減速器設計

㈠ 機械設計，減速器設計

減速器地腳螺栓之間的距離可以根據結構，靈活運用，有個數參考，在合適的位置就可以。

㈡ 高度變位齒輪減速器怎麼設計

一對相嚙合的齒輪有三種傳動方式即 標准齒輪傳動、高度變位傳動和角度變位傳動，其中角度變位又分為正傳動和負傳動；所謂高度變位是指兩個兩個變位齒輪的變位系數X1+X2=0，即高度變位傳動的中心距是同兩個標准齒輪傳動中心距是相等的，通常這種傳動形式是出於在保證中心距的前提下同時保證齒輪的強度等的考慮；要實現高度變位一般根據需要確定了中心距之後將小齒輪正變位，大齒輪採用負變位！

㈢ 減速器設計需要哪些部件，設計的目標參數是啥

不是道你問的是減速機的裝配，還是減速機使用場景的裝配
如果是減速機使用環境的裝配的話，首先要根基你所需要的使用場景確定減速機所需的扭矩，輸入功率，還有就是安裝環境，再者是根據扭矩等參數選擇你所需要的基座大小，這些確定了，基本上就能確定哪個型號的減速機了，我是杭州禹神減速機廠家的，專門生產減速機，如有需要，可以致電，到時候可以給你指導。

㈣ 設計減速器

你就看一抄下初算部分和第二、四、五、六部分的數據吧，設計方案是多種的，這種只是參考，希望你自己把機械設計的課程設計做好，不要掛了~~

初算：
低速軸轉速N2=(60000*v)/(pi*d)=(60000*1.4)/(3.14*400)66.88 r/min
傳遞功率=F*V=2900*1.4 = 4.06 kw

選擇電機，型號Y 160 M2-8，4kw,720r/min
初定傳動比，i=720/66.88=10.76

㈤ 減速器課程設計

我剛剛設計完減速器，和你的這個題目很相似，具體的就不說了， 也數不清楚，剛開始我也是摸不著頭腦， 順著指導老師的方法， 然後跟這書上的步驟一步步去做就沒問題了。
一般是這幾個步驟：
第一：通過計算選擇電動機，選擇帶和設計輪
第二：計算總傳動比，分配各級傳動比。
第三：設計從動齒輪、主動齒輪。
第四：設計從動軸、主動軸。選擇聯軸器，健、軸承。
第五：設計箱體，選擇螺釘、螺栓、銷
第六：繪制裝配圖，根據裝配圖更改錯誤設計和選擇的配件。
在設計的時候仔細研究指導書上的各項要求，這樣就不容易出錯。

㈥ 一級齒輪傳動減速器設計

給你做個參考
一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11

㈦ 減速器設計過程

1、仔細閱讀和研究設計任務書，明確設計要求，分析原始數據和工作條件，擬定傳動；

2、裝置的總體方案；

3、選擇電動機，確定其形式、轉速和功率；

4、計算傳動裝置的總傳功比和分配各級傳動比；

5、計算各軸的轉速、功率和扭矩；

6、通過汁算確定開式傳動（三角帶傳動、鏈傳動或齒輪傳動)的主要參數和尺寸;

7、通過計算確定閉式傳功(齒搶傳幼或蝸桿傳功〕的主要參數和尺寸；

8、初算各軸的直徑，據此進行各軸的結鉤設計;

9、初定軸承的型號和跨距，分析物上的載荷，計算支點反力，通過軸承的壽命計算 ；

10、最後確定其型號；

11、選擇聯軸器和鏈聯接；

12、驗算軸的復合強度和安全系數；

13、繪制減速機裝配圖和零件工作圖；

14、整理和編寫設計計算說明書。

㈧ 一級減速器設計說明書

設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 一 2007年12月15日 星期六 23:41 機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5 五、傳動零件的設計計算………………………………….….6 六、軸的設計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19 八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22 設計題目：V帶——單級圓柱減速器 第四組 德州科技職業學院青島校區 設計者：#### 指導教師：%%%% 二○○七年十二月 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。 （2） 原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s； 滾筒直徑D=280mm。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/π×280 =111r/min 按書P7表2－3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。 4、確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。 三、計算總傳動比及分配各級的偉動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/111=8.6 2、分配各級偉動比 （1） 據指導書，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪×I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=8.6/6=1.4 四、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=960r/min nII=nI/i帶=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.6KW PII=PI×η帶=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.496×0.98×0.96 =2.77KW 3、 計算各軸扭矩（N•mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960 =25729N•mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.496/686 =34747.5N•mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114 =232048N•mm 五、傳動零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算 （1） 選擇普通V帶截型 由課本表得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 由課本得：選用A型V帶 （2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速 由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為 75~100mm 則取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由課本P74表5-4，取dd2=140mm 實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/140 =685.7r/min 轉速誤差為：n2-n2』/n2=686－685.7/686 =0.0004<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范圍內，帶速合適。 （3） 確定帶長和中心矩 根據課本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由課本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根據課本表7-3取Ld=1120mm 根據課本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 =1800-5.350 =174.650>1200（適用） （5）確定帶的根數 根據課本(7-5) P0=0.74KW 根據課本(7-6) △P0=0.11KW 根據課本（7-7）Kα=0.99 根據課本（7-23）KL=0.91 由課本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)計算軸上壓力 由課本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =1250N 2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數： Z2=iZ1=6×20=120 實際傳動比I0=120/2=60 傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齒數比：u=i0=6 由課本取φd=0.9 (3)轉矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•m (4)載荷系數k 由課本取k=1 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由課本查得接觸疲勞的壽命系數： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 =766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm =38.3mm 模數：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根據課本表9-1取標准模數：m=2mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據課本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數和系數 分度圓直徑：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齒寬：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa 根據齒數Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應力[σF] 根據課本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數YST=2 按一般可靠度選取安全系數SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 將求得的各參數代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa =1.2Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/s 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 根據課本並查表，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴選d=22mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm, 寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=40mm ②求轉矩：已知T2=34747.5N•mm ③求圓周力：Ft 根據課本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求徑向力Fr 根據課本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 根據課本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 取d=35mm 2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位， 右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡 配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端 面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉矩：已知T3=271N•m ③求圓周力Ft：根據課本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N•m (5)計算當量彎矩：根據課本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命 16×365×10=58400小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=686r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據課本得軸承內部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據課本得e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2 根據課本取f P=1.5 根據課本式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接觸球軸承ε=3 根據手冊得7206AC型的Cr=23000N 由課本式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>58400h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承 根據課本得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據課本得：e=0.68 ∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0 ∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2 取fP=1.5 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)計算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根據手冊7207AC型軸承Cr=30500N 根據課本得：ft=1 根據課本式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>58400h ∴此軸承合格 八、鍵聯接的選擇及校核計算 軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： 鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•m h=7mm 根據課本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手冊P51 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據課本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]