(1)F=1500_v=1.5_D=300_8小時(shí)300天10年(V帶-一級(jí)直齒圓柱-聯(lián)軸器)(高上低下)(2)

減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 系 別： 班 級(jí)： 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱(chēng)：目 錄第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)11.1設(shè)計(jì)題目11.2工作情況11.3設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)1第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案12.1傳動(dòng)方案12.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)1第三章 選擇電動(dòng)機(jī)23.1電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇23.2確定傳動(dòng)裝置的效率23.3選擇電動(dòng)機(jī)容量23.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4第四章 動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算44.1V帶設(shè)計(jì)計(jì)算6第五章 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算105.1選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)105.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)105.3確定傳動(dòng)尺寸135.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度135.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸155.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)16第六章 軸的設(shè)計(jì)176.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算176.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算22第七章 滾動(dòng)軸承壽命校核287.1高速軸上的軸承校核287.2低速軸上的軸承校核29第八章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算308.1高速軸與大帶輪鍵連接校核308.2低速軸與大齒輪鍵連接校核308.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核31第九章 聯(lián)軸器的選擇319.1低速軸上聯(lián)軸器31第十章 減速器的密封與潤(rùn)滑3210.1減速器的密封3210.2齒輪的潤(rùn)滑3210.3軸承的潤(rùn)滑32第十一章 減速器附件3311.1油面指示器3311.2通氣器3411.3放油塞3411.4窺視孔蓋3511.5定位銷(xiāo)3611.6起蓋螺釘3711.7起吊裝置38第十二章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸39第十三章 設(shè)計(jì)小結(jié)41第十四章 參考文獻(xiàn)41第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.1設(shè)計(jì)題目1.2工作情況 每天工作小時(shí)數(shù)：8小時(shí)，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.3設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)拉力F1500N速度v1.5m/s直徑D300mm第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為一級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 一級(jí)圓柱齒輪減速器中齒輪相對(duì)于軸承為對(duì)稱(chēng)布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對(duì)稱(chēng)分布的減速器來(lái)講，軸的剛性相對(duì)較小。原動(dòng)機(jī)部分為 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)第三章 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.97 V帶的效率：v=0.96 工作機(jī)的效率：w=0.96a=1233vw=0.990.9930.970.960.96=0.8593.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=15001.51000=2.25kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.250.859=2.62kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010001.5300=95.49rmin 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：24，一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為：35，因此理論傳動(dòng)比范圍為：620。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(620)95.49=573-1910r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132S-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002870圖3-2 電機(jī)尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG13247531521614012388010333.4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)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=96095.49=10.053 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2.5 減速器傳動(dòng)比為i1=iaiv=4.02第四章 動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算 （1）各軸轉(zhuǎn)速：高速軸：n=n0i0=9602.5=384rmin低速軸：n=ni1=3844.02=95.52rmin工作機(jī)軸：n=n=95.52rmin （2）各軸輸入功率：高速軸：P=P0v=2.620.96=2.52kW低速軸：P=P23=2.520.990.97=2.42kW工作機(jī)軸：P=P122w=2.420.990.990.990.96=2.25kW 則各軸的輸出功率：高速軸：P=P0.99=2.49kW低速軸：P=P0.99=2.4kW工作機(jī)軸：P=P0.99=2.23kW （3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸：T0=9550P0n0=95502.62960=26.06Nm高速軸：T=9550Pn=95502.52384=62.67Nm低速軸：T=9550Pn=95502.4295.52=241.95Nm工作機(jī)軸：T=9550Pn=95502.2595.52=224.95Nm 則各軸輸出轉(zhuǎn)矩：高速軸：T=9550Pn=95502.49384=61.93Nm低速軸：T=9550Pn=95502.495.52=239.95Nm工作機(jī)軸：T=9550Pn=95502.2395.52=222.95Nm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱(chēng)轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nm)電機(jī)軸9602.6226.06高速軸3842.5262.67低速軸95.522.42241.95工作機(jī)軸95.522.25224.954.1V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 1.確定計(jì)算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1，故Pca=KAP=12.62=2.62kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度v=dd1n601000=75960601000=3.77ms-1 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd1=2.575=187.5mm 根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=180mm。 4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=380mm。 由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2380+275+180+180-75243801168mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1100mm。 按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=380+1100-11682346mm 按式（8-24）,中心距的變化范圍為330-379mm。 5.驗(yàn)算小帶輪的包角a1180-dd2-dd157.3a180-180-7557.3346=162.61>120 6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.51kW。 根據(jù)n1=960r/min，i=2.5和A型帶，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.955，表8-2得KL=0.91，于是 Pr=P0+P0KKL=0.51+0.1120.9550.91=0.541kW 2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=2.620.5414.84 取5根。 7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9552.620.95553.77+0.1053.772=113.92N 8.計(jì)算壓軸力FpFQ=2zF0sin12=25F0sin162.612=1126.11N 9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因?yàn)樾л哾d1=75 小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。 因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd+2ha=75+22.75=80.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mm輪轂直徑 dk=1.82d=6876=76mm 因?yàn)長(zhǎng)=2.0d<B（帶輪為實(shí)心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=78mm圖4-2 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大帶輪的軸孔直徑d=24mm 因?yàn)榇髱л哾d2=180mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.024=48mmda=dd+2ha=180+22.75=185.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mm輪轂直徑 dk=1.82d=4348=48mm腹板內(nèi)徑 dr=d2-2hf-=180-28.7+19.5=124mmC=0.25B=0.2578=19.5mmL=48mm圖4-3 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 10.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 選用A型V帶5根，基準(zhǔn)長(zhǎng)度1100mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=75mm，dd2=180mm，中心距控制在a=330379mm。單根帶初拉力F0=113.92N。帶型AV帶中心距346mm小帶輪基準(zhǔn)直徑75mm包角162.61大帶輪基準(zhǔn)直徑180mm帶長(zhǎng)1100mm帶的根數(shù)5初拉力113.92N帶速3.77m/s壓軸力1126.11N第五章 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20。 2.參考表10-6選用8級(jí)精度。 3.材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS 4.選小齒輪齒數(shù)z1=26，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=264.02=105。5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 (1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551062.52384=62671.88Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos26cos2026+21=29.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos105cos20105+21=22.761=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=26tan29.241-tan20+105tan22.761-tan202=1.74Z=4-3=4-1.743=0.868 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=603841830010=5.53108NL2=NL1u=5.531084.02=1.376108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.08，KHN2=1.14 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6001.081=648MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.141=627MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=627MPa (2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.362671.88110526+1105262.49189.80.8686272=44.327mm 2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑 (1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn601000=44.327384601000=0.891ms 齒寬bb=dd1t=144.327=44.327mm (2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=0.891m/s、8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.024 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=262671.8844.327=2827.707NKAFtb=12827.70744.327=64Nmm<100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.343 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0241.21.343=1.65 (3)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=44.32731.651.3=47.993mm (4)確定模數(shù)m=d1z1=47.99326=1.85mm，取m=2mm。5.3確定傳動(dòng)尺寸 1.計(jì)算中心距a=z1+z2m2=131mm，圓整為131mm 2.計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=262=52mmd2=z2m=1052=210mm 3.計(jì)算齒寬b=dd1=52mm 取B1=60mm B2=55mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KFTYFaYSaYdm3z12F (1)T、m和d1同前 齒寬b=b2=55 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.6，YFa2=2.16 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.81 試選KFt=1.3 由式（10-5）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.739=0.681 (2)圓周速度v=d1n601000=52384601000=1.05ms (3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=554.5=12.222 根據(jù)v=1.05m/s，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.028 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4查得KH=1.348，結(jié)合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得KF=1.067。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0281.21.067=1.316 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.91，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.911.25=364MPaF2=Flim2KFN2S=3800.921.25=279.68MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=21.31662671.882.61.60.681123262=86.41MPa<F1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=21.31662671.882.161.810.681123262=81.208MPa<F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 (4)齒輪的圓周速度v=d1n601000=52384601000=1.05ms 選用8級(jí)精度是合適的5.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 (1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=21=2mm hf=mhan*+cn*=21+0.25=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm (2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=56mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=214mm (3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=47mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=205mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號(hào)名稱(chēng)計(jì)算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m22螺旋角左旋000"右旋000"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z26105齒寬B6055齒頂高h(yuǎn)amha*22齒根高h(yuǎn)fm(ha*+c*)2.52.5分度圓直徑d52210齒頂圓直徑dad+2ha56214齒根圓直徑dfd-2hf47205中心距a131131圖5-2 大齒輪結(jié)構(gòu)圖第六章 軸的設(shè)計(jì)6.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=384r/min；功率P=2.52kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=62671.88Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表15-1選用40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11232.52384=20.97mm 由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0520.97=22.02mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為24mm故取dmin=24圖6-2 高速軸示意圖 (1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=24mm，l12長(zhǎng)度略小于大帶輪輪轂長(zhǎng)度L，取l12=46mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=32mm。 (2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 29 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為12，則l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。 (3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 60 mm，d56 = 56 mm (4)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 17 -10 = 64 mm (5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=12mm，則l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段1234567直徑24293540564035長(zhǎng)度466429860829 4.軸的受力分析 小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=262671.8852=2410.46N 小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=2410.46tan20=877.34N 根據(jù)6207深溝球查手冊(cè)得壓力中心a=8.5mm 第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l1=L12+L2+a=462+64+8.5=95.5mm 軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l2=L3+L4+b12-a=29+8+602-8.5=58.5mm 齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離: l3=l2=58.5mm 計(jì)算軸的支反力 高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力Q=-1126.11 水平支反力FNH1=Ftl3-Ql1+l2+l3l2+l3=2410.4658.5-1126.1195.5+58.5+58.558.5+58.5=3250.52NFNH2=Ftl2+Ql1l2+l3=2410.4658.5+-1126.1195.558.5+58.5=286.05N 垂直支反力FNV1=Frl3l2+l3=877.3458.558.5+58.5=438.67NFNV2=Frl2l2+l3=877.3458.558.5+58.5=438.67N 計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面C處的水平彎矩MH1=FNH1l2=3250.5258.5=190155.42Nmm 截面B處的垂直彎矩MBH=Ql1=-1126.1195.5=-107543.5Nmm 截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1l2=438.6758.5=25662.2NmmMV2=FNV2l3=438.6758.5=25662.2Nmm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）MB=MBH2+MBV2=107543.52+02=107543.5Nmm 截面C處的合成彎矩M1=MH12+MV12=190155.422+25662.22=191879.21NmmM2=MH12+MV22=190155.422+25662.22=191879.21Nmm 作合成彎矩圖（圖d）T=62671.88Nmm 作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-3 高速軸受力及彎矩圖 5.校核軸的強(qiáng)度 因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=40316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=191879.216280=30.55MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=62671.8812560=4.99MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=30.552+40.64.992=31.13MPa 查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=735MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。6.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=95.52r/min；功率P=2.42kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=241949.33Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表15-1選用45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA03Pn=11232.4295.52=32.89mm 由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.0732.89=35.19mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為38mm故取dmin=38圖6-4 低速軸示意圖 (1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT=314.53Nm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為38mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為82mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 108mm(GB T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=70mm。 (2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 43 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為dDB = 458519mm，故d34 = d67 = 45 mm。 (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 48 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 55 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 53 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 48 mm故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 56 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 6 mm。 (4)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 19 -10 = 62 mm (5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度B = 19 mm，則l34= B+2+2=19+10+12.5+2= 43.5 mml67= B+2-l56=19+10+12.5-6 = 35.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑384345485645長(zhǎng)度826243.553635.5 4.軸的受力分析 大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2Td2=2241949.33210=2304.28N 大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tan=2304.28tan20=838.69N 根據(jù)6209深溝球查手冊(cè)得壓力中心a=9.5mm 軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離:l1=L12+L2+a=822+62+9.5=112.5mm 齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l2=L42+L3-a=532+43.5-9.5=60.5mm 軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l3=L42+L3-a=532+43.5-9.5=60.5mm 計(jì)算軸的支反力 水平支反力FNH1=Ftl3l2+l3=2304.2860.560.5+60.5=1152.14NFNH2=Ftl2l2+l3=2304.2860.560.5+60.5=1152.14N 垂直支反力FNV1=Frl3l2+l3=838.6960.560.5+60.5=419.34NFNV2=Frl2l2+l3=838.6960.560.5+60.5=419.34N 計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面C處的水平彎矩MH1=FNH1l2=1152.1460.5=69704.47Nmm 截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1l2=419.3460.5=25370.07Nmm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c） 截面C處的合成彎矩M1=MH12+MV12=69704.472+25370.072=74177.85Nmm 作合成彎矩圖（圖d）T=241949.33Nmm 作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-5 低速軸受力及彎矩圖 5.校核軸的強(qiáng)度 因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=48332=10851.84mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=48316=21703.68mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=74177.8510851.84=6.84MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=241949.3321703.68=11.15MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=6.842+40.611.152=15.03MPa 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。第七章 滾動(dòng)軸承壽命校核7.1高速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)620735721725.5 根據(jù)前面的計(jì)算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=24000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=FNH12+FNV12=3250.522+438.672=3279.99NFr2=FNH22+FNV22=286.052+438.672=523.69N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=13279.99+00=3279.99NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=1523.69+00=523.69N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660nftCrfpPr3=27709.99h>24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)620945851931.5 根據(jù)前面的計(jì)算，選用6209深溝球軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=31.5kN，額定靜載荷C0r=20.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=24000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=FNH12+FNV12=1152.142+419.342=1226.08NFr2=FNH22+FNV22=1152.142+419.342=1226.08N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11226.08+00=1226.08NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11226.08+00=1226.08N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660nftCrfpPr3=25656.08h>24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第八章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)32mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=24mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=60MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4Thld=29MPa<p=60MPa8.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)40mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=26mm 大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4Thld=86MPa<p=120MPa8.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)70mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=60mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4Thld=53MPa<p=120MPa第九章 聯(lián)軸器的選擇9.1低速軸上聯(lián)軸器 （1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.3241.95=314.53Nm （2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào) 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=38mm，軸孔長(zhǎng)度L=82mm。從動(dòng)端孔直徑d=32mm，軸孔長(zhǎng)度L=82mm。 Tc=314.53Nm<Tn=1250Nm n=95.52r/min<n=4700r/min第十章 減速器的密封與潤(rùn)滑10.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。10.2齒輪的潤(rùn)滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方式根據(jù)齒輪的圓周速度大小決定。由于大齒輪的圓周速度v12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過(guò)一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距離油池地面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=4.5mm10mm，取浸油深度為10mm。則油的深度H為 H=30+10=40mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號(hào)為320潤(rùn)滑油，黏度推薦值為266cSt。10.3軸承的潤(rùn)滑 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。選擇何種潤(rùn)滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒2m/s，所以均選擇脂潤(rùn)滑。采用脂潤(rùn)滑軸承的時(shí)候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，故選用通用鋰基潤(rùn)滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。第十一章 減速器附件11.1油面指示器 顯示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)應(yīng)該放置在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。游標(biāo)安裝的位置不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。圖11-2 桿式油標(biāo)11.2通氣器 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。圖11-3 通氣器11.3放油塞 為了便于清洗箱體內(nèi)部以及排除箱體內(nèi)的油污，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜12，使油易于流出。圖11-4 放油塞11.4窺視孔蓋 在減速器箱蓋頂部開(kāi)有窺視孔，可以看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)，并有足夠的空間能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成。圖11-5 窺視孔蓋 L1=90，L2=75，b1=70，b2=55 h=4mm d4=6mm R=5mm11.5定位銷(xiāo) 對(duì)由箱蓋和箱座通過(guò)聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時(shí)能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。圖11-6 銷(xiāo)11.6起蓋螺釘 由于裝配減速器時(shí)在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊密難于開(kāi)蓋，旋動(dòng)起蓋螺釘可將箱蓋頂起。圖11-7 起蓋螺釘11.7起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：圖11-8 起蓋螺釘 吊孔尺寸計(jì)算：b1.82.51=1.82.58=16mmd=b=16mmR=11.2d=11.216=16mm 吊耳尺寸計(jì)算：K=C1+C2=18+16=34mmH=0.8K=0.834=27mmh=0.5H=0.527=14mmr=0.25K=0.2534=8.5mmb1.82.51=1.82.58=16mm第十二章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動(dòng)零件正確相對(duì)位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤(rùn)滑油的油箱。機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過(guò)地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來(lái)確定。設(shè)計(jì)減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：箱座壁厚0.025a+188mm箱蓋壁厚10.02a+188mm箱蓋凸緣厚度b11.5112mm箱座凸緣厚度b1.512mm箱座底凸緣厚度b22.520mm地腳螺栓的直徑df0.04a+8M20地腳螺栓的數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.50.6)dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)dfM6定位銷(xiāo)直徑d(0.70.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1查表26mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離C2查表24mm、20mm、16mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1C220mm凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)48mm外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(510)47mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1>1.212mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2>12.5mm箱蓋、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm、8mm高速軸承端蓋外徑D1D+(55.5)d3；D-軸承外徑112mm低速軸承端蓋外徑D2D+(55.5)d3；D-軸承外徑125mm第十三章 設(shè)計(jì)小結(jié) 通過(guò)這次對(duì)一級(jí)直齒圓柱減速器的設(shè)計(jì)，使我們真正的了解了機(jī)械設(shè)計(jì)的概念，在這次設(shè)計(jì)過(guò)程中，反反復(fù)復(fù)的演算一方面不斷的讓我們接進(jìn)正確，另一方面也在考驗(yàn)我們我們的耐心，思維的嚴(yán)密性和做研究的嚴(yán)謹(jǐn)性。我想這也是這次設(shè)計(jì)我們是應(yīng)該達(dá)到的。這些讓我感受頗深。通過(guò)幾周的設(shè)計(jì)實(shí)踐，我們真正感受到了設(shè)計(jì)過(guò)程的謹(jǐn)密性，為我們以后的工作打下了一定的基礎(chǔ)。機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械這門(mén)學(xué)科的基礎(chǔ)的基礎(chǔ)，是一門(mén)綜合性較強(qiáng)的技術(shù)課程，他融匯了多門(mén)學(xué)科中的許多知識(shí)，例如，機(jī)械設(shè)計(jì)，材料力學(xué)，工程力學(xué)，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)等，我們對(duì)先前學(xué)的和一些未知的知識(shí)都有了新的認(rèn)識(shí)。也讓我們認(rèn)識(shí)到，自己還有好多東西還不知道，以后更要加深自己的知識(shí)內(nèi)涵，同時(shí)，也非常感謝老師對(duì)我們悉心的指導(dǎo)，得已讓我們能更好的設(shè)計(jì)。第十四章 參考文獻(xiàn) 1 濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)第九版.西北工業(yè)大學(xué)出版社 2 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第4版.高等教育出版社 3 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì). 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004 4 周開(kāi)勤主編.機(jī)械零件手冊(cè)（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 5 龔桂義主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)（第三版） 6 徐灝主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，199144