機械設計課程設計

1、機械設計減速器設計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄第一部分 擬定傳動方案.4第二部分電機動機的選擇傳動比的分配.5 2.1 電動機的選擇.5 2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第三部運動和動力分析.第四部分 齒輪設計計算.13 4.1 高速級齒輪傳動的設計計算.134.2 低速級齒輪傳動的設計計算.第五部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計.25 5.1 輸入軸的設計.25 5.2 中間軸的設計.305.3 輸出軸的設計.35第六部分 齒輪的結構設計及鍵的計算.41 6.1輸入軸齒輪的結構設計及鍵選擇與校核.41 6.2 中間軸齒輪的結構設

2、計及鍵選擇與校核.41 6.3 輸出軸齒輪的結構設計及鍵選擇與校核.41第七部分 軸承的選擇及校核計算.42 7.3 輸出軸的軸承計算與校核.43設計小結.49參考文獻.50第一部分 擬定傳動方案1.1初始數(shù)據1.工作要求；設計一帶式運輸機上的傳動裝置，工作中有輕微振動，經常滿載工作，空載啟動，單向運轉，單班制工作（每天8小時）運輸帶運輸帶容許誤差為5%。減速器為小批量生產，使用年限為5年。2.工況數(shù)據：F=2000N D=300mm V=1m/s1.2. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有一定的剛度。

3、3.確定傳動方案：考慮到電機轉速較高采用二級直齒圓柱齒輪減速器，。備選方案方案一：對場地空間有較大要求，操作較為便捷方案二：對場地要求較小，操作不便1.3方案分析方案一的場地空間有著較大要求，操作較為便捷。方案二對場地要求較小，但操作不便。由設計要求可知場地不收限制，故選擇方案一。第二部分 電動機的選擇及傳動比的分配2.1電機的選擇1.帶輪的轉速：2.工作機的功率3. 計算傳動裝置總效率電機功率：4. 電機的選擇查電機類型適用Y型電機，同步轉速為1000/min，滿載轉速為940r/min，功率為2.2kw的電機型號為Y112M-6.2.2傳動比的分配1. 總傳動比的計算:軸號功率P/KW轉矩

4、T/N·m轉速傳動比i效率電機軸 2.2 21.01 1000高速軸 2.16 20.65 1000 1 0.903中間軸 2.07 66.41 298.5 3.35 0.96低速軸 1.99 299 63.65 4.69 0.96工作軸 1.96 299 63.65 1 0.9832. 傳動比的分配結合課程設計指導書推薦公式：，此處取1.4計算，可算得，符合齒輪單級傳動比的規(guī)定。 第三部分 運動及動力分析經計算可得各軸的速度與受力： 第四部分 齒輪傳動的設計4.1 高速級齒輪傳動的設計計算1.齒面接觸疲勞強度計算初選齒數(shù)：小齒輪數(shù)z1=19大齒數(shù)z2=19×3.35=63

5、.65取64壓力角a = 20°初選螺旋角=14°按齒面接觸疲勞強度計算:試選載荷系數(shù)KHt =1.3計算小齒輪傳遞的轉矩T1 =20.65N·m選取齒寬系數(shù)d = 1;由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433;傳動比u=2.433切向壓力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos140°)=20.562°aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos19×cos20.562°/(19+2×1×cos14°)=31.84°

6、aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos64×cos20.562°/(64+2×1×cos14°)=24.668°端面重合度ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2=1.60069切面重合度e=dZ1tan/=1.5079重合度系數(shù)Ze =0.732;Z=查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 1.03、KHN2 = 1.1小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1= 60nkth =6

7、0×1000×1×300×5×8=7.2×108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2 =N1/u =7.2×108/3.35=2.149×108sH1 = =618MPa;sH2 = =605MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即sH = sH2 =605Mpa試算小齒輪分度圓直徑= =59.55mm調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據準備圓周速度v = =3.118m/s;齒寬b = =59.55mm計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA =1.25;根據v=3.118m/s;7級精度由圖

8、查得動載系數(shù)KV =1.12齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t =693.53N；KAFt1/b =1.25×693.53/59.55=14.56查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa =1.4；KHb =1.42KH = KAKVKHaKHb =1.25×1.12×1.4×1.42=2.783可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = =59.55×=76.749mm及相應的齒輪模數(shù)m = d1cos/z1 =3.919mm2.齒面彎曲疲勞應力校核按齒輪彎曲疲勞強度設計KFt=1.3；b=arctan(tancost)=13.14°v=/

9、cos2b=1.688;Y=0.25+0.75/v=0.694Y=1-=0.824;Y=0.25+0.75/ea=0.07185由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YFa1 =2.84 YFa2 =2.25YSa1 =1.55 YSa2 =1.76計算Zv1=z1/cos3=20.8同理Zv2=70.06查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPaKFN1=0.85;KFN2=0.88取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = 303.57 MPasF2 = =238.86MPa=0.0145;=0.0166取=0.0166試算模數(shù)mt計

10、算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據準備圓周速度v = =1.204m/s;d1=m1z1=22.99mm齒寬b = =22.99mm寬高比h=(2ha*+c*)mt=2.7225;b/h=22.99/2.7225=8.44計算實際載荷系數(shù)KF根據v=1.204m/s 7級精度查表Kv=1.08由Ft1=2T1/d1=2×20.65/22.99=1.796×103NKAFt1/b=1.25×1.796×103/22.99=97.65N/mm100N/mm查表得KF=1.4由差值法KH=1.372結合b/h=8.44查表得KF=1.26；KF = KAKvKFaKFb

11、=1.25×1.08×1.4×1.26=2.381按實際載荷算得齒輪模數(shù)m=取標準值m=2mm按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=76.749mm算得小齒輪齒數(shù)z1=d1cos/m=37.23取z1=37則z2=uz1=3.35×37.23=123.95取z2=124z1和z2互質新傳動比i=z2/z1=3.3513.幾何尺寸計算計算中心距a = (d1+d2)/2 =165.925mm中心距圓整為165mm修正后螺旋角=arccos大小齒輪分度圓半徑d1=;d2=齒寬b=dd1=75.84mm取b2=76mm;b1=80mm調整后強度校核4.齒面接觸疲勞

12、強度校核Ft1=2T1/d1=516.25N;KAFt1/b=1.25×516.25/80=8.066<100查10-3表KH=1.39；KH=KAKVKHKH=2.76T1=20.65N·m;d=1;d1=75.84mm;u=3.351;ZH=2.45;ZE=189.8MPaZ=0.64;Z=0.99H=<H齒根彎曲疲勞校核KF=2.4;T1=20.65N·m;YFa1=2.81;YFa2=1.74;Ysa1=1.50Ysa2=2.22;Y=0.715;Y=0.82;=12.64°d=1;m=2mm;z1=37sF1 = =21.29MPa

13、 sF1sF2 = =11.26MPa sF2壓力角=20°螺旋角=12.64°變位系數(shù)x1=x2=0;中心距a=165mm;齒寬b1=65mm;b2=60mm小齒輪選用40Cr(調制),大齒輪選用45鋼(調制),7級精度5.齒輪參數(shù)總結和計算代號名稱高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z37124齒寬b6560mm分度圓直徑d74mm248mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高ha2mm2mm齒根高hf2.5mm2.5mm全齒高h4.5mm4.5mm齒頂圓直徑da78mm252mm齒根圓直徑df69mm243mm6.2 低速級齒輪傳動的設

14、計計算1. 初選數(shù)據斜齒圓柱齒輪傳動,壓力角=20°選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS初選小齒輪齒數(shù)z1=20大齒輪z2=93;u=4.65初選=14°2.齒面接觸疲勞強度計算按齒面接觸疲勞強度計算:試選載荷系數(shù)KHt =1.2;選取齒寬系數(shù)d = 1;由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433切向壓力角t=arctan(tann/cos)=20.562°aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) =31.408°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) =23

15、.486°端面重合度ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2=1.629切面重合度e=dZ1tan/=1.587;重合度系數(shù)Ze =0.714Z=0.985;T1=66.41×103N·mm查表得材料影響系數(shù)ZE=189.8Mpa查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 1.13、KHN2 = 1.18小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1= 60nkth =2.15×108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2 =N1/u =4.6×107s

16、H1 = =452MPa;sH2 = =432.68Mpa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即sH=432.68MPa試算小齒輪分度圓直徑= 47.81mm調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據準備圓周速度v = =0.747m/s;齒寬b = =47.81mm計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA =1.25;根據v=0.747m/s;7級精度由圖查得動載系數(shù)KV =1.03齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t =2.79×103;KAFt1/b =72.94<100N·m查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa =1.4；KHb =1.511

17、KH = KAKVKHaKHb =2.724可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = =62.83mm及相應的齒輪模數(shù)m = d1cos/z1 =3.05mm3. 按齒輪彎曲疲勞強度設計4. KFt=1.2；b=arctan(tancost)=13.14°v=/cos2b=1.718;Y=0.25+0.75/v=0.687Y=1-=0.815;Y=1-=0.815由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YFa1 =2.75;YFa2 =2.157YSa1 =1.57;YSa2 =1.81計算Zv1=z1/cos3=21.89同理Zv2=101.81查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為

18、sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPaKFN1=0.83;KFN2=0.95取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = 310MPasF2 = =240.67MPa=0.0139;=0.0162取=0.0139試算模數(shù)mt計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據準備圓周速度v = =0.46m/s;d1=m1z1=29.45mm齒寬b = =29.45mm寬高比h=(2ha*+c*)mt=3.125mm;b/h=9.16計算實際載荷系數(shù)KF根據v=0.46m/s;7級精度查表Kv=1.02由Ft1=2T1/d1=4.51×103;KAFt1/b=183.769N/mm>

19、100N/mm查表得KF=1.2;查表得KH=1.51結合b/h=9.16由差值法KH=1.4KF = KAKvKFaKFb =2.056按實際載荷算得齒輪模數(shù)m=取標準值m=2mm按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=62.83mm算得小齒輪齒數(shù)z1=d1cos/m=30.48取z1=31則z2=uz1=146;d2=292mm4.幾何尺寸計算計算中心距a = (d1+d2)/2 =182.419mm取180mm修正后螺旋角=arccos大小齒輪分度圓半徑d1=;d2=齒寬b=dd1=63.05mm取b2=60;b1=65調整后強度校核齒面接觸疲勞強度校核KH=KAKVKHKH=2.587T1=

20、6.41×103N·m;d1=65mm;u=4.709;ZH=2.46;ZE=189.8MPaZ=0.657;Z=0.992H=<H齒根彎曲疲勞校核KF=2.2;T1=66.41×103N·mm;YFa1=2.52;YFa2=2.157Ysa1=1.64;Ysa2=1.83;Y=0.689;Y=0.82sF1 = =137.64MPa sF1sF2 = =76MPa sF25.主要設計結論 齒數(shù)z3 = 31、z4 =143 ，模數(shù)m = 2mm，壓力角a = 20°，中心距a = 187.5 mm，齒寬b3 = 60 mm、b4 = 6

21、5mm。6.齒輪參數(shù)總結和計算代號名稱低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z31143齒寬b65mm60mm分度圓直徑d62mm286mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高ha2mm2mm齒根高hf2.5mm 2.5mm全齒高h5mm5mm齒頂圓直徑da66mm290mm齒根圓直徑df58mm282mm第五部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計7.1 高速軸的設計1.軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 P1 = 2.16KW n1 = 1000 r/min T1 = 21.01Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 74mm 則:

22、Fr = Ft×tana = 558.1×tan20° = 203.1 N 3.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，調質處理，根據表，取A0 = 112，得：mm4. 聯(lián)軸器的選擇由題設知減速器工作具有輕微振動，故選彈性聯(lián)軸器補償兩軸相對位移，初步選定彈性柱銷聯(lián)軸器，由公稱轉矩和軸徑選定HL2，公稱轉矩為315Nm，高速軸直徑為20mm，電機軸直徑28mm。5. 軸的設計圖根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，由聯(lián)軸器的選擇確定輸入軸ab段，軸徑為20mm，長度為45mm。軸段bc由以下公式確定 聯(lián)軸器的倒角取為2mm，考慮到密

23、封墊圈的內徑，所以取，透蓋高66mm，考慮到螺栓的長度此處取。選擇型號為7028AC的角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬為18mm，由此確定軸段cd，軸環(huán)de段用以軸承的定位，故軸段gh由齒輪與端蓋共同決定取，至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）計算出軸承支點的位置選擇型號為7028AC的角接觸球軸承由圖知30tan25º=14mm兩軸承之間的距離為L=190mm所以支點之間的距離為S=L-2T=190mm-28mm=164mm2） 計算軸的支反力：N 3） 計算軸的彎矩，并做彎矩圖：C左截面在垂直面上的彎矩： C右截面在垂直面上的彎矩： 彎矩圖如下： C

24、點的合成彎矩為扭矩圖如下：5按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：其中所以=0.49MP<60MP 故設計的軸有足夠的強度7.2 中間軸的設計1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 = 2.07KW n2 = 298.51r/min T2 = 299Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 =248 mm 則:Fr1 = Ft1×tana = 3490.5×tan20°= 1269.7 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d

25、3 = 87 mm 則:Ft2 = = = 9709.2 NFr2 = Ft2×tana = 9709.2×tan20°= 3531.9 N3.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，調質處理，根據表，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 37.8 mm4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據dmin = 37.8 mm由軸承產品目錄中選取

26、深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T = 40×80×18 mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 45 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 56 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 54 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 53 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾

27、動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 45 mm。 4）考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 92 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 90 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 18 mm，則l12 = T+s+2 = 18+16+8+2 = 44 m

28、ml56 = T2T+s+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6208深溝球軸承查手冊得T = 18 mm 高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (56 - 2)/2 + 46.5-18/2 mm = 64.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (56/2+14.5+92/2)mm = 88.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (92 - 2)/2+44-18/2)mm = 80 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 5

29、857.9 NFNH2 = = = 7341.8 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -294.5 NFNV2 = = = -1967.7 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 5857.9×64.5 Nmm = 377835 NmmMH2 = FNH2L3 = 7341.8×80 Nmm = 587344 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -294.5×64.5 Nmm = -18995 NmmMV2 = FNV2L3 = -1967.7×80 Nmm = -1574

30、16 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 378312 NmmM2 = = 608073 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 50 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.3 輸出軸的設計1.求輸

31、出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3P3 = 4.76 KW n3 = 33.98 r/min T3 = 1338.42 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 288 mm 則:Ft = = = 9294.6 NFr = Ft×tana = 9294.6×tan20°= 3381.1 N3.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，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 58.2 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使

32、所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT3，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT3 = 1.3×1338.42 = 1739.9 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT10型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為63 mm故取d12 = 63 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為107 mm。4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d

33、23 = 68 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 73 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 105 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23 = 68 mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6214，其尺寸為d×D×T = 70mm×125mm×24mm，故d34 = d78 = 70 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 24+15 = 39 mm 左端滾動軸承

34、采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6214型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 79 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 75 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 87 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 85 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 75 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 87 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸

35、承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 24 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 56 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 56+12+5+2.5+16+8-12-15 = 72.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸

36、的計算簡圖（見圖a）: 根據6214深溝球軸承查手冊得T= 24 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (87/2+12+72.5+39-24/2)mm = 155 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (87/2-2+52.5-24/2)mm = 82 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 3215.9 NFNH2 = = = 6078.7 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 1169.8 NFNV2 = = = 2211.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 3215.9×155 Nmm = 4

37、98464 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 1169.8×155 Nmm = 181319 Nmm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：M = = 530418 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 16.3 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（

38、注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第六部分 齒輪的結構設計和鍵的選擇及校核6.1 齒輪1的結構設計與軸鍵選擇 由機械設計教材知可以做成實心齒輪該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×56mm，接觸長度:l' = 40-8 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×32×26×120/1000 = 174.7 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2. 齒輪2的結構設計與軸鍵選擇 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h&#

39、215;l = 14mm×9mm×50mm，接觸長度:l' = 50-14 = 36 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×36×45×120/1000 = 437.4 NmTT2，故鍵滿足強度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×80mm，接觸長度:l' = 80-14 = 66 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9

40、×66×45×120/1000 = 801.9 NmTT2，故鍵滿足強度要求。8.3 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 20mm×12mm×80mm，接觸長度:l' = 80-20 = 60 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×12×60×75×120/1000 = 1620 NmTT3，故鍵滿足強度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h

41、5;l = 18mm×11mm×100mm，接觸長度:l' = 100-18 = 82 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×82×63×120/1000 = 1704.8 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第七部分 軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命：Lh = 8×300 = 2400 h9.1 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所

42、以:P = XFr+YFa = 1×1335+0× = 1335 N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 1335× = 14872 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.42×105Lh所以軸承預期壽命足夠。9.2 中間軸的軸承計算與校核1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×3531.9+0

43、5; = 3531.9 N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 3531.9× = 24233 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr = 29.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 8.66×104Lh所以軸承預期壽命足夠。9.3 輸出軸的軸承計算與校核查手冊可知，角接處球軸承7028AC的基本額定動載荷C=35.2KN。已知Fa=0.39kN,Ft=2.1kN,Fr=0.78kN1） 受力分析，求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2.由受力分析可知：Fr2v=Ft1H=Ft2H=Fr1=Fr1=Fr2=2) 1）初步計算當

44、量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×3381.1+0× = 3381.1 N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:10-。C = P = 3381.1× = 15581 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6214軸承，Cr = 60.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.85×106Lh所以軸承預期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計算公稱轉矩：T = T3 = 1338.42 Nm由表查得KA

45、= 1.3，故得計算轉矩為：Tca = KAT3 = 1.3×1338.42 = 1739.9 Nm2.型號選擇 選用LT10型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉矩為T = 2000 Nm，許用最大轉速為n = 2300 r/min，軸孔直徑為63 mm，軸孔長度為107 mm。Tca = 1739.9 Nm T = 2000 Nmn3 = 33.98 r/min n = 2300 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸

46、入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h = 6.75 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177 cSt。2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v = 0.61 m/s 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油