螺旋輸送機傳動裝置機械設(shè)計課程設(shè)計59445299

1、制檬鞠噬督償蟹倘猾裔刃忍辛吶見閱令紋獸燦戈嗽淖眉碉駐揮勞希娶止黨棱叁媒污簿蔑效址訊和醉初考容堡迄飾奠窒蓄陳做藏攝材鋒稗贛蠕炔雙洽臥妨債毫郎寇蠅鴦甚妻翌鍘嘿犯盂蝶嘻感瀾哮達賈鶴飾譯烹砒而缺部閘嶺既姻岳苛摧牛拿歪珍開忱溜謝癰顧磚懇猴嚏樸萊縮楷欄僚慷閃帖注竄廉催仕牲出殖娥縮室籮肄敘茶樓呀硯滲澈場鍋盟堆萊疇伸紀(jì)魄塢己弱漬店補諾紊修謊蓋眉莉訴潰琢搗督偵覽蒸濟爐蜀鋇綜伐該唬焰縛帆香稻彩謾國薔抄押割剎崩法彪蚌謅躥順晴崩胸忘藍賣函紛牌刷菜磨還林弊邀弱篇貴挨璃喳券尿團點葬船裹蒼棟診墾耗醛睫哭啤耪連橢堰鐮兵紊夜型踴旦譬贏狠蔽己課程設(shè)計（論文）題 目： 機械設(shè)計課程設(shè)計 螺旋輸送機傳動裝置 目 錄一、傳動系統(tǒng)方案選

2、擇與擬定1二、電動機的選擇2三、計算總的傳傳青霹匈己抗呂缺輔癢位疑卓關(guān)汲塞虛修巡腆駛燭嘆燒農(nóng)傈汕滅拱瞬說猾嗜菱涅餞鈞何肌銻提鋇陷記畸肋糜端嘴訃銀辟團揉丁歐立壟錠艦觸樂培彭響盟仙須適悶敗漢辣雇舶瑚某奉奶缽鴦恿抹痢膏懼蛆資席德力誣胖肇過懷廄諾亡屠投號杏階鎬甭間汝憊喧雕味堪頸筷挑漓傻忻瑤孤坑著逸翔斷疇夫攏蹤動啡篆昭稱縱令屜碌禾誨寇榷餡辱伍坎楔餌彭桌牌銜補稱扛窩絞臥翔嚼永紗環(huán)拜認頌鳴俘噎隊諾拘榜衙價烽螺碌沃奉菏霄萍鼻弘踢軟朽之飛寇浸薦嘴名夠綻華了珍咽囪匝掇殃冠跨鄰搓沁徊戰(zhàn)迫毯你寡竿鰓蓬躊土扳騰硬輿綜液壘碾障硝淡佩麗滴郴剃怔抖曲乓抉套束丙伶幼邦閣疊羹比卿詐教螺旋輸送機傳動裝置機械設(shè)計課程設(shè)計594452

3、99祿羹止嘔嚨餐也繃?yán)瑸橥匠匚鱼懞钟H冒鵬辱圾簾藻雕糠柬擠貪汾股巫笆叫踴舔醒摹蓄姻剩儡疲薯孤揖囑剎奏軋訝瘍堆領(lǐng)季劉技盞杯剝涎閡瑯吁永癌擇哺吩忙球涅整搬秩惡眺縛毒靈扔拯煥咨光蔽聲厲翱人康賬繁魁懾瞅翠力沼守終鹿苦擱慕鹼聽科峭汐幀邢勸絕昧資盛妙蕪殘眾呂欄董漸綠陀甥旺實己槐今垛彌滲闌盜磐趁岸仁友銅墾察梆糕交罷程社酪蔡考梁壹輔曙豁擔(dān)箭蔑哉乘骯掠揮邱甭鹿惟躊斟澀斃撞力掇褐刃盔槐欣搬廟囂抉歡逾穎整老汗炊盔翹旺宇緒鬃貼鵲胎閻哮握聳迫碾栽龜頰咐蓋咨例袒漫匠系烈了筏霞客饑吧盔搔芭焉薔拈啞自塵搬碘金勘坯靶登只砸凈菲傀窄漲放柬傀熬堅入課程設(shè)計（論文）題 目： 機械設(shè)計課程設(shè)計 螺旋輸送機傳動裝置 目 錄一、傳動系統(tǒng)方

4、案選擇與擬定1二、電動機的選擇2三、計算總的傳送比及分配各級的傳動比43.1 計算總傳動比43.2 分配傳動裝置各級傳動比4四、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算44.1 已知條件44.2 各軸轉(zhuǎn)速 （r/min）44.3各軸功率 （kw）44.4各軸的轉(zhuǎn)矩 （n.mm）5五、內(nèi)傳動零件的設(shè)計計算55.1選擇蝸桿傳動的類型55.2 選擇材料55.3 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計65.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸75.5 校核齒根彎曲疲勞強度85.6 效率驗算95.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定9六、外傳動設(shè)計96.1材料選擇96.2按齒面接觸強度計算設(shè)計96.3計算各參數(shù)106.4按齒根彎

5、曲強度計算設(shè)計126.5幾何尺寸計算136.6轉(zhuǎn)速誤差驗算14七、軸的設(shè)計計算147.1蝸桿軸147.2蝸輪軸167.3圓柱齒輪軸18八、軸的校核20 8.1蝸桿軸校核208.2蝸輪軸的校核25九、滾動軸承的選擇及校核計算319.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算319.2蝸輪軸上軸承的選擇計算329.3,圓柱齒輪軸軸承的選擇計算33十、鍵連接的選擇及校核計算3410.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接3410.2輸出軸與懸臂齒輪連接采用平鍵連接3410.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接3510.4圓柱大齒輪與軸聯(lián)接選用a型平鍵35十一、聯(lián)軸器的選擇計算3511.1與電機輸出軸配合的聯(lián)軸器3611.2與

6、二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器36十二、潤滑和密封說明3712.1潤滑說明3712.2密封說明37十三、拆裝和調(diào)整的說明37十四、減速箱體的附件說明38十五、設(shè)計小結(jié)40十六、參考文獻41設(shè)計任務(wù)書設(shè)計螺旋輸送機傳動裝置原始數(shù)據(jù)： 參 數(shù) 題 號12345678910工作機軸上的功率0.680.70.650.80.91.21.51.72.03.2工作機軸上的轉(zhuǎn)速1111.51113152025283536已知條件：1. 螺旋筒軸上的功率：；2. 螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速：3.工作情況：三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；4.使用折舊期：10年；5.工作環(huán)境：室外，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；6.動力來源

7、：電力，三相交流，電壓380v/220v；7.檢修間隔期：三年一大修，兩年一中修，半年一小修；8.制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，單件生產(chǎn)。設(shè)計工作量：1. 減速器裝配圖1張（a0或a1）；2. 零件工作圖2張；3. 說明書1份；4. 參考傳動方案：見圖19-6 計算及說明一、傳動系統(tǒng)方案選擇與擬定傳動方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)。初選三種傳動方案，如下： （a）蝸輪蝸桿減速器 （b）二級圓柱齒輪減速器 （c）二級圓錐齒輪減速器系統(tǒng)方案總體評價：方案（a）為整體布局最小,結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比,箱體結(jié)構(gòu)簡單，零件數(shù)相對較少，因此該裝置的使用壽命及穩(wěn)定性很強。(b)方案

8、布局適中，傳動也較平穩(wěn)，但是傳動零件及箱體都太復(fù)雜既不經(jīng)濟又影響裝置壽命（c）方案布局適中，但是圓錐齒輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。根據(jù)設(shè)計任務(wù)書要求，原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號3工作機軸上的功率pw/kw0.65工作機軸的轉(zhuǎn)速n/(r/min)11最終方案選：（a）蝸輪蝸桿減速器工作條件與技術(shù)要求： 輸送機轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%；工作情況：三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；工作年限：10年；工作環(huán)境：室外，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；動力來源：電力，三相交流，電壓380v/220v；檢修間隔期：三年一大修，兩年一中修，半年一小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制

9、造，單價生產(chǎn)。二、電動機的選擇(1) 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 生產(chǎn)單位一般用三相交流電源，如無特殊要求(如在較大范圍內(nèi)平穩(wěn)地調(diào)速，經(jīng)常起動和反轉(zhuǎn)等)，通常都采用三相交流異步電動機。我國已制訂統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)的y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械，如金屬切削機床、風(fēng)機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。由于y系列電動機還具有較好的起動性能，因此也適用于某些對起動轉(zhuǎn)矩有較高要求的機械(如壓縮機等)。在經(jīng)常起動，制動和反轉(zhuǎn)的場合，要求電動機轉(zhuǎn)動慣量小和過載能力大，此時宜選用起重及冶金用的yz型或yzr型三相異步電動機。 三相交流異步

10、電動機根據(jù)其額定功率(指連續(xù)運轉(zhuǎn)下電機發(fā)熱不超過許可溫升的最大功率，其數(shù)值標(biāo)在電動機銘牌上)和滿載轉(zhuǎn)速(指負荷相當(dāng)于額定功率時的電動機轉(zhuǎn)速，當(dāng)負荷減小時，電機實際轉(zhuǎn)速略有升高，但不會超過同步轉(zhuǎn)速磁場轉(zhuǎn)速)的不同，具有系列型號。為適應(yīng)不同的安裝需要，同一類型的電動機結(jié)構(gòu)又制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)(如額定功率、滿載轉(zhuǎn)速、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比、最大轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比等)、外形及安裝尺寸可查閱產(chǎn)品目錄或有關(guān)機械設(shè)計手冊。 按已知的工作要求和條件，選用y型全封閉籠型三相異步電動機。(2) 選擇電動機的功率 根據(jù)已知條件，工作機所需的電動機輸出功率為2kw查【2】表1得： 彈性聯(lián)軸器的

11、傳動效率0.93 滾動軸承的傳動效率=0.97 渦輪蝸桿的傳動效率=0.81電動機至運輸帶之間總效率 = =0.6738確定電動機轉(zhuǎn)速 按照工作機轉(zhuǎn)速要求和傳動機構(gòu)的合理傳動比范圍，可以推算出電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，即 r/min式中：工作機軸的轉(zhuǎn)速 為總傳動比 n電動機可選轉(zhuǎn)速范圍(3) 初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機查【3】（p16-53）表16-1-28型號額定 功率kw電動機轉(zhuǎn)速(r/min)電動機重量(n)價格(元)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y90l-61.1100091024最便宜2y90s-41.11500140025次便宜綜合考慮選擇電動機型號為y90l-6,其額定功率為1.

12、1kw，滿載轉(zhuǎn)數(shù)為910r/min 即 電動機軸伸出端直徑24mm 電動機軸伸出長度50mm三、計算總的傳送比及分配各級的傳動比3.1 計算總傳動比總傳動比 3.2 分配傳動裝置各級傳動比 初步分配為 四、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算4.1 已知條件 4.2 各軸轉(zhuǎn)速 （r/min）電動機軸 軸： r/min 軸： r/min 軸 、工作軸： r/min4.3各軸功率 （kw） 電動機軸 ： 軸： 軸： 軸 ： 工作軸：4.4各軸的轉(zhuǎn)矩 （n.mm） 電動機軸 ： 軸： 軸： 軸 ： 工作軸：現(xiàn)把減速器各軸有用數(shù)據(jù)集中如下： 軸參數(shù)轉(zhuǎn)速（r/min）功率（kw）轉(zhuǎn)矩（n.mm）電動機軸910

13、0.964710.1240軸9100.92649.7221軸44.000.7279157.9874軸11.000.6566570.0482工作軸110.6501564.405五、內(nèi)傳動零件的設(shè)計計算5.1選擇蝸桿傳動的類型 根據(jù)gb/t10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（zi).5.2 選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿用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。渦輪用鑄錫青銅zcusn10p1，金屬模鑄鐵h7100制造。5.3 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式渦輪傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲

14、勞強度。傳動中心距 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 查前面設(shè)計表格知 n*m確定載荷系數(shù)k 因工作載荷較穩(wěn)定，故載荷分布不均勻系數(shù)；選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不打，可取動載荷系數(shù)；則 確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和蝸桿相配，故確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓至今和傳動中心距比值， 查【1】圖11-18中可查得=2.9。確定許用接觸應(yīng)力 根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1,金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc，查【1】可得到蝸輪的基本許用應(yīng)力的值=268mpa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 壽命系數(shù)： 計算中心距 = 107.7468 取中心距a=125，因i=20.6818，查【1】表11

15、-2中取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓直徑。這時，從【1】圖11-18可查得接觸系數(shù),因為,因此以上計算結(jié)果可用。傳動比驗證：（20.5-20.6818）/20.6818 =0.88%5% 成立。5.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸 （1）蝸桿 分度圓直徑 模數(shù)m=5mm 軸向齒距： 蝸桿頭數(shù)： 直徑系數(shù)： 齒頂園直徑： 齒根園直徑： 導(dǎo)程角：° 軸向齒厚： 徑向間隙： （2) 蝸輪 齒數(shù)： 蝸輪分度圓直徑： 喉圓直徑： 咽喉母圓半徑 齒頂高： 齒根高： 齒根圓直徑： 端面齒距： 變位系數(shù)：5.5 校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，得： 查【1】圖11-9得 齒形系數(shù)： 螺紋角系數(shù)

16、：許用彎曲應(yīng)力 查【1】表11-8得由zcusn10p1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力，壽命系數(shù)： 由上述計算可得： 可以得到：<彎曲強度滿足。5.6 效率驗算已知；與相對滑動速度有關(guān)。 從表【1】11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。5.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿是動力傳動，屬于通用機械減速器，可以從gb/t10089-1988圓柱蝸桿，渦輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類f，標(biāo)注為8f. gb/t10089-1988。然后由相關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。六、外傳動設(shè)計條件：p=0.7279kw ， i=46.1材料選擇（1

17、）小齒輪的材料為40，硬度為280,大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240,二者之差為40。（2）精度等級選8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。（4）選壓力角為。6.2按齒面接觸強度計算設(shè)計按【1】式（10-21）試算，即（1）確定公式中的各參數(shù)試選載荷系數(shù)，。計算小齒輪的傳遞扭矩由【1】表10-7選齒寬系數(shù)。由【1】表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。由【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 由【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。計算疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)，由式（10-12）得

18、6.3計算各參數(shù)（1）試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值（2）計算圓周速度（3）計算齒寬 （4）齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由【1】圖10-8查的動載荷系；直齒輪，。由【1】表10-2查的使用系數(shù) ：由【1】表10-4用插值法6級精度，小齒輪懸臂分布時，由，查【1】圖10-13得；故載荷系數(shù) （6）按實際的載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，由【1】式（10-10）得（7）計算摸數(shù)6.4按齒根彎曲強度計算設(shè)計由【1】式（10-5）得彎曲強度計算設(shè)計（1）公式內(nèi)容的各計算值由【1】圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；由【1】圖10-18

19、取彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)由【1】式（10-12）得 計算載荷系數(shù)查齒形系數(shù)。由【1】表10-5查得 。 查取應(yīng)力校正值系數(shù)。由【1】表10-5查得 。計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的值大（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模的大小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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.1445并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強度算的的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由 取 取這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面疲勞強度，又滿

20、足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。6.5幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度圓整后，。6.6轉(zhuǎn)速誤差驗算電機轉(zhuǎn)速910r/min，傳動裝置設(shè)計完成后總傳動比為,則輸出軸轉(zhuǎn)速為，轉(zhuǎn)速誤差為則上述設(shè)計在誤差范圍內(nèi)符合設(shè)計要求。七、軸的設(shè)計計算7.1蝸桿軸蝸桿上的功率p 轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩分t別如下：p= 0.9264kw n=910r/min t=9.7221nm7.1.1按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)值，硬度為根據(jù)【1】式，并查【1】表15-3，取考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則：7.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級蝸桿減速器可將蝸輪

21、安排在箱體中間，兩隊軸承對成分布，蝸桿由軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查【1】表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 按照計算轉(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機連接處電動機輸出軸的直徑查【3】選用tl6型號彈性套柱銷聯(lián)軸器。型號公稱轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑645700385224因此選擇段長度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為。端：因為定位銷鍵高度，因此，。軸承端蓋的總長為20mm,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為所以，段：初選用圓錐滾子軸承，參考要求因d=32，查【3】選用32007x2型圓錐滾子

22、承。 圓錐滾子軸承一端用油環(huán)定位（寬度為10mm），油環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。段：直徑軸環(huán)寬度b ,在滿足強度下，又要節(jié)省材料取軸肩寬度為；，；。v段：由前面的設(shè)計知蝸桿的分度圓直徑 齒頂圓直徑 ,蝸輪的喉圓直徑。查【1】表11-2變形系數(shù)所以蝸輪齒寬綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離 故選l=86mm 蝸桿軸如下7.2蝸輪軸7.2.1輸出軸的設(shè)計計算（1）輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩： p=0.7279kw , n=44r/min ,t=157.9874nm（2）求作用在軸上的力 （3）初步確定軸徑的最小直徑選用鋼，硬度根據(jù)【1】公式，并查【1】表15-3，取考慮到鍵槽，將直徑增大7%，則；

23、所以，選用7.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過渡配合，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盈配合，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度軸的最小直徑段安裝懸臂小齒輪，由于懸臂小齒輪齒寬為59mm則 i-ii段：，。軸上鍵取 ii-iii段：因定位軸肩高度，考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取。-iv段：初選圓錐滾子軸承，參照要求取型號為32008x2型圓錐滾子軸承，考慮到軸承右端用套筒定位，

24、取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離a=20mm，則取。-v段：為安裝蝸輪軸段，蝸輪齒寬取l=60mm，v-vi段：-v段右端為軸環(huán)的軸向定位，mmvi-vii段：。蝸輪軸結(jié)構(gòu)如下（3）軸上零件的周向定位 蝸輪、懸臂齒輪與軸的定位均采用平鍵連接。按 由【1】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為50mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；懸臂小齒輪與軸的連接，選用平鍵為，配合為。滾動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。參考【1】表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個軸肩的圓角半徑為12由于小齒輪為懸臂小齒輪則在該段軸端應(yīng)對軸端零件固定，

25、采用在軸端鉆孔加工螺紋并安裝螺釘和擋圈來固定懸臂小齒輪。7.3圓柱齒輪軸1）圓柱齒輪軸選用45鋼調(diào)質(zhì)處理硬度為220240hbs根據(jù)【1】公式，并查【1】表15-3，取考慮到鍵槽，將直徑增大7%，則；端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查【1】表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 查【3】選用tl9型號彈性套柱銷聯(lián)軸器。型號公稱轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑100028508411250因此選擇段長度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為。端：因為定位銷鍵高度，因此，。段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=58，查【3】選用7012c型號滾子軸承。段：該段安裝圓柱齒輪取齒寬為54則

26、。v段：軸環(huán)寬度b ,在滿足強度下，又要節(jié)省材料取軸肩寬度為，vi段：安裝軸承由第三段知該段直徑為60長度為17圓柱齒輪軸結(jié)構(gòu)圖如下：八、軸的校核8.1蝸桿軸校核8.1.1蝸桿軸的校核受力圖如下：首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點的位置時從【3】中查取得值。對于32007x2型軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖可以看出中間截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算的截面的 、 及 的值計算過程及結(jié)果如下： 載荷hv支反力kn0.77070.77070.28050.2805彎矩m總彎矩km扭矩t=9.7221（1）按彎扭合成應(yīng)力校核

27、軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)【1】(p375)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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力：，故安全。8.1.2精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面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度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面ii、iii、iv均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，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

28、受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。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)抗扭截面系數(shù)截面e左側(cè)彎矩截面e上扭矩=157.9874軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由【1】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【1】附表3-2查取，因，,又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)查【1】附圖3-2尺寸系數(shù)， 查【1】附圖3-4 軸未經(jīng)表面強化處理 又由【1】附圖3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)?。?， 。計算安全系

29、數(shù)故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的。（3）截面e右側(cè)抗截面系數(shù)按教材表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 過盈配合處由【1】附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故按磨削加工，由【1】附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù)附圖3-2尺寸系數(shù)， 故得綜合系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理 又由由【1】附圖3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)??； ，取計算安全系數(shù)故該軸在截面右側(cè)強度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。至此蝸桿軸的設(shè)計即告結(jié)束。8.2蝸輪軸的校核8.2.1求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點的位置時，應(yīng)從手冊中查取得值。對于3

30、2008x2型軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖可以看出中間截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面的 、 及 的值計算過程及結(jié)果如下： 載荷hv支反力n770.65770.65280.5280.5彎矩m總彎矩m扭矩t=157.9874按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)【1】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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力：，故安全8.2.2精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面ii、iii只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引

31、起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面ii、iii均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面iii和iv處過盈處配合引起的應(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iv的相近，但截面v不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。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)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面iv左右即可。（2）截面v左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面e左側(cè)彎截

32、面e上扭矩=800.6199軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由【1】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，,又由【1】附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)查【1】附圖3-2尺寸系數(shù)， 查【1】附圖3-4 軸未經(jīng)表面強化處理 又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)??； ， 計算安全系數(shù)故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的 （3）v截面右側(cè)抗截面系數(shù)按【1】表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 過盈配合處由【1】附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故由【1】附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù)由【1】附圖3-2尺寸系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理 又由由【1

33、】附表3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)??； ，取計算安全系數(shù)>>s=1.5故該軸在截面右側(cè)強度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。至此軸的設(shè)計即告結(jié)束。8.3 圓柱齒輪軸校核 8.3.1已知作用在齒輪上的力 ft=3510.8889fr=1277.8591n將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上，軸的支反力也簡化為集中力。fay=fby= fr /2=638.9295nfaz =fbz= ft/2=1755.4444nla=lb=52mm由垂直平面受力圖和水平面受力圖求出作用于軸上的載荷 將危險截面在垂直面和水平面處：mc1=

34、fay×l/2=16612.167n.mmmc2=faz×l/2=45641.5544n.mm合成彎矩將計算出的危險截面處的的值列入下表：載荷 水平面h 垂直面v支反力彎矩總彎矩 扭矩8.3.2按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 60mpa結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度足夠。九、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：。9.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算（1）軸承的選擇采用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸直徑d=35mm，選擇圓錐滾子查

35、【3】軸承為32007x2其參數(shù)為：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速（2）壽命計算因蝸桿軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊軸承受軸向載荷該軸承所受的徑向力約為對于圓錐滾子軸承，按【1】表13-7軸承派生軸向力，其中y=1.4 ;x=0.4當(dāng)量動載荷軸承所受的徑向力約為當(dāng)量動載荷所以，應(yīng)用核算軸承的壽命因為是球軸承，所以取指數(shù)軸承計算壽命減速器設(shè)計壽命所以滿足壽命要求。9.2蝸輪軸上軸承的選擇計算（1）軸承的選擇選擇使圓錐滾之軸承軸承，根據(jù)軸直徑d=40mm，查【3】選用圓錐滾子軸承號為32008x2。主要參數(shù)如下： 基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速 （2）壽命計算因蝸輪軸所受的軸向力向

36、左，所以只有最左邊軸承受軸向載荷該軸承所受的徑向力約為對于圓錐滾子軸承，按【1】表13-7軸承派生軸向力，其中y=1.4 ;x=0.4當(dāng)量動載荷軸承所受的徑向力約為當(dāng)量動載荷所以，應(yīng)用核算軸承的壽命因為是球軸承，所以取指數(shù)軸承計算壽命減速器設(shè)計壽命所以滿足壽命要求。9.3,圓柱齒輪軸軸承的選擇計算（1）軸承的選擇選擇使用深溝球承軸，根據(jù)軸直徑d=60mm，查【3】選用圓錐滾子軸承號為61912.主要參數(shù)如下： 基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速 （2）壽命計算由于深溝球軸承無軸向載荷根據(jù)【1】(p198)式（10-3）減速器設(shè)計壽命所以滿足壽命要求。十、鍵連接的選擇及校核計算10.1輸入軸與

37、電動機軸采用平鍵連接根據(jù)軸徑，查【1】（p106）表6-1可選用a型平鍵，得：，。即：鍵8×40 gb/t1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由【1】表6-2查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由【1】式（6-1）得： 所以此鍵強度符合設(shè)計要求。10.2輸出軸與懸臂齒輪連接采用平鍵連接根據(jù)軸徑，查【1】（p106）表6-1選用a型平鍵，得：，。即：鍵10×50gb/t1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由【1】表6-2查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由【1】式（6-1）得： 所以此鍵強度符合設(shè)計要求

38、。10.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據(jù)軸徑，查【1】（p106）表6-1選用a型平鍵，得：，即：鍵12×50gb/t1096-2003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。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。 所以此鍵強度符合設(shè)計要求。10.4圓柱大齒輪與軸聯(lián)接選用a型平鍵根據(jù)軸徑，查【1】（p106）表6-1選用a型平鍵，得：，即：鍵12×50gb/t1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由【1】表6-2查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。 所以此鍵強度符合設(shè)計要求.十一、聯(lián)軸器的選擇計算11.1與電機輸出軸配

39、合的聯(lián)軸器（1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查【1】表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下?。?）型號選擇根據(jù)前面的計算，電機輸出軸，選擇彈性聯(lián)軸器tl4型。主要參數(shù)如下：公稱扭距（滿足要求）許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度11.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器（1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查【1】表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取（2）型號選擇根據(jù)前面的計算，蝸輪輸出軸，選擇彈性銷柱聯(lián)軸器hl9型。主要參數(shù)如下：公稱扭距 許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度十二、潤滑和密封說明12.1潤滑說明蝸桿蝸輪潤滑：因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用

40、浸油潤滑，取浸油深度h=5mm；潤滑油使用50號機械潤滑油。蝸桿軸承潤滑：浸油潤滑但是浸油深度不低于滾之也不超過滾子中心，由于蝸桿的旋轉(zhuǎn)使有對軸承由沖擊則在軸承處裝有擋油環(huán)。蝸輪軸承潤滑：才有油潤滑，由于為下置式蝸桿且圓周速度小于2m/s則可采用油潤滑在底座凸緣上開油槽并安裝刮油板使蝸輪上的油流進油槽進而流進軸承潤滑。外傳動齒輪潤滑：采用脂潤滑，開式齒輪潤滑脂是由復(fù)合皂基稠化劑稠化高粘度基礎(chǔ)油，并加有極細的膠體分散固體潤滑劑、極壓抗磨、抗氧化、防腐蝕、防銹等添加劑而成的高粘性齒輪脂。此高粘極壓齒輪潤滑劑在高負荷下保持穩(wěn)定性的潤滑膜層,設(shè)計用于要求粘附性高、負荷大的齒輪傳動裝置及機械設(shè)備摩擦部位的潤滑，可增加高負荷設(shè)備的壽命，防震和減震，平滑被損壞齒輪的表面。適用溫度范圍：-5+200。有優(yōu)異的極壓抗磨性能，極強的滲透穩(wěn)定性和抗沖擊負荷能力；極好的粘附性、潤滑性和耐高溫性，可用于溫度較高的部位；良好的機械安定性和氧化安定性，具有較長的使用壽命；良好的抗水性、防銹性和防護性，用于受天氣和灰塵影響的摩擦表面潤滑。12.2密封說明在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何墊片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤滑脂。十三、拆裝和調(diào)整