機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-展開式二級(jí)斜齒圓柱減速器

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書4</p><p><b>　　1.1設(shè)計(jì)題目4</b></p><p><b>　　1.2設(shè)計(jì)步驟4</b></p><p>　　第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案5</p>&

2、lt;p><b>　　2.1傳動(dòng)方案5</b></p><p>　　2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)5</p><p>　　第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇5</p><p>　　3.1選擇電動(dòng)機(jī)類型5</p><p>　　3.2確定傳動(dòng)裝置的效率5</p><p>　　3.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量6<

3、/p><p>　　3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù)6</p><p>　　3.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比7</p><p>　　第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)8</p><p>　　4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)8</p><p>　　4.2高速軸Ⅰ的參數(shù)8</p><p>　　4.3中間軸Ⅱ

4、的參數(shù)8</p><p>　　4.4低速軸Ⅲ的參數(shù)8</p><p>　　4.5滾筒軸的參數(shù)9</p><p>　　第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算10</p><p>　　5.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容10</p><p>　　5.2設(shè)計(jì)計(jì)算步驟10</p><p>　　5.3帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)13

5、</p><p>　　第六章 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算15</p><p>　　6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)15</p><p>　　6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)15</p><p>　　6.3確定傳動(dòng)尺寸18</p><p>　　6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度19</p><p>　

6、　6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸20</p><p>　　6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)21</p><p>　　第七章 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算21</p><p>　　7.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)21</p><p>　　7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)22</p><p>　　7.3確定傳動(dòng)尺寸25&l

7、t;/p><p>　　7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度25</p><p>　　7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸26</p><p>　　7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)27</p><p>　　第八章 軸的設(shè)計(jì)28</p><p>　　8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算28</p><p>　　8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)

8、算35</p><p>　　8.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算43</p><p>　　第九章 滾動(dòng)軸承壽命校核50</p><p>　　9.1高速軸上的軸承校核50</p><p>　　9.2中間軸上的軸承校核52</p><p>　　9.3低速軸上的軸承校核53</p><p>　　第十章 鍵

9、聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算54</p><p>　　10.1高速軸與帶輪配合處的鍵連接54</p><p>　　10.2中速軸與齒輪3配合處的鍵連接54</p><p>　　10.3中速軸與齒輪2配合處的鍵連接55</p><p>　　10.4低速軸與齒輪4配合處的鍵連接55</p><p>　　10.5低速軸與聯(lián)軸器配合

10、處的鍵連接55</p><p>　　第十一章 聯(lián)軸器的選擇56</p><p>　　11.1低速軸上聯(lián)軸器56</p><p>　　第十二章 減速器的密封與潤(rùn)滑56</p><p>　　12.1減速器的密封56</p><p>　　12.2齒輪的潤(rùn)滑57</p><p>　　第十三章

11、 減速器附件設(shè)計(jì)57</p><p>　　13.1軸承端蓋57</p><p>　　13.2油面指示器57</p><p>　　13.3放油孔及放油螺塞58</p><p>　　13.4窺視孔和視孔蓋58</p><p>　　13.5定位銷58</p><p>　　13.6啟蓋螺釘

12、59</p><p>　　13.7螺栓及螺釘59</p><p>　　第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸59</p><p>　　第十五章 拆卸減速器60</p><p>　　15.1分析裝配方案61</p><p>　　15.2分析各零件作用、結(jié)構(gòu)及類型61</p><p>　　15.

13、3減速器裝配草圖設(shè)計(jì)62</p><p>　　15.4完成減速器裝配草圖62</p><p>　　15.5減速器裝配圖繪制過程64</p><p>　　15.6完成裝配圖64</p><p>　　第十六章 設(shè)計(jì)小結(jié)65</p><p>　　第十七章 參考文獻(xiàn)65</p><p>&l

14、t;b>　　第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></p><p><b>　　1.1設(shè)計(jì)題目</b></p><p>　　展開式二級(jí)斜齒圓柱減速器，拉力F=4200N，速度v=0.7m/s，直徑D=250mm，每天工作小時(shí)數(shù)：8小時(shí)，工作年限（壽命）：30年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。</p><p&

15、gt;<b>　　1.2設(shè)計(jì)步驟</b></p><p>　　1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案</p><p><b>　　2.電動(dòng)機(jī)的選擇</b></p><p>　　3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比</p><p>　　4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)</p><p>　　

16、5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p><b>　　7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　8.滾動(dòng)軸承校核</b></p><p><b>　　9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)</b></p><p><

17、b>　　10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</b></p><p>　　第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案</p><p><b>　　2.1傳動(dòng)方案</b></p&

18、gt;<p>　　傳動(dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器。</p><p>　　2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)</p><p>　　由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。</p><p>　　展

19、開式二級(jí)圓柱齒輪減速器由于齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。</p><p>　　第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇</p><p>　　3.1選擇電動(dòng)機(jī)類型</p><p>　　按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。</p><p>　　3.2確定傳動(dòng)裝置的效率</p><

20、;p><b>　　查表得：</b></p><p>　　聯(lián)軸器的效率：η1=0.99</p><p>　　一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.99</p><p>　　閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：η3=0.98</p><p>　　普通V帶的傳動(dòng)效率：η4=0.96</p><p>　　工作機(jī)效率：η

21、w=0.97</p><p><b>　　故傳動(dòng)裝置的總效率</b></p><p>　　3.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量</p><p><b>　　工作機(jī)所需功率為</b></p><p>　　3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù)</p><p>　　電動(dòng)機(jī)所需額定功率:</p>&

22、lt;p><b>　　工作轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　　經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2--4二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8--40因此理論傳動(dòng)比范圍為：16--160。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16--160)×53.5=856--8560r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y112M-4

23、的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。</p><p><b>　　電機(jī)主要外形尺寸：</b></p><p>　　3.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比</p><p>　?。?）總傳動(dòng)比的計(jì)算</p><p>　　由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm

24、和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：</p><p>　?。?）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比</p><p>　　取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2.2</p><p><b>　　高速級(jí)傳動(dòng)比</b></p><p><b>　　則低速級(jí)的傳動(dòng)比為</b></p><p>

25、;<b>　　減速器總傳動(dòng)比</b></p><p>　　第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)</p><p>　　4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)</p><p>　　4.2高速軸Ⅰ的參數(shù)</p><p>　　4.3中間軸Ⅱ的參數(shù)</p><p>　　4.4低速軸Ⅲ的參數(shù)</p><p

26、><b>　　4.5滾筒軸的參數(shù)</b></p><p>　　運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:</p><p>　　第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　5.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容</p><p>　　設(shè)計(jì)普通V帶傳動(dòng)的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=3.46kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1440r/min；

27、大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動(dòng)傳動(dòng)比i=2.2；設(shè)計(jì)的內(nèi)容是：帶的型號(hào)、長(zhǎng)度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。</p><p><b>　　5.2設(shè)計(jì)計(jì)算步驟</b></p><p>　　（1）確定計(jì)算功率Pca</p><p>　　由表查得工作情況系數(shù)KA=1，故</p><p>　

28、?。?）選擇V帶的帶型</p><p>　　根據(jù)Pca、n1由圖選用B型。</p><p>　　確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v</p><p>　　1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=125mm。</p><p>　　2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度</p><p>　　因?yàn)?m/s＜v＜30

29、m/s，故帶速合適。</p><p>　　取帶的滑動(dòng)率ε=0.02</p><p>　?。?）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑</p><p>　　根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=280mm。</p><p>　　（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度</p><p>　　根據(jù)式，初定中心距a0=550mm。<

30、;/p><p>　　由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度</p><p>　　由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1760mm。</p><p>　　按式計(jì)算實(shí)際中心距a。</p><p>　　按式,中心距的變化范圍為530--609mm。</p><p>　?。?）驗(yàn)算小帶輪的包角αa</p><p>　?。?）計(jì)算帶的

31、根數(shù)z</p><p>　　1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。</p><p>　　由dd1=125mm和n1=1440r/min,查表得P0=2.18kW。</p><p>　　根據(jù)n1=1440r/min，i=2.2和B型帶，查表得△P0=0.398kW。</p><p>　　查表的Kα=0.958，表得KL=0.94，于是</p&g

32、t;<p><b>　　2）計(jì)算帶的根數(shù)z</b></p><p><b>　　取2根。</b></p><p>　?。?）計(jì)算單根V帶的初拉力F0</p><p>　　由表得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.17kg/m，所以</p><p>　?。?）計(jì)算壓軸力Fp</p>

33、<p><b>　　5.3帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</b></p><p>　　（1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　小帶輪的軸孔直徑d=28mm</p><p>　　因?yàn)樾л哾d1=125<300mm</p><p>　　因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。</p><p>　　因此小帶輪

34、尺寸如下：</p><p>　　由于當(dāng)B<1.5×d時(shí)，L=B</p><p>　?。?）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　大帶輪的軸孔直徑d=22mm</p><p>　　因?yàn)榇髱л哾d2=280mm</p><p>　　因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。</p><p>　　因

35、此大帶輪尺寸如下：</p><p>　　第六章 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　　（1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火)，硬度為190HBS</p><p>　　（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×

36、4.06=97。</p><p>　　實(shí)際傳動(dòng)比i=4.042</p><p>　　（3）初選螺旋角β=13°。</p><p>　?。?）壓力角α=20°。</p><p>　　6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　?。?）由式試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p&

37、gt;　　1）確定公式中的各參數(shù)值</p><p>　　①試選載荷系數(shù)KHt=1.3</p><p>　?、谛↓X輪傳遞的扭矩:</p><p>　　③查表選取齒寬系數(shù)φd=1</p><p>　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46</p><p>　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE=189.8MPa</p>

38、<p>　?、抻墒接?jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε</p><p>　?、哂晒娇傻寐菪窍禂?shù)Zβ。</p><p>　?、嘤?jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]</p><p>　　由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：</p><p><b>　　計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p&g

39、t;　　由圖查取接觸疲勞系數(shù)：</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得</p><p>　　取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即</p><p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑</p><p>　?。?）調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)

40、準(zhǔn)備。</p><p><b>　?、賵A周速度ν</b></p><p><b>　　齒寬b</b></p><p>　　2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH</p><p>　?、俨楸淼檬褂孟禂?shù)KA=1</p><p>　　②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.078</p><

41、;p><b>　　③齒輪的圓周力。</b></p><p>　　查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4</p><p>　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.434</p><p><b>　　實(shí)際載荷系數(shù)為</b></p><p>　　3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑</p>

42、<p><b>　　4）確定模數(shù)</b></p><p><b>　　6.3確定傳動(dòng)尺寸</b></p><p><b>　　（1）計(jì)算中心距</b></p><p>　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　β=14°32'27

43、"</p><p>　　（3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　（4）計(jì)算齒寬</b></p><p>　　取B1=55mm B2=50mm</p><p>　　6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為</p>&

44、lt;p>　　1） K、T、mn和d1同前</p><p><b>　　齒寬b=b2=50</b></p><p>　　齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：</p><p><b>　　小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：</b></p><p><b>　　大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：</b&g

45、t;</p><p><b>　　查表得：</b></p><p>　　查圖得重合度系數(shù)Yε=0.682</p><p>　　查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.809</p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:</p><p>　　由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：</p><

46、;p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　故彎曲強(qiáng)度足夠。</b></p><p>　　6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸</p><p>　　（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高</p><p>　　（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑</p><p>　?。?/p>

47、3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑</p><p>　　6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)</p><p>　　第七章 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　7.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　　（1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火)，硬度為190HBS</p><p>　

48、　（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3.01=73。</p><p>　　實(shí)際傳動(dòng)比i=3.042</p><p>　?。?）初選螺旋角β=13°。</p><p>　?。?）壓力角α=20°。</p><p>　　7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><

49、;p>　　（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p>　　1）確定公式中的各參數(shù)值</p><p>　?、僭囘x載荷系數(shù)KHt=1.3</p><p>　　②小齒輪傳遞的扭矩:</p><p>　?、鄄楸磉x取齒寬系數(shù)φd=1</p><p>　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46</p><

50、;p>　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE=189.8MPa</p><p>　　⑥由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε</p><p>　?、哂晒娇傻寐菪窍禂?shù)Zβ。</p><p>　?、嘤?jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]</p><p>　　由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：</p><p><b

51、>　　計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由圖查取接觸疲勞系數(shù)：</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得</p><p>　　取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即</p><p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑</p><p>　?。?）調(diào)整小齒

52、輪分度圓直徑</p><p>　　1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。</p><p><b>　　①圓周速度ν</b></p><p><b>　　齒寬b</b></p><p>　　2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH</p><p>　?、俨楸淼檬褂孟禂?shù)KA=1</p>

53、<p>　?、诓閳D得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.06</p><p><b>　　③齒輪的圓周力。</b></p><p>　　查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2</p><p>　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.448</p><p><b>　　實(shí)際載荷系數(shù)為</b></p&g

54、t;<p>　　3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑</p><p><b>　　4）確定模數(shù)</b></p><p><b>　　7.3確定傳動(dòng)尺寸</b></p><p><b>　?。?）計(jì)算中心距</b></p><p>　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角

55、</p><p>　　β=14°4'37"</p><p>　?。?）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　?。?）計(jì)算齒寬</b></p><p>　　取B1=80mm B2=75mm</p><p>　　7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p

56、><p>　　齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為</p><p>　　1） K、T、mn和d1同前</p><p><b>　　齒寬b=b2=75</b></p><p>　　齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：</p><p><b>　　小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：</b></p&

57、gt;<p><b>　　大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：</b></p><p><b>　　查表得：</b></p><p>　　查圖得重合度系數(shù)Yε=0.686</p><p>　　查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.809</p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:</p&g

58、t;<p>　　由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力</p><p><b>　　故彎曲強(qiáng)度足夠。</b></p><p>　　7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸</p><p>　　（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高</p><p>　

59、　（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑</p><p>　?。?）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑</p><p>　　7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)</p><p><b>　　第八章 軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　?。?）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)<

60、/p><p>　　轉(zhuǎn)速n1=654.55r/min；功率P1=3.32kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=48439.39N?mm</p><p>　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa</p><p>　?。?）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑<

61、;/p><p>　　由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。</p><p>　　由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%</p><p>　　查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為22mm故取dmin=22</p><p>　?。?）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖</p><p><b>　　a.軸

62、的結(jié)構(gòu)分析</b></p><p>　　由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=28mm；定位軸肩直徑為27mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。</p><p>　　b.確定各軸

63、段的直徑和長(zhǎng)度。</p><p>　　外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離K=20mm</p><p>　　軸承端蓋厚度e=10mm</p><p>　　調(diào)整墊片厚度△t=2mm</p><p>　　箱體內(nèi)壁到軸承端面距離△=10mm</p><p><b>　　各軸段直徑的確定</b></p>

64、<p>　　d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=22mm。</p><p>　　d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=27mm</p><p>　　d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=30mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7206AC</p&g

65、t;<p>　　d4：軸肩段，選擇d4=35mm。</p><p>　　d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。</p><p>　　d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=35mm。</p><p>　　d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=30mm。</p><p><

66、b>　　各軸段長(zhǎng)度的確定</b></p><p>　　L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=42mm。</p><p>　　L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=63mm。</p><p>　　L3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=26mm。</p><p>　　L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和

67、小齒輪的寬度確定，選取L4=100.5mm。</p><p>　　L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=55mm。</p><p>　　L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=8mm。</p><p>　　L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=28mm。</p><p>　?。?）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核</p&

68、gt;<p>　　a.畫高速軸的受力圖</p><p>　　如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖</p><p>　　b.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）</p><p>　　齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑）</p><p><b>　　齒輪1所受的徑向力</b>&

69、lt;/p><p><b>　　齒輪1所受的軸向力</b></p><p>　　第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=92mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=146mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=55.5mm</p><p>　　軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從

70、傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)</p><p><b>　　在水平面內(nèi)</b></p><p>　　高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=645.24N</p><p>　　軸承A處水平支承力：</p><p>　　軸承B處水平支承力：</p&g

71、t;<p><b>　　在垂直面內(nèi)</b></p><p>　　軸承A處垂直支承力：</p><p>　　軸承B處垂直支承力：</p><p>　　軸承A的總支承反力為：</p><p>　　軸承B的總支承反力為：</p><p>　　d.繪制水平面彎矩圖</p>&l

72、t;p>　　截面A在水平面上彎矩：</p><p>　　截面B在水平面上彎矩：</p><p>　　截面C左側(cè)在水平面上彎矩：</p><p>　　截面C右側(cè)在水平面上彎矩：</p><p>　　截面D在水平面上的彎矩：</p><p>　　e.繪制垂直面彎矩圖</p><p>　　截面A

73、在垂直面上彎矩：</p><p>　　截面B在垂直面上彎矩：</p><p>　　截面C在垂直面上彎矩：</p><p>　　截面D在垂直面上彎矩：</p><p><b>　　f.繪制合成彎矩圖</b></p><p><b>　　截面A處合成彎矩：</b></p&g

74、t;<p><b>　　截面B處合成彎矩：</b></p><p>　　截面C左側(cè)合成彎矩：</p><p>　　截面C右側(cè)合成彎矩：</p><p><b>　　截面D處合成彎矩：</b></p><p><b>　　g.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖</b></p>

75、<p><b>　　h.繪制當(dāng)量彎矩圖</b></p><p><b>　　截面A處當(dāng)量彎矩：</b></p><p><b>　　截面B處當(dāng)量彎矩：</b></p><p>　　截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：</p><p>　　截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：</p>

76、<p><b>　　截面D處當(dāng)量彎矩：</b></p><p>　　f.按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度</p><p><b>　　其抗彎截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　最大彎曲應(yīng)力為<

77、/b></p><p><b>　　剪切應(yīng)力為</b></p><p>　　按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為</p><p>　　查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要

78、求。</p><p>　　8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　?。?）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)</p><p>　　轉(zhuǎn)速n2=161.22r/min；功率P2=3.22kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=190739.36N?mm</p><p>　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　由表選用45

79、，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa</p><p>　　（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑</p><p>　　由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。</p><p>　　由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=35mm</p><p>　?。?）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸

80、的結(jié)構(gòu)草圖</p><p><b>　　a.軸的結(jié)構(gòu)分析</b></p><p>　　由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計(jì)成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。</p><p>　　與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩

81、齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。</p><p>　　b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。</p><p><b>　　確定各段軸直徑</b></p><p>　　d1：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=35mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7

82、207AC</p><p>　　d2：過渡軸段，故選取d2=40mm。</p><p>　　d3：軸肩段，故選取d3=50mm。</p><p>　　d4：過渡軸段，故選取d4=40mm。</p><p>　　d5：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=35mm。</p><p><b>　　各軸段長(zhǎng)

83、度的確定</b></p><p>　　L1：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=39mm。</p><p>　　L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取L2=78mm。</p><p>　　L3：軸肩段，取L3=15mm。</p><p>　　L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位

84、可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取L4=48mm。</p><p>　　L5：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=41.5mm。</p><p>　　（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核</p><p>　　a.畫中速軸的受力圖</p><p>　　如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖</p><p&g

85、t;　　b.計(jì)算作用在軸上的力</p><p>　　齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）</p><p><b>　　齒輪2所受的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪2所受的軸向力</b></p><p>　　齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）</p>

86、<p><b>　　齒輪3所受的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪3所受的軸向力</b></p><p>　　c.計(jì)算作用在軸上的支座反力</p><p>　　軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離La=70mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離Lb=80mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=5

87、7.5mm</p><p>　　軸承A在水平面內(nèi)支反力</p><p>　　軸承B在水平面內(nèi)支反力</p><p>　　軸承A在垂直面內(nèi)支反力</p><p>　　軸承B在垂直面內(nèi)支反力</p><p>　　軸承A的總支承反力為：</p><p>　　軸承B的總支承反力為：</p>

88、<p>　　d.繪制水平面彎矩圖</p><p>　　截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>

89、　　e.繪制垂直面彎矩圖</p><p>　　截面A在垂直面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面C在垂直面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面D在垂直面內(nèi)彎矩</p><p><b>　　f.繪制合成彎矩圖</b></p><p>　　截面A和截面B處合成彎矩</p><p>&l

90、t;b>　　截面C右側(cè)合成彎矩</b></p><p><b>　　截面C左側(cè)合成彎矩</b></p><p><b>　　截面D右側(cè)合成彎矩</b></p><p><b>　　截面D左側(cè)合成彎矩</b></p><p><b>　　f.繪制扭矩圖

91、</b></p><p><b>　　g.繪制當(dāng)量彎矩圖</b></p><p>　　截面A和截面B處當(dāng)量彎矩</p><p><b>　　截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p><p>&

92、lt;b>　　截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　h.校核軸的強(qiáng)度</b></p><p>　　因軸截面D處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。</p><p><b>　　其抗彎

93、截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　最大彎曲應(yīng)力為</b></p><p><b>　　剪切應(yīng)力為</b></p><p>　　按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折

94、合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為</p><p>　　查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　8.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　?。?）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)</p><p>　　轉(zhuǎn)速n3=53.5r/min；

95、功率P3=3.12kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T3=556934.58N?mm</p><p>　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa</p><p>　　（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑</p><p>　　由于低速軸受到的彎矩較小而受到

96、的扭矩較大，故取A0=112。</p><p>　　由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%</p><p>　　查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為48mm故取dmin=48</p><p>　　（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖</p><p><b>　　a.軸的結(jié)構(gòu)分析。</b></p><p

97、>　　低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=14×9mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=90mm；定位軸肩直徑為53mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。</p><p>　　b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。</p><p><

98、;b>　　各軸段直徑的確定</b></p><p>　　d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=48mm。</p><p>　　d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=53mm</p><p>　　d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，

99、選取d3=55mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7211AC</p><p>　　d4：軸肩段，選擇d4=60mm。</p><p>　　d5：軸肩，故選取d5=75mm。</p><p>　　d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=60mm。</p><p>　　d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=55mm。</p>

100、<p><b>　　各軸段長(zhǎng)度的確定</b></p><p>　　L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=110mm。</p><p>　　L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=58mm。</p><p>　　L3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=41.5mm。</p><p

101、>　　L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=57.5mm。</p><p>　　L5：軸肩，選取L5=10mm。</p><p>　　L6：由低速級(jí)大齒輪寬度確定，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=73mm。</p><p>　　L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=45.5mm。</p>

102、<p>　?。?）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核</p><p>　　a.畫低速軸的受力圖</p><p>　　如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖</p><p>　　b.計(jì)算作用在軸上的力</p><p>　　齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）</p><p><b>　　齒輪

103、4所受的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪4所受的軸向力</b></p><p>　　c.計(jì)算作用在軸上的支座反力</p><p>　　第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=72mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=135.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=144.5mm</p><p><b&g

104、t;　　d.支反力</b></p><p>　　軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH</p><p>　　軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV</p><p>　　軸承A的總支承反力為：</p><p>　　軸承B的總支承反力為：</p><p>　　e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：&l

105、t;/p><p>　　在水平面上，軸截面A處所受彎矩：</p><p>　　在水平面上，軸截面B處所受彎矩：</p><p>　　在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：</p><p>　　在水平面上，軸截面D處所受彎矩：</p><p>　　在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：</p><p>　

106、　在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：</p><p>　　在垂直面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：</p><p>　　在垂直面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：</p><p>　　在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：</p><p><b>　　f.繪制合成彎矩圖</b></p><p>　　截面A處合成彎矩彎矩

107、：</p><p><b>　　截面B處合成彎矩：</b></p><p>　　截面C左側(cè)合成彎矩：</p><p>　　截面C右側(cè)合成彎矩：</p><p><b>　　截面D處合成彎矩：</b></p><p><b>　　g.繪制扭矩圖</b>&l

108、t;/p><p><b>　　h.繪制當(dāng)量彎矩圖</b></p><p><b>　　截面A處當(dāng)量彎矩：</b></p><p><b>　　截面B處當(dāng)量彎矩：</b></p><p>　　截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：</p><p>　　截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：<

109、;/p><p><b>　　截面D處當(dāng)量彎矩：</b></p><p><b>　　h.校核軸的強(qiáng)度</b></p><p>　　因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。</p><p><b>　　其抗彎截面系數(shù)為</b></p>&l

110、t;p><b>　　抗扭截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　最大彎曲應(yīng)力為</b></p><p><b>　　剪切應(yīng)力為</b></p><p>　　按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為</p>&l

111、t;p>　　查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　第九章 滾動(dòng)軸承壽命校核</p><p>　　9.1高速軸上的軸承校核</p><p>　　根據(jù)前面的計(jì)算，選用7206AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16

112、mm</p><p>　　當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa</p><p>　　軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=22kN，軸承采用正裝。</p><p>　　要求壽命為L(zhǎng)h=72000h。</p><p>　　由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：<

113、/p><p>　　由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。</p><p>　　查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0</p><p>　　查表可知ft=1，fp=1</p><p>　　取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式</p><p>　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。</p&

114、gt;<p>　　9.2中間軸上的軸承校核</p><p>　　根據(jù)前面的計(jì)算，選用7207AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm</p><p>　　當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa</p><p>　　軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=29kN，軸承采用正裝。

115、</p><p>　　要求壽命為L(zhǎng)h=72000h。</p><p>　　由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：</p><p>　　由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。</p><p>　　查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87</p><p>　

116、　查表可知ft=1，fp=1</p><p>　　取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式</p><p>　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。</p><p>　　9.3低速軸上的軸承校核</p><p>　　根據(jù)前面的計(jì)算，選用7211AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm</p><

117、;p>　　當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa</p><p>　　軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=50.5kN，軸承采用正裝。</p><p>　　要求壽命為L(zhǎng)h=72000h。</p><p>　　由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：</p><p&g

118、t;　　由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。</p><p>　　查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87</p><p>　　查表可知ft=1，fp=1</p><p>　　取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式</p><p>　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。</p><

119、p>　　第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　10.1高速軸與帶輪配合處的鍵連接</p><p>　　高速軸與帶輪配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)28mm。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=22mm</p><p>　　帶輪材料為鑄鐵，可

120、求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　10.2中速軸與齒輪3配合處的鍵連接</p><p>　　中速軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度

121、l=L-b=51mm</p><p>　　齒輪3材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　10.3中速軸與齒輪2配合處的鍵連接</p><p>　　中速軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2

122、003）,鍵長(zhǎng)36mm。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=24mm</p><p>　　齒輪2材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　10.4低速軸與齒輪4配合處的鍵連接</p><p>　　低速軸與齒輪4配合處選用A

123、型普通平鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)56mm。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=38mm</p><p>　　齒輪4材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　10.5低速軸與聯(lián)軸

124、器配合處的鍵連接</p><p>　　低速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)90mm。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=76mm</p><p>　　聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵

125、連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　第十一章 聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　11.1低速軸上聯(lián)軸器</p><p><b>　?。?）計(jì)算載荷</b></p><p>　　由表查得載荷系數(shù)K=1.3</p><p>　　計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=724.01N?mm</p&g

126、t;<p><b>　　選擇聯(lián)軸器的型號(hào)</b></p><p>　?。?）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)</p><p>　　軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)T9型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1000N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=2850r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=48mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=40mm，軸孔長(zhǎng)度

127、L1=112mm。</p><p>　　Tc=724.01N?m<Tn=1000N?m</p><p>　　n=53.5r/min<[n]=2850r/min</p><p>　　第十二章 減速器的密封與潤(rùn)滑</p><p>　　12.1減速器的密封</p><p>　　為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入

128、箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。</p>

129、<p><b>　　12.2齒輪的潤(rùn)滑</b></p><p>　　閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤(rùn)滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)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

130、小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油，使油面高度達(dá)到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989);，牌號(hào)為L(zhǎng)-AN10。</p><p>　　第十三章 減速器附件設(shè)計(jì)</p><p><b>　　13.1軸承端蓋</b></p><p>　　根據(jù)下列的公式對(duì)軸承端蓋進(jìn)行計(jì)算：d0=d3+1mm；D0=D

131、 +2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1≥e；m由結(jié)構(gòu)確定；D4=D -(10～15);mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(2～4);mm；d1、b1由密封尺寸確定；b=5～10，h=(0.8～1);b</p><p><b>　　13.2油面指示器</b></p><p>　　用來指示箱內(nèi)油面的高度。</p><p>

132、;　　13.3放油孔及放油螺塞</p><p>　　為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。</p><p>　　13.4窺視孔和視孔蓋</p><p>　　窺視孔用于檢查傳動(dòng)零件的嚙合、潤(rùn)滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油。&l

133、t;/p><p><b>　　13.5定位銷</b></p><p>　　采用銷GB/T117-2000，對(duì)由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時(shí)能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。</p><p><b>　　13.6啟蓋螺釘</b></p><p

134、>　　由于裝配減速器時(shí)在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊密難于開蓋，旋動(dòng)啟箱螺釘可將箱蓋頂起。</p><p><b>　　13.7螺栓及螺釘</b></p><p><b>　　用作安裝連接用。</b></p><p>　　第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸</p>&l

135、t;p>　　箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動(dòng)零件正確相對(duì)位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤(rùn)滑油的油箱。機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設(shè)計(jì)減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：</p><p>　　第十五章 拆卸減速器</p><p>　　按拆卸的順序給所有零、部件編號(hào)，并登記名