我修改機械設計課程設計說明書

1、山西工程技術學院機械設計課程設計說明書姓名：Xxx學號：130531020專業(yè)班級：13機制xxx指導教師：xxxxx系別：機械電子工程系成績批閱教師簽字批閱日期 2前 言制造業(yè)是國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，是一個國家創(chuàng)造力、競爭力和綜合國力的重要體現(xiàn)，為了更好的掌握制造的相關知識；為了適應經(jīng)濟社會的飛速發(fā)展和日趨激烈的競爭，我們不僅要學寬厚扎實的基礎知識，更要掌握廣博精深的專業(yè)知識，并且要在不斷地實踐中實現(xiàn)理論知識的融會貫通，進而達到理論指導實踐，我在姚志平老師的耐心指導下綜合所學知識進行了此次的課程設計。機械原理課程設計是高等學校機械類專業(yè)學生進行的一次較全面的機械運動學和動力學分析與設計的訓練，

2、是本課程的一個重要實踐環(huán)節(jié)。其基本目的在于：進一步加深學生所學的理論知識，培養(yǎng)學生獨立解決有關本課程實際問題的能力；使學生對于機械運動學和動力學的分析設計有一較完整的概念；通過課程設計，進一步提高學生運算、繪圖、表達、運用計算機和查閱技術資料的能力。本次課程設計，得到了xxx老師的耐心而細致的指導，同時參閱了大量的手冊資料，但是由于時間和個人能力經(jīng)驗的欠缺，設計中難免會有不妥之處，懇請批評指正。- 30 -目 錄計算過程及計算說明計算結(jié)果1. 設計任務書1.1設計題目 鏈版式膠帶運輸機的機械傳動裝置設計運動簡圖如下；鏈板式輸送機傳動簡圖1.2工作條件工作年限工作班制傳動效率載荷性質(zhì)生產(chǎn)批量10

3、兩班0.95輕微振動小批1.3技術數(shù)據(jù)題號滾筒圓周力F(KN)帶速v(m/s)滾筒直徑D(mm)5-A50.63992 電動機的選擇2.1 電動機的類型三相交流異步電動機（Y系列）2.2 功率的確定2.2.1 工作機所需功率 (kw):=/(1000)=5000×0.6/(1000×0.95)= 3.15kw2.2.2 電動機至工作機的總效率：=××××× =0.99××0.97×0.98×0.96×0.96=0.841（為聯(lián)軸器的效率，為軸承的效率，為圓錐齒輪傳動的效率，為

4、圓柱齒輪的傳動效率，為鏈傳動的效率，為卷筒的傳動效率）2.2.3 所需電動機的功率 (kw): =/=3.15/0.841=3.745kw2.2.4電動機額定功率: 2.3確定電動機的型號因同步轉(zhuǎn)速的電動機磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價格高，但可使傳動比和機構尺寸減小，其中=4kN，符合要求，但傳動機構電動機容易制造且體積小。由此選擇電動機型號：Y112M4電動機額定功率=4kN,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min工作機轉(zhuǎn)速=60*V/(*d)=18.0754r/min 電動機型號額定功率(kw)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y112M1-4414402.22.3 選取

5、B3安裝方式傳動比的分配總傳動比：=/=1440/18.0754=79.667 設高速輪的傳動比為,低速輪的傳動比為,鏈傳動比為，減速器的傳動比為,鏈傳動的傳動比推薦<6，選=5.3 ，=/=15.0315 ,=3.758,選=3.5，則=/=4.29 。 =3.5×4.3×5.3=79.765=（-）/=（79.765-79.667）/79.667=0.123% 符合要求。傳動參數(shù)的計算4.1 各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸的轉(zhuǎn)速：=1440 r/min中間軸的轉(zhuǎn)速：=/=1400/3.5=411.43 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速：=/=411.43/4.3=95.6

6、81 r/min滾筒軸的轉(zhuǎn)速：=/=95.681/5.3=18.05 r/min4.2 各軸的輸入功率P（kw）高速軸的輸入功率：中間軸的輸入功率：低速軸的輸入功率：滾筒軸的輸入功率：4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(N·m)高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 26.26N·m中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 88.20N·m低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 360.32N·m滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 1814.76N·m5 鏈傳動的設計與計算5.1 選擇鏈輪齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)=11，大鏈輪的齒數(shù)=×=5.3×1158.3 取59 。5.2 確定計算功率 查表9-6得=1.0，查圖9

7、-13得=2.5，單排鏈，功率為 =1.0×2.5×3.61=9.025kW5.3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)9.025kW和主動鏈輪轉(zhuǎn)速=95.681（r/min），由圖9-11得鏈條型號為24A，由表9-1查得節(jié)距p=38.1mm。5.4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距=(3050)p=(3050)×38.1=11431905mm。取=1200mm，按下式計算鏈節(jié)數(shù): =2×1200/38.1+(11+59)/2+(59-11)/ 2×38.1/120099.74 故取鏈長節(jié)數(shù)=100節(jié) 由（-）/(-）=（100-11）/（59-11）=2

8、.04，查表9-7得=0.24421，所以得鏈傳動的最大中心距為：=p2-(+)=0.22648×31.75×2×128-(11+59)1209.57mm5.5 計算鏈速v，確定潤滑方式v=p/60×1000=11×95.681×38.1/60×10000.668m/s由圖9-14查得潤滑方式為：滴油潤滑。5.6 計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力 有效圓周力：=1000P/v =1000×3.61/0.668=5404.2N鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)=1.15 則=1.15×5404.26214.8N計算鏈輪

9、主要幾何尺寸5.7 鏈輪材料的選擇及處理 根據(jù)系統(tǒng)的工作情況來看，鏈輪的工作狀況是，采取兩班制，工作時由輕微振動。每年三百個工作日，齒數(shù)不多，根據(jù)表9-5得 材料為40號鋼，淬火 、回火，處理后的硬度為4050HRC 。6 圓錐齒輪傳動的設計計算6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)6.1.1 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制齒形角，頂隙系數(shù)，齒頂高系數(shù)，螺旋角，軸夾角，不變位，齒高用頂隙收縮齒。6.1.2 根據(jù)課本表10-1，材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。6.1.3 根據(jù)課本表10-8，選擇7級精度。6.1.

10、4 傳動比u=/=3.5節(jié)錐角， 不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)： =16.439 選=18，=u=18×3.5=636.2 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： 2.926.2.1 試選載荷系數(shù)=26.2.2 計算小齒輪傳遞的扭矩=95.5×10/=2.63×10N·mm6.2.3 選取齒寬系數(shù)=0.36.2.4 由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。6.2.5 由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。6.2.6 計算應力循環(huán)次數(shù) 6.2.7 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 6.2.8 計算接觸疲勞許用應力 6.2.9 試算

11、小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值得 2.92=63.325 mm 6.2.10 計算圓周速度v mm =（3.14159×53.825×1440）/（60×1000）=4.058m/s6.2.11 計算載荷系數(shù) 齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得=1.0。由圖10-8查得動載系數(shù)=1.1。由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)=1.1。依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-9得軸承系數(shù)=1.25由公式=1.5=1.5×1.25=1.875接觸強度載荷系數(shù)=1×1.1×1.1×1.875=2.276.2.12 按

12、實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =63.325×=66.06 mm m=/=66.06/18=3.67 mm 取標準值m = 4 mm 。6.2.13 計算齒輪的相關參數(shù)=m=4×18=72 mm=m=4×63=252 mm = =90-=74 mm6.2.14 確定并圓整齒寬 b=R=0.3×131.04=39.3 mm圓整取 6.3 校核齒根彎曲疲勞強度6.3.1 確定彎曲強度載荷系數(shù) K=2.066.3.2 計算當量齒數(shù) =/cos=18/cos=18.7 =/cos=63/cos74=229.36.3.3 查表10-5得 =2.91,=1.5

13、3,=2.29,=1.716.3.4 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.82，=0.87 取安全系數(shù)=1.4 由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 =500Mpa =380Mpa 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力6.3.5 校核彎曲強度 根據(jù)彎曲強度條件公式 =57.96 MPa =50.98 Mpa 滿足彎曲強度要求，所選參數(shù)合適。7 圓柱齒輪傳動的設計計算7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)7.1.1 選用閉式直齒圓柱齒輪傳動。7.1.2 根據(jù)課本表10-1，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度24

14、0HBS 。7.1.3 根據(jù)課本表10-8，運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。7.1.4 試選小齒輪齒數(shù)=21,則=u=4.3×21897.2 按齒面接觸疲勞強度設計公式：7.2.1 試選載荷系數(shù)=1.37.2.2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =95.5×10 /=8.82×10N·mm7.2.3 由表10-7選取齒寬系數(shù)=17.2.4 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.87.2.5 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa。7.2.6 計算應力循環(huán)次數(shù)=60×

15、;274.3×1×（2×8×300×10）=7.90×10=/u=7.90×10/4.3=1.8372×107.2.8 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。7.2.9 計算接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù) S=1.4=1.02×600/1.4=437.14 MPa=0.96×550/1.4=377.14MPa7.2.10 試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得= mm=70.716mm7.2.11 計算圓周速度 =m/s=1.523m/s7.2.12 計算齒寬b =1×70.716m

16、m=70.716mm7.2.13 計算齒寬與齒高之比模數(shù)=70.716/21=3.367mm齒高=2.25×3.367=7.576mm=70.716/7.576=9.337.2.14 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.523m/s，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.04； 直齒輪，= =1 由表10-2查得使用系數(shù)=1由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，=1.316。由=9.33，=1.316查圖10-13得=1.28;故載荷系數(shù)=1×1.04×1×1.28=1.3317.2.15 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =71.27mm7

17、.2.16 計算模數(shù)m：=71.27/21=3.39mm7.3 按齒根彎曲強度設計公式為 7.3.1 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度7.3.2 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87, =0.897.3.3 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則=0.87×500/1.4=310.71 Mpa=0.89×380/1.4=241.57 Mpa7.3.4 計算載荷系數(shù)K =1×1.04×1×1.28=1.3317.3.5 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得=2.76，=2.198 7.3.6 查取應

18、力校正系數(shù) 由表10-5查得=1.56，=1.7687.3.7 計算大、小齒輪的并加以比較 =2.76×1.56/310.71=0.01385=2.198×1.758/241.57=0.01599大齒輪的數(shù)值大。7.3.8 設計計算 =mm=2.04mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.04并就近圓整為標準值m=2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑=69.444，算出小齒輪齒數(shù):= 70.716

19、/2.528 大齒輪齒數(shù):=4.3×28=120.4，即取=120這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構緊湊，避免浪費。7.4 幾何尺寸計算7.4.1 計算分度圓直徑 =m=28×2.5mm =70mm =m=120×2.5mm =300mm7.4.2 計算中心距 a=(+)/2=(70+300)/2=185mm7.4.3 計算齒輪寬度 b=1×70mm=70mm取=70mm,=75mm 。8 軸的設計計算8.1 輸入軸設計8.1.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =3.96kW =1440r/min =2

20、6.26 N·m8.1.2 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mm 300.8 N85.9N8.1.3 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)課本表15-3，取，得 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，取=18 mm 左右。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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則，因輸入軸與電動機相連，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動機型號為Y112M4,由指導書表17-9查得，電動機的軸伸直徑D= 28

21、mm 。查指導書表17-4，選LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63，半聯(lián)軸器的孔徑=28mm，故取=28mm，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。8.1.4 擬定軸上零件的裝配方案8.1.5 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=32 mm 。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D= 38 mm ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取。8.1.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=3

22、2 mm ，由指導書表15-1，初步選取02系列， 30207 GB/T 276，其尺寸為，故，而為了利于固定。由指導書表15-1查得。8.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，應使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故。為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取。8.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取8.1.9 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。8.1.10 軸上零件的周向

23、定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=28mm, 查得平鍵截面,長50mm軸與錐齒輪之間的平鍵按，由課本表6-1查得平鍵截面，長為40mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為；滾動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。8.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.68.2 中間軸設計8.2.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =3.80kW =411.43r/min =88.20N·m8.2.2 求作用在齒輪上

24、的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑=70 mm=2520=917.2N已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑mm 242.09N69.17 N8.2.3 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)課本表15-3，取，得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，故8.2.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖8.2.5 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導書表15-1中初步選取03系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，所以=30mm。這對軸承均采用套筒進行軸向定

25、位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑37mm，內(nèi)直徑35mm。8.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度2.45，故取，則軸環(huán)處的直徑為。8.2.7 已知圓柱直齒輪齒寬=75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取=72mm。8.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推算出，箱體對稱線次于截面3右邊16mm處，設此距離為則：取軸肩 有如下長度關系：+16mm=+-7mm由于要安裝

26、軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm 綜合 以上關系式，求出,8.2.9 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時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；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時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。8.2.10 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸

27、端倒角為。8.3 輸出軸的設計8.3.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =3.61kW =95.681r/min =360.32N·m8.3.2 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑 =300mm=2402=874.2N8.3.3 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)課本表15-3，取，得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，故8.3.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖。8.3.5 由圖可得為整個軸直徑最小處選=45 mm 。為了滿足齒輪的軸向定位，取。根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮

28、取，。8.3.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導書表15-1中初步選取03基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，所以=50mm。這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由表15-7查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此取。去安裝支持圓柱齒輪處直徑。8.3.7 已知圓柱直齒輪齒寬=70mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取=68mm。8.3.8 由于中間軸在箱體內(nèi)部長為228mm，軸承30310寬為29.25mm，可以得出，。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。8.3.9 軸上的周向定

29、位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時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；鏈輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時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。8.3.10 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為。8.3.11 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結(jié)構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面

30、。計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的、及的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T=360.32N·m8.3.12按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應力，因此，故安全。8.3.13判斷危險截面：截面6右側(cè)受應力最大8.3.14截面6右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6右側(cè)彎矩 截面6上的扭矩 =360.32N·m 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45，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力集

31、中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得 =2.018 =1.382又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為= = 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為/+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58 /+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66計算安全系數(shù)值>>S=1.5故可知安全。8.3.15 截面6左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側(cè)彎矩 截面6上的扭矩 =360.32N·m截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應

32、力由課本附表3-8用插值法求得/=3.75，則/=0.83.75=3軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為/+1/=3.75+1/0.92=3.84 /+1/=3+1/0.92=3.09又取碳鋼的特性系數(shù)所以軸的截面5右側(cè)的安全系數(shù)為>>S=1.5故可知其安全。9 鍵連接的選擇和計算9.1 輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=50mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。9.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L

33、=40mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。9.3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=32mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。9.4 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=63mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。9.5 輸出

34、軸與大圓柱齒輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=56mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。9.6 輸出軸與滾子鏈輪的鏈接軸徑，選取的平鍵界面為，長L=63mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。10 滾動軸承的設計和計算10.1 輸入軸上的軸承計算10.1.1 已知:=1440r/min，, e=0.37，Y=1.610.1.2 求相對軸向載荷對應的e值和Y值相對軸向載荷

35、比e小10.2.2 求兩軸承的軸向力 10.1.3 求軸承當量動載荷和 < e < e由指導書表15-1查的=859.5N ， =300.8N10.1.4 驗算軸的壽命>48000h故可以選用。故可以選用。10.2 中間軸上的軸承計算10.2.1 已知：=411.43r/min， ，e=0.31，Y=1.910.2.2 求兩軸承的軸向力 10.2.3 求軸承當量動載荷和 < e < e 由指導書表15-1查的=2520N ， =1089N10.2.4 驗算軸的壽命>48000h故可以選用。10.3 輸出軸上的軸承計算10.3.1 已知：=95.68r/min

36、，=，=874.2N， ，e=0.35，Y=1.710.3.2求兩軸承的軸向力 10.3.3 求軸承當量動載荷 < e 由指導書表15-1查的=2402 N10.2.4 驗算軸的壽命>48000h故可以選用。11 聯(lián)軸器的選擇在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號，選LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為5700 r/min。12 箱體的設計12.1 箱體的基本結(jié)構設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量

37、及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構與受力均較復雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。12.2 箱體的材料及制造方法選用HT200，砂型鑄造。12.3 箱體各部分的尺寸（如表1、2）表1：箱體參數(shù)名 稱符 號圓錐圓柱齒輪減速器計算結(jié)果機座壁厚0.025a+3mm8mm8機蓋壁厚（0.80.85）8mm8機座凸緣厚度b1.512機蓋凸緣厚度1.512機座底凸緣厚度p2.520地腳螺釘直徑df0.036a+12mm20地腳螺釘數(shù)目na 250mm4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df16機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df12連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200m

38、m軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df10窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df8定位銷直徑d(0.70.8) d29df、d1 、d2至外機壁距離見表2d1 、d2至緣邊距離見表2軸承旁凸臺半徑凸臺高度h根據(jù)低速軸承座外徑確定50外機壁到軸承端面距離c1+ c2+(58)mm50內(nèi)機壁到軸承端面距離+ c1+ c2+(58)mm58大齒輪齒頂圓與內(nèi)機壁距離1.210齒輪端面與內(nèi)機壁的距離10機蓋、機座肋厚、mm10.851，m0.857軸承端蓋外徑軸承座孔直徑+(55.5) d3110 / 130軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d310軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準表2：連接螺栓扳手空間c1 、c2值和沉頭座直徑螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑1822263340486113 潤滑和密封設計13.1 潤滑齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑，軸承采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入