【正文】 nm和工作機主動軸轉速 nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為： 總i ＝ nm/nw nw＝ nm=1430r/min i＝ 2． 合理分配各級傳動比 由于減速箱是展開式布置，所以 i1＝（ ） i2。 ?????????HEdt ZuuTK σφ 各軸轉矩 T1= N m? T2= N m? T3= N m? T4= N m? 7 級精度； z1＝ 20 z2＝ 96 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 7 3． 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） （ 1） 試選 Kt＝ （ 2） 由 [1]表 10－ 7 選取尺寬系數(shù)φ d＝ 1 （ 3） 由 [1]表 10－ 6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝ （ 4） 由 [1]圖 10－ 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σ Hlim2＝550MPa； （ 5） 由 [1]式 10－ 13 計算應力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60179。 10e8 此式中 j 為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 10e9 N2＝ 179。 mm= 4． 按齒根彎曲強度設計 由 [1]式 (10— 5) m≥ ? ?3212 其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 8179。* ?????????HEdt ZuuTK σφ = 3 23 故載荷系數(shù) K=KAKVKHα KHβ =1179。 = 2） 查取應力校正系數(shù) 有 [1]表 105 查得 YFa1=。 功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑 壓力角 Kw 178。 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 GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 400 N178。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈 =8`16`〉大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承 又根據(jù) d23=42mm 選 61909 號 右端采用軸肩定位 查 [2] 又根據(jù) d23=42mm 和上表取 d34=d78=45 軸肩與軸環(huán)的高度（圖中 a）建議取為軸直徑的 ~ 所以在 d78=45mm l67=12 c 取安裝齒輪處的軸段 45的直徑 d45=50mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 70，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取 l45=67mm ,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （ 軸直徑的 ~）這里 GY5 凸緣聯(lián)軸器 61909 號軸承 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 14 去軸肩高度 h= d56= 寬度去 b=,取軸的寬度為L56=6mm. d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（有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。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出 a 值參照 [1]圖 1523。當扭轉切應力為靜應力時取 ? ≈ ；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取 ? ≈ ） 1）計算軸的應力 FNH1=758N FNH2= MH= N m? 總M = N m? 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 15 （軸上載荷示意圖） M pammW TMca )11 ( 2)( 3 22232 ?? ????? ?? 前已選定軸的材料為 45號鋼，由 軸常用材料性能表 查得 [σ 1]=60MPa因此σ ca[σ 1]，故安全。因 ??dr， ??dD ， 經(jīng)插值后可查得 2??? ， ??? 又由 [1]附圖 31可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ??q ??q 故有效應力集中系數(shù)按 [1]式（附 34）為 )12()1(1 ???????? ??? ?qk )()1(1 ???????? ??? ?qk 由 [1]附圖 32得尺寸系數(shù) ??? ； 由 [1]附圖 33得扭轉尺寸系數(shù) ??? 。 = 3 初步確定軸的直徑 先按式 [1]152 初步估算軸的最小直徑。按 d45=30mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見 [2]表 41,L=36mm 同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與 軸得配合選 H7/n6。選取軸的材料為 45 號鋼。 m。固取 L23=40mm ， c=15mm，考慮到箱體的制 tF = Fr = mind ? GY2 凸緣聯(lián)軸器 Ka= Tca=178。 七．連接的選擇和計算 按要求對低速軸 3 上的兩個鍵進行選擇及校核。 10=5mm。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由 [1]表 62 查得許用擠壓應力M Pap 1 2 0~1 0 0][ ?? ，取其平均值， MPap 110][ ?? 。 圓頭普通平鍵 （ A型） p? = 鍵 16179。下面對箱體進行具體設計： 箱體的尺寸直接影響它的剛度。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。 ?? 。 3）軸具有足夠的強度及剛度 由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其 產(chǎn)生彎扭變形 時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。 [3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2021 年 5 月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2021 年 6 月第一版； [5]《工程機械 構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編， 2021 年 8 月第四版； [7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編， 2021 年 1 月第四版。 （ 6）由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱 蓋。 （ 4）通氣器 通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外 氣壓一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。 為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較 厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。查 [2]表 72，選用鈣基潤滑脂（ GB/T 4911987），代號為 LXAMHA1。根據(jù) [1]式（ 61）可得 MP aMP aMP ak l dT pp 110][ 33 ????? ????? ??所以所選的鍵滿足強度要求。 63 GB/T 10691979。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=63mm。 1）求比值 軸承所受徑向力 NNF r 22 ??? 所受的軸向力 NFa 0? 它們的比值為 0?raFF 根據(jù) [1]表 135，深溝球軸承的最小 e 值為 ，故此時 eFFra?。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。 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。 功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑 壓力角 178。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受 小的軸向載荷。 B 中間軸 2 的設計 1 總結以上的數(shù)據(jù)。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。 = N 通過計算有 FNH1=758N FNH2= MH=FNH2*= N178。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=45。選取軸的材料為 45 號鋼。201 310* ??? e= 對結果進行處理取 m= ，（見機械原理表 54，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列） 小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=≈ ≈ 20 大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=*20=64 7 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=20*=70 ， d2=z2m=64*=224 a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圓整后取 147mm ，d1 11mZ? = 2） 計算齒輪寬度 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 b=φ dd1 b=70mm B1=75mm， B2=70mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 510mm 7） 驗算 Ft=2T2/d2=2**10e3/70= N *1 ???