圓錐圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書

第頁(yè)目錄設(shè)計(jì)任務(wù)書……………….2傳動(dòng)方案的擬訂及說(shuō)明…………….3電動(dòng)機(jī)的選擇……………4計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)……………..6傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………15滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算……………34鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算……….38聯(lián)軸器的選擇………….41潤(rùn)滑與密封…………………42箱體大體尺寸計(jì)算…………………..42參考資料目錄………………44設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運(yùn)輸機(jī)驅(qū)動(dòng)卷筒的圓周力（牽引力）F=12000N，帶速v=16cm/s，卷筒直徑D=240mm，輸送機(jī)常溫下經(jīng)常滿載，空載起動(dòng)，工作有輕震，不反轉(zhuǎn)。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制。傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案?jìng)鲃?dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，后置外傳動(dòng)為開式圓柱齒輪傳動(dòng)，減速器為二級(jí)圓錐圓柱減速器。電動(dòng)機(jī)的選擇1選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y112M系列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2確定傳動(dòng)裝置的效率查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表2-3得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.98閉式圓錐齒輪的傳動(dòng)效率：η3=0.97閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：η4=0.97開式圓柱齒輪傳動(dòng)效率：η5=0.95工作機(jī)效率：ηw=0.97故傳動(dòng)裝置的總效率η3選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)所需功率為P4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù)電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速：n由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表2-1、表2-2、表2-5查得主要數(shù)據(jù),并記錄備用。5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm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：i（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取開式圓柱齒輪傳動(dòng)比：ic=5因?yàn)槭菆A錐圓柱齒輪減速器，所以則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i減速器總傳動(dòng)比i計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：2各軸功率pPPPw=P3×ηw×η1×η2^2=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98=3.2kW3各軸轉(zhuǎn)速nnnn4各軸扭矩TTTT減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化))，硬度為190HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3=73。實(shí)際傳動(dòng)比i=3.042（3）壓力角α=20°。2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即d（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)KHT=1.32）查教材圖標(biāo)選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5T=9550000×4）選齒寬系數(shù)φR=0.3由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-25按齒面硬度查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ6）由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-5查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa^0.57）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN8）由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：9）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ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σ（2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入[σH]中較小的值d2）計(jì)算圓周速度vdv3）計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)φdb=φ4）計(jì)算載荷系數(shù)查由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-2得使用系數(shù)KA=1.25查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-8得動(dòng)載系數(shù)KV=1.113查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-3表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-4表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.42實(shí)際載荷系數(shù)為5）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d6）計(jì)算模數(shù)m=3確定傳動(dòng)尺寸（1）實(shí)際傳動(dòng)比u=（2）大端分度圓直徑dd（3）齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dd（4）錐頂距為R=（5）齒寬為b=取b=29mm4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1）K、b、m和φR同前2）圓周力為σ齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Z查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-17,10-18表得：YY由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖20-24查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-22查得齒形系數(shù)取彎曲疲勞系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，得許用彎曲應(yīng)力σσσσ故彎曲強(qiáng)度足夠。5計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù)并備錄.減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（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（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×4.52=104。實(shí)際傳動(dòng)比i=4.522（3）壓力角α=20°。2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=1.3②T=9550000×③選取齒寬系數(shù)φd=1④由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa⑥由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)ZεααεZ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-25圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ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[σH]=517MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=齒寬bb=2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-2表得使用系數(shù)KA=1.25②查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-8得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.077③齒輪的圓周力。FK查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-8得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-4得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.442實(shí)際載荷系數(shù)為3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4）確定模數(shù)m=3確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算中心距a=（2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd（3）計(jì)算齒寬b=取B1=75mmB2=70mm4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1）K、T、m和d1同前齒寬b=b2=70齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表10-17表得：YY得重合度系數(shù)Yε=0.685查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖20-24c得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力σσσσ故彎曲強(qiáng)度足夠。5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算，有傳動(dòng)比與扭矩可以根據(jù)上面的計(jì)算計(jì)算出開式齒輪的參數(shù)（這里就不詳細(xì)計(jì)算）軸的設(shè)計(jì)1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=1440r/min；功率P=4.05kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=26859.38N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表15-3取A0=112。d由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取d1=30（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a.軸的結(jié)構(gòu)分析高速軸設(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，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，長(zhǎng)L=63mm；定位軸肩直徑為35mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.初步確定軸的直徑和長(zhǎng)度第1段：d1=30mm，L1=80mm第2段：d2=35mm（軸肩），L2=44mm第3段：d3=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=18mm第4段：d4=47mm（軸肩），L4=77mm第5段：d5=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5=18mm第6段：d6=35mm（與主動(dòng)錐齒輪內(nèi)孔配合），L6=47mm（6）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫高速軸的受力圖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b.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力F小錐齒輪所受的徑向力F小錐齒輪所受的軸向力F第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=93mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=95mm，齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=41.5mmc.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內(nèi)的支反力R軸承B在水平面內(nèi)的支反力R軸承A在垂直面內(nèi)的支反力R軸承B在垂直面內(nèi)的支反力R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內(nèi)彎矩M截面B在水平面內(nèi)彎矩M截面C在水平面內(nèi)彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面B在垂直面內(nèi)彎矩M截面B處合成彎矩M截面C處合成彎矩Mg.繪制扭矩圖T=26322.19N?mmh.計(jì)算當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩M截面B處當(dāng)量彎矩M截面C處當(dāng)量彎矩M截面C處當(dāng)量彎矩Mi.校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ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σ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。2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=480r/min；功率P=3.85kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=76598.96N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表15-3故取A0=115。d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=25mm（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪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。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩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(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。第1段：d1=25mm（與軸承內(nèi)徑配合），L1=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定）第2段：d2=31mm（與小錐齒輪內(nèi)孔配合），L2=73mm（比小錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第3段：d3=41mm（軸肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（與大錐齒輪內(nèi)孔配合），L4=54mm（比大錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=25mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫中速軸的受力圖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b.計(jì)算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力F大錐齒輪所受的徑向力F大錐齒輪所受的軸向力F齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）F齒輪3所受的徑向力Fc.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離La=59.5mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離Lb=82.5mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=50mm軸承A在水平面內(nèi)支反力R軸承B在水平面內(nèi)支反力R軸承A在垂直面內(nèi)支反力R軸承B在垂直面內(nèi)支反力R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rd.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩M截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩M截面C在垂直面內(nèi)彎矩M截面D在垂直面內(nèi)彎矩Mf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0N?mm截面C右側(cè)合成彎矩M截面C左側(cè)合成彎矩M截面D右側(cè)合成彎矩M截面D左側(cè)合成彎矩Mf.繪制扭矩圖Tg.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A和截面B處當(dāng)量彎矩M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩M截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩Mh.校核軸的強(qiáng)度因軸截面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。其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ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σ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。3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=106.19r/min；功率P=3.66kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=329155.29N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217∽255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表15-3故取A0=112。d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%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取dmin=40（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(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=12×8mm(GB/T1096-2003)，長(zhǎng)L=90mm；定位軸肩直徑為45mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（軸肩），L2=60mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=20mm（軸承寬度）第4段：d4=57mm（軸肩），L4=81.5mm（根據(jù)齒輪寬度確定）第5段：d5=67mm（軸肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（與大齒輪內(nèi)孔配合），L6=68mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第7段：d7=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7=39.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定）（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫低速軸的受力圖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b.計(jì)算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）F齒輪4所受的徑向力Fc.計(jì)算作用在軸上的支座反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=63.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=137.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=125mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRR軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Re.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：M在水平面上，軸截面B處所受彎矩：M在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：M在水平面上，軸截面D處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：M在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：M截面A處合成彎矩彎矩：M截面B處合成彎矩：M合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為M截面D處合成彎矩：M轉(zhuǎn)矩為：T=322572.18N?mm截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C處當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：Mh.校核軸的強(qiáng)度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。其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ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σ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。滾動(dòng)軸承壽命校核1高速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020840801863根據(jù)前面的計(jì)算，選用30208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。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：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP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L由此可知該軸承的工作壽命足夠。2中間軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020525521532.2查手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=32.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。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：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP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L由此可知該軸承的工作壽命足夠。3低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3021050902073.2查得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。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：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP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L由此可知該軸承的工作壽命足夠。鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算1高速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接高速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=55mm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。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ2高速軸與齒輪1配合處的鍵連接高速軸與齒輪1配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)28mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=18mm齒輪1材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ3中速軸與齒輪2配合處的鍵連接中速軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)56mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=46mm齒輪2材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ4中速軸與齒輪3配合處的鍵連接中速軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)40mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=30mm齒輪3材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ5低速軸與齒輪4配合處的鍵連接低速軸與齒輪4配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)56mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=40mm齒輪4材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σp6低速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接低速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)90mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=78mm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。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ聯(lián)軸器的選擇1高速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=KA×T=34.92N?mm選擇聯(lián)軸器的型號(hào)（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為GY5凸緣聯(lián)軸器（GB/T5843-2003），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=400N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=8000r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=38mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。從動(dòng)端孔直徑d=30mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。Tc=34.92N?m<Tn=400N?mn=1440r/min<[n]=8000r/min2低速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=KA×T=427.9N?mm選擇聯(lián)軸器的型號(hào)（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)T7型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=500N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3600r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=40mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=45mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。Tc=427.9N?m<Tn=500N?mn=106.19r/min<[n]=3600r/min減速器的密封與潤(rùn)滑1減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(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(wú)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。2齒輪的潤(rùn)滑閉式齒輪傳動(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。3.箱體大體尺寸箱座壁厚δ0.025a+3≥88mm箱蓋壁厚δ10.02a+3≥88mm箱蓋凸緣厚度b11.5δ112mm箱座凸緣厚度b1.5δ12mm箱座底凸緣厚度b22.5δ20mm地腳螺栓的直徑df0.036a+12M20地腳螺栓的數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5∽0.6)dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4∽0.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3∽0.4)dfM6定位銷直徑d(0.7∽0.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1查表26mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離C2查表24mm、20mm、16mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1C220mm凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)36mm外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(5∽10)47mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△1>1.2δ10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2>δ10mm箱蓋、箱座肋厚m1、mm1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ8mm、8mm軸承端蓋外徑D2D+(5∽5.5)d3；D--軸承外徑134mm、92mm、130mm參考文獻(xiàn)[1]《機(jī)械原理》，孫桓等編，高等教育出版，2011[2]《機(jī)械設(shè)計(jì)》，濮良貴主編，高等教育出版,2013[3]《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》，周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學(xué)出版社，2011[4]《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》（第5版），機(jī)械工業(yè)出版社，2005[5]《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》（第三版），龔溎義主編，高等教育出版，2011基于C8051F單片機(jī)直流電動(dòng)機(jī)反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機(jī)MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對(duì)良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機(jī)溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機(jī)的通用控制模塊的研究基于單片機(jī)實(shí)現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機(jī)控制的二級(jí)倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強(qiáng)型51系列單片機(jī)的TCP/IP協(xié)議棧的實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的蓄電池自動(dòng)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機(jī)系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機(jī)的作物營(yíng)養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機(jī)的交流伺服電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機(jī)的泵管內(nèi)壁硬度測(cè)試儀的研制基于單片機(jī)的自動(dòng)找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機(jī)的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機(jī)的液壓動(dòng)力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測(cè)儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機(jī)實(shí)現(xiàn)一種基于單片機(jī)的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機(jī)的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機(jī)的噴油泵試驗(yàn)臺(tái)控制器的研制基于單片機(jī)的軟起動(dòng)器的研究和設(shè)計(jì)基于單片機(jī)控制的高速快走絲電火花線切割機(jī)床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機(jī)的機(jī)電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機(jī)的智能手機(jī)充電器基于單片機(jī)的實(shí)時(shí)內(nèi)核設(shè)計(jì)及其應(yīng)用研究基于單片機(jī)的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的煙氣二氧化硫濃度檢測(cè)儀的研制基于微型光譜儀的單片機(jī)系統(tǒng)單片機(jī)系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機(jī)的液體點(diǎn)滴速度自動(dòng)檢測(cè)儀的研制基于單片機(jī)系統(tǒng)的多功能溫度測(cè)量?jī)x的研制基于PIC單片機(jī)的電能采集終端的設(shè)計(jì)和應(yīng)用基于單片機(jī)的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機(jī)單片機(jī)控制系統(tǒng)的研制基于單片機(jī)的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機(jī)的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機(jī)的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機(jī)控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機(jī)的多生理信號(hào)檢測(cè)儀基于單片機(jī)的電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)Pico專用單片機(jī)核的可測(cè)性設(shè)計(jì)研究基于MCS-51單片機(jī)的熱量計(jì)基于雙單片機(jī)的智能遙測(cè)微型氣象站MCS-51單片機(jī)構(gòu)建機(jī)器人的實(shí)踐研究基于單片機(jī)的輪軌力檢測(cè)基于單片機(jī)的GPS定位儀的研究與實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機(jī)系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機(jī)的時(shí)控和計(jì)數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機(jī)和CPLD的粗光柵位移測(cè)量系統(tǒng)研究單片機(jī)控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機(jī)應(yīng)用能力的探究基于單片機(jī)控制的自動(dòng)低頻減載裝置研究基于單片機(jī)控制的水下焊接電源的研究基于單片機(jī)的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機(jī)的氚表面污染測(cè)量?jī)x的研制基于單片機(jī)的紅外測(cè)油儀的研究96系列單片機(jī)仿真器研究與設(shè)計(jì)基于單片機(jī)的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機(jī)的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)基于MSP430單片機(jī)的電梯門機(jī)控制器的研制基于單片機(jī)的氣體測(cè)漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機(jī)的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機(jī)和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測(cè)技術(shù)研究基于單片機(jī)的膛壁溫度報(bào)警系統(tǒng)設(shè)計(jì)基于AVR單片機(jī)的低壓無(wú)功補(bǔ)償控制器的設(shè)計(jì)基于單片機(jī)船舶電力推進(jìn)電機(jī)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)基于單片機(jī)網(wǎng)絡(luò)的振動(dòng)信號(hào)的采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的大容量數(shù)據(jù)存儲(chǔ)技術(shù)的應(yīng)用研究基于單片機(jī)的疊圖機(jī)研究與教學(xué)方法實(shí)踐基于單片機(jī)嵌入式Web服務(wù)器技術(shù)的研究及實(shí)現(xiàn)基于AT89S52單片機(jī)的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的多道脈沖幅度分析儀研究機(jī)器人旋轉(zhuǎn)電弧傳感角焊縫跟蹤單片機(jī)控制系統(tǒng)基于單片機(jī)的控制系統(tǒng)在PLC虛擬教學(xué)實(shí)驗(yàn)中的應(yīng)用研究基于單片機(jī)系統(tǒng)的網(wǎng)絡(luò)通信研究與應(yīng)用基于PIC16F877單片機(jī)的莫爾斯碼自動(dòng)譯碼系統(tǒng)設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的模糊控制器在工業(yè)電阻爐上的應(yīng)用研究基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究與開發(fā)基于Cygnal單片機(jī)的μC/OS-Ⅱ的研究基于單片機(jī)的一體化智能差示掃描量熱儀系統(tǒng)研究基于TCP/IP協(xié)議的單片機(jī)與Internet互聯(lián)的研究與實(shí)現(xiàn)變頻調(diào)速液壓電梯單片機(jī)控制器的研究基于單片機(jī)γ-免疫計(jì)數(shù)器自動(dòng)換樣功能的研究與實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的倒立擺控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)單片機(jī)嵌入式以太網(wǎng)防盜報(bào)警系統(tǒng)基于51單片機(jī)的嵌入式Internet系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)單片機(jī)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)在擠壓機(jī)上的應(yīng)用MSP430單片機(jī)在智能水表系統(tǒng)