機(jī)械設(shè)計(jì)一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器說(shuō)明書

機(jī)械設(shè)計(jì)〔論文〕說(shuō)明書題目：一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器系別：XXX系專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：二零一二年五月一日目錄第一局部課程設(shè)計(jì)任務(wù)書-------------------------------3第二局部傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-------------------------3第三局部電動(dòng)機(jī)的選擇--------------------------------4第四局部計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-----------------7第五局部齒輪的設(shè)計(jì)----------------------------------8第六局部傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)---------------17第七局部鍵連接的選擇及校核計(jì)算-----------------------20第八局部減速器及其附件的設(shè)計(jì)-------------------------22第九局部潤(rùn)滑與密封----------------------------------24設(shè)計(jì)小結(jié)--------------------------------------------25參考文獻(xiàn)--------------------------------------------25第一局部課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級(jí)圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),2班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二.設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份。三.設(shè)計(jì)步驟:1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.設(shè)計(jì)V帶和帶輪6.齒輪的設(shè)計(jì)7.滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二局部傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：圖一:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)圓柱斜齒輪減速器。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率a:a=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.851為V帶的效率,2為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,4為聯(lián)軸器的效率,5為滾筒的效率〔包括滾筒和對(duì)應(yīng)軸承的效率〕。第三局部電動(dòng)機(jī)的選擇1電動(dòng)機(jī)的選擇條件為:P=8KWn=310r/min電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f(8,0.85)=9.41KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n=310r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~4，一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=2~6，那么總傳動(dòng)比合理范圍為ia=4~24，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(4×24)×310=1240~7440r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y160M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為11KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比〔1〕總傳動(dòng)比：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1460/310=4.7〔2〕分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=2，那么減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=4.7/2=2.4第四局部計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)〔1〕各軸轉(zhuǎn)速:nI=nm/i0=1460/2=730r/minnII=nI/i=730/2.4=304.2r/minnIII=nII=304.2r/min〔2)各軸輸入功率:PI=Pd×=9.41×0.96=9.03KWPII=PI×=9.03×0.98×0.97=8.58KWPIII=PII×=8.58×0.98×0.99=8.32KW那么各軸的輸出功率：PI'=PI×0.98=8.85KWPII'=PII×0.98=8.41KWPIII'=PIII×0.98=8.15KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI=Td×i0×電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f(9.41,1460)=61.6Nm所以：TI=Td×i0×=61.6×2×0.96=118.3NmTII=TI×i×=118.3×2.4×0.98×0.97=269.9NmTIII=TII×=269.9×0.98×0.99=261.9Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：TI'=TI×0.98=115.9NmTII'=TII×0.98=264.5NmTIII'=TIII×0.98=256.7Nm第五局部V帶的設(shè)計(jì)1選擇普通V帶型號(hào)計(jì)算功率Pc:Pc=KAPd=1.1×9.41=10.35KW根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在B型交界線范圍內(nèi)，應(yīng)選用B型V帶。2確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速取小帶輪直徑為d1=140mm,那么：d2=n1×d1×(1-)/n2=i0×d1×(1-)=2×140×(1-0.02)=274.4mm由手冊(cè)選取d2=280mm。帶速驗(yàn)算：V=nm×d1×π/(60×1000)=1460×140×π/(60×1000)=10.7m/s介于5~25m/s范圍內(nèi)，故適宜。3確定帶長(zhǎng)和中心距a0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)0.7×(140+280)≤a0≤2×(140+280)294≤a0≤840初定中心距a0=567mm，那么帶長(zhǎng)為:L0=2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)=2×567+π×(140+280)/2+(280-140)2/(4×567)=1802mm由表9-3選用Ld=1800mm，確定實(shí)際中心距為：a=a0+(Ld-L0)/2=567+(1800-1802)/2=566mm4驗(yàn)算小帶輪上的包角:=1800-(d2-d1)×57.30/a=1800-(280-140)×57.30/566=165.80>12005確定帶的根數(shù)：Z=Pc/((P0+P0)×KL×K故要取Z=4根B型V帶。6計(jì)算軸上的壓力：由初拉力公式有：F0=500×Pc×(2.5/K-1)/(Z×V)+q×V2=500×10.35×(2.5/0.96-1)/(4×10.7)+0.10×10.72=205.4N作用在軸上的壓力：FQ=2×Z×F0×sin(1/2)=2×4×205.4×sin(165.8/2)=1630.5N第六局部齒輪的設(shè)計(jì)〔一〕高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1〕材料：高速級(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1=21，那么：Z2=i×Z1=2.4×21=50.4取：Z2=502〕初選螺旋角:=150。2初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,t)T\s(,1),ψ\s(,d)ε\s(,α))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))確定各參數(shù)的值:1)試選Kt=2.52)T1=118.3Nm3)選取齒寬系數(shù)d=14)由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8eq\r(MPa)5)由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.426)由式8-3得：×(1/Z1+1/Z2)]×cos×(1/21+1/50)]×cos150=1.6077)由式8-4得：=0.318dZ1tan=0.318×1×21×tan150=1.798)由式8-19得:Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(1,e\s(,a)))eq\r(\f(1,1.607))=0.7899)由式8-21得：Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos15)=0.9810)查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:Hlim1=650MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:Hlim2=530MPa。11)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60×730×1×8×300×2×8=1.68×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=1.68×109/=7.01×10812)由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.88,KHN2=0.8913)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=0.88×650=572MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=0.89×530=471.7MPa許用接觸應(yīng)力:[H]=([H]1+[H]2)/2=(572+471.7)/2=521.85MPa3設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,t)T\s(,1),ψ\s(,d)ε\s(,α))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×2.5×118.3×1000,1×1.607)×\f(+1,)×\b(\f(2.42×189.8,521.85))\s(\s(\s(2))))=73.9mm4修正計(jì)算結(jié)果：1)確定模數(shù)：mn=eq\f(d\s(,1t)cosβ,Z\s(,1))=eq\f(73.9×cos15\s(\s(0)),21)=3.4mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3.5mm。2)中心距：a=eq\f(\b(Z\s(,1)+Z\s(,2))m\s(,n),2cosβ)=eq\f(\b(21+50)×3.5,2×cos15\s(0))=128.6mm3)螺旋角：=arccoseq\f(\b(Z\s(,1)+Z\s(,2))m\s(,n),2a)=arccoseq\f(\b(21+50)×3.5,2×128.6)=1504)計(jì)算齒輪參數(shù)：d1=eq\f(Z\s(,1)m\s(,n),cosβ)=eq\f(21×3.5,cos15\s(0))=76mmd2=eq\f(Z\s(,2)m\s(,n),cosβ)=eq\f(50×3.5,cos15\s(0))=181mmb=φd×d1=76mmb圓整為整數(shù)為：b=76mm。5)計(jì)算圓周速度v:v=eq\f(πd\s(,1)n\s(,1),60×1000)=eq\f(3.14×76×730,60×1000)=2.9m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。6)同前，ZE=189.8eq\r(MPa)。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:ZH=2.42。7)由式8-3得：×(1/Z1+1/Z2)]×cos×(1/21+1/50)]×cos150=1.6078)由式8-4得：=0.318dZ1tan=0.318×1×21×tan150=1.799)10)同前，取:Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(1,e\s(,a)))eq\r(\f(1,1.607))=0.78911)由式8-21得：Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos15)=0.9812)由表8-2查得系數(shù)：KA=1，由圖8-6查得系數(shù)：KV=1.1。13)Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×118.3×1000,76)=3113.2Neq\f(K\s(,A)F\s(,t),b)=eq\f(1×3113.2,76)=41<100Nmm14)由tant=tann/cos得：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos150)=20.7015)由式8-17得：cosb=coscosn/cost=cos15cos20/cos20.7=0.9716)由表8-3得：KH=KF=/cos2b=1.607/0.972=1.7117)由表8-4得：KHd2+0.61×10-3b=1.3818)K=KAKVKHKH=1×1.1×1.71×1.38=2.619)計(jì)算d1：d1≥eq\r(3,\f(2KT\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×2.6×118.3×1000,1)×\f(+1,)×\b(\f(2.42×189.8×0.789×0.98,521.85))\s(\s(\s(2))))=73.9mm實(shí)際d1=76>73.9所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：1)當(dāng)量齒數(shù)：ZV1=Z1/cos3=21/cos3150=23.3ZV2=Z2/cos3=50/cos3150=55.52)V×(1/ZV1+1/ZV2)]cos×(1/23.3+1/55.5)]×cos150=1.6283)由式8-25得重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75cos2b/V=0.684)由圖8-26和=1.79查得螺旋角系數(shù)Y=0.875)eq\f(ε\s(,γ),ε\s(,α)Y\s(,ε))=eq\f(3.397,1.607×0.68)=3.11前已求得:KH=1.71<3.11，故?。篕F=1.716)eq\f(b,h)=eq\f(b,[(2h\s(*,am)+c\s(*,))m\s(,n)])=eq\f(76,[(2×1+0.25)×3.5])=9.65且前已求得:KH=1.38，由圖8-12查得：KF=1.357)K=KAKVKFKF=1×1.1×1.71×1.35=2.548)由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1=2.66YFa2=2.32應(yīng)力校正系數(shù):YSa1=1.59YSa2=1.749)由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：Flim1=500MPaFlim2=380MPa10)同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1=1.68×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2=7.01×10811)由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1=0.84KFN2=0.8512)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.84×500,1.3)=323.1[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.85×380,1.3)=248.5eq\f(Y\s(,Fa1)Y\s(,Sa1),[σ\s(,F)]\s(,1))=eq\f(2.66×1.59,323.1)=0.01309eq\f(Y\s(,Fa2)Y\s(,Sa2),[σ\s(,F)]\s(,2))=eq\f(2.32×1.74,248.5)=0.01624大齒輪數(shù)值大選用。(2)按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn≥eq\r(3,\f(2KT\s(,1)Y\s(,β)cos\s(2,β),ψ\s(,d)Z\s(2,1)ε\s(,α))×\f(Y\s(,Fa)Y\s(,Sa),[σ\s(,F)]))=eq\r(3,\f(2×2.54×118.3×1000×0.87×cos\s(\s(\s(2)))15×0.01624,1×21\s(\s(\s(2)))×1.607))=2.23mm2.23≤3.5所以強(qiáng)度足夠。(3)各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1=76mmd2=181mmb=d×d1=76mmb圓整為整數(shù)為：b=76mm圓整的大小齒輪寬度為：b1=81mmb2=76mm中心距：a=128.5mm，模數(shù)：m=3.5mm第七局部傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)Ⅰ軸的設(shè)計(jì)1輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1=9.03KWn1=730r/minT1=118.3Nm2求作用在齒輪上的力:小齒輪的分度圓直徑為:d1=76mm那么:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×118.3×1000,76)=3113.2NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=3113.2×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos15\s(\s(\s(0))))=1173NFa=Fttan=3113.2×tan150=833.7N3初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)〔第八版〕》表15-3，取A0=112，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f(9.03,730))=25.9mm顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，應(yīng)選取:d12=27mm。帶輪的寬度：B=(Z-1)×e+2×f=(4-1)×18+2×8=70mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12=68mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23=32mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23=35mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度:初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34=d78=35mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30207型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T=35×72×18.25mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：30207。型軸承的定位軸肩高度：h=3.5mm，故?。篸45=d67=42mm，?。簂45=l67=5mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸確實(shí)定。由于:d1≤2d56，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56=81mm；那么:l34=T+s+a-l45=18.25+8+11-5=32.25mml78=T+s+a-l67=18.25+8+11+2-5=34.25mm5軸的受力分析和校核:1〕作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖〔見圖a〕:根據(jù)30207圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a=18.5mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(70/2+35+18.5)mm=88.5mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(81/2+32.25+5-18.5)mm=59.2mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(81/2+5+34.25-18.5)mm=61.2mm2〕計(jì)算軸的支反力：水平面支反力〔見圖b〕：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(3113.2×61.2,59.2+61.2)=1582.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(3113.2×59.2,59.2+61.2)=1530.7N垂直面支反力〔見圖d〕：FNV1=eq\f(FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(1173×61.2+833.7×76/2-1630.5×(88.5+59.2+61.2),59.2+61.2)=-1969.6NFNV2=eq\f(FrL2-Fad1/2+FQL1,L2+L3)=eq\f(1173××76/2+1630.5×88.5,59.2+61.2)=1512.1N3〕計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=1582.5×59.2Nmm=93684Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FQL1=1630.5×88.5Nmm=144299Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1969.6×59.2Nmm=-116600NmmMV2=FNV2L3=1512.1×61.2Nmm=92541Nmm分別作水平面彎矩圖〔圖c〕和垂直面彎矩圖〔圖e〕。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=149574NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=131683Nmm作合成彎矩圖〔圖f〕。4〕作轉(zhuǎn)矩圖〔圖g〕。5〕按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面〔即危險(xiǎn)截面C〕的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面〔轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面〕進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式〔14-4〕，取=0.6，那么有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(149574\s(2)+\b(0.6×118.3×1000)\s(2)),0.1×76\s(3))MPa=3.8MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度〔注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響〕。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計(jì)1求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2=8.58KWn2=304.2r/minT2=269.9Nm2求作用在齒輪上的力:大齒輪的分度圓直徑為:d2=181mm那么:Ft=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×269.9×1000,181)=2982.3NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=2982.3×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos15\s(\s(\s(0))))=1123.7NFa=Fttan=2982.3×tan150=798.7N3初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)〔第八版〕》表15-3，取:A0=112，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=112×eq\r(3,\f(8.58,304.2))=34.1mm輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca=KAT2，查《機(jī)械設(shè)計(jì)〔第八版〕》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA=1.2，那么:Tca=KAT2=1.2×269.9=323.9Nm由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40mm，軸孔長(zhǎng)度84mm，那么：d12=40mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12=82mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D=50mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23=45mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度：初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34=d67=50mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30210型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T=50mm×90mm×21.75mm。軸承端蓋的總寬度為：20mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l=20mm，l23=35mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸確實(shí)定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2=58mm，所以：d45=58mm，為使齒輪定位可靠取：l45=74mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h≥0.07d=0.07×58=4.06mm，軸肩寬度：b≥1.4h=1.4×4.06=0mm，所以：d56=67mm，l56=6mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，那么：l34=T+s+a+2.5+2=21.75+8+11+2.5+2=45.25mml67=2+T+s+a+2.5-l56=2+21.75+8+11+2.5-6=39.25mm5軸的受力分析和校核:1〕作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖〔見圖a〕:根據(jù)30210圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a=mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(76/2-2+45.25-)mm=81.2mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(/2+6+39.25-)mm=83.2mm2〕計(jì)算軸的支反力：水平面支反力〔見圖b〕：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2982.3×83.2,81.2+83.2)=1509.3NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2982.3×81.2,81.2+83.2)=1473N垂直面支反力〔見圖d〕：FNV1=eq\f(FrL3+Fad2/2,L2+L3)=eq\f(1123.7×83.2+798.7×181/2,81.2+83.2)=1008.4NFNV2=eq\f(Fad2/2-FrL2,L2+L3)=eq\f(798.7×181/2-1123.7×81.2,81.2+83.2)=-115.3N3〕計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=1509.3×81.2Nmm=122555Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=1008.4×81.2Nmm=81882NmmMV2=FNV2L3=-115.3×83.2Nmm=-9593Nmm分別作水平面彎矩圖〔圖c〕和垂直面彎矩圖〔圖e〕。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=147392NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=122930Nmm作合成彎矩圖〔圖f〕。4〕作轉(zhuǎn)矩圖〔圖g〕。5〕按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面〔即危險(xiǎn)截面C〕的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面〔轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面〕進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式〔14-4〕，取=0.6，那么有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(147392\s(2)+\b(0.6×269.9×1000)\s(2)),0.1×58\s(3))MPa=11.2MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度〔注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響〕。軸的彎扭受力圖如下：第八局部鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1輸入軸鍵計(jì)算：校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×63mm，接觸長(zhǎng)度:l'=63-8=55mm，那么鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×7×55×27×120/1000=311.9NmT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2輸出軸鍵計(jì)算：(1)校核大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=16mm×10mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-16=54mm，那么鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×10×54×58×120/1000=939.6NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2)校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-12=58mm，那么鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×58×40×120/1000=556.8NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九局部軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=8×2×8×300=38400h1輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1173+0×833.7=1173N(2)求軸承應(yīng)有的根本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=1173×eq\r(10/3,\f(60×730,10\s(\s(6)))×38400)=10915N(3)選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:30207軸承，Cr=54.2KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×730)\b(\f(54.2×1000,1173))\s(\s(10/3))=7.98×106≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1123.7+0×798.7=1123.7N(2)求軸承應(yīng)有的根本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=1123.7×eq\r(10/3,\f(60×304.2,10\s(\s(6)))×38400)=8039N(3)選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:30210軸承，Cr=73.2KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×304.2)\b(\f(73.2×1000,1123.7))\s(\s(10/3))=6.01×107≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十局部減速器及其附件的設(shè)計(jì)1箱體〔箱蓋〕的分析：箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個(gè)零件，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，本錢低廉的機(jī)器。2箱體〔蓋〕的材料：由于本課題所設(shè)計(jì)的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因?yàn)殍T造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3箱體的設(shè)計(jì)