【正文】 180L8。其主要性能參數(shù)如表31所示。表31 電動機主要性能參數(shù)電動機的功率P11 kw電動機滿載轉(zhuǎn)速n730 r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 / 額定轉(zhuǎn)矩電動機的效率電動機的重量175kg選用基本結(jié)構(gòu)型式，機座不帶底腳，端蓋有凸緣。安裝結(jié)構(gòu)型式為制造范圍（機座號）為80315。其示意圖如圖31所示：圖31 電動機的安裝示意圖主要安裝型式尺寸如表32所示。表32 電動機主要安裝尺寸電動機軸伸直徑D48mm電動機軸伸長度E110mm軸伸上鍵槽的尺寸14mm9mm電動機法蘭外徑尺寸350mm電動機法蘭內(nèi)徑尺寸250mm`電動機法蘭螺栓孔均不圓直徑300mm法蘭螺栓孔的數(shù)量和直徑419電動機的總高度L710mm 減速器的選擇電動機額定功率為，電動機的轉(zhuǎn)速考慮到降速比不宜過大，這樣功率損失比較嚴重。所以選擇單級減速器，另外如果降速比過小，減速器輸出的轉(zhuǎn)速將會比較高，這樣會使主軸箱的速比加大， 從而使大小齒輪的齒數(shù)比加大，這樣的話工作軸的轉(zhuǎn)速就會升高。綜合考慮后，選擇的標準減速器的型號為：NGW—L 3 1—9 GB3724—84NGW—行星齒輪減速器L—表示立式3—機座號1—表示單級減速器9—第9種傳動比，公稱傳動比i=10JB3724—84—標準號。減速器與電動機的連接是直連式，減速器的主要外形和安裝尺寸如表33所示表33 減速器主要安裝尺寸法蘭外徑430mm法蘭內(nèi)徑330mm法蘭上螺栓均布的圓周直徑380mm法蘭上螺栓孔的直徑和個數(shù)n618mm法蘭的厚度6mm減速器軸伸直徑d70mm減速器軸伸長度l105mm軸與鍵的總高度t鍵的寬度b20mm減速器的重量120kg減速器的長度L按所配電機確定 齒輪齒數(shù)的確定由被加工零件的工作圖可以看出：十根擴孔鉆分布的圓周直徑為。即十個小齒輪的分布圓直徑也是d=336mm。主軸箱里齒輪的分布簡圖如圖32所示： 圖32 主軸箱大小齒輪的分布1—大齒輪分度圓直徑 2—小齒輪分度圓直徑3—十個小齒輪的分布圓直徑。初選齒輪的模數(shù)為m=3mm（廠方經(jīng)現(xiàn)場實踐，要求至少用此數(shù)）由公式： 式中： —小齒輪齒數(shù)；—小齒輪齒數(shù)。帶入數(shù)據(jù)得齒數(shù)和：+=112大齒輪的轉(zhuǎn)速（經(jīng)過減速器）式中：電動機轉(zhuǎn)速：n=730r/min標準減速器的公稱傳動比：i=10查閱手冊資料，擴孔鉆的轉(zhuǎn)速一般在200r/min左右，不超過210r/min，這也是小齒輪的轉(zhuǎn)速。所以取小齒輪的轉(zhuǎn)速即：大小齒輪的傳動比查《機械制造裝備設計》表36，可選：小齒輪的齒數(shù)：=29； 大齒輪的齒數(shù)：=11227=83。 運動參數(shù)的計算大齒輪軸的轉(zhuǎn)速：小齒輪軸的轉(zhuǎn)速：大齒輪軸的功率 小齒輪軸的功率式中：減速器的效率 ： ；連軸器的效率 ： ；軸承傳動的效率： ；齒輪傳動的效率： 。大齒輪軸的扭矩：小齒輪軸的扭矩：將以上計算數(shù)據(jù)列表如表34所示表34 運動參數(shù)軸的代號轉(zhuǎn)速n（r/min）輸出功率P（kw）輸出扭矩T（）傳動比i效率電機軸73011大齒輪軸小齒輪軸209 齒輪的校核及幾何尺寸的計算 按彎曲疲勞強度進行校核根據(jù)《機械設計第七版》設計計算公式，式（10—4） 進行計算：（1）齒輪上的圓周力大齒輪上的圓周力：大齒輪上的圓周力：（2）齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS,則：由《機械設計第七版》圖10－20c，查得齒輪的彎曲疲勞強度極限：（3）計算應力循環(huán)次數(shù)N由《機械設計第七版》圖10－18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：（4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由《機械設計第七版》式（1012）得：（5）計算載荷系數(shù) 由《機械設計第七版》表102查得使用系數(shù)；計算圓周速度 根據(jù)，7級精度，由《機械設計第七版》圖10－8查得動載系數(shù)；直齒輪，由《機械設計第七版》表10－3查得：；由《機械設計第七版》表10－4查得：7級精度、齒輪相對支撐為對稱布置時 由，查《機械設計第七版》圖10－13得：；故載荷系數(shù) （6）查取齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)由《機械設計第七版》表10－5可查得： ； ； ； 。： 故：按彎曲強度校核兩齒輪符合要求。 按接觸疲勞強度計算按《機械設計第七版》式（10－8a） 進行計算（1）計算載荷系數(shù) （2）由《機械設計第七版》表10－6，查得材料的彈性影響系數(shù)：（3）齒輪的寬度：（4）齒輪分度圓直徑： （5）齒輪所受圓周力 ：（6）齒數(shù)比 ： （7）由《機械設計第七版》圖1021d，按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限： （8）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù) ； （9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1% ； 安全系數(shù)由《機械設計第七版》式（1012）得 ： 故：按接觸疲勞強度校核兩齒輪也均符合要求。 大小齒輪的幾何尺寸計算：：：：：： ： 齒輪的結(jié)構(gòu)設計，故做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。大齒輪的齒頂圓直徑大于160mm，而小于500mm應做成腹板式結(jié)構(gòu)。但考慮到該廠的生產(chǎn)條件，還是做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。 軸的設計。軸的材料一般為45鋼，此軸的材料也用45鋼。熱處理為調(diào)質(zhì)處理。先按《機械設計第七版》式（152）初步估算式中： 軸的功率 ； 軸的轉(zhuǎn)速；根據(jù)《機械設計第七版》表（153）?。淮簖X輪軸的最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 ： 查《機械設計第七版》表141，（考慮到轉(zhuǎn)矩變化很?。┕剩喝?，又： 則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《簡明機械設計手冊》，選用鋼制彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號和參數(shù)如下型號： HL5聯(lián)軸器 GB/T501485公稱轉(zhuǎn)矩為2000； 質(zhì)量為30kg；直徑；半聯(lián)軸器的長度L＝142mm；軸器與軸配合的轂孔長度；半聯(lián)軸器的孔徑d＝50mm，故取與聯(lián)軸器相連的軸的直徑為。（1）擬定軸上零件的裝配方案此軸的零件裝配方案簡圖如圖33所示圖33 大齒輪軸的零件裝配方案圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，取；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故段的長度應比略短一些，現(xiàn)取2）初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查《簡明機械設計手冊》選單列圓錐滾子軸承 30212 GB/T29794。 其尺寸為：，故：；而：右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由《簡明機械設計冊》查得30212型軸承的安裝尺寸，因此3）取安裝齒輪處的軸段的直徑。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂的寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度，取h＝；則軸環(huán)處的直徑；軸環(huán)寬度，取。4）軸承端蓋的總寬度為25mm。綜合考慮后，取。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的軸向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）按由《簡明機械設計手冊》查得平鍵截面：bh＝1811（GB/T109679）； 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36（標準鍵長）。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/h6。 同樣，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m5。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考《機械設計第七版》表15－2，取軸端倒角為；各軸肩處的圓角半徑為R=2mm。大齒輪軸理論上受到很大的彎曲應力，但是仔細分析發(fā)現(xiàn)，其上的徑向力，軸向力都幾乎抵消完了。故：此軸只按扭轉(zhuǎn)強度條件進行校核由《機械設計第七版》式（15－1）式中： ——扭轉(zhuǎn)切應力，單位為； T ——軸所受的扭矩，單位為； ——軸的抗扭截面系數(shù)，單位為； [] ——許用扭轉(zhuǎn)切應力，單位為；（1）確定式中各參數(shù)的具體數(shù)值 查《機械設計第七版》表15－3，；此軸只對兩處有鍵槽的軸段和軸段進行扭轉(zhuǎn)強度校核1）對于軸段來說其上有一個鍵槽，則；由《機械設計第七版》表15－3查得，抗扭截面系數(shù)的計算公式： 式中：d——軸直徑，此處d＝50mm； b——鍵槽的寬度，此處b＝14mm； t——鍵槽的深度，此處t＝；所以有： 故，此軸徑強度符合2）對于軸段來說其上有兩個鍵槽，則查《機械設計第七版》表15－3得，抗扭截面系數(shù)的計算公式： 式中：d——軸直徑，此處d＝65mm； b——鍵槽的寬度，此處b＝18mm； t——鍵槽的深度，此處t＝7mm；所以有：故，此軸徑強度符合 因為小齒輪軸軸伸和擴孔鉆聯(lián)接處的結(jié)構(gòu)比較復雜，加工比較困難；所以其材料要稍微選的好一些，耐用度高一點，故小齒輪軸的材料選為40，熱處理為調(diào)質(zhì)處理。按《機械設計》式（15－2）估算 式中： 因為小齒輪軸上要開一個比較深的孔用來軸向定位，而且其一端要與擴孔鉆相聯(lián)，這段軸徑要比較大，考慮到強度和結(jié)構(gòu)工藝性等方面的因素，最小軸徑定為40mm。根據(jù)軸上零件的布置、裝拆、和定位的需要，小齒輪軸的各段直徑和長度及跨度尺寸如圖34所示圖34 小齒輪軸的裝配方案 圖35 小齒輪的載荷分析圖因為小齒輪軸既受軸向載荷又受徑向載荷的作用，所以其上的兩個滾動軸承均為單列圓錐滾子軸承。查《簡明機械設計手冊》選圓錐滾子軸承的型號為30208 GB/T297－94由于齒輪不在軸端，所以被選鍵為圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)裝齒輪處軸徑d＝35mm，查《簡明機械設計手冊》其尺寸為bhl＝12mm8mm25mm（GB/T297－94）（a）所示小齒輪的受力計算圓周力：式中：； 徑向力：繪出小齒輪軸的空間受力圖，如圖35（a），作垂直面內(nèi)的彎矩圖35（b和c）， 求垂直面內(nèi)B點的彎矩作垂直面內(nèi)的彎矩圖，如圖35（c）所示，作水平面內(nèi)的彎矩圖35（d和e）， 求水平面內(nèi)B點的彎矩作水平內(nèi)的彎矩圖，如圖35（e）所示，作合成彎矩圖如圖35（f）所示求B點的合成彎矩值： ，如圖35（g）所示扭矩：。計算出的截面B處的、M的值如表35所示表35 B處載荷值載荷水平面Z垂直面Y支反力R,彎矩M總彎矩扭矩T進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面。根據(jù)《機械設計第七版》式（15－5）軸的計算應力為： 式中：軸所受的扭矩：；總彎矩：；折合系數(shù)：；軸的抗彎截面系數(shù)：查《機械設計第七版》表15－4得 其中：鍵槽寬度b＝10 mm；軸的直徑d＝40mm；軸上鍵槽深度t＝5mm；查《機械設計第七版》表15－1得：對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力因此有：，故安全。 滾動軸承的選擇與壽命計算 大齒輪軸上的軸承前面已選擇滾動軸承的類型為：30212 GB/T29794此型號滾動軸承的主要參數(shù)，查《簡明機械設計手冊》表5－5－23得內(nèi)徑：d＝60mm；外徑：D＝110mm；徑向當量動載荷：；徑向當量靜載荷：；計算系數(shù)：e＝；Y＝；因為軸承上主要承受了軸向力，徑向力幾乎被抵消，所以只用軸向力進行校核。由《機械設計第七版》式（13－10a）得；當量動載荷：查《機械設計第七版》表13－6，載荷系數(shù)取；軸向力主要是軸上零件重力，估算軸和它上面零件的重力約為：所以有：根據(jù)《機械設計第七版》式（13－5），計算軸承壽命 式中： 對于圓錐滾子軸承； 轉(zhuǎn)速n＝73r/min；基本額定當量動載荷。當量動載荷P＝3600N；帶入數(shù)值計算 h故：選用30212軸承的壽命式足夠的。 小齒輪軸上的軸承主要參數(shù) 已選滾動軸承的類型為： 30208 GB/T297－94此型號軸承的主要參數(shù)，查《簡明機械設計手冊》