【正文】 3 查得 KFB = 由 [1]表 10— 3 查得 KHα =KHα =。 179。 70 五 軸的設計 （在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核 一根低速軸的強度） A 低速軸 3 的設計 1 總結以上 的數(shù)據(jù)。 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 [1]141,取 Ka= 則； Tca=Ka*T3=*=178。當量摩擦系數(shù)最少。各軸肩處的圓角半徑見上圖 5) 求軸上的載荷（見下圖） 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。 M 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1=758N FNH2= FNV1= FNV2= 彎矩 MH= N m? MV= N m? 總彎矩 M 總 = N m? 扭矩 T3= N m? 6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C 的強度） 根據(jù) [1]式 155及表 [1]154中的取值，且 ? ≈ （式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。 2) 截面 IV 左側 抗彎截面系數(shù) 333 mmdW ???? 抗扭截面系數(shù) 333 1 8 2 2 mmdW T ???? ca? = W= Wr=188225 mm3 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 16 截面 IV 左側的彎矩 M mNLLMM ??????? 截面 IV 上的扭矩 3T 為 T3= N m? 截面上的彎曲應力 MP amm MNWM 3 ?????? 截面上的扭轉切應力 MP ammWT TT 225 m N 26 7 33 ????? 軸的材料為 45號鋼，調質處理，由 [1]表 151查得 MPaB 640?? MPa2751 ??? ， MPa1551 ??? 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) ?? 及 ?? 按 [1]附表 32查取。 2 求作用在齒輪上的力 NdTF t 10**22 322 ??? Fr =Ft*tan? =*tan20176。 C 軸上零件得周向定位 齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。 = 3 初步確定軸的直徑 先按式 [1]152 初步估算軸的最小直徑。 m 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準 GB/T58432021（見表 [2]82），選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63 N178。右端采用軸肩定位 查 [2] 又根據(jù)d23=18mm 和上表取 d34=20mm c 取安裝齒輪處的軸段 45 的直徑 d45=25mm d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為 25mm。 ????? （工作時間） ,根據(jù) [1]式（ 135） hhhPCnL rh4 6 7 2 05 3 0 4 21 9 2 01 2 8 0 09 3 .1 r / m i n60106010 366?????? ）（）（Ⅲ?（ 3?? 對于球軸承取 3） 所以所選的軸承 61909 滿足要求。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k==179。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。 70 GB/T 10691979。 九．箱體及其附件的結構設計 1）減速器箱體的結構設計 箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。 2）減速器附件的結構設計 （ 1）檢查孔和視孔蓋 檢查孔 用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。 油脂 LXAMHA1。 2）選用的齒輪滿足強度剛度要求 由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強 度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。 [2]《機械設計課程設計手冊》（第 3 版） — 吳宗澤，羅盛國主編 北京：高等教育出版社， 2021。齒 輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 （ 7）定位銷 在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。 在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。 為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。 鍵的標記為：鍵 10179。 2）對連接聯(lián)軸器與軸 3 的鍵的計算 （ 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 類似以上鍵的選擇，也可用 A型普通平鍵連接。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由 [1]表 62 查 得許用擠壓應力M Pap 1 2 0~1 0 0][ ?? ，取平均值， MPap 110][ ?? 。 2）計算當量動載荷 P，根據(jù) [1]式（ 138a） )( arP YFXFfP ?? 按照 [1]表 135， X=1， Y=0,按照 [1]表 136， ~?Pf ， 取 ?Pf 。當量摩擦系數(shù)最少。 m。 m 1430r/min 42mm 20176。當量摩擦系數(shù)最少。 功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑 壓力角 Kw 178。截面 V? 和 V 顯然更不必校核。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此 處選軸的尺寸公差為 m6。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm , 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取 12斷的長 度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L12=80mm b 初步選擇滾動軸承。 根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。結果合適 8） 由此設計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 70 20176。2FSaFadYYzKT σφ 5 確定計算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強 度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]= （ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = 1）計算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ [σ H]1＝ 540MPa MPaH ?? d1t= v= m/s b= m=11zdt = KA=1 KV= 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 11 由 [1]表 10— 4查得 7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的KHB計算公式和直齒輪的相同，固 KHB=+(1+ 179。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 （ 6） 由 [1]圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ （ 7） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。 179。 KHB= KFB = KHα =KHα = K= d1= m= σ F1=500Mpa σ F2=380MPa KFN1= KFN2= S= [σ F1]= [σ F2] = K= Ysa1= Ysa2= ? ?111FSaFaYYσ = ? ?222F SaFaYYσ = 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 9 2） 設計計算 m≥ 32 01 179。1 1065 * ?????????= （ 2） 計算圓周速度 v= 100060 21? ndtπ = 100060 ??π = （ 3） 計算齒寬 b 及模數(shù) m b=φ dd1t=1179。 365179。 m 1． 選精度等級、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。由 [1]表 132 知圓柱齒輪傳動比范圍為 3— 5。 5%； 6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 總? = Pw= KW Pd＝ KW nw= r/min 電機 Y100L24 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 5 電 動 機型號 額定功率 /KW 滿載轉速r/min 堵轉轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 質量/Kg Y100L24, 1430 38 三 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配 1． 計算總傳動比 由電動機的滿載轉速