機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)完整說(shuō)明書(shū)

1、目錄一 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)2 二. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì) 3三 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 四 V帶設(shè)計(jì) 6五帶輪的設(shè)計(jì) 8六齒輪的設(shè)計(jì)及校核 9七高速軸的設(shè)計(jì)校核 14八低速軸的設(shè)計(jì)和校核 21九 .軸承強(qiáng)度的校核 29十鍵的選擇和校核 31十一.減速箱的潤(rùn)滑方式和密封種類(lèi)的選擇32十二. 箱體的設(shè)置 33十三. 減速器附件的選擇 35十四.設(shè)計(jì)總結(jié)37十五。參考文獻(xiàn)38一任務(wù)設(shè)計(jì)書(shū)題目A：設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置原始數(shù)據(jù)：工作條件：一半制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運(yùn)輸帶于卷筒及支撐間.包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在F中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：十臺(tái)。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模

2、機(jī)械廠，可加工78級(jí)齒輪及蝸輪。動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流（380/220）。運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%。設(shè)計(jì)工作量：1.減速器裝配圖一張（A3） 2.零件圖（13） 3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份個(gè)人設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)： 運(yùn)輸帶的工作拉力 T(N/m)_4800_ 運(yùn)輸機(jī)帶速V（m/s） _1.25_卷筒直徑D（mm） _500_已給方案三選擇電動(dòng)機(jī)1傳動(dòng)裝置的總效率：=122345式中：1為V帶的傳動(dòng)效率，取1=0.96；22為兩對(duì)滾動(dòng)軸承的效率，取2=0.99；3為一對(duì)圓柱齒輪的效率，取3=0.97;為彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器的效率，取4=0.98；5為運(yùn)輸滾筒的效率，取5=0.96。所以，傳動(dòng)裝置的總效率=0

3、.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86電動(dòng)機(jī)所需要的功率 P=FV/=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW2卷筒的轉(zhuǎn)速計(jì)算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍為;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版142頁(yè)一級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為i28，10 ；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版413頁(yè)總傳動(dòng)比的范圍為16，40；則電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為763,1908;3選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)：根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需的功率，并考慮電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高，總傳動(dòng)比越大，減速器的尺寸也相應(yīng)的

4、增大，所以選用Y160M-6型電動(dòng)機(jī)。額定功率7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速971（r/min）,額定轉(zhuǎn)矩2.0（N/m）,最大轉(zhuǎn)矩2.0（N/m） 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ib=n/nw=971/47.7=20.3式中：為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；為工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速。取V帶的傳動(dòng)比為i1=3，則減速器的傳動(dòng)比i2=ib/3=10.03;5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)6.計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速。軸：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;軸：n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒軸：n3=n2=47.7 r/min7.計(jì)算各軸的功率軸：P1=P1=6.970.96=6.5184

5、(KW);軸P2=P123=6.51840.990.97=6.25(KW);卷筒軸的輸入功率：P3=P22=6.250.980.99=6.06(KW)8計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m軸的轉(zhuǎn)矩：T2=T1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m軸的轉(zhuǎn)矩：T3=T2i2*23=195.36.760.990.97=1267.8N·m 第二部分 傳動(dòng)零件的計(jì)算四.V型帶零件設(shè)計(jì) 1.計(jì)算功率：-工作情況系數(shù)，查表取值1.3;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版156頁(yè)-電動(dòng)機(jī)的額定功率2.選擇帶型

6、根據(jù)，n=971,可知選擇B型；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版157頁(yè)由表86和表88取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑則從動(dòng)輪的直徑為 據(jù)表88，取mm3.驗(yàn)算帶的速度=7.11m/s機(jī)械設(shè)計(jì)第八版157頁(yè)7.11m/s 25m/sV帶的速度合適4、確定普通V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心矩根據(jù)0.7(+)<<2(+)，初步確定中心矩機(jī)械設(shè)計(jì)第八版152頁(yè)=1000mm5.計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度：= = =2950.6mm機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)由表82選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=3150mm6.計(jì)算實(shí)際中心距a=/2=1100mm 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)驗(yàn)算小帶輪上的包角= 7.確定帶的根數(shù)ZZ 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)由， 查表84a

7、和表84b得 =1.68，=0.31查表85得：0.955,查表82得：1.07，則Z =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794取Z=5根8.計(jì)算預(yù)緊力機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)查表8-3得q=0.18（kg/m）則=230.8N9.計(jì)算作用在軸上的壓軸力=2285.2N 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)五.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)帶輪的材料采用鑄鐵主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑，故采用腹板式（或?qū)嵭氖剑?，從?dòng)輪基準(zhǔn)直徑，采用孔板式。六齒輪的設(shè)計(jì)1選定齒輪的類(lèi)型，精度等級(jí)，材料以及齒數(shù)；（1）.按傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；(2).減速器運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，工作速度不是太高，所以選用7級(jí)精度（GB100

8、95-88）；(3).選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為45Gr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的材料硬度相差為40HBS。(4).選小齒輪的齒數(shù)為24，則大齒輪的齒數(shù)為246.76=162.24，取=1632按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算，即 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版203頁(yè)選用載荷系數(shù)=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù)；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版205頁(yè)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa3.計(jì)算應(yīng)力循

9、環(huán)次數(shù)=60323.61（2436510）=1.7；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版206頁(yè)=2.522/6.76=取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89, =0.895;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版207頁(yè)4.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=534=492.25機(jī)械設(shè)計(jì)第八版205頁(yè)5.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。1)試算小齒輪分度圓的直徑，帶入中較小的值=2.32 =71mm(1)計(jì)算圓周的速度=1.20mm/s(2)計(jì)算齒寬b=171mm=71mm(3)計(jì)算齒寬和齒高之比。模數(shù)=2.95 mm齒高=2.252.95=6.63 mm=11(4）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)V=1.2mm/s;7級(jí)精度，可查得動(dòng)載系數(shù)=0

10、.6；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版194頁(yè)直齒輪 =1;可得使用系數(shù) =1;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版193頁(yè)用插圖法差得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，=1.423； 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版196頁(yè)由10.68，=1.423 可得=1.36故載荷系數(shù)=0.8538 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版192頁(yè)(5）按實(shí)際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。=61.6mm(6）計(jì)算模數(shù)m。=2.56；6按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的計(jì)算公式 ；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版201頁(yè)（1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1)查表可得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500Mpa; 大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380 Mpa 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版209頁(yè)2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86,

11、=0.87；3）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，由式可得= =307.14 Mpa= =236.14 Mpa計(jì)算載荷系數(shù)K = =0.816查取齒形系數(shù)。查得 2.65 2.06機(jī)械設(shè)計(jì)第八版200頁(yè)6)查取應(yīng)力校正系數(shù)。查表可得 = 1.58 =1.97機(jī)械設(shè)計(jì)第八版200頁(yè)計(jì)算大，小齒輪的并加以比較。=0.0159= =0.0172大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算。 =1.84對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(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（即模數(shù)與齒數(shù)的

12、乘積）有關(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.3并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2，按接觸強(qiáng)度計(jì)算得的分度圓直徑=71 mm，算出小齒輪數(shù) = =31大齒輪的齒數(shù)=6.7631=210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，避免了浪費(fèi)4.幾何尺寸的計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑=m=64mm= m=420mm(2)計(jì)算中心距=242mm（3）計(jì)算齒輪的寬度64 mm七軸的設(shè)計(jì)與校核高速軸的計(jì)算。（1）選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為HBS220抗拉強(qiáng)度極限B650MPa屈服強(qiáng)度極限s360MPa彎曲疲勞極限1270MPa剪切疲勞極限1155MPa許

13、用彎應(yīng)力1=60MPa 二初步估算軸的最小直徑由前面的傳動(dòng)裝置的參數(shù)可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW)；查表可取=115； 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版370頁(yè)表15-3=31.26mm三軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖（軸1），從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取=32 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故段的長(zhǎng)度應(yīng)比帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為50 mm，現(xiàn)取。帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度，取=2.5 mm，則=37 mm。軸承端蓋的

14、總寬度為20 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離=30 mm，故取=50 mm.2.初步選責(zé)滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動(dòng)軸承，由于軸=37 mm，故軸承的型號(hào)為6208，其尺寸為40mm，80mm, mm.所以=40mm，= =18mm3.取做成齒輪處的軸段的直徑=45mm，=64mm取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a10mm， 考慮到箱體的鑄造誤差，4.在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s4mm，則s+a4mm10mm14mm=48mm同理=s+a=14mm，=43 mm至此，已經(jīng)

15、初步確定了各軸段的長(zhǎng)度和直徑（3）軸上零件的軸向定位齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細(xì)的選擇見(jiàn)后面的鍵的選擇過(guò)程）（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm (四)計(jì)算過(guò)程 1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，如圖，對(duì)于6208深溝球滾軸承的，簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距： L= = -2a= 18+14+64+14+18-2 9=120mm=47+50+9=106mm，=55 mm, =65mm2.作用在齒輪上的力= =916.6N333.6N計(jì)算支反力水平方向的M=0，所以 ，=458.3N0, =541

16、.6N垂直方向的M=0，有0， =197N0, =166.8N計(jì)算彎矩水平面的彎矩= =29789.5垂直面彎矩10840 10840合成彎矩=31700=31700根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N197N166.8N彎矩=29789.510840總彎矩=31700=31700扭矩T=1953003.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)

17、力 =13.51QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。4.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起應(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A，B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，截面和V和VI處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需

18、校核截面V的左側(cè)即可，因?yàn)閂的右側(cè)是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左側(cè)的彎矩為13256.36截面V上的扭矩為=195300截面上的彎曲應(yīng)力=1.45Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=21.45Mpa軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過(guò)盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92

19、故得綜合系數(shù)值為： 2.267 1.831又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為=83.6=7.687.652>>S=1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。八低速軸的計(jì)算1.軸的材料選取選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為HBS220抗拉強(qiáng)度極限B650MPa屈服強(qiáng)度極限s360MPa彎曲疲勞極限1270MPa剪切疲勞極限1155MPa許用彎應(yīng)力1=60MPa 2

20、.初步估計(jì)軸的最小直徑軸上的轉(zhuǎn)速 功率由以上機(jī)械裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算部分可知 =47.7；=6.25 取=11558.4輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取.則=1906800按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）R2.0，選HL5型彈性套柱銷(xiāo)連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑，長(zhǎng)度L142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。故取60mm3.擬定軸的裝配方案4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（1）選取d=60mm, 。因I-II軸右端需

21、要制出一個(gè)定位軸肩，故?。?）初選滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)d70mm，選取單列圓錐滾子軸承33015型,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)：軸承直徑：d75mm ； 軸承寬度：B31mm，D=115mm 所以， （3）右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取33215型軸承的定位軸肩高度h=2mm,因此，取（4）取做成齒輪處的軸段-的直徑85mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64mm,?。?）軸承端蓋的總寬度為20mm。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，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離l

22、 30mm， 故?。?）因?yàn)榈退佥S要和高速軸相配合，其兩個(gè)齒輪應(yīng)該相重合，所以取=42mm.=32 mm.(7）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細(xì)選擇過(guò)程見(jiàn)后面的鍵選擇）。（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm4.計(jì)算過(guò)程1.根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。確定軸承的支點(diǎn)位置大致在軸承寬度中間。故 因此作為簡(jiǎn)支梁的支點(diǎn)跨距 計(jì)算支反力 作用在低速軸上的=6220N=2263.8N水平面

23、方向 MB0, 故 =0, 垂直面方向 MB0， 故F0,2)計(jì)算彎距水平面彎距= =185295垂直面彎矩6745767430合成彎矩=197190=197190根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖。可看出c截面為最危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表3：載荷水平面H垂直面V支反力彎距M總彎距扭距TT1307.2 N·m5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa13.166 MPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60MPa，

24、因<1，故安全。6.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1)判斷危險(xiǎn)截面截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起應(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A，B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，截面和IV和V處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側(cè)即可，因?yàn)镮V的左側(cè)

25、是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×85361412.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×853122825mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為:M197190×100112 N·mm 1.63MPa截面上的扭矩截面上的扭轉(zhuǎn)切力:10.6Mpa過(guò)盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.20 則0.8×2.201.76軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.29 1.85又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0

26、.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面的右側(cè)的安全系數(shù)為=103.3026.3225.505>S1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。 九.軸承強(qiáng)度的校核1.高速軸上的軸承校核按照以上軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步選用型號(hào)32007型的單列圓錐滾子軸承。1）軸承的徑向載荷軸承D 1557.716N軸承B 1557.716N求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于32007型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中e為判斷系數(shù)，其值由的大小來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力N則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）R2.0

27、得32007型軸承的基本額定動(dòng)載荷C70.5KN。按照表13-5注1），取則相對(duì)軸向載荷為，在表中介于0.1720.345之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.190.22，Y值為1.992.30。用線性插值法求Y值Y1.99+（2.30-1.99）×（0.345-0.279）/（0.345-0.172）2.108故 X=0.4 Y2.1083）求當(dāng)量動(dòng)載荷P 4）驗(yàn)算軸承壽命，根據(jù)式（13-5）h已知軸承工作壽命為因?yàn)?，故所選軸承滿足工作壽命要求。2.低速軸上的軸承的校核選用深溝球軸承61812，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）R2.0得基本額定動(dòng)載荷軸承的徑向力計(jì)算：軸承1 1290.32N軸承2 18

28、25.35N 因?yàn)?<，以軸承2為校核對(duì)象 Pr=1825.35N=3750347.275h>48000h所選軸承合適。十鍵的選擇和校核1.選擇鍵的鏈接和類(lèi)型一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求。應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）根據(jù)d45mm，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b14mm，鍵高h(yuǎn)=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L70mm2.校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100-120MPa,取其平均值。110MPa.鍵的工作長(zhǎng)度lL-b=70-14=56mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=0.5&

29、#215;9=4.5mm由式（6-1）得，故合適。鍵的類(lèi)型為鍵14×70 GB/1096-19793.帶輪上的鍵的選擇帶輪處鍵位于軸端，選擇 鍵 C863 GB/T109679，查表得公稱尺寸b×h=8×7 長(zhǎng)度L=63mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力100120Mpa，取鍵的工作長(zhǎng)度lL-b63-855mmk0.5h0.5×73.5mm。 故合適。4.大齒輪上的鍵的選擇選擇 鍵 70×20 GB/T109679，查表得公稱尺寸b×h=20×12 長(zhǎng)度L=70mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力100120M

30、pa，取鍵的工作長(zhǎng)度lL-b70-2050mmk0.5h0.5×126mm。故合適。5.聯(lián)軸器上的鍵的選擇鍵位于軸端，選單圓頭平鍵（C型）b=14mm,h=9mm,L=80mm.工作長(zhǎng)度lL-B=80-14=66mm，k0.5h0.5×9=4.5mm故合適。選擇鍵C80×14 GB/T1096-1979十一減速箱的潤(rùn)滑方式和密封種類(lèi)的選擇1.潤(rùn)滑方式的選擇在減速器中，良好的潤(rùn)滑可以減少相對(duì)運(yùn)動(dòng)表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪V1=d1n1/(60×1000)=

31、3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s低速齒輪 V2=d2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)0.276 m/s<2m/s由于V均小于2m/s，而且考慮到潤(rùn)滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤(rùn)滑，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤(rùn)滑。2.潤(rùn)滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN2潤(rùn)滑脂。3.密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝

32、置。因用脂潤(rùn)滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開(kāi)出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開(kāi)缺口放置氈圈油封，然后用另一個(gè)零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。所以用氈圈油封。 十二箱體的設(shè)置名稱計(jì)算公式結(jié) 果機(jī)座壁厚=0.025a+1810mm機(jī)蓋壁厚11=0.02a+188mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.515 mm機(jī)蓋凸緣壁厚b1=1.5112 mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+12=17.90420mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=44 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 16 mm箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑

33、d2d2=(0.50.6) 12 mm聯(lián)接螺栓d2間距L=150200160 mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) 10 mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) 8 mm定位銷(xiāo)直徑d=(0.70.8) 10 mm軸承旁凸臺(tái)半徑R=CRf=24mmR1=20mmR2=16mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=97mmD12=105mmD13=125mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D21=122mmD22=130mmD23=150mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.214 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>10 mmdf,d1,d

34、2至外機(jī)壁距離C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸臺(tái)邊緣距離C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm機(jī)殼上部（下部）凸緣寬度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d116mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df16mm十三減速器附件的選擇1.觀察孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下檢查孔尺寸(mm)檢查孔蓋尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔徑d4孔數(shù)n681201001508413556.542.通氣器設(shè)在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下