機(jī)械課程設(shè)計圓柱齒輪減速器

1、 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 設(shè)計題目： 齒輪減速器的設(shè)計 機(jī)電工程學(xué)院學(xué)院 院（系） 機(jī)械電子工程 專業(yè) 班級：14機(jī)電（1）班 學(xué)號：1420142407 學(xué)生姓名：李豐灝 指導(dǎo)教師：黃躍飛 完成日期： 2017 年 1 月 7日 目錄1. 題目 ,技術(shù)數(shù)據(jù)條件，傳動示意圖···························

2、3;······32. 電動機(jī)的選擇及傳動比分配······································343. 齒輪傳動設(shè)計·&

3、#183;·················································6

4、144. 帶傳動設(shè)計················································&#

5、183;····14165. 軸系機(jī)構(gòu)設(shè)計···········································&

6、#183;·······16216. 軸及軸承的校核········································

7、;·········21247. 減速器箱體設(shè)計······································

8、83;··········24268. 減速器附件的選擇及位置尺寸···································26279.

9、參考文獻(xiàn)·················································&#

10、183;·········2710. 小結(jié)及體會······································

11、83;··················28題目： V帶單級圓柱減速器給定條件和數(shù)據(jù):（1）工作條件：使用年限12年，工作為一班工作制，載荷較大沖擊，環(huán)境灰塵較少，生產(chǎn)批量為單件。（2）技術(shù)數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.2m/s；滾筒直徑D=500mm。計算項目 計算過程 結(jié)果2.電動機(jī)的選擇及傳動比分配3.齒輪傳動設(shè)計一、傳動方案擬定（參照P12機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)）為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇

12、適合的傳動機(jī)構(gòu)和擬訂傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 nw=60×1000v/（D）=60×1000×2.2/（×500）84.07（r/min）一般常選用同步轉(zhuǎn)速為960r/min的電動機(jī)作為原動機(jī)，因此傳動裝置總傳動比約為11.419。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬訂出以二級傳動為主的多種傳動方案。根據(jù)課程設(shè)計要求我們選擇圖1-5所示的方案(機(jī)械設(shè)計指導(dǎo))二、電動機(jī)選擇1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式。按工作要求和工作條件和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2、電動機(jī)容量。(1)卷筒軸的輸出功率Pw：Pw=Fv/1000

13、=2.2kW(2)電機(jī)輸出功率Pd 傳動裝置的總效率：=12234式中，1、2為從電動機(jī)至卷筒軸之間的各級傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由表1-2查得: V帶傳動效率1=0.95、滾動軸承傳動效率（一對）2=0.99、圓柱齒輪開式傳動效率3=0.95、彈性聯(lián)軸器效率4=0.99、則=0.96×0.992×0.96×0.99=0.875故 Pd=Pw/=2.2/0.8752.51kW)(3)電動機(jī)額定功率由機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)第14章表14-1應(yīng)略大于Pd，選取電動機(jī)額定功率=3kW。 3、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表1-4(機(jī)械設(shè)

14、計指導(dǎo))查得V帶傳動常用傳動比范圍i1=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍i2=36，則電機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為nd=nw·i1·i2=504.461681.53r/min可見，同步轉(zhuǎn)速為710r/min、960r/min和1420r/min的電動機(jī)均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為710r/min和960r/min的兩種電動機(jī)進(jìn)行比較，如表所示。方案電動機(jī)型號額定功率/kW電動機(jī)轉(zhuǎn)速/（r/min）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比/1Y132m-837106818.102Y132S-63100096011.41由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的傳動比較小，傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小。因此

15、，可采用方案2，選定電動機(jī)的型號為Y132s-6。4、電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸。由表14-3、14-4 (機(jī)械設(shè)計指導(dǎo))查出型電動機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備用.三、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1、傳動裝置總傳動比：i=nm/nw=960/84.0711.4192、分配各級傳動比取V帶的傳動比i1=3，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為i2=i/i1=11.412/3.23.806由于i2/i1=3.806/31.3 故正確所得i2值符合一般圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。四、計算傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)計算1、各軸轉(zhuǎn)速（r/min）電動機(jī)為0軸，

16、減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，各軸轉(zhuǎn)速為n0=nm=960r/minn1= n0/i1=960/3=320（r/min）n2=n1/i2=320/3.806=84.07（r/min）2、各軸輸入功率（kW）按電動機(jī)額定功率Ped計算各軸輸入功率，則P0=Ped=3KWP1= P0×01=3×0.95=2.85KWP2= P1×2×3=2.88×0.99×0.95=2.68KW3、各軸轉(zhuǎn)矩（N·m）T0=9550×P0/ n0=9550×3/960=29.84（N·m）T1=9550×

17、;P1/ n1=9550×2.85/320=85.05（N·m）T2=9550×P2/ n2=9550×2.68/84.07=304.43（N·m）將計算結(jié)果匯總列表備用。1、齒輪傳動的設(shè)計計算(1) 選擇精度等級、材料及齒數(shù)1) 材料及熱處理由機(jī)械設(shè)計表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度240HBS。2) 齒輪精度參考機(jī)械設(shè)計表10-6，機(jī)器類型是通用減速器，故精度等級選用7級精度。3)初選齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=3.806×24=90

18、.856故取z2=91。實際傳動比i = z2/ z1=91/24=傳動比誤差：（3.806-3.791）/3.806=0.3%<2.5%  可用4)初選螺旋角 =14°5)壓力角 n=20°(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 1)由機(jī)械設(shè)計式10-24試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2 試選載荷系數(shù) KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9550×PI/ nI=9550×2.85/320=8.5×104（N·mm） 由機(jī)械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù) d=1 齒數(shù)比 u=i&

19、#160;=3.806 由機(jī)械設(shè)計圖10-20查得n=20°時的節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.433 由機(jī)械設(shè)計表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8Mpa1/2由機(jī)械設(shè)計式10-21計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zt=arctan(tann/cos)= arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arccosz1 cost /(z1+2han* cos)=arccos24×cos 20.562°/(24+2×1×cos14°)=29°5828at2=arccosz2

20、cost /(z2+2han* cos)=arccos107×cos 20.562°/(107+2×1×cos14°)=23°3244= z1(tanat1 tant)+ z2(tanat2 tant)/2= 24×(tan29°5828 tan20.562°)+ 91×(tan23°3244 tan20.562°)/2=1.648=dz1tan/=1×24×tan14°/=1.905Z=4-31-+=4-1.64831-1.905+1.9051

21、.648=0.668由機(jī)械設(shè)計式10-23可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14°=0.985計算接觸疲勞許用應(yīng)力由機(jī)械設(shè)計圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600 Mpa Hlim2=550 Mpa 由機(jī)械設(shè)計式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×320×1×(1×8×300×12)=5.530×108N2= N1/u=5.530×108/(91/24)=1.453×108由機(jī)械設(shè)計圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91 KHN2=0.

22、93取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1,由機(jī)械設(shè)計式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.91×6001=546 MpaH2=KHN2Hlim2S=0.93×5501=511.5 Mpa取H1和H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H =H2=511.5 Mpa所以，試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×8.5×1041×（91/24）+1(91/24)×2.433×189.8×0.668×0.985511.52=46.187mm2)調(diào)整

23、小齒輪分度圓直徑圓周速度v=d1tn160× 1000= ×54.944 ×32060× 1000 m/s =0.92 m/s齒寬 b=dd1t =1×54.944=54.944 mm計算實際載荷系數(shù)KHl 由機(jī)械設(shè)計表10-2查得使用系數(shù)KA=1.75l 根據(jù)v=0.809 m/s、7級精度，由機(jī)械設(shè)計圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.04l 計算齒間載荷分配系數(shù)KH齒輪的圓周力Ft1=2T1/ d1t=2×8.5×104/54.944=3.096×103N，KA Ft1/

24、b=1.75×3.096×103/54.944=98.705 N/mm<100 N/mm，查機(jī)械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4l 由機(jī)械設(shè)計表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，KH=1.313則載荷系數(shù)為 KH=KAKvKHKH=1.75×1.04×1.4×1.313=3.346由機(jī)械設(shè)計式10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1= d1t3KHKHt= 46.187×33.3461.3mm=61.196 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn= d1 cos/z1=61.196×co

25、s14°/24 mm=2.47 mm(3)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計1) 由機(jī)械設(shè)計式10-20試算齒輪模數(shù)，即mnt32KFtT1YYCOS2dz12(YFaYsaF)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由機(jī)械設(shè)計式10-18，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yb=arctan(tan cost) =arctan(tan14° cos20.562°) =13°824v=/cos2b=1.659/ cos213°824=1.749Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.749=0.778由機(jī)械設(shè)計式10-19，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY

26、=1-120°=1-1.905×14°120°=0.778計算YFaYsaFl 由當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1/cos3=24/ cos314°=26.27zv2=z2/cos3=91/ cos314°=99.62查機(jī)械設(shè)計圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.62 YFa2=2.20l 由機(jī)械設(shè)計圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.60 Ysa2=1.78l 計算許用應(yīng)力F由機(jī)械設(shè)計圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500 Mpa Flim2=380 Mpa由機(jī)械設(shè)計圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K

27、FN1=0.86 KFN2=0.89取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由機(jī)械設(shè)計式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.86×5001.4=307.14 MpaF2=KFN2Flim2S=0.89×3801.4=241.57 Mpa所以，YFa1Ysa1F1=2.62×1.6307.143=0.0136YFa2Ysa2F2=2.2×1.78241.571=0.0162因為大齒輪的YFaYsaF大于小齒輪，所以取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0162所以，試算齒輪模數(shù)mnt32KFtT1YYCOS2dz12(YFaYsaF)=32×

28、1.3×8.5×104×0.679×0.778×cos214°1×242×0.0162mm=1.4573mm2)調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度vd1= mntz1/cos=1.4573×24/cos14°mm =36.046 mmv=d1n160× 1000= ×34.530×358.260× 1000 m/s=0.604 m/s齒寬b b=dd1 =1×36.046 mm=36.046 mm齒高h(yuǎn)及寬高比b/hh=(2han

29、*+cn*) mnt=(2×1+0.25) ×1.4573 mm=3.279 mmb/h=36.046/3.279=10.993計算實際載荷系數(shù)KFl 根據(jù)v=0.647 m/s，7級精度，由機(jī)械設(shè)計圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.01l 由Ft1=2T1/d1=2×8.5×104/36.046=4.719×103 N,KA Ft1/b=1×4.719×103/36.046=132.225N/mm 100N/mm,查機(jī)械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2l 由機(jī)械設(shè)計表10-4用插值法查得KH=1.309，結(jié)合b

30、/h=10.99查圖10-13，得KF=1.39則載荷系數(shù)為 KF= KAKvKFKF=1.75×1.01×1.2×1.39=2.948由機(jī)械設(shè)計式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.4573×32.9481.3mm=1.915 mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取mn =2 mm；為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度計算得的分度圓直徑d1=56.117 mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1cos/ mn=40.477

31、取z1=41，則z2=uz1=3.806×41=105.046，取z2=106。(4)幾何尺寸計算1)計算中心距a=(z1+z2)mn2cos=41+156×22×cos14° mm=147.938mm取中心距a=150 mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a= arccos(28+105)×22×140=16°52163)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=41×1.4573cos16°52'16" mm=62.437 mmd2=z2mnco

32、s=156×1.4573cos16°52'16" mm=237.563 mm4)計算齒輪寬度b=dd1=1×62.437 mm=62.437 mm取b2=65 mm、b1=70 mm(5)圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算機(jī)械設(shè)計式10-22中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結(jié)果：KH=2.548、T1=8.5×104 N·mm、d=1、d1=62.437 mm、u=3.806、ZH=

33、2.42、ZE=189.8Mpa1/2、Z=0.454、Z=0.978。將它們代入式10-22，得到H=2KHT1dd13·u+1u ZH ZE ZZ=2×2.548×8.5×1041×62.4373·3.806+13.806×2.42×189.8×0.454×0.978 Mpa=498.311 MPa<H 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算機(jī)械設(shè)計式10-17中的各參數(shù)。同樣，為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結(jié)果：KF=3.414、T1=8.5×

34、;104 N·mm、YFa1=2.46、YSa1=1.66、YFa2=2.22、YSa2=1.78、Y=0.484、Y=0.4723、=16°5216”、d=1、mn=2 mm、z1=41。將它們代入式10-17，得到F1=2KFT1YFa1Ysa1YYcos2dmn3z12=2×3.414×8.5×104×2.46×1.66×0.484×0.4723×cos216°52'16"1×23×412=74.495MPa<F1F1=2KFT1YFa

35、2Ysa2YYcos2dmn3z12=2×3.414×8.5×104×2.22×1.78×0.484×0.4723×cos216°52'16"1×23×412=72.087MPa<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。(6)主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=41、z2=156，模數(shù)m=2 mm，壓力角=20°，螺旋角=16°5216，變位系數(shù)x1=x2=0，中心距a=150 mm，齒寬b1=70 mm、b2=65 mm

36、。小齒輪選用40Cr（調(diào)制），大齒輪選用45鋼（調(diào)制）。齒輪按7級精度設(shè)計。(7)結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪頂圓直徑大于160 mm，而又小于500 mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。如下1.卷筒的轉(zhuǎn)速 nw84.07（r/min）;2.卷筒軸的輸出功率Pw=2.2kW;3.總效率：=0.875；4.電動機(jī)額定功率=3kW5.電動機(jī)的型號Y132s-66.分配各級傳動比：V帶的傳動比i1= 3單級圓柱齒輪的傳動比為i2=3.8067.各軸轉(zhuǎn)速n0=960r/minn1= =320r/minn2=84.07（r/min）8.各軸輸入功率（kW）P0=3KWP1=2.85KWP2=2.68KW9.

37、各軸轉(zhuǎn)矩（N·m）T0=29.84（N·m）T1=85.05（N·m）T2=304.43（N·m） 齒輪主要結(jié)論 ： 齒 數(shù) z1=41z2= 156，模數(shù)m=2 mm，壓力角=20°，螺旋角= 16°5216”，變位系數(shù)x1=x2=0， 中心距a=150 mm，齒寬b1=70 mm、b2=65 mm4. 帶傳動設(shè)計5. 軸系機(jī)構(gòu)設(shè)計6.軸及軸承的校核7.減速器箱體設(shè)計8.減速器附件的選擇及位置尺寸2、皮帶輪傳動的設(shè)計計算（1）確定計算功率Pca由機(jī)械設(shè)計表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故Pca=KAP=1.3×3 k

38、W=3.9 kW（2）選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n0由機(jī)械設(shè)計圖8-11選用A型。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd，并驗算帶速v1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由機(jī)械設(shè)計表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=100mm。2)驗算帶速v。按機(jī)械設(shè)計式8-13驗算帶的速度    v=dd1 n0/（60×1000）=×100×960/（60×1000）=5.03 m/s因為5m/s<v<30m/s，故帶速合適。3)計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)機(jī)械設(shè)計式8-15a計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i1dd1=3×

39、100mm=300mm根據(jù)機(jī)械設(shè)計表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=315mm。（4）確定V帶的中心矩和基準(zhǔn)長度Ld1）根據(jù)機(jī)械設(shè)計式8-20，初定中心距a0=500mm。2）由式機(jī)械設(shè)計式8-22計算所需的基準(zhǔn)長度Ld02a0+/2×（dd1+dd2）+（dd2- dd1）2/（4a0）=2×500+/2×（100+315）+（315-100）2/（4×500）1675mm由機(jī)械設(shè)計表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1750mm。3）按機(jī)械設(shè)計式8-23計算實際中心距a。aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1750-1675)/2 538mm 按機(jī)械設(shè)計式8-

40、24，amin=a-0.015Ldamax=a+0.03Ld中心距的變化范圍為411.75590.5mm。（5）驗算小帶輪上的包角11180°-（dd2- dd1）57.3°/a  =180°-（355- 132）×57.3°/480139.05°>120°（6）計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=100mm和n0=960r/min，查機(jī)械設(shè)計表8-4得P0=0.95kW。根據(jù)n0=960r/min，i=3和A帶型，查機(jī)械設(shè)計表8-5得P0=0.11 kW。查機(jī)械設(shè)計表8-6得K=0.95

41、，表機(jī)械設(shè)計8-2得KL=1.00，于是Pr=（P0+P0）·K·KL=（0.95+0.11）×0.95×1.00 kW=1.007 kW2）計算V帶的根數(shù)z。z=Pca/Pr=3.9/1.007=3.87取4根（7）計算單根V帶的初拉力F0。由機(jī)械設(shè)計表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=500（2.5- K）Pca/ (Kzv)+qv2 =500×(2.5- 0.95)×3.9/(0.95×4×5.03)+0.105×5.032   =137 N(8)計算

42、壓軸力FpFp=2zF0sin（1/2）=2×4×137×sin（158.699°/2）=1077.12 N(9)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）(10)主要設(shè)計結(jié)論選用A型普通V帶4根，帶基準(zhǔn)長度Ld=1750mm。帶輪直徑dd1=100mm,采用腹板式， dd2=300mm，采用輪輻式，中心距控制在411.75590.50mm。單根帶初拉力F0=137N。軸的設(shè)計計算  1、輸入軸（減速器高速軸）的設(shè)計計算（1）輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1、轉(zhuǎn)矩T1P1=2.85 KWn1=320 r/minT1=8.5×104 N·mm（

43、2）求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為d1=62.347 mm所以，圓周力Ft=2T1/d1=2×8.5×104/62.347=2722.74 N徑向力Fr= Ft tann/cos=2722.74×tan20°/cos16°5216”=1035.56 N軸向力Fa= Ft tan=2722.74×tan16°5216”=825.73 N （3）初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))。根據(jù)機(jī)械設(shè)計表15-3，取A0=110，于是得dmin=25.03 mm取d1

44、=28 mm（4）確定各節(jié)軸的直徑d第二節(jié)軸d2處的軸肩是定位軸肩，軸肩處的直徑可取（1.141.2）d1 mm=31.9233.6mm。再由機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表11-6氈圈的選擇，來確定d2，所以，d2=32 mm因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。所以，第三節(jié)軸的直徑應(yīng)按軸承的安裝尺寸確定。查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表10-3選用軸承代號為30307的軸承，所以d3=35 mm第四節(jié)軸處是一個定位軸肩，軸肩處的直徑差可取14 mm。d4=35+(14)=3638 mm 根據(jù)優(yōu)先數(shù)序取d4=37.5mm第五節(jié)軸d5處的軸肩是定位軸肩，軸肩處的直徑可?。?.141.2）d4 mm=41.75

45、45mm 所以取d5=42.5mm第六節(jié)軸的直徑和第三節(jié)軸的直徑相等，即d6=d3=35 mm（5）確定各節(jié)軸的長度L由于大帶輪采用輪輻式，選用A型普通V帶3根，L1=（1.52）d=（1.52）*24=3648,以保證固定可靠，所以取第一節(jié)軸的長度L1=44 mm。通過軸的安裝確定軸的各段長度l 查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表2-2得箱座壁厚=0.025a+=0.025×150+1=4.75<8,因為8，故取=8mml 查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表2-6得齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離210mm故取2=10mml 查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表2-6得軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離（軸承用脂潤滑）3=11mml 查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)

46、表2-2得地腳螺釘直徑df=0.036a+12=0.036×150+12=17.4mm，取地腳螺釘M20軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75df=0.75×17.4=13.05 mm，故取螺栓標(biāo)準(zhǔn)直徑M16。所以C1=24mm、C2=20mm各節(jié)軸的長度L結(jié)論L1=44 mm、L2=50 mm、L3=45mm、L4=68mm、L5=10 mm、L6=33mm。2、輸出軸（減速器低速軸）的設(shè)計計算（1）輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2、轉(zhuǎn)矩T2P2=2.68 KWn2=84.07 r/minT2=3.0443×105 N·mm（2）求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分

47、度圓直徑為d2=237.563 mm所以，圓周力Ft=2T2/d2=2×3.0443×105/237.563=2562.94 N徑向力Fr= Ft tann/cos=2562.94×tan20°/cos16°5216”=974.79 N軸向力Fa= Ft tan=2562.94×tan16°5216”=777.27 N （3）選擇聯(lián)軸器1）類型選擇為了隔離震動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。2）載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩T2=3.0443×105 N·mm由機(jī)械設(shè)計表14-1查得工作情況系數(shù)KA=1.9，故由機(jī)械設(shè)計式

48、14-1得計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KA T2=2.3×3.0443×105=7.0×105 N·mm3）型號選擇查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表12-4，選擇型號為HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其許用轉(zhuǎn)矩為1250N·m，許用最大轉(zhuǎn)速為4000r/min，軸徑可以為40mm、42mm、45mm、48mm、50mm。（4）初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計式15-2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)計表15-3，取A0=120，于是得dmin=40.57 mm由于安裝聯(lián)軸需要一個鍵槽，所以軸徑需增大5%7%，故取輸出軸的最小直徑為d1=40.57&

49、#215;（1+5%）=42.6mm再結(jié)合聯(lián)軸器，取輸出軸的最小直徑為d1=45 mm（5）確定各節(jié)軸的直徑d第二節(jié)軸d2處的軸肩是定位軸肩，當(dāng)配合處軸的直徑<80 mm時，軸肩處的直徑差可?。?.070.1）d1 mm。再由機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表11-6氈圈的選擇，來確定d2，所以，d2=（0.070.1）d1 =55mm因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。所以，第三節(jié)軸的直徑應(yīng)按軸承的安裝尺寸確定。查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表10-3選用軸承代號為30211的軸承，所以d3=d2+（13）=56 mm d3與d4結(jié)合處是非定位軸肩，所以此處軸肩可取14 mm，所以，d4= d3+4=

50、56+4=60 mm，即d4=60 mm第五節(jié)軸與第四節(jié)軸之間是定位軸肩，直徑差可?。?.070.1）d4mm，所以d5= d4+11=60+11=71 mm第六節(jié)軸的直徑和第三節(jié)軸的直徑相等，即 d6=d3=56 mm（6）確定各節(jié)軸的長度L由于此段軸需與聯(lián)軸器配合，查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表12-4，得HL4，J型軸孔長度L=84 mm，所以取第一節(jié)軸的長度L1=84 mm。通過軸的安裝確定軸的各段長度結(jié)合輸入軸的安裝尺寸，并畫出兩軸在箱體中的安裝位置，得到輸出軸的第三節(jié)軸L2=67 mm，第六節(jié)軸的長度L3=40 mm,L4=63 mm,L5=10mm, L6=35.5 mm。 各節(jié)軸的長度L結(jié)論

51、L1=84 mm、L2=67 mm、L3=40mm、L4=63mm、L5=10mm、L6=35.5 mm。 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度從動齒輪分度圓直徑d2=237.563 mm，此段軸的直徑d4=60 mm1） 求輸出軸的支撐跨距 查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表10-3軸承代號為30211的軸承的B=21 mm。所以作為簡支梁的軸的支撐跨距為：L=L3+L4+L5+L6-B=47+58+12+39-20=127.5mm2）繪制軸的受力簡圖（如圖a）大齒輪所受的轉(zhuǎn)矩T2=3.00443×105 N·mm圓周力Ft=2T2/d2=2×3.0443×105/237.563

52、=2562 N徑向力Fr= Ft tann/cos=2562×tan20°/cos16°5216”=974.43 N軸向力Fa= Ft tan=2562×tan16°5216”=776.98 N 該軸兩軸承對稱，所以LA=LB=L/2=127.5/2=63.75 mm3）求垂直面的支撐反力FAY=FBY=Fr/2=974.43/2=487.215 N求水平面的支撐反力FAZ=FBZ=Ft/2=2562/2=1281 N4）由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C垂直面上彎矩為MC1= FAYLA=487.215×63.75×

53、10-3=31.6 N·m截面水平面上彎矩為MC2= FAZLA=1281×63.5×10-3=81.34N·m5）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）繪制水平面彎矩圖（如圖c）6）繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(31.62+81.342)1/2=87.26 N·m7）繪制扭矩圖（如圖e）T2=3.0443×105 N·mm=304.43 N·m8）繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）截面C處最危險，如認(rèn)為軸的扭切應(yīng)力脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6，截面C處的當(dāng)量彎矩：Mec=Mc2+(T2)21/2=8

54、7.262+(0.6×304.43)21/2=202.43 N·m9）校核危險截面C的強(qiáng)度軸的材料選用45鋼，調(diào)制處理，由機(jī)械設(shè)計表15-1查得B=640MPa，-1=60 Mpa，則ca= Mec/（0.1d43）=202.43/（0.1×563×10-9）Pa=11.5 Mpa<-1=60 Mpa所以該軸強(qiáng)度足夠。圖af七、軸承的校核查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表10-3圓錐滾子軸承30211的基本額定動載荷C=90.8 kN，基本額定靜載荷C0=115 kN。已知輸出軸上齒輪受切向力Ft=2562 N，徑向力Fr=974.43 N，軸向力Fa=776.98

55、 N，齒輪分度圓直徑d=237.563mm，齒輪轉(zhuǎn)速n=84.07 r/min，軸承預(yù)期壽命Lh=8×300×12=28800 h.1、求比值Fa/Fr=776.08/974.43=0.79根據(jù)機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表10-3,圓錐滾子軸承的e為0.4，故此時Fa/Fr>e。2、初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)機(jī)械設(shè)計式13-8aP=fd(XFr+YFa)按照機(jī)械設(shè)計表13-6，取fd=3.0。按照機(jī)械設(shè)計表13-5，取X=0.40。根據(jù)機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表10-3,圓錐滾子軸承Y值為1.4。所以當(dāng)量動載荷P=3×（0.4×874.43+1.4×776.08）

56、= 4.3kN<C=73.2 kN故該軸承符合載荷要求。3、計算30211軸承的壽命。根據(jù)機(jī)械設(shè)計式13-5 Lh=106/60n（C/P）對于滾子軸承，=10/3，所以Lh=106/60n（C/P）=106/（60×84.07）×（90.8/4.3）10/3=51593 h>28800 h所以，該軸承符合條件。減速器附件的選擇及位置尺寸（1） 齒輪的選擇及結(jié)構(gòu) 考慮到斜齒輪的承載能力更大，傳動平穩(wěn)，選用斜齒輪。大齒輪：因齒輪頂圓直徑大于160 mm，而又小于500 mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。小齒輪：因齒輪頂圓直徑小于160 mm，故以選用實心結(jié)構(gòu)為宜。（2

57、） 擋油盤的選擇及結(jié)構(gòu)參見«機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)» 表11-10 選用內(nèi)封式擋油盤（3） 通氣器的選擇查表C選用兩次過濾的通氣器可有效過濾灰塵，防塵性能較好，選用尺寸 M27×1.5（4） 油標(biāo)尺的選擇查表J 根據(jù)條件和箱體尺寸選用油標(biāo)尺2，尺寸M12。 （5）油塞的選擇查表L 選用M16×1.5的油塞（6） 窺視孔及視孔蓋查表N，根據(jù)條件和箱體尺寸選用A=100mm（7） 起吊裝置1） 箱蓋吊耳表P，由于=8mm，取d=2*=16mm,R=d=16mm2） 箱座吊耳表P，根據(jù)B=32,具體查表P。（8）鍵的選擇1）、輸入軸與大帶輪聯(lián)接的鍵查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表9-25，軸的直徑為28 mm，長度L=40mm,鍵裝在軸端，則取單圓頭普通平鍵，鍵的尺寸是8×7，長度L=38mm。2）、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵查機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)表9-25，軸的直徑為37.5 mm，長度L=68mm,鍵裝在軸端，則