傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算word格式

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說明書學(xué) 院、 系： 機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造 學(xué) 生 姓 名 ： 彭加明 班 級(jí)： 機(jī)制1004 指導(dǎo)教師姓名： 李 碩 職稱： 副教授最終評(píng)定成績(jī)： 2011年 12 月 26 日 至2011年 12 月 30 日目錄1 傳動(dòng)方案的分析與擬定11.1 設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)11.2 設(shè)計(jì)所要求的工作條件11.3 傳動(dòng)方案的分析11.4 傳動(dòng)方案的擬定22 原動(dòng)機(jī)的選擇32.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇32.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量31、工作機(jī)所需的等效功率32、電動(dòng)機(jī)的輸出功率32.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速41、滾筒工作轉(zhuǎn)速42、電動(dòng)機(jī)的型號(hào)確定43 傳動(dòng)比的分配53.1 計(jì)算總

2、傳動(dòng)比53.2分配傳動(dòng)比54 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和重力參數(shù)計(jì)算64.1各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算64.2各軸的輸入功率計(jì)算64.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩65 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算85.1 選v帶85.2 選擇v帶的帶型85.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速v85.4 確定帶長(zhǎng)和中心距95.5 確定v帶根數(shù)95.6 計(jì)算單根v帶的拉緊力105.7 計(jì)算v帶隊(duì)軸的壓力q106 閉式圓柱直齒齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)116.1 選擇齒輪材料，熱處理方法116.2 確定材料許用接觸應(yīng)力116.3 根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)116.4 幾何尺寸計(jì)算126.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度126.6 齒輪其他尺寸計(jì)算136.7 選擇齒輪精

3、度等級(jí)147 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算157.1 輸出軸的設(shè)計(jì)151、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應(yīng)力152、估算軸的最小直徑153、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)并繪制結(jié)構(gòu)草圖154、從動(dòng)齒輪的受力計(jì)算175、按扭矩和彎矩組合變形強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計(jì)算176、校核軸的強(qiáng)度197.2 輸入軸的設(shè)計(jì)191、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應(yīng)力192、估算軸的最小直徑203、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)并繪制結(jié)構(gòu)草圖204、主動(dòng)齒輪的受力計(jì)算225、按扭矩和彎矩組合變形強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計(jì)算226、校核軸的強(qiáng)度238 軸承的設(shè)計(jì)校核258.1輸出軸軸承251、軸承的選擇252、軸承的校核253、結(jié)論268.2輸入軸

4、軸承261、滾動(dòng)軸承的選擇262、軸承的校核263、結(jié)論279 連接鍵的選擇與校核289.1選擇鍵的類型289.2確定鍵的尺寸281、輸出軸鍵的尺寸282、輸入軸鍵的尺寸289.3強(qiáng)度校核291、輸出軸鍵的校核292、輸入軸鍵的校核2910 聯(lián)軸器的選擇3110.1聯(lián)軸器類型的選擇3110.2型號(hào)、尺寸選擇311、確定計(jì)算工作時(shí)的最大轉(zhuǎn)矩312、校核軸徑不超過聯(lián)軸器的孔徑范圍313、轉(zhuǎn)速的校核314、結(jié)論3211 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3312 減速器附件的設(shè)計(jì)3512.1 窺視孔和視孔蓋3512.2 定位銷3512.3 通氣器3613 潤(rùn)滑和密封3713.1 減速器的潤(rùn)滑371、齒輪的潤(rùn)滑372、滾動(dòng)

5、軸承的潤(rùn)滑3713.2 減速器的密封3714總結(jié)38參考文獻(xiàn)391 傳動(dòng)方案的分析與擬定1.1 設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)帶圓周力f/n帶速v（m/s）滾筒直徑d/mm11001.52501.2 設(shè)計(jì)所要求的工作條件 三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差為5%。1.3 傳動(dòng)方案的分析機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)裝置的設(shè)計(jì)是一項(xiàng)比較復(fù)雜的工作。在傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)之前必須首先確定好機(jī)械系統(tǒng)是傳動(dòng)方案。合理的傳動(dòng)方案，首先滿足工作機(jī)的性能要求，其次滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動(dòng)效率高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。 （a） (b) (c)圖1-1 傳動(dòng)方案對(duì)比圖根據(jù)要求

6、有圖1-1示三種方案，現(xiàn)在對(duì)三種方案進(jìn)行對(duì)比，選擇最合理的方案。（a）傳動(dòng)方案包含v帶傳動(dòng)和單級(jí)圓柱齒輪減速器。帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較嚙合傳動(dòng)大，帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，吸振等特點(diǎn)，能夠起過載保護(hù)。（b）傳動(dòng)方案包含蝸桿渦輪減速器，蝸桿渦輪結(jié)構(gòu)緊湊，工作平穩(wěn)，傳動(dòng)比比較大，而且渦輪傳動(dòng)效率不高，長(zhǎng)期連續(xù)工作不經(jīng)濟(jì),不適合此設(shè)計(jì)方案。（c）傳動(dòng)方案包含同步帶傳動(dòng)和單級(jí)圓柱齒輪減速器制造和安裝精度要求較高，中心距要求較嚴(yán)，廣泛應(yīng)用于要求傳動(dòng)比準(zhǔn)確的中、小功率傳動(dòng)中。1.4 傳動(dòng)方案的擬定根據(jù)上述各種方案的優(yōu)缺點(diǎn)選擇方案（a），具體如圖1-2示：圖1-2 傳動(dòng)方案2 原動(dòng)機(jī)的

7、選擇2.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件選用y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。2.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量1、工作機(jī)所需的等效功率式中：為工作機(jī)所需的有效功率（） f為帶的圓周力（n）2、電動(dòng)機(jī)的輸出功率式中：為傳動(dòng)裝置的工作機(jī)的總效率（=） 為彈性聯(lián)軸器效率 為閉式齒輪傳動(dòng)（設(shè)齒輪精度為8級(jí)）效率 為一對(duì)滾動(dòng)軸承效率 為v形帶傳動(dòng)效率 為工作機(jī)效率通過文獻(xiàn)【1】中表4-4得： =0.99 =0.97 =0.99 =0.94 =0.96故=0.8493 =1.65/0.8493=1.94因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的額定功率稍大于即可，由文獻(xiàn)【1】中表853選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為2.22.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速

8、1、滾筒工作轉(zhuǎn)速由原始數(shù)據(jù)可求得：=601000v/d=6010001.5/250=114.652、電動(dòng)機(jī)的型號(hào)確定由文獻(xiàn)【3】中表3-2查得：v帶傳動(dòng)比，閉式園粒齒輪傳動(dòng)比，則總傳動(dòng)比.故電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為：（620）114.65=687.92293符合這一轉(zhuǎn)速的同步轉(zhuǎn)速的有1500、1000和750，從經(jīng)濟(jì)和外廓尺寸來考慮，選擇1500，其總傳動(dòng)比也不是很大在文獻(xiàn)【1】中查表8-53可得，對(duì)應(yīng)額定功率為2.2kw說我電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為y100l1-4，其數(shù)據(jù)為：電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/滿載轉(zhuǎn)速（）堵載轉(zhuǎn)矩/額定功率最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩y100l1-42.214202.22.2由文獻(xiàn)【1】表8-

9、54查得：電動(dòng)機(jī)中心高度h=100軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長(zhǎng)度分別為：d=28和e=60.3 傳動(dòng)比的分配3.1 計(jì)算總傳動(dòng)比傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比可根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和滾筒的所需轉(zhuǎn)速計(jì)算：1420/114.6512.4式中:為總傳動(dòng)比 為電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（）3.2分配傳動(dòng)比根據(jù)文獻(xiàn)【3】的表3-2查得：v帶傳動(dòng)比24，閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)比35，所以傳動(dòng)比的分配如下：v帶傳動(dòng)比： 閉式圓柱齒輪傳動(dòng)比：4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和重力參數(shù)計(jì)算4.1各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 4.2各軸的輸入功率計(jì)算2.20.940.99=2.052.050.990.97=1.97式中：為電動(dòng)機(jī)0軸和1軸間的傳遞效率. 為1

10、軸和2軸間的傳遞效率.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)【6】式（9-1）得：9550=95502.2/142014.7914.793.10.930642.6742.6740.9603163.9將4.1、4.2、4.3中的結(jié)果列入如下表：表4-1運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的參數(shù)軸號(hào)功率/轉(zhuǎn)矩t()轉(zhuǎn)速n（）傳動(dòng)比效率電動(dòng)機(jī)軸2.214.7914203.10.93061軸2.0542.674583.10.93062軸1.97163.9114.540.96035 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 選v帶確定計(jì)算由文獻(xiàn)【2】表10-7查得故： 5.2 選擇v帶的帶型 根據(jù)，由文獻(xiàn)【2】的圖10-8可選取a型的v帶。5.3 確定帶輪

11、的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速v由圖10-8可知，小帶輪的基準(zhǔn)直徑的推薦值為80200r/min，由文獻(xiàn)【2】表108，則取，故 由表108，去，實(shí)際v帶傳動(dòng)比i為： 由文獻(xiàn)【1】式1014得帶速 值在5-25m/s范圍內(nèi)，帶速合格5.4 確定帶長(zhǎng)和中心距由文獻(xiàn)【2】中式1015得 粗選中心距則由文獻(xiàn)【2】式102得：取由式1011得實(shí)際中心距a為： 顯然選取的中心距符合題意。驗(yàn)算小帶輪的包角，由式108得： 符合小帶輪包角的要求。5.5 確定v帶根數(shù)根據(jù)文獻(xiàn)【2】可查表104，由線性插值法可得：根據(jù)文獻(xiàn)【2】可查表105，由線性插值法可得：根據(jù)文獻(xiàn)【2】可查表105，由線性插值法可得：根據(jù)文獻(xiàn)【2】

12、可查表102，可得：由式1019得：v帶根數(shù)z為取整長(zhǎng)，故z=3根5.6 計(jì)算單根v帶的拉緊力根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表1014得，由式1020得單根v帶的拉緊力為：5.7 計(jì)算v帶隊(duì)軸的壓力q根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式1021得v帶對(duì)軸的壓力為：6 閉式圓柱直齒齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)6.1 選擇齒輪材料，熱處理方法根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，由文獻(xiàn)【2】查表121得：小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)處理hbs1=225大齒輪45鋼正火處理hbs2=185 兩齒輪齒面硬度為210hbs,符合軟齒面?zhèn)鲃?dòng)的設(shè)計(jì)要求。6.2 確定材料許用接觸應(yīng)力根據(jù)文獻(xiàn)【2】查表126，兩實(shí)驗(yàn)齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力分別為：=480

13、+0.93(225-135)=563.7.=480+0.93(185-135)=526.5.查文獻(xiàn)【2】表12-7，接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)shim=1.0，則兩齒輪材料的接觸應(yīng)力分別為：=563.7=526.5.6.3 根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)由式文獻(xiàn)【2】式12-6得：式中：小帶輪的轉(zhuǎn)矩根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-3，取載荷系數(shù)k=1.0，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-4，查取彈性系數(shù)；取齒寬系數(shù)（閉式軟齒面）；的值以較小值代入，齒數(shù)比為u=4.6.4 幾何尺寸計(jì)算齒數(shù)：由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，根據(jù)文獻(xiàn)【2】186頁(yè)查得小齒輪齒數(shù)的推薦值,故可取,則。模數(shù)：由文獻(xiàn)【2】表51，將m

14、轉(zhuǎn)化為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m=2mm中心距：齒寬：，取整：即 ，取6.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由文獻(xiàn)【2】中公式128得： 由文獻(xiàn)【2】表125，兩齒輪的齒形系數(shù)，應(yīng)力校正系數(shù)分別為（由線性插值法求出） 由文獻(xiàn)【2】中表126，兩實(shí)驗(yàn)齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為： 查表12-7.彎曲疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)為=1.0兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應(yīng)力分別為： 將上述參數(shù)分別帶入文獻(xiàn)【2】中的校核公式12-8，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應(yīng)力分別為： = =所以，兩齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度均足夠。6.6 齒輪其他尺寸計(jì)算分度圓直徑： 齒頂圓直徑 ： 齒根圓直徑： 中心距：齒寬： 式中： 6.7 選擇齒輪精度等級(jí) 齒

15、輪圓周速度 查表12-2選擇齒輪精度第ii公差組為9級(jí)，由文獻(xiàn)【4】第八章第四節(jié)經(jīng)過計(jì)算查得：小齒輪 9 fh gb/t10095-1988大齒輪 9 gj gb/t10095-19887 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1 輸出軸的設(shè)計(jì)1、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應(yīng)力 根據(jù)條件，普通用途，中小功率選用45鋼正火處理。查查考文獻(xiàn)【1】表16-1得查【2】表16-5得.2、估算軸的最小直徑查【2】表16-2取 a=115 根據(jù)公式16-1得： 考慮到軸端有一鍵槽，將其軸徑增加4%5%故：29.71.05=31.2mm由傳動(dòng)方案可知，該軸的外端要安裝聯(lián)軸器，為了補(bǔ)償軸的偏差，選用彈性柱銷聯(lián)軸

16、器。 式中：k工作情況系數(shù)，查文獻(xiàn)【2】表17-1取k=1.5 查文獻(xiàn)【1】表8-36,選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號(hào)為l2， 內(nèi)孔直徑與上述增大5%后的軸徑相比，最后取軸的最小直徑3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)并繪制結(jié)構(gòu)草圖（1）確定軸上零件的布置方案和固定方式。參考一般減速器一般將齒輪布局在軸的中部，對(duì)稱于兩端的軸承；齒輪用軸環(huán)和軸套做軸向固定，用平鍵和過盈配合（h7/k6）做周向固定；右端軸承用軸肩和過渡配合（h7/k6）；左端軸承采用軸套和過度配合（h7/r6）固定內(nèi)套圈；軸的定位則由兩端的軸承端蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實(shí)現(xiàn)。輸出端的聯(lián)軸器用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵做周向固定。（2）根據(jù)工作條件

17、，兩端采用深溝球軸承，軸承用脂潤(rùn)滑，齒輪采用油浴潤(rùn)滑。（3）確定軸的各段直徑圖7-1 從動(dòng)軸的草圖 外伸端直徑d=32mm(一般應(yīng)符合所選聯(lián)軸器軸孔標(biāo)準(zhǔn)，這里選用l2彈性柱銷聯(lián)軸器)；按工藝和強(qiáng)度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為d= d+2h= d+20.07 d=36.48mm,由于該段處安裝氈圈，故由文獻(xiàn)【1】表8-52取標(biāo)準(zhǔn)直徑d=40mm.考慮軸承的內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)，由文獻(xiàn)【1】表8-32取d=d=45(兩軸承同型號(hào))，初選兩端深溝球軸承的型號(hào)為6209；直徑為d的軸段為軸頭，由文獻(xiàn)【2】表16-3取軸徑d=50mm；軸環(huán)直徑= d+2h= d+20.07 d=57mm；根據(jù)軸承安

18、裝直徑，查文獻(xiàn)【1】表8-32取d=52mm。（4）確定軸的各段長(zhǎng)度l7=20mm,(由文獻(xiàn)【1】的表8-32查得軸承寬度為b=19mm，擋油環(huán)厚1mm)l5 =7mm,(軸環(huán)寬度為b1.4h)；根據(jù)減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，初步確定2=（1015）mm，=(510)mm；l6=2+-l5=（1015mm）+(510mm）-7mm=12mml3=b+2+(13mm)=19+（1015mm）+(510mm）+(13mm)=40mml2=45mm,(根據(jù)減速器箱體結(jié)構(gòu)等尺寸初步確定為4548mm)；（由文獻(xiàn)【2】圖12-18查得，輪轂寬度，）；l1=58mm（由文獻(xiàn)【1】表8-35查得，l2型彈性柱銷聯(lián)

19、軸器j型軸孔長(zhǎng)度為，l1比其短）。由草圖可知，兩軸承之間的跨距：（近似的認(rèn)為支點(diǎn)在兩軸承寬度的中點(diǎn)）。4、從動(dòng)齒輪的受力計(jì)算前面已求得分度圓直徑，轉(zhuǎn)矩，則圓周力：徑向力：5、按扭矩和彎矩組合變形強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計(jì)算（1）繪制軸的受力分析圖（a）(2)將齒輪所受力分解成水平面h和鉛垂平面v的力（b）（3）求水平面h和鉛垂平面v的支座反力：水平面h內(nèi)的支座反力：鉛垂平面v內(nèi)的支座反力：(4)繪制彎矩圖水平面h內(nèi)的彎矩圖（c）鉛垂平面v內(nèi)的彎矩圖（e）合成彎矩圖（f）（5）繪制扭矩圖（g） 圖7-2 從動(dòng)軸的受力圖，彎矩圖和扭矩圖 （6）繪制當(dāng)量彎矩圖（h）由文獻(xiàn)【2】的196頁(yè)查取，b截面的當(dāng)量彎

20、矩為：6、校核軸的強(qiáng)度根據(jù)總合成彎矩圖，扭矩圖和軸的結(jié)構(gòu)草圖判斷a，b為危險(xiǎn)截面。下面分別進(jìn)行校核：（1）校核a截面考慮鍵槽后，由于（2）校核b截面考慮鍵槽后，由于，所以該軸的強(qiáng)度足夠。7.2 輸入軸的設(shè)計(jì)1、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應(yīng)力根據(jù)條件，普通用途，中小功率選用45鋼正火處理。查查考文獻(xiàn)【1】表16-1得查【2】表16-5得.2、估算軸的最小直徑查【2】表16-2取 a=110 根據(jù)公式16-1得： 考慮到軸端裝皮帶輪需要開鍵槽，將其軸徑增加4%5% 故： 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)并繪制結(jié)構(gòu)草圖（1）確定軸上零件的布置方案和固定方式。參考一般減速器一般將齒輪布局在軸的中部

21、，對(duì)稱于兩端的軸承；齒輪用軸環(huán)和軸套做軸向固定，用平鍵和過盈配合（h7/k6）做周向固定；右端軸承用軸肩和過渡配合（h7/k6）；左端軸承采用軸套和過度配合（h7/r6）固定內(nèi)套圈；軸的定位則由兩端的軸承端蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實(shí)現(xiàn)。輸出端的聯(lián)軸器用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵做周向固定。（2）根據(jù)工作條件，兩端采用深溝球軸承，軸承用脂潤(rùn)滑，齒輪采用油浴潤(rùn)滑。（3）確定軸的各段直徑圖7-2 主動(dòng)齒輪軸的草圖外伸端直徑d=20mm(一般應(yīng)符合所選皮帶輪軸孔標(biāo)準(zhǔn)，查文獻(xiàn)【5】表14-18選的)；按工藝和強(qiáng)度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為d= d+2h= d+20.07 d=22

22、.8mm,由于該段處安裝氈圈，故由文獻(xiàn)【1】表8-52取標(biāo)準(zhǔn)直徑d=25mm.考慮軸承的內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)，由文獻(xiàn)【1】表18-32取d=d=30(兩軸承同型號(hào))，初選兩端深溝球軸承的型號(hào)為6206； 直徑為d的軸段為軸頭，由文獻(xiàn)【2】表16-3取軸徑d=30mm； 根據(jù)軸承安裝直徑，查文獻(xiàn)【1】表8-32取d=36mm。（4）確定軸的各段長(zhǎng)度l6=16mm,(由文獻(xiàn)【1】表8-32查得軸承寬度為b=15mm，擋油環(huán)厚1mm)根據(jù)減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，初步確定2=（1015）mm，=(510)mm；l5=2+=（1015mm）+(510mm）=21mm（根據(jù)齒輪嚙合）l3=b+2+(13mm)=15+（1

23、015mm）+(510mm）=36mml2=45mm,(根據(jù)減速器箱體結(jié)構(gòu)等尺寸初步確定為4548mm)；l4=50mm(此處做成齒輪軸，其軸向長(zhǎng)度等于齒寬-前面已經(jīng)算出)l1=36mm（由文獻(xiàn)【5】圖14-5查得）。由草圖可知，兩軸承之間的跨距：（近似的認(rèn)為支點(diǎn)在兩軸承寬度的中點(diǎn)）。4、主動(dòng)齒輪的受力計(jì)算轉(zhuǎn)矩：，則：圓周力：徑向力：5、按扭矩和彎矩組合變形強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計(jì)算（1）繪制軸的受力分析圖（a）（2）將齒輪所受力分解成水平面h和鉛垂平面v的力（b） （3）求水平面h和鉛垂平面v的支座反力。水平面h內(nèi)的支座反力：鉛垂平面v內(nèi)的支座反力：(4)繪制彎矩圖水平面h內(nèi)的彎矩圖（c）鉛垂平面

24、v內(nèi)的彎矩圖（e）合成彎矩圖（f） 7-4 主動(dòng)齒輪軸的受力圖，彎矩圖和扭矩圖（5）繪制扭矩圖（g）（6）繪制當(dāng)量彎矩圖（h）單向轉(zhuǎn)動(dòng)，故切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)，由文獻(xiàn)【2】的196頁(yè)查取，b截面的當(dāng)量彎矩為：6、校核軸的強(qiáng)度根據(jù)總合成彎矩圖，扭矩圖和軸的結(jié)構(gòu)草圖判斷a，b為危險(xiǎn)截面。下面分別進(jìn)行校核：（1）校核a截面 考慮鍵槽后，由于，故a截面安全。（2）校核b截面由于此處是齒輪軸，故無鍵槽，所以，因此b截面安全。因?yàn)閍，b截面均安全，所以該軸的強(qiáng)度是足夠的。8 軸承的設(shè)計(jì)校核8.1輸出軸軸承1、軸承的選擇滾動(dòng)軸承的類型應(yīng)根據(jù)所受載荷的大小、性質(zhì)、方向、轉(zhuǎn)速及工作要求進(jìn)行選擇。若只承受徑向載荷而軸

25、向載荷較小，的轉(zhuǎn)速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時(shí)承受較大的徑向力和軸向力，則應(yīng)選擇角接觸球軸承。經(jīng)過分析比較，本設(shè)計(jì)中選用深溝球軸承的型號(hào)為6209.2、軸承的校核對(duì)于中速運(yùn)轉(zhuǎn)的軸承其主要失效形式是疲勞點(diǎn)蝕，設(shè)計(jì)約束蝕保證軸承足夠充分的疲勞壽命所進(jìn)行的疲勞壽命校核計(jì)算：已知前面軸的設(shè)計(jì)已初選軸承6209，轉(zhuǎn)速由于是直齒圓柱齒輪，所以軸向力可以忽略不計(jì)，故軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷是徑向當(dāng)量動(dòng)載荷：計(jì)算軸承壽命：由文獻(xiàn)2表14-7、表14-8查得： 由文獻(xiàn)【1】表8-32查得：軸承6209的額定動(dòng)載荷由文獻(xiàn)【2】的252頁(yè)查得：球軸承 故文獻(xiàn)【2】的式(14-6b)得： 3、結(jié)論由題目要求10年、三班

26、制得的壽命，故所選軸承的壽命遠(yuǎn)大于所要求的壽命，軸承6209的選擇合理。8.2輸入軸軸承1、滾動(dòng)軸承的選擇滾動(dòng)軸承的類型應(yīng)根據(jù)所受載荷的大小、方向、性質(zhì)、轉(zhuǎn)速及工作要求進(jìn)行設(shè)計(jì)。若只承受徑向載荷而軸向載荷較小，的轉(zhuǎn)速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時(shí)承受較大的徑向力和軸向力，或者需要調(diào)整傳動(dòng)件的軸向位置，則應(yīng)選擇角接觸球軸承。經(jīng)過分析比較，本設(shè)計(jì)中選用深溝球軸承。2、軸承的校核對(duì)于轉(zhuǎn)速一般的軸承主要失效形式是疲勞點(diǎn)蝕，故應(yīng)進(jìn)行疲勞點(diǎn)蝕計(jì)算：前面軸的設(shè)計(jì)中已初選軸承型號(hào)為6206，轉(zhuǎn)速為由于是直齒圓柱齒輪，所以軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為徑向當(dāng)量動(dòng)載荷故計(jì)算軸承壽命：由文獻(xiàn)2表14-7、表14-8查得：

27、由文獻(xiàn)【1】表8-32查得：軸承6206的額定動(dòng)載荷由文獻(xiàn)【2】的252頁(yè)查得：球軸承 故文獻(xiàn)【2】的式(14-6b)得：3、結(jié)論由題目要求10年、三班制得的壽命，故所選軸承的壽命遠(yuǎn)大于所要求的壽命，軸承6206的選擇合理。9 連接鍵的選擇與校核9.1選擇鍵的類型由條件：輸出軸為聯(lián)軸器與軸連接處；為齒輪與軸連接處；輸入軸為v帶與軸連接處，得：聯(lián)軸器與軸連接和v帶與軸連接處選用c型平鍵連接，而齒輪與軸連接處選用a型平鍵連接。9.2確定鍵的尺寸1、輸出軸鍵的尺寸段長(zhǎng)度為，段長(zhǎng)度為查文獻(xiàn)【2】表13-10知：時(shí)，鍵剖面尺寸為；時(shí)，鍵剖面尺寸為；參考聯(lián)軸器、齒輪輪轂的寬度及鍵長(zhǎng)l的尺寸系列（查文獻(xiàn)第2

28、34頁(yè)得：一般鍵長(zhǎng)比輪轂寬度?。?，故取2、輸入軸鍵的尺寸段的長(zhǎng)度為由文獻(xiàn)【2】表13-10知：時(shí)，鍵剖面尺寸為；參考v帶輪的輪轂寬度及鍵長(zhǎng)l尺寸系列（查文獻(xiàn)第234頁(yè)得：一般鍵長(zhǎng)比輪轂寬度小），故取9.3強(qiáng)度校核1、輸出軸鍵的校核由文獻(xiàn)【2】式（13-22）知平鍵靜連接時(shí)擠壓強(qiáng)度條件為： 式中：為軸的直徑 為鍵的高度 為鍵的工作長(zhǎng)度,對(duì)于a型鍵，c型鍵 為轉(zhuǎn)矩 為許用擠壓應(yīng)力工作表面的擠壓應(yīng)力： 由文獻(xiàn)【2】表13-11可知，輪轂材料為鋼，具有輕微沖擊，鍵連接的許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓要求。2、輸入軸鍵的校核由文獻(xiàn)【2】式（13-22）知平鍵連接的擠壓強(qiáng)度條件為： 工作表面的擠壓應(yīng)力為：

29、 由文獻(xiàn)【2】表13-11得：當(dāng)輪轂材料為鋼，具有輕微沖擊時(shí)，鍵連接的許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓要求。10 聯(lián)軸器的選擇10.1聯(lián)軸器類型的選擇根據(jù)已知條件，初選用型彈性柱銷聯(lián)軸器10.2型號(hào)、尺寸選擇1、確定計(jì)算工作時(shí)的最大轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)【2】式（17-1）得： 式中：為工作情況系數(shù)（查文獻(xiàn)2表17-1?。?為理論轉(zhuǎn)矩，前面已計(jì)算出 為聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩（查文獻(xiàn)5表11-15得） 2、校核軸徑不超過聯(lián)軸器的孔徑范圍由文獻(xiàn)【1】表8-36查得的彈性柱銷聯(lián)軸器的在范圍內(nèi)，故，符合要求3、轉(zhuǎn)速的校核由文獻(xiàn)【1】表8-36查得的彈性柱銷聯(lián)軸器的許用最高轉(zhuǎn)速，而實(shí)際轉(zhuǎn)速為輸出軸的轉(zhuǎn)速，故，顯然，故絕對(duì)滿

30、足要求4、結(jié)論 聯(lián)軸器的型號(hào)選為型的彈性柱銷聯(lián)軸器。11 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)表11-1 箱體的尺寸名稱符號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸/mm箱體壁厚8箱蓋壁厚8箱座，箱蓋，箱底凸緣的厚度箱座，箱蓋上的肋厚軸承旁凸臺(tái)的高度和半徑軸承蓋的外徑74地腳螺釘?shù)闹睆脚c軸承旁連接螺栓直徑12.3箱座，箱蓋連接螺栓直徑8.2連接螺栓直徑16通孔直徑17.5沉頭座直徑33凸緣尺寸2420定位銷直徑6軸承蓋螺釘直徑8.2視孔蓋螺釘直徑6.4箱體外壁至軸承底端面的距離50大齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁的距離10齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離10箱體是減速器中所有零件的基座。其作用在于支持旋轉(zhuǎn)軸和軸上零件。箱體的結(jié)構(gòu)參數(shù)如上表所示。12 減速器附件的設(shè)計(jì)12.1 窺視孔和視孔蓋窺視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況和潤(rùn)滑情況等，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤(rùn)滑油，平時(shí)由窺視孔蓋用螺釘封住。為防止污染物進(jìn)入箱內(nèi)及潤(rùn)滑油滲漏，蓋板底部墊有紙質(zhì)封油墊片。由于減速器中心距,且為單級(jí)齒輪減速器，查文獻(xiàn)【1】表8-40得，故窺視孔及視孔蓋的數(shù)據(jù)如下表：表1