設(shè)計運輸機傳動裝置_蝸桿齒輪減速器_課程設(shè)計

1、目 錄課程設(shè)計說明要求電動機選擇 4傳動零件的設(shè)計 6（一）齒輪的設(shè)計計算 6 1高速級蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計計算 6 2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 10（二）減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸 15（三）軸的設(shè)計計算 16 1 高速軸設(shè)計計算及校核 162中間軸設(shè)計計算及校核 213低速軸設(shè)計計算及校核 28其他附件的選擇 32密封與潤滑 33總 結(jié) 33參考文獻 35課程設(shè)計任務(wù)書1、設(shè)計目的：（1）通過課程設(shè)計使學(xué)生綜合運用機械設(shè)計基礎(chǔ)課程及有關(guān)先修課程的知識，起到鞏固深化，融會貫通及擴展有關(guān)機械設(shè)計方面知識的運用，樹立正確的設(shè)計思想；（2）通過課程設(shè)計的實踐，培養(yǎng)學(xué)生分析和解決工程實際問題的能力，

2、使學(xué)生掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的一般設(shè)計方法和步驟。（3）通過課程設(shè)計，學(xué)習(xí)運用標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關(guān)技術(shù)資料等，培養(yǎng)學(xué)生機械設(shè)計的基本技能。2、原始數(shù)據(jù)設(shè)計運輸機的蝸桿圓柱齒輪減速器；已知條件：運輸帶工作拉力F=6500N，運輸帶工作速度V=0.45m/s，卷筒直徑D=350mm.3、傳動方案 傳動裝置簡圖，如下：（圖1）4、工作與技術(shù)要求工作條件：單班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較穩(wěn)定，室內(nèi)工作，清潔；使用壽命：8年，四年一大修，二年一中修，半年一小修；生產(chǎn)條件：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)力；動力來源：電力，三相交流，電壓380V；輸送帶速度允許誤差 5%。5、設(shè)計任務(wù)減速

3、器裝配圖1張；零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）；設(shè)計計算說明書一份。電動機的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，電壓為380v工作機有效功率為： 3kw工作機所需工作功率為：4.25kw工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：24.5kw所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：9（1040)×(36)×24.5=7506000r/min因此選擇Y132S-4電機其主要性能如表1所示，安裝尺寸如表2所示。表1 Y123S-4型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）Y132S-45.514402.22.2傳動裝置的總傳動比和傳動比分配總傳動比=59（2）

4、60;分配傳動比=(0.030.06)×59=3=19.7傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速   軸 nI=1440r/min   軸 nIInI/ i173 r/min   軸 nIIInII/ i224r/min 卷筒軸 nIV=nIII=24（2）各軸輸入功率   軸 PIP0×4.25×0.994.22 kW   軸 PIIPI×4.22×0.83.37kW   軸 PIIIPII×

5、;×3.37×0.99×0.973.24 kW 卷筒軸 PIV= PIII××=3.24×0.99×0.96=3.08 kW（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 =2.82×N·  軸  TI×=2.8× N·  軸   TIITI×i1×=44.128 N· 軸  TIIITII×i2××=12.7× N·卷筒軸 TIV= TIII&#

6、215;×=12.08× N·表3 蝸桿圓柱齒輪傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/（N·mm）轉(zhuǎn)速n/（rmin-1） 傳動比效率電機軸4.252.82×104144010.99軸4.2162.80×104144019.70.80軸3.3744.128×1047330.96軸3.2412.7×1052410.95卷筒軸3.0812.08×10524傳動零件的設(shè)計1.齒輪的設(shè)計計算（一）高速級蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計計算1.選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T100851988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）2

7、.齒輪材料，熱處理及精度蝸桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬火后硬度為4555HRC蝸輪：鑄錫磷青銅ZCuSn10Pl,金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100 3.按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度，傳動中心距 (1) 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T按z=2, 估取效率渦輪=0.8，則=574857N·（2）確定載荷系數(shù)K取載荷分布不均系數(shù)K =1，選取選用系數(shù)K=1，取動載系數(shù)K=1.05，則K= KK K=1.05（3）確定彈性影響系數(shù)Z=160MPa(4)確定彈性系數(shù)設(shè)蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a=0

8、.35，因此=2.9(5)確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為ZCnSn10Pl，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268Mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60j nL=60×1××19200=8.42×10壽命系數(shù)=0.7662則，=×=0.7662×268=205.3Mpa（6）計算中心距=145.55mm取中心距a160mm,i=19.7,因此，取m=6.3，蝸桿分度圓直徑d=63mm。這時d/a=0.39， 查圖1118可查得接觸系數(shù)=2.72因為, < 因此，以上計算結(jié)果可用4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)

9、及尺寸（1） 蝸桿：軸向齒距P=m=3.14×6.3=19.792；直徑系數(shù)q=d/m=10；齒頂圓直徑d= d+2×m=63+2×1×6.3=75.6；齒根圓直徑= d2m(h+)=632×6.3(1+0.2)=47.88；分度圓導(dǎo)程角=1118´36"；蝸桿軸向齒厚S=m/2=9.896。(2) 蝸輪：蝸輪齒數(shù)z=41;變位系數(shù)x=-0.1032;驗算傳動比i= z/z=41/2=20.5,傳動比誤差（20.519.7）/19.7=4.06%,是允許的。蝸輪分度圓直徑d=mz=6.3×41=258.3蝸輪喉圓直

10、徑 d= d+2h=258.3+2×6.3(10.1032)=269.6蝸桿齒根圓直徑 = d2h=258.32×6.3×(10.1032+0.2)=241.88蝸輪咽喉母圓半徑 r=a d/2=160269.6/2=25.25.校核齒根彎曲疲勞強度當(dāng)量齒數(shù)z= z/(cos)=41/(cos11.31）³43.48根據(jù)x=-0.1032, z=43.48 ,因此，=2.46螺旋角系數(shù)Y=1=111.31/140=0.9192許用彎曲應(yīng)力=´·由ZCuSn10Pl制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力´=56Mpa壽命系數(shù)0.611=56

11、×0.61134.216MPa=20MPa彎曲強度滿足。6.驗算效率=（0.950.96）tan/tan(+)已知1118´36"11.31；=arctanf用插值法得f=0.00223、=1.2782代入得=0.855，大于原估計值，因此不用計算蝸桿速度：因此選用上置蝸桿7.熱平衡計算取t=20°C 從K=14-17.5 取K=17W/（m²·C） 由式（8-14） =67.57°C 85°C （二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2

12、）運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）。（3）材料選擇。由表101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，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)=24,大齒輪齒數(shù)3×2472，初選螺旋角14。2.按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選Kt1.62）由圖1030選取區(qū)域系數(shù)2.4333）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=44.128N·4）由表107選取尺寬系數(shù)15）由圖1026查得0.78，0.87，則1.656）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)1

13、89.8Mpa7）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的解除疲勞強度極限550MPa。8）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60×73×1×192008.4× 2.8×9）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.98；0.9710）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得=588MPa =533.5MPa=560.75MPa（2） 計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算器公式得=91.82）計算圓周速度v=0.351m/s3）計算齒寬b及模數(shù)b91.8=3.71h=2.25=2.25×3.7mm

14、=8.35b/h=91.8/8.35=10.9944） 計算縱向重合度=0.318×1×24×tan14=1.9035）計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取使用系數(shù)=1根據(jù)v=0.318m/s,7級精度，由表108查得動載系數(shù)=1.01；由表104查得=1.429，由圖1013查得=1.36,由表103查得=1.4。故載荷系數(shù)=1×1.01×1.4×1.429=2.026）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得=99.247）計算模數(shù)=4.013.按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017)（1） 確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)

15、=1×1.01×1.4×1.36=1.9232） 根據(jù)縱向重合度1.903，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)=0.883） 計算當(dāng)量齒數(shù)26.2778.824）查取齒型系數(shù)由表105查得=2.5919；=2.2225）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.596；=1.76766）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500 Mpa,；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380Mpa7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.94，=0.988）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式（1012）得=335.71=2669）計算大、小齒輪的并加以比較=0.01

16、232=0.01477大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算=2.8對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3，已可滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算分度圓直徑=99.24來計算=32.1取=32,=u×=964.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=197.88將中心距圓整為198（2）按圓整后的中心距修正螺旋角148´28"因值改變不多，故參數(shù)等不必修正，（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑=99=297（4）計算齒輪寬度1×9999圓整后取減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗公式計算，其結(jié)果列于表

17、4：表 4名稱代號尺寸計算結(jié)果（）機座壁厚004a+3810機蓋壁厚0.85810機座凸緣厚度b1.515機蓋凸緣厚度1.515機座底凸緣厚度p2.525地腳螺釘直徑0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目n44軸承旁連接螺栓直徑0.7516機蓋與機座連接螺栓直徑(0.50.6)12連接螺栓的間距l(xiāng)150200133軸承端蓋螺釘直徑查表12窺視孔蓋螺釘直徑(0.30.4)6定位銷直徑d(0.70.8)8、至外機壁距離見表3.2、至凸緣距離見表3.2軸承旁凸臺半徑22凸臺高度h47外機壁至軸承座端面距離56內(nèi)機壁至軸承座端面距離+66大齒輪頂圓(蝸輪外圓)與內(nèi)機壁距離>1.214齒輪端面與內(nèi)機壁

18、距離12機蓋肋厚8.5機座肋厚m8.5軸承端蓋外徑97，170，185軸承端蓋凸緣厚度e12，15軸承旁連接螺栓距離s179，197 表5 連接螺栓扳手空間、值和沉頭直徑表 螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑20242632404860軸的設(shè)計計算（一）I軸的設(shè)計計算1. 軸I上的功率=4.216kw, 轉(zhuǎn)速=1440r/min,轉(zhuǎn)矩=2.80×N·，軸II上的轉(zhuǎn)距44.128×2.求作用在蝸桿蝸輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑=63，蝸輪分度圓直徑258.3而3初步確定軸的最小直徑，取=

19、112，于是得計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取=1.5N·選用LT4彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000N·。半聯(lián)軸器的孔徑20，故取=20,半聯(lián)軸器長度L52，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度384.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（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)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm,=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=30mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度=38mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取=36mm2）初步

20、選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，并根據(jù)25mm,選取32306，其尺寸，故30,而=50mm,軸肩高度h=3mm,因此=363）取蝸桿軸軸段直徑,蝸桿齒寬=79,經(jīng)磨削后79+25=104,即1414）軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故=40mm5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取=65至此已初步確定軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵按直徑查表查得平鍵截面，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為；滾動軸承的

21、配合是由過盈配合來保證的（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角1×45。各軸肩處的圓角半徑取R1。5. 軸的強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則，1081N=514.3N（2） 求兩軸承的計算軸向力和對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力,其中，Y是對應(yīng)表13-5中的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32306的基本額定載荷C=81500N, =96500N。e=0.31，Y=1.9。因此可得 =284.5N=135.3N按式（1311）得 =3552.3N =135.3N因為，故X=0.40,

22、 Y=1.9;, 故X=1, Y=0;因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表136，=1.1。則=7899.9N=565.7N（3） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的的受力大小驗算 故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.9mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面V水平面H支反力F1081N,=514.3N,彎矩M總彎矩=160098N.mm=76161N.mm扭矩T6）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

23、彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。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)力為脈動循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取，軸的計算應(yīng)力為=9.28MPa已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。（2） II軸的設(shè)計計算1.軸II上的功率，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩44.128×軸III上的功率，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩12.7×2.求作用在齒輪上的力蝸輪：小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑2973.初步確定軸的最小直徑，取=1124軸的機構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承

24、受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)=50mm,選取7310B，其尺寸故 =50,（2）取安裝齒輪處的軸段直徑=55mm,齒輪的又端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，蝸輪寬度，取其寬度為56，故取=52mm,小齒輪=106,故取=102mm,齒輪的采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm,=65mm,=40（3）為了保證蝸輪蝸桿的嚙合，取為了保證斜齒的嚙合，取蝸輪端面到內(nèi)機壁的距離；為了保證斜齒的嚙合，取小齒輪端面到內(nèi)機壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則

25、=T+(5652)=63mm, =T+(106102)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。（4）軸上零件的周向定位按由表查得平鍵截面，長為，按由表查得平鍵截面，長為，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的（5）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45。各軸肩處的圓角半徑取R2。6. 軸的強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則，6748.4N1908N（2） 求兩軸承的計算軸向力和及軸上軸向力對于角接觸球軸承7310B，按表13-7，軸承的

26、派生軸向力,其中，Y是對應(yīng)表13-5中的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的7310B的基本額定載荷C=68200N, =48000N；e1.14。1265.7N因此可得 =7693N=2175N按式（1312）得 =7693N=6427.3N因為，故X=1, Y=0；, 故X=0.35,Y=0.57；因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表136，=1.1。則=7423N=4764.5N（3） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的的受力大小驗算 故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于角接觸球軸承7310B，由手冊中查得a=47.5m

27、m。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面V水平面H支反力F6748.4N,1908N，彎矩M總彎矩=266561N.mm=242133.7N.mm59777.5N.mm98273.8N.mm扭矩T6）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）的強度。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)力為脈動循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取，軸的計算應(yīng)力為=22.58MPa已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度1判斷截面II左右兩側(cè)為危險截面

28、2、截面II左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1×50=12500mm 抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2×50=25000 mm 截面II左側(cè)的彎矩M為M=111579.6×24/52=51498.3N·mm 截面II上的扭矩T=441280N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力=M/W=13.9Mpa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力= T/ W=209000/18225=4.12Mpa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d

29、=55/50=1.1,經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.36軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.306由尺寸系數(shù)=0.63.扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.78軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則得綜合系數(shù)為 K= k/+1/-1=2.99 K= k/+1/-1=1.76 碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05計算安全系數(shù)S值，則得： S=/（K+）=6.62 S=/（K+）=14.93 S=（SS）/（S+ S）=6.05>>S=1.5故可知其

30、安全截面II右端 抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1*55=16638mm 抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2*55=33275mm彎矩M及彎曲應(yīng)力為： M=51498.3N·mm =M/W=113.9Mpa扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=441280N·mm = T/ W=4.12Mpa過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62因此，軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為： S=/（K+）=6.09 S=/（K

31、+）=15.3 S=（SS）/（S+ S）=5.66>>S=1.5故該軸在截面II右側(cè)的強度也足夠（3） III軸的設(shè)計計算1軸III上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩12.7×2求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑2973初步確定軸的最小直徑，取=112計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取=1.3N·選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000N·。半聯(lián)軸器的孔徑60，故取=60,半聯(lián)軸器長度L142，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度1074軸的機構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（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

32、要求，I-II軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度h=3mm,d=66mm; 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=68mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度=107mm,故I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取=104mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)=66,選取7214AC軸承，其尺寸故703）取安裝大齒輪處的軸段直徑=55mm,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，其寬度為100，故取=96mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度h=6mm,=87mm,=94）軸承端蓋的總寬度為47mm，由減速器及軸承端

33、蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故=62mm5）為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到內(nèi)機壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則=B+=46mm, =B+(10096)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。至此已初步確定軸的各段直徑和長度。6）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，按由表查得平鍵截面，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為；按由表查得平鍵截面，長為，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過

34、盈配合來保證的7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45。各軸肩處的圓角半徑取R2。5精確校核軸的疲勞強度1判斷截面VII左右兩側(cè)為危險截面2、截面VII右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1×70=34300mm 抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2×50=68600 mm 截面VII右側(cè)的彎矩M為M=510009.7×(86-48)/86=225353.13N·mm 截面VII上的扭矩T=1270000N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力=M/W=6.57Mpa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力= T/ W=209000/18225=18.

35、51Mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.32軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.272由尺寸系數(shù)=0.68,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.81軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則得綜合系數(shù)為 K= k/+1/-1=2.76 K= k/+1/-1=1.66 碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取

36、=0.1 =0.050.1，取=0.05計算安全系數(shù)S值，則得： S=/（K+）=14.42 S=/（K+）=9.79 S=（SS）/（S+ S）=8.1>>S=1.5故可知其安全截面VII左端 抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1×75=42188mm 抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2×75=84375mm彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M=225353.1N·mm =M/W=5.34Mpa扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=12700000N·mm = T/ W=15Mpa過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8

37、 k/=2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62因此，軸在截面VII左側(cè)的安全系數(shù)為： S=/（K+）=15.1 S=/（K+）=7.74 S=（SS）/（S+ S）=6.97>>S=1.5故該軸在截面VII左側(cè)的強度也足夠。其他附件的選擇1視孔蓋 選用A=140mm的視孔蓋。2通氣器選用簡易通氣器M20×1.53油面指示器根據(jù)指導(dǎo)書表14.13，選用桿式油標(biāo)M204油塞 根據(jù)指導(dǎo)書表14.14，選用M20×1.5型油塞和墊片5起吊裝置 根據(jù)指導(dǎo)書，箱蓋選用吊耳d=16mm6定位銷 根據(jù)指導(dǎo)書表11.30，選用銷GB/T 117-2000 A8×357起蓋螺釘選用螺釘M12×30密封與潤滑1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級蝸桿浸油深度3050mm，取深