二級圓柱齒輪減速器

1、XX學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書課 題二級圓柱齒輪減速器子課題同課題學(xué)生專業(yè)姓名班 級學(xué) 號指導(dǎo)教師完成日期目 錄1 引言 12 傳動裝置總體設(shè)計 22.1 設(shè)計任務(wù)書 22.2 確定傳動方案 22.3 電動機(jī)的選擇 33 傳動零件的設(shè)計計算 73.1 高速級齒輪的參數(shù)計算 73.2 低速級齒輪的參數(shù)計算 114 軸及軸承裝置的設(shè)計計算 154.1 軸的設(shè)計、校核及壽命計算 164.2 齒輪的設(shè)計 285 主要零部件的工藝設(shè)計 295.1 輸出軸的零件圖 295.2 輸出軸的工藝設(shè)計 30結(jié)論 35致謝 36參考文獻(xiàn) 37附錄A（裝配圖） 381引言齒輪傳動是現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)

2、點(diǎn)是：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準(zhǔn)確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運(yùn)動和動力；適用的功率和速度范圍廣；傳動效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用壽命長；外輪廓尺寸小、結(jié)構(gòu)緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機(jī)和工作機(jī)或執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間,起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用,在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用極為廣泛。國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，

3、使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機(jī)技術(shù)與數(shù)控技術(shù)的發(fā)展，使得機(jī)械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機(jī)械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機(jī)配套的模塊化，標(biāo)準(zhǔn)化，以及造型設(shè)計藝術(shù)化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。在21世紀(jì)成套機(jī)械裝備中,齒輪仍然是機(jī)械傳動的基本部件。CNC機(jī)床和工藝技術(shù)的發(fā)展,推動了機(jī)械傳動結(jié)構(gòu)的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設(shè)計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動

4、,將成為變速箱設(shè)計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設(shè)計中的學(xué)科交叉,將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。2 傳動裝置總體設(shè)計2.0設(shè)計任務(wù)書1設(shè)計任務(wù)設(shè)計帶式輸送機(jī)的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱直齒齒輪減速器傳動。 2 設(shè)計要求 （1）外形美觀，結(jié)構(gòu)合理，性能可靠，工藝性好； （2）多有圖紙符合國家標(biāo)準(zhǔn)要求； （3）按畢業(yè)設(shè)計（論文）要求完成相關(guān)資料整理裝訂工作。3 原始數(shù)據(jù) （1）運(yùn)輸帶工作拉力 F=4KN （2）運(yùn)輸帶工作速度V=2.0m/s(3)輸送帶滾筒直徑 D=450mm（4）傳動效率4工作條件兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運(yùn)轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限10年，年

5、工作300天。2.1 確定傳動方案圖2-1(a)圖2-1(b) 方案（a）為展開式兩級圓柱齒輪減速器，其推薦傳動比=840。展開式圓柱齒輪減速器的特點(diǎn)是其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎矩變形部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。方案（b）為同軸式兩級圓柱齒輪減速器，其推薦傳動比=840。同軸式圓柱齒輪減速器的特點(diǎn)是減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。 綜合比較展開式與同軸式圓柱齒輪

6、減速器的優(yōu)缺點(diǎn)，在本設(shè)計中，我將采用展開式圓柱齒輪減速器為設(shè)計模版。2.2 電動機(jī)的選擇2.2.1 電動機(jī)的容量選擇根據(jù)已知條件可以計算出工作機(jī)所需有效功率.0 設(shè) 輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的傳動效率； 聯(lián)軸器效率， =0.99 閉式圓柱齒輪傳動效率， =0.97 一對滾動軸承效率， =0.99 帶式輸送機(jī)滾筒效率。 =0.96估算運(yùn)動系統(tǒng)總傳遞效率：式中：得傳動系統(tǒng)總效率工作機(jī)所需電動機(jī)功率由表2-1所列Y系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足條件的電動機(jī)額定功率應(yīng)取為11。表2-1電動機(jī)型號額定功率/滿載轉(zhuǎn)速/（）Y100L-4314202.22.2Y112M-4414402.22.2Y

7、132S-45.514402.22.2Y132M-47.514402.22.2Y160M-41114602.22.2Y160L-41514602.22.2Y160L-6119702.02.0 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速由表2-1初選同步轉(zhuǎn)速為1500和1000的電動機(jī)，對應(yīng)用于額定功率的電動機(jī)型號應(yīng)分別為Y160M-4型和Y160L-6型。把Y160M-4型和Y160L-6型電動機(jī)有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳動比列于表2-2:表2-2 方案的比較方案號電動機(jī)型號額定功率（）同步轉(zhuǎn)速（）滿載轉(zhuǎn)速（）總傳動比Y160M-411.01500146017.19Y160L

8、-611.0100097011.42通過對這兩種方案比較可以看出：方案選用的電動機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價值低，總傳動比為17.19，比較合適，故選用方案。2.2.3 電動機(jī)型號的確定 根據(jù)工作條件：兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運(yùn)轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限為10年，年工作300天，工作機(jī)所需電動機(jī)功率及電動機(jī)的同步轉(zhuǎn)速等，選用Y系列三項(xiàng)異步電動機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，型號為Y160M-4，其主要性能數(shù)據(jù)如下：電動機(jī)額定功率 電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 電動機(jī)軸身直徑 電動機(jī)軸身長度 傳動比的分配帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比由傳動系統(tǒng)方案知所以圓柱齒輪總傳動比 為便于兩級圓柱齒輪減速

9、器采用浸油潤滑，當(dāng)兩對齒輪材料相同、齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比低速級傳動比傳動系統(tǒng)各傳動比分別為：， 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算：0軸（電動機(jī)軸）：1軸（減速器高速軸）：2軸（減速器中間軸）：3軸（減速器低速軸）：將上述結(jié)果和傳動比及傳動效率匯總?cè)绫?-3:表2-3 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)3 傳動零件的設(shè)計計算3.1 高速級齒輪的參數(shù)計算 材料選擇及熱處理減速器要求結(jié)構(gòu)緊湊，故小齒輪選用調(diào)質(zhì)HBS1=240270的45鋼，大齒輪選用正火HBS2=200230的45鋼；載荷穩(wěn)定，齒速不高，初選8級精度。3.1.2

10、 確定許用接觸應(yīng)力3.1.1齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1） 確定公式中的參數(shù)值 1） 載荷系數(shù) 試選=1.52） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3） 大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，=380（查圖6.1 機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）4） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 5） 彎曲疲勞壽命系數(shù)，=0.86 =0.90（查圖6.7機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編） 6） 許用彎曲應(yīng)力計算（取彎曲疲勞安全系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)） 則/=7） 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù) 查表3-1取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)表3-1 齒形系數(shù)及應(yīng)力修正系數(shù)17181920212223242526272.972.912.852.802.762.722.692.652.

11、622.602.571.521.531.541.551.561.571.5751.581.591.5951.603035404550607080901001502.522.452.402.352.322.282.242.222.202.182.141.6251.651.671.681.701.731.751.771.781.791.83 8） 計算大小齒輪的并加以比較 因?yàn)?，故按小齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 9） 重合系數(shù)及螺旋角系數(shù) 取=0.7 ，=0.86（2） 設(shè)計計算 1） 試計算齒輪模數(shù) 2） 計算圓周速度 3） 計算載荷系數(shù) 查表6.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 ； 根據(jù)、8級精

12、度，查圖6.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得；斜齒輪傳動??；查圖6.13（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得。則載荷系數(shù) 4） 校正并確定模數(shù)（取=2）（3） 計算齒輪傳動幾何尺寸 1） 中心距 （圓整為=119mm） 2） 螺旋角 3） 兩分度圓直徑，mmmm 4) 齒寬，mm 取=35mm=10）mm =40mm(4) 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度1） 大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，=11702） 接觸疲勞壽命系數(shù)， 查圖6.6（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=0.88，=0.923） 計算許用接觸應(yīng)力取安全系數(shù)，則4） 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖6.19（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=2.445） 重合度系數(shù)=0.86） 螺旋

13、角系數(shù)=7） 材料系數(shù) 查表6.3（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=189.88） 校核計算接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求（5） 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 大齒輪：齒頂圓直徑大于160mm,但小于500mm，故采用腹板式結(jié)構(gòu)，如圖3-1為齒輪零件圖。圖3-13. 2 低速級齒輪的計算減速器要求結(jié)構(gòu)緊湊，故大齒輪用40Cr調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，小齒輪用45鋼，載荷穩(wěn)定，齒速不高，初選8級精度，閉式硬齒面齒輪傳動，傳動平穩(wěn)，齒數(shù)宜多，選=25，=（取=92）。按硬齒面齒輪非對稱安裝，查表選齒寬系數(shù)。初選螺旋角=1 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1） 確定公式中的參數(shù)值 1） 載荷系數(shù) 試選=1.52） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

14、 3） 大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，=380（查圖6.1 機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）4） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 5） 彎曲疲勞壽命系數(shù)，=0.90 =0.92（查圖6.7機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編） 6） 許用彎曲應(yīng)力計算（取彎曲疲勞安全系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)） 則/=7） 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù) 查表3-1取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 8） 計算大小齒輪的并加以比較 因?yàn)?，故按小齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 9） 重合系數(shù)及螺旋角系數(shù) 取=0.68 ，=0.86（2） 設(shè)計計算 1） 試計算齒輪模數(shù) 2） 計算圓周速度 3） 計算載荷系數(shù) 查表6.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 ； 根據(jù)、8級精度，查

15、圖6.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得；斜齒輪傳動取；查圖6.13（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得。則載荷系數(shù) 4） 校正并確定模數(shù)（取=2.5）（3） 計算齒輪傳動幾何尺寸 1） 中心距 （圓整為=151mm） 2） 螺旋角 3） 兩分度圓直徑，mmmm 4) 齒寬，mm 取=55mm=10）mm =60mm(4) 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度1） 大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，=11702） 接觸疲勞壽命系數(shù)， 查圖6.6（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=0.92，=0.963） 計算許用接觸應(yīng)力取安全系數(shù)，則4） 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖6.19（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=2.435） 重合度系數(shù)=0.86） 螺旋角

16、系數(shù)=7） 材料系數(shù) 查表6.3（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=189.88） 校核計算 接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求（5） 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 大齒輪：齒頂圓直徑大于160mm,但小于500mm，故采用腹板式結(jié)構(gòu)，如圖3-2為齒輪零件圖。圖3-24 軸及軸承裝置的設(shè)計計算4. 1 軸的設(shè)計 軸是減速器的主要零件之一，軸的結(jié)構(gòu)決定軸上零件的位置和有關(guān)尺寸。如圖4-1為兩級圓柱齒輪減速器軸的布置狀況。圖4-1 兩級圓柱齒輪減速器軸的布置考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s，可取s=10mm。考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k，可取k=10mm。為保證滾動軸承放在箱體軸承座孔內(nèi)，計入

17、尺寸c=5mm。初取軸承寬分別為n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。3根軸的支承跨距分別為4.1.1 中間軸的設(shè)計圖4-2 中間軸 軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表11.3（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）確定C值。 （?。┘慈《紊陷S的直徑。 由可初選軸承，查表11-4（機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 王大康 盧頌峰主編）選7008C型軸承，其內(nèi)徑，外徑D=68,寬度B。處軸肩的高度h=(),但因?yàn)樵撦S肩幾乎不受軸向力，故取，則此處軸的直徑。又因?yàn)榇颂幣c齒輪配合，故其長度應(yīng)略小于齒寬，取。齒輪的定位軸肩高度，但因?yàn)樗惺茌S向力，故取，即。而此處軸的長度： （?。┨幰才c齒輪配合，其直徑與處相等，即。該處的

18、長度應(yīng)略小于齒輪寬度，取。結(jié)合圖4-1和圖4-2可得段和段處軸的長度：綜上，中間軸各段長度和直徑已確定：4.1.2 輸入軸的設(shè)計圖4-3 輸入軸軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。（1） 估算軸的最小直徑查表11.3（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）確定C值。單鍵槽軸徑應(yīng)增大即增大至（?。?。（2）選擇輸入軸的聯(lián)軸器 1）計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 查表10.1（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）確定工作情況系數(shù) 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-1985，選用HL2型彈性聯(lián)軸器，。半聯(lián)軸器長度與軸配合轂孔長度半聯(lián)軸器孔徑 （3）確定軸的最小直徑 應(yīng)滿足（?。?（4） 確定各軸段的尺寸 段軸的長度及直徑 應(yīng)略小于 取段

19、軸的尺寸 處軸肩高度（?。瑒t；為便于軸承端蓋拆卸，取。段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應(yīng)與軸承配合，查表11-4 （機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 王大康 盧頌峰主編）選7006C型軸承，其內(nèi)徑，外徑D=55,寬度B。，。段軸的尺寸 該處軸的直徑應(yīng)略大于處軸的直徑，取；參照圖4-1，可知。段軸的尺寸 該軸處為齒輪軸，該處為齒輪，故段軸的尺寸 由圖4-3可知，段軸的長度 ，4.1.3 輸出軸的設(shè)計圖4-4 輸出軸 軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （1） 估算軸的最小直徑查表11.3（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）確定C值。單鍵槽軸徑應(yīng)增大即增大至（?。?。（2）選擇輸入軸的聯(lián)軸器 1）計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 查表10.

20、1（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）確定工作情況系數(shù) 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-1985，選用HL5型彈性聯(lián)軸器，。半聯(lián)軸器長度與軸配合轂孔長度半聯(lián)軸器孔徑 （3）確定軸的最小直徑 應(yīng)滿足（?。?（4） 確定各軸段的尺寸 段軸的長度及直徑 應(yīng)略小于 取。段軸的尺寸 處軸肩高度（?。瑒t；為便于軸承端蓋拆卸，取。段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應(yīng)與軸承配合，查表11-4 （機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 王大康 盧頌峰主編）選7013C型軸承，其內(nèi)徑，外徑D=100,寬度B。，。段軸的尺寸 處軸肩高度（取），取。段軸的尺寸 處軸肩高度（取），即；軸肩寬度（取）。段軸的尺寸 此處安裝齒輪，故其長

21、度應(yīng)略小于齒輪寬度，；。段軸的長 ，4. 2 軸的校核4.2.1 輸入軸的校核 （1） 求軸上受力 1） 計算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 圓周力 徑向力 軸向力 對軸心產(chǎn)生的彎矩 2） 求支反力 參見圖4-3 軸承的支點(diǎn)位置 由7006C型角接觸軸承可知 齒寬中心距左支點(diǎn)的距離 齒寬中心距右支點(diǎn)的距離 左支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力 ， 右支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力 ， 左支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力 右支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力 左支點(diǎn)的軸向支反力 （2） 繪制彎矩圖和扭矩圖 參見圖4-5圖4-5 截面C處水平彎矩 截面C處垂直彎矩 截面C處合成彎矩 （3） 彎矩合成強(qiáng)度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度

22、 截面C處計算彎矩 考慮啟動，停機(jī)影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力， 截面C處應(yīng)力計算 強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表11.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）查得，彎矩合成強(qiáng)度滿足要求圖4-5 軸的力分析圖（4） 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 1） 經(jīng)判斷，如圖4-3中，齒輪面為危險截面 2） 截面左側(cè)截面校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)彎矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 平均應(yīng)力 ， 應(yīng)力幅 材料的力學(xué)性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表11.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）， 軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù) ， 查附表1.6（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）并經(jīng)插值計算， 材料的敏感系數(shù) 由，查圖2.8 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）并經(jīng)插

23、值得， 有效應(yīng)力集中系數(shù) 尺寸及截面形狀系數(shù) 由、查圖2.9 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由查圖2.10 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由查圖2.12 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼： 取 取 僅有彎曲正應(yīng)力時計算安全系數(shù) 僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時計算安全系數(shù) 彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) 設(shè)計安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應(yīng)力計算精確時： 取 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 左側(cè)疲勞強(qiáng)度合格 3） 截面右側(cè)疲勞強(qiáng)度校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)彎矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 平

24、均應(yīng)力 應(yīng)力幅 材料的力學(xué)性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表11.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）， 軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù) ， 查附表1.6（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）并經(jīng)插值計算， 材料的敏感系數(shù) 由，查圖2.8 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）并經(jīng)插值得， 有效應(yīng)力集中系數(shù) 尺寸及截面形狀系數(shù) 由、查圖2.9 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由查圖2.10 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由查圖2.12 （機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得 表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼： 取 取 僅有彎曲正應(yīng)力時計算安全系數(shù) 僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時計算安全系數(shù) 彎扭聯(lián)合作

25、用下的計算安全系數(shù) 設(shè)計安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應(yīng)力計算精確時： 取 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 右側(cè)疲勞強(qiáng)度合格4.2.2 中間軸的校核圖4-6 軸的受力分析圖 （1） 求軸上受力1） 計算齒輪受力 齒輪的分度圓直徑 ， 圓周力 徑向力 軸向力 對軸心產(chǎn)生的彎矩 2） 求支反力 軸承的支點(diǎn)位置 由7008C型角接觸軸承可知 截面在B處的支反力 左支點(diǎn)水平面的支反力 右支點(diǎn)水平面的支反力 左支點(diǎn)垂直面的支反力 右支點(diǎn)垂直面的支反力 左支點(diǎn)的軸向支反力 截面在C處的支反力 左支點(diǎn)水平面的支反力 右支點(diǎn)水平面的支反力 左支點(diǎn)垂直面的支反力 右支點(diǎn)垂直面的支反力 左支點(diǎn)的軸向支反力 （2） 繪制彎矩圖和

26、扭矩圖 截面B處水平彎矩 截面B處垂直彎矩 截面B處合成彎矩 截面C處水平彎矩 截面C處垂直彎矩 截面C處合成彎矩 （3） 彎矩合成強(qiáng)度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度 截面B處計算彎矩 考慮啟動，停機(jī)影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力， 截面B處應(yīng)力計算 強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表11.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）查得，B處彎矩合成強(qiáng)度滿足要求截面C處計算彎矩 考慮啟動，停機(jī)影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力， 截面C處應(yīng)力計算 強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表11.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）查得，C處彎矩合成強(qiáng)度滿足要求圖4-7 軸的受力分析圖4.2.3 輸出軸的校核（1） 求軸上受力

27、1） 計算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 圓周力 徑向力 軸向力 對軸心產(chǎn)生的彎矩 2） 求支反力 軸承的支點(diǎn)位置 由7013C型角接觸軸承可知 齒寬中心距左支點(diǎn)的距離 齒寬中心距右支點(diǎn)的距離 左支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力 ， 右支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力 ， 左支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力 右支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力 左支點(diǎn)的軸向支反力 （2） 繪制彎矩圖和扭矩圖 參見圖4-8圖4-8軸的受力分析圖 截面C處水平彎矩 截面C處垂直彎矩 截面C處合成彎矩 （3） 彎矩合成強(qiáng)度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度 截面C處計算彎矩 考慮啟動，停機(jī)影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力， 截面C處應(yīng)力計算 強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)

28、質(zhì)處理，由表11.2（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）查得，彎矩合成強(qiáng)度滿足要求4. 3 軸承的壽命計算4.3.1 7006C型軸承的校核（1） 確定7006C軸承的主要性能參數(shù) 查表11-4（機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 王大康 盧頌峰主編）及表8.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得：、 （2） 計算派生軸向力、， （3） 計算軸向負(fù)載、，故軸承被“壓緊”，軸承被“放松”，得： （4） 確定系數(shù)、， 查表8.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=1，=0，=0.44，=1.26 （5） 計算當(dāng)量載荷、 （6） 計算軸承壽命 查表8.7、8.8（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得，又知4.3.27013C型軸承的校核（1） 確定701

29、3C軸承的主要性能參數(shù) 查表11-4（機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 王大康 盧頌峰主編）及表8.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得、 （2） 計算派生軸向力、， （3） 計算軸向負(fù)載、，故軸承被“壓緊”，軸承被“放松”，得： （4） 確定系數(shù)、， 查表8.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=1，=0，=0.44、=1.02 （5） 計算當(dāng)量載荷、 （6） 計算軸承壽命 查表8.7、8.8（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得，又知4.3.37008C型軸承的校核（1） 確定7008C軸承的主要性能參數(shù) 查表11-4（機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 王大康 盧頌峰主編）及表8.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得、 （2） 計算派生軸向力、， （

30、3） 計算軸向負(fù)載、，故軸承被“壓緊”，軸承被“放松”，得： （4） 確定系數(shù)、， 查表8.10（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得=1，=0，=0.44，=1.26 （5） 計算當(dāng)量載荷、 （6） 計算軸承壽命 查表8.7、8.8（機(jī)械設(shè)計 徐錦康主編）得，又知5 主要零部件的工藝設(shè)計5.1 中間軸的工藝設(shè)計圖5-1 中間軸材料：45鋼 硬度： 40-45HRC工序號工種工序內(nèi)容(長度單位：mm）加工簡圖設(shè)備車1.車一端面，鉆中心孔；2.切斷至長170；3.車另一端面至長168，鉆中心孔。圖5-2普通車床車1.粗車一端外圓分別至54×98，46×90，42×23；2.半精

31、車該端外圓分別至52×99，44.4×91，40.4×34； 3.倒角1×；4.粗車另一端外圓分別至46×68，42×36；5.半精車該端外圓分別至44.4×69，40.4×37；6.倒角1×。圖5-3圖5-4普通車床銑粗-精銑鍵槽分別至，。圖5-5立式銑床熱淬火回火(鉗)修研中心孔鉆床磨1.粗磨一端外圓分別至44、40； 2.精磨該端外圓分別至44、40； 3. 粗磨另一端外圓分別至44、40；2.精磨該端外圓分別至44、40；圖5-6外圓磨床檢按圖樣要求檢驗(yàn)圖5-2圖5-3圖5-4圖5-5圖5-6結(jié)

32、論由于減速器是當(dāng)今世界上最常用的傳動裝置，所以世界各國都不斷的在改進(jìn)它，尋求新的突破，降低其成本，提高其效率，擴(kuò)大其應(yīng)用范圍。為了更好的適應(yīng)現(xiàn)代市場的需求，就必須運(yùn)用計算機(jī)輔助設(shè)計技術(shù)解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，速度慢的問題。基于這些方面，我們運(yùn)用了功能強(qiáng)大的三維造型軟件Pro-E對減速器的各個組成零件進(jìn)行三維實(shí)體造型并進(jìn)行裝配，實(shí)現(xiàn)所設(shè)計的減速器在投產(chǎn)前的裝配檢驗(yàn)。通過實(shí)體造型和裝配，檢驗(yàn)并修正設(shè)計計算中可能出現(xiàn)的一些問題，使其布局更合理，使產(chǎn)品的設(shè)計更貼近生產(chǎn)實(shí)際，并能直接生成二維圖紙，為我們節(jié)約了大量的時間。通過這次設(shè)計，我學(xué)到了很多知識，鞏固了一些原來遺忘、疏忽的知識點(diǎn)；原來不理解、沒掌握好的問題，也通過翻閱資料、請教老師，把它們都解決了。由于Pro/E是我的一個薄弱環(huán)節(jié)，因此在造型中遇到了許多難題。通過查閱資料，請教老師、同學(xué)，我