【正文】 － 5 查得 Ysa1=； Ysa2= （ 3） 計算大、小 齒輪的并 ? ?FSaFaYYσ 加以比較 ? ?111F SaFaYYσ = ? = ? ?222F SaFaYYσ = 266 ? = 大齒輪的數(shù)值大。 10e8 此式中 j 為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。由 [1]式 (10— 5) m≥ ? ?3211 選取軸的材料為 45 號鋼。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。截面 C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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。 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(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T58432021（見表 [2]82），選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63 N178。 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?。 63 GB/T 10691979。查 [2]表 72，選用鈣基潤滑脂（ GB/T 4911987），代號為 LXAMHA1。 （ 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(yùn)轉(zhuǎn)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。 （ 6）由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點(diǎn)，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。 3）軸具有足夠的強(qiáng)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(dāng)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(shè)計要求最高，通過了對軸長時間的精心設(shè)計，設(shè)計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。 圓頭普通平鍵 （ A型） p? = 鍵 16179。 10=5mm。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。選取軸的材料為 45 號鋼。 = 3 初步確定軸的直徑 先按式 [1]152 初步估算軸的最小直徑。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取 ? ≈ ；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取 ? ≈ ） 1）計算軸的應(yīng)力 FNH1=758N FNH2= MH= N m? 總M = N m? 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)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。在高速轉(zhuǎn)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(yīng)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(xué)院 07 機(jī)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(jī)構(gòu)設(shè)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。 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 齒輪分度圓直徑 壓力角 Kw 178。故載荷系數(shù) K=KAKVKHα KHβ =1179。 8179。 mm= 4． 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由 [1]式 (10— 5) m≥ ? ?3212 10e8 此式中 j 為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 總? = Pw= KW Pd＝ KW nw= r/min 電機(jī) Y100L24 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 5 電 動 機(jī)型號 額定功率 /KW 滿載轉(zhuǎn)速r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/Kg Y100L24, 1430 38 三 計算傳動裝置的運(yùn)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(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速 nw可確定傳動裝置應(yīng)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。由 [1]表 132 知圓柱齒輪傳動比范圍為 3— 5。 365179。 179。 179。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ [σ H]1＝ 540MPa MPaH ?? d1t= v= m/s b= m=11zdt = KA=1 KV= 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)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。結(jié)果合適 8） 由此設(shè)計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 70 20176。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(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L12=80mm b 初步選擇滾動軸承。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 齒輪分度圓直徑 壓力角 Kw 178。 m 1430r/min 42mm 20176。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由 [1]表 62 查 得許用擠壓應(yīng)力M Pap 1 2 0~1 0 0][ ?? ，取平均值， MPap 110][ ?? 。 鍵的標(biāo)記為：鍵 10179。 在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強(qiáng)肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。 （ 7）定位銷 在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)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。 [2]《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》（第 3 版） — 吳宗澤，羅盛國主編 北京：高等教育出版社， 2021。 油脂 LXAMHA1。 九．箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。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。 ????? （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。 m 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T58432021（見表 [2]82），選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63 N178。 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。 2) 截面 IV 左側(cè) 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(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 16 截面 IV 左側(cè)的彎矩 M mNLLMM ??????? 截面 IV 上的扭矩 3T 為 T3= N m? 截面上的彎曲應(yīng)力 MP amm MNWM 3 ?????? 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MP ammWT TT 225 m N 26 7 33 ????? 軸的材料為 45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由 [1]表 151查得 MPaB 640??