減速器畢業(yè)設(shè)計

河南機電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計河南機電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計說明書論文題目：基于Pro/E的一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計與運動仿真系部：機械工程系專業(yè):起重運輸機械設(shè)計與制造班級：起機121學(xué)生姓名：毛慶陽學(xué)號：110125146指導(dǎo)教師：崔紀(jì)超2015年4月20日河南機電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計第1章緒論1.1齒輪減速器的概述減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件。常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。齒輪減速器由于具有固定的傳動比、結(jié)構(gòu)緊湊、機體密封、使用維護簡單等特點成為工程應(yīng)用中普遍使用的機械傳動裝置，被廣泛的應(yīng)用于建材、運輸、冶金、化工等行業(yè)。減速器類型很多，按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。1.2齒輪減速器進行三維建模的意義由于齒輪減速器的種類很多，一些類型的減速器已有系列標(biāo)準(zhǔn)，并由專門的廠家進行生產(chǎn)，但對于傳動布置、結(jié)構(gòu)尺寸、功率、傳動比有特殊要求的、標(biāo)準(zhǔn)一時間無法確定的，就需要自己另行設(shè)計與制造了。由于有特殊要求的減速器的設(shè)計周期長，設(shè)計過程麻煩，效率低，任務(wù)大，因而在整個的設(shè)計過程中如若可以將計算機輔助設(shè)計與一般的機械設(shè)計進行有機的結(jié)合，這樣可以縮短產(chǎn)品的研發(fā)周期、提高生產(chǎn)效率、減少勞動強度、節(jié)約資源、減少人力資源的浪費。同時在設(shè)計的過程中進行運動仿真和受力的分析，可以進一步的驗證設(shè)計的結(jié)果，得出最優(yōu)的方案，有效避免原材料的浪費，最大限度的節(jié)約人力資源，降低生產(chǎn)的成本，創(chuàng)造更高的效益，因此采用軟件對減速器的模型進行三維的建模和運動仿真的優(yōu)勢很明顯，進行此項工作顯得非常的重要。1.3對一級齒輪減速減速器的研究過程與方法對于一級圓柱齒輪減速的三維建模和運動仿真的研究，首先應(yīng)該建立數(shù)據(jù)的模型，在數(shù)據(jù)支持的基礎(chǔ)上，初步計算出減速器各個零部件的基本結(jié)構(gòu)和大小，然后利用Pro/E畫出各個零部件的基本機構(gòu)，再利用各個零部件的關(guān)系進行虛擬的裝配，最后施加虛擬外力，看減速器能否運動，驗證前邊參數(shù)化設(shè)計過程的正確性。

第2章一級圓柱齒輪減速器參數(shù)化計算齒輪減速器的三維模型的創(chuàng)建是本次設(shè)計過程的重要部分，同時也是后續(xù)的運動仿真分析的基礎(chǔ)，仿真分析的結(jié)果與理論計算的結(jié)果的吻合程度依賴于三維建模的正確性與可行性，三維建模的參數(shù)化創(chuàng)建是在對設(shè)計要求進行優(yōu)化分析參數(shù)相關(guān)手冊的基礎(chǔ)上確定參數(shù)關(guān)系然后創(chuàng)建的。2.1引用設(shè)計數(shù)據(jù)進行參數(shù)化建模1.數(shù)據(jù)：運輸帶線速度v=1.40（m/s）

運輸帶牽引力F=1700（N）

驅(qū)動滾筒直徑D=220（mm）

2.工作條件：

①使用期10年，雙班制工作，單向傳動；

②載荷有輕微振動；

③運送煤、鹽、砂、礦石等松散物品。2.2電動機的選擇

1、電動機類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇：按已知的工作要求和條件，選用Y系列三相異步電動機。

2、確定電動機的功率：（1）傳動裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

（2）電機所需的工作功率：

Pd=FV/1000η總

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、確定電動機轉(zhuǎn)速：

滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根據(jù)推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有960r/min和1420r/min。由《機械設(shè)計課程設(shè)計》附錄查出有三種適用的電動機型號、如下表表2-1電動機的參數(shù)方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速（r/min）傳動裝置的傳動比帶齒輪同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132s-6310009607.9332Y100L2-431500142011.6833.89綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉(zhuǎn)速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100L2-4。

4、確定電動機型號

根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為

Y100L2-4。電動機主要外形和安裝尺寸圖2-1電動機的外形及安裝尺寸表2-2電動機的基本參數(shù)中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD100380×2823×245160×1401228×608×41其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2。

2.3計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動比

（1）取i帶=3

（2）因為i總=i齒×i帶所以i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

2.4運動參數(shù)及動力參數(shù)計算

1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)

滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、計算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、計算各軸轉(zhuǎn)矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N/m

TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N/m

2.5皮帶輪傳動的設(shè)計計算1、選擇普通V帶截型

由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P158表8-10得：kA=1.2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

據(jù)PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P145表8-1得：選用A型V帶

2、確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速

由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P153表8-6，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30mm

由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P153表8-6，取dd2=280

帶速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000=7.06m/s

在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。d0dHL3、確定帶長和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P146表8-2選取相近的Ld=1600mm

確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

4、驗算小帶輪包角

α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（適用）

5、確定帶的根數(shù)

單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P153表8-6得P1=1.4KW

i≠1時單根V帶的額定功率增量.據(jù)帶型及i查表8-7得△P1=0.17KW

查表8-8，得Kα=0.94；查表8-9得KL=0.99

Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99]

=2.26(取3根)d0dHL帶輪的示意圖如下：

圖2-2帶輪示意圖6、計算軸上壓力

由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P145表8-1查得q=0.1kg/m，由單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN

則作用在軸承的壓力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2.6齒輪傳動的設(shè)計計算1、選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常

齒輪采用軟齒面。查閱《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P190表10-2，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；

精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。

2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3.89

取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

則φd=1.1

3、轉(zhuǎn)矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N*mm

4、載荷系數(shù)k:取k=1.2

5、許用接觸應(yīng)力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P305表14-7查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn計算:

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P193圖10-3的曲線，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模數(shù)：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P89表5-2標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=2.5

6、校核齒根彎曲疲勞強度

σbb=2KT1YFS/bmd1

確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

7、復(fù)合齒形因數(shù)YFs由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P202表10-7得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

8、許用彎曲應(yīng)力[σbb]

根據(jù)復(fù)合齒形因數(shù)P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》復(fù)合齒形因數(shù)得彎曲疲勞極限σbblim應(yīng)為：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖10-4得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1YN2=1

彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1

計算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核計算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠

9、計算齒輪傳動的中心矩a

a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm

10、計算齒輪的圓周速度V計算圓周速度：V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因為V＜6m/s，故取8級精度合適．2.7軸的設(shè)計計算

1、確定軸上零件的定位方式和固定方式圖2-3軸零件示意圖1，5—滾動軸承2—軸3—齒輪軸的輪齒段4—套筒6—密封蓋7—軸端擋圈8—軸承端蓋9—帶輪10—鍵2、從動軸設(shè)計（1）、選擇軸的材料確定許用應(yīng)力

選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖10-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表14-1可知：[σb+1]bb=216Mpa，[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=59Mpa

（2）、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，

從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：d≥A

查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P289表14-2可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=35mm（3）、齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N*mm

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N（4）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式。

①、聯(lián)軸器的選擇

可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表17-2可得聯(lián)軸器的規(guī)格為35×82聯(lián)軸器.②、確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位

③、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm。齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=45mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5。滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.

④、選擇軸承型號.由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表12-3初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm.

⑤、確定軸各段直徑和長度

Ⅰ段：d1=35mm長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直徑d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=50mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直徑d5=52mm.長度L5=19mm

由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm

⑥按彎矩復(fù)合強度計算

求分度圓直徑：已知d1=195mm

求轉(zhuǎn)矩：已知T2=198.58N*m

求圓周力：Ft

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

求徑向力Fr

Fr=Ft/tanα=2.03×tan200=0.741N

因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

軸承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N*m

截面C在水平面上彎矩為：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N*m

(5)算出和彎矩MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N*m

(6)計算轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N*m

(7)計算當(dāng)量彎矩轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=0.2，截面C處的當(dāng)量彎矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N*m

(8)校核危險截面C的強度

由σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

所以該軸強度足夠。

2、主動軸的設(shè)計

(1)、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力

選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖10-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表14-1可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

(2)、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：d≥A查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P289表14-2可得，45鋼取C=118則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考慮鍵槽的影響以系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=22mm(3)齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉(zhuǎn)矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，

(4)確定軸的各段直徑和長度

初選用6206深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。

彎扭復(fù)合強度計算

求分度圓直徑：已知d2=50mm

求轉(zhuǎn)矩：已知T=53.26N*m

求圓周力Ft：Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

求徑向力FrFr=Ft/tanα=2.13×0.36379=0.76N

因為兩軸承對稱

說以LA=LB=50mm

①求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

②截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N/m

③截面C在水平面彎矩為

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N/m

④計算合成彎矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N/m

⑤計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N*m

⑥校核危險截面C的強度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

所以此軸強度足夠

(5)滾動軸承的選擇及校核計算

①從動軸上的軸承的選擇校核計算

根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命

L'h=10×300×16=48000h

由初選的軸承的型號為:6209,查《機械設(shè)計課程設(shè)計》P200可知:d=45mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN,基本靜載荷CO=20.5KN,可知極限轉(zhuǎn)速7000r/min已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N

根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表12-9得軸承內(nèi)部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

因為FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

求系數(shù)x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0.63

根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表12-9得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

計算當(dāng)量載荷P1、P2

根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表12-11取fP=1.5

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1083+0)=1624N

軸承壽命計算

因為P1=P2故取P=1624N

說以深溝球軸承ε=3

根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè)計》得6209型的Cr=31500N

則LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h

所以預(yù)期壽命足夠

②主動軸上的軸承選擇校核計算由初選的軸承的型號為:6206

查《機械設(shè)計課程設(shè)計》P200可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P200可知極限轉(zhuǎn)速13000r/min根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命

L'h=10×300×16=48000h已知nI=473.33(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N

根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》得軸承內(nèi)部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

因為FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N求系數(shù)x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表12-9得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0計算當(dāng)量載荷P1、P2

根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表12-11取fP=1.5

則P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N軸承壽命計算

因為P1=P2故取P=1693.5N

所以深溝球軸承ε=3

根據(jù)手冊得6206型的Cr=19500N

則LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h

所以預(yù)期壽命足夠

2.8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算

1．根據(jù)軸徑的尺寸，由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P300高速軸(主動軸)與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵8×36GB1096-79

大齒輪與軸連接的鍵為：鍵14×45GB1096-79

軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵10×40GB1096-79

2．鍵的強度校核

大齒輪與軸上的鍵：鍵14×45GB1096-79

b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm

圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

擠壓強度：=56.93<125～150MPa=[σp]

因此擠壓強度足夠

剪切強度：=36.60<120MPa因此剪切強度足夠鍵8×36GB1096-79和鍵10×40GB1096-79根據(jù)上面的步驟校核，并且符合要求。

2.9減速器箱體、箱蓋及附件的設(shè)計計算

1、減速器附件的選擇

通氣器

由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5

油面指示器

選用游標(biāo)尺M12

起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M18×1.5

根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè)計》表5.3選擇適當(dāng)型號：

起蓋螺釘型號：GB/T5780M18×30,材料Q235

高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8X12,材料Q235

低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q235

箱體的主要尺寸：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45取z1=8

(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df=0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地腳螺釘數(shù)目n=4(因為a<250)

(8)軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14)(9)蓋與座連接螺栓直徑d2=(0.5-0.6)df=0.55×18=9.9(取10)(10)連接螺栓d2的間距L=150～200

(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1

(15)Df.d2至外箱壁距離C2

(16)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)。

(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）

(18)齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：＞9.6mm

(19)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=12mm

(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8mm,m2=8mm

(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3D～軸承外徑

(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3互不干涉為準(zhǔn)，一般取S＝D2

第3章一級圓柱齒輪減速器三維模型的創(chuàng)建一級圓柱齒輪減速器的三維模型的建立，是基于前邊對減速器參數(shù)的計算基礎(chǔ)上建立起來的，沒有前邊的參數(shù)化計算就無法進行后續(xù)的建模，以及運動仿真。一級圓柱減速器三維零件的建立過程如下：3.1漸開線直齒圓柱齒輪的三維模型的創(chuàng)建根據(jù)前邊計算出的漸開線直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)：齒數(shù)Z、模數(shù)m、以及分度元的直徑。利用Pro/E編輯程序及齒輪的參數(shù)化關(guān)系，以形成齒輪草圖和漸開線，再利用拉伸、投影、旋轉(zhuǎn)、掃描、陣列等方法完成漸開線直齒圓柱齒輪模型的創(chuàng)建如下圖所示：a)b)圖3-1漸開線直齒圓柱齒輪的創(chuàng)建a)齒輪輪廓及漸開線創(chuàng)建草圖b)齒輪三維實體模型另一個齒輪的三維建模設(shè)計及創(chuàng)建過程如這一個一樣不再貼出。3.2軸的三維模型的創(chuàng)建不論是從動軸還是輸出軸，在Pro/E中的創(chuàng)建過程是一樣的，在Pro/E草圖模式中先畫出其縱刨面的大致形狀，然后利用Pro/E尺寸驅(qū)動的方法確定各個段軸向尺寸的大小，形成各種軸的結(jié)構(gòu)草圖，然后通過旋轉(zhuǎn)和倒角等各種指令形成軸的基本模型然后拉伸去除材料形成軸上的鍵槽完成本軸的三維模型的創(chuàng)建。a)b)圖3-2軸的