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减速器课程设计

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减速器设计,减速器课程设计

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无锡职业技术学院毕业设计说明书 1 第一章 概述 行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用。同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。 根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算 ，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算。 行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为： 2K H、 3K、及 K H V三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为： NGW型、 NN型、 WW 型、 WGW型、 NGWN型和 N 型等。我所设计的行星齿轮是 2K H行星传动 NGW型。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 2 第二章 原始数据及 系统组成框图 （一）有关原始数据 课题 : 一种自动洗衣机行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：自动洗衣机减速离合器内部减速装置； 传动 比： pi =5.2 输入转速 :n=2600r/min 输入功率： P=150w 行星轮个数：wn=3 内齿圈齿数bz=63 （二）系统组成框图 上盖 控制面板 进水口 排水管 外箱体 盛水桶 支撑 拉杆 脱 水桶 电动机 带传动 减速器 波轮 图 2-1 自动洗衣机的组成 简图 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 3 洗涤： A制动， B放开，运动经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、波轮 脱水： A放开， B制动，运动经电机、带传动、内齿圈（脱水桶）、中心齿轮、行星架、波轮与脱水桶等速旋转。 A B 带传动 脱水桶 波轮 自动洗衣机的工作原理： 见图 2-2 图 2-2 洗衣机工作原理图 （电机输入转速）输入轴 中心轮 行星轮 输出轴 图 2-3 减速器系统组成框图 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 4 第三章 减速器简介 减速器 是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。 减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。 降 速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方 。 一般的减速器有斜齿轮减速器 (包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等 )、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮 -蜗杆、蜗杆 -齿轮等。 1） 蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。 2） 谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。 3） 行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 5 第四章 传动系统的方案设计 传动方案的分析与拟定 1）对传动方案的要求 合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。 2）拟定传动方案 任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图 1-1 所示为作者拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。 图 4-1 周转轮系 a-中心轮； g-行星轮； b-内齿圈； H-行星架 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 6 第五章 行星齿轮传动设计 （一）行星齿轮传动的传动比和效率计算 行星齿轮传动比符号及角标含义为： 123i 1 固定件、 2 主动件、 3 从动件 1、齿轮 b固定时（图 1 1）， 2K H（ NGW）型传动的传动比 baHi为 baHi=1-Habi=1+bz/az可得 Habi=1-baHi=1-pi =1-5.2=-4.2 az=bz/baHi-1=63*5/21=15 输出转速： Hn=an/pi =n/pi =2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算： =1-|an-Hn/(Habi-1)* Hn|* H H = *H H Ha b B Ha 为 a g啮合的损失系数， Hb 为 b g啮合的损失系数， HB 为 轴承的损失系数， H 为总的损失系数，一般取 H =0.025 按an=2600 r/min、Hn=500r/min、 Habi=-21/5 可得 =1-|an-Hn/(Habi-1)* Hn|* H =1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98% (二 ) 行星齿轮传动的配齿计算 1、传动比的要求 传动比条件 即 baHi=1+bz/az可得 1+bz/az=63/5=21/5=4.2 =baHi所以中心轮 a和内齿轮 b的齿数满足给定传动比的要求。 2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合 同轴条件 为保证行星轮gz与两个中心轮az、bz同时正确 啮合，要求外啮合齿轮 a g 的中心距等于内啮合齿轮 b g的中心距，即 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 7 w(a )ag=()w b ga 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动，有 m/2(az+gz)=m/2(bz-gz) 得 gz=bz-az/2=63-15/2=24 3、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间 装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角H=2 /wn中心轮 a相应转过1角，1角必须等于中心轮 a转过 个（整数）齿所对的中心角， 即 1= *2 /az式中 2 /az为中心轮 a转过一个齿（周节）所对的中心角。 pi =n/Hn=1/H=1+bz/az将1和H代入上式，有 2 * /az/2 /wn=1+bz/az经整理后 =az+bz=（ 15+63） /2=24 满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。 4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰 邻接条件 在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图 1 2所示 Re图 5-1 行星齿轮 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 8 可得 l=2wa*sin(180 / )own ()agdl=2*2/m*(az+gz)*sin60o =39 3 /2m ()agd=d+2ah=17m 满足邻接条件。 (三 )行星齿轮 传动的几何尺寸和啮合参数计算 按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m 齿轮模数 m的初算公式为 m= 231 1 1 l i m/m A F F P F a d FK T K K K Y z式中 mK 算数系数，对于直齿轮传动mK=12.1； 1T 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， N*m ； 1T=aT/wn=95491P/wnn=9549 0.15/3 1600=0.2984N*m AK 使用系数，由参考文献二表 6 7查得AK=1； FK 综合系数，由参考文献二表 6 5查得FK=2； FPK 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由参考文献二公式 6 5得FPK=1.85； 1FaY 小齿轮齿形系数， 图 6 22可得1FaY=3.15；， 1z 齿轮副中小齿轮齿数，1z=az=15； limF 试验齿轮弯曲疲劳极限， 2*N mm 按由参考文献二图 6 26 6 30 选取limF=120 2*N mm 所以 m= 231 1 1 l i m/m A F F P F a d FK T K K K Y z=12.1 3 20 . 2 9 8 4 1 2 1 . 8 5 3 . 1 5 / 0 . 8 1 5 1 2 0 =0.658 取 m=0.9 1）分度圆直径 d ()ad=m*az=0.9 15=13.5mm ()gd=m*()gz=0.9 24=21.6mm ()bd=m*()bz=0.9 63=56.7mm 2) 齿顶圆直径adnts无锡职业技术学院毕业设计说明书 9 齿顶高ah：外啮合1ah=*ah*m=m=0.9 内啮合2ah=（ *ah- *h ） *m=(1-7.55/2z)*m=0.792 ()aad=()ad+2ah=13.5+1.8=15.3mm ()agd=()gd+2ah=21.6+1.8=23.4mm ()abd=()bd-2ah=56.7-1.584=55.116mm 3) 齿根圆直径fd齿根高fh=（ *ah+*c ） *m=1.25m=1.125 ()fad=()ad-2fh=13.5-2.25=11.25mm ()fgd=()gd-2fh=21.6-2.25=19.35mm ()fbd=()bd+2fh=56.7+2.25=58.95mm 4）齿宽 b 参考三表 8 19选取d=1 ()ab=d*()ad=1 13.5=13.5mm ()ab=d*+5=13.5+5=18.5mm ()bb=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm 5) 中心距 a 对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的 中心距为： 1、 a g为外啮合齿轮副 aga=m/2(az+gz)=0.9/2 (15+24)=17.55mm 2、 b g为内啮合齿轮副 bga=m/2(az+bz)=0.9/2 (63-24)=17.55mm 中心轮 a 行星轮 g 内齿圈 b 模数 m 0.9 0.9 0.9 齿数 z 15 24 63 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 10 分度圆直径 d 13.5 21.6 56.7 齿顶圆直径ad15.3 23.4 54.9 齿根圆直径fd11.25 19.35 58.95 齿宽高 b 18.5 18.5 8.5 中心距 a aga =17.55mm bga =17.55mm （四）行星齿轮传动强度计算及校核 1、行星齿轮弯曲强度计算及校核 （ 1）选择齿轮材料及精度等级 中心轮 a选选用 45钢正火，硬度为 162 217HBS，选 8级精度，要求齿面粗糙度aR1.6 行星轮 g、内齿圈 b选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选 8级精度，要求齿面粗糙度aR3.2。 （ 2）转矩1T1T=aT/wn=95491P/wnn=9549 0.15/3 1600=0.2984N*m=298.4N*mm； （ 3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由参考文献三式 8 24得出F如F 【F】则校核合格。 （ 4）齿形系数FY由参考文献三表 8 12得FaY=3.15，FgY=2.7，FbY=2.29； （ 5）应力 修正系数sY由参考文献三表 8 13得saY=1.49，sgY=1.58，sbY=1.74； （ 6）许用弯曲应力 F由参考文献三图 8 24得lim1F=180MPa，lim2F=160 MPa ； 由表 8 9得Fs=1.3 由图 8 25得1NY=2NY=1； 由参考文献三式 8 14可得 1F=1NY*lim1F/Fs=180/1.3=138 MPa 2F=2NY*lim2F/Fs=160/1.3=123.077 MPa nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 11 1F=2K1T/b 2maz*FaY saY=(2 1.1 298.4/13.5 20.9 15) 3.15 1.49=18.78 MpalimHS查参考文献二表 6 11可得 limHS=1.3 所以 HS1.3 3、有关系数和接触疲劳极限 （ 1）使用系数AK查参考文献二表 6 7 选取AK=1 （ 2）动载荷系数VK查参考文献二图 6 6可得VK=1.02 （ 3）齿向载荷分布系数HK对于接触情况良好的齿轮副可取HK=1 （ 4）齿间载荷分配系数HaK、FaKnts无锡职业技术学院毕业设计说明书 12 由参考文献二表 6 9查得 1HaK=1FaK=1.1 2HaK=2FaK=1.2 （ 5）行星轮间载荷分配不均匀系数HpK由参考文献二式 7 13 得HpK=1+0.5（ HpK-1） 由参考文献二图 7 19 得 HpK=1.5 所以 1HpK=1+0.5（ HpK-1） =1+0.5（ 1.5-1） =1.25 仿上 2HpK=1.75 （ 6）节点区域系数HZ由参考文献二图 6 9查得HZ=2.06 （ 7）弹性系数EZ由参考文献二表 6 10查得EZ=1.605 （ 8）重合度系数 Z由参考文献二图 6 10查得 Z=0.82 （ 9）螺旋角系数 ZZ= cos =1 （ 10）试验齿的接触疲劳极限limH由参考文献二图 6 11图 6 15查得 limH=520Mpa （ 11）最小安全系数limHS、limHF由参考文献二表 6-11可得limHS=1.5、limHF=2 （ 12）接触强度计算的寿命系数NTZ由参考文献二图 6 11查得 NTZ=1.38 （ 13）润滑油膜影响系数LZ、VZ、RZ由参考文献二图 6 17、图 6 18、图 6 19查得LZ=0.9、VZ=0.952、RZ=0.82 （ 14）齿 面工作硬化系数wZnts无锡职业技术学院毕业设计说明书 13 由参考文献二图 6 20查得 wZ=1.2 （ 15）接触强度计算的尺寸系数xZ由参考文献二图 6 21查得 xZ=1 所以 0H=1/ 1 /H E tZ Z Z Z F d b u u =2.06 1.605 0.82 1 1 3 2 . 6 2 5 2 . 61 3 . 5 1 3 . 5 1 . 6=2.95 1H=0H 12A V H H a H PK K K K K=2.95 1 1 . 0 2 1 1 . 1 1 . 2 5 =3.5 2H=0H 22A V H H a H PK K K K K=2.95 1 1 . 0 2 1 1 . 2 1 . 7 5 =4.32 Hp=lim lim/HHS*N T L V R w xZ Z Z Z Z Z=520/1.3 1.38 0.9 0.95 0.82 1.21=464.4 所以 H Hp齿面接触校核合格 （五）行星齿轮传动的受力分析 在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于 1，即wn1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在 2H K型行星传动中，各基本构件（中心轮 a、 b和转臂 H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮 传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力rF，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号 F代表切向力rF。 为了分析各构件所受力的切向力 F，提出如下三点： （ 1） 在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。 （ 2） 如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。 （ 3） 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。 在 2H K 型行星齿轮传动中， 其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力 F，如图 1 3所示。 由于在输入件中心轮 a上受有wn个行星轮 g同时施加的作用力gaF和输入转矩AT的作用。当行星轮数目wn 2时，各个行星轮上的载 荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数pk进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮 a 在每一套中（即在nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 14 每个功率分流上）所承受的输入转矩为 1T=aT/wn=95491P/wnn=9549 0.15/3 1600=0.2984N*m 可得 aT=1T*wn=0.8952 N*m 式中 aT 中心轮所传递的转矩， N*m； 1P 输入件所传递的名义功率， kw； 图 5-2传动简图 （ a）传动简图 (b)构件的受力分析 按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮 g作用于中心轮 a的切向力为 gaF=20001T/ ad=2000aT/wn ad=2000 0.2984/13.5=44.2N 而行星轮 g上所受的三个切向力为 中心轮 a作用与行星轮 g 的切向力为 agF=-gaF=-2000aT/wn ad=-44.2N 内齿轮作用于行星轮 g的切向力为 bgF=agF=-2000aT/wn ad=-44.2N 转臂 H作用于行星轮 g的切向力为 HgF=-2agF=-4000aT/wn ad=-88.4N 转臂 H上所的作用力为 gHF=-2HgF=-4000aT/wn ad=-88.4N 转臂 H上所的力矩为 HT=wn gHF xr=-4000aT/ ad*xr=-4000 0.8952/13.5 17.55=-4655.0 N*m 输出输入(a) (b) nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 15 在内齿轮 b上所受的切向力为 gbF=-bgF=2000aT/wn ad=44.2N 在内齿轮 b上所受的 力矩为 bT=wn gbF bd/2000=aT bd/ ad=0.8952 21.6/13.5=1.43 N*m 式中 ad 中心轮 a的节圆直径， bd 内齿轮 b的节圆直径， xr 转臂 H的回转半径， 根 据参考文献二式（ 6 37）得 -aT/HT=1/baHi=1/1-Habi=1/1+P 转臂 H的转矩为 HT=-aT*（ 1+P） = -0.8952（ 1+4.2） =-4.655 N*m 仿上 -bT/HT=1/baHi=1/1-Habi=p/1+P 内齿轮 b所传递的转矩， bT=-p/1+p*HT=-4.2/5.2 (-4.655)=3.76 N*m （六）行星齿轮传动的均载机构及浮动量 行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些是由于在其结构上采用了多个（wn 2）行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理地采用了内啮合传动；从而，才使其具备了上述的许多优点。 （七）轮间载荷分布均匀的措施 为了使行星轮间载荷分布均匀，起初，人们只努力提高齿轮的加工精度，从而使得 行星轮传动的制造和转配变得比较困难。后来通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易转配，且使行星齿轮传动输入功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。 在选用行星齿轮传动均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求： （） 载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和转配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数PK值最小。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 16 （） 均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受力的较大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。 （）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。 （）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动性能。均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。 （）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。 为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方 法。对于主要靠机械的方法来实现均载的系统，其结构类型可分为两种： 1、静定系统 该系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。 2、静不定系统 均载机构： 1、 基本构件浮动的均载机构 (1) 中心轮 a 浮动 （ 2）内齿轮 b 浮动 （ 3） 转臂 H 浮动 （ 4）中心轮 a 与转臂 H同时浮动 （ 5）中心轮 a与内齿轮 b同时浮动 （ 6）组成静定结构的浮动 2、 杠杆联动均载机构 本次所设计行星齿轮是静定系统，基本构件中心轮 a浮动的均载机构。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 17 第六章 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 已 知：传递功率 P=150w,齿轮轴转速 n=1600r/min，传动比 i=5.2，载荷平稳。使用寿命10 年，单班制工作。 （一）轮材料及精度等级 行星轮架内齿圈选用 45 钢调质，硬度为 220 250HBS，齿轮轴选用 45 钢正火，硬度为 170 210HBS，选用 8级精度，要求齿面粗糙度aR 3.2 6.3 m 。 （二）按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮 ，可应用参考文献四式 10 22 求出1d值。确定有关参数与系数。 1） 转矩1T1T= 1T=aT/wn=95491P/wnn=9549 0.15/3 1600=0.2984N*m 2） 荷系数 K 查参考文献四表 10 11 取 K=1.1 3）齿数1z和齿宽系数d行星轮架内齿圈齿数1z取 11，则齿轮轴外齿面齿数2z=11。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由参考文献四表 10 20选取d=1。 4）许用接触应力 H由参考文献四图 10 24查得 lim1H=560Mpa, lim2H=530 Mpa 由参考文献四表 10 10查得 HS=1 1N=60njhL=60 1600 1 (10 52 40)=1.997 910 2N=1N/i=1.997 910 由参考文献四图 10 27可得1NTZ=2NTZ=1.05。 由参考文献四式 10 13可得 1H = 1NTZ lim1H / HS =1.05 560/1=588 Mpa 2H = 2NTZ lim2H / HS =1.05 530/1=556.5 Mpa （三）按齿根弯曲疲劳强度计算 由参考文献四式 10 24得出F，如12 1 1 1 1 1aad d m z g则校核合格。 确定有关系数与参数： nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 18 1）齿形系数FY由参考文献四表 10 13查得 1FY=2FY=3.63 2）应力修正系数SY由参考文献四表 10 14查得 1SY=2SY=1.41 3）许用弯曲应力 F由参考文献四图 10 25查得 lim1F=210Mpa, lim2F=190 Mpa 由参考文献四表 10 10查得 FS=1.3 由参考文献四图 10 26查得 1NTY=2NTY=1 由参考文献四式 10 14可得 1F=1NTY lim1F/FS=210/1.3=162 Mpa 2F=2NTY lim2F/FS=190/1.3=146 Mpa 故 m 1.26 2311/F S d FK T Y Y z=1.26 3 21 . 1 2 9 8 . 4 3 . 6 3 1 . 4 1 / 1 1 1 1 4 6 =0.58 1F=2K1T/b 2m1z g FY SY=22 1 .1 2 9 8 .41 1 1 1 1 3.63 1.41=27.77MPa 1F =162 Mpa 2F=1F g 2FY 2SY/1FY 1SY=27.77MPa 2F=146 Mpa 齿根弯曲强度校核合格。 由参考文献四表 10 3取标准模数 m=1 （四）主要尺寸计算 1d=2d=mz=1 11mm=11mm 1b=2b=d 1d=1 11mm=11mm a=1/2g m(1z+2z)=1/2 1 (11+11)mm=11mm （五）验算齿轮的圆周速度 v v=1d 1n/60 1000= 11 1600/60 1000=0.921m/s 由参考文献四表 10 22,可知选用 8级精度是合适的。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 19 第七 章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 （一）减速器输入轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件 选用 45 号钢 ,并经调质处理 ,由参考文献四表 14 4 查得强度极限B=650MPa,再由表 14 2 得许用弯曲应力 1b=60MPa 2、按扭转强度估算轴径 根据参考文献四表 14 1 得 C=118 107。又由式 14 2得 d 3 /C P n =(118 107) 3 0.15 /1600 =5.36 4.86 310 . 1 5 / 1 6 0 0Cd取直径1d=8.5mm 3、确定各轴段的直径 轴段 1(外端 )直径最少1d=8.5mm7d， 考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：2d=9.7mm, 3d=10mm, 4d=11mm, 5d=11.5mm, 6d=12mm, 7d=15.42mm， 8d=18mm。 4、确定各轴段的长度 齿轮轮廓宽度为 20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定： L=107mm, 1L=3.3mm, 2L=2mm, 3L=44.2mm, 4L=4mm, 5L=18.5mm, 6L=1.5mm, 7L=16.3mm。 按设计结果画出轴的结构草图： 图 7-1 输入轴简图 5、 校核轴 a、受力分析图 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 20 图 7-2 受力分析 (a)水平面弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图 圆周力：tF=112/Td=2 298.4/13.5=44.2N 径向力：rF= tantFag=44.2 tan 020 =16.1N 法向力：nF=tF/cosa =44.2/ cos 020 =47.04N b、作水平面内弯矩图（ 7-2a）。支点反力为： HF=tF/2=22.1N 弯矩为：1HM=22.1 77.95/2=861.35Ng mm 2HM=22.1 29.05/2=321 Ng mm c、作垂直面内的弯矩图（ 7-2b） ，支点反力为：vF=rF/2=8.04N 弯矩为：1vM=8.04 77.95/2=313.5Ng mm 2vM=8.04 29.05/2=116.78 Ng mm d、作合成弯矩图（ 7-2c）：1 M= 2211HVMM= 228 6 1 . 3 5 3 1 3 . 5 =994.45 Ng mm 2M= 22HVMM= 223 2 1 1 1 6 .7 8 =370.6 Ng mm e、作转矩图 (7-2d)： T=95491P/n=9549 0.15/1600=0.8952N*m=895.2 Ng mm nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 21 f、求当量弯矩 1eM= 221 ()M aT= 229 9 4 . 4 5 ( 0 . 6 8 9 5 . 2 )=1130.23 Ng mm 2222()eM M a T= 223 7 0 . 6 ( 0 . 6 8 9 5 . 2 )=652.566 Ng mm g、校核强度 1e=1eM/W=1130.23/0.1 36d=1130.23/0.1 312 =6.54Mpa 2e=2eM/W=652.566/0.1 34d=652.566/0.1 311 =4.9 Mpa 所以 满足e 1b=60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。 （二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件： 齿轮轴选用 45钢正火 ,由参考文献四表 14 4查得强度极限B=600MPa,再由表 14 2得许用弯曲应力 1b=55MPa 2、按扭转强度估算轴径 P =P =0.15 97.98%=0.147kw 根据参考文献四表 14 1 得 C=118 107。又由式 14 2得 d 3 /C P n =(118 107) 3 0.147 / 1600 =5.34 4.83 3 0 . 1 4 7 / 1 6 0 0Cd 取直径2dd=8.9mm 3、确定各轴 段的直径 轴段 1(外端 )直径最少6d=8.9m 考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：1d=12mm, 2d=4d=11.3mm, 3d=5d= 7d=12mm。 4、确定各轴段的长度 齿轮轮廓宽度为 20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定： L=136.5mm, 1L=19.2mm, 2L=1.1mm, 3L=74.5mm, 4L=1.5mm, 5L=15.8mm, 6L=1.2mm, 7L=23.2mm。 按设计结果画出轴的结构草图： 见图 7-3 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 22 5、校核轴： a、受力分析图 见图 图 7-4 受力分析图 (a)水平面内弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图 圆周 力：tF=112/Td=2 465.5/11=84.64N 径向力：rF= tantFag=846.4 tan 020 =308.1N 法向力：nF=tF/cosa =846.4/ cos 020 =90.72N b、作水平面内弯矩图（ 7-4a）。支点反力为： HF=tF/2=42.32N 弯矩为：1HM=42.32 68.25/2=1444.17Ng mm 2HM=423.2 33.05/2=699.338Ng mm c、作垂直面内的弯矩图（ 7-4b） ，支点反力为：vF=rF/2=15.405N 图 7-3 输出轴 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 23 弯矩为：1vM=154.05 68.25/2=525.7 Ng mm 2vM=154.05 33.05/2=254.57 Ng mm d、作合成弯矩图（ 7-4c）：1 M= 2211HVMM= 221 4 4 4 1 . 7 5 2 5 7 =1536.87 Ng mm 2M= 22HVMM= 226 9 9 3 . 3 8 2 5 4 5 . 7 =744.23 Ng mm e、作转矩图 (7-4d)： T= -HT=aT*（ 1+P） = 0.8952（ 1+4.2） =465.5 N*mm f、求当量弯矩 1eM= 221 ()M aT= 221 5 3 6 8 . 7 ( 0 . 6 4 6 5 5 )=1562.04 Ng mm 2222()eM M a T= 227 4 4 2 . 3 ( 0 . 6 4 6 5 5 )=794.9Ng mm g、校核强度 1e=1eM/W=1562.04/0.1 36d=1562.04/0.1 312 =9.1Mpa 2e=2eM/W=794.9/0.1 34d=794.9/0.1 312 = 4.6Mpa 所以 满足e 1b=55Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 24 第八章 结论 本文是关于 自动洗衣机减速离合器内部减速装置，这种减速器对于体积和重量方面要求较高，在设计过程中不仅要注意这些，同时也要在精度上下些力气，因为精度不高，在洗衣机运行中产生的震动和噪音就越大， 随着 人们对家电的要求逐渐提高和科技的日益发展 ,洗衣机是家用电器中常见的一种，人们对它的要求不 仅是质量上的，对它本身的重量、体积、噪音等方面的要求也越来越高，本文设计的减速器就注重在这些方面下手，尽量减轻他的重量和缩小他的 体积 ，同时也不忘提高齿轮间的传动精度和传动的精度，能使洗衣机在运行中做到噪音小，震动小的作用。 同时由于本人能力和经验有限，在设计过程中难免会犯很多错误，也可能有许多不切实际的地方，还望读者在借鉴的同时，能指出当中的不足，把减速器做的更完美。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 25 第九章 参考文献 （ 1）机械传动设计手册 主编：江耕华 胡来容 陈启松 煤炭工业出版社出版 （ 2）行星齿轮传动设计 主编：饶振 纲 化学工业出版社出版 （ 3）机械基础 主编：王治平 （ 4）机械设计基础 主编：陈立德 高等教育出版社出版 （ 5）机械零件设计手册 主编：葛志祺 冶金工业出版社出版 （ 6） 互换性与测量技术 主编 ： 陈于涛 机械工业出版社 （ 7） 工装设计 主编 ： 陈立德 上海交通大学出版 （ 8） 毕业设计指导书 主编 ： 李恒权 青岛海洋大学出版社 （ 9） 机械制图 大 连理工大学 高等教育出版社 （ 10） 机床设计 沈阳工业大学 上海科学技术出版社 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 26 第十章 设计小结 此次毕业设计是我们从大学毕业生走向 未来设计的 重要的一步。从最初的选题，开题到计算、绘图直到完成设计。其间，查找资料，老师指导，与同学交流，反复修改图纸，每一个过程都是对自己能力的一次检验和充实 。 通过这次实践，我了解了 减速 器的用途及工作原理，熟悉了 减速器 的设计步骤，锻炼了机械 设计 的 实践能力，培养了自己独立设计 能力。此次毕业设计是对我专业知识和专业基础知识一次实际检验和巩固，同时也是走向工作岗位前的一次热身。 毕业设计收获很多，比如学会了查找相关资料相关标准，分析数据，提高了自己的绘图能力，懂得了许多经验公式的获得是前人不懈努力的结果。同时，仍有很多课题需要后辈去努力去完善。 但是毕业设计也暴露出自己专业基础的很多不足之处。比如缺乏综合应用专业知识的能力，对材料的不了解，等等。这次实践是对自己大学 三 年所学的一次大检阅，使我明白自己知识还很浅薄，虽然马上要毕业了，但是自己的求学之路还很长，以后更应该在工作中学习 ，努力使自己 成为一个对社会有所贡献的人 。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 27 第十一 章 致谢 经过几个月的忙碌和学习，本次毕业论文设计已经接近尾声。作为一个 大专 生的毕业设计，由于 经验 的匮乏， 专业知识薄弱， 难免有许多考虑不周全的地方，如果没有指导教师的的督促指导，想要完成这个设计是难以想象的。在这里首先要感谢我的论文指导老师 俞云强老师 。 俞 老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶 段，从选题到查阅资料，论文提纲的确定，中期论文的修改，后期论文格式调整等各个环节中都给予了我悉心的指导。除了敬佩 俞 老师的专业水平外，她的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。最后还要感谢大学 三 年来 所有指导过我们的 老师，是在他们的教诲下，我掌握了坚实的专业知识基础，为我以后的扬帆远航注入了动力。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 28 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 1 -页 目 录 设计任务书 2 第一部分 传动装置总体设计 4 第二部分 V带设计 6 第三部分 各齿轮的设计计算 9 第四部分 轴的设计 13 第五部分 校核 19 第六部分 主要尺寸及数据 21 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 2 -页 设 计 任 务 书 一、 课程设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 原始数据： 数据编号 3 5 7 10 运输机工作转矩 T/(N.m) 690 630 760 620 运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直径 D/mm 320 380 320 360 工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 10 年，小批量生产，单班制工作（ 8小时 /天）。运输速度允许误差为 %5 。 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 3 -页 二、 课程设计内容 1）传动装置的总体设计。 2）传动件及支承的设计计算。 3）减速器装配图及零件工作图。 4）设计计算说明书编写。 每个学生应完成： 1） 部件装配图一张（ A1）。 2） 零件工作图两张（ A3） 3） 设计说明书一份（ 60008000字）。 本组设计数据： 第三组数据：运输机工作轴转矩 T/(N.m) 690 。 运输机带速 V/(m/s) 0.8 。 卷筒直径 D/mm 320 。 已给方案：外传动机构为 V带传动。 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 4 -页 第一部分 传动装置总体设计 一、 传动方案（已给定） 1） 外传动为 V带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图如下： 二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有 较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 5 -页 可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 计 算 与 说 明 结果 三、原动机选择（ Y系列三相交流异步电动机） 工作机所需功率：Pww=0.96 (见课设 P9) m i n. 14832.014.3 8.0 RDVn 传动装置总效率： a（见课设式 2-4） 87654321 a 99.01 99.02 99.03 97.04 99.05 97.06 99.07 95.08 （见课设表 12-8） 85.095.099.097.099.097.099.099.099.0 a 电动机的输出功率： Pd（见课设式 2-1） KwaWdPP 23.485.06.3 取 KP wd 5.5 选择电动机为 Y132M1-6型 （见课设表 19-1） 技术数据：额定功率（ Kw） 4 满载转矩（ minr ） 960 额定转矩（ mN ） 2.0 最大转矩（ mN ） 2.0 Y132M1-6电动机的外型尺寸（ mm）： （见课设表 19-3） A： 216 B： 178 C： 89 D： 38 E： 80 F： 10 G： 33 H：132 K： 12 AB： 280 AC： 270 AD： 210 HD： 315 BB： 238 L：nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 6 -页 235 四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 1、 总传动比： ia（见课设式 2-6） 20489 60 nni ma2、 各级传动比分配： （见课设式 2-7） iiiia 321 5.207.362.220 ia初定 62.21 i07.32 i5.23 i第二部分 V带设计 外传动带选为 普通 V带传动 1、 确定计算功率： Pca 1）、由表 5-9查得工作情况系数 1.1KA 2）、由式 5-23（机设） kKP wAca P 65.55.51.1 2、选择 V带型号 查图 5-12a(机设 )选 A型 V带。 3.确定带轮直径 da1 da2 （ 1）、参考图 5-12a（机设）及表 5-3（机设）选取小带轮直径 mmd a 1121 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 7 -页 Hda 2 1 （电机中心高符合要求） （ 2）、验算带速 由式 5-7（机设） smdnV a 1111 63.5100060 112960100060 （ 3）、从动带轮直径 da2 mmdid aa 24.29311261.212 查表 5-4（机设） 取 mmd a 2802 （ 4）、传动比 i 5.21 1 22 8 012 ddaai （ 5）、从动轮转速 m in 112 3805.2960 Rnn i 4.确定中心距 a 和带长 Ld （ 1）、按式（ 5-23机设）初选中心距 ddadd aaaa 21021 27.0 7874.274 0 a 取 mma 7000 （ 2）、按式 (5-24 机设 )求带的计算基础准长度 L0 mmmmdddd ddddaL19 60)7004)112280()280112(27002(2)()(2222212100查图 .5-7(机设 )取带的基准长度 Ld=2000mm nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 8 -页 (3)、按式 (5-25机设 )计算中心距 :a mmmma LLa d 20.7)2 1 9 6 02 0 0 07 0 0(2 00 (4)、按式（ 5-26 机设）确定中心距 调整范围 mmmma La d 780)200003.0720(03.0m a x mmmma La d 690)2000015.0720(015.0m i n 5.验算小带轮包角 1 由式 (5-11机设 ) 12016660180 121 a dd dd 6.确定 V带根数 Z (1)、由表（ 5-7 机设）查得 dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min时，单根 V带的额定功率分呷为 1.00Kw和 1.18Kw，用线性插值法求 n1=980r/min时的额定功率 P0值。 KwKwP 16.1)800960(800980 00.118.100.1(0 (2)、由表（ 5-10机设）查得 P0=0.11Kw (3)、由表查得（ 5-12机设）查得包角系数 96.0k (4)、由表 (5-13机设 )查得长度系数 KL=1.03 (5)、计算 V带根数 Z，由式（ 5-28机设） 49.403.196.0)11.016.1(56.5)(00KKPPPLcaZ取 Z=5根 7计算单根 V带初拉力 F0，由式（ 5-29）机设。 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 9 -页 NqVZ vKPF aca 160)15.2(500 20 q由表 5-5机设查得 8计算对轴的压力 FQ，由式（ 5-30机设）得 NNZ FF Q 1588)2160s in16052(2s in2 10 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=112mm 采用实心式结构。大带轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。 第三部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高， 材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6， 软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则Z2=Z1i=34 2.62=89 2.设计计算。 （ 1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （ 2） 按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 7-9） nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 10 -页 3 1112uudKHtZZZd aEZHt T1=9.55 106 P/n=9.55 106 5.42/384=134794 N mm 由图（ 7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210 应力循环次数 N由式（ 7-3）计算 N1=60n, at=60 (8 360 10)=6.64 109 N2= N1/u=6.64 109/2.62=2.53 109 由图 7-8查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9查得弯曲 ； YN1=1 YN2=1 由图 7-2查得接触疲劳安全系数： SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选Kt=1.3 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 PZS aNHHm M6381m i nl i m PZS aNHHH M5822m i nl i m2 PYS Y aNFSTlinFF K3281m i n11 PYS Y aNF STlinFF M3002m i n22 将有关值代入式 (7-9)得 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 11 -页 10.6512)(31221 uudtHEUtTKZZZd则 V1=( d1tn1/60 1000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3 (34/100)m/s=0.44m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4查得 K =1.08.取 K =1.05.则 KH=KAKVK K =1.42 ,修正 mmtdd 68.663.1 42.1311 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6取标准模数： m=2mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2 34=68mm d2=mz2=2 89=178mm a=m(z1 z2)/2=123mm b= ddt=1 68=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18查得， YFS1=4.1， YFS2=4.0 取 Y =0.7 由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 . 1323211 53.407.01.4234113678 437.122FadF PMmZK 21212 54.391.40.453.40FaFSFSFF PYY M nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 12 -页 二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1选取，都采用 45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6， 软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1i=34 3.7=104 2.设计计算。 （ 1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （ 2） 按齿面接 触疲劳强度设计，由式（ 7-9） 3 1112uudKHtZZZd aEZHt T1=9.55 106 P/n=9.55 106 5.20/148=335540 N mm 由图（ 7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210 应力循环次数 N由式（ 7-3）计算 N1=60n at=60 148 (8 360 10)=2.55 109 N2= N1/u=2.55 109/3.07=8.33 108 由图 7-8查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9查得弯曲 ； YN1=1 YN2=1 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 13 -页 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数： SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 PZS aNHHm M5801m i nl i m PZS aNHHH M5 8 62m i nl i m2 PYS Y aNFSTlinFF K3281m i n11 PYS Y aNF STlinFF M3002m i n22 将有关值代入式 (7-9)得 mmuudtHEUtTKZZZd 43.7012)(3 1221 则 V1=( d1tn1/60 1000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55 (34/100)m/s=0.19m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4查得 K =1.08.取 K =1.05.则 KH=KAKVK K =1.377 ,修正mmtdd 8.713.1 37.1311 M=d1/Z1=2.11mm 由表 7-6取标准模数： m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5 34=85mm d2=mz2=2.5 104=260mm a=m(z1 z2)/2=172.5mm nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 14 -页 b= ddt=1 85=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18查得， YFS1=4.1， YFS2=4.0 取 Y =0.7 由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 . 1323211 9.1277.01.45.23413 3 5 5 4 037.122FadF PMmZK 21212 8.1241.40.49.127FaFSFSFF PYY M 总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分 轴的设计 高速轴的设计 1.选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢 ,调质处理 . 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径 ,查表 10-2,得 c=106至 117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用 .取 c=110则 : D1min= 1103 npc 27mm38442.53 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 15 -页 D2min= 1103 npc 36mm14820.53 D3min= 1103 npc 52mm4800.53 3.初选轴承 1轴选轴承为 6008 2轴选轴承为 6009 3轴选轴承为 6012 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为 : D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4.结构设计 (现只对高速轴作设计 ,其它两轴设计略 ,结构详见图 )为了拆装方便 ,减速器壳体用剖分式 ,轴的结构形状如图所示 . (1).各轴直径的确定 初估轴径后 ,句可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 .该轴轴段 1 安装轴承 6008,故该段直径为 40mm。 2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 4.5mm，取 3段为 53mm。 5段装轴承，直径和 1段一样为 40mm。 4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取 4段为 42mm。 6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986中 d=36mm的 毛nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 16 -页 毡圈，故取 6段 36mm。 7段装大带轮，取为 32mmdmin 。 （ 2）各轴段长度的确定 轴段 1的长度为轴承 6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上 2mm， l1=32mm。 2段应比齿轮宽略小 2mm，为 l2=73mm。 3 段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去 l3=6mm， 4 段： l4=109mm。 l5 和轴承 6008 同宽取l5=15mm。 l6=55mm， 7段同大带轮同宽，取 l7=90mm。其中 l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=52.5mm，L2=159mm， L3=107.5mm。 （ 3） .轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB1096-1979及键 10*80 GB1096-1979。 （ 4） .轴上倒角与圆角 为保证 6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。 5.轴的 受力分析 （ 1） 画轴的受力简图。 （ 2） 计算支座反力。 Ft=2T1/d1= N3 7 8 468 65.1 2 82 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 17 -页 Fr=Fttg20。 =3784 N13773639.0 FQ=1588N 在水平面上 FR1H= NlllF r 9665.521535.523784323 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= NlllF t 3525.521535.521377323 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （ 3） 画弯矩图 在水平面上， a-a剖面左侧 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N m a-a剖面右侧 MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 N m 在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=352 153=53.856 N m 合成弯矩， a-a剖面左侧 MMM AVAHa 22 mN 7 3 .9 78 5 6.537 1 5.50 22 a-a剖面右侧 mN 82.79856.5388.62 2222 MMM aVaHa 画转矩图 转 矩 2/dT F t 3784（ 68/2） =128.7N m 6.判断危险截面 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 18 -页 显然，如图所示， a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为 T，该截面左侧可能是危险截面； b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑， a-a， b-b截面右侧均有应力集中，且 b-b截面处应力集中更严重，故 a-a截面左侧和 b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。 7.轴的弯扭合成强度校核 由表 10-1查得 M P ab 601 MPab 1000 6.01 0 06001 bba (1)a-a剖面左侧 dW 1.0 3=0.1 443=8.5184m3 5 1 8 4.86.0( 7.12874) 2222 WaTMe =14.57 MPa （ 2） b-b截面左侧 dW 1.0 3=0.1 423=7.41m3 b-b截面处合成弯矩 Mb: 5.525.4215379.825.42Mb32 llMa =174 N m 41.76.0( 7.1 2 81 7 4) 2222 WaTMe =27MPa 8. 轴 的 安 全 系 数 校 核 : 由表 10-1 查得1.0,02,155,300,650 11 M P aM P aM P aB (1)在 a-a截面左侧 WT=0.2d3=0.2 443=17036.8mm3 由附表 10-1 查得 ,63.1,1 KK 由附表 10-4 查得 绝对尺nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 19 -页 寸系数 76.0,81.0 ;轴经磨削加工 , 由附表 10-5 查得质量系数 0.1 .则 弯曲应力 M P aWMb 68.85184.8 97.73 应力幅 M Paba 68.8 平均应力 0m 切应力 M P aTW TT 57.70368.17 7.128 M PaTma 79.3257.72 安全系数 2802.068.881.00.1 13001 maKS22.1879.31.079.376.00.1 63.11551 maKS27.1522.1828 22.1828 2222 SS SSS查表 10-6 得许用安全系数 S =1.3 1.5,显然 SS ,故 a-a剖面安全 . (2)b-b截面右侧 抗弯截面系数 dW 1.0 3=0.1 533=14.887m3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 533=29.775 m3 又 Mb=174 N m,故弯曲应力 M PaWM bb 7.11887.14 174 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 20 -页 M Paba 7.11 0m 切应力 M P aTW TT 32.4775.29 7.128 M PaTma 16.22 由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数1.0,2.0,0.1,76.0,81.0,89.1,6.2 KK 。 则 74.3702.07.1181.00.1 6.23001 maKS74.2716.21.016.276.00.1 89.11551 maKS36.2274.2774.37 74.2774.37 2222 SS SSS显然 SS ,故 b-b截面右侧安全。 （ 3） b-b截面左侧 WT=0.2d3=0.2 423=14.82 m3 b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力 M PaWM bb 48.2341.7174 M P aba 48.23 0m nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 21 -页 切应力 M P aTW TT 68.882.14 7.128 M PaTma 34.42 （ D-d） /r=1 r/d=0.05，由附表 10-2 查得圆角引起的有效应力集中系数 36.1,48.1 KK 。由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 78.0,83.0 。又 1.0,2.0,0.1 。则 16.702.048.2383.00.1 48.13001 maKS38.19349.41.034.478.00.1 36.11551 maKS72.638.1916.7 38.1916.7 2222 SS SSS显然 SS ,故 b-b截面左侧安 全。 第五部分 校 核 高速轴轴承 Nll lF r 9665.52153 5.523 7 8 4 F R 1 H323 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Nll lF t 3525.52153 5.521377F R 1 V323 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 22 -页 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 轴承的型号为 6008， Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2） 计算当量动载荷 FFfP ARPr YX 查表得 fP=1.2径向载荷系数 X和轴向载荷系数 Y为 X=1， Y=0 FFfP ARPr YX =1.2（ 1 352） =422.4 N 3） 验算 6008的寿命 2 8 8 0 02 4 4 8 4 8 63841 6 6 6 74.4221 6 2 0 0 33Lh 验算右边轴承 288 0 0991 7 7384166 6 7 10252.1 16200 33 L h键的校核 键 1 10 8 L=80 GB1096-79 则强度条件为 M P alk dTp 5.33003.008.0 032.0/65.1282/2 查表许用挤压应力 MPap 110 所以键的强度足够 键 2 12 8 L=63 GB1096-79 则强度条件为 M P alk dTp 95.30003.0063.0 044.0/65.1282/2 查表许用挤压应力 MPap 110 nts贵 州 大 学 设 计 用 纸 第 - 23 -页 所以键的强度足够 联 轴器的选择 联 轴器选择为 TL8型弹性 联 轴器 GB4323-84 减速器的润滑 1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度 12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm，低速级齿轮浸入油高度约为 1个齿高（不小于 10mm）， 1/6齿轮。 2滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V 1.5 2m/s所以采用飞溅润滑， 第六部分 主要尺寸及数据 箱体尺寸 : 箱体壁厚 mm10 箱盖壁厚 mm81 箱座凸缘厚度 b=15mm 箱盖凸缘厚