課程設計--直齒圓柱齒輪一級減速器設計

1、<p><b>　?。p速器制造）</b></p><p><b>　　設計說明書</b></p><p>　　起止日期： 2012 年 12 月 22 日 至 2012 年 1 月 9 日</p><p>　　冶金學院（冶金工程）</p><p>　　2012年 12月

2、 28日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第1章 傳動裝置的總體設計 </p><p>　　1.1 傳動方案的確定…………………………………………………………3</p><p>　　1.2 電動機的選擇……………………………………………………………4</p><

3、;p>　　1.3 傳動裝置的總傳動比的計算和分配……………………………………5</p><p>　　1.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的確定……………………………………5</p><p>　　第2章 傳動零件的設計</p><p>　　2.1 V帶傳動設計……………………………………………………………6</p><p>　　2.2

4、 齒輪傳動設計 …………………………………………………………11</p><p>　　2.3 軸的設計……………………………………………………………13</p><p>　　2.4 滾動軸承的選擇與校核計算……………………………………14</p><p>　　2.5 鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算……………………………………20</p><p&g

5、t;　　2.6 聯(lián)軸器的扭矩校核…………………………………………………21</p><p>　　2.7 減速器基本結構的設計與選擇……………………………………21</p><p>　　第3章 箱體尺寸及附件的設計</p><p>　　3.1 箱體的尺寸設計……………………………………………………24</p><p>　　3.2 附件的

6、設計…………………………………………………………26</p><p>　　參考文獻…………………………………………………………………………28</p><p>　　致謝………………………………………………………………………………28</p><p>　　結論………………………………………………………………………………29</p><p>　　

7、附錄………………………………………………………………………………29</p><p>　　第1章 傳動裝置的總體設計</p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)</b></p><p><b>　　工作條件</b></p><p>　　兩班制，使用年限10年，常溫連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，工作環(huán)境多灰塵

8、，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度v的允許誤差為±5%,三相交流電壓為380/220V。</p><p>　　傳動方案的分析和擬定</p><p>　　傳動系統(tǒng)是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。他常具有減速（或增速）、變更運動形式或運動方向，以及將運動和動力進行傳遞與分配的作用?？梢姡瑐鲃酉到y(tǒng)是機器的重要組成部分。</p><p>　　合理的傳動方案首先

9、應滿足工作機的性能要求，其次要滿足工作可靠、結果簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護方便、工藝性和經(jīng)濟性好等要求。</p><p>　　齒輪傳動具有承載能力大、效率高、允許速度高、尺寸緊湊、壽命長等特點，因此在傳動系統(tǒng)中一般應首先采用齒輪傳動。由于斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好，故在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合，常采用斜齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　帶傳動具有

10、傳動平穩(wěn)、吸振等特點，且能起過載保護作用。但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當帶速較低時，傳動結構尺寸較大。在設計時，為了減小帶傳動的結構尺寸，應將其布置在高速級。</p><p>　　綜合考慮以上因素，現(xiàn)將傳動方案擬定如下：</p><p><b>　　二、電動機的選擇</b></p><p>　　1、電動機類型和結構形式的

11、選擇</p><p>　　根據(jù)電源種類，工作條件，工作時間的長短及載荷的性質(zhì)，大小，起動性能和過載情況等條件來選擇電動機，一般選用Y 系列三相交流異步電動機，結構是全封閉自扇冷式籠型的，適用于電源電壓為380V 無特殊要求的機械上。</p><p>　　2、電動機容量的選擇</p><p>　　根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為：</p><

12、p>　　Pw= Fv /1000=2000×2.0÷1000=4.0（kw）</p><p>　　查指導書【2】表3-3</p><p>　　其中， η1 ---V帶傳動效率0.95 </p><p>　　η2 ---滾動軸承傳動效率0.98 </p><p>　　η3 ---9級圓柱齒輪傳動效率

13、0.97 </p><p>　　η4 ---聯(lián)軸器傳動效率0.99 </p><p>　　η5 ---運輸機滾筒效率0.98</p><p>　　則傳動系統(tǒng)的總效率為：</p><p>　　η總=η1帶×η22軸承×η3齒輪×η4聯(lián)軸器×η5滾筒<

14、/p><p>　　=0.95×0.982 ×0.97×0.99 ×0.98</p><p><b>　　=0.8586</b></p><p>　　工作時，電動機所需的功率為</p><p>　　Pd=PW/η總 =4.0÷0.8586=4.659(kw) </p>

15、;<p>　　參考表12-1可知滿足Pe≥Pd條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率Pe應取為5.5kw</p><p>　　3、電動機轉(zhuǎn)速的選擇</p><p>　　參考表12-1選擇Y系列電機，由表12-1可知，滿足Pe≥Pd條件的Y系列三相交流異步電動機，額定功率Pe=5.5kw,技術指標：電動機轉(zhuǎn)速為600～900r/min,對于額定功率Pe=5.5KW,電動機選?。?/p>

16、Y160M2-8.滿載轉(zhuǎn)速Nw=715r/min,中心高H=160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為：D=42mm,和E=110mm.</p><p>　?。?）根據(jù)已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw為</p><p>　　nw=60000v/πD=60000×2.0/（π×300）=127.3(r/min) </p><p>

17、;　　I=Nm/nw=715/127.3=5.62</p><p>　　則有：i總=i帶×i齒=5.62</p><p><b>　　三、傳動比的分配</b></p><p>　　帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比</p><p>　　i總=nm/nw=5.62</p><p>　　取齒輪i

18、齒輪=2.5，表3-4的帶，i帶=i總/i齒=2.25</p><p>　　∵i總=i帶*i齒=5.62</p><p>　　∴i帶=i總/i齒輪=5.62÷2.5=2.25</p><p>　　四、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算</p><p>　　（1） 0軸（電動機軸）： </p><p>　　n

19、0=nm=715(r/min) </p><p>　　P0=Pd=4.659（kW）</p><p>　　T0=9550P0/n0=9550×4.657/715=62.229〖N*m〗</p><p>　?。?） Ⅰ軸（減速器高速軸）： </p><p>　　n1=n0/i帶=715/2.25=317.78(r/min

20、) </p><p>　　P1=P0×η帶==4.659×0.95=4.426（kw）</p><p>　　T1=9550P1/n1=9550×4.426/317.78=133.01(N*m) </p><p>　?。?） Ⅱ軸（減速器低速軸）： </p><p>　　nⅡ=n1/i齒=317.7

21、8/2.5=127.112(r/min) </p><p>　　PⅡ=P1×η軸承×η齒=4.426×0.98×0.97=4.2（kw）</p><p>　　TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×4.2/127.112=315.55(N*m) </p><p>　?。?） Ⅲ軸（輸送機滾筒軸）： &l

22、t;/p><p>　　nⅢ=nⅡ/1=127.112(r/min) </p><p>　　PⅢ=PⅡ×η軸承×η聯(lián)軸器=4.2×0.98×0.99=4.07（kw）</p><p>　　TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=9550×4.07/127.112=305.8(N*m) </p><p><

23、;b>　　普通V帶傳動設計</b></p><p><b>　　設計任務和要求</b></p><p><b>　　設計指標</b></p><p>　　設計某車床上電動機和床頭箱間的普通V帶傳動</p><p>　　電動機功率為P=4.426kw，轉(zhuǎn)速n1=317.8r/min&

24、lt;/p><p>　　要求從動輪轉(zhuǎn)速n2=127.112r/min，工礦系數(shù)KA=1.2</p><p><b>　　1.2設計方案</b></p><p>　　由于帶容易在帶輪上打滑，故設計過程中應精確計算出其壓力和拉力；帶的工作面易磨損，應保證其在額定功率運行。可延長帶的工作壽命。</p><p>　　1.3普通V帶傳

25、動設計</p><p>　　1）確定計算功率PC</p><p>　　由表查得KA=1.2,PC=KAP=1.2*4.426=5.31kw</p><p><b>　　2)選擇V帶的型號</b></p><p>　　由PC=5.31kw，n1=317.8r/min,根據(jù)10-8選用B型普通V帶</p>&l

26、t;p>　　3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2</p><p>　　由表中知，小輪推薦直徑值為160～220mm,則取Dd1=180mm，故Dd2=Dd1*N1/N2=180*317.8/127.112=450.03由表10-8，取Dd2=450mm,實際傳動比i=Dd2/Dd1=450÷180=2.5,由式10-14帶速公式得：帶速v=3.14*Dd1*n1/60000=3.14*180*317

27、.8/60000=3.0m/s.此時雖然v≤5m/s,但v帶最后數(shù)在3～6間。</p><p><b>　　初定中心距a0:</b></p><p>　　0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)</p><p>　　441≤a0≤1260</p><p><b>　　取a0=850mm</b&

28、gt;</p><p>　　L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0</p><p>　　=2*850+3.14*(180+450)/2+(180-450)2/4*850</p><p><b>　　=2710.5mm</b></p><p>　　取Ld=2800mm,</p>

29、<p><b>　　實際中心距為：</b></p><p>　　a≈a0+(Ld-L0)/2=850+(2800-2710)/2=895mm,</p><p><b>　　取a=895mm</b></p><p>　　7)校驗小帶輪包角a1</p><p>　　a1=180°-(

30、dd2-dd1)/a*57.3°=180-(450-180)/895*57.3=162.7°</p><p>　　a1≥120°,合適。</p><p><b>　　8）確定V帶根數(shù)z</b></p><p>　　z≥Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KaKL</p><p>　　根據(jù)d

31、d1=450mm、n1=317.8r/min,查表10-4（特定條件時單根普通V帶基本額定功率），用線性插值法得P0=0.88+(1.59-0.88)/(400-200)*(317.8-200)=1.30KW</p><p>　　由表10-5（單根普通V帶的基本額定功率增量）查得功率增量為△P0=0.103KW</p><p>　　由表10-2（普通V帶的基準長度系列和帶長修正系數(shù)KL）查

32、得帶長度修正系數(shù)KL=1.05，由表10-6(包角系數(shù)Ka)查得包角系數(shù)Ka=0.958，因而得普通V帶的根數(shù)為：</p><p>　　Z≥Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KaKL=3.8根</p><p><b>　　圓整得Z=4根</b></p><p>　　9）求單根V帶的初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ</p><

33、;p>　　由表10-1(V帶的橫截面尺寸）查得B型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.17Kg/m,得單根V帶的初拉力為：</p><p>　　F0=500Pc/zu(2.5/K-1)+qu2=358.33N</p><p>　　可得作用在帶輪軸上的壓力為：</p><p>　　FQ=2zF0sina1/2=2*4*358.33*sin(162.7°/2)=

34、2834.03N</p><p>　　10）帶輪結構設計：</p><p><b>　　確定結構類型：</b></p><p>　　由于小帶輪基準直徑為180mm，大帶輪基準直徑為450mm，</p><p>　　小帶輪結構推薦使用實心式結構,大帶輪結構推薦使用腹板式結構</p><p><

35、b>　　輪槽尺寸：</b></p><p><b>　　普通V帶輪輪槽尺寸</b></p><p><b>　　材料：</b></p><p>　　普通V帶輪常用的材料是灰鑄鐵，因為帶的速度u=3.0m/s＜5m/s,可用HT150。</p><p><b>　　畫出帶輪

36、圖：</b></p><p><b>　　11）設計結果：</b></p><p>　　選用4根A1400 GB/T 1154-97V帶，中心距a=451.9mm,dd1=100mm,dd2=212mm,軸上壓力FQ=959.87N</p><p><b>　　普通V帶傳動設計</b></p>&

37、lt;p><b>　　設計任務和要求</b></p><p><b>　　設計指標</b></p><p>　　設計某車床上電動機和床頭箱間的普通V帶傳動</p><p>　　電動機功率為P=4.2KW，轉(zhuǎn)速n1=127.112r/min</p><p>　　要求從動輪轉(zhuǎn)速n2=127.112

38、r/min，工礦系數(shù)KA=1.2</p><p>　　由式10-3（功率計算）得Pc=Ka*P=4.2KW,選則V帶型號，根據(jù)Pc=4.2kw,N1=127.112r/min,由圖可知選取普通C型V帶。</p><p>　　確定帶輪基準直徑，并驗算帶速v0,小輪基準直徑的推薦值為210～315mm,則取Dd1=315mm,故Dd2=Dd1×n1/n2=315.由表10-8，取Dd

39、2=315mm,實際傳動比i=dd2/dd1=1。</p><p>　　由式10-14（帶速計算公式）得；帶速V=3.14*dd1*n1/(60×1000）=2.1m/s;注意：此時速度雖然小于5m/s,但從線性估算最后V帶根數(shù)不超8根。</p><p><b>　　1.1選題的意義</b></p><p>　　隨著社會的發(fā)展，帶傳動

40、在工業(yè)生產(chǎn)中、生活中起到越來越重要的作用，應用最廣泛的是V帶傳動，V帶有良好的撓性，能吸收震動，緩和沖擊，傳動平穩(wěn)，噪音小。當V帶傳動過載時，帶在帶輪上打滑，防止其他機件損壞，起到過載保護作用。而且機構簡單，制造、安裝和維護方便。</p><p><b>　　1.2設計方案</b></p><p>　　由于帶容易在帶輪上打滑，故設計過程中應精確計算出其壓力和拉力；帶的

41、工作面易磨損，應保證其在額定功率運行?？裳娱L帶的工作壽命。</p><p>　　1.3普通V帶傳動設計</p><p>　　1）確定計算功率PC</p><p>　　由表查得KA=1.2,PC=KAP=4.2*1.2=5.04KW</p><p>　　確定帶的基準長度Ld和實際中心距a</p><p><b>

42、;　　初定中心距a0:</b></p><p>　　0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)</p><p>　　441≤a0≤1260</p><p><b>　　取a0=850mm</b></p><p>　　L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0</p&g

43、t;<p>　　=2*850+3.14*(315*2)/2 =2689.1mm</p><p>　　由表xx選取基準長度Ld=2800mm</p><p><b>　　實際中心距為：</b></p><p>　　a≈a0+(Ld-L0)/2=850+(2800-2689.1)/2=905.5m</p><p&

44、gt;<b>　　取a=895mm</b></p><p>　　7)校驗小帶輪包角a1</p><p>　　a1=180°-(dd2-dd1)/a*57.3°=180;</p><p>　　a1≥120°,合適。</p><p><b>　　8）確定V帶根數(shù)z</b>&

45、lt;/p><p>　　z≥Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KaKL</p><p>　　根據(jù)dd1=180m、n1=317.8r/min,查表10-4（特定條件時單根普通v帶基本額定功率），用線性插值法得P0=1.805KW</p><p>　　由表10-4查得功率增量為△P0=0KW</p><p>　　由表10-4查得帶長度修正系數(shù)K

46、L=0.95，由表10-4（包角系數(shù)）查得包角系數(shù)Ka=1，因而得普通V帶的根數(shù)為：</p><p>　　Z≥Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KaKL=2.5</p><p><b>　　圓整得Z=3根</b></p><p>　　9）求單根V帶的初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ</p><p>　　由表10-1（V

47、帶的橫截面尺寸）查得B型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.17Kg/m,得單根V帶的初拉力為：</p><p>　　F0=500Pc/zu(2.5/K-1)+qu2=501.33N</p><p>　　可得作用在帶輪軸上的壓力為：</p><p>　　FQ=2zF0sina1/2=2*4*501.33*sin162.7°/2=3008.0N</p>

48、<p>　　10）帶輪結構設計：</p><p><b>　　確定結構類型：</b></p><p>　　由于小帶輪基準直徑為315mm，大帶輪基準直徑為315m，</p><p>　　小帶輪結構推薦使用腹板式結構,大帶輪結構推薦使用腹板式結構</p><p><b>　　輪槽尺寸：</b&g

49、t;</p><p><b>　　普通V帶輪輪槽尺寸</b></p><p><b>　　材料：</b></p><p>　　普通V帶輪常用的材料是灰鑄鐵，因為帶的速度u=3m/s＜25m/s,可用HT150。</p><p><b>　　畫出帶輪圖：</b></p>

50、;<p><b>　　11）設計結果：</b></p><p>　　選用3根A1400 GB/T 1154-97V帶，中心距a=905.5mm,dd1=315mm,dd2=315mm,軸上壓力FQ=3008.0N</p><p><b>　　普通V帶傳動設計</b></p><p><b>　　設計

51、任務和要求</b></p><p><b>　　設計指標</b></p><p>　　設計某車床上電動機和床頭箱間的普通V帶傳動</p><p>　　電動機功率為P=4.659KW，轉(zhuǎn)速n1=715r/min</p><p>　　要求從動輪轉(zhuǎn)速n2=317.78r/min，工礦系數(shù)KA=1.2</p&g

52、t;<p><b>　　1.1選題的意義</b></p><p>　　隨著社會的發(fā)展，帶傳動在工業(yè)生產(chǎn)中、生活中起到越來越重要的作用，應用最廣泛的是V帶傳動，V帶有良好的撓性，能吸收震動，緩和沖擊，傳動平穩(wěn)，噪音小。當V帶傳動過載時，帶在帶輪上打滑，防止其他機件損壞，起到過載保護作用。而且機構簡單，制造、安裝和維護方便。</p><p><b>

53、;　　1.2設計方案</b></p><p>　　由于帶容易在帶輪上打滑，故設計過程中應精確計算出其壓力和拉力；帶的工作面易磨損，應保證其在額定功率運行。可延長帶的工作壽命。</p><p>　　1.3普通V帶傳動設計</p><p>　　1）確定計算功率PC</p><p>　　由表查得KA=1.1,PC=KAP=1.1*4=4

54、.4KW</p><p><b>　　2)選擇V帶的型號</b></p><p>　　由PC=4.4KW，n1=1440r/min,根據(jù)10-8（普通V帶選型圖）選用A型普通V帶</p><p>　　3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2</p><p>　　由10-8帶輪基準直徑表，選取dd1=100mm＞ddmin=75

55、mm</p><p>　　大輪帶輪基準直徑dd2:</p><p>　　dd2=n1/n2*dd1=1440/680*100=211.8mm</p><p>　　按表，選取標準直徑dd2=212mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為：</p><p>　　I=dd2/dd1=212/100=2.12</p><p&g

56、t;　　N2=n1/i=1440/2.12=679.25r/min</p><p>　　從動輪的轉(zhuǎn)速誤差率為：</p><p>　?。?80-679.25）/650*100%=0.12%</p><p>　　在±5%內(nèi)，為允許值</p><p><b>　　驗算帶速</b></p><p&g

57、t;　　U=πdd1n1/60*1000=7.54m/s</p><p>　　帶速在5∽25m/s范圍內(nèi)</p><p>　　確定帶的基準長度Ld和實際中心距a</p><p><b>　　初定中心距a0:</b></p><p>　　0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)</p><p

58、>　　218.4≤a0≤624</p><p><b>　　取a0=500mm</b></p><p>　　L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0</p><p>　　=2*500+3.14*(100+212)/2+(212-100)2/4*500</p><p>　　=1000+48

59、9.84+6.272</p><p>　　=1496.112mm</p><p>　　由表10-2（普通V帶的基準長度系列和帶修正系數(shù)）選取基準長度Ld=1400mm</p><p><b>　　實際中心距為：</b></p><p>　　a≈a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1496.112)/2=451.

60、944mm</p><p><b>　　取a=452mm</b></p><p>　　中心距a的變動范圍為：</p><p>　　amin=a-0.015Ld=452-0.015*1400=431</p><p>　　amax=a+0.03Ld=452+0.03*1400=494</p><p>

61、　　7)校驗小帶輪包角a1</p><p>　　a1=180°-(dd2-dd1)/a*57.3°=166°</p><p>　　a1≥120°,合適。</p><p><b>　　8）確定V帶根數(shù)z</b></p><p>　　z≥Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KaKL&

62、lt;/p><p>　　根據(jù)dd1=100mm、n1=1440r/min,查表10-4（特定條件時單根普通V帶基本額定功率Po），用線性插值法得P0=1.31KW</p><p>　　由表10-5(單根普通v帶的基本額定功率增量)查得功率增量為△P0=0.169KW</p><p>　　由表10-2（普通V帶的基準長度系列和帶長修正系數(shù)KL）查得帶長度修正系數(shù)KL=0.

63、96，由表10-6(包角系數(shù)K＠)查得包角系數(shù)Ka=0.964，因而得普通V帶的根數(shù)為：</p><p>　　Z≥Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KaKL=3.51</p><p><b>　　圓整得Z=4根</b></p><p>　　9）求單根V帶的初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ</p><p>　　由表10-

64、1(V帶的橫截面尺寸）查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.10Kg/m,得單根V帶的初拉力為：</p><p>　　F0=500Pc/zu(2.5/K-1)+qu2=132.48N</p><p>　　可得作用在帶輪軸上的壓力為：</p><p>　　FQ=2zF0sina1/2=2*4*161.18*sin166°/2=1051.71N</p>

65、;<p>　　10）帶輪結構設計：</p><p><b>　　確定結構類型：</b></p><p>　　由于小帶輪基準直徑為100mm，大帶輪基準直徑為211.8mm，</p><p>　　小帶輪結構推薦使用實心式結構,大帶輪結構推薦使用腹板式結構</p><p><b>　　輪槽尺寸：<

66、;/b></p><p><b>　　普通V帶輪輪槽尺寸</b></p><p><b>　　材料：</b></p><p>　　普通V帶輪常用的材料是灰鑄鐵，因為帶的速度u=7.54m/s＜25m/s,可用HT150。</p><p><b>　　畫出帶輪圖：</b>&

67、lt;/p><p><b>　　11）設計結果：</b></p><p>　　選用3根A1400 GB/T 1154-97V帶，中心距a=451.9mm,dd1=100mm,dd2=212mm,軸上壓力FQ=959.87N</p><p><b>　　齒輪傳動的設計計算</b></p><p>　　已知

68、傳遞功率P=4.426KW,小齒輪轉(zhuǎn)速N1=317.8r/min,齒數(shù)比u=2.5.</p><p>　　根據(jù)齒輪材料，熱處理方法，工作條件稍有波動，單向轉(zhuǎn)動.</p><p>　　選擇齒輪材料與熱處理：</p><p>　　根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃印?lt;/p><p><b>　　查表12-1得：<

69、/b></p><p>　　小齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HBS1=230</p><p>　　大齒輪 45鋼 正火處理 HBS2=190</p><p>　　兩齒輪的齒面硬度差為40HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求。</p><p>　　確定許用接觸應力[σH]</p><p&g

70、t;　　由表12-6，兩齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為：</p><p>　　σHlim1=480+0.93（ HBS1-135）=568.4Mpa</p><p>　　σHlim2=480+0.93（ HBS2-135）=531.2Mpa</p><p>　　由表12-7，接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)SHmin=1.0。則兩齒輪的接觸應力分別為：</p>

71、;<p>　　[σH]1=σHlim1/SHmin=568.4/1=568.4Mpa[σH]2=σHlim2/SHmin=531.2/1=531.2Mpa</p><p>　　根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計計算：</p><p>　　小齒輪的轉(zhuǎn)矩T1=9550P1/n1=9550×4.426/317.8=133.01(N/m) ，查表12-3，去載荷系數(shù)

72、為K=1.2。查表12-4（彈性系數(shù)Ze），取彈性模量系數(shù)ZE=189.8√Mpa.取軟齒面系數(shù)?d=1(閉式傳動軟齒面)，[σH]以較小值[σH]2=540.5Mpa.代入以下公式：</p><p><b>　　幾何尺寸計算：</b></p><p>　　齒數(shù)：由于采用閉式軟齒面轉(zhuǎn)動，小齒輪齒數(shù)的推薦值Z1=（20-40）。取Z1=28，則Z2=28×2.

73、5=70</p><p>　　模數(shù)：m=d1/Z1=65.62/28=2.34mm 由表5-1(漸開線齒輪標準模數(shù))取m=2.5mm</p><p>　　中心距：a=m/2×(Z1+Z2)=122.5mm</p><p>　　齒輪寬：b2=φd×d1=1×65.62=65.62mm (取整) 取b2=66mm</p>&l

74、t;p>　　b1=b2+(5~10),取b1=75mm</p><p>　　校核齒根彎曲疲勞強度:</p><p>　　由表12-5（齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)），兩齒輪的齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)分別為：</p><p>　　Z1=28時 YF1=2.55 YS1=1.61</p><p>　　Z2=70時 YF2=2.22

75、 YS2=1.77</p><p>　　查表12-6（實驗齒輪的接觸疲勞極限應力和齒根彎曲疲勞極限應力），兩齒輪材料的彎曲疲勞極限應力為：</p><p>　　σFlim1=190+0.2(HBS1-135)=190+0.2(230-135)=209Mpa</p><p>　　σFlim2=190+0.2(HBS2-135)=190+0.2(190-135)=2

76、01Mpa</p><p>　　查表12-7（最小安全系數(shù)SHlim），安全疲勞強度的最小安全系數(shù)為SFlim=1.0</p><p>　　兩齒輪的許用彎曲疲勞應力分別為：</p><p>　　[σF1]=σFlim1/SFlim=211/1.0=209Mpa</p><p>　　[σF2]=σFlim2/SFlim=201/1.0=201M

77、pa</p><p>　　將上述參數(shù)分別代入以下公式，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為：</p><p>　　[σF1]=σFlim1/SFlim=211/1.0=209Mpa</p><p>　　[σF2]=σFlim2/SFlim=201/1.0=201Mpa</p><p>　　所以兩齒輪根彎曲強度均滿足要求。</p>

78、<p><b>　　齒輪其它尺寸計算:</b></p><p>　　分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×28=70mm</p><p>　　d2=mZ2=2.5×70=175mm</p><p>　　齒頂圓直徑：da1=d1+2ha=70+2×3=76mm</p><p>　　da2

79、=d2+2ha=175+2×3=181mm</p><p>　　齒根圓直徑：df1=d1－2ha=70-2×3.75=62.5mm</p><p>　　df2=d2－2ha=175-2×3.75=167.5mm</p><p>　　中心距： a=122.5mm</p><p>　　齒寬： b1=7

80、5mm b2=66mm </p><p><b>　　選擇齒輪等級：</b></p><p><b>　　齒輪圓錐速度：</b></p><p>　　V=πn1d1/60×1000=3.14×317.8×70/60×1000=1.164m/s</p>&

81、lt;p>　　因為V＜4m/s，查表12-2故取9級或高于9級精度都可以。(上≤4;下≤3)</p><p>　　小齒輪精度為 9GB/T10095.1-2008與8GB/T10095.2-2008</p><p>　　大齒輪精度為 9GB/T10095.1-2008與8GB/T10095.2-2008</p><p><b>　　軸的設計：低速軸&

82、lt;/b></p><p>　　已知從動軸傳遞的功率P=4.2kw，從動輪的轉(zhuǎn)速n=127.2r/min,直齒圓柱齒輪分度圓直徑d2=175mm,傳遞的轉(zhuǎn)矩T=315.55Nm,模數(shù)m=2.5,從動齒輪b2=66mm,工作時單向轉(zhuǎn)動，設計該從動軸的結構和尺寸。</p><p>　?。?）選擇軸的材料確定許用應力</p><p>　　由已知條件知減速器傳遞的功

83、率屬于中小功率，材料無特殊要求，故選用45#鋼正火處理，由表6-1查得強度極限σB=600Mpa，許用彎曲應力【σ-1b】=55Mpa</p><p>　?。?）按扭矩強度估算直徑</p><p>　　根據(jù)表16-2（幾種常用材料的A值）得A=118～107，又由式（16-5）得d≥A(P/n)1/3</p><p>　　=(107～118)×(4.2/1

84、27.112)1/3≈35.3mm</p><p>　　考慮到軸的最小直徑處要求安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將計算直徑加3%～5%取37.1mm,由設計手冊取標準直徑d1=38mm</p><p>　?。?）設計軸的結構并繪制草圖</p><p>　　由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器。</p&g

85、t;<p>　　1）、確定軸上零件的位置和固定方式，要確定軸的結構形狀，必須確定軸上零件的裝拆順序和固定方式，確定齒輪從右端裝入，齒輪的左端用軸肩（或軸環(huán)）定位，右端用套筒固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置完全被確定，齒輪的周向固定采用平鍵聯(lián)接，軸承對稱安裝于齒輪的兩側(cè)，其軸向用軸肩固定，周向固定采用過盈配合。</p><p>　　2）、確定各軸段的直徑，如圖所示，軸段a（外伸端）直徑最小，d1=38m

86、m,考慮到要對安裝在軸段a上的聯(lián)軸器進行定位，軸段b上應有軸肩，同時為能很順利地在軸段c、f 上安裝軸承，軸段c、f必須滿足軸承的內(nèi)徑的標準，故取軸段c、f的直徑分別為d3=50mm d7=50mm,用相同的方法確定軸段b、d、e的直徑d2=d1+2h=(20.07+1)*38=43.32mmd4=56mm d5=d4+2h=64mm,d6=57mm選用6211軸承。</p><p>　　3）、確定各軸段的長度

87、，L4=68mm,輪觳寬度B2=70mm,L4比B2少1～3mm,L5=8mm,L3=43mm,L1=57mm,B1=60mm,L1比B1少2mm,L7=21mm,L5=8mm,根據(jù)減速器設計的要求，初步確定Δ2=10～15mm,L2=60mm,L6=Δ2+L2-L5=11mm,L3=B3+L2+Δ2=42mm,L2=60mm，L4=68mm,兩軸承之間的跨度L=B3+2L2+2Δ2+B2=20mm+2*(5～10mm）+2*（10～1

88、5mm)+70mm=130mm(近似認為支點在兩軸承的寬度中點）.</p><p><b>　　軸的草圖設計:</b></p><p>　　從動齒輪的受力計算，D=MZ=2.5×70=175mm,轉(zhuǎn)矩T=9.55×10^6×4.2/127.2=378.4N.M圓周力Ft=2T/d=2*278400/175=3182N</p>

89、<p>　　徑向力Fr=3185×tan20°=1159.2N.</p><p><b>　　軸的受力分析：</b></p><p>　　水平面H內(nèi)的支座反力，F(xiàn)(az)=Ft/2=3182/2=1591;F(ay)=Fr/2=579.6.由兩邊對稱，知截止面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面的彎矩為Mc1=L/2×F</p

90、><p>　　(ay)=130/2×579.6=37674N·mm</p><p><b>　　圖</b></p><p><b>　　繪制水平面彎矩圖：</b></p><p>　　Mc2=F(az)*L/2=1591*130/2=103415N·mm</p>

91、<p><b>　　圖</b></p><p>　　繪制合成彎矩圖：MC1=√(MC1^2+MC2^2)=110063.6N·mm</p><p><b>　　圖</b></p><p><b>　　繪制扭矩圖：</b></p><p>　　轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪

92、力按脈動循環(huán)變化，取a=0.6,aM1=0.6*31555=18933N·mm。</p><p><b>　　繪制當量彎矩圖：</b></p><p>　　Mec=√(Mc^2+(aM1)^2)=111680.1N·mm。</p><p>　　圖Mc=111680.1N·mm,橫坐標為F,縱坐標為長度L.</

93、p><p>　　校核危險截面C的強度。軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪邊緣的C處，W=0.1D4^3=0.1*56^3=19317.8Pa</p><p>　　Φce=Mec/W=111680.1/19317.8=5.8MPa≤55Mpa.</p><p>　　主動軸傳遞設計 已知傳遞的功率P=4.426kw，從動輪的轉(zhuǎn)速n=317.78r/min,直齒圓柱齒輪分度圓

94、直徑d2=28mm,傳遞的轉(zhuǎn)矩T=133.01Nm,模數(shù)m=2.5,從動齒輪b1=75mm,工作時單向轉(zhuǎn)動，設計該從動軸的結構和尺寸。</p><p>　　（1）選擇軸的材料確定許用應力</p><p>　　由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，材料無特殊要求，故選用45#鋼正火處理，由表6-1查得強度極限σB=600Mpa，許用彎曲應力【σ-1b】=55Mpa</p>

95、<p>　　（2）按扭矩強度估算直徑</p><p>　　根據(jù)表16-2(幾種常用材料的A值)得A=118～107，又由式（16-5）得d≥A(P/n)1/3</p><p>　　=(107～118)×(4.43/508.90)1/3≈23.63mm</p><p>　　考慮到軸的最小直徑處要求安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將計算直徑加3%～5%取

96、24.81mm,由設計手冊取標準直徑d1=25mm</p><p>　　選取HL2號聯(lián)軸器，</p><p>　?。?）設計軸的結構并繪制草圖</p><p>　　由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器。</p><p>　　1）、確定軸上零件的位置和固定方式，要確定軸的結構形狀，必

97、須確定軸上零件的裝拆順序和固定方式，確定齒輪從右端裝入，齒輪的左端用軸肩（或軸環(huán)）定位，右端用套筒固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置完全被確定，齒輪的周向固定采用平鍵聯(lián)接，軸承對稱安裝于齒輪的兩側(cè)，其軸向用軸肩固定，周向固定采用過盈配合。</p><p>　　2）、確定各軸段的直徑，如圖所示，軸段a（外伸端）直徑最小，d1=38mm,考慮到要對安裝在軸段a上的聯(lián)軸器進行定位，軸段b上應有軸肩，同時為能很順利地在軸段c

98、、f 上安裝軸承，軸段c、f必須滿足軸承的內(nèi)徑的標準，故取軸段c、f的直徑分別為L1=60mm ，該軸段直徑25mm, d7=30mm,h=1.5mm,用相同的方法確定軸段b、d、e的直徑d2=d1+2h=28mm,d3=d2+2h=30mm,d4=d6=d3+2h=33mm,齒輪與軸承間長度取L4=L6=5mm,深溝球軸承內(nèi)徑為30mm,寬度為19mm,為了其固定，此段寬度比軸承小1～2mm,取此段長L3=17mm,</p>

99、;<p>　　d5=d4+2h=64mm,d6=57mm深溝球軸承選用6301號軸承。</p><p>　　所有數(shù)據(jù)羅列歸位：L1=60mm,此軸一部分在箱體中裝軸承蓋，一部分伸出箱體。取軸肩高為1.5mm,則D2=D1+2H=28mm,L3=17mm,取軸肩高度為2mm,則d4=d6=d3+2h=33mm,L4=L6=5mm,齒輪軸端寬度為70mm,則L5=70mm,裝軸承段，D7=30mm,L7

100、=17mm,則兩軸承跨度L=17+5*2+70=97mm.</p><p>　　D=MZ=2.5*28=70；確定軸受力圖：</p><p>　　圓周力Ft=2T/d=2*13301/70=380.02N</p><p>　　徑向力Fr=380.02×tan20°=138.31N.</p><p><b>　　軸

101、受力簡圖</b></p><p>　　水平面H內(nèi)的支座反力，F(xiàn)(az)=Ft/2=380.02/2=190.01;F(ay)=Fr/2=69.155.由兩邊對稱，知截止面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面的彎矩為Mc1=L/2×F(ay)=97/2×69.16=3354.3N·mm圖</p><p><b>　　繪制水平面彎矩圖：</b

102、></p><p>　　Mc2=F(az)*L/2=190.01*97/2=9215.5N·mm</p><p><b>　　圖</b></p><p>　　繪制合成彎矩圖：MC1=√(MC1^2+MC2^2)=9806.98N·mm</p><p><b>　　圖</b>

103、</p><p><b>　　繪制扭矩圖：</b></p><p>　　轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取a=0.6,aM1=0.6*13301=7980.6N·mm。</p><p><b>　　繪制當量彎矩圖：</b></p><p>　　Mec=√(Mc^2+(aM1)^2)=1264

104、3.8N·mm。</p><p><b>　　圖</b></p><p>　　校核危險截面C的強度。軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪邊緣的C處，W=0.1D4^3=0.1*33^3=3593.7Pa</p><p>　　Φce=Mec/W=7980.6/3593.7=2.2MPa≤55Mpa.</p><p>

105、　　（3）確定滾動軸承的潤滑和密封</p><p>　　由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，宜用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。滾動軸承外側(cè)的密封采用凸緣式軸承蓋和氈圈來密封。</p><p><b>　　（4）回油溝</b></p><p>　　由于軸承采用脂潤滑，因此在箱座凸緣的上表面開設回油溝，以提高箱體剖分面處的密封性能。</p&

106、gt;<p>　?。?）確定滾動軸承在箱體座孔中的安裝位置</p><p>　　因為軸承采用脂潤滑，那么可取軸承內(nèi)側(cè)端面到箱體的距離為10mm，并設置封油盤，以免潤滑脂被齒輪嚙合時擠出的或飛濺出來的熱油沖刷而流失。</p><p>　　( 6 ) 確定軸承座孔的寬度L</p><p>　　，為箱座壁厚，，為箱座、箱蓋連接螺栓所需的扳手空間，查機械基礎表

107、19-1得，?。?mm，C1＝18mm，C2＝16mm，L＝8+18+16+8＝50mm。</p><p>　?。?）確定軸伸出箱體外的位置</p><p>　　采用凸緣式軸承蓋，LH3型彈性柱銷聯(lián)軸器，高速軸軸承蓋所用螺栓采用規(guī)格為GB/T5782 M630，低速軸采用螺栓采用規(guī)格為GB/T5782 GB/T5782M835為了方便在不拆卸外接零件的情況下，能方便拆下軸承蓋，</p

108、><p>　　查《機械基礎》附錄33，得出A、B的長度，則：</p><p>　　高速軸：L1>(A-B)=35-23=12mm；低速軸：L2>(A-B)=45-38=7mm</p><p>　　由前設定高速軸的L=60mm，低速軸的可知，滿足要求。</p><p>　　( 8 ) 確定軸的軸向尺寸</p><p&

109、gt;　　高速軸（單位：mm）：</p><p>　　低速軸（單位：mm）：</p><p>　　4、滾動軸承的選擇與校核計算</p><p>　　根據(jù)《機械基礎》P437推薦的軸承壽命最好與減速器壽命相同，取10年，一年按300天計算， T h=(300×10×16)=48000h</p><p>　?。?）高速軸承的校

110、核</p><p>　　選用的軸承是6306深溝型球軸承。</p><p>　　軸承的當量動負荷為 </p><p>　　由《機械基礎》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。</p><p>　　因為Fa1=0N，F(xiàn)r1= 518.8N，則 ;高速軸，</p><p>　　查《機械基礎》P4

111、07表18－5得，X= 1，Y= 0 。</p><p>　　查《機械基礎》p406表18-3得：ft=1 ，</p><p>　　查《機械基礎》p405得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為＝3 ，</p><p>　　Cr= 20.8KN；</p><p><b>　　則 </b></p><p>　

112、　所以預期壽命足夠，軸承符合要求。</p><p>　?。?）低速軸承的校核</p><p>　　選用6208型深溝型球軸承。</p><p><b>　　軸承的當量動負荷為</b></p><p>　　由《機械基礎》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。</p><p>

113、　　因為Fa2=0N，F(xiàn)r2=724.74N，則 </p><p>　　查《機械基礎》P407表18－5得，X=1 ，Y=0 。</p><p>　　P=Fd*X*Fr=1.2×1×724.74=869.7</p><p>　　查《機械基礎》p406表18-3得：ft=1 ，</p><p>　　查《機械基礎》p4

114、05得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為＝3 ，Cr=22.8KN；</p><p><b>　　則</b></p><p>　　所以預期壽命足夠,軸承符合要求。</p><p>　　5、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算</p><p>　　（1）選擇鍵的類型和規(guī)格</p><p>　　軸上零件的周向固定選用A形普

115、通平鍵，聯(lián)軸器選用B形普通平鍵。</p><p>　　高速軸（參考《機械基礎》p471、附錄17，《課程機械設計手冊》p126面，表15-12a）：根據(jù)帶輪與軸連接處的軸徑25mm，軸長為60mm，查得鍵的截面尺寸，L1處有一個鍵b＝8mm ，h＝7mm ； 根據(jù)輪轂寬取鍵長L＝40mm，L5處有一個鍵b=10,h=8;</p><p>　　高速齒輪是與軸共同制造，屬于齒輪軸。</p

116、><p><b>　　低速軸：</b></p><p>　　根據(jù)安裝齒輪處軸徑d4=56mm，查得鍵的截面尺寸b×h=16×10=160，根據(jù)輪轂寬取鍵長L=L4-8=56mm。</p><p>　　根據(jù)安裝聯(lián)軸器處軸徑d1=38mm，查得鍵的截面尺寸，取鍵長L=50mm。</p><p>　　根據(jù)輪轂寬

117、取鍵長L＝72mm（長度比輪轂的長度小10mm）</p><p><b>　?。?）校核鍵的強度</b></p><p>　?、?高速軸軸端處的鍵的校核：</p><p>　　鍵上所受作用力： </p><p>　?、。╂I的剪切強度 </p><p><b>　　鍵的剪切強

118、度足夠。</b></p><p>　　ⅱ）鍵聯(lián)接的擠壓強度</p><p><b>　　<</b></p><p>　　鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。</p><p>　　② 低速軸兩鍵的校核</p><p>　　低速軸裝齒輪軸段的鍵的校核：</p><p>&l

119、t;b>　　鍵上所受作用力：</b></p><p>　?、。╂I的剪切強度 </p><p>　　Б=F/S=F/hl=7206.8/80=90.1</p><p><b>　　鍵的剪切強度足夠。</b></p><p>　?、ⅲ╂I聯(lián)接的擠壓強度</p><p>　　Б=2F

120、/S=F/hl=2×7206.8/80=180.2</p><p>　　鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。</p><p>　　B、低速軸軸端處的鍵的校核：</p><p><b>　　鍵上所受作用力 ：</b></p><p><b>　　?。╂I的剪切強度</b></p><p&

121、gt;<b>　　鍵的剪切強度足夠。</b></p><p>　?、ⅲ╂I聯(lián)接的擠壓強度</p><p>　　鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。</p><p><b>　　聯(lián)軸器的扭矩校核</b></p><p><b>　　低速軸：</b></p><p>　　選

122、用彈性套柱銷聯(lián)軸器，查《機械基礎》P484附錄33，得許用轉(zhuǎn)速[n]＝3800r/min</p><p>　　則 n2＝116.7r/min<[n]</p><p><b>　　所以符合要求。</b></p><p>　　減速器基本結構的設計與選擇</p><p>　?。?）齒輪的結構設計</p>

123、<p>　?、?小齒輪：根據(jù)《機械基礎》P335及前面設計的齒輪尺寸，可知小齒輪齒根圓直徑為52.5mm，根據(jù)軸選擇鍵的尺寸h為7 ，則可以算出齒根圓與軸孔鍵槽底部的距離x=mm，而2.5，則有x<2.5，因此應采用齒輪軸結構。</p><p>　?。?）滾動軸承的組合設計</p><p>　?、?高速軸的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=60+60+17+5+70+1

124、7=234mm，采用分固式結構進行軸系的軸向固定。</p><p>　?、?低速軸的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=58+55+42+68+8=231mm，采用分固式結構進行軸系的軸向固定。</p><p>　　（3）滾動軸承的配合</p><p>　　高速軸的軸公差帶選用j 6 ，孔公差帶選用H 7 ；</p><p>　　低速軸的軸

125、公差帶選用k 6 ，孔公差帶選用H 7 。</p><p>　　高速軸：軸頸圓柱度公差/ P 6 = 2.5，外殼孔/ P 6 = 4.0；</p><p>　　端面圓跳動軸肩/ P 6 = 6，外殼孔/ P 6 = 10。</p><p>　　低速軸：軸頸圓柱度公差/ P 6 = 4.0，外殼孔/ P 6 = 6；</p><p>　　端面

126、圓跳動軸肩/ P 6 = 10，外殼孔/ P 6 = 15。</p><p>　　軸配合面Ra選用IT6磨0.8，端面選用IT6磨3.2；</p><p>　　外殼配合面Ra選用IT7車3.2，端面選用IT7車6.3。</p><p>　?。?）滾動軸承的拆卸</p><p>　　安裝時，用手錘敲擊裝配套筒安裝；為了方便拆卸，軸肩處露出足夠的