【正文】 衷心的感謝老師的指導和幫助。通過兩個星 40 期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識 .為我們以后的工作打下了堅實的基礎。20=6 8 取 M6 定位銷直徑 d ()d2=(0.)179。+12= 取 M20 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250 時，取 n=4 取 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 =179。1+3= 取 8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 =179。本設計中由于密封界面的 相對速度較小，故采用接觸式密封。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于 30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為 30mm。 第十一部分 減速器的潤滑和密封 減速器的潤滑 36 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大 小而定。 106≥ Lh 所以軸承預期壽命足夠。 106179。 +0179。 10003 = 179。3 60179。 105≥ Lh 所以軸承預期壽命足夠。 480106179。 300 = 2400 h 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷 P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表 125查得徑向動載荷系數(shù) X和軸向動載荷系數(shù) Y 分別為： X = 1， Y = 0 所以 : 32 P = XFr+YFa = 1179。 82179。 100mm，接觸長度 :l39。 2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為： b179。 12179。 12mm179。 120/1000 = Nm T≥ T2，故鍵滿足強度要求。d[?F] = 179。 l = 14mm179。 45179。 = 5014 = 36 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為 : T = 39。 h179。 32179。 56mm，接觸長度 :l39。軸的彎扭受力圖如下： 29 30 第 六 部分 齒輪的結構設計和鍵的選擇及校核 齒輪 1 的結構設計 與軸鍵選擇 2 0 . 6 5,mm65,mm407 4 m md 1111 ???? TBD， 16 0m m78 m m4m mmm742d *1a1 ?????? mhd 由機械設計教材知可以做成實心齒輪 該處選用普通平鍵尺寸為： b179。根據(jù)公式（ 144），取 ? = ，則有： ?ca = McaW = M21+( )α T3 2W = 2+( )179。 截面 C處的合成彎矩： M = M2H+M2V = 530418 Nmm 作合成彎矩圖（圖 f）。 82155+82 = N FNV2 = FrL2L2+L3 = 179?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度 T = 24 mm 高速大齒輪輪轂寬度B2 = 56 mm，則 l45 = B2+c+5++Δ +sl5615 = 56+12+5++16+81215 = mm l78 = T+s+Δ ++2 = 24+8+16++2 = mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 h = (2~3)R，由軸徑 d67 = 75 mm 查表，得 R = 2 mm，故取 h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑 d56 = 87 mm。 24mm，故 d34 = d78 = 70 mm，取擋油環(huán)的寬度為 15，則 l34 = 24+15 = 39 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。參照工作要求并根據(jù) d23 = 68 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承 6214，其尺寸為d179。 26 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， III軸段右端需制出一軸肩，故取IIIII 段的直徑 d23 = 68 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D = 73 mm。3 = mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 1000288 = N Fr = Ft179。 1000 2179。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 B）的強度。 Nmm = 18995 Nmm MV2 = FNV2L3 = 179。 179。 +179。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s = 8 mm，已知滾動軸承寬度 T = 18 mm，則 l12 = T+Δ +s+2 = 18+16+8+2 = 44 mm l56 = T2T+s+Δ ++2 = 18+8+16++2 = mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。由手冊上查得 6208 型軸承的定位軸肩高度 h = mm，因此，取 d23 = 45 mm。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度 B = 56 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 l45 = 54 mm。 T = 40179。3 = mm 21 1）初步選擇滾動軸承。 tan20176。 = N 已知低速 級小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 87 mm 則 : Ft2 = 2T 2d 3 = 2179。=14mm 18 兩軸承之間的距離為 L=190mm 所以支點之間的距離為 S=L2T=190mm28mm=164mm 2） 計算軸的支反力： )36164(111 ?????????? NFrFF raa N NNNFFF arb 8 0 311 ????? 3） 計算軸的彎矩，并做彎矩圖： C左截面在垂直面上的彎矩： NFM ac ???左 C右截面在垂直面上的彎矩： NFM ???? ）（右 彎矩圖如下： 19 NFF 36164ta2 ????? ）（）（ NNFFF 2 24 3 5 .65 5 8 .1 Na2tb2 ???? NFM ??? C點 的合成彎矩為 NMMM VHC ??? 扭矩圖如下： 5按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 C）的強度。 17 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ，由聯(lián)軸器的選擇確定輸入軸 ab段，軸徑為 20mm，長度為 45mm。 tan? = 179。Yε =。mm。ZH=。b1=65 調(diào)整后強度校核 齒面接觸疲勞強度校核 KH=KAKVKHαKHβ= T1=103NKAFt1/b=100N/mm 查表得 KFα=。 1000 =。YFa2 = YSa1 =。m 查表得齒間載荷分配系數(shù) KH? =； KH? = 13 KH = KAKVKH?KH? = 可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1 = d 1t3 K HK Ht = mα = d1cosβ/z1 = =； βb=arctan(tanβcosαt)=176。齒寬 b = φ dd 1t = 計算實際載荷系 數(shù) KH 由表查得使用系數(shù) KA =。 u177。重合度系數(shù) Z??????? ???? ?）（ 134 ????????β= ?cos =。由圖查取區(qū)域系數(shù) ZH = 12 切向壓力角 αt=arctan(tanαn/cosβ)=176。 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為 240HBS 初選小齒輪齒數(shù) z1=20 大齒輪 z2=93。 變位系數(shù) x1=x2=0。m=2mm。Yβ=。YFa1=。ZE= Zε =。Φd=1。d2= mmmz cos2 ?? 齒寬 b=φ dd1= 取 b2=76mm。][ Ysa2a2FYF?= 取][YsaaFYF?= 試算模數(shù) mt mmYK FF F][ Yz YT23 saa1d1t2 ??? ??? 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度 v = π d 1tn 260179。 ε α v=ε α /cos2βb=。 1000 =。[?H]2 = K HN2σ Hlim2S =605MPa 取 [?H]1和 [?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [?H] = [?H]2 =605Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 d 1t ≥ 3 2K HtT 1ψ d179。