華中科技大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書

1、 .華中科技大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計計算說明書世紀(jì)大坑華中科技大學(xué)2011年12月13日目 錄一、設(shè)計任務(wù)書 2二、傳動方案的分析與擬定 2三、電動機的選擇與計算 3四、傳動比的分配 3五、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 4六、傳動零件的設(shè)計計算和軸系零部件的初步選擇 5七、聯(lián)軸器的選擇及計算15八、鍵連接的選擇及計算16九、軸的強度校核計算17十、滾動軸承壽命的校核計算27十一、潤滑和密封30十二、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇31十三、設(shè)計小結(jié)33十四、參考資料34計算與說明主要結(jié)果一 設(shè)計任務(wù)書設(shè)計帶式傳輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器。設(shè)計數(shù)據(jù)及工作條件： F=4600N; V=0

2、.4m/s; D=400mm； 生產(chǎn)規(guī)模：中小批量； 工作環(huán)境：多塵； 載荷特性：平穩(wěn)； 工作期限：5年，兩班制。 設(shè)計注意事項： 1.設(shè)計由減速器裝配圖1張，零件圖2張（包括低速軸和低速軸上大齒輪），以及設(shè)計計算說明書一份組成; 2.設(shè)計中所有標(biāo)準(zhǔn)均按我國標(biāo)準(zhǔn)采用，設(shè)計說明書應(yīng)按規(guī)定紙張及格式編寫;3. 設(shè)計圖紙及設(shè)計說明書必須按進度完成，經(jīng)指導(dǎo)教師審查認(rèn)可后，才能給予評分或答辯。二 傳動方案的分析與擬定根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為為防止過載以及過載而引起的安全事故，可擬定傳動方案為：外部V帶傳動+內(nèi)部雙級圓柱齒輪傳動。機構(gòu)整體布置如圖一：圖1. 傳動方案簡圖F=4600N; V=0

3、.4m/s;D=400mmnw=19.11r/min計算與說明主要結(jié)果三 電動機的選擇與計算1 電動機的類型選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機。2 電動機的功率 工作機有效功率:Pw = Fv/1000 =4600×0.4/1000 kW=1.84 kW 設(shè)電動機到工作機之間的總效率為，并設(shè)1，2，3，4，5 分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設(shè)齒輪精度為8級）、滾動軸承、V帶傳動以及滾筒的效率。查文獻(xiàn)4表2-2可得： 1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.95，5=0.96，由此可得：總效率： =1223445 =0.99×0.972

4、15;0.994×0.95×0.96 =0.8160 電動機所需功率： Pd=Pw/=1.84/0.8160=2.255 kW 查文獻(xiàn)4表16-1選取電動機的功率為3.0 kW。3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 在常用的同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min兩者之間選擇。前者的總傳動比為75.35，后者的總傳動比為50.24，前者雖然電動機轉(zhuǎn)速高、價格低，但總傳動比大。為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min 的電動機。4 電動機型號確定由功率和轉(zhuǎn)速，查文獻(xiàn)4表16-1，選擇電動機型號為：Y132S-6,其滿載轉(zhuǎn)速為960 r/m

5、in，查表16-2，可得：中心高H=132 mm； 軸外伸軸徑D=38 mm； 軸外伸長度E=80 mm.四 傳動比的分配 計算得內(nèi)外總的傳動比取V帶傳動的傳動比i1=3則減速器的總傳動比因此，雙級圓柱齒輪減速器高速級傳動比總效率：=0.8160電動機型號：Y132S-6計算與說明主要結(jié)果低速級的傳動比五 傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算1. 各軸的轉(zhuǎn)速計算 n=nm=960 r/min n=n/i1=960/3 r/min=320 r/min n=n/i2=320/4.666 r/min=68.58 r/min n=n/i3=68.58/3.590 r/min=19.10 r/min2.

6、 各軸的輸入功率計算 P=Pd =2.255 kW P=P4=2.255×0.95 kW=2.142 kW P=P23=2.142×0.97×0.99 kW=2.057 kW P=P23=2.057×0.97×0.99 kW=1.975 kW3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算T1=9550P1/n1=9550×2.255/960 N·m =22.433 N·mT2=9550P2/n2=9550×2.142/320 N·m =63.925 N·mT3=9550P3/n3=9550×2.0

7、57/68.58 N·m =286.444 N·mT4=9550P4/n4=9550×1.975/19.10 N·m =987.5 N·m將上述數(shù)據(jù)歸納總結(jié)如下表所示。表1. 各軸的運動和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min）功 率（kW）轉(zhuǎn) 矩（N·m）傳動比i電動機輸出軸9602.25522.43334.6663.590高速軸3202.14263.925中間軸68.582.057286.444低速軸19.101.975987.5減速器總傳動比：i=16.75高速級傳動比：i2=4.666低速級傳動比i3=3.590計算與說明主要結(jié)果六 傳

8、動零件的設(shè)計計算和軸系零部件的初步選擇1. 減速器外部傳動V帶傳動的設(shè)計計算（1）、確定計算功率PC 兩班制工作，即每天工作16h，查閱文獻(xiàn)3表2-5得工況系數(shù)KA=1.1，故 Pc = KAP = 1.1×2.255 kW =2.481 kW（2）、選擇普通V帶的型號 根據(jù)Pc=2.481 kW、n1=960 r/min，由文獻(xiàn)3圖2-7初步選用A型帶。（3）、選取帶輪基準(zhǔn)直徑dd1和dd2 由文獻(xiàn)3表2-6取dd1=125 mm，并取=0.02，則 由文獻(xiàn)3表2-6取最接近的標(biāo)準(zhǔn)系列值dd2=375 mm。（4）、驗算帶速v 因v在525 m/s 范圍內(nèi)，故帶速合適。（5）、確定

9、中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld 初定中心距a0的取值范圍為 初選中心距a0=500 mm。由此計算所需帶長為 查閱文獻(xiàn)3表2-4，選擇基準(zhǔn)長度Ld=2000 mm。由此計算實際中心距得（6）、驗算小帶輪包角1帶輪基準(zhǔn)直徑：dd1=125 mmdd2=375 mm安裝中心距：a=592 mm帶的基準(zhǔn)長度：Ld=2000 mm計算與說明主要結(jié)果（7）、確定帶的根數(shù)已知dd1=125 mm，i=3，v=6.28 m/s，查文獻(xiàn)3表2-1得P0=1.37 kW，查文獻(xiàn)3表2-2得P0=0.09 kW；因=155.8°，查文獻(xiàn)3表2-3得K=0.93；因Ld=2000 mm，查文獻(xiàn)3表2-4得KL

10、=1.03，因此取z=2根。（8）、確定初拉力F0單根普通V帶的初拉力為（9）、計算壓軸力FQ（10）、帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計A、小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于dd1=125mm300mm, 所以帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，其頂圓直徑da1=130.5mm2H=264mm，輪轂長度L1=45mmE=80mm，故小帶輪1的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理。B、大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于dd2=375mm300mm，所以帶輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)，其頂圓直徑da2=380.5mm，輪轂長度L2=60mm。小帶輪包角：1=155.8°帶的根數(shù)：Z=2初拉力：F0=170.7N壓軸力：FQ=667.6N小帶輪：頂圓直徑：da1=130.5mm輪轂長度

11、：L1=45mm大帶輪：頂圓直徑：da2=380.5mm輪轂長度：L2=60mm計算與說明主要結(jié)果2高速級傳動齒輪的設(shè)計計算高速級主動輪輸入功率2.142 kW，轉(zhuǎn)速320 r/min，轉(zhuǎn)矩T2=63.925 N·m，齒數(shù)比u=i2=4.666，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，每天工作16小時，預(yù)期壽命5年，電動機驅(qū)動。（1）、選擇齒輪的材料及熱處理方式小齒輪:45鋼,調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度230HBS;大齒輪:45鋼,正火處理，齒面硬度190HBS。（2）、確定許用應(yīng)力A. 確定極限應(yīng)力Hlim和Flim許用接觸應(yīng)力Hlim1=580MPa，Hlim2=550MPa；許用彎曲應(yīng)力Flim1=220

12、MPa，F(xiàn)lim2=210MPa。B. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)ZN，YN查文獻(xiàn)3圖3-7和圖3-9得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=2. C. 計算許用應(yīng)力安全系數(shù)：，則：/（3）、初步確定齒輪基本參數(shù)和主要尺寸A. 選擇齒輪類型選用較平穩(wěn)、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。B. 選用8級精度C. 初選參數(shù)初選參數(shù)：，ZZu=30×4.666140， , 齒寬系數(shù)。D. 初步計算齒輪主要尺寸小齒輪1齒數(shù)：Z1=30大齒輪2齒數(shù)：Z2=140變位系數(shù)：齒寬系數(shù)：計算與說明主要結(jié)果由于載荷平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.1,根據(jù)螺旋角查得節(jié)點區(qū)域系數(shù);彈性系數(shù);取重

13、合度系數(shù);螺旋角系數(shù)為：；HP=HP2 =550MPa，因此，有： 故：取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=1.5 mm，則中心距圓整后取a=130 mm。調(diào)整螺旋角：計算分度圓直徑：計算圓周速度：法面模數(shù)：mn=1.5 mm中心距：a=130 mm螺旋角：分度圓直徑：d1=45.882mm；d2=214.118mm圓周速度：v=0.768 m/s計算與說明主要結(jié)果計算齒寬：大齒輪：，小齒輪：;（4）、 驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當(dāng)量齒數(shù):查圖得，齒形系數(shù)：，；應(yīng)力修正系數(shù)：，。取，則：齒根彎曲強度足夠。（5）、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂圓直徑：齒根圓直徑：大齒輪齒寬：b2=42mm小齒輪齒寬：b1=47mm齒頂圓直徑：d

14、a1=48.882mmda2=217.118mm計算與說明主要結(jié)果高速級齒輪設(shè)計結(jié)果： ，d1=45.882 mm , d2=214.118 mmda1=48.882mm , da2=217.118mmdf1=42.132mm , df2=210.368mmb1=47 mm , b2=42mm mn=1.5 mm , , a=130mm ， v=0.768m/s.對于高速軸上的小齒輪1，從鍵槽底面到齒根的距離x過小，故將其做成齒輪軸。齒輪跟軸的材料相同，均采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。對于中間軸上的大齒輪2，因為da2200 mm，所以做成腹板式結(jié)構(gòu)，其中，dh=1.6ds=1.6*43mm=68.8m

15、m，=8mm，c=0.3b=0.3*42mm=12.6 mm，d0=131.584 mm，d=31.392mm。具體結(jié)構(gòu)如裝配圖上所示。3. 低速級傳動齒輪的設(shè)計計算低速級主動輪輸入功率2.057 kW，轉(zhuǎn)速68.58 r/min，轉(zhuǎn)矩T3=286444 N·mm，齒數(shù)比u=i3=3.590，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，每天工作16小時，預(yù)期壽命5年，電動機驅(qū)動。（1）、選擇齒輪的材料及熱處理方式大小齒輪均采用45鋼表面淬火，齒面硬度4050HRC，取45HRC。（2）、確定許用應(yīng)力A確定極限應(yīng)力Hlim和Flim許用接觸應(yīng)力Hlim3=Hlim4=1120MPa許用彎曲應(yīng)力Flim3=Fl

16、im4=350MPaB計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)查圖表得，ZN3=1.0, ZN4=1.05; YN3=YN4=1。C計算許用應(yīng)力安全系數(shù)：，故有：齒根圓直徑：df1=42.132mmdf2=210.368mm計算與說明主要結(jié)果（3）、初步確定齒輪基本參數(shù)和主要尺寸A選擇齒輪類型初估齒輪圓周速度v<=2.5m/s，選用較平穩(wěn)、噪聲小、承載能力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。B初步選用8級精度C初選參數(shù)初選：，, Z4=Z3u=203.59072，齒寬系數(shù)。D初步計算齒輪主要尺寸當(dāng)量齒數(shù)：據(jù)此查得：Ysa3=1.56 ,Ysa4=1.75 ;YFa3=2.83 ,YFa4=2.23 ;取Y=

17、0.7，Y=0.9；由于載荷平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.1，則：（因為比大，所以上式將代入）小齒輪3齒數(shù)：Z3=30大齒輪4齒數(shù)：Z4=140變位系數(shù)：齒寬系數(shù)：計算與說明主要結(jié)果取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3.5 mm（若取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3 mm，則低速軸與齒輪2發(fā)生干涉，故此處模數(shù)取大一點，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3.5 mm），則中心距圓整后取a=165mm。調(diào)整螺旋角：計算分度圓直徑：計算圓周速度：符合估計值。計算齒寬：大齒輪：，小齒輪：;（4）、驗算輪齒齒面接觸疲勞強度根據(jù)螺旋角查得節(jié)點區(qū)域系數(shù);彈性系數(shù);取重合度系數(shù);螺旋角系數(shù)，則：法面模數(shù)：mn=3.5 mm中心距：a=165mm螺旋角：分度圓直徑：d

18、3=71.739mmd4=258.261mm圓周速度：v=0.258 m/s大齒輪4齒寬：b4=36 mm小齒輪3齒寬：b3=41 mm計算與說明主要結(jié)果齒面接觸疲勞強度滿足要求。（5）、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂圓直徑：齒根圓直徑：高速級齒輪設(shè)計結(jié)果： ， d3=71.739mm , d4=258.261mmb3=41mm , b4=36mmda3=78.739mm , da4=265.261mmdf3=62.989mm , df4=249.511mmb3=41 mm , b4=36mm mn=3 mm , , a=165mm ， v=0.258m/s.對于中間軸上的小齒輪3，從鍵槽底面到齒根的距離x

19、過小，故將其做成齒輪軸。齒輪跟軸的材料相同，均采用45鋼，齒輪齒面表面淬火，軸經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。對于低速軸上的大齒輪4，因為da4200 mm，所以做成腹板式結(jié)構(gòu)， 其中，dh=1.6ds=1.6*70mm=112mm，=12mm，c=0.3b=0.3*36mm=10.8 mm，d0=168.7555 mm，d=28.37775mm。具體結(jié)構(gòu)如裝配圖上所示。4. 初算軸的直徑及軸結(jié)構(gòu)的初步設(shè)計已知，最小軸徑的初算公式為，軸的材料均選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得其許用應(yīng)力-1b=60MPa , C=118107。（1）、高速軸因V帶傳動的壓軸力會對軸端產(chǎn)生較大的彎矩，所以C應(yīng)取大值，取C=118，則軸端直

20、徑齒頂圓直徑：da3=78.739mmda4=265.261mm齒根圓直徑：df3=62.989mmdf4=249.511mm計算與說明主要結(jié)果在該軸段與V帶輪相配處開有一個鍵槽，故應(yīng)將dmin增大5%，得dmin=23.35mm,再根據(jù)設(shè)計手冊查標(biāo)準(zhǔn)尺寸，取d2min=24mm。初步設(shè)計其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖2. 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計（2）、中間軸取C=110，則：在該軸段與齒輪相配處開有一個鍵槽，故應(yīng)將dmin增大5%，得dmin=35.89 mm,再根據(jù)設(shè)計手冊查標(biāo)準(zhǔn)尺寸，并考慮到滾動軸承的選型，取d3min=40 mm。初步設(shè)計其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖3. 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計（3）、低速軸取C=110

21、，則：在該軸段與聯(lián)軸器相配處開有一個鍵槽，故應(yīng)將dmin增大5%，得dmin=54.21mm,再根據(jù)設(shè)計手冊查標(biāo)準(zhǔn)尺寸，取d4min=55 mm。初步設(shè)計其結(jié)構(gòu)如下圖所示：高速軸最小軸頸：d2min=24mm中間軸最小軸頸：d3min=40 mm低速軸最小軸頸：d4min=55 mm計算與說明主要結(jié)果圖4. 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計5. 初選滾動軸承根據(jù)傳動特征：載荷平穩(wěn)，中載低速，有軸向和徑向載荷，初選圓錐滾子軸承，選擇型號結(jié)果如下表所示。表2. 軸承代號及其尺寸性能軸種類軸承代號dDTBCCr/kNC0r/kN高速軸30207357218.25171554.263.5中間軸30208408019.7

22、5181663.074.0低速軸302136512024.752320120152由于三根軸上的齒輪圓周速度均小于2m/s，所以這三對圓錐滾子軸承均采用潤滑脂潤滑。七 聯(lián)軸器的選擇及計算1. 低速軸與工作機之間的聯(lián)軸器由于軸的轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，又因為減速器與工作機常不在同一機座上，要求有較大的軸線偏移補償，因此選用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器，此處選用GICL型鼓形齒式聯(lián)軸器。計算轉(zhuǎn)矩，根據(jù)文獻(xiàn)3表9-1，取工作情況系數(shù)KA=1.5，則：查表，選擇聯(lián)軸器型號：GICL3,即所選聯(lián)軸器為GICL3型聯(lián)軸器。其主要尺寸如下表所示：表3. GICL3型鼓形齒式聯(lián)軸器主動端基本尺寸型號軸孔類

23、型鍵槽類型d1LD2GICL3Y型A型5511295滾動軸承選型結(jié)果：高速軸：30207中間軸：30208低速軸：30213低速軸與工作機間聯(lián)軸器:GICL3聯(lián)軸器計算與說明主要結(jié)果八 鍵連接的選擇及計算1. 大帶輪與高速軸間鍵的設(shè)計與計算大帶輪與高速軸連接處軸頸d=24 mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調(diào)質(zhì)處理，在靜載荷下其許用擠壓應(yīng)力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標(biāo)準(zhǔn)得其公稱尺寸：寬度b=8 mm，高度h=7 mm。該軸段長度l=58 mm，故根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，可取鍵長L=40 mm，其有效長度為l=L-b=(40-8)mm=32 mm。高速軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=63.925 N&#

24、183;m，由此可得該鍵所受擠壓應(yīng)力為：該鍵滿足強度條件，其設(shè)計是合理的。2. 中間軸與其上大齒輪間鍵的設(shè)計與計算中間軸上大齒輪與中間軸連接處軸頸d=43 mm,初步選用B型鍵，采用45鋼調(diào)質(zhì)處理，在靜載荷下其許用擠壓應(yīng)力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標(biāo)準(zhǔn)得其公稱尺寸：寬度b=12 mm，高度h=8 mm。該軸段長度l=40 mm，故根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，可取鍵長L=32 mm,其有效長度為l=L=32 mm。中間軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩T3=286.444 N·m，由此可得該鍵所受擠壓應(yīng)力為：故該鍵滿足強度條件，其設(shè)計是合理的。3. 低速軸與其上大齒輪間鍵的設(shè)計與計算低速軸上大齒輪與低速

25、軸連接處軸頸d=70 mm,初步選用B型鍵，采用45鋼調(diào)質(zhì)處理，在靜載荷下其許用擠壓應(yīng)力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標(biāo)準(zhǔn)得其公稱尺寸：寬度b=20 mm，高度h=12 mm。該軸段長度l=34 mm，故根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，可取鍵長L=28 mm,其有效長度為l=L=28 mm。低速軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩T4=987.5 N·m，由此可得該鍵所受擠壓應(yīng)力為：故該鍵強度過低，由于受到軸段長度限制，該鍵不適合再作加長處理。考慮采用雙鍵結(jié)構(gòu)，兩鍵按180°對稱布置?？紤]到載荷分布的不均勻性，在強度校核中按1.5個鍵計算。故采用雙鍵結(jié)構(gòu)后，每個鍵所受擠壓應(yīng)力為：從而滿足了強度條件，其

26、設(shè)計是合理的。4. 低速軸與工作機間鍵的設(shè)計與計算工作機與低速軸連接處軸頸d=55 mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調(diào)質(zhì)處理，在靜載荷下其許用擠壓應(yīng)力P為125150Mpa，取P=135MPa。查標(biāo)準(zhǔn)得其公稱尺大帶輪與高速軸間鍵：鍵8X40 GB/T 1096中間軸與其上大齒輪間鍵：鍵B12X32GB/T 1096低速軸與其上大齒輪間鍵：鍵B20X28 GB/T 1096計算與說明主要結(jié)果寸：寬度b=16 mm，高度h=10 mm。該軸段長度l=110 mm，故根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，可取鍵長L=90 mm，其有效長度為l=L-b=(90-16)mm=74 mm。低速軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩T4=987.5 N

27、83;m，由此可得該鍵所受擠壓應(yīng)力為：該鍵滿足強度條件，其設(shè)計是合理的。九 軸的強度校核計算1. 高速軸（1）、計算齒輪受力齒輪1的圓周力：齒輪1的徑向力：齒輪1的軸向力：（2）、畫受力簡圖假定帶輪壓軸力的方向垂直向下，軸的轉(zhuǎn)向向右看為順時針方向，齒輪嚙合點的位置在上方，對于零件作用于軸上的分布力或轉(zhuǎn)矩均當(dāng)成集中載荷作用于軸上零件寬度的中點（后面的受力分析均作此假設(shè)），則根據(jù)斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析方法可知各分力的方向如圖所示。從而可進一步作出其彎矩圖和扭矩圖。低速軸與工作機間鍵：鍵16X90GB/T 1096齒輪1受力：圓周力：徑向力：軸向力：計算與說明主要結(jié)果圖5. 高速軸的受力分析（3

28、）、計算支反力鉛垂面內(nèi)支反力： 水平面內(nèi)支反力：高速軸鉛垂面內(nèi)支反力：計算與說明主要結(jié)果（4）、計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖A鉛垂面彎矩齒輪所在截面處彎矩有突變，故：左截面：右截面：支點A處：B水平面彎矩分別作出鉛垂面和水平面上的彎矩圖，如圖5（c）、（e）所示。C合成彎矩齒輪所在截面左截面：齒輪所在截面右截面：支點A處：由此作出合成彎矩圖，如圖5（f）所示。畫出扭矩圖，如圖5（g）所示，轉(zhuǎn)矩作用于齒輪所在截面與帶輪所在截面之間的軸段。（5）、計算當(dāng)量彎矩軸單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，為安全起見，將其轉(zhuǎn)矩看成脈動循環(huán)變化，取=0.6，則：齒輪所在截面左截面：高速軸水平面內(nèi)支反力：計算與說明主要結(jié)

29、果齒輪所在截面右截面：支點A處：（6）、校核彎、扭合成強度分析可知，齒輪所在截面的左截面當(dāng)量彎矩最大，屬于危險截面，此處軸頸d=42 mm,其抗彎模量W=0.1d3=（0.1×423）mm3=7408.8 mm3。由此可得，軸上該處所受彎曲應(yīng)力為：顯然，軸的強度非常足夠。從而該軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理。2. 中間軸（1）、計算齒輪受力齒輪2的圓周力：齒輪2的徑向力：齒輪2的軸向力：齒輪3的圓周力：齒輪3的徑向力：齒輪3的軸向力：（2）、畫受力簡圖 按照前面所作假定，可畫出中間軸的受力如下圖所示。齒輪2受力：圓周力：徑向力：軸向力：齒輪3受力：圓周力：徑向力：軸向力：計算與說明主要結(jié)果圖6.

30、中間軸的受力分析計算與說明主要結(jié)果（3）、計算支反力鉛垂面內(nèi)支反力： 水平面內(nèi)支反力：（4）、計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖A鉛垂面彎矩齒輪3所在截面處彎矩有突變，故：左截面：右截面：齒輪2所在截面處彎矩有突變，故：右截面：左截面：B水平面彎矩中間軸鉛垂面內(nèi)支反力：中間軸水平面內(nèi)支反力：計算與說明主要結(jié)果分別作出鉛垂面和水平面上的彎矩圖，如圖6（c）、（e）所示。C合成彎矩齒輪3所在截面左截面：齒輪3所在截面右截面：齒輪2所在截面左截面：齒輪2所在截面右截面：由此作出合成彎矩圖，如圖6（f）所示。畫出扭矩圖，如圖6（g）所示，轉(zhuǎn)矩作用于兩齒輪所在截面之間的軸段。（5）、計算當(dāng)量彎矩軸單向運

31、轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，為安全起見，將其轉(zhuǎn)矩看成脈動循環(huán)變化，取=0.6，則：齒輪3所在截面左截面：齒輪3所在截面右截面：齒輪2所在截面左截面：齒輪2所在截面右截面：（6）、校核彎、扭合成強度分析可知，齒輪3所在截面的右截面當(dāng)量彎矩最大，屬于危險截面，此處軸頸d=48 mm,其抗彎模量W=0.1d3=（0.1×483）mm3=11059.2 mm3。由此可得，軸上該處所受彎曲應(yīng)力為：又因為齒輪2所在截面的左截面軸頸較小且開有一個鍵槽，并且該處當(dāng)量彎矩比較大，故也屬于危險截面。此處軸頸d=43 mm，鍵槽寬度b=12 mm，鍵槽深度t=5.0 mm，所以其抗彎模量為計算與說明主要結(jié)果從而可求得軸

32、上該處所受彎曲應(yīng)力為顯然，軸的強度非常足夠，從而該軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理。3. 低速軸（1）、計算齒輪受力齒輪4的圓周力：齒輪4的徑向力：齒輪4的軸向力：（2）、畫受力簡圖按照前面所作假定，可畫出低速軸的受力如下圖所示。齒輪4受力：圓周力：徑向力：軸向力：計算與說明主要結(jié)果圖7. 低速軸的受力分析（3）、計算支反力鉛垂面內(nèi)支反力： 低速軸鉛垂面內(nèi)支反力：計算與說明主要結(jié)果水平面內(nèi)支反力： （4）、計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖A鉛垂面彎矩齒輪4所在截面處彎矩有突變，故：左截面：右截面：B水平面彎矩分別作出鉛垂面和水平面上的彎矩圖，如圖7（c）、（e）所示。C合成彎矩齒輪4所在截面左截面：齒輪4所

33、在截面右截面：由此作出合成彎矩圖，如圖7（f）所示。畫出扭矩圖，如圖7（g）所示，轉(zhuǎn)矩作用于齒輪4所在截面與工作機所在截面之間的軸段。（5）、計算當(dāng)量彎矩軸單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，為安全起見，將其轉(zhuǎn)矩看成脈動循環(huán)變化，取=0.6，則：齒輪4所在截面左截面：齒輪4所在截面右截面：（6）、校核彎、扭合成強度 分析可知，齒輪4所在截面的右截面當(dāng)量彎矩最大，且此軸段開有兩個鍵槽，屬低速軸水平面內(nèi)支反力：計算與說明主要結(jié)果于危險截面，此處軸頸d=70 mm,鍵槽寬度b=20 mm，鍵槽深度t=7.5 mm，所以其抗彎模量為從而可求得軸上該處所受彎曲應(yīng)力為顯然，軸的強度非常足夠，從而該軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理。十 滾

34、動軸承壽命的校核計算1. 高速軸上圓錐滾子軸承的壽命校核軸承的支撐受力如圖8所示，由軸的受力易知：圖8. 高速軸上軸承支撐受力 對于30207型軸承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生軸向力為：兩軸承為正裝，且S1S2+Fa ，故有：計算與說明主要結(jié)果 ， 因為在和平穩(wěn)，故取載荷系數(shù)fP=1.1 ，對于軸承1，有：，故有：又，對于軸承2，有：，故有：因，故按軸承1計算其壽命。其基本額定負(fù)荷Cr=54.2kN，溫度系數(shù)取為ft=1，滾子軸承的壽命指數(shù)=10/3，則高速軸上軸承壽命為故，高速軸上所選的30207型圓錐滾子軸承是合用的。2. 中間軸上圓錐滾子軸承的壽命校核軸承的支撐受力

35、如圖9所示，由軸的受力易知：圖9. 中間軸上軸承支撐受力 對于30208型軸承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生軸向力為：高速軸上圓錐滾子軸承壽命：計算與說明主要結(jié)果兩軸承為正裝，且S1S2+Fa ，故有： ， 因為在和平穩(wěn)，故取載荷系數(shù)fP=1.1 ，對于軸承1，有：，故有：又，對于軸承2，有：，故有：因，故按軸承1計算其壽命。其基本額定負(fù)荷Cr=63.0kN，溫度系數(shù)取為ft=1，滾子軸承的壽命指數(shù)=10/3，則中間軸上軸承壽命為故，中間軸上所選的30208型圓錐滾子軸承是合用的。3. 低速軸上圓錐滾子軸承的壽命校核軸承的支撐受力如圖10所示，由軸的受力易知：圖10. 低速

36、軸上軸承支撐受力 中間軸上圓錐滾子軸承壽命：計算與說明主要結(jié)果 對于30213型軸承，查得：e=0.4，Y=1.5，由此可求得其派生軸向力為：兩軸承為正裝，且S2S1+Fa ，故有： ， 因為在和平穩(wěn)，故取載荷系數(shù)fP=1.1 ，對于軸承1，有：，故有：又，對于軸承2，有：，故有：因，故按軸承2計算其壽命。其基本額定負(fù)荷Cr=120kN，溫度系數(shù)取為ft=1，滾子軸承的壽命指數(shù)=10/3，則低速軸上軸承壽命為故，低速軸上所選的30213型圓錐滾子軸承是合用的。十一 潤滑和密封1. 齒輪的潤滑由于齒輪的圓周速度較小，均小于12m/s，故采用油池浸油潤滑。由于低速軸上大齒輪圓周速度較低（<0

37、.5m/s），浸油深度可達(dá)1/61/3的齒輪半徑，故主要考慮中間軸上大齒輪的浸油深度。中間軸上大齒輪的齒高較小，故使其浸油深度為10mm。齒輪齒面硬度為280350HBS，圓周速度小于0.5m/s，查得其潤滑油粘度薦用值為低速軸上圓錐滾子軸承壽命：計算與說明主要結(jié)果266mm2/s(50攝氏度)，由此選擇L-CKC460中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB/T5903-1995）。2. 滾動軸承的潤滑由于齒輪圓周速度小于2m/s，故采用潤滑脂潤滑，并在軸承內(nèi)側(cè)安裝鑄造擋油盤以防止箱內(nèi)油進入軸承使?jié)櫥♂屃鞒龌蜃冑|(zhì)。在裝配時將潤滑脂填入軸承座內(nèi)，每工作36個月補充一次潤滑脂，每過一年，需拆開清洗更換潤滑脂。

38、根據(jù)減速器工作要求，選用1號通用鋰基潤滑脂（GB7324-1991）潤滑。3. 密封本減速器中的密封只要是指軸承透蓋與軸之間采用氈圈油封，根據(jù)其軸頸分別選用氈圈30 JB/ZQ 4606和氈圈60 JB/ZQ 4606。軸承座與軸承蓋間用密封墊圈密封。十二 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇1. 箱體 減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為使機體有足夠的剛度在機體加肋。考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱，采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm。鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便。2. 軸承蓋與套杯 均選用凸緣式軸承蓋，其具體尺

39、寸（見裝配圖上所示）依結(jié)構(gòu)而定。3. 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作。根據(jù)減速器中心距選擇其具體尺寸，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6螺釘緊固（具體結(jié)構(gòu)參考裝配圖）。4. 油面指示器 選用油標(biāo)尺。油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。油標(biāo)尺中心線與水平面呈45°或大于45°角，并注意加工游標(biāo)尺凸臺和安裝游標(biāo)尺時，不與箱體凸緣或吊鉤相干涉，具體結(jié)構(gòu)見裝配圖。5. 通氣孔 由于減

40、速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機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。本減速器選用通氣罩。6. 啟蓋螺釘 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。7. 定位銷 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。8. 吊鉤齒輪油池浸油潤滑潤滑油型號：L-CKC460中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB/T5903-1995）滾動軸承脂潤滑潤滑脂型號：1號通用鋰基潤滑脂（GB7324-1991）計算與說明主要結(jié)果 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.9. 油螺塞

41、 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 箱體具體各部分的尺寸大小如表4所示：表4. 減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸箱座壁厚8mm箱蓋壁厚18mm箱座凸緣壁厚b12mm箱蓋凸緣壁厚b112mm箱座底凸緣壁厚b220mm軸承蓋螺釘直徑8mm窺視孔螺釘直徑6mm定位銷直徑6mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離1 10 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2 10 mm箱體外壁至軸承座斷面的距離449 mm箱座箱蓋上的肋板厚地腳螺釘直徑與數(shù)目通孔直徑=20 mm沉頭座直徑底座凸緣尺寸連接螺栓連接

42、螺栓軸承旁連接螺栓直徑12mm軸承旁連接螺栓通孔直徑軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D=26mm軸承旁連接螺栓凸緣尺寸箱座、箱蓋的連接螺栓直徑箱座、箱蓋的連接螺栓通孔直徑箱座箱蓋的連接螺栓沉頭座直徑D=18箱座箱蓋的連接螺栓凸緣尺寸十三 設(shè)計小結(jié)紙上學(xué)來終覺淺，絕知此事要躬行。經(jīng)過三個星期的“實戰(zhàn)演練”，我收獲了很多。也許每個男孩都有一個設(shè)計師的夢想，我也是抱著這樣一個夢想長大的。然而，想像很美好，現(xiàn)實卻很殘酷。以前我只看到了設(shè)計師表面上的光鮮亮麗，這一次，我終于體會到了那一抹光環(huán)背后的凄涼痛苦。在沒有任何設(shè)計基礎(chǔ)的條件下，我們迎來了這次課程設(shè)計。整整18天，我都陶醉在這孤獨、反復(fù)的設(shè)計之中，算了又畫，畫了又改，改了再算，就是在這不斷重復(fù)的過程中，我對設(shè)計有了刻