畢業(yè)設(shè)計(jì)論文

1、 目錄1電機(jī)選擇.12選擇傳動(dòng)比.32.1總傳動(dòng)比.32.2減速裝置的傳動(dòng)比分配.33各軸的數(shù).43.1各軸的轉(zhuǎn)速. 4 3.2各軸的輸入功率.43.3各軸的輸出功. .43.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩.43.5一各軸的輸出轉(zhuǎn)矩.53.6一各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)表.64蝸輪蝸桿的選擇. 74.1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類型. 74.2選擇材料. 74.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)計(jì).74.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺.84.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度. .94.6驗(yàn)算效率.94.7精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定. l05圓柱齒輪的設(shè)計(jì)115.1材料選擇.115.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì). 115.3計(jì)算. 125.4

2、按齒根彎曲強(qiáng)度一計(jì)算設(shè)計(jì). 135.5取幾何尺計(jì)算. 146軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.156.1蝸桿軸.15 6.1.1按扭矩初算軸徑. 156.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì). 156.2蝸輪軸.166.2.1輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.166.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).176.3蝸桿軸的校核.186.3.1求軸上的載荷.186.3.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度.216.4蝸輪軸的強(qiáng)度校核.23 6.4.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度.267滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算. 307.1蟲咼桿軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)算.307.2蝸桿軸上軸承的選擇計(jì)算.318鍵連接的選擇及校核計(jì)算.358.1輸入軸與電動(dòng)機(jī)軸采用平鍵連接.35 8.2輸出軸與聯(lián)軸器連

3、接采用平鍵連接.358.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接.369聯(lián)軸器的選擇計(jì).379.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸.37 9.2與二級(jí)齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器.3710潤(rùn)滑和密封說明. 3910.1潤(rùn)滑說明. 3910.2密封說明.3911拆裝和調(diào)整的說明. 4012.減速箱體的附件說.411.電機(jī)選擇（1）上料機(jī)構(gòu)所需輸出功率： n kw所需電機(jī)的輸出功率： kw傳遞裝置總傳遞效率： 式中： ：蝸桿的傳動(dòng)效率0.75：每對(duì)軸承的傳動(dòng)效率0.98：皮帶的傳遞效率0.96：聯(lián)軸器的效率0.99：卷筒的傳動(dòng)效率0.96所以， kw故選電動(dòng)機(jī)的額定功率為4kw。滿足此要求的合適的選擇方案如下表：方案型

4、號(hào)額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min重量?jī)r(jià)格1y132m-43750710重高2y132s-631000960中中3y100l2-4315001420輕低 考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸重量及成本，可見第二種方案較合理，因此選擇型號(hào)為：y132s-6的電動(dòng)機(jī)。（2）確定計(jì)算功率查教材機(jī)械設(shè)計(jì)表8-7取工作情況系數(shù)k=1.1,故p = kp=3.3 kw2.選擇v帶類型 根據(jù)計(jì)算功率kw、電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速=960r/min由機(jī)械設(shè)計(jì)圖8-11選擇a型。（1）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速 v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表8-6和8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d=125 mm

5、2）驗(yàn)算帶速v 按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度因?yàn)?< v<30 m/s,故帶速合適。（3） 傳動(dòng)比分配 r/min 由以上知總傳動(dòng)比 取16，.178（4）計(jì)算大帶輪直徑。根據(jù)式（8-15a）計(jì)算大帶輪直徑d2 mm 根據(jù)表8-8，圓整為 mm。（5）確定v帶中心距 a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度ld根據(jù)式（8-20），確定中心距 =300 mm.。由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度ld=1120 mm按（8-23）式計(jì)算實(shí)際中心距a.由（8-24）式有： =300+0.031120=334 mm. =283 mm中心距的變化范圍：283334 mm mm驗(yàn)算小帶輪上

6、的包角 7計(jì)算帶的根數(shù)z.計(jì)算單根v帶的額定功率pr.由= 125 mm 和帶輪轉(zhuǎn)速=960 r/min 由插值法查表8-4a得=1.38kw根據(jù)=960 r/min，i=1.178和a型帶，查表8-4b得=0.05 kw由插值法查表8-5得k= 0.992，表8-2得=0.91,于是=（1.38+0.05）0.9920.91=1.29 kw計(jì)算v帶的根數(shù)z.,取3根.2.選擇傳動(dòng)比2.1 總傳動(dòng)比 2.2 減速裝置的傳動(dòng)比分配所以 3各軸的參數(shù)將傳動(dòng)裝置各軸從高速到低速依次定為i軸ii軸iii軸：、依次為電動(dòng)機(jī)與i軸、i軸與ii軸、11軸與iii的傳動(dòng)效率則：3.1各軸的轉(zhuǎn)速 r/min r

7、/min r/min3.2各軸的輸入功率 i軸： 2.8570.96=2.743 kw ii軸： 2.7430.750.98=2.016 kw iii軸：2.0160.980.99=1.956 kw3.3各軸的輸出功率 i軸： 2.7430.98=2.688 kw ii軸： 2.0160.98=1.976 kw iii軸：1.9560.98=1.917 kw 3.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)： i軸： ii軸： iii軸： 3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)： i軸： ii軸： iii軸： 3.6各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)表 表3-1 各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)軸號(hào)功率p(kw)轉(zhuǎn)矩(nm)轉(zhuǎn)速（r/min）傳動(dòng)i效率輸入輸出

8、輸入輸出電機(jī)軸32.85728.429601.1780.96i 軸2.7432.68832.14131.498814.9416ii 軸2.0161.976378.006370.44650.930.7350.97021iii 軸1.9561.917366.741359.40650.934.蝸輪蝸桿的選擇4.1、選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)gb/t100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(zi) 。4.2、選擇材料考慮到蝸桿傳動(dòng)功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為4555hrc。蝸輪用鑄錫磷青銅zcusn10p1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有

9、色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵ht100制造。4.3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則,先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì),再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由機(jī)械設(shè)計(jì)教材p254式(11-12),傳動(dòng)中心距由前面的設(shè)計(jì)知作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩，按，則378.006 n.m=378006 n.mm（2）確定接觸系數(shù)k因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動(dòng)載荷系數(shù)，則(3)確定彈性影響系數(shù)因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用zcusnlop1匹配的緣故，有 (4）確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和中心距的比值，從機(jī)械設(shè)計(jì)教材p

10、253圖11-18中可查得(5)確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45hrc,可從從機(jī)械設(shè)計(jì)教材p254表11-7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力，則應(yīng)力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則=mpa(6）計(jì)算中心距mm取中心距a=160mm,因i=16,故從教材p245表11-2中取模數(shù)m=8mm, 蝸桿分度圓直徑=80mm這時(shí)=0.5從教材p253圖11-18中可查得接觸系數(shù)=2.64因?yàn)?lt;,因此以上計(jì)算結(jié)果可用。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸(l）蝸桿 軸向尺距 mm直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 mm齒根圓直徑 mm分度圓導(dǎo)程角螺桿軸向齒厚 mm螺桿

11、法向齒厚 mm（2）蝸輪蝸輪齒數(shù);變位系數(shù) mm驗(yàn)算傳動(dòng)比mm,這時(shí)傳動(dòng)誤差比為,在誤差允許范圍內(nèi)。蝸輪分度圓直徑 mm蝸輪喉圓直徑 mm蝸輪齒根圓直徑 mm蝸輪咽喉母圓半徑 mm4.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)mm， mm，從教材p255圖1119中可查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù)從教材p256表118查得由zcusn10p1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力由教材p255有壽命系數(shù)許用彎曲應(yīng)力可以得到，因此彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。4.6 驗(yàn)算效率 已知，與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)。 m/s從教材p264表1118中用插值法查得=0.01632,代入式中得=0.824,大于原估計(jì)值,因此不用重算。4.7

12、精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng),屬于通用機(jī)械減速器,從gb/t100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇9級(jí)精度,側(cè)隙種類為f,標(biāo)注為8f gb/t100891988。然后由參考文獻(xiàn)5p187查得蝸桿的齒厚公差為 =71m, 蝸輪的齒厚公差為 =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。5.軸的設(shè)計(jì)5.1蝸桿軸蝸桿上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩分別如下：=3.5223 kw, =960r/min, =35.2156 nm.5.1.1 按扭矩初算軸徑 選用45鋼調(diào)制，硬度為217-255hbs，依照教材p370（

13、15-2）式并查教材表15-3取=110 mm考慮到有鍵槽，將直徑放大7%，則d= mm因此，圓整取d=20 mm。5.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(l）蝸桿上零件的定位、固定和裝配 一級(jí)蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊(duì)軸承對(duì)成分布，蝸桿由軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。i端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑dl，故同時(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算，查教材14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動(dòng)機(jī)連接處電輸出軸的直徑查機(jī)械手冊(cè)表13-10選用hl6型號(hào)彈性套柱銷聯(lián)軸器。表6.1聯(lián)軸器因此i選擇段 mm，長(zhǎng)度取mm，軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長(zhǎng)為。

14、ii段：因?yàn)槎ㄎ讳N鍵高度，取h=6mm因此，=44 mm，軸承端蓋總長(zhǎng)度為20mm，根據(jù)拆裝的方便，取端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離為l3omm所以，30+20=50mmiii段：初選用角接觸球軸承，參考要求因44mm，查機(jī)械手冊(cè)選用72o9ac型號(hào)滾子承=，即=45mm，mm，mm。角接觸球軸承一端用油環(huán)定位（寬度為6mm)，油環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。iv段：直徑=45+28.5=62mm，軸環(huán)寬度，在滿足強(qiáng)度下，又要節(jié)省材料取軸肩寬度mm；mm， ，mmv段：由前面的設(shè)計(jì)知蝸桿的分度圓直徑d=80mm，齒頂圓直徑mm，蝸輪的喉圓直徑=248mm。查材料11-4的變形系數(shù)x=-0.5mm

15、，所以蝸輪齒寬mm綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離，故選130mm5.2蝸輪軸5.2.1輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算(l）輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩：=2.5732kw, =30.8806r/min,=784.5997(2）求作用在軸上的力n n =2335.1058n(3）初步確定軸徑的最小直徑 選用45鋼，硬度217一255hbs。根具教材公式 p370( 15-2）式，并查教材表附表15-3，取mm, mm考慮到鍵槽，將直徑增人10%，則mm，所以選用d=55mm。6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(l）軸上的零件定位，固定和裝配 蝸輪蝸桿單級(jí)減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，蝸輪左面用

16、軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，周向定位則采用過度配合或過徽配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。(2）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑d，故同時(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算，查教材14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則由輸出端開始往里設(shè)計(jì)。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用hls彈性柱銷聯(lián)軸器。 表6.2聯(lián)軸器i-ii段：mm，mm,軸上鍵槽取,長(zhǎng)度l=70mm。ii-iii段：因定位軸肩高度h=(0.07-0.1) =3.5mm,mm,考慮到軸承端蓋的長(zhǎng)度和安裝和拆卸的方便，取=25+25=50mm.iii-iv段：初選用

17、角接觸球軸承，參照要求取型號(hào)為7213ac型圓錐滾子軸承,，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離mm，考慮到箱體誤差在確定滾動(dòng)軸承時(shí)應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8。已知所選軸承寬度t=23，則 = =23+8+25+(70一66)=6mm。iv-v段：為安裝蝸輪軸段， = 7omm，蝸輪齒寬l0.75=0.7596=72,取mm，為了使套筒能壓緊蝸輪，則 =86 mm。v-vi段：iv-v端為軸環(huán)的軸向定位，=34 mm。vl-vll段：=80mmvi-vii段：，。(3）軸上零件的周向定位蝸輪、半軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按mm，由教材表6-1查平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，

18、長(zhǎng)為80mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合由良好的對(duì)稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (4）參考教材表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，各軸肩導(dǎo)角 半徑為l-2 mm6.3蝸桿軸的校核6_3.1求軸上的載荷6.3受力分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖6.3）。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取得a值。對(duì)于7209ac型軸承，由手冊(cè)中查得a=18.2mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距l(xiāng)=(45mm+65mm)2=220mm，根據(jù)軸的計(jì)算

19、圖簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，圖（6.3）可以看出中間截面是軸的危險(xiǎn)截面。截面的m、m及m的值計(jì)算過程及結(jié)果如下：knknknnnnnmmnmm(l）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15 -5）以及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。軸的計(jì)算應(yīng)力為：故滿足強(qiáng)度要求。6.3.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度 心(l）判斷危險(xiǎn)截面截面ii、iii、iv只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面截面ii、iii、iv均無需校核。

20、從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面v和vi與蝸輪嚙合的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面v的應(yīng)力集中的影響和截面vi的相近，但截面vi不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，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，故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面v左右即可。(2）截面e左側(cè)抗截面系數(shù)=1 6637.5抗扭截而系數(shù)截面e左側(cè)彎矩截面e左側(cè)扭矩800.6199n軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表11-1查得抗拉強(qiáng)度極限許用彎曲應(yīng)力彎曲疲勞極限剪切疲勞極限 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集

21、中系數(shù)及按附表3-2查取，因，=2.0，=1.31又由附圖3-l可知軸的材料敏性系數(shù)=0.82, =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)教材附圖3-2尺寸系數(shù)0.67, =0.82教材附圖3-4有 =0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)有??；取。計(jì)算安全系數(shù) =1.5故改軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度是足夠的。(3）截面e右側(cè)按教材表15-4中的公式計(jì)算抗截面系數(shù)=51200抗扭截而系數(shù)截面e右側(cè)彎矩截面e右側(cè)扭矩800.6199nmpa過盈配合處由附表3-8用插值法求出并取，=3.16，故按磨削加工，附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)0.92附圖3-2尺寸系數(shù)，故得綜合系數(shù)為軸未經(jīng)表了頤強(qiáng)化處理又由3

22、-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)有??；取。計(jì)算安全系數(shù)=1.5故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計(jì)因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此蝸桿軸的設(shè)計(jì)即結(jié)束。6.4蝸輪軸的強(qiáng)度校核 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖6.3）。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取得a值。對(duì)于7213ac型軸承，由手冊(cè)中查得a=24.2mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距l(xiāng)=(34mm+45mm)=158mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算的截面的m及m的值計(jì)算過程及結(jié)果如下：knknknnnnnmmnmm（1）

23、 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（2）進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，軸的計(jì)算應(yīng)力：故安全6.4.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度(l）判斷危險(xiǎn)截面 截面ii、iii只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但山于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，聽以截面ii、iii均無需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面iii、iv處過益處配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面v的應(yīng)力集中的影響和截面i,r的相近，但截

24、面v不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，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，故截中心面也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過益配合的小，因而該軸只需校核截面iv左右即可。(2）截面e左側(cè)抗截面系數(shù)=27463抗扭截而系數(shù)截面e左側(cè)彎矩130750.1699nm截面e上扭矩800.6199na9軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表11-1查得,截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取，因，=2.0，=1.31又由附圖3-l可知軸的材料敏性系數(shù)=0.82, =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)教材附圖

25、3-2尺寸系數(shù)0.67, =0.82教材附圖3-4有 =0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)有??；取。計(jì)算安全系數(shù)=1.5故改軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度是足夠的。(3）截面e右側(cè)按教材表15-4中的公式計(jì)算抗截面系數(shù)=34300抗扭截而系數(shù)截面e右側(cè)彎矩截面e上的扭矩800.6199nmpa過盈配合處由附表3-8用插值法求出并取，=3.16，故按磨削加工，附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)0.92附圖3一2尺寸系數(shù)，故得綜合系數(shù)為軸未經(jīng)表了頤強(qiáng)化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)有??；取。計(jì)算安全系數(shù)=1.5故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計(jì)因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱，

26、故可略去靜強(qiáng)度校核。至此蝸桿軸的設(shè)計(jì)即結(jié)束。7滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：。7.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)算(1)軸承的選擇 采用角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=25,nm，選擇角接觸球軸承的型號(hào)為7209c，主要參數(shù)如下： d=85mm;b=19mm;a=18.2mm 基本額定靜載荷c。28.5 2kn 基本額定動(dòng)載荷c = 38.5 kn 極限轉(zhuǎn)速6700 r/min(2）壽命計(jì)算 因蝸桿軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力=858.5n該軸承所受的徑向力約為 =595.625n對(duì)于70000型軸承，按表13-7軸承派生軸向力，其中e為表13-5中判

27、斷系數(shù)，其值由的大小來確定，。查表13-5得角接觸球軸承判斷系數(shù)e=0.4=1.44>e所以，x=0.44,y=1.40。當(dāng)量動(dòng)載荷0.44595.625+1.40858.5=1463.975n深溝球軸承所受的徑向力約為n當(dāng)動(dòng)載荷=1191.25所以，應(yīng)用核算軸承的壽命因?yàn)槭乔蜉S承，所以取指數(shù)=3，軸承計(jì)算壽命減速器設(shè)計(jì)壽命所以，滿足壽命要求。7.2蝸桿軸上軸承的選擇計(jì)算(l）軸承的選擇 選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=65mm，選用角接觸球軸承的型號(hào)為7213c 主要參數(shù)如下：d=120mm;b=23mm;a=24.2mm 基木額定靜載荷c。55.2 kn 基本額定動(dòng)載荷c=52.5

28、kn極限轉(zhuǎn)速9000 r/min(2）壽命計(jì)算對(duì)于70o00c型軸承，按表13一7軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先初取e=0.4，囚此可估算： nnn按式13-11得nnn由表13-5進(jìn)行插值計(jì)算，得，再計(jì)算：n n n n 兩次計(jì)算的的值相差不大，因此可以確定，。（3）軸承當(dāng)載荷量、因?yàn)橛杀?3-5分別進(jìn)行查表和插值計(jì)算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1 對(duì)軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則： p=5930.6381n軸承計(jì)算壽命h減速器設(shè)計(jì)壽命h h所以，滿足壽命要求。（4）靜載荷計(jì)算 查書l械零件手冊(cè)

29、可知，角接觸球軸承當(dāng)量靜載荷2.3825kn因載荷穩(wěn)定，無沖擊，所以取靜強(qiáng)度安全系數(shù)1.，所以，滿足強(qiáng)度條件。 (5）極限工作轉(zhuǎn)速計(jì)算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速1440r/min都成立，所以他們的極限轉(zhuǎn)速一定滿足要求。8鍵連接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸與電動(dòng)機(jī)軸采用平鍵連接根據(jù)軸徑，=82mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)書p123可選用a型平鍵，得：b=10,h=8,l=70,k=4。即：鍵鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應(yīng)力=,取其平均值110mpa。鍵的工作長(zhǎng)度：l=l-b=70-10=60mm鍵與聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=0.5=4mm。由式（6-l）得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求

30、。8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接根據(jù)軸徑=7omm, =90mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)書p123可選用a型平鍵，得：b=20,h=12,l=70，k=6即：鍵207ogb/1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應(yīng)力 =,取其平均值110mpa。鍵的工作長(zhǎng)度：l=l-b=70-20=50mm鍵與聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=0.5=6mm。由式（6-l）得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據(jù)軸徑=65mm, =82mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)書p123可選用a型平鍵，得：b=16,h=10,l=70，k=5即：鍵167ogb/1096-2003

31、鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應(yīng)力 =,取其平均值110mpa。鍵的工作長(zhǎng)度：l=l-b=70-10=60mm鍵與聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=0.5=5mm。由式（6-l）得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。9聯(lián)軸器的選擇計(jì)算9.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸器(l）計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 查表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動(dòng)機(jī)作原動(dòng)機(jī)情況卜取1.5 (2）型號(hào)選擇 根據(jù)前面的計(jì)算，電機(jī)輸出軸d=38mm，選擇彈性聯(lián)軸器tl6型。主要參數(shù)如下：公稱扭距=250n·m（滿足要求）許用轉(zhuǎn)速n3300r/minn=96or/minn<n,因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑d=38mm軸孔長(zhǎng)度l

32、=60mm9.2與二級(jí)齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器(l）計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 查表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動(dòng)機(jī)作原動(dòng)機(jī)情況卜取1.5(2）型號(hào)選擇 根據(jù)前面的計(jì)算，電機(jī)輸出軸d=65mm，選擇彈性聯(lián)軸器hl4型。主要參數(shù)如下：公稱扭距=1250n·m 許用轉(zhuǎn)速n2800r/minn=31.0875r/minn<n,因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑d=65mm軸孔長(zhǎng)度l=60mm10潤(rùn)滑和密封說明10.1潤(rùn)滑說明 因?yàn)槭窍轮檬轿仐U減速器，且其傳動(dòng)的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤(rùn)滑，取浸油深度h=12mm；潤(rùn)滑油使用50號(hào)機(jī)械潤(rùn)滑油。軸承采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑，因?yàn)檩S承轉(zhuǎn)速，所以選擇潤(rùn)滑脂的填入量為軸

33、承空隙體積的1/2。10.2密封說明 在試運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接而及軸仲密封處都不允許漏油。剖分而允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤(rùn)滑脂。11拆裝和調(diào)整的說明 在安裝調(diào)整滾動(dòng)軸承時(shí)，必須保證一定的軸向游隙，因?yàn)橛蜗洞笮⒂绊戄S承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點(diǎn)，側(cè)隙和接觸斑點(diǎn)是由傳動(dòng)精度確定的，可查手冊(cè)。當(dāng)傳動(dòng)側(cè)隙及接觸斑點(diǎn)不符合精度要求時(shí)，可以對(duì)齒面進(jìn)行刮研、跑合或調(diào)整傳動(dòng)件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。12減速箱體的附件說明 機(jī)座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸

34、緣寬度、肋板厚度等，對(duì)機(jī)座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性，未能進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的分析計(jì)算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式大概計(jì)算出尺寸，加上一個(gè)安全系數(shù)也一可以保證箱體的剛度和強(qiáng)度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動(dòng)件的尺寸大小及考慮散熱、潤(rùn)滑等因素后確定的。3.2 攪拌容器的設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1確定筒體的幾何參數(shù)（1）筒體型式 選擇圓柱形筒體（2）確定內(nèi)筒筒體的直徑和高度 由于攪拌過程是液固相混合，一般來說攪拌裝置的徑高比（hd）為11.3，本次設(shè)計(jì)選用高徑比為1.2。已知攪拌容積是500l，根據(jù)公式 （1）可以計(jì)算處筒體的直徑d=0.80m，筒體高h(yuǎn)

35、=0.96 m。（3）筒體材料的選擇及估算筒體鋼板的厚度 根據(jù)冶金手冊(cè)產(chǎn)品的標(biāo)準(zhǔn)，我們選用普通碳素鋼，根據(jù)gb1501998中對(duì)碳素鋼的要求和鋼板之間的差別，我們選用q235b熱軋鋼板，厚度尺寸選用9mm。（4）計(jì)算筒體的壁厚及強(qiáng)度校核按照材料力學(xué)中的強(qiáng)度理論，對(duì)于鋼制容器適宜采用第三、第四強(qiáng)度理論，但是由于第一強(qiáng)度理論在容器設(shè)計(jì)史上使用最早，有成熟的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，而且由于強(qiáng)度條件不同而引起的誤差已考慮在安全系數(shù)內(nèi)，所以至今在容器常規(guī)設(shè)計(jì)中仍采用第一強(qiáng)度理論，即 式中是器壁中三個(gè)主應(yīng)力中最大一個(gè)主應(yīng)力。對(duì)于內(nèi)壓薄壁容器的回轉(zhuǎn)殼體，周向應(yīng)力為第一主應(yīng)力，徑向應(yīng)力為第二主應(yīng)力，而另一個(gè)主應(yīng)力是徑向應(yīng)力

36、，由于、與相比殼忽略不計(jì)，即=0，所以第三強(qiáng)度理論與第一強(qiáng)度理論趨于一致。因此在對(duì)容器個(gè)元件進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，主要確定，并將其控制在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，進(jìn)而求取容器的壁厚。容器圓筒承受均勻內(nèi)壓作用時(shí)，其器壁中產(chǎn)生的如下薄膜應(yīng)力（圓筒的平均直徑為d，壁厚為t）： 很顯然，=，故按照第一強(qiáng)度理論，有 （2）在容器設(shè)計(jì)中，一般只給出內(nèi)徑值di，則d=di + t，將其代入上式，得 p(di+t)/2t （3）容器圓筒在制造時(shí)由鋼板卷焊而成，焊縫區(qū)金屬強(qiáng)度一般低于木材，所以上式中的t應(yīng)乘以系數(shù)。所以，考慮容器內(nèi)部介質(zhì)和周圍大氣腐蝕、供貨鋼板厚度的負(fù)偏差等原因，設(shè)計(jì)厚度應(yīng)比計(jì)算厚度大。設(shè)t為圓筒的計(jì)算厚度，則由上式可得（4）式中p設(shè)計(jì)內(nèi)壓力，mpadi圓筒內(nèi)直徑，mmt 計(jì)算厚度，mm 焊縫系數(shù)，1.0設(shè)計(jì)溫度下圓筒材料的作用應(yīng)力，mpa。式(4)即為內(nèi)壓圓筒厚度的計(jì)算公式。已知q235-b 鋼的設(shè)計(jì)內(nèi)壓力p<1.6 mpa，選用p=1.0mpa，許用應(yīng)力=125 mpa，=125 mpa，=0.5，所以計(jì)算厚度t=（1.0×800）（2×125×0.50.2）=7mm。代入（2）式驗(yàn)算得=61.4<