單級(jí)齒輪減速器說(shuō)明書(shū).doc

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1、減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 系 別： 專業(yè)班級(jí)： 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)11.1設(shè)計(jì)題目11.2設(shè)計(jì)步驟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3第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)44.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3低速軸的參數(shù)44.4工作機(jī)的參數(shù)4第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算5第六章 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算86.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)86.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)86.3確定傳動(dòng)尺寸1

2、06.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度106.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸116.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)12第七章 軸的設(shè)計(jì)137.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算137.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算19第八章 滾動(dòng)軸承壽命校核258.1高速軸上的軸承校核258.2低速軸上的軸承校核26第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算269.1高速軸與大帶輪鍵連接校核269.2低速軸與大齒輪鍵連接校核279.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核27第十章 聯(lián)軸器的選擇2710.1低速軸上聯(lián)軸器27第十一章 減速器的密封與潤(rùn)滑2811.1減速器的密封2811.2齒輪的潤(rùn)滑2811.3軸承的潤(rùn)滑28第十二章 減速器附件2912.1油面指示器2912.2通氣器2912.3

3、放油塞2912.4窺視孔蓋3012.5定位銷3012.6起蓋螺釘31第十三章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸31第十四章 設(shè)計(jì)小結(jié)32參考文獻(xiàn)32第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.1設(shè)計(jì)題目 一級(jí)直齒圓柱減速器，拉力F=2300N，速度v=1.1m/s，直徑D=350mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16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。1.2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.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)

4、接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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)稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對(duì)稱分布的減速器來(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)類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三

5、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 V帶的效率：v=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機(jī)的效率：w=0.96a=1233vw=0.8683.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=23001.11000=2.53kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.530.868=2.91kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010001.1350=60.05rpm 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：6

6、20。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(620)60.05=360-1201r/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-2330002880 電機(jī)主要外形尺寸圖3-1 電動(dòng)機(jī)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HLHDABKDEFG132

7、47531521614012388010333.4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=96060.05=15.987 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=3.5 減速器傳動(dòng)比為i1=iaiv=4.57第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=2.91kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500002.91960=28948.44Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0v=2.910.96=2.79kWn=n0i0=9603.

8、5=274.29rpmT=9550000Pn=95500002.79274.29=97139.89Nmm4.3低速軸的參數(shù)P=P23=2.790.990.98=2.71kWn=ni1=274.294.57=60.02rpmT=9550000Pn=95500002.7160.02=431197.93Nmm4.4工作機(jī)的參數(shù)P=P122w=2.710.990.990.990.96=2.52kWn=n=60.02rpmT=9550000Pn=95500002.5260.02=400966.34Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9602

9、.9128948.44高速軸274.292.7997139.89低速軸60.022.71431197.93工作機(jī)60.022.52400966.34第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故 Pca=KAP=1.12.91=3.201kW (2)選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用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。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度v=dd1n601000=75960601000=3.77ms-1 (4)計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑

10、 dd2=idd1=3.575=262.5mm 根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=250mm。 (5)確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=490mm。 由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2490+275+250+250-75244901506mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1550mm。 按式計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=490+1550-15062512mm 按式,中心距的變化范圍為489-558mm。 (6)驗(yàn)算小帶輪的包角a1180-dd2-dd157.3a180-250-7557.3512=160.42120 (7

11、)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,查表得P0=0.51kW。 根據(jù)n1=960r/min，i=3.5和A型帶，查表得P0=0.112kW。 查表得K=0.951，表得KL=0.98，于是 Pr=P0+P0KKL=0.51+0.1120.9510.98=0.58kWz=PcaPr=3.2010.585.52 取6根。 (8)計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9513.2010.95163.77+0.1053.772=116.74

12、N (9)計(jì)算壓軸力FpFp=2zF0sin12=26116.74sin160.422=1380.48N帶型AV帶中心距512mm小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm包角1160.42大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2250mm帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1550mm帶的根數(shù)6根單根V帶初拉力116.74N帶速3.77m/s壓軸力1380.48N (10)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 因此小帶輪結(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=6-115+29=93mm L

13、=2.0dB（帶輪為實(shí)心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=93mm 小帶輪結(jié)構(gòu)圖圖5-1 小帶輪結(jié)構(gòu)圖 （2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大帶輪的軸孔直徑d=28mm 因?yàn)榇髱л哾d2=250mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。 因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd+2ha=250+22.75=255.5mmB=z-1e+2f=6-115+29=93mmC=0.25B=0.2593=23.25mmL=2.0d=2.028=56mm 大帶輪結(jié)構(gòu)圖圖5-2 大帶輪結(jié)構(gòu)圖第六章 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)由選擇小齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬

14、度4855HRC，大齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度4855HRC (2)選小齒輪齒數(shù)Z1=27，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=274.57=124。 實(shí)際傳動(dòng)比i=4.593 (3)壓力角=20。6.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)由式（10-7）試算模數(shù)，即mt32KFtTYdz12YFaYSaF 1)確定公式中的各參數(shù)值。 a.試選KFt=1.3 b.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+0.751.73=0.684 c.計(jì)算YFaYSa/F 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.57，YFa2=2.096 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1

15、=1.6，YSa2=1.907 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=620MPa、Flim2=620MPa 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(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=KFN1Flim1S=0.916201.25=451.36MPaF2=KFN2Flim2S=0.926201.25=456.32MPaYFa1YSa1F1=0.00911YFa2YSa2F2=0.00876 兩者取較大值，所以YFaYSaF=0.00911 2)試算齒輪模數(shù)mt32KFtTYdz12YFaYSaF=321.3

16、97139.890.68412720.00911=1.292mm (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 a.圓周速度d1=mtz1=1.29227=34.884mmv=d1n601000=34.884274.29601000=0.775 b.齒寬bb=dd1=134.884=34.884mm c.齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=2han*+cn*mnt=2.907mmbh=34.8842.907=12 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF 根據(jù)v=0.775m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.065 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.31

17、5，結(jié)合b/h=12查圖10-13，得KF=1.061。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0651.11.061=1.243 3)由式（10-13），按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mt3KFKFt=1.29231.2431.3=1.273mm 取m=2mm 4)計(jì)算分度圓直徑d1=mz1=227=54mm6.3確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距a=z1+z2m2=151mm，圓整為151mm (2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=272=54mmd2=z2m=1242=248mm (3)計(jì)算齒寬b=dd1=54mm 取B1=60mm B2=55mm6.4校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度

18、齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為H=2KHTdd13u+1uZHZEZ 端面重合度為：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2127+1124cos0=1.74 軸向重合度為：=0.318dz1tan=0 查得重合度系數(shù)Z=0.868 a.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1aLh=60274.2911630010=7.9108N2=N1i=7.91084.57=1.729108 由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=1.03，KHN2=1.14 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=

19、1，得接觸疲勞許用應(yīng)力H1=KHN1Hlim1S=1.0311001=1133MPaH2=KHN2Hlim2S=1.1411001=1254MPaH=2KHTdd13u+1uZHZEZ=662.8MPaH=1133MPa 故接觸強(qiáng)度足夠。6.5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*=2mm hf=mhan*+cn*=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*=58mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=252mm 3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-

20、2hf=mz1-2han*-2cn*=49mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=243mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左000右000齒數(shù)z27124齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d54248齒頂圓直徑da58252齒根圓直徑df49243齒寬B6055中心距a151151圖6-1 大齒輪結(jié)構(gòu)圖第七章 軸的設(shè)計(jì)7.1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=274.2

21、9r/min；功率P=2.79kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=97139.89Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40Cr（滲碳淬火），齒面硬度4855HRC，許用彎曲應(yīng)力為=55MPa (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=11232.79274.29=24.27mm 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+0.0524.27=25.48mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28 (4)確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。圖7-1 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d

22、12=28mm，l12長(zhǎng)度略小于大帶輪輪轂長(zhǎng)度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=40mm。 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 = 33 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

23、 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 = 58 mm 4)軸承端蓋厚度e=9.6，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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+9.6 + 5 + 24 - 17 -10 = 59.6 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

24、=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28333540584035長(zhǎng)度5459.629860829 (5)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=297139.8954=3597.774N 小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=3597.774tan20=1309.483N 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊(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=542+59.6+8.5=95.1mm軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離 l2=L3+L4

25、+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 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) 帶傳動(dòng)壓軸力（屬于徑向力）Q=1380.48N a.在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=1380.48N 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1l2-Ql1l2+l3=1309.48358.5-1380.4895.158.5+58.5= -467N 軸承B

26、處水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1380.48+1309.483-467=3157N b.在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=3597.77458.558.5+58.5= 1799N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=3597.77458.558.5+58.5= 1799N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-4672+17992=1858.63N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=31572+17992=3633.6N c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=Q

27、l1=1380.4895.1=131284Nmm 截面C在水平面上的彎矩：MCH=RAHl3=-46758.5=-27320Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的彎矩：MCV=RAVl3=179958.5=105242Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm e.合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=131284Nmm 截面C處合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=-273202+1052422=108730Nmm 截面D處合

28、成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=97139.89Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T2=1312842+0.697139.892=143640Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+T2=1087302+0.697139.892=123366Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.697139.892=58284Nmm f.畫(huà)彎矩圖 彎矩圖如圖所示：圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強(qiáng)度 因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=35332=4207.11mm3 抗扭截面系數(shù)為WT

29、=d316=8414.22mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=34.14MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=11.54MPa 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=36.84MPa 查表得40Cr(滲碳淬火)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=600MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=55MPa，ca-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2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=60.02r/min；功率P=2.71kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=431197.93Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度

30、197286HBS，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=11232.7160.02=39.88mm 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+0.0739.88=42.67mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為45mm故取dmin=45 (4)確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。圖7-3 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

31、= 1.3，則:Tca=KAT=560.56Nm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(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42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為112mm。選用普通平鍵，A型，bh = 149mm(GB T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=100mm。 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 = 50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6211，其尺寸為dDB = 5510021mm，故d34 = d67 = 55 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 =

32、 58 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 = 58 mm故取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 68 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 7 mm。 4)軸承端蓋厚度e=9.6，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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 +

33、18 + 2+9.6 + 5 + 24 - 21 -10 = 55.6 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 = 21 mm，則l34= B+2+2=21+10+12.5+2= 45.5 mml67= B+2-l56=21+10+12.5-7 = 36.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑455055586855長(zhǎng)度11255.645.553736.5 (5)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=2

34、431197.93248=3477.403N 大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tan=3477.403tan20=1265.671N 根據(jù)6211深溝球軸承查手冊(cè)得壓力中心a=10.5mm軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離 l1=L42+L3-a=532+45.5-10.5=61.5mm齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離 l2=L42+L3-a=532+45.5-10.5=61.5mm軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離 l3=L12+L2+a=1122+55.6+10.5=122.1mm 軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l1=61.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l2=61.5mm，軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離l3

35、=122.1mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Frl1l1+l2=1265.67161.561.5+61.5= 633NRBH=Fr-RAH=1265.671-633=633N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=3477.40361.561.5+61.5= 1739NRBV=Ftl2l1+l2=3477.40361.561.5+61.5= 1739N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=6332+17392=1850.62N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=6332+17392=1850.62N a.

36、計(jì)算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nmm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RAHl1=63361.5=38930Nmm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBVl1=173961.5=106948Nmm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm 截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=

37、0Nmm 合成彎矩，齒輪2所在截面C處合成彎矩為MC=MCH2+MCV2=389302+1069482=113813Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩為：T=431197.93Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6431197.932=258719Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+T2=1138132+0.6431197.932=282646Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6431197.932=258719Nmm圖7-4 低速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強(qiáng)度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C

38、為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=58332=19145.37mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=38290.73mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=14.76MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=11.26MPa 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=20.01MPa 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)621155100214

39、3.2 根據(jù)前面的計(jì)算，選用6211深溝球軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=29.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。 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=RAH2+RAV2=6332+17392=1850.62NFr2=RBH2+RBV2=6332+17392=1850.62N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11850.62+00=1850.62NPr2=X2F

40、r2+Y2Fa2=11850.62+00=1850.62N 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=3532257h48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算9.1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)40mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=32mm 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=4T1hld=20MPap=60MPa9.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2

41、003）,鍵長(zhǎng)40mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=24mm 大齒輪材料為40Cr，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=4T2hld=80MPap=120MPa9.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)100mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=86mm 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=4T2hld=50MPap=120MPa第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1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=560.

42、56Nm 選擇聯(lián)軸器的型號(hào) （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彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=45mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。 Tc=560.56NmTn=1250Nm n=60.02r/minn=4700r/min第十一章 減速器的密封與潤(rùn)滑11.1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。

43、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 1.212mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離212.5mm箱蓋、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm、8mm軸承端蓋外徑D2D+(55.5)d3；D-軸承外徑112mm、120mm、140mm第十四章 設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于一級(jí)直齒圓柱減速器的課程設(shè)計(jì)，是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。

44、通過(guò)設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí)，為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程及其他課程的理論知識(shí)和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識(shí)解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力。 由于時(shí)間緊迫，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)，比如說(shuō)箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計(jì)算不夠精確等等缺陷，我相信，通過(guò)這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考文獻(xiàn) 1 張春宜.減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解.機(jī)械工業(yè)出版社 2 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第3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，199132