二級展開式直齒圓柱齒輪減速器設計及仿真【三維Creo模型】【含4張CAD圖紙】【含CAD圖紙】【JSQ系列】

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機械設計課程設計 計算說明書 設計題目： 設計帶式輸送機中的傳動裝置 專業(yè)年級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 機械設計課程設計任務書 學生姓名： 學號： 專業(yè)： 任務起止時間： 設計題目：設計帶式輸送機中的傳動裝置 傳動方案如圖1所示： 1軸 圖1 帶式輸送機減速裝置方案 二、原始數據 滾筒直徑d /mm 800 傳送帶運行速度v /(m/s) 1.8 運輸帶上牽引力F /N 2200 每日工作時數T /h 24 傳動工作年限 5 單向連續(xù)平穩(wěn)轉動，常溫空載啟動。 三、設計任務： 1.減速器裝配圖1張（A0圖紙） 2.低速軸零件圖1張（A3圖紙） 3.低速軸齒輪零件圖1張（A3圖紙） 4.設計說明書1份 在三周內完成并通過答辯 參考資料：《機械設計》 《機械設計基礎》 《課程設計指導書》 《機械設計手冊》 《工程力學》 《機械制圖》 指導教師簽字： 2017年 12月 17 日 目錄 一、電機的選擇 1 二、傳動裝置的運動和動力參數計算 2 三、V帶傳動設計 4 四、設計減速器內傳動零件（直齒圓柱齒輪） 6 五、軸的結構設計計算 18 六、軸的強度校核 24 七、校核軸承壽命 33 八、鍵連接的選擇和計算 34 九、箱體的設計 35 十、心得體會 36 一、電機的選擇 1.1 選擇電機的類型和結構形式： 依工作條件的要求，選擇三相異步電機： 封閉式結構 U=380 V Y型 1.2 電機容量的選擇 工作機所需的功率PW=Fv /1000= 3.96 kW V帶效率h1： 0.96 滾動軸承效率（一對）h2： 0.99 閉式齒輪傳動效率（一對）h3: 0.97 聯軸器效率h4： 0.99 工作機（滾筒）效率h5(hw)： 0.96 傳輸總效率h= h1×h24×h32 × h4 ×h5 = 0.825 則，電動機所需的輸出功率Pd=Pw/h= 4.8 kW 1.3 電機轉速確定 卷筒軸的工作轉速= 42.97 r/min V帶傳動比的合理范圍為2~4，兩級圓柱齒輪減速器傳動比的合理范圍為8~40，則總傳動比的合理范圍為=16~160，故電動機轉速的可選范圍為：= 688 ~ 6875 r/min 在此范圍的電機的同步轉速有： 750 1000 1500 3000 r/min 依課程設計指導書表18-1：Y系列三相異步電機技術參數（JB/T9616-1999）選擇電動機 型 號： Y132S-4 額定功率Ped： 5.5kw 同步轉速n： 1500 滿載轉速nm： 1440 二、傳動裝置的運動和動力參數計算 總傳動比： 33.51 2.1 分配傳動比及計算各軸轉速 取V帶傳動的傳動比i0= 4 則減速器傳動比i=i/i0= 8.38 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 3.43 則低速級傳動比 8.38 2.2 傳動裝置的運動和動力參數計算 0軸（電動機軸） 4.8 kW 1440 r/min 31.83 N×m 1軸（高速軸） 4.608 kW 360 r/min 122.24 N×m 2軸（中間軸） 4.43 kW 104.96 r/min 403.07 N×m 3軸（低速軸） 4.25 kW 43.02 r/min 943.46 N×m 4軸（滾筒軸） 4.17 kW 43.02 r/min 925.70 N×m 以上功率和轉矩為各軸的輸入值，1~3軸的輸出功率或輸出轉矩為各自輸入值與軸承效率的乘積。各軸運動和動力參數如下表： 表2-1 各軸運動和動力參數 軸名 功率P/kW 轉矩T/N×m 轉速 n/(r/min) 傳動比i 效率h 輸入 輸出 輸入 輸出 0軸 4.8 31.83 1440 1 1 1軸 4.608 4.562 122.24 121 360 4 0.96 2軸 4.43 4.39 403.07 398.97 104.96 3.43 0.96 3軸 4.25 4.21 943.46 934 43.02 2.44 0.96 4軸 4.17 4.13 925.70 916.4 43.02 1 0.98 三、V帶傳動設計 3.1 確定計算功率 根據已知條件結合教材《 機械設計 》由表 8-8 得到工作情況系數KA= 1.3 ，故Pca=KA×Pd= 6.24 kW。 3.2 選擇普通V帶型號 已知Pca，nm，結合教材《 機械設計 》由圖 8-11 確定所使用的V帶為 A 型。 3.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速 (1) 結合教材《 機械設計 》由表 8-9 ，初選小帶輪直徑dd1= 100 mm。 (2) 驗算帶速： 7.54 m/s，滿足5m/s120°合格。 3.6 計算V帶根數Z 由nm，dd1結合教材《 機械設計 》查表 8-4 得P0= 1.32 kW。 由nm，i0， A 型帶，查表 8-5 得DP0= 0.17 kW。 已知a1查表 8-6 得Ka= 0.93 ，已知Ld查表 8-2得KL= 1.09 則V帶根數 4.03 ，取z= 4 。 3.7 計算壓軸力 由教材《 機械設計 》表 8-3 ，可知 A 型帶單位長度質量q= 0.105 kg/m。 單根V帶的初拉力最小值： = 180.61 N。 壓軸力的最小值： = 1417.31 N。 四、設計減速器內傳動零件（直齒圓柱齒輪） 4.1 高速級齒輪傳動設計 4.1.1選定齒輪類型、等級精度、材料及齒數 1.按照圖1中所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20°。 2.帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選7級精度。 3.材料選擇：由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。 4.選小齒輪齒數z1=34，大齒輪齒數z2=i1z1=3.3234=116.62，取z2=117。 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 1.由式（10-11）計算小齒輪分度圓直徑，即 （1）確定公式中的各參數值 1）試選KHt=1.3。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 3）由表10-7選取齒寬系數。 4）由圖10-20查得區(qū)域系數ZH=2.5。 5）由表10-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2。 6）由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數。 7）計算接觸疲勞許用應力。 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=600MPa、=550MPa。 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN1=1.02，KHN2=1.1。 取失效概率為1%、安全系數S=1，由式（10-14）得 取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 （2）試算小齒輪分度圓直徑 =57.19mm 2.調整小齒輪分度圓直徑 （1）計算實際載荷系數前的數據準備。 1）圓周速度v。 2）齒寬b。 （2）計算實際載荷系數KH。 1）由表10-2查得使用系數KA=1.00。 2）根據v=1.08m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.04。 3）齒輪的圓周力。 查表10-3得齒間載荷分配系數=1.2。 4）由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數=1.421。 由此，得到實際載荷系數 （3）由式（10-12），可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 及相應的齒輪模數 4.1.3按齒根彎曲疲勞強度設計 1.由式（10-7）試算模數，即 （1）確定公式中的各參數值 1）試選KFt=1.3。 2）由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合系數。 3）計算。 由圖10-17查得齒形系數YFa1=2.16，YFa2=2.05。 由圖10-18查得應力修正系數Ysa1=1.46，Ysa2=1.68。 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限分別為=500MPa、=380MPa。 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.92，KFN2=0.98。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 （2）試算模數 =1.411mm 2.調整齒輪模數 （1）計算實際載荷系數前的數據準備。 1）圓周速度v。 2)齒寬b。 3)寬高比b/h。 b/h=47.974/3.174=15.11 （2）計算實際載荷系數KF。 1)根據v=0.904m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.03。 2)由，，查表10-3得齒間載荷分配系數=1.0。 3)由表10-4用插值法查得=1.419，結合b/h=15.11查圖10-13，得=1.3。 則載荷系數為 (3)由式(10-13)，可得按實際載荷系數算得的齒輪模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數1.425mm并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=63.39mm，算出小齒輪齒數z1=d1/m=63.39/2=31.695。 取z1=32，則大齒輪齒數，取z2=109，z1與z2互為質數。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4.1.4幾何尺寸計算 1.計算分度圓直徑 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(5~10)mm，即 取b1=70mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2=b=64mm。 4.1.5圓整中心距后的強度校核 1.齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式（10-10）中的各參數。KH=1.77， ，，d1=64mm，i1=3.43，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。將它們代入式（10-10），得到 齒面接觸疲勞強度滿足要求。 2.齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數。KF=1.339, ，YFa1=2.16，YSa1=1.46，YFa2=2.05，YSa2=1.76，，，m=2mm，z1=32。將它們代入式（10-6），得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 4.1.7主要設計結論 齒數z1=32、z2=1079，模數m=2mm，壓力角=20°，中心距a=141mm，齒寬b1=70mm、b2=64mm。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。 4.2 低速級齒輪傳動設計 4.2.1選定齒輪類型、等級精度、材料及齒數 1.按圖1所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動， 壓力角取為20°。 2.帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選7級精度。 3.材料選擇：由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。 4.選小齒輪齒數z1=34，大齒輪齒數z2=i2z1=2.4434=82.96，取z2=83。 4.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 1.由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即 （1）確定公式中的各參數值 1）試選KHt=1.3。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 3）由表10-7選取齒寬系數。 4）由圖10-20查得區(qū)域系數ZH=2.5。 5）由表10-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2。 6）由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數。 7）計算接觸疲勞許用應力。 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=600MPa、=550MPa。 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN1=1.06，KHN2=1.13。 取失效概率為1%、安全系數S=1，由式（10-14）得 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 （2）試算小齒輪分度圓直徑 =87.10mm 2.調整小齒輪分度圓直徑 （1）計算實際載荷系數前的數據準備。 1）圓周速度v。 2）齒寬b。 （2）計算實際載荷系數KH。 1）由表10-2查得使用系數KA=1。 2）根據v=0.479m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.02。 3）齒輪的圓周力。 查表10-3得齒間載荷分配系數=1.1。 4）由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數=1.428。 由此，得到實際載荷系數 （3）由式（10-12），可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 及相應的齒輪模數 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計 1.由式（10-7）試算模數，即 （1）確定公式中的各參數值 1）試選KFt=1.3。 2）由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合系數。 3）計算。 由圖10-17查得齒形系數YFa1=2.46，YFa2=2.26。 由圖10-18查得應力修正系數Ysa1=1.65，Ysa2=1.78。 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限分別為=500MPa、=380MPa。 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.92，KFN2=0.88。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 （2）試算模數 =2.192mm 2.調整齒輪模數 （1）計算實際載荷系數前的數據準備。 1）圓周速度v。 2)齒寬b。 3)寬高比b/h。 b/h=74.528/4.932=15.11 （2）計算實際載荷系數KF。 1)根據v=0.33m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.02。 2)由，，查表10-3得齒間載荷分配系數=1.0。 3)由表10-4用插值法查得=1.423，結合b/h=15.11查圖10-13，得=1.45。 則載荷系數為 (3)由式(10-13)，可得按實際載荷系數算得的齒輪模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數2.33mm并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=93.3mm，算出小齒輪齒數z1=d1/m=93.3/3=31.1。 取z1=31，則大齒輪齒數，取z2=79，z1與z2互為質數。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4.2.4幾何尺寸計算 1.計算分度圓直徑 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(5~10)mm，即 取b1=100mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2=b=96mm。 4.2.5圓整中心距后的強度校核 1.齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式（10-10）中的各參數。KH=1.602， ，，d1=96mm，i2=2.44，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。將它們代入式（10-10），得到 齒面接觸疲勞強度滿足要求。 2.齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數。KF=1.566， ，YFa1=2.46，YSa1=1.65，YFa2=2.26，YSa2=1.78，，，m=2.5mm，z1=32。將它們代入式（10-6），得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 4.2.7主要設計結論 齒數z1=32、z2=79，模數m=3mm，壓力角=20°，中心距a=166.5mm，齒寬b1=100mm、b2=96mm。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。 4.3 傳動齒輪的主要參數 表4-3 傳動齒輪的主要參數 高速級 低速級 齒數 z 32 109 32 79 中心距a /mm 141 166.5 模數 m /mm 2 3 齒寬b /mm 70 64 100 96 分度圓直徑d/mm 64 218 96 237 齒頂高ha /mm 2 2 3 3 齒根高hf /mm 2.5 2.5 3.75 3.75 齒高h /mm 5 5 6.75 6.75 齒頂圓直徑da /mm 68 222 102 243 齒根圓直徑df /mm 79 213 88.5 229.5 五、軸的結構設計計算 5.1 高速軸的計算（1軸） 根據表 15-1 得，高速軸材料為： 45鋼 ，熱處理方式： 調質 ，許用彎曲應力[σ-1b]= 60 MPa。 初估軸徑 初選軸徑，根據扭轉強度計算初估。由表 15-3 得常數A0= 120 12034.608/360 =28.1 mm 考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 0.843 mm，圓整后暫取d1= 30 mm。 軸的徑向尺寸設計 根據軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖： 圖2 高速軸徑向尺寸圖 表5-1 高速軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明 d1= 30 初估軸徑并圓整 d2= 37 d2= d1+（3~4）C1 定位軸間，C1=2.0 d3= 40 查指導書取標準件軸承 根據尺寸要求選取6208軸承 d4= 46 d4= d3+（3~4）C1 定位軸間，參考軸承安裝尺寸 d5= 68 齒頂圓直徑 da=68mm d6= 46 同d4 d7= 40 查指導書取標準件軸承 根據尺寸要求選取6208軸承 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內用充分的文字說明支撐計算結果）： 圖3 高速軸軸向尺寸圖 經驗值的計算與選?。? 軸承端蓋至箱外傳動件間的距離L￠= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 聯接螺栓至外箱壁的距離C1= 20mm ；至凸緣邊距離C2= 18mm 軸承座寬度L=C1+C2+d+(5~10)= 52mm 齒輪至機體內壁的距離D2= 10mm 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10mm 軸承內側至箱體內壁的距離D4= 12mm r（指導書38頁圖5-12） 表5-2 高速軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說明 L1= 46.8 L=（1.5~ 2）d1 L2= 49.6 L’+e+L-B-D4 e =1.2d3=9.6mm d3:螺釘直徑 L3= 20 軸承寬B+D 6208軸承B=18mm D取2mm L4= 127 滿足整體尺寸要求 L5= 70 高速級小齒輪齒厚b1 L6= 20 滿足齒輪端面與箱座內壁距離 L7= 18 軸承寬B 6208軸承B=18mm l1= 64 齒輪及軸承安裝位置確定 l2= 169 齒輪及軸承安裝位置確定 l3= 84 帶輪及軸承安裝位置確定 5.2 中間軸的計算（2軸） 根據表 15-1 得，中間軸材料為： 45鋼 ，熱處理方式： 調質 ，許用彎曲應力[σ-1b]= 60 MPa。 初估軸徑 初選軸徑，根據扭轉強度計算初估。由表 15-3 得常數A0= 115 11534.43104.96 =40.04 mm 軸的徑向尺寸設計 根據軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖： 圖4 中間軸徑向尺寸圖 表5-3 中間軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明 d1= 45 參考初估軸徑，選取軸承6209 軸承內徑為45mm d2= 48 d2= d1+（1~3） 過渡軸肩 d3= 54 d3= d2+（3~4）C1 定位軸間，C1=2.0 d4= 48 同d2 d5= 45 6209軸承內徑45mm 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內用充分的文字說明支撐計算結果）： 圖5 中間軸軸向尺寸圖 經驗值的計算與選?。? 輪轂寬度與軸段長度之差D= 2 （指導書38頁圖5-10） 齒輪至機體內壁的距離D2= 10 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10 軸承內側至箱體內壁的距離D4= 12（指導書38頁圖5-12） 表5-4中間軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說明 L1=42 B+D2+D4+2-(b3-b4)/2 軸承寬B=19mm L2=98 b3-D b3=100mm L3=8 D3-(b3-b4)/2 軸肩 L4=62 b2-D b2=64mm L5=42 B+D2+D4+(b1-b2)/2 齒輪安裝位置 l1=64.5 L1+L2-B/2- b3/2 齒輪及軸承安裝位置確定 l2=90 b2/2+D3+ b4/2 齒輪相對位置確定 l3=82.5 D2+D4++B/2+ b3/2 齒輪及軸承安裝位置確定 5.3 低速軸的計算（3軸） 根據表 15-1 得，低速軸材料為： 45鋼 ，熱處理方式： 調質 ，許用彎曲應力[σ-1b]= 60 MPa。 初估軸徑 初選軸徑，根據扭轉強度計算初估。由表 15-3 得常數A0= 110 50.85 mm 考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 1.5255 mm，圓整后暫取d1= 53 mm。 軸的徑向尺寸設計 根據軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖： 圖6 低速軸徑向尺寸圖 表5-5 低速軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明 d1=55 參考初估軸徑，選取聯軸器 HL4 d2=63 d2= d1+（3~4）C1 C1=2.5 d3=65 選取6213軸承 軸承內徑=65mm d4=74 軸承安裝尺寸 查表得6213軸承安裝尺寸 d5=82 d5= d6+（3~4）C1 定位軸肩，C1=2.5 d6=68 d6= d7+（1~3） 過渡軸肩 d7=65 同d3 6213軸承 表5-6 所選用聯軸器的主要參數 型號 公稱轉矩Tn /N×m 許用轉速n /mm 軸孔直徑d /mm 軸孔長度L /mm 軸孔長度L1 /mm HL4 1250 2800 55 112 84 D D1 D2 b A 195 16 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下： 圖7 低速軸軸向尺寸圖 經驗值的計算與選取： 軸承端蓋至箱外傳動件間的距離L￠= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 聯接螺栓至外箱壁的距離C1= 20mm ；至凸緣邊距離C2= 18mm 軸承座寬度L=C1+C2+d+(5~10)= 52mm 齒輪至機體內壁的距離D2= 10mm 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10mm 軸承內側至箱體內壁的距離D4= 12mm （指導書38頁圖5-12） 表5-7 低速軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說明 L1=110 由聯軸器轂長確定,略短 選用HL4型聯軸器 L2=46.6 e=1.2×8 L3=38.8 B+D4 B=23mm L4=70 滿足整體尺寸要求 L5=11.2 1.4h 根據《機械設計手冊》 L6=94 比齒輪輪轂寬度小1~2mm L7=49 齒輪及軸承安裝位置確定 l1=113 聯軸器與軸承相對位置確定 l2=156.5 齒輪及軸承安裝位置確定 l3=90 齒輪及軸承安裝位置確定 六、軸的強度校核 6.1 高速軸校核 軸的受力分析如下圖： 圖8 高速軸受力分析 齒輪的受力 3820 N； 1390.4 N 水平面內軸承約束力 列方程： 解得： FNH1=2770.7N FNH2=1049.3N 圖9 高速軸水平面軸承約束力 豎直面內軸承約束力 列方程： 解得： FNV1=1008.5N FNV2=381.9N 圖10 高速軸豎直面軸承約束力 彎矩圖和扭矩圖 水平面內彎矩圖 圖11 高速軸水平面內彎矩圖 豎直面內彎矩圖 圖12 高速軸豎直面內彎矩圖 扭矩圖 圖13 高速軸扭矩圖 合成彎矩（考慮最不利的情況下） 帶輪的壓軸力FP在支點產生的反力 圖14 高速軸壓軸力作用反力 列方程： 解得： FNV1=1928.3N FNV2=511N 解得： =119056N·mm MaFp= 解得： MaFp=32702N·mm 彎矩圖 圖15 高速軸壓軸力產生彎矩 合成彎矩 2.21×105 N×mm （注意單位換算） 按第三強度理論校核 18.6 MPa < 滿足強度要求。 6.2 中間軸校核 軸的受力分析如下圖： 圖16 中間軸受力分析 齒輪的受力 大齒輪 3698 N； 1346 N 小齒輪 8397.3 N； 3056.4 N 水平面內軸承約束力 列方程： 解得： FNH1=5320N FNH2=6527.6N 圖17 中間軸水平面軸承約束力 豎直面內軸承約束力 列方程： 解得： FNV1=173.6N FNV2=1626.9N 圖18 中間軸豎直面軸承約束力 彎矩圖和扭矩圖 水平面內彎矩圖 解得： MaH1=3.54×105N·mm MaH2=5.39×105N·mm 圖19 中間軸水平面內彎矩圖 豎直面內彎矩圖 解得： MaV1=1.115×104N·mm MaV2=1.34×105N·mm 圖20 中間軸豎直面內彎矩圖 扭矩圖 圖21 中間軸扭矩圖 最危險截面的合成彎矩 555407 N×mm （注意單位換算） 按第三強度理論校核 54.8 MPa < 滿足強度要求。 6.3 低速軸校核 軸的受力分析如下圖： 圖22 低速軸受力分析 齒輪的受力 7962 N； 2898 N 水平面內軸承約束力 列方程： 解得： FNH1=2907N FNH2=5055N 圖23 低速軸水平面軸承約束力 豎直面內軸承約束力 列方程： 解得： FNV1=1058.1N FNV2=1840N 圖24 低速軸豎直面軸承約束力 彎矩圖和扭矩圖 水平面內彎矩圖 解得： MaH=4.55×105N·mm 圖25 低速軸水平面內彎矩圖 豎直面內彎矩圖 解得： MaV=1.66×105N·mm 圖26 低速軸豎直面內彎矩圖 扭矩圖 圖27 低速軸豎直面內彎矩圖 最危險截面的合成彎矩 4.84×105 N×mm （注意單位換算） 按第三強度理論校核 18.4 MPa < 滿足強度要求。 七、校核軸承壽命 表7-1 所選用的軸承主要參數 軸名稱 軸承代號 d / mm D / mm B /mm Cr / kN 高速軸 6208 40 80 18 29.5 中間軸 6209 45 85 19 31.5 低速軸 6213 65 120 23 57.2 軸承設計要求壽命 365*24*5=43800 h 7.1 高速軸 根據軸的受力情況可知，高速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 7 ， 2948.5 N。 46366 h ＞ 滿足要求。 7.2 中間軸 根據軸的受力情況可知，中間軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 1 ， 6727 N。 48297 h ＞ 滿足要求。 7.3 低速軸 根據軸的受力情況可知，低速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 7 ， 5379 N。 466083 h ＞ 滿足要求。 八、鍵連接的選擇和計算 本設計減速器共需鍵：5 個。 表8-1 鍵的主要參數 軸名 安裝直徑 d / mm 類型 h / mm b /mm 輪轂長度 / mm 鍵長L /mm 高速軸 30 A 7 8 46.8 40 中間軸 48 A 9 14 98 80 48 A 9 14 62 45 低速軸 55 A 10 16 110 100 68 A 12 20 94 70 九、箱體的設計 表9-1 鑄鐵減速器箱體的主要結構尺寸（mm） 名稱 符號 尺寸 機座壁厚 d 8 機蓋壁厚 d1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b1 12 機座底凸緣厚度 b2 20 地腳螺釘直徑 df 18 地腳螺釘數目 n 4 軸承旁聯接螺栓直徑 d1 14 蓋與座聯接螺栓直徑 d2 10 連接螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6 定位銷直徑 d 8 df, d1, d2至外機壁距離 C1 24，20，16 df, d2至凸緣邊緣距離 C2 18，14 軸承旁凸臺半徑 R1 18 凸臺高度 h 45 外機壁與軸承座端面距離 l1 50 大齒輪端面圓與內機壁距離 D1 10 齒輪端面與內機壁距離 D2 10 機蓋，機座筋厚 m1,m 7，7 軸承端蓋外徑 D2 120，125，170 軸承旁聯接螺栓距離 s 180 十、心得體會 漫長而短暫的課程設計即將結束,通過這三個周的課程設計，我學到了非常多。這三個周是非常充實的,時間雖然不長,卻讓我充分了解了設計的一般過程,將多門課程學到的知識通過這次實踐很好的串聯在一起。在這個過程中,我也遇到很多難題,感謝各位指導老師和同學給我耐心的解答。 在這次的設計過程中,我也出了一些錯誤和設計缺陷,充分認識到設計的過程是充滿艱難險阻的,每個步驟都不能馬虎大意。我會用這次課程設計中學到的知識和經驗,對待以后的每一個機械專業(yè)上的問題。而且通過這次的課程設計,我清楚的認識到自己知識面的狹窄,這也激勵這我要加倍學習各方面知識,為以后的設計打下堅實的基礎。 總 成 績： 指導教師簽字： 2018 年 1月 3 日 36