機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書圓錐圓柱齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書題 目 設(shè)計(jì)一鏈板式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 專業(yè)班級 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 2012年7月 9日設(shè)計(jì)任務(wù)1 技術(shù)參數(shù)：輸送鏈的牽引力f： 6 kn ，輸送鏈的速度 ：0.55 m/s，輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d：399 mm。2 工作條件： 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期10年（每年300個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差±5%。鏈板式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.95。3 方案簡圖：傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)，減速器，工作機(jī)等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。方案簡圖如下圖。 方案圖設(shè)計(jì)計(jì)算及說明結(jié)果1選擇電動(dòng)機(jī)計(jì)算驅(qū)動(dòng)卷筒

2、的轉(zhuǎn)速選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī)，可擬定以下傳動(dòng)方案：1.1電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的y（ip44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.2電動(dòng)機(jī)容量(1)工作機(jī)的輸出功率(2)電動(dòng)機(jī)輸出功率傳動(dòng)裝置的總效率依次確定式中各效率：1個(gè)聯(lián)軸器=0.99 ，3個(gè)滾動(dòng)軸承 =0.99、圓柱齒輪傳動(dòng)=0.98、圓錐齒輪傳動(dòng)=0.97，1個(gè)滾子鏈傳動(dòng)=0.96。則 故 (3)電動(dòng)機(jī)額定功率由文獻(xiàn)【】中選取電動(dòng)機(jī)額定功率。1.3電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍，由文獻(xiàn)【】表 1 中查得圓錐-圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范

3、圍為：1.4電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形,安裝尺寸根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查文獻(xiàn)【】y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，選定電機(jī)，額定功率，滿載轉(zhuǎn)速，同步轉(zhuǎn)速。由文獻(xiàn)【】表19-1查得主要數(shù)據(jù)，并記錄備用，如表1-1所示： 表1-1電機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)電機(jī)型號額定功率電流滿載轉(zhuǎn)速電機(jī)質(zhì)量軸徑mmy132m1-64kw12.6a960輕382 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比2.1傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 2.2分配各級傳動(dòng)比所以減速器傳動(dòng)比 圓錐齒輪傳動(dòng)比（） 圓柱齒輪傳動(dòng)比 3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)3.1各軸轉(zhuǎn)速3.2各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)所需功率計(jì)算各軸輸入功率，即3.3各軸轉(zhuǎn)矩表3-1運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/

4、（n.m）轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸3.7837.696010.99軸3.743.7037.2136.819603.30.98軸3.593.56117.85 116.87290.940.96軸3.483.45456.95453.0172.734.030.97工作機(jī)軸3.313.30433.32434.6372.730.964傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1圓錐直齒輪設(shè)計(jì)已知輸入功率3.74kw，小齒輪轉(zhuǎn)速960r/min，齒數(shù)比u=3.3，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，工作時(shí)有輕微振動(dòng)。4.1.1選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動(dòng)方案選用直齒錐齒

5、輪傳動(dòng)。（2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)（3）材料選擇 由文獻(xiàn)【】表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。（4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。則4.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由文獻(xiàn)【】式10-9a由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩為輸 選齒寬系數(shù)=0.99=0.99=0.98=0.97=0.96kwkwkwkw31.3p48.3p59.3p74.3p=工作機(jī)軸762=zmm.n103.72t4´=由文獻(xiàn)【】圖10

6、-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限由文獻(xiàn)【】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由文獻(xiàn)【】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力式10-12取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得（2）計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值平均分度圓直徑 計(jì)算圓周速度v計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由文獻(xiàn)【】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) 表10-3直齒輪由文獻(xiàn)【】表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)小齒輪一端懸臂布置，查文獻(xiàn)【】表10-9得軸承系數(shù)，則接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得計(jì)算模數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值，文獻(xiàn)【】表10-6模數(shù)圓整為 計(jì)算齒

7、輪相關(guān)參數(shù) 計(jì)算齒寬 文獻(xiàn)【】表10-7圓整為（取整）4.1.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）確定計(jì)算參數(shù)載荷系數(shù)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 由文獻(xiàn)【】表10-5查得齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù) 安全系數(shù)由文獻(xiàn)【】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 由文獻(xiàn)【】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限許用應(yīng)力（2）校核強(qiáng)度由式10-23計(jì)算得 可知彎曲強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理。4.1.4幾何尺寸計(jì)算（1）錐齒輪大端分度圓直徑 74.75mm,=247mm（2）計(jì)算錐距r 129.03mm（3）節(jié)圓錐角： （4）大端齒頂圓直徑:mmm25.3=mm75.74d1=mm247d2='2'1

8、73.1616.84。.84。=ddmm03.129r=mmbb3921=74.75mm=247mm129.03mmmm（5）計(jì)算齒寬 文獻(xiàn)【】表10-7圓整為（取整）4.2圓柱直齒齒輪設(shè)計(jì)（軟齒面）已知輸入功率3.59kw，小齒輪轉(zhuǎn)速290.91r/min，齒數(shù)比u=4，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，工作有輕微震動(dòng)。4.2.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)（1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)（2）材料選擇 由文獻(xiàn)【】表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面硬度為250hbs，大齒輪齒面硬度為220h

9、bs。（3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)4.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩選齒寬系數(shù) 由文獻(xiàn)【】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 區(qū)域系數(shù) 由文獻(xiàn)【】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由文獻(xiàn)【】式10-13 由文獻(xiàn)【】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式10-12得（2） 計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得計(jì)算圓周速度v計(jì)算齒寬b及模數(shù)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由文獻(xiàn)【】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)由文獻(xiàn)【】表

10、10-3查得由文獻(xiàn)【】表10-2查得使用系數(shù)由文獻(xiàn)【】表10-4查得由文獻(xiàn)【】圖10-13查得 接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，式10-10a得計(jì)算模數(shù) 4.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-5得彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式（1）確定公式內(nèi)的個(gè)計(jì)算數(shù)值由文獻(xiàn)【】圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，由文獻(xiàn)【】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得 計(jì)算載荷系數(shù)由文獻(xiàn)【】表10-5查得齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù) 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較，取較小值計(jì)算。大齒輪的數(shù)值大（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 齒面接觸疲勞強(qiáng)

11、度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)2.05 文獻(xiàn)【】表10-1就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 分度圓直徑 中心距 中心距選為187mm按中心距修正螺旋角齒寬 則 按計(jì)算后再作適當(dāng)圓整，而常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎(chǔ)上人為的加寬5-10,以防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷。

12、mmu=4231=z922=z5軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1輸入軸設(shè)計(jì)(1) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2)求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖5-1所示(3)初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質(zhì)）根據(jù)文獻(xiàn)【】表15-3，取，得 取高速軸的輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查文獻(xiàn)【】表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 圖5-1軸的載荷分析 由于該軸與連軸器相連的一端直徑要與電機(jī)相同，應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，所以查標(biāo)準(zhǔn)g

13、b/t5014-2003或文獻(xiàn)【】，選lx3彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為mmn×1250，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為mml601=。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，為了滿端蓋密封，2-3軸段右端需制出一軸肩，故取3-4段的直徑， mm35l32=-2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻(xiàn)【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸

14、承7307，其尺寸為 圖5-2軸的結(jié)構(gòu)與裝配 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻(xiàn)【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為（5）求軸上的載荷，確定截面表5-1軸上載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m 總彎矩扭矩t（6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由文獻(xiàn)【】表15-1查得，故安全。（7）精確

15、校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面截面 截面4右受應(yīng)力最大截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)3336400401.00.1dwmm=´=抗扭截面系數(shù)333t12800402.00.2dwmm=´=截面4左側(cè)彎矩m為mmn.76.41005m=截面4上的扭矩為mmn38995.=t.3截面上的彎曲應(yīng)力mpa41.6.640076.41005=wmbs截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力mpa05.31280038995.83tt=wbt軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【】附表3-2查取。因05.040.2r=d，1435500.83精度級的單列圓錐滾子和軸向

16、力，故選用單列圓錐滾子.13540d=d，經(jīng)插值后查得45.1975.1=tsaa，又由文獻(xiàn)【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為mmn.76.41005m=nmm.38995.83t=故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由文獻(xiàn)【】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)值故可知安全。 面4右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩m為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻(xiàn)【】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【】附圖3-4得表面質(zhì)量

17、系數(shù)為故得綜合系數(shù)為計(jì)算安全系數(shù)值故可知安全。5.2中間軸設(shè)計(jì)（1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力已知圓柱直齒輪分度圓直徑 已知圓錐齒輪的分度圓半徑為圓周力、，徑向力、及軸向力、如圖5-3圖5-3軸的載荷分析圖（3）初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質(zhì)），根據(jù)文獻(xiàn)【】表15-3，取，得83.25290.959.311033220min=´=npad，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑和（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案（見下圖5-4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向

18、力，故選用角接觸球軸承，由文獻(xiàn)【】表15-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7083ac，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位。2） 取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。取。3） 已知圓柱斜輪齒寬，由于結(jié)構(gòu)上的需要，將其設(shè)計(jì)為齒輪軸，軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，在齒輪右端再設(shè)一軸肩，取，。軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻(xiàn)【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故

19、選擇齒輪輪轂與軸的配合為；確定軸上圓角和倒角尺寸 ，取軸端倒角為圖5-4軸的結(jié)構(gòu)與裝配(5) 求軸上的載荷表5-2軸上載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由文獻(xiàn)【】表15-1查得，故安全。(7) 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面 截面5左右側(cè)受應(yīng)力最大截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩m為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及

20、按文獻(xiàn)【】附表3-2查取。因，經(jīng)插 值后查得又由文獻(xiàn)【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由文獻(xiàn)【】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為又取合金鋼的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)值截面5左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎m為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻(xiàn)【】附表3-8用插值法求出，并取，于是得軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為計(jì)算安全系數(shù)值故可知安全。5.3輸出軸設(shè)計(jì)(1) 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2) 求

21、作用在齒輪上的力已知圓柱直齒輪的分度圓直徑 而圓周力、徑向力及軸向力如圖5-5(3) 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)文獻(xiàn)【】表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑， 取圖5-5軸的載荷分析圖(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-6）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑,長度30mm，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻(xiàn)【2】表15-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的

22、角接觸球軸承7312ac，其尺寸為，算上擋油環(huán)長度，取。左端軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。齒輪左端以及軸承的定位采用擋油環(huán)，已知齒輪輪轂的寬度為74mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為mmd7965=-。軸環(huán)寬度，取。軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由文獻(xiàn)【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽 銑 刀加工，長為,56mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，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，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的

23、，此處選軸的尺寸公差為m6。(5) 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為圖5-6軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (6) 求軸上的載荷表5-3軸上載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t(7) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由文獻(xiàn)【】表15-1查得，故安全。(8) 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面 截面7左右側(cè)受應(yīng)力最大截面7右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7右側(cè)彎矩m為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的

24、理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【】附表3-2查取。因，經(jīng)插 值后查得 又由文獻(xiàn)【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為3872.1144.10.8511)-(q1k7998.1193.10.8211)-(q1k=-´+=+=-´+=+=）（）(sttsssaa由文獻(xiàn)【】附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為92.0=tsbb軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)值故可知安全。 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)與計(jì)算1 選擇鏈輪齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)=21，大鏈輪的齒數(shù)=×=4.02×21=84。

25、2 確定計(jì)算功率 由表9-6得=1.1，由圖9-13查得=1.2，雙排鏈，則計(jì)算功率為 =/=1.1×1.2×3.3158/1.75=2.5kw3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)=2.5kw和主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速=72.73r/min，查圖9-11可選16a-2，由表9-1查得節(jié)距p=25.4mm。4 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距=(3050)p=(3050)×25.4=7621270mm。取=770mm，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為 116.44故取鏈長節(jié)數(shù)=116節(jié) 查表9-7得到中心距計(jì)算系數(shù)=0.23648，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為：=p2-(+)=760mm5 計(jì)算鏈速，確定潤滑

26、方式=p/(60×1000)=72.73×21×25.4/(60×1000)0.6424m/s由=0.64m/s和鏈號16a-2，查圖9-14可知應(yīng)采用滴油潤滑。6 計(jì)算壓軸力 有效圓周力為：=1000p/ =1000×3.3158/0.6424=5161.58n鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)=1.15 則壓軸力為=1.15×5161.585935.8n7 計(jì)算鏈輪主要幾何尺寸8 鏈輪材料的選擇及處理根據(jù)表9-5，選擇材料為40鋼，采用淬火、回火處理。mmd7965=-92.0=tsbb6滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算6.1輸入軸滾動(dòng)軸承計(jì)算初

27、步選擇滾動(dòng)軸承，由文獻(xiàn)【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7307ac，其尺寸為,e=0.68,y=0.87,表6-1軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則則則則則 則故合格。6.1中間軸滾動(dòng)軸承計(jì)算初步選擇滾動(dòng)軸承，由文獻(xiàn)【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7308ac，其尺寸為,e=0.68,y=0.87,表6-1軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則則則則則 則故合格。6.1輸入軸滾動(dòng)軸承計(jì)算初步選擇滾動(dòng)軸承，由文獻(xiàn)【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7312ac，其尺寸為,e=0.68,y=0.87,

28、表6-1軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則則則則則 則故合格。7鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算7.1輸入軸鍵計(jì)算校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。7.2中間軸鍵計(jì)算校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。7.3輸出軸鍵計(jì)算校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。8.聯(lián)軸器的選擇及校核計(jì)算8.1各種聯(lián)軸器的比較8.1.1 剛性聯(lián)軸器缺點(diǎn)：對兩軸對中性要求較高，當(dāng)兩軸有相對位移存在時(shí)，就會(huì)在機(jī)件內(nèi)引起附加載荷，使工作環(huán)境惡化。優(yōu)點(diǎn)：結(jié)

29、構(gòu)簡單，成本低，可傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，故當(dāng)轉(zhuǎn)速低時(shí)，無沖擊；當(dāng)軸的剛性大，對中性較好時(shí)常用。（1）撓性聯(lián)軸器： 無彈性元件的聯(lián)軸器，因有撓性，故可補(bǔ)償兩軸的相對位移。（2）十字滑塊聯(lián)軸器一般用于轉(zhuǎn)速n<250r/min,軸的剛性較大，且無劇烈沖擊處.（3）滑塊聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，適用于小功率高轉(zhuǎn)速而無劇烈沖擊處。（4）十字軸式萬向聯(lián)軸器允許兩軸間有較大的夾角。（5）齒式聯(lián)軸器傳遞很大轉(zhuǎn)矩，并允許有較大的位移偏移量，安裝精度要求不高，但質(zhì)量較大成本較高，在重型機(jī)械中應(yīng)用廣泛。8.1.2彈性元件的撓性聯(lián)軸器這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件，不僅可以補(bǔ)償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖間真的作用。（1

30、）彈性套柱銷聯(lián)軸器拆裝方便成本較低，但彈性套易磨損壽命較短，適用于連接載荷平穩(wěn)，需正反轉(zhuǎn)或啟動(dòng)頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸。（2）彈性柱銷聯(lián)軸器傳遞能力大結(jié)構(gòu)簡單，安裝制造方便耐久性好，彈性柱銷有一定的緩沖和減振能力。8.2聯(lián)軸器的選擇綜上所述，根據(jù)工作要求，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器較合理。根據(jù)所選電動(dòng)機(jī)軸徑的大小選擇聯(lián)軸器的孔徑。結(jié)合所選y132m26型電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，從gb/t5014-1995中查得lx3聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為630許用最大轉(zhuǎn)速5000r/min,軸徑為30mm,32mm,35mm,38mm,故適用8.3聯(lián)軸器的校核計(jì)算在軸的計(jì)算中已選定聯(lián)軸器型號。輸入軸選lx3型彈性柱

31、銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度60mm。9.減速器附件的選擇由文獻(xiàn)【】選定通氣帽，a型壓配式圓形油標(biāo)a20（gb1160.1-89），外六角油塞及封油墊,啟蓋螺釘m6。9.1視孔蓋和窺視孔 在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件嚙合區(qū)位置，并有足夠的空間，以便于能深入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，以便于機(jī)械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固。9.2放油孔與螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，與便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支撐面，并加封油圈加以密封。9.3油標(biāo)油標(biāo)位于便于觀察減速器油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。9.4通氣孔由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大為便于排氣，在機(jī)蓋頂部窺視孔蓋上安裝通氣器，以便于達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。9.5起蓋螺釘起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋連接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。9.6定位銷為保證刨分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。9.7吊環(huán)在機(jī)蓋上直接鑄處吊鉤和吊