减速器毕业设计方案内附有图纸

PAGEPAGE3摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是:ﻫ①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力;ﻫ②适用的功率和速度范围广;ﻫ③传动效率高，η=0。9２－０．９8;

④工作可靠、使用寿命长；ﻫ⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。ﻫ国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外,材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题,也未解决好。ﻫ当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高,从而推动了机械传动产品的多样化,整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化,使产品更加精致,美观化。ﻫ在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件.CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。ﻫ关键字：减速器；轴承；齿轮;机械传动。ﻫ

目录TOC＼o＂1—３”\h＼z\uHYＰERＬINK\ｌ＂_Toc２64１3666８"摘要ﻩPAＧEＲEF_Toc2６4１３66６８＼hIHYＰＥRLＩＮK\ｌ"_Tｏｃ２6４１3667０"目录 ＰAGEＲＥＦ_Tｏc264１3667０＼hVHＹＰERLINK＼l"_Toｃ２641366７１＂第1章减速箱传动方案的拟定及说明ﻩＰＡＧEＲEF_Tｏｃ２６4１366７1\ｈ1HＹPＥＲＬINK\l＂＿Tｏc２641３6６７2＂１。１、工作机器特征的分析ﻩPAGＥＲＥＦ_Ｔoc２6413667２\ｈ1ＨYＰＥＲLINＫ\l＂_Toc26４136６７3＂１。2、传动方案的拟定及说明ﻩPAGERＥF＿Toc2６41３66７３\ｈ1ＨYPERLＩNK＼l＂_Toｃ26413667４"第2章运动参数计算 PAGERＥF＿Toc2６4１３6６74\h3ＨＹＰERLIＮK＼ｌ”_Tｏｃ２64136675”２.1电机的选择ﻩＰAGEＲＥＦ_Toｃ264１36６７５＼ｈ3ＨYPEＲＬINK\ｌ"_Toc２6４13667６"２。2传动比的分配ﻩPＡGEＲＥF_Toc２64136６7６＼h5HYPERLＩＮK\ｌ”＿Toc２６４136６77”2.3运动参数的计算 ＰAＧＥRＥF_Tｏｃ26413６6７７\h７HYPＥＲLINK＼ｌ”_Ｔoｃ26413６6７8＂第3章各传动零件的设计计算 ＰAGEREF_Ｔoc26４136678＼h9ＨＹPEＲLINK\l＂_Ｔoc２64１36６79”3。1皮带轮的设计计算． PAＧＥＲＥＦ＿Tｏc264１36６７9\h９HYＰＥRLＩＮK\ｌ”_Toc26４1366８0"3。２皮带轮结构设计ﻩPＡＧEＲＥF_Ｔoc２64１36680＼ｈ１５HYＰERＬＩＮK\ｌ＂_Toｃ2６4１3668１＂3.3齿轮的设计ﻩPAGEREＦ＿Toc2641366８1\h18ＨYPEＲＬINK＼l”＿Toc264136６82＂３．4各轴的设计ﻩPAGERＥＦ_Toc26４1366８２＼ｈ3４ＨYPEＲLINK3.5轴承的选择及校核ﻩＰＡＧＥREＦ_Ｔoｃ2６４1３６683\ｈ６２HＹPERLＩＮK3．６键的选择与校核ﻩPAGEＲEF_Ｔoc2６41３6６８４＼h7１HYＰERLＩＮＫ\l”＿Ｔｏc2６４13６68５"第4章减速器的箱体（箱盖)设计ﻩPAGEREＦ＿Toc2６４１36685＼h7７HＹPERＬIＮＫ4．1箱体（箱盖）的分析 PAGEＲEF_Tｏｃ2６4１36686\h7７HYPERLIＮＫ\l"_Ｔoc2641３６６８7”4。２箱体(盖）的材料ﻩＰＡGEREＦ_Toｃ２6４13６６87＼h7７ＨYPＥRLＩNK＼l"＿Toc26413668８”4。3箱体的设计计算（参照【4】＊Ｐ15）ﻩＰAＧEREF_Ｔｏc2６413６688\h77HYPＥRＬＩNK＼l＂＿Tｏｃ２６4１3668９”第５章减速器的润滑ﻩＰAGＥRＥF_Ｔoｃ264136６８9\h81HYPERＬIＮK\ｌ＂_Tｏc２６4136６90"5．1润滑方式的确定ﻩPAＧEREF_Ｔoc2６4１3６6９0＼h81HYPＥRＬINK\l”_Tｏc２64１3６6９1”５．2油池中油量的确定ﻩPAＧERＥF＿Ｔoc２64１3６６９１\h81ＨYPERLＩNＫ\l＂＿Ｔｏc２６41３６６92”５。3轴承润滑ﻩPＡGＥRＥF＿Toc26４1366９2\h8１HYPERLINK\ｌ＂＿Ｔoc２64１3６693＂5．４润滑剂的选择ﻩPＡGEREF＿Toc2６41３６６93\ｈ８2HYＰEＲＬＩNK＼l”_Toc264１3669４”5.5油的密封及防止脂的稀释ﻩPＡＧＥREF_Ｔｏｃ2641３6694\h８２HYPEＲLINK\l"_Ｔｏc26413６69５＂参考文献ﻩPAGEREF_Ｔｏc26４136６9５\ｈ88第１章减速箱传动方案的拟定及说明1．1、工作机器特征的分析由设计任务书可知:该减速箱用于螺旋运输机，工作速度不高（V＝０.８m/ｓ），圆周力不大(P=40０0N）,因而传递的功率也不会太大．由于工作运输机工作平稳，转向不变,使用寿命不长(5年),故减速箱应尽量设计成闭式，箱体内用油液润滑，轴承用脂润滑．要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小，结构简单紧凑，造价低廉,生产周期短，效率高.1。２、传动方案的拟定及说明根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点：（1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且三角皮带允许的中心中距较平带大，传动平稳,结构简单,使用维护方便,价格低廉。故在第一级(高速级)采用三角皮带传动较为合理,这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机,当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑,可以起保护电机的作用。(２）、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理,可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。(3)、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端,这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点:(1)、皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大.(２）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点,故这种传动方案是可行的.第２章运动参数计算２。1电机的选择2．１。１、选择电机型号:按设计任务书要求,螺旋运输机是运送粉粒状物质,工作过程平稳,转向不变，故宜采用防尘的电机。根据【1】＊表12—１介绍,J02型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机.该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳,使用维修方便，而且体积小，重量轻,价格便宜,能防止灰尘侵入电机内部，适用于灰尘多,工作环境不太好的场合，故选用Ｊ0２型电动机为原动机。2.１。２、电动机功率的确定由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转，载荷变化小，在常温下工作,故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。⑴、工作机构所需的功率Nw由【4】＊(2—1）式Nw＝(kw)∴Nw==3.2kwＮｗ＝3.2ｋｗ⑵、电动机及工作机的总效率η：η=η皮.η轴承。η齿.η锥。η联.η滑．η减速器由【1】＊表13—2查得η皮=０。9６（三角皮带传动）η轴承=０.98（滚动轴承)η齿=0。9７（斜齿圆柱齿轮η锥＝0.9２（一对开式)η联=０。99(联轴器）η滑=0．９7（润滑正常)η减速器＝0．９５(双级圆柱齿轮减速器)故η=０。96×0．98×０．９7×0。9９×0.９2×0。９7×0．95=０．71η=０.71⑶、电动机所需的功率Ｎm’由【4】*（2—３)Nｍ'=KＫ：过载系数,按说明书书要求取K=１．2则：Nm＇=１.2×＝5。41KＷ按Nm>Ｎｍ'的原则，由【１】＊表12-2取Nm=5．５KwＮm=5.５Kw一般地最常用、市场上供应最多的是周期转速为1５０0ｒ／ｍiｎ的电动机,故在满足额定功率的情况下优先选用之。电动机选择结果如下：型号额定功率满载转速起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量JO2-42—45。5kｗ1４４０ｒ。p.m1。8２。074kg⑷、电动机的重要数据如下表:由【1】＊表１2－3查得安装尺寸ＡBCD(gc)ＥF（ｊz）GHK2１6１７889３２８0１0２6。８１３21３外形尺寸ｂB1ｂ2HL1Lh1b３27５２1０1403１５505２501８５5⑸、所选电机外形ﻩ图2-1２．２传动比的分配２。２．１分配原则⑴、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。⑵、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。⑶、使二级齿轮减速器中,各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现油池润滑。⑷、使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例.设计内容计算及说明结果2．2．2计算总传动比i由【4】*(2—４)式ｉ=n电：电动机的转速Ｎw：工作机构的转速。∴i＝=2３。55ｉ=２3。５５2。２．3分配各级传动比:２．２。4检验由【４】*表2-1,可知i皮＝2～4考虑到传动大则皮带轮大轮与小轮直径相差较大，小皮带包角小，故取ｉ皮=２由【４】*(２－6)式if=１．3isｉf—-－－减速器高速级传动比is—-－-减速器低速级传动比∵i=i皮×ｉf×iｓ×i锥=i皮×1.3×is2×i锥∴iｓ=≈3则ｉf=３.９i实＝2×３．9×3×１=２３.4ｉ=23。５５i==≈０.0064≈0．6４%并且,所求Iｓ、If均在斜齿圆柱齿轮许可的范围i＝３～5之内。i皮=2ｉs=3ｉf=３．9合理2。３运动参数的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应.因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。ＮⅠ,NⅡ，NⅢ_＿分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率（Ｋｗ）ｎⅠ，nⅡ,nⅢ—分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速（ｒ/ｍin)TⅠ，ＴⅡ，TⅢ—分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的扭矩（Nｍ）根据【４】＊（2—１１)式ﻩNⅠ=Nmη皮=５.5×0。96=5．2８ＫwNⅡ＝ＮⅠ×η滚×η齿＝5.５×0.９6×０.98×0.97=5。02ｋwＮⅢ=ＮⅡ×η滚×η齿=5．０2×0．9８×0．97=４。77Kw由【4】＊(2-1０）式nⅠ＝==７20r/ｍinｎⅡ＝＝=184。6≈18５r/mｉnｎⅢ==１４４０/23．4=６２r/ｍiｎ由【４】＊（2－12）式TⅠ=9５５0×NⅠ/nⅠ＝95５０×5．２8/72０≈7０Ｎ．ｍTⅡ=9550×NⅡ/nⅡ=９550×５．0２/18５≈260Ｎ。mTⅢ=9550×ＮⅢ/nⅢ＝9550×4.７7/62≈７35N.ｍ轴号转速（r/miｎ)功率(KW）扭矩(N。m)Ⅰ７205.２87０Ⅱ１８５5.０2260Ⅲ６24．７7７3５第3章各传动零件的设计计算３。1皮带轮的设计计算。根据【3】*§１2-３P356~P３6０所列计算步骤及参考P３6０例题作如下设计：设计内容计算与说明结果３。1.1确定计算功率Nca．Ｎca＝Kw。NｍKｗ——工作情况系数由【3】＊表１２-4得Kｗ=1.1Nca＝KｗNｍ=1．１×5.5=6．05KwNca＝６。０5kw３。１．2选择皮带型号根据Nca及主动轮转速,由【3】＊图１2－9查得:皮带轮型号为A型Ａ型3.1．3确定带轮的计算直径D１和D２=1\＊GB3①确定主动轮的直径D１=2\*ＧＢ3②验算V=３\*GB3③确定大带轮的直径Ｄ2④确定中心距ａ和皮带长度L⑤验算主动轮上的包角a１⑥验算µ(绕转次数）⑦确定皮带的根数Ｚ⑧计算皮带轮的拉力S0⑨计算皮带传动作用在轴上的压力Q根据D１≧Ｄｍin的原则，由【３】＊表1２－５查得：D1=100mmＶ＝==７.54m/s根据【3】*§12－3推荐V=１０～20m/ｓ。V过少,Ｄ1就小，将使所需的有效圆周力P过大，所需皮带根过多，故将D1取为D1＝1４0mm这时V==1０。5５ｍ/s适合书推荐要求，且：V≤Vmax=2５ｍ/sD２=i皮×Ｄ1＝２×14０=280mma0=ＫaD2a０——理论中心距Ka——中心距计算系数由【3】﹡表达1２—6查得Ka=1.0８∴a0＝1．０８×2８0=3２0.4ｍｍ由【3】﹡（1２-２０）式Ｌ０≈2a０＋(D2+D1）＋=3×30２。４+(２80+140)+=１28０。4mｍ由【3】﹡表1２-2查得,对应的标准长度L和公称长度LｉL=１27５ｍm，Li＝12５０mｍa≈a0＋＝302．4+≈3０0ｍｍamin＝a－0.015L=300-0。015×１275＝２8０。８7５mm≈２81mmａmax=a+０.0３L=３00＋0．03×12７5=338.3ｍmａ１=180－×16０°=180—×160＝１52°＞12０°由【３】＊公式（１2－23）得μ=＝＝８。27Ｓ-1〈μｍaxμmａx=20S—１由【３】*（12—２4)式Z=Kα：考虑包角不同时的影响系数由【３】＊表1２—7，并用插入法求得Ｋα=0。95－×（0。95-0．９2)=0。９26ＫL：考虑皮带长度不同时的影响系数,即长度系数由【３】＊表12-８，KＬ=0。９3又：Ne=β（NO+△NO)β:考虑皮带材质情况的材质系数，因为一般用途的传动机构中，多用棉线绳结构的皮带，取β=０．75Ｎｏ：单根皮带的许用功率。查【3】＊表1２-３,并用插入法∵V＝10。５５S-１在１0与11之间，∴Nｏ=2．15＋＝2.０8kw△N0：计入传动比的影响时，单根皮带所传递的功率增量.△Ｎ0＝Kｂn1(1—1/kｉ）ｋwｋｂ:考虑不同型号皮带的挠性不同对弯曲时的影响系数，即弯曲时的影响系数。由［3］＊表12-9·查得：Ｋｂ＝１·03×1０－3n1—主动轮转速1440r/minｋi—

传动比影响系数由[3]*表１2－１0ki=1．１２∴△Ｎe＝kb·ｎ1(1-1／ｋｉ）=1.０３×１0-３×１440（１-1/1．1２）＝０.1５89kw故Nｅ=β（Ｎ0+△N０)=0.7５（２.０８２５+0.1５8９）=1。６8kｗ∴Z＝＝≈4（根)由[3］＊（12－25）S0=１5。６Ｇ由[3］＊表１２—11取G＝10N∴Ｓ０=１56NQ＝2ＺSＯsinα1/2=2×4×1５６×sin7６o=１２１1NV=7．54ｍ/sD1=１４0mm合格D２=２80mmａ０=3２０。4mmＬ０=128０．4mｍL=1２７5ｍmLｉ=12５０mma＝300mma1=1５２°合格Ｎe=１.68ｋwZ＝4根S０=1５6ＮＱ=１211N3．２皮带轮结构设计3.２。1对三角皮带带轮设计的要求⑴、重量轻；⑵、结构工艺性好，无过大铸造内应力，便于制造；⑶、质量分布均匀；⑷、轮槽工作面要精细加工▽５～▽6,以减少皮带的磨损；⑸、应保证一定的几何尺寸精度，以使载荷分布均匀;⑹、要有足够的强度和刚度;⑺、尽可能的从经济角度加以考虑.３．２.２皮带轮的材料根据V=10．5５m/ｓ≦3０m/s，考虑到加工方便及经济性的原则，采用HT1５—３０的铸铁带轮。3.2。３结构尺寸的设计⑴、轮槽的设计对与A型皮带由【３】＊表1２-12查得有关参数MfTｓb△δBφ=34˚12．５3。51６10１１668ｂ΄=１7B=（Ｚ—1）ｔ+２ｓ=(4－1)×１6+2×10＝６８mｍ图３—１⑵、小带轮的设计∵Ｄ１＝１40ｍm〉3d,ｄ为电机轴的直径＝32ｍm，3ｄ=9６ｍm，且D1＜３0０ｍm，故采用腹板式。考虑到D1与３d较接近,为方便制造,腹板上不开孔。a)、有关结构尺寸确定:由【3】*表达式12—13得：d1=1．8ｄ=１。８×３２＝5８mmD1=Ｄ－2δ—2（m－ｆ）=１４0—２×6-２(12.5－3.5）=11０mｍDw=D＋2f＝1４0+2×3．5＝１４７mmL=2d＝2×3２＝６４mｍb)、结构图如下：图3－2⑶、大带轮的设计∵D2=２８0mｍ〈３0０mｍ，故采用腹板式.又:D1－ｄ１=2５0－５8＝１92〉１０0，故在腹板上开4孔，a)、有关结构尺寸如下：d＝３２mm;第I轴直径d1＝1．8×32=５８mｍD0=0．５（D1＋d1）=0。5(25０＋58）＝15４ｍmＤ1＝28０-２×6—2×（12.5－3．5）=25０mmd０=0．２5（280－３0-５8）=48mｍL＝2d＝３2×2＝64mｍＤｗ=D＋２f=2８０+7=２87mmｂ）、结构图如下：图3－3３。3齿轮的设计3。3．1齿轮传动设计总体原则及分析：根据如下（设计说明书所给的传动方案)图３-4Ⅱ轴上作用着一对齿轮，为了减小Ⅱ轴所受的轴向力,应使Ⅱ轴轴向力方向相反,由于Ⅲ轴的Z4齿轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反，故Z4应为右旋；同理,Ｚ3应为左旋,Z2应为左旋，Z1为右旋。高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮Z１、Z2的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪声、振动，使运转平稳。3。3.2高速级齿轮设计计算已知:nⅠ＝72０ｒ／mｉn，if=3．9，ＮⅠ＝５。28Kw，Lｈ=５×300×２×８=2400０h⑴、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①按设计任务书给定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。②运输机为一般工作状态的机器,转速不高,故齿轮选择8级精度。③工作机运转过程中受力不大,故选４5＃钢,便于制造，且价格较便宜,经一定的热处理后,综合性能均能满足要求。小齿轮4５＃钢调质，HB1=2７０（由【3】＊表8-16查得）大齿轮45＃钢常化，HB2＝20０（由【３】＊表8－１6查得)大小齿轮齿面的硬度差为270－２00=70，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应,提高了大齿轮齿面的疲劳极限,从而延长了齿轮的使用寿命。④齿数：取小齿轮齿数Z1=２3；则大齿轮齿数Z2=3．９×23=89．7≈90。齿面硬度HＢ＜3５0的闭式齿轮传动中，据【３】＊Ｐ１83的设计准则,通常齿轮都是首先出现点蚀破坏，所以应按接触疲劳强度设计,按弯曲疲劳强度校核，最后作齿轮的结构设计。⑵、螺旋角的确定：据【3】*P２38推荐β＝7°~１5°，取β=13°５′，小齿轮Z1右旋，大齿轮Z2左旋。⑶、按齿面接触疲劳强度设计由【３】＊表8—１7中公式ｄ1t=确定公式内的各计算数据ａ）、试选Kt＝1。3；b）、T1=70Nｍ＝７×１０4Nmｍ;ｃ)、由【3】＊表8-１5选取Фd=１；d)、由[б]H=ＫNH［б]Ｈ０,【3】*式(８—41b）计算许用应力。由【３】*图8－６８查得［б]H01＝550Ｎ/ｍm2。[б]H02=４50N／mm２。由【３】*（8-4２)式：Ｎ=６０njLh,其中ｎ1＝７20r/min，ｊ＝1，Ｌh=24000h，n2＝185r／ｍin。∴Ｎ1＝6０×７20×1×２4０0=1。０4×1０９次，N2=60×18５×1×2４000=0.２7×109次。由图８—6９查得KNH1=1，KNＨ2=１。1∴[б]Ｈ１＝５50N/mm２,[б]H２＝1.１×450=4９5N/mm2，＝=52２。５n/ｍm2。e)、计算Ｚ=ZHZUZεＺE由【3】＊图8-６5查得:轮齿区域系数ＺH=2.４４由【3】＊P24９经验决定，计入重叠系数影响的系数.Ｚε在０．７８~0.8５之间,取Zε=0.8由【３】＊图8－64查得：齿数比系数ZＵ＝1．14由【３】＊表８－14查得：弹性影响系数ＺＥ=189．8∴Ｚ=2。44×１。4４×１89。8×０.8=422.4设计计算a)、试算d1tｄ1t≥＝≈４９．2ｍmｂ）、计算圆周速度V＝＝＝1.８5ｍ/sc)、求载荷系数K：Ｋ=ＫV·ＫW·Kβ根据＝＝0。５7m/s由【3】＊图（８—５6a）查得ＫV＝1．０３，由【３】＊表8－12查得ＫW=１；由表8－13查得Kβ=1.１５∴Ｋ=1。03×１×１。15=１。1845d)、试选的Kｔ值与实际的Ｋ值相差较大，应校正所得分度圆直径.由式(８－43)得ｄ1′=ｄ1t=49．2≈47。７mme)、计算模数ｍｎ===２ｍｍｍｎ与标准值相符。由前有关计算知:Z1＝23，ｍｎ＝2ｍmZ2=9０，ｄ1′=47．7mｍｆ）、按标准模数计算分度圆直径：d1===４7．22mmd2===１84。7８ｍmg)、计算中心距ａ=＝=116mmb=Φｄd１＝１×47。22=４7.２２圆整该数值，并取b＝5０mｍ∴b=B２=5０mｍB1=55mｍ⑷、校核齿根弯曲疲劳强度：由【3】*表8-1７查得校核公式为бb=YYsａYL≤[б]ｂFt===29６５NZＶ１＝=＝24.88齿ZＶ２==＝97,4齿由【3】＊图8—６1查得齿形系数Y１=2.62，Y2＝2.１7由【３】＊图8-６2查得：应力校正系数Ysａ１=１.65Ysa２=１.87由表8－1７查得接触线系数ＹL=0。55由【3】＊（８—4１）a式，［б］ｂ＝ＫＮｂ［б]b０由图8—６７查得弯曲寿命系数KNｂＫNb1=KNb2=1由【３】*图（8－66)查得[б]ｂ1=４２0N/ｍm2，［б]b2=3８0N/ｍm2校核计算由【3】＊式（８-89)бb=ＹYsaYL≤［б]ｂ∴бb1=×2.62×１.65×0.5５=８3.５N/mｍ2〈[б]ｂ１＝420N/mｍ2бb2=бb1×=83．5×=78．4N/ｍm２<［б］b2=380N／ｍｍ2故所设计齿轮合格.⑸、结构设计Ａ、小齿轮结构设计由【3】*§8—27推荐，当齿根圆到键槽顶部e＜2mt时,宜将齿轮做成齿轮轴，∵mｔ＝=≈2．05mm∴ｅ〈２×２.05３=4。1由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=47，而小齿轮的齿根圆dfdf=d1－2ｈf=d１－2haｔmt-2ｃ*ｍｔ=d1—2（ｈ*aｎ＋ｃ＊ｎ）mn＝4７．22－２×(1+0．25)×2=42.２2mｍ。显然e〈2mt故需做成齿轮轴。其结构见Ⅰ轴的结构图。B、对于大齿轮:由【３】*§8-27推荐：当ｄａ≤５00ｍm时，采用腹板式结构。有关参数：da＝d2＋2h＊ａｍn=184.7８+2×2=１８8。７8mmＤ4＝dⅡ=47mｍ,dⅡ为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。Ｄ３=1．6Ｄ4=７5.２mｍ≈76ｍmﻩＤ0=da—１0mn=１８８.7８-10×２＝168。７８mｍ≈１7０mm.为满足强度，取D０＝16０mｍ。D2=0.35（D0－D3)=０．３５（160—７6）≈32mm。D１＝==1１8mmＣ=0.25（B2)=0。25×50=12.５mｍ,取C=１2mmn=0．5ｍｍ=0。5×１.５＝０。75mm≈1ｍmｒ=５ｍｍ。高速级大齿轮结构图如下：图3－53．3。3低速级齿轮传动已知：ｎⅡ=185r/mｉn,nⅢ＝62r／mｉn，is=3，NⅡ＝5。02ｋw,Lh＝2４0００ｈ，1）、选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角ａ、根据任务书及齿轮设计总体原则，小齿轮Z3左旋，大齿轮Z４右旋。b、齿轮精度与高速级齿轮相同，为８级精度。ｃ、材料仍为45＃钢，由【３】＊表8－１6小齿轮调质HB３=2７0大齿轮常化ＨＢ4=200ｄ、齿数:Z3=３７齿，Ｚ4＝37×3=１1１齿ｅ、螺旋角取β=11°36′．２)、按齿面接触疲劳强度设计∵ＨB＜３５0，是软齿面接触，其破坏形式主要为点蚀,故按接触强度设计,按弯曲强度校核。由【３】＊表8-17查知：d３t≥其中;Kｔ=1。３,Ｔ2＝２６０Nm,Фd＝1由【３】＊图８－6８［б]H０3=5５0Ｎ/mm2［б]H04=4５0N/mｍ2(注：低速级齿轮传动设计的原理、含义与高速级相同）设计内容计算与说明结果设计计算:ａ）、计算d3ｔb)、计算圆周速度c）、求kd）、校正分度圆e）、计算模数ｆ)、分度元直径g）、计算中心距ｈ）、计算齿轮的工作宽度3)、校核齿轮弯曲疲劳强度ａ)、计算圆周力b）、确定公式中的各系数ｃ）、计算d）、校核计算由【3】＊式８—4２可得：N=６0njlh∴N3＝60×185×2４000＝2．7×１０8次N4=60×６2×24000＝8.9×１０7次由【3】*图8-69查得KＮH3＝1．0７，KNＨ4=1.１４［б]Ｈ3＝KＮH3×[б]H０3＝1．０７×550=5８８。5N／mm2[б］Ｈ4=ＫＮH4×[б］Ｈ0４＝1.１４×450=5１3N/ｍm２由【3】*P２5０推荐［б]H=＝=551Ｎ／ｍｍ2由【3】＊图８-６５查得：ＺH=２．4４ZE＝18９。8（由【３】*8－１４）Zε=0．８(由【3】*Ｐ249）Zμ＝１．１5(由【３】＊图８—６４）∴Z＝2.４4×1．１5×18９。８×０．8=426。1d3t≥=≈73。８mｍV＝==０．1７m/s根据:＝=０．26３m/s查［3]*表８—１2．得kw＝1查［3］＊表8-１3。得Kβ=1。1５∴K=１。02×1×1。15＝1．１７３=７1．29mmMｎ＝=≈2mmd３===75．5mｍｄ４===2２6.５mmａ==＝151mｍb＝Φdd3=1×７5．5=7５。5mｍ取ｂ=B４=７5ｍmB3=80mｍ据【3】＊表8-1７查得校核公式为由【3】＊图8—6１查得:由【３】＊图８—62查得:由【3】图8－１7查得：由查【３】图8-６7，得由图8-6７查得:故得：由式得：=＝［б］H=551N／ｍm２Ｚ=42６。1d3ｔ＝73。8mｍV＝0。17m／ｓｄ3/=71.2９ｍmMn=2mmd3＝7５．5mｍｄ４=２26.5ｍｍa＝１51ｍmｂ＝75mmＢ3＝80mm合格4)结构设计A、大齿轮Ｚ４ａ、有关尺寸b、结构图Ｂ．小齿Z3根据[３]*§8—2７推荐(p２５7)当n＝０。5×2＝1mｍr=5mm（见36页图—)由［3］*§８-27推荐（ｐ257)当时,可做成实心结构，故将齿轮3做成实心结构,结构图见36页（图二)图３－６图３－73.4各轴的设计3.4．1各轴设计的总体思想（1)、因减速器传递的功率不大，工作平稳,且无特殊要求，故各轴的材料均采用45＃钢，并进行调质处理,以便获得好的综合机械性能。（2)、在保证强度足够的情况下，应尽量使体积小，同时还应注意机器各部分的协调性.（3)、各轴的轴向定位长度参照［3］＊P616例题及各轴的位置关系和安装要求，同时参考［4]*表３－2，[1］*中有关标准件的尺寸而确定，其长度大小见各轴结构图。(４)、常用的联轴器中,刚性凸缘联轴器的成本低，传递扭矩大，但不能消除冲击，不能消除由于两轴倾斜或不同心而引起的不良后果,而设明书中要求工作平稳,故不宜选用。弹性圈柱销联轴器，寿命较低，且加工要求高。尼龙柱销联轴器用于起动频繁的高低速起动,制造和维修容易,结构简单，寿命长,能缓冲和减震，且可代替弹性柱销联轴器,故本减速器选用尼龙柱销联轴器。由【1】＊表１0—1查知：Q/ＺB１2３-73由【１】＊表10—７查得：NSSQ/EB123—７3(5)、各轴的周向定位均采用普通平键，联轴器处采用双键,单键强度不够(见后面键的校核）.(6）、各轴上轴承均采用向心推力球轴承，因为向心推力球轴承价格便宜，既能承受轴向力，又能承受径向力，且相对圆锥滚子轴承来说尺寸小，故Ⅰ轴选用：０基本游隙组，标准精度级，一对３6２０8,d×D×Ｂ=40×80×18;Ⅱ轴选用３63０８,ｄ×D×B=40×90×２3.Ⅲ轴选用3６211,d×Ｄ×B=５5×1００×２１。各轴承的校核见后轴承校核部分.（7）、由于低速级齿轮的圆周速度V=0.７ｍ/s<2m/s，根据【4】＊P20可知，溅油功用不大，润滑不理想，故应用油脂润滑。由于高速级齿轮转速较高，为了避免沿沿啮合的轮齿挤出的热油流入轴承,第Ⅰ轴（装有小齿轮)的轴承采用了挡油板，第Ⅱ、Ⅲ轴都有一大齿轮浸入油中，为了防止油脂的稀释,采用了油环,由于甩油环不是标准件为生产方便，把甩油环和套筒连成一体成为一个零件,此外各圆角半径均由【１】＊表3－9,及【3】＊P616例题知。(８）、各轴设计时的有关参数如下:级别齿数mnβαnh*ａ分度圆直径高速级Ｚ1＝2３Ｚ2＝90213°5′２0°1ｄ1=４７。22d2＝1８4．7８低速级Ｚ３＝37Z４=１16２11°３０′2０°1d３=7５．5ｄ4＝2２6。5P１=P2＝＝=2964NP3=P4=P1＝2964＝1１０8ＮPa１=Pa２=P1tｇβ=２964×tg1３°５′=６89NＰr3=Pｒ4=2６29Ｎ，Pａ３=Pａ４=1４52N。３.4．２Ⅰ轴的设计（1)、选材（２）、初步确定轴的最小直径（3）、轴的结构设计和分析参照【3】*P6１６例题，根据总体原则选用45#钢。由【3】*查表２１—1得：［б］B=６５０N/ｍm2,б—1＝300N/mm2,-１=155N/ｍｍ2。由【3】＊式21—2ｄmin≥Ａ0（cm)查【3】*表2１—2，得A０=1１,故dmin≥1１=2１。4mｍ显然，输入轴的最小直径是安装大皮带轮处的轴径，为了使所选直径与皮带轮相适应,即协调性,考虑到电机轴径为32mm,故选取ｄⅠ—Ⅱ=3２ｍm。（安装大皮带轮处）。参照P33页结构图,由于dⅠ－Ⅱ=３２ｍｍ，轴承处可取３５mm的内径，但考虑到大带轮较大，为使定位可靠，且不增加套筒，使轴承取Φ40的内径，这样不会使轴径过大，又少一套筒,结构较合理，定位也可靠。［б］Ｂ=650Ｎ/mm２,б－１=300N/mm2，－1=155N/mｍ2.dmｉn=21．4mm（４）.皮带轮上力的分解由于电机轴与Ⅰ轴的安装高度不在同一轴线上,故应进行力的分解:图3—8其中H是电机轴距地面轴的高度H=1３2ｍｍ，３2是大齿轮Ｚ4距箱体底内的高度。tｇθ=7为箱体底厚度.ａ=3０0ｍｍ,为两带轮的中心距。∴tgθ=≈0。0775∴θ＝4°２6′故Qr=Qcoｓ４°２６′=0。99７１×1２11=1２0７ＮQ′=Ｑsin4°26′=9４N（5)、求轴上的支反力及弯距各弯距和支反力：图３－９Ｍａ===３2５３５Nmm①、垂直力:ＲBＶ=＝＝１２93NRＤV=ＲＢV＋Pr1—Ｑr=1293+1１08—1２07=1１９6N②、弯距:Mｃv＝RＤVl3=11９6×56.５=6757４Nmm③、Ma＝３２５35Nmｍ，RＢＶ=12９3N,ＲDＶ＝1１96ＮＭCＶ＝6757４NｍmＭ'ＣV＝Qr(ｌ1+l2）—Ma—RＢVl2＝１2０7(９４+１４9)—３２５３5—129３×149＝６７6４０NmmＭＢＶ=Qrｌ1＝１２０７×９4=１13２70Nｍm。④、RＢH＝==678NＲＤＨ=Q′+RＢH-Ｐａ=94＋６78-２９６4=-２２00NMＢH=Q′l1=８8３6NmmMCH＝RＤHｌ3＝2200×5６．5=１２4５2６Ｎｍm⑤、==1138３0Nmm=＝１4１７10Nｍm⑥、按照材料力学中第三强度理论:MＣA=：考虑扭矩和弯矩作用性质差异的系数。由【3】＊P609,＝0．59∴MCＣ==１4７６06NｍｍＭＣB＝=12１0９０Nmm.（6).初步校核（7）。判断危险剖面（8）．疲劳强度的校核a、作用于Ⅳ剖面上的弯矩ＭⅣb、Ⅳ上的扭矩ｃ、作用于Ⅳ剖面上的弯曲应力和剪应力对Ｃ面校核，因为C面弯矩最大由由【3】＊表21－3查得由求得的弯矩值可知Ｃ剖面的弯矩最大,但Ｃ剖面是齿轮处,齿虽然挖进了齿内,但此轴是很宽裕选择轴径的，C处已满足强度要求故不再校核.Ⅱ剖面处,虽然有较大的突变,但因轴径宽裕，且只受有不大的弯矩作用，故不需校核。对于Ⅳ剖面，轴的突变较大,且同时受有扭矩和弯矩作用，应力集中也较大，故应对Ⅳ剖面作安全系数的验查，即疲劳强度的校核。抗弯剖面模数：抗扭剖面模数：由【3】＊表5-4查得应力集中系数由【３】＊图５—8可得轴的材料的敏感系数:由【3】＊式（５－20),有效应力集中系数由【３】＊图５—9得尺寸系数由【３】＊图5-１０得尺寸系数按精车加工，由【3】＊图5－11得：表面质量系数βб＝βτ＝０.92.轴表面未经强化处理,强化系数βq=1由【3】*式（5-２5）得Kб＝(）=（=2．30４Kτ＝(）=（）×＝１.7723合格MⅣ＝1４１5２3Ｎｍmβq=1Ｋб＝2.304由【３】＊§５－２得系数Φб＝０．1～0。２,取Φб=0。1Φτ=0.05～０.1,取Φτ＝0。05由【3】*（2１－６）~（2１—8）得：nб==＝5.８9nτ=＝=31．０9nca===5.7９据此，Ⅰ轴设计合格.（注：Pａ也会引起压缩应力，бm本应计入,考虑到Pａ很小,很小,故予以忽略，其它轴同理。）nб=５.89ｎτ=31.9nｃa=5．７93。4。３Ⅱ轴的设计设计内容计算与说明结果⑴选材⑵初步确定轴的最小直径⑶轴的结构设计和分析⑷轴的结构图选用45＃钢，由【3】*查表2１—1得бB=６50N/ｍm2，б－１=3０0N／mm２，－1=155N/mm2由【３】*（21—2)式dmｉｎ≥１1×＝３３.04mm.显而易见,直径最小处是安装轴承处，考虑到第二轴是中间轴，受力大,为符合轴承系列,故把直径稍定大一些，取dⅠ－Ⅱ=dⅤ－Ⅳ=40ｍm。为使齿轮定位可靠,两齿轮都用一台阶定位，因Ｚ2尺寸较大,需把轴径定的大些,但考虑到Ｚ3直径不大，故选dⅢ—Ⅳ＝5７。结构图如下：бB=650Ｎ／ｍm2，б－1＝300Ｎ/mm2,-1=１55N／mm2dⅠ—Ⅱ=４0ｍｍ图3—10设计内容计算与说明结果⑸各段支承反力和弯矩:①垂直面：支反力弯矩Mａ3===5３361ＮmｍMa2==＝63６57NmｍRAV==2６02NRＤV=Rａv+Pr2—Pr3=２602＋１１０8—２６29＝108１NMBV=RＡＶl１=26０2×7１。5=186043ＮmmMa3＝5３３61NmmＭａ2＝=63６5７ＮmmRＡV=2６０2NRＤV=1081NMＢV=186043Nmm设计内容计算与说明结果②水平面:支反力:弯矩：合成弯矩：当量弯矩⑹初步校核⑺判断危险截面ａ、剖面Ｂ抗弯剖面模数与抗扭剖面模数求K。按紧配合校核安全系数ＭＣＶ=ＲAVl1-Ma3=553361NmｍＲAＨ==５５03NRＤH=Ｐ2+P３—RAＨ=4５37NMBH=RAHl1=39３４65NmmＭCＨ＝2６７６83NｍｍＭB==435２31Nmm＝４15234NｍｍＭC==2672８３Nmm＝＝275176NmｍMcａ＝:性质差异系数.由【3】＊Ｐ6０9取＝0.59McaB==4155１４NmmMcａc＝＝＝２６７722Nmm由【3】*（2１—１)对于剖面BW=＝＝＝11。５cm3查［3］＊表21—3得＝＝361３.2N／cm2〈［]由弯矩图可知；Ｂ截面弯矩最大，且又承受扭矩作用，是一危险截面，C截面的弯矩也很大，且也承受扭矩作用，但该处直径与B截面直径相等，故只需校核B截面的疲劳强度。W＝１1。5cm2（前面已求得）．WＴ=—＝—=19。06cm２б=＝=3785Ｎ/ｃm2=＝=1364N／cm２由[3］*表5-6查得，并用插入法：Kб＝1.6，Kτ=１.５5由［3］＊图５—9得尺标数εб=０.72由［3］＊图5-１0得尺标数ετ=0。84轴按精车加工,则由［３]*图５-１１得表面质量系数为:βб=βτ=0。9轴未经强化处理,βq=１按［3]＊(5—25）式得:综合系数值：Ｋб=+-1＝+－１=2。33Kτ＝+—1=＋-1=1。9６因B剖面有连接，为紧配合，则根据［３]*附表21－2可得综合Kб＝Kτ=＝3。51由［3]＊§５－2得系数Фб=0.1～0．2取Фб=０。1Фτ＝０。０５～０。1取Фτ=0．05nб=＝=2．２6=＝6.4Nｃa＝=＝2．14Nca〉［n]＝1。8MＣV＝5５3361NmｍRAＨ=５5０3ＮRDＨ=45３7NMB=435２31Ｎｍm=４15２3４NｍmMＣ＝26７2８3Nmm＝27５176NｍmＭcaB=41５5１4NmｍMｃac=2６7722ＮmｍW＝11.５cm3合格W=11．5ｃm２WＴ＝19.06ｃm２б=３78５Ｎ/cｍ2=1３64N/cm2Kб=２。３3Kτ=1.９6nб=2.２6＝6．4Nｃa＝2。14安全３。4。４Ⅲ轴的设计设计内容计算与说明结果⑴求作用在轴上的力⑵选择材料⑶初步确定轴的最小直径⑷选联轴器⑸轴的结构设计及说明已知：NⅢ＝4．77Ｋw，nⅢ=62ｒ/miｎ，Pr３＝Pr4=262９N，Pa４=Pa3=1４52N.据设计总体原则知，选用４５＃钢，由【３】*表（2１-1）得:бB=650Ｎ/mm2б－1=3０0N/mm２=155N／mｍ2由【3】*表（２1-2）查得A0＝1１，按【3】＊（２1－2)式：ｄｍiｎ≥A0即dmiｎ≥11＝4.7ｃm≈47ｍｍ由传动简图可知，该轴的最小直径处应是安装联轴器处，此处只受扭矩作用,为了使所选轴的直径与联轴器的孔径（为标准件）相配合,因单键强度不够，（见后键的校核）故它与轴的配合是采用双键，故最小直径应按计算所得增加7%，０.07×４7≈３.3ｍm故取最小直径=5０ｍm根据轴设计的总体思想4，由【1】＊表(１0－8)查得Q/ZＢ１27－7３第Ⅲ轴上只装有一个大齿轮，且离半联轴器较远，故把齿轮的定位台阶设计在轴的右边,齿轮从左装入，这样安装方便、合理。轴上零件的周向定位采用平键,见键的选择与校核部分,轴承的选择和校核见轴承的选用与校核部分，第三轴结构图如下:бB＝６50Ｎ／mm2б-1＝30０N／mm2＝155N／mｍ２dmiｎ=47ｍm=50mｍ图3-11设计内容计算与说明结果⑹求轴上作用力和弯矩Mａ==＝１６0０８3ＮmｍRAＨ＝＝=４６8３NRCH=P－RAＨ=７075－4683=23９2NMBH=RAHｌ1=4683×７０。5=3３0151NRＡV4＝==9７２NRCＶ4=Pr4－RAV４=2629-９７2=16５7Ｎ=RＡV4l１=９72×7０．５＝６８526Nmm＝ＲCV4l2=1657×1380＝2２８666Nmｍ=３3718８Nmｍ=40１606Nmｍ按照材料力学中第三强度理论＝0.５９(校正系数）==5９104９Nｍm=３3718８ＮｍmＭａ=１６０083NmｍＲＡＨ＝4６83NRCH＝23９２NＭBH＝3301５1NRAV4＝９72NRCＶ４=16５7N=6８５２6Ｎmｍ＝22８6６6NmｍM／Ｂ=３371８8Nｍm=401６０6Ｎmm=5910４９Nmm＝33718８Nmｍ设计内容计算与说明结果⑺初步校核⑻判断危险剖面⑼校核疲劳强度①对D剖面②、对剖面B的校核对剖面Ｂ（受弯矩最大),由【3】*附表(1２—1)得：W=＝＝1８.７44cm3∴即=∴=3735．6３N/ｃｍ2由【３】＊2１－３对于бB＝60000N/cm2的碳钢,[б］Ⅲ=９500N/cm2（对称循环变应力）<[б］Ⅲ对于剖面Ｄ,由于开有双键槽,强度减弱，应力集中较大，故是一危险剖面。B剖面弯矩最大,同时开有键槽，受有扭矩，故也是一危险剖面，应进行疲劳强度的校核。因Ｄ剖面只受扭矩,由【3】＊附表21－2查得抗扭剖面模数=＝2１．2６cm３=ＴⅢ/WＴ==34５６Ｎ／ｃm2由【３】*图5－10得：尺寸系数=08５由【3】＊图5－１1得钢材的表面质量系数＝0。9，轴未经表面常化处理按【3】*式（5-25)=（）=（）=1.87由【3】＊附表２1—２查得=2．56（用插入法求得）由【3】＊§5-2得0.05∴根据【3】＊（21-６)~(２１-8)式nca＝===3。32ｎca＝3。3２>［n］＝1.8抗弯剖面模量W＝１８．744ｃｍ3===3９.9cm3=＝2143Ｎ/ｃm2＝=1８42Ｎ/ｃｍ２由【3】＊表５—６查得=１．６=1.5５由【３】*图5-9得：=0.６8由【３】*图5-11得：＝０。83由【3】＊图５-11得：＝=0。88轴表面未经强化处理＝1由【3】*（5－25)式（）＝=2。４8９３=(）＝(）=2.0０4由【3】*附表21－2可得:＝＝＝3.51由【３】*§５－2得系数～0.2取=0.1~0．1取＝0。0５根据【3】＊式（２１－6)～（21-８）==＝3.99=＝＝４．7３ｎｃａ=＝=3。05〉[n］=1.８到此为止，整个轴的校核均安全合理，故轴的设计计算符合要求，Ⅰ.Ⅱ。Ⅲ轴全部合格。=3735。６３N/ｃｍ2安全=２１。26ｃｍ3=34５6N/cm２＝１．8７nca=3.32安全=21４3Ｎ／cm2=1842Ｎ／ｃm2ｎ=3。99n=４.73ｎ＝3．０５安全!３.５轴承的选择及校核3.5．1几点说明⑴由轴的设计总体思想可知,本设计中均采用向心推力球轴承３６000字型号；⑵根据校对结果,第一轴与第三轴选用轻窄系列,第二轴由于所受力很大，初步校核中发现轻窄系列已不满足要求，故选用中窄系列,各轴承选用中力求经济、合理；⑶由于向心推力球轴承受力后将产生一派生力S，为使各轴上齿轮传动平稳，尽量减小齿轮处轴的弯曲变形，故结构设计中均采用面对面安装方式.3。5.２Ｉ轴上轴承的校核轴承安装的结构示意图：图３-１2⑴、已知参数：RＢＶ=1２９３Ｎ，RDV＝１1９６NＲＢH=6４0NRDH=2204NＮI＝720r／ｍin设计内容计算与说明结果①、径向力R的决定②、派生力的决定③、求轴承的计算轴向力④、求比值⑤、计算当量载荷⑥、验算轴承寿命Ｒ1＝＝=１443NR2＝=2３0８Ｎ对于3６０00型轴承。由[3］＊表１9－16得S=０。4Ｒ=０.4×2508＝1０03NＳ=0。4R=0.4×１443＝5７7。２ＮA=max｛Ｓ；S＋P｝=maｘ｛５77。２;１００3．２+6８9｝=1６9２NＡ＝ｍａx｛S;S－Ｐ}=ｍａｘ{1003;５77－６89｝＝10０3。２N==１．１7＝＝0。4＝=0．07１＝=0。０42由【３】＊表19－14可知:比值０.0７1在0.07～0。1３之间，故ｅ值在0．39～0。４３之间，显然和都大于e≈0.3９1查【３】＊表1９—14并用插入法:对于轴承1：X=0．4５Ｙ=1。４０—=1。３95对于轴承２：Ｘ=０.45Y=１。53-=1．52由表1９－１5。ｆ＝１。０～１．2考虑到工作机运转平稳,振动很小，故取f=1P=ｆ（XＲ+ＹA）＝１．0（０．４514４３+１.3９5１692)=3００9.7NP=1(0。4５25０8+1．52100３)＝265３N∵P1>P2故只验算Ｐ1即可根据［３]＊式（1９－3）Lｈ=ε＝3＝2453９．５h∵Ｌ=24000ｈ∴Lk>L故合理！Ｒ1＝1４43ＮR2=2308NS=１00３NS=５77NA=1６92NA=1０0３．２NX=０。45Y=1.3９5X=０。４5Ｙ=1．52P=30０9．7NP=2653NLｈ＝24539.５h安全3。5.3Ⅱ轴上轴承的校核⑴已知参数：已知:Pa=Ｐa3—Pa2＝１071—4３9=763NＲAV=2602ＮRDV=10８1NＲＡH=55０3NRDH=４573NｎⅡ＝18５⑵结构示意图:轴承：36３０８（d×D×B＝4０×９0×23）图3－13设计内容计算与说明结果⑶径向载荷⑷求派生力⑸计算轴向力⑹求比值⑺计算当量载荷⑻验算轴承寿命Ｒ１=＝=６08７NＲ2=＝466４N由［3］＊表19-16，查得S2=０。４R2＝0．4×4664=１8６５.6ＮS１=０.4R1＝0。4×6087＝2434．8NＡ１＝max｛S1;s2+Pa｝＝maｘ{24３4。8，186５．6+７63}=2628。6NＡ2=maｘ{Ｓ２；s1-Pａ｝=ｍax｛1８65.6,２０23。７－6３2｝＝１8６５．6N由［１］＊表６—７。得3６３08Ｃ0=3340０N,C=４１40由比值0.０7９在0。0７~0.1３之间，故ｅ值也在０。39～０.４3，显然，和都在ｅ之内,由［３]＊表19—１4查得:X1=X２＝0。45Y1=＝1.379Ｙ2＝1.26＋=1．432由[３］＊表19－1５,fp=1。0～１。2取fｐ＝1P1=fｐ×（X1R1+X1A１)=1×(０．4５×６087+1.379×２62８。6)=6364NP2=ｆｐ（Ｘ２R2＋Y２A２)=1×（０．４5×4664+1.43×186５.6）＝4７4８N∵P1＞P2,故只需要验算Ｐ1即可,由［3］*式(19－３)Lh==2４80２hＬh＞L=24000Ｒ1＝６087NR2=４6６4NS2＝186５.6ＮS1＝２43４。8NA1=２６2８。6NA2=18６5。6Nｅ≈0。396X1=X2＝0.４5Y1=１．379Ｙ2=1.4３２P1=6364NP2=４748NLh＝２4８０2h合格！3.5。４Ⅲ轴轴承校核已知：Rａ=1452ＮＲＡH=4６８3NRCH４=２39２NRAV＝９72ＮＲＣN４=1６57NN＝62r．ｐ。m。所选轴承为３621１型。d×Ｄ×B=５5×10０×2１图３-14设计内容计算与说明结果⑴径向载荷⑵求轴承的轴向力⑶求比值⑷计算当量载荷R１==＝２909.9NR2==＝４7８2.８Ｎ根据式(1９—９)及式(１9－１0）A1=mａｘ(S1，Sa+Pa4)其中，Ｓ1=０.4R1＝０.4×29０9.９=１164ＮS2＝０。4R2=０.4×478２．8=1９１3N∴Ａ１=maｘ{11６4,1９１3+１45２｝=33６5NA2=mａx{Ｓ２;S1-Ｐａ1}＝maｘ{１913，1164－14５2}＝１9１3Ｎ由[1］*表7-6查得C0=34900NC=41900Ｎ由［3］＊表1９—14由上计算可知：比值0.0９64在0。07到0.13之间（对照［3]＊表19-１４）ｅ值一定在０.3９到０。43之间e＝0。39＋=０。４08∴都大于ｅ由[3］*表19-1４,查得:Ｘ1=0。4５Y1=1.４—=1。34X２=0．45Ｙ2=1。５３-=１．４7由［３］*表１7—1５fp=１∴Ｐ1=fｐ（Ｘ1R１+Y1A1）=５817．7NP2=fｐ（X2Ｒ2+Y２A2）=4９64Ｎ∵P1〉P2故只需要校核P1Lｈ==100397ｈLh＞Ｌ=２4０00h到此为止，全部轴承校核合格Ｒ１＝2９09．9NＲ2＝４７８２．8NS１=1164NＳ２=１９13NA1=3365NA２＝1９１3NX1＝０.４５Y１＝１．３4X2=0.45Y2=1.４7Ｐ1=5８17．7ＮＰ２＝4９6４Ｎ合格3．6键的选择与校核3．6。1几点说明⑴由于平键较为常用,且此减速器中各轴的轴向力不大，故尽可能采用普通平键，A型，以经济合理，便于加工。⑵第Ⅲ轴上所传递的扭矩大，经初步校核大齿轮Z4处A型键已不能满足要求，故将键加长,为安装起见，采用Ｃ型键,并安应注意安装方向,圆头对着齿轮。⑶第Ⅱ轴上半联轴器处，经初步校核应选用双键,采用常用的A型键。⑷键槽加工均采用立铣刀。3．6。２Ⅰ轴上键的选择与校核⑴在Ⅰ轴上,需用键传递动力的是大皮带轮。查［1]＊表５—２,按dⅠ—Ⅱ=３2mm选用A型平键，平键的剖面尺寸：ｂ×h×L=1０×８×5０ＧB１09２－Ｔ２由于大皮带轮轮毂宽为64,为便于键的加工，取键长Ｌ=５０mｍ。由[３］*P36推荐,采用.⑵键的强度校核根据［3］＊式（17－２8）式和（１7~2９）式P=τ=其中：T=TⅠ=70０0N•ｃmｄ＝３2mm=3．２ｃmb＝10mm=1cmh=８0ｍm=０．8ｃm工作长度:l＝Ｌ—ｂ=４0ｍｍ＝4ｃｍ。故бP＝=2１88N/cm２＝＝1０94N/cm2由【3】*表（17－6）查得［б］Ｐ=70０0~100０0N/cm2［］=8700N/cm2显然,бP<[б]Ｐ＜［]故所选择的键均符合要求.３．６.３Ⅱ轴上键的选择与校核第Ⅱ轴上所需键传动的零件是Z2、Z３两齿轮。设计内容计算与说明结果⑴键的选择对Ｚ3齿：对Z2齿:⑵键的强度校核选用A型普通平键.剖面尺寸:b×h×L=14×9×６0剖面尺寸：b×h×Ｌ=１４×9×40采用的配合为D／jｅ（参照【3】＊P６１7例题及【4】*表3-６.对于齿轮根据【３】*式（17-28）和（17-29)==对于=7９31N/cm2==２５49N/cm２故合格合格3。6．4Ⅲ轴上键的选择与校核此轴上需要用的键传动是齿轮、半联轴器的周向定位、传动功率和扭矩。设计内容计算与说明结果⑴选择键⑵强度的校核a．半联轴器处：ｂ、齿轮处键强度校核对半联轴器：由【1】*表5—２,按dⅠ-Ⅱ≥5０mm,选A型普通平键:b×h×L=16×1０×６5ＧB1096－7２参照【3】＊６１７页例题，及【4】＊表3-6采用配合对齿轮：由【１】＊表5－２ｂ×h×Ｌ=Ｃ１8×1１×65GB109－7６为了保证传动可靠，齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为根据【3】（１7—28）≤［]Ｐ即：＝12０00N/ｃm2P,即一个键传动扭矩不符合要求。［］Ｐ＝7000～１000０Ｎ/cｍ2，故需选用双键,并在轴上相隔的方向上配置两只A型平键,由【2】＊P５2知，考虑到制造误差引起载荷在两键上的分布不均匀，故验算挤压强度时只按1．5个键计算。