垂直斗式提升機(jī)課程設(shè)計(jì)1

1、目 錄 一 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求-1二 電動(dòng)機(jī)的選擇-2三 各軸的轉(zhuǎn)速,功率和轉(zhuǎn)矩-4四 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算-5五 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算-7六 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算-15七 鍵的選擇和校核-19八 軸的校核-21九 軸承的校核-27十 聯(lián)軸器的選擇和潤滑-29十一 減速器箱體的設(shè)計(jì)-30十二 參考文獻(xiàn)-31十三 總結(jié)-321確定電動(dòng)機(jī)的有效功率2確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速3傳動(dòng)比分配：1、轉(zhuǎn)速 2、功率：3、扭矩1原始數(shù)據(jù)及設(shè)計(jì)內(nèi)容2設(shè)計(jì)步驟1高速級(jí)齒輪：2低速級(jí)齒輪：1高速軸(齒輪軸)2中間軸3低速軸1高速軸鍵選擇及校核2中間軸鍵選擇及校核3低速軸鍵的選擇及校核1 輸入軸的校核2 中間軸的校核3 輸出軸的校核1 輸

2、入軸上軸承的校核 2 中間軸的校核3、 輸出軸上軸承的校核1齒輪的潤滑2滾動(dòng)軸承的潤滑3潤滑油的選擇一、 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求1、題目：垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)2、課程設(shè)計(jì)的目的本課程設(shè)計(jì)為學(xué)生提供了一個(gè)既動(dòng)手又動(dòng)腦，自學(xué)，查資料，獨(dú)立實(shí)踐的機(jī)會(huì)。將本學(xué)期課本上的理論知識(shí)和實(shí)際有機(jī)的結(jié)合起來，鍛煉學(xué)生實(shí)際分析問題和解決問題的能力，提高學(xué)生綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)的能力，裝配圖、零件圖的設(shè)計(jì)繪圖能力。3、課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求1.傳動(dòng)裝置簡圖：2己知條件(1)機(jī)器功用 由料斗把散狀物料提升到一定高度。(2)工作情況 單向工作，有輕微振動(dòng)。(3)運(yùn)轉(zhuǎn)要求 滾筒轉(zhuǎn)速誤差不超過7。(4)使用壽命 8年，每年3

3、00天，每天16小時(shí)。(5)檢修周期 半年小修，兩年大修。(6)生產(chǎn)廠型 中小型機(jī)械制造廠。(7)生產(chǎn)批量 中批生產(chǎn)。3.設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力5kN滾筒圓周速度0.9(m/s) 滾筒直徑360mm4.要求： (1)完成傳動(dòng)系統(tǒng)與傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算。(2)完成各類零件的設(shè)計(jì)、選擇計(jì)算。(3)認(rèn)真計(jì)算和制圖，保證計(jì)算正確和圖紙質(zhì)量。(4)按預(yù)定計(jì)劃循序完成任務(wù)。(5)按學(xué)校規(guī)定格式書寫說明書，交電子和紙質(zhì)文檔。二 ，電動(dòng)機(jī)的選擇已知：滾筒直徑D=360mm,滾筒圓周速度速度V=0.9m/s.滾筒圓周力F（N）=5KN 按工作條件和需求，先選用常用的Y系列的三相異步電動(dòng)機(jī)。 工作機(jī)所需的有效功率

4、為P=F*V=5000N0.9m/s=4500w電動(dòng)所需功率= P/ V帶傳動(dòng)效率： =0.96齒輪的效率為：=0.98 聯(lián)軸器的效率：=0.99滾筒的效率： 滾動(dòng)軸承的效率：所以估計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率為=0.808 則=P/=5.569 (KW) 由公式n= =47.77r/min 推算出電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速的范圍取帶的傳動(dòng)比為24，齒輪的總傳動(dòng)比為840。則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：n=i i n=764.327643.2 符合這一條件的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速有：1500r/min,1000r/min查表4.12-1得：兩種電動(dòng)機(jī)的可選方案如下表示序號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/m

5、in）總傳動(dòng)比1Y132M-47.51500144030.142Y160M-67.5100097020.31綜上，選擇電動(dòng)機(jī)Y160M-6，額定功率7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速n=970r/min,最大轉(zhuǎn)矩2.0；電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n=970r/min；那么，機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比i=n/nw=970/47.77=20.31； 取帶傳動(dòng)傳動(dòng)比= 2.03（i10合理）則齒輪的傳動(dòng)比為 分配齒輪各級(jí)的傳動(dòng)比：按展開式布置，高速級(jí)傳動(dòng)比i=及i =i/i得兩級(jí)圓柱齒輪減速器低速器的傳動(dòng)比i=2.77 高速器傳動(dòng)比i=3.61三， 各軸的轉(zhuǎn)速,功率和轉(zhuǎn)矩1軸(高速軸) =477.8r/min2軸(中間軸) =132.35

6、r/min3軸(低速軸) =47.78r/min滾筒軸 = = 47.78r/min1軸 5.5690.96=5.346KW 2軸 =5.134 kw3軸 =4.931kw滾筒軸 =4.784 kw =9550= = 則運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果見下表：軸名功率P（KW）轉(zhuǎn)矩T（Nm）轉(zhuǎn)速nr/min傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸5.6954.8299702.033.612.770961軸5.346106.85477.82軸5.134370.45132.350983軸4.931985.5147.78098滾筒軸4.784956.1447.781099四 ，V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算傳動(dòng)比，傳遞功率P：

7、P=5.569kw，轉(zhuǎn)速：n=970r/min，電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M6；工作條件：單向工作，有輕微振動(dòng)，使用期限為8年。中等批量生產(chǎn)，單班制工作，滾筒轉(zhuǎn)速誤差不超過7。設(shè)計(jì)內(nèi)容：確定帶的截型，長度，根數(shù)，傳動(dòng)中心距，帶輪基準(zhǔn)直徑及結(jié)構(gòu)尺寸等。1確定計(jì)算功率計(jì)算功率是根據(jù)傳遞的功率P，并考慮到載荷的性質(zhì)和每天運(yùn)轉(zhuǎn)的時(shí)間長短等因數(shù)的影響而確定的。即 式中： 計(jì)算功率，單位為kw；傳遞的額定功率，單位為kw；工作情況系數(shù)表，由教材表8-7查得工作情況系數(shù)=1.3，=5.5691.3=7.24 kw2選擇帶型根據(jù)計(jì)算功率和轉(zhuǎn)速n查教材機(jī)械設(shè)計(jì)表8-11選擇帶型為普通B型V帶型3確定帶輪基準(zhǔn)直徑由教材

8、表8-8取主動(dòng)輪直徑為=125mm則，從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑為=1252.03254mm 因?yàn)闃?biāo)準(zhǔn)直徑，所以就取=250mm驗(yàn)算帶的速度=m/s, 帶速合適。 4確定窄V帶的基準(zhǔn)長度的傳動(dòng)中心距根據(jù), 初選取中心距為=125+250=375mm。計(jì)算帶需的長度=mm查表8-23選取得帶的基準(zhǔn)長度為=1400 mm則實(shí)際中心距a為mm mm 5計(jì)算主動(dòng)輪上的包角= 因?yàn)榇笥?200 滿足條件 6計(jì)算窄V帶的根數(shù)z 由，=125mm，i =2.03，查教材表8-4a和表8-4b得：=1.64 kw，=0.3kw 查表8-5得:=0.953， =0.90，則， 取z=5根。7計(jì)算預(yù)緊力 查表8-3得q=0

9、.18kg/m， 8計(jì)算作用在軸上的壓軸力=617.94N 五，齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 由傳動(dòng)簡圖可選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度。 材料選擇,查表10-1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 選小齒輪齒數(shù)=22由=3.61 大齒輪齒數(shù)=792按齒面接燭強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式： 試選載荷系數(shù) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩N.m 由查表10-7選取齒寬系數(shù)由查表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由查教材圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；

10、大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限；計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由查教材圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.93；=0.97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，得取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材公式10-12得1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值=70.15 2.計(jì)算圓周速度v 3.計(jì)算齒寬b 4. 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)齒高5.計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)1.75m/s，7級(jí)精度，由查圖10-8查得動(dòng)載荷系=1.03；查教材表10-3得，；由表10-2查得使用系數(shù);由表10-8查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)，查教材表10-13得 所以載荷系數(shù) 6.按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度

11、圓直徑，由式得 7.計(jì)算模數(shù) 3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.查取齒形系數(shù)由教材表10-5查得2.查取應(yīng)力校正系數(shù)由教材表10-5查得3. 由教材圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪為4.由教材圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；5.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由教材式10-12得 6.計(jì)算載荷系數(shù)K 7.計(jì)算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大8.設(shè)計(jì)計(jì)算.對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接舳疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的系數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.36并

12、圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.5,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑.算出小齒輪齒數(shù),取;大齒輪齒數(shù),取 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，避免破費(fèi)。4幾何尺寸計(jì)算1. 分度圓直徑2.計(jì)算中心距 3.計(jì)算齒輪寬度 圓整后取1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 由傳動(dòng)簡圖可選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度。 材料選擇,查表10-1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 選小齒輪齒數(shù)=26由大齒輪齒數(shù)=652按齒面接燭強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式： 試

13、選載荷系數(shù) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩N.m 由查表10-7選取齒寬系數(shù)由查表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由查教材圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限；計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由查教材圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97；=0.99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，由教材公式10-12得 1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值=106.97 2.計(jì)算圓周速度v 3.計(jì)算齒寬b 4. 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)齒高5.計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)0.741m/s，7級(jí)精度，由查圖10-8查得動(dòng)載荷系=1.03；查教材表10-3得，；由表10-2查得

14、使用系數(shù);由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)，查教材表10-13得 所以載荷系數(shù) 6.按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得 7.計(jì)算模數(shù) 5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.查取齒形系數(shù)由教材表10-5查得2.查取應(yīng)力校正系數(shù)由教材表10-5查得3. 由教材圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪為4.由教材圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；5.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由教材式10-12得 6.計(jì)算載荷系數(shù)K 7.計(jì)算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大8.設(shè)計(jì)計(jì)算.對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接舳疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的系數(shù),由

15、于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.17并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值3.5,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑.算出小齒輪齒數(shù),取;大齒輪齒數(shù),取 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，避免破費(fèi)。4幾何尺寸計(jì)算1. 分度圓直徑2.計(jì)算中心距 3.計(jì)算齒輪寬度 圓整后取驗(yàn)算傳動(dòng)比：所以滿足設(shè)計(jì)要求。六，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算已知，。1選軸的材料與齒輪1的材料相同為調(diào)質(zhì)。2初步估算軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)教材表15-3

16、，取，于是得，由于開了一個(gè)鍵槽，所以，取26mm3.軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)如下圖所示：（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在12段的右邊加了一個(gè)軸套，所以，23段為過度軸，取2）初步選取軸承，由于是直齒輪，所以選用深溝球軸承，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用6307型軸承所以，根據(jù)軸承的右端采用軸肩定位，從表中可知，56斷的直徑為齒輪的齒頂圓直徑，所以，。軸段12：與帶輪相配處，帶輪輪轂長L=75mm.取mm;軸段23：為過度段，；軸34：軸承段，根據(jù)查表可知；軸段45：考慮56段齒輪與中間軸上齒輪2嚙合：；軸段56：取決于齒輪的尺寬，

17、軸段67：考慮與箱壁的距離軸段78：裝軸承的軸段，查表可得已知，。1選軸的材料選用材料為45鋼調(diào)質(zhì)。2初步估算軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)教材表15-3，取，于是得。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖所示：（1） 各軸段直徑的確定因?yàn)檩S的最小軸與軸承相配合，所以應(yīng)該先確定軸承的型號(hào)從而確定軸的最小值，選用深溝球軸承。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9-16（GB/T297-1994），根據(jù)上面計(jì)算的，選擇軸承的型號(hào)為6308，其尺寸為所以，根據(jù)查表得臺(tái)階處軸的直徑，34段裝齒輪，取，45段為軸環(huán)?。?）各段軸長度的確定軸段12：由軸承寬度和實(shí)際位置確定， 軸

18、段23：考慮齒輪三和齒輪四的嚙合和齒輪輪轂與軸的安裝軸段34：軸環(huán)，取軸段45：考慮與齒輪一的嚙合和齒輪輪轂與軸的安裝取軸段56：由軸承寬度和實(shí)際位置確定， 已知 1選軸的材料選用材料為45鋼調(diào)質(zhì)。2 初步估算軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)教材表15-3，取110，于是得，由于開了一個(gè)鍵槽，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查教材表14-1取，又代入數(shù)據(jù)得查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9-21（GB/T4323-1984），選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器

19、的孔徑d=55mm,所以2.軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在78段的左邊加了一個(gè)軸套，所以2）初步選取軸承，選用深溝球軸承，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9-16（GB/T297-1994）選用6313型軸承所以，軸承的右端上一個(gè)臺(tái)階，軸肩的高度 取5mm，34段為軸環(huán)，右軸承左端用軸肩定位，查表得67段為過度段取，。 （2）各段軸長度的確定軸段12:取決于軸承的寬度軸承與箱壁的距離，齒輪與箱壁的距離 軸段23: 由齒輪寬度和保證嚙合確定軸段34:軸環(huán)處軸段45:由其他段決定軸段56: 由軸承寬度確定軸段67：

20、段過度段取軸段78：半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，所以長度應(yīng)取短些，取。七，鍵的選擇及強(qiáng)度校核1確定鍵的類型及尺寸一般7級(jí)精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用A型圓頭普通平鍵聯(lián)接對(duì)于安裝帶輪以及鍵處軸徑，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9-14（GB/T1095-1979）查得鍵的截面尺寸：b=8mm,h=7mm.參照帶輪輪轂長L=75mm，及普通平鍵長度系列得鍵長.2強(qiáng)度驗(yàn)算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為，滿足強(qiáng)度要求。 鍵標(biāo)記為：鍵 860 GB/T 1095-19791確定鍵的類型及尺寸一般7級(jí)精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選

21、用A型圓頭普通平鍵聯(lián)接對(duì)于安裝鍵處軸徑，由，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9-14（GB/T1095-1979）查得鍵的截面尺寸：b=14mm,h=9mm.普通平鍵長度系列得鍵長，2強(qiáng)度驗(yàn)算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為，滿足強(qiáng)度要求。 鍵標(biāo)記為：鍵 14 GB/T 1095-197918 GB/T 1095-19791.齒輪處1確定鍵的類型及尺寸一般7級(jí)精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用A型圓頭普通平鍵聯(lián), 對(duì)于安裝鍵處軸徑，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9-14（GB/T1095-1979）查得鍵的截面尺寸：b=20mm,h=12mm.普通平鍵長度系列得鍵長.2強(qiáng)度驗(yàn)算 由教材式（6

22、-1）式中 由教材表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為，滿足強(qiáng)度要求。 鍵標(biāo)記為：鍵 20GB/T 1095-19792.聯(lián)軸器處3確定鍵的類型及尺寸選用單圓頭普通平鍵聯(lián)接（A型）對(duì)于安裝聯(lián)軸器處軸徑,查得鍵的截面尺寸：b=16mm,h=10mm.,參照軸段長度和鍵的長度系列取鍵長L=70mm.4強(qiáng)度驗(yàn)算 由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為，滿足強(qiáng)度要求。 鍵標(biāo)記為：鍵B 1670 GB/T 1095-1979八 ，軸的校核1畫軸的空間受力圖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。軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力

23、圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表：載荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M總彎矩扭矩3按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為40Cr鋼調(diào)質(zhì)，由教材表151查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。根據(jù)教材式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取軸的計(jì)算應(yīng)力結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠。1畫軸的空間受力圖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。軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表：載荷

24、水平面H 垂直面V支反力F玩矩M總彎矩扭矩3按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由教材表151查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。根據(jù)教材式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠1畫軸的空間受力圖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。軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表：載荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M總彎矩扭矩3按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由教材表15

25、1查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。根據(jù)教材式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠九， 軸承的校核軸承的預(yù)期計(jì)算壽命（1）求兩個(gè)軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（2）由于軸承只受徑向力查教材表13-5得對(duì)兩個(gè)軸承 查教材表13-6取沖擊載荷因數(shù)（三）計(jì)算軸的壽命所以所以軸承滿足壽命要求。（1）求兩個(gè)軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（2）由于軸承只受徑向力查教材表13-5得對(duì)兩個(gè)軸承 查教材表13-6取沖擊載荷因數(shù)（三）計(jì)算軸的壽命所以所以軸承滿足壽命要求。（1）求兩個(gè)軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（2

26、）由于軸承只受徑向力查教材表13-5得對(duì)兩個(gè)軸承 查教材表13-6取沖擊載荷因數(shù)（三）計(jì)算軸的壽命所以所以軸承滿足壽命要求。十，聯(lián)軸器的選擇和潤滑聯(lián)軸器選擇為HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器 GB/T 50141985因齒輪的圓周速度=(1.5至2)m/s,飛濺潤滑可選用全損耗系統(tǒng)用油LAN186, 開口閃點(diǎn)不于210度,凝點(diǎn)不高于0度.十一， 減速器箱體的設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表4得箱座壁厚： 箱蓋壁厚：箱座凸緣厚度： 箱蓋凸緣厚度： 箱座底凸緣厚度： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘通孔直徑：地腳螺釘數(shù)目：6 沉頭座直徑：底座凸緣尺寸=箱體箱蓋連接處凸緣尺寸=18+18=36軸承旁凸臺(tái)處的半徑軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：