一級直齒圓柱齒輪減速器F=1500，V=1.6，D=250(說明書+Proe三維）設(shè)計

機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書系 別：專 業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué) 號：指導(dǎo)教師：職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書4第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.5第三部分 電動機的選擇53.1 電動機的選擇53.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7第五部分 V 帶的設(shè)計85.1 V 帶的設(shè)計與計算.85.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計11第六部分 齒輪傳動的設(shè)計.12第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計187.1 輸入軸的設(shè)計.187.2 輸出軸的設(shè)計.23第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算298.1 輸入軸鍵選擇與校核298.2 輸出軸鍵選擇與校核29第九部分 軸承的選擇及校核計算309.1 輸入軸的軸承計算與校核309.2 輸出軸的軸承計算與校核.30第十部分 聯(lián)軸器的選擇.31第十一部分 減速器的潤滑和密封3311.1 減速器的潤滑.3211.2 減速器的密封.33第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.33設(shè)計小結(jié).36參考文獻.36第一部分 設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù) F = 1500N，V = 1.6m/s，D = 250mm，設(shè)計年限（壽命）：10 年，每天工作班制（8 小時/班）：2 班制，每年工作天數(shù)：300 天，三相交流電源,電壓 380/220V。二. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V 帶、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，V 帶具有緩沖吸振能力，將 V 帶設(shè)置在高速級。選擇 V 帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器。二. 計算傳動裝置總效率?a=????????????0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.859?1 為 V 帶的效率,? 2 為軸承的效率,? 3 為齒輪嚙合傳動的效率,? 4 為聯(lián)軸器的效率,? 5 為工作裝置的效率。第三部分 電動機的選擇3.1 電動機的選擇圓周速度 v:v=1.6m/s工作機的功率 pw:pw= 2.4 KWF×V1000 = 1500×1.61000 =電動機所需工作功率為:pd= 2.79 KWpη a = 2.40.859 =工作機的轉(zhuǎn)速為:n = 122.3 r/min60×1000Vπ ×D = 60×1000×1.6π ×250 =經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 i1=2~4，一級圓柱直齒輪減速器傳動比 i2=2~6，則總傳動比合理范圍為 ia=4~24，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = ia×n = (4×24)×122.3 = 489.2~2935.2r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率為 3KW,滿載轉(zhuǎn)速 nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動機主要外形尺寸：中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸H L×HD A×B K D×E F×G100mm 380×245 160×140 12mm 28×60 8×243.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1430/122.3=11.69（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i式中 i0、i 分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i0=2.5，則減速器傳動比為 :i=ia/i0=11.69/2.5=4.68第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：n I = nm/i0 = 1430/2.5 = 572 r/min輸出軸：n II = nI/i = 572/4.68 = 122.22 r/min工作機軸： nIII = nII = 122.22 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸： PI = Pd×?? = 2.79×0.96 = 2.68 KW輸出軸：P II = PI×????? = 2.68×0.99×0.97 = 2.57 KW工作機軸：P III = PII×????? = 2.57×0.99×0.99 = 2.52 KW則各軸的輸出功率：輸入軸：P I' = PI×0.99 = 2.65 KW輸出軸：P II' = PII×0.99 = 2.54 KW工作機軸：P III' = PIII×0.99 = 2.49 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：T I = Td×i0×??電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = 18.63 Nm9550×pn 9550×2.791430 =所以：輸入軸：T I = Td×i0×?? = 18.63×2.5×0.96 = 44.71 Nm輸出軸：T II = TI×i×??×?? = 44.71×4.68×0.99×0.97 = 200.94 Nm工作機軸：T III = TII×??×?? = 200.94×0.99×0.99 = 196.94 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸： TI' = TI×0.99 = 44.26 Nm輸出軸： TII' = TII×0.99 = 198.93 Nm工作機軸： TIII' = TIII×0.99 = 194.97 Nm第五部分 V 帶的設(shè)計5.1 V 帶的設(shè)計與計算1.確定計算功率 Pca由表查得工作情況系數(shù) KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.2×2.79 kW = 3.35 kW2.選擇 V 帶的帶型根據(jù) Pca、n m 由圖選用 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。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 = 75 mm。2）驗算帶速 v。按課本公式驗算帶的速度5.61 m/sπ dn60×1000 = π ×75×143060×1000 m/s =因為 5 m/s 120°6.計算帶的根數(shù) z1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr。由 dd1 = 75 mm 和 nm = 1430 r/min，查表得 P0 = 0.67 kW。根據(jù) nm = 1430 r/min，i 0 = 2.5 和 A 型帶，查表得 ?P0 = 0.17 kW。查表得 K? = 0.97，查表得 KL = 0.96，于是Pr = (P0 + ?P0)K?KL = (0.67 + 0.17)×0.97×0.96 kW = 0.78 kW2）計算 V 帶的根數(shù) zz = Pca/Pr = 3.35/0.78 = 4.29取 5 根。7.計算單根 V 帶的初拉力 F0由表查得 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q = 0.105 kg/m，所以F0 = 500(2.5-K\s( ,α ))PKzv + qv= = 97.49 N500×(2.5-0.97)×3.350.97×5×5.61 + 0.105×5.61 N8.計算壓軸力 FPFP = 2zF0sin(?1/2) = 2×5×97.49×sin(168.2/2) = 969.66 N9.主要設(shè)計結(jié)論帶型 A 型 根數(shù) 5 根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm 大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2180mmV 帶中心距 a 512mm 帶基準(zhǔn)長度 Ld 1430mm小帶輪包角 α1 168.2° 帶速 5.61m/s單根 V 帶初拉力F097.49N 壓軸力 Fp 969.66N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值內(nèi)孔直徑 d 電動機軸直徑 D D = 28mm 28mm分度圓直徑 dd1 75mmda dd1+2ha 75+2×2.75 80.5mmd1 (1.8~2)d (1.8~2)×28 56mmB (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mmL (1.5~2)d (1.5~2)×28 56mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值內(nèi)孔直徑 d 輸入軸最小直徑 D = 20mm 20mm分度圓直徑 dd1 180mmda dd1+2ha 180+2×2.75 185.5mmd1 (1.8~2)d (1.8~2)×20 40mmB (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mmL (1.5~2)d (1.5~2)×20 40mm第六部分 齒輪傳動的設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度為 240HBS。（2）一般工作機器，選用 8 級精度。（3）選小齒輪齒數(shù) z1 = 24，大齒輪齒數(shù) z2 = 24×4.68 = 112.32，取 z2= 113。（4）壓力角? = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d ≥ 32KTψ×u±1u ×(ZZZ[σ])1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù) KHt = 1.3JJJJJ1.1②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 44.71 N/m③選取齒寬系數(shù) φ d = 1。④由圖查取區(qū)域系數(shù) ZH = 2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa1/2。⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Zε 。端面壓力角：?a1 = arccos[z1cos?/(z1+2ha*)] = arccos[24×cos20°/(24+2×1)] = 29.85°?a2 = arccos[z2cos?/(z2+2ha*)] = arccos[113×cos20°/(113+2×1)] = 22.582°端面重合度：?? = [z1(tan?a1-tan?)+z2(tan?a2-tan?)]/2π= [24×(tan29.85°-tan20°)+113×(tan22.582°-tan20°)]/2π = 1.735重合度系數(shù)：Z???? ??? ???????????? ????????⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[? H]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。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N 1 = 60nkth = 60×572×1×10×300×2×8 = 1.65×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N 2 = 60nkth = N1/u = 1.65×109/4.68 = 3.52×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):K HN1 = 0.88、K HN2 = 0.9。取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:JJJJJJJ[?H]1 = = = 528 MPaKσS 0.88×6001[?H]2 = = = 495 MPaKσS 0.9×5501取[? H]1 和[? H]2 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[?H] = [?H]2 = 495 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d ≥ 32KTψ ×u±1u ×(ZZZ[σ ])= 32×1.3×44.71×10001 ×4.68+14.68 ×(2.5×189.8×0.869495 )= 46.089 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度 vv = = = 1.38JJJJ m/sπ dn60×1000 π ×46.089×57260×1000②齒寬 bb = = = 46.089 mmφ d 1×46.0892）計算實際載荷系數(shù) KH①由表查得使用系數(shù) KA = 1.25。②根據(jù) v = 1.38 m/s、8 級精度，由圖查得動載系數(shù) KV = 1.08。③齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×44.71/46.089 = 1940.159 NKAFt1/b = 1.25×1940.159/46.089 = 52.62 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù) KH? = 1.2。④由表用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，K H? = 1.452。由此，得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKH?KH? = 1.25×1.08×1.2×1.452 = 2.3523）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 46.089× = 56.16 mmd3KK 32.3521.3及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 56.16/24 = 2.34 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值 m = 2 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 = z1m = 24×2 = 48 mmd2 = z2m = 113×2 = 226 mm（2）計算中心距a = (d1+d2)/2 = (48+226)/2 = 137 mm（3）計算齒輪寬度b = φ dd1 = 1×48 = 48 mm取 b2 = 48、b 1 = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件?F = ≤ [? F]2KTYYYφ mz1）確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) Y?Y? = 0.25+0.75/?? = 0.25+0.75/1.735 = 0.682②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83③計算實際載荷系數(shù) KF由表查得齒間載荷分配系數(shù) KF? = 1.2根據(jù) KH? = 1.452，結(jié)合 b/h = 10.67 查圖得 KF?????????則載荷系數(shù)為KF = KAKvKF?KF? = 1.25×1.08×1.2×1.422 = 2.304④計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[? F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為? Flim1 = 500 MPa、? Flim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.84、K FN2 = 0.86取安全系數(shù) S=1.4，得[?F]1 = = = 300 MPaKσS 0.84×5001.4[?F]2 = = = 233.43 MPaKσS 0.86×3801.42）齒根彎曲疲勞強度校核?F1 = 2KTYYYφ mz= = 127.509 MPa ≤ 2×1000×2.304×44.71×2.63×1.59×0.6821×2×24[?F]1?F2 = 2KTYYYφ mz= = 121.088 MPa ≤ 2×1000×2.304×44.71×2.17×1.83×0.6821×2×24[?F]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù) z1 = 24、z 2 = 113，模數(shù) m = 2 mm，壓力角? = 20°，中心距 a = 137 mm，齒寬 b1 = 53 mm、b 2 = 48 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪模數(shù) m 2mm 2mm齒數(shù) z 24 113齒寬 b 53mm 48mm分度圓直徑 d 48mm 226mm齒頂高系數(shù) ha 1.0 1.0頂隙系數(shù) c 0.25 0.25齒頂高 ha m×ha 2mm 2mm齒根高 hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm全齒高 h ha+hf 4.5mm 4.5mm齒頂圓直徑 da d+2×ha 52mm 230mm齒根圓直徑 df d-2×hf 43mm 221mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計7.1 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率 P1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1P1 = 2.68 KW n1 = 572 r/min T1 = 44.71 Nm2.求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 48 mm則:Ft = = = 1862.9 N2Td 2×44.71×100048Fr = Ft×tan? = 1862.9×tan20° = 677.7 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 18.7 mm3Pn 32.68572輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大 5%，故選取:d 12 = 20 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II 軸段右端需制出一軸肩，故取II=III 段的直徑 d23 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D = 30 mm。大帶輪寬度 B = 78 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故 I-II 段的長度應(yīng)比大帶輪寬度 B 略短一些，現(xiàn)取 l12 =76 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(jù) d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承 6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故 d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為 15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得 6206 型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取 d45 = d67 = 36 mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以 l56 = B = 53 mm，d 56 = d1 = 48 mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取 l23 = 50 mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s = 8 mm，則l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 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(jù) 6206 深溝球軸承查手冊得 T = 16 mm帶輪中點距左支點距離 L1 = 78/2+50+16/2 = 97 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = 53/2+31+9-16/2 = 58.5 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = = = 931.4 NFtL3L2+L3 1862.9×58.558.5+58.5FNH2 = = = 931.4 NFtL2L2+L3 1862.9×58.558.5+58.5垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = = FrL3-Fp(L1+L2+L3)L2+L3= -1434.7 N677.7×58.5-969.66×(97+58.5+58.5)58.5+58.5FNV2 = = = 1142.8 NFrL2+FpL1L2+L3 677.7×58.5+969.66×9758.5+58.53）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 931.4×58.5 Nmm = 54487 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 969.66×97 Nmm = 94057 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1434.7×58.5 Nmm = -83930 NmmMV2 = FNV2L3 = 1142.8×58.5 Nmm = 66854 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：M1 = = 100065 NmmM+MM2 = = 86246 NmmM+M作合成彎矩圖（圖 f） 。4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4） ，取? = 0.6，則有：?ca = = = MPaMcaW M+(α T1)W 100065+(0.6×44.71×1000)0.1×48= 9.4 MPa≤[? ??] = 60 MPa故設(shè)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：7.2 輸出軸的設(shè)計1.求輸出軸上的功率 P2、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2P2 = 2.57 KW n2 = 122.22 r/min T2 = 200.94 Nm2.求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 226 mm則:Ft = = = 1778.2 N2Td 2×200.94×1000226Fr = Ft×tan? = 1778.2×tan20° = 646.9 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 30.9 mm3Pn 32.57122.22輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d12，為了使所選的軸直徑d12 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取 KA = 1.5，則:Tca = KAT2 = 1.5×200.94 = 301.4 Nm按照計算轉(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/T 4323-2002或手冊，選用 LT7 型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為 40 mm 故取 d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)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 d23 = 45 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L = 84 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(yīng)比 L 略短一些，現(xiàn)取 l12 = 82 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(jù) d23 = 45 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承 6210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故 d34 = d67 = 50 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則 l67 = 20+15 = 35 mm右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得 6210 型軸承的定位軸肩高度 h = 3.5 mm，因此，取 d56 = 62 mm。3）取安裝齒輪處的軸段 IV-V 段的直徑 d45 = 55 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 = 48 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 = 46 mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸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）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度 T = 20 mm，則l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mml56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 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(jù) 6210 深溝球軸承查手冊得 T= 20 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = 48/2-2+48.5-20/2 = 60.5 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = 48/2+11.5+35-20/2 = 60.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = = = 889.1 NFtL3L2+L3 1778.2×60.560.5+60.5FNH2 = = = 889.1 NFtL2L2+L3 1778.2×60.560.5+60.5垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = = = 323.4 NFrL3L2+L3 646.9×60.560.5+60.5FNV2 = = = 323.4 NFrL2L2+L3 646.9×60.560.5+60.53）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 889.1×60.5 Nmm = 53791 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 323.4×60.5 Nmm = 19566 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 = = 57239 NmmM+M作合成彎矩圖（圖 f） 。4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4） ，取? = 0.6，則有：?ca = = = MPaMcaW M+(α T3)W 57239+(0.6×200.94×1000)0.1×55= 8 MPa≤[? ??] = 60 MPa故設(shè)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：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1 輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm× 6mm×60mm，接觸長度:l ' = 70-6 = 64 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×6×64×20×120/1000 = 230.4 NmT≥T 1，故鍵滿足強度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm× 10mm×40mm，接觸長度:l ' = 40-16 = 24 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×10×24×45×120/1000 = 396 NmT≥T 2，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×l = 12mm× 8mm×70mm，接觸長度:l ' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmT≥T 2，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h9.1 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當(dāng)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 = 1×677.7+0× = 677.7 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值 C 為:C = P = 677.7× = 8004 Nε 60n10L 360×57210 ×480003）選擇軸承型號:查課本表 11-5，選擇:6206 軸承，C r = 19.5 KN，由課本式 11-3 有：Lh = 1060n(CP)= = 6.94×105≥L h1060×572(19.5×1000677.7 )所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當(dāng)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 = 1×646.9+0× = 646.9 N機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書系 別：專 業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué) 號：指導(dǎo)教師：職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書4第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.5第三部分 電動機的選擇53.1 電動機的選擇53.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7第五部分 V 帶的設(shè)計85.1 V 帶的設(shè)計與計算.85.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計11第六部分 齒輪傳動的設(shè)計.12第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計187.1 輸入軸的設(shè)計.187.2 輸出軸的設(shè)計.23第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算298.1 輸入軸鍵選擇與校核298.2 輸出軸鍵選擇與校核29第九部分 軸承的選擇及校核計算309.1 輸入軸的軸承計算與校核309.2 輸出軸的軸承計算與校核.30第十部分 聯(lián)軸器的選擇.31第十一部分 減速器的潤滑和密封3311.1 減速器的潤滑.3211.2 減速器的密封.33第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.33設(shè)計小結(jié).36參考文獻.36第一部分 設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù) F = 1500N，V = 1.6m/s，D = 250mm，設(shè)計年限（壽命）：10 年，每天工作班制（8 小時/班）：2 班制，每年工作天數(shù)：300 天，三相交流電源,電壓 380/220V。二. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V 帶、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，V 帶具有緩沖吸振能力，將 V 帶設(shè)置在高速級。選擇 V 帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器。二. 計算傳動裝置總效率?a=????????????0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.859?1 為 V 帶的效率,? 2 為軸承的效率,? 3 為齒輪嚙合傳動的效率,? 4 為聯(lián)軸器的效率,? 5 為工作裝置的效率。第三部分 電動機的選擇3.1 電動機的選擇圓周速度 v:v=1.6m/s工作機的功率 pw:pw= 2.4 KWF×V1000 = 1500×1.61000 =電動機所需工作功率為:pd= 2.79 KWpη a = 2.40.859 =工作機的轉(zhuǎn)速為:n = 122.3 r/min60×1000Vπ ×D = 60×1000×1.6π ×250 =經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 i1=2~4，一級圓柱直齒輪減速器傳動比 i2=2~6，則總傳動比合理范圍為 ia=4~24，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = ia×n = (4×24)×122.3 = 489.2~2935.2r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率為 3KW,滿載轉(zhuǎn)速 nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動機主要外形尺寸：中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸H L×HD A×B K D×E F×G100mm 380×245 160×140 12mm 28×60 8×243.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1430/122.3=11.69（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i式中 i0、i 分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i0=2.5，則減速器傳動比為 :i=ia/i0=11.69/2.5=4.68第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：n I = nm/i0 = 1430/2.5 = 572 r/min輸出軸：n II = nI/i = 572/4.68 = 122.22 r/min工作機軸： nIII = nII = 122.22 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸： PI = Pd×?? = 2.79×0.96 = 2.68 KW輸出軸：P II = PI×????? = 2.68×0.99×0.97 = 2.57 KW工作機軸：P III = PII×????? = 2.57×0.99×0.99 = 2.52 KW則各軸的輸出功率：輸入軸：P I' = PI×0.99 = 2.65 KW輸出軸：P II' = PII×0.99 = 2.54 KW工作機軸：P III' = PIII×0.99 = 2.49 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：T I = Td×i0×??電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = 18.63 Nm9550×pn 9550×2.791430 =所以：輸入軸：T I = Td×i0×?? = 18.63×2.5×0.96 = 44.71 Nm輸出軸：T II = TI×i×??×?? = 44.71×4.68×0.99×0.97 = 200.94 Nm工作機軸：T III = TII×??×?? = 200.94×0.99×0.99 = 196.94 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸： TI' = TI×0.99 = 44.26 Nm輸出軸： TII' = TII×0.99 = 198.93 Nm工作機軸： TIII' = TIII×0.99 = 194.97 Nm第五部分 V 帶的設(shè)計5.1 V 帶的設(shè)計與計算1.確定計算功率 Pca由表查得工作情況系數(shù) KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.2×2.79 kW = 3.35 kW2.選擇 V 帶的帶型根據(jù) Pca、n m 由圖選用 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。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 = 75 mm。2）驗算帶速 v。按課本公式驗算帶的速度5.61 m/sπ dn60×1000 = π ×75×143060×1000 m/s =因為 5 m/s 120°6.計算帶的根數(shù) z1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr。由 dd1 = 75 mm 和 nm = 1430 r/min，查表得 P0 = 0.67 kW。根據(jù) nm = 1430 r/min，i 0 = 2.5 和 A 型帶，查表得 ?P0 = 0.17 kW。查表得 K? = 0.97，查表得 KL = 0.96，于是Pr = (P0 + ?P0)K?KL = (0.67 + 0.17)×0.97×0.96 kW = 0.78 kW2）計算 V 帶的根數(shù) zz = Pca/Pr = 3.35/0.78 = 4.29取 5 根。7.計算單根 V 帶的初拉力 F0由表查得 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q = 0.105 kg/m，所以F0 = 500(2.5-K\s( ,α ))PKzv + qv= = 97.49 N500×(2.5-0.97)×3.350.97×5×5.61 + 0.105×5.61 N8.計算壓軸力 FPFP = 2zF0sin(?1/2) = 2×5×97.49×sin(168.2/2) = 969.66 N9.主要設(shè)計結(jié)論帶型 A 型 根數(shù) 5 根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm 大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2180mmV 帶中心距 a 512mm 帶基準(zhǔn)長度 Ld 1430mm小帶輪包角 α1 168.2° 帶速 5.61m/s單根 V 帶初拉力F097.49N 壓軸力 Fp 969.66N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值內(nèi)孔直徑 d 電動機軸直徑 D D = 28mm 28mm分度圓直徑 dd1 75mmda dd1+2ha 75+2×2.75 80.5mmd1 (1.8~2)d (1.8~2)×28 56mmB (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mmL (1.5~2)d (1.5~2)×28 56mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值內(nèi)孔直徑 d 輸入軸最小直徑 D = 20mm 20mm分度圓直徑 dd1 180mmda dd1+2ha 180+2×2.75 185.5mmd1 (1.8~2)d (1.8~2)×20 40mmB (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mmL (1.5~2)d (1.5~2)×20 40mm第六部分 齒輪傳動的設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度為 240HBS。（2）一般工作機器，選用 8 級精度。（3）選小齒輪齒數(shù) z1 = 24，大齒輪齒數(shù) z2 = 24×4.68 = 112.32，取 z2= 113。（4）壓力角? = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d ≥ 32KTψ×u±1u ×(ZZZ[σ])1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù) KHt = 1.3JJJJJ1.1②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 44.71 N/m③選取齒寬系數(shù) φ d = 1。④由圖查取區(qū)域系數(shù) ZH = 2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa1/2。⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Zε 。端面壓力角：?a1 = arccos[z1cos?/(z1+2ha*)] = arccos[24×cos20°/(24+2×1)] = 29.85°?a2 = arccos[z2cos?/(z2+2ha*)] = arccos[113×cos20°/(113+2×1)] = 22.582°端面重合度：?? = [z1(tan?a1-tan?)+z2(tan?a2-tan?)]/2π= [24×(tan29.85°-tan20°)+113×(tan22.582°-tan20°)]/2π = 1.735重合度系數(shù)：Z???? ??? ???????????? ????????⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[? H]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。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N 1 = 60nkth = 60×572×1×10×300×2×8 = 1.65×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N 2 = 60nkth = N1/u = 1.65×109/4.68 = 3.52×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):K HN1 = 0.88、K HN2 = 0.9。取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:JJJJJJJ[?H]1 = = = 528 MPaKσS 0.88×6001[?H]2 = = = 495 MPaKσS 0.9×5501取[? H]1 和[? H]2 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[?H] = [?H]2 = 495 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d ≥ 32KTψ ×u±1u ×(ZZZ[σ ])= 32×1.3×44.71×10001 ×4.68+14.68 ×(2.5×189.8×0.869495 )= 46.089 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度 vv = = = 1.38JJJJ m/sπ dn60×1000 π ×46.089×57260×1000②齒寬 bb = = = 46.089 mmφ d 1×46.0892）計算實際載荷系數(shù) KH①由表查得使用系數(shù) KA = 1.25。②根據(jù) v = 1.38 m/s、8 級精度，由圖查得動載系數(shù) KV = 1.08。③齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×44.71/46.089 = 1940.159 NKAFt1/b = 1.25×1940.159/46.089 = 52.62 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù) KH? = 1.2。④由表用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，K H? = 1.452。由此，得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKH?KH? = 1.25×1.08×1.2×1.452 = 2.3523）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 46.089× = 56.16 mmd3KK 32.3521.3及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 56.16/24 = 2.34 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值 m = 2 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 = z1m = 24×2 = 48 mmd2 = z2m = 113×2 = 226 mm（2）計算中心距a = (d1+d2)/2 = (48+226)/2 = 137 mm（3）計算齒輪寬度b = φ dd1 = 1×48 = 48 mm取 b2 = 48、b 1 = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件?F = ≤ [? F]2KTYYYφ mz1）確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) Y?Y? = 0.25+0.75/?? = 0.25+0.75/1.735 = 0.682②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83③計算實際載荷系數(shù) KF由表查得齒間載荷分配系數(shù) KF? = 1.2根據(jù) KH? = 1.452，結(jié)合 b/h = 10.67 查圖得 KF?????????則載荷系數(shù)為KF = KAKvKF?KF? = 1.25×1.08×1.2×1.422 = 2.304④計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[? F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為? Flim1 = 500 MPa、? Flim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.84、K FN2 = 0.86取安全系數(shù) S=1.4，得[?F]1 = = = 300 MPaKσS 0.84×5001.4[?F]2 = = = 233.43 MPaKσS 0.86×3801.42）齒根彎曲疲勞強度校核?F1 = 2KTYYYφ mz= = 127.509 MPa ≤ 2×1000×2.304×44.71×2.63×1.59×0.6821×2×24[?F]1?F2 = 2KTYYYφ mz= = 121.088 MPa ≤ 2×1000×2.304×44.71×2.17×1.83×0.6821×2×24[?F]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù) z1 = 24、z 2 = 113，模數(shù) m = 2 mm，壓力角? = 20°，中心距 a = 137 mm，齒寬 b1 = 53 mm、b 2 = 48 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪模數(shù) m 2mm 2mm齒數(shù) z 24 113齒寬 b 53mm 48mm分度圓直徑 d 48mm 226mm齒頂高系數(shù) ha 1.0 1.0頂隙系數(shù) c 0.25 0.25齒頂高 ha m×ha 2mm 2mm齒根高 hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm全齒高 h ha+hf 4.5mm 4.5mm齒頂圓直徑 da d+2×ha 52mm 230mm齒根圓直徑 df d-2×hf 43mm 221mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計7.1 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率 P1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1P1 = 2.68 KW n1 = 572 r/min T1 = 44.71 Nm2.求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 48 mm則:Ft = = = 1862.9 N2Td 2×44.71×100048Fr = Ft×tan? = 1862.9×tan20° = 677.7 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 18.7 mm3Pn 32.68572輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大 5%，故選取:d 12 = 20 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II 軸段右端需制出一軸肩，故取II=III 段的直徑 d23 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D = 30 mm。大帶輪寬度 B = 78 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故 I-II 段的長度應(yīng)比大帶輪寬度 B 略短一些，現(xiàn)取 l12 =76 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(jù) d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承 6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故 d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為 15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得 6206 型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取 d45 = d67 = 36 mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以 l56 = B = 53 mm，d 56 = d1 = 48 mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取 l23 = 50 mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s = 8 mm，則l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 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(jù) 6206 深溝球軸承查手冊得 T = 16 mm帶輪中點距左支點距離 L1 = 78/2+50+16/2 = 97 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = 53/2+31+9-16/2 = 58.5 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = = = 931.4 NFtL3L2+L3 1862.9×58.558.5+58.5FNH2 = = = 931.4 NFtL2L2+L3 1862.9×58.558.5+58.5垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = = FrL3-Fp(L1+L2+L3)L2+L3= -1434.7 N677.7×58.5-969.66×(97+58.5+58.5)58.5+58.5FNV2 = = = 1142.8 NFrL2+FpL1L2+L3 677.7×58.5+969.66×9758.5+58.53）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 931.4×58.5 Nmm = 54487 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 969.66×97 Nmm = 94057 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1434.7×58.5 Nmm = -83930 NmmMV2 = FNV2L3 = 1142.8×58.5 Nmm = 66854 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：M1 = = 100065 NmmM+MM2 = = 86246 NmmM+M作合成彎矩圖（圖 f） 。4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4） ，取? = 0.6，則有：?ca = = = MPaMcaW M+(α T1)W 100065+(0.6×44.71×1000)0.1×48= 9.4 MPa≤[? ??] = 60 MPa故設(shè)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：7.2 輸出軸的設(shè)計1.求輸出軸上的功率 P2、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2P2 = 2.57 KW n2 = 122.22 r/min T2 = 200.94 Nm2.求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 226 mm則:Ft = = = 1778.2 N2Td 2×200.94×1000226Fr = Ft×tan? = 1778.2×tan20° = 646.9 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 30.9 mm3Pn 32.57122.22輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d12，為了使所選的軸直徑d12 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取 KA = 1.5，則:Tca = KAT2 = 1.5×200.94 = 301.4 Nm按照計算轉(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/T 4323-2002或手冊，選用 LT7 型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為 40 mm 故取 d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)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 d23 = 45 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L = 84 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(yīng)比 L 略短一些，現(xiàn)取 l12 = 82 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(jù) d23 = 45 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承 6210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故 d34 = d67 = 50 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則 l67 = 20+15 = 35 mm右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得 6210 型軸承的定位軸肩高度 h = 3.5 mm，因此，取 d56 = 62 mm。3）取安裝齒輪處的軸段 IV-V 段的直徑 d45 = 55 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 = 48 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 = 46 mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸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）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度 T = 20 mm，則l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mml56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 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(jù) 6210 深溝球軸承查手冊得 T= 20 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = 48/2-2+48.5-20/2 = 60.5 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = 48/2+11.5+35-20/2 = 60.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = = = 889.1 NFtL3L2+L3 1778.2×60.560.5+60.5FNH2 = = = 889.1 NFtL2L2+L3 1778.2×60.560.5+60.5垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = = = 323.4 NFrL3L2+L3 646.9×60.560.5+60.5FNV2 = = = 323.4 NFrL2L2+L3 646.9×60.560.5+60.53）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 889.1×60.5 Nmm = 53791 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 323.4×60.5 Nmm = 19566 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 = = 57239 NmmM+M作合成彎矩圖（圖 f） 。4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4） ，取? = 0.6，則有：?ca = = = MPaMcaW M+(α T3)W 57239+(0.6×200.94×1000)0.1×55= 8 MPa≤[? ??] = 60 MPa故設(shè)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：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1 輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm× 6mm×60mm，接觸長度:l ' = 70-6 = 64 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×6×64×20×120/1000 = 230.4 NmT≥T 1，故鍵滿足強度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm× 10mm×40mm，接觸長度:l ' = 40-16 = 24 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×10×24×45×120/1000 = 396 NmT≥T 2，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×l = 12mm× 8mm×70mm，接觸長度:l ' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmT≥T 2，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h9.1 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當(dāng)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 = 1×677.7+0× = 677.7 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值 C 為:C = P = 677.7× = 8004 Nε 60n10L 360×57210 ×480003）選擇軸承型號:查課本表 11-5，選擇:6206 軸承，C r = 19.5 KN，由課本式 11-3 有：Lh = 1060n(CP)= = 6.94×105≥L h1060×572(19.5×1000677.7 )所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當(dāng)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 = 1×646.9+0× = 646.9 N