機(jī)械設(shè)計(jì)簡(jiǎn)易臥式銑床的傳動(dòng)裝置的課程設(shè)計(jì)(蝸桿減速器)

1、目 錄緒論 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1 第一章 傳動(dòng)方案的分析和擬定 21.1采用帶傳動(dòng)蝸桿傳動(dòng) 2 1.2采用二級(jí)圓錐圓柱齒輪傳動(dòng) 21.3采用二級(jí)蝸桿圓柱齒輪傳動(dòng) 3 1.4確定傳動(dòng)方案 3第二章 傳動(dòng)裝置總設(shè)計(jì) 4 2.1選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式 4 2.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 4 2.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 4 2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 52.5 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5 第三章 蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 6 3.1選擇蝸桿傳動(dòng)類型 63.2選擇材料 63.3蝸桿傳動(dòng)計(jì)算 6第四章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 10 4.1蝸桿軸的計(jì)算 10 4.2 渦輪軸的計(jì)算 19第五章鍵的選擇和計(jì)算 285.

2、1蝸輪軸上鍵的選擇計(jì)算 285.2蝸桿軸上鍵的選擇計(jì)算 285.3 蝸桿軸的聯(lián)軸器上鍵的選擇計(jì)算 29 第六章軸承和聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算 316.1軸承和聯(lián)軸器的選擇 316.2軸承的校核計(jì)算 31第七章 箱體的設(shè)計(jì) 337.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 337.2減速器附件及其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 34 設(shè)計(jì)心得體會(huì) 37 計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果簡(jiǎn)易臥式銑床的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)1 設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)用于簡(jiǎn)易臥式銑床的傳動(dòng)裝置（如下圖）。（1） 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號(hào)1絲杠直徑/mm50絲杠轉(zhuǎn)矩/Nm500轉(zhuǎn)速/ r/min20絲杠直徑50mm，絲杠轉(zhuǎn)矩T=500N·m，轉(zhuǎn)速n=20r/min，（2）工作條件 室內(nèi)工作，動(dòng)力源為三相

3、交流電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，間歇工作。（3）使用期限設(shè)計(jì)壽命為12000h，每年工作300天；檢修期間隔為三年。（4） 生產(chǎn)批量及加工條件中等規(guī)模的機(jī)械廠，可加工7、8級(jí)精度的齒輪、蝸輪。2設(shè)計(jì)任務(wù)1）確定傳動(dòng)方案,完成總體方案論證報(bào)告；2）選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)；3）設(shè)計(jì)減速傳動(dòng)裝置。3具體作業(yè)1）機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖一份；2）減速器裝配圖一張；3）零件工作圖二張（輸出軸及輸出軸上的傳動(dòng)零件）；4）設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份。第一章 傳動(dòng)方案的分析和擬定對(duì)本題目進(jìn)行分析：首先，臥式銑床的刀具的行程有工作行程和返回行程，進(jìn)行往返運(yùn)動(dòng)，這就決定著所設(shè)計(jì)的方案中電機(jī)是正反轉(zhuǎn)工作的，在這種情況下，需要將頻繁起動(dòng)電動(dòng)機(jī)正

4、反轉(zhuǎn)的要素考慮到設(shè)計(jì)方案中。其次，臥式銑床作為一種加工工具，是用來(lái)滿足一定的使用要求，需要將其精度考慮到設(shè)計(jì)方案中。最后，要滿足臥式銑床的功能要求，例如傳遞功率的大小，轉(zhuǎn)速和運(yùn)動(dòng)形式。此外還要適應(yīng)工作條件（工作環(huán)境、場(chǎng)地、工作制度等），滿足工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、傳動(dòng)效率高、使用維護(hù)便利、工藝性和經(jīng)濟(jì)性合理等要求。要同時(shí)滿足這些要求是困難的，在進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)統(tǒng)籌兼顧，保證重點(diǎn)。根據(jù)機(jī)器的功能要求以及傳動(dòng)比大小，擬定以下三種傳動(dòng)方案1.1采用帶傳動(dòng)蝸桿傳動(dòng)方案一圖 1-11.2采用二級(jí)圓錐圓柱齒輪傳動(dòng)方案二 圖 1-21.3采用二級(jí)蝸桿圓柱齒輪傳動(dòng)方案三 圖 1-31.4確定傳動(dòng)

5、方案 帶傳動(dòng)承載能力較小，傳動(dòng)相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，其結(jié)構(gòu)尺寸要比其他傳動(dòng)形式的結(jié)構(gòu)尺寸大，傳動(dòng)效率中等，傳動(dòng)精度低，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸振。因此宜布置在高速級(jí)。蝸桿傳動(dòng)可實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)平穩(wěn)。頭數(shù)較少時(shí)，效率較低，頭數(shù)多或環(huán)面蝸桿效率高，但加工困難，成本高。其承載能力較齒輪的低，當(dāng)與齒輪傳動(dòng)同時(shí)應(yīng)用時(shí)，宜布置在高速級(jí)，以減少蝸桿尺寸，節(jié)省有色金屬；另外，由于在高速下，渦輪和蝸桿有較大的齒面相對(duì)滑動(dòng)速度，易于形成動(dòng)力潤(rùn)滑油膜，有利于提高承載能力和效率，延長(zhǎng)壽命。圓錐齒輪（特別時(shí)大直徑，大模數(shù)的圓錐齒輪）加工困難，所以一般只在需要改變軸的分布方向時(shí)采用，并盡量放在高速級(jí)和限制傳動(dòng)比，以減小

6、大錐齒輪的直徑和模數(shù)。斜齒輪的傳動(dòng)平穩(wěn)性較直齒輪的好，常用于高速級(jí)或要求傳動(dòng)平穩(wěn)的場(chǎng)合。本設(shè)計(jì)是簡(jiǎn)易臥式銑床的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)，首先傳動(dòng)精確，不易用帶傳動(dòng)；其次，錐齒輪加工困難，且對(duì)軸承的要求較高，也不宜采用。故選擇方案一，即采用蝸桿傳動(dòng)。 第二章 傳動(dòng)裝置總設(shè)計(jì)2.1選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式。電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式要根據(jù)電源、工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸等）和載荷特點(diǎn)（性質(zhì)、大小、啟動(dòng)性能和過(guò)載情況）來(lái)選擇。根據(jù)工作條件和載荷特點(diǎn)應(yīng)選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)，電壓380V。2.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 .由機(jī)器的工作要求可知：工作機(jī)所需功率Pw應(yīng)由機(jī)器工作轉(zhuǎn)矩和運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算求得，

7、電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)之間傳動(dòng)裝置的總效率，總效率按下式計(jì)算： 其中 聯(lián)軸器的效率 ；2頭蝸桿傳動(dòng)的效率 （已包括一對(duì)軸承的效率）；滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 。把各效率代入上式得則所需電動(dòng)機(jī)的功率 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可。查設(shè)計(jì)手冊(cè)表121，該電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)選擇為1.5kW。2.3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 絲杠工作轉(zhuǎn)速為，蝸桿傳動(dòng)比范圍為。電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000，1500，3000.由于750的轉(zhuǎn)速不符合功率要求，可排除。 轉(zhuǎn)速越高，重量約輕，價(jià)格越便宜，但減速器的傳動(dòng)比越大，外廓尺寸越大，制造成本越高，結(jié)構(gòu)不緊湊。所以，選擇型號(hào)為 Y100L-6的電動(dòng)機(jī)

8、，其轉(zhuǎn)速為，異步轉(zhuǎn)速為，重量為33Kg。2.4計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比總傳動(dòng)比 2.5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)0軸（電動(dòng)機(jī)） 渦桿軸 絲杠 將各軸的參數(shù)列入表中表一軸名功率（Kw） 轉(zhuǎn)矩（N m）轉(zhuǎn)速r/min 傳動(dòng)比 效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)1.4113.2940蝸桿軸1.41.11771756015.70.78絲杠1.065065002010.99Pw=1.05kWPd=1.41kWI=47計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果第三章 蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)GB/T 10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）3. 2 選擇材料考慮到蝸桿傳動(dòng)功率不大，速度只是

9、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45-55HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3.1.3蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1.蝸桿副的滑動(dòng)速度 因?yàn)?所以，蝸桿下置初選 值 由，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表9-8，得 ° 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)圖9-6，的=0.43，(z=2)2.中心距計(jì)算 由，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表9-9，得 使用系數(shù) 轉(zhuǎn)速系數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表9-1，得彈性系數(shù) 壽命系數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表9-7，得 接觸系數(shù) 接觸疲勞極限 接觸疲勞最小安全系數(shù) 中心距 取 3.傳動(dòng)基

10、本尺寸 蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù) 模數(shù) 取 蝸桿分度圓直徑 取 蝸輪分度圓直徑 蝸桿導(dǎo)程角 得 蝸輪寬度 1.蝸桿：分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑2.蝸輪：分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 4.齒面接觸強(qiáng)度驗(yàn)算許用接觸應(yīng)力 最大接觸應(yīng)力 合格5.輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 輪齒彎曲疲勞極限 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表9-1，得 彎曲疲勞最小安全系數(shù) 許用彎曲疲勞應(yīng)力 輪齒最大彎曲應(yīng)力 6.溫度計(jì)算傳動(dòng)嚙合效率 軸承效率 攪油效率 總效率 散熱面積 箱體工作溫度 ° (中等通風(fēng)，取) 合格7.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)時(shí)動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089

11、-1988圓柱蝸桿、渦輪精度中選擇8級(jí)精度，側(cè)隙種類為f,標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，得蝸桿齒面粗造度 蝸輪齒面粗造度 8.潤(rùn)滑油粘度和潤(rùn)滑方式 由，查表得粘度 潤(rùn)滑方式為浸油潤(rùn)滑 參數(shù) 渦輪 圖如下圖3-1第四章 軸的設(shè)計(jì)本章中的設(shè)計(jì)包括軸的尺寸和形狀設(shè)計(jì)，軸的校核以及與軸配合的聯(lián)軸器、鍵和軸承的選擇。4.1 渦桿軸的計(jì)算 4.1.1軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由第二章相關(guān)數(shù)據(jù)得 蝸桿數(shù)據(jù)為 渦輪數(shù)據(jù)為 則 4.1.2 初步確定軸的最小直徑根據(jù)課本表15-3，取,于是有 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，取 再結(jié)合電動(dòng)機(jī)的軸 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)

12、軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑為 ，長(zhǎng)度為。 4.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的尺寸和結(jié)構(gòu)如圖所示 圖 4-11.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度為了使軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以取12段的軸徑；為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段左端需制出一軸肩，故取23段的直徑為；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，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12段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，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作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)工作要求，并根據(jù)，查課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表67初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為，故取

13、；而 3.滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由表67還可以查出： ，所以取 因此：軸段45與軸段56成為一個(gè)軸段；軸段910與軸段1011成為一個(gè)軸段。4.計(jì)算蝸桿齒寬 由機(jī)械設(shè)計(jì)教材表114可查得：當(dāng) ， 時(shí)，的計(jì)算公式為： 和 中值較大者。通過(guò)計(jì)算分別得： ； 。所以應(yīng)選 ， 現(xiàn)取 即 5.初步設(shè)計(jì)箱體尺寸由課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表111可得箱座壁厚，箱蓋壁厚，蝸輪外圓與內(nèi)箱壁距離；它們分別為： ；由于圓周速度小于 ，所以蝸桿在下，于是： ； ，故取 。根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，軸承端蓋應(yīng)選用凸緣式軸承蓋。查課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表1110可得： 螺釘直徑 ， 螺釘數(shù)為：4 ； 根據(jù)軸承蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，先取 由圖可看出，箱體總長(zhǎng)

14、度為： 代入數(shù)據(jù)得： 從而可得： 。6.由上一步可知，軸承端蓋的總寬度為： 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離故取 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。圖 4-2確定軸上圓角和倒角尺寸查機(jī)械設(shè)計(jì)教材表152，可得各軸間處的圓角半徑以及軸端倒角。（如圖42）軸左端倒角為 1.6軸右端倒角為 1.02、3截面處的圓角為 1.24、9截面處的圓角為 1.6df1=37.88mmb2=55mmt=58dmin=12.6mmT=18590N.mmb1=75mm計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果4.1.4 求軸上的載荷根據(jù)上圖和有關(guān)數(shù)據(jù)，可求得各支反力和各面的力矩以

15、及合成后的力矩，列表如下載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩4.1.5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彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)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，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 因?yàn)?，?安全。4.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1.判斷危險(xiǎn)截面。截面、2、3、只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)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)度較為寬裕地確定的，所以截面、2、3、均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和9處軸肩及過(guò)度配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來(lái)看，截面上的應(yīng)力最大。截面

16、9的應(yīng)力集中影響和截面4的相近，但截面9不受扭矩作用，故不必做強(qiáng)度校核。截面上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。因此該軸只需校核截面4左右兩側(cè)既可。2.截面4左側(cè)。抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面4左側(cè)的彎矩為：3.截面4上的扭矩為：于是得截面上的彎曲應(yīng)力為：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)教材表151可查得 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按教材附表 32查取。因 ， ；經(jīng)插值后可查得 又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為： ， ；故有效應(yīng)力集中系數(shù)按機(jī)械設(shè)計(jì)教材式（附34）為 由機(jī)械設(shè)計(jì)教

17、材附圖32得尺寸系數(shù)；由附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。軸按精車加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)教材附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按教材中式（312）及（312）可得綜合系數(shù)值為：又由機(jī)械設(shè)計(jì)教材31及32得碳鋼 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按教材式（156）（158）則得 故知其安全。 4.截面4右側(cè)?？箯澖孛嫦禂?shù)為：抗扭截面系數(shù)為：彎矩及彎曲應(yīng)力為： 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為： 由教材表32查得 ， ， 又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為： ， 于是，有效應(yīng)力集中系數(shù)與4左側(cè)相同。即： ，由機(jī)械設(shè)計(jì)教材附圖32得尺寸系數(shù) 由附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，

18、則按教材中式（312）及（312）得綜合系數(shù)值為： 所以軸在截面4右側(cè)的安全系數(shù)為： 故該軸在截面4右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。4.2 渦輪軸的計(jì)算4.2.1軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由第二章相關(guān)數(shù)據(jù)得 大齒輪數(shù)據(jù)為 則 4.2.2 初步確定軸的最小直徑根據(jù)課本表15-3，取,于是有 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，取 再結(jié)合電動(dòng)機(jī)的軸 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為，長(zhǎng)度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。4.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案擬定軸上零件的裝配方案是進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的前提，它決定著軸的基本形式。所為裝配方案，就是預(yù)定出軸上主要零件的

19、裝配方向、順序和相互關(guān)系。該裝配方案是：右端軸承、軸承端蓋、半聯(lián)軸器依次從軸的右端向左安裝，左端只裝軸承及其端蓋。（軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖43所示）圖 4-34.2.4軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1.為了使軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以取12段的軸徑；為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段左端需制出一軸肩，故取23段的直徑為；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，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12段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，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作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)工作要求，并根據(jù)，查課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表67初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精

20、度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為故取 ；而 滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由表67還可以查出： 3.計(jì)算蝸輪齒寬。由公式 ，可得因此取 4.為了使蝸輪不發(fā)生軸向上的移動(dòng)，應(yīng)使軸段4-5的長(zhǎng)度略小于蝸輪齒寬。 因此取 ；根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，取軸肩 。為使蝸輪兩側(cè)面距箱體內(nèi)壁的距離相等， 由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，軸承端蓋的總寬度取為： 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離故取 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5.確定軸上圓角和倒角尺寸查機(jī)械設(shè)計(jì)教材表152，可得各軸間處的圓角半徑以及軸端倒角。（如圖4-3）軸左端倒角為 2.0軸右端倒角為

21、1.62、3、4、5、6截面處的圓角都為 2.04.2.5 求軸上的載荷M=4403.3N.mm計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果根據(jù)上圖和有關(guān)數(shù)據(jù)，可求得各支反力和各面的力矩以及合成后的力矩，列表如下載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩4.2.5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彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)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，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 因?yàn)?，?安全。4.2.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1.判斷危險(xiǎn)截面。截面、2、3、只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)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)度較為寬裕地

22、確定的，所以截面、2、3、均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面6處軸肩及過(guò)度配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大。截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面也不必校核。因此該軸只需校核截面6左右兩側(cè)既可。2.截面6左側(cè)?？箯澖孛嫦禂?shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側(cè)的彎矩為：截面6上的扭矩為：于是得截面上的彎曲應(yīng)力為：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)教材表151可查得 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按教材附表 32查取。因 ， ；經(jīng)插值后可查得 又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為： ， ；故有效

23、應(yīng)力集中系數(shù)按機(jī)械設(shè)計(jì)教材式（附34）為 由機(jī)械設(shè)計(jì)教材附圖32得尺寸系數(shù)；由附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。軸按精車加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)教材附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按教材中式（312）及（312）可得綜合系數(shù)值為：又由機(jī)械設(shè)計(jì)教材31及32得碳鋼的特性系數(shù)于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按教材式（156）（158）則得 故知其安全。 3.截面6右側(cè)?？箯澖孛嫦禂?shù)為： 抗扭截面系數(shù)為：彎矩及彎曲應(yīng)力為： 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為： 由教材表32查得 ， ， 又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為： ， 于是，有效應(yīng)力集中系數(shù)與6左側(cè)相同。即： ， 由機(jī)械設(shè)計(jì)教材附圖32得尺寸系數(shù) 由附圖33得

24、扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按教材中式（312）及（312）得綜合系數(shù)值為： 所以軸在截面6右側(cè)的安全系數(shù)為：故該軸在截面6右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的第五章 鍵的選擇和計(jì)算5.1蝸輪軸上鍵的選擇計(jì)算選B性普通平鍵。由前面的計(jì)算制知，軸段直徑d=64mm，蝸輪齒寬為=50mm。所以鍵長(zhǎng) ，故取 L=40mm。查機(jī)械設(shè)計(jì)教材，初選：。鍵的工作長(zhǎng)度為：。應(yīng)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)的有關(guān)內(nèi)容，鍵的擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別為。1.驗(yàn)算鍵的擠壓強(qiáng)度 擠壓強(qiáng)度條件： 由前面的計(jì)算知：， ， ， ；代入上式中得： 2. 驗(yàn)算鍵的剪切強(qiáng)度 剪切強(qiáng)度條件： 將以知數(shù)據(jù)代入上式中可得：

25、 于是知鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度均滿足要求，因此該鍵符合要求。5.2蝸桿軸上鍵的選擇計(jì)算選A性普通平鍵。由前面的計(jì)算制知，軸段直徑d=28mm.輪轂的長(zhǎng)度 ，取。所以鍵長(zhǎng) ，因此取 L=36mm。查機(jī)械設(shè)計(jì)可查得 。 鍵的工作長(zhǎng)度為：。應(yīng)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)的有關(guān)內(nèi)容，鍵的擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別為。1.驗(yàn)算鍵的擠壓強(qiáng)度擠壓強(qiáng)度條件： 由前面的計(jì)算知：，代入上式中得： 2.驗(yàn)算鍵的剪切強(qiáng)度 剪切強(qiáng)度條件： 由前面的計(jì)算知： 代入上式中得： 于是鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度均滿足要求，因此該鍵符合要求。5.3蝸輪軸的聯(lián)軸器上的鍵選擇選A性普通平鍵。由前面的計(jì)算制知，軸段直徑d=50mm.輪轂的長(zhǎng)度，取。

26、所以鍵長(zhǎng) ，因此取 L=70mm。查機(jī)械設(shè)計(jì)，可選擇鍵的尺寸為：。鍵的工作長(zhǎng)度為：。應(yīng)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)的有關(guān)內(nèi)容，鍵的擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別為。1.驗(yàn)算鍵的擠壓強(qiáng)度擠壓強(qiáng)度條件： 由前面的計(jì)算知：，代入上式中得： 2.驗(yàn)算鍵的剪切強(qiáng)度剪切強(qiáng)度條件： 由前面的計(jì)算知： 代入上式中得： 因此鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度均滿足要求，因此該鍵符合要求。第六章 軸承和聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算6.1軸承和聯(lián)軸器的選擇由前面的計(jì)算已經(jīng)初步選擇了聯(lián)軸器和軸承的型號(hào)。聯(lián)軸器的型號(hào)為和。軸承的型號(hào)為30208和30212。所以下面只進(jìn)行它們的校核計(jì)算即可。6.2 軸承的校核計(jì)算選用的軸承型號(hào)30208，查出C=41.4

27、KN,C=33.4KN1.徑向載荷 2.軸向載荷 外部軸向力 ，從最不利受力情況考慮F指向B處2軸承，軸承內(nèi)部軸向力（對(duì)角接觸角為15度的角接觸軸承取e=0.4）,軸承2被壓緊為緊端，計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)載，軸承1：，載荷系數(shù) f=1.1, 驗(yàn)算軸承壽命因PP，故只需驗(yàn)證2軸承 ，具有足夠使用壽命！計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果第七章 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)7.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參考課程設(shè)計(jì)書上的參數(shù)，可計(jì)算出尺寸下表：表91名稱符號(hào)減速器型式及尺寸關(guān)系箱座厚度8mm箱蓋厚度8mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度b 12 mm箱座底凸緣厚度P 20 mm箱座上的肋厚m8mm箱蓋上的肋厚8mm地腳螺栓直徑M16地腳螺栓數(shù)目n4地腳螺栓螺栓通孔直徑20mm