機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)2

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 姓名：張 劍 班級(jí)：機(jī) 128 班學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師： 2016年3月 目 錄1. 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)12. 總體方案33. 電機(jī)選擇34. 裝置運(yùn)動(dòng)動(dòng)力參數(shù)計(jì)算45.齒輪設(shè)計(jì).66.軸類(lèi)零件設(shè)計(jì)267.軸承的校核368.軸鍵的選擇389.聯(lián)軸器的選擇3810.潤(rùn)滑及密封類(lèi)型選擇 3911.減速器附件的選擇標(biāo)準(zhǔn).3912.箱體的結(jié)構(gòu)尺寸.3913，設(shè)計(jì)小結(jié)4014.參考文獻(xiàn) 40 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 課程設(shè)計(jì)題目：膠帶運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)1、 設(shè)計(jì)內(nèi)容 膠帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)方案如右圖所示。每位同學(xué)應(yīng)完成下列工作量：1. 根據(jù)給定的已知條件進(jìn)行V帶傳動(dòng)和二級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算，

2、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份（內(nèi)容包括：選擇電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)比分配，帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算，齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算，軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核等）。2. 繪制齒輪減速器裝配圖（圖幅A0）一張(包括主視圖，俯視圖和左視圖)，按比例繪制視圖，按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)繪制標(biāo)題欄和明細(xì)表，標(biāo)注尺寸、配合等技術(shù)要求，注明技術(shù)特性。3. 軸、齒輪零件工作圖各一張（圖幅A3）。二、已知條件：（按學(xué)號(hào)順序從附表中選一題，并將技術(shù)數(shù)據(jù)填在下面的空白中）1 輸送帶工作拉力；2 輸送帶工作速度（允許輸送帶速度誤差為）；3 滾筒直徑；4 滾筒效率（包括滾筒與軸承的效率損失）；5 工作條件： A （每位同學(xué)A,B,C中任選一種） A B C工作年限 8 10 15 工

3、作班制 2 2 1工作環(huán)境 清潔 多灰塵 灰塵極少 載荷性質(zhì) 平穩(wěn) 稍有波動(dòng) 輕微沖擊 生產(chǎn)批量 小批小批 單件6 動(dòng)力來(lái)源 三相交流電、電壓。 指導(dǎo)老師（簽名） 主要設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果課程設(shè)計(jì)題目：膠帶運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)已知條件（設(shè)計(jì)參數(shù)題號(hào)： ） 1 輸送帶工作拉力，F(xiàn)(kN)6.382 輸送帶工作速度，V(m/s)1.783 滾筒直徑，D(mm)5004工作條件：A設(shè)計(jì)結(jié)果列表：電機(jī)型號(hào);Y180L-6 功率;15 kW 額定轉(zhuǎn)速;970 r/min 總速比i= 14.27(速比分配 i1=4.303 i2= 3.31 )序號(hào)參數(shù)名稱(chēng)代號(hào)計(jì)算結(jié)果單位序號(hào)參數(shù)名稱(chēng)代號(hào)計(jì)算結(jié)果單位1皮帶型號(hào)14

4、齒輪模數(shù)()m232根數(shù)z 15大齒輪齒寬()B298mm3張緊力F016小齒輪分度圓直徑()d398.10mm4大小帶輪直徑d1/d217大齒輪分度圓直徑()d4321.90mm5帶輪總寬度B18主動(dòng)軸最小直徑d28mm6齒輪傳動(dòng)中心距()a1 170mm19主動(dòng)軸軸承型號(hào)及尺寸 d/D/b7307C35x80x21mm7大小齒輪齒數(shù)()z1/z231/13420中間軸最小直徑d45mm8齒輪模數(shù)()m1221中間軸軸承型號(hào)及尺寸 d/D/b7309C45x100x25mm9大齒輪齒寬()B164mm22從動(dòng)軸最小直徑d60mm10小齒輪分度圓直徑()d163.88mm23從動(dòng)軸軸承型號(hào)及尺

5、寸 d/D/b7315C75x160x37mm11大齒輪分度圓直徑()d2 276.12mm24聯(lián)軸器型號(hào)輸入/輸出LX2/LX512齒輪傳動(dòng)中心距()a2 210mm25聯(lián)軸器孔 d/l輸入/輸出28x62/65x142mm13大小齒輪齒數(shù)()z3/z4 32/105箱體設(shè)計(jì)參數(shù)：188d1 1421109d2 12321010h 504l150 班級(jí)： 機(jī)136班 姓名： 張展 學(xué)號(hào)： 139054459 5C1266C2247df202總體方案2.1 技術(shù)要求與條件說(shuō)明2.1.1傳動(dòng)裝置預(yù)定使用壽命為8年, 每年按300天算，工作班制為兩班制。2.1.2工作情況；單項(xiàng)運(yùn)輸，清潔，平穩(wěn)，工

6、作溫度不超過(guò)40度。2.1.3電機(jī)電源為三相交流電，電源為380/220V。2.1.4運(yùn)動(dòng)要求；傳送帶運(yùn)動(dòng)速度誤差不超過(guò)5%。2.1.5檢修周期；半年小修，三年中修，五年大修。3. 電機(jī)選擇3.1 電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動(dòng)機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。3.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)有效功率P=,根據(jù)任務(wù)書(shū)所給數(shù)據(jù)F=6.38KN，V=1.78。則有：P=11.83KW從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為 式中分別為圓柱斜齒輪傳動(dòng)效率，角接觸球軸承效率，聯(lián)軸器效率。據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)知 =0.98， =0.99， =0.99，則有： 所以電動(dòng)

7、機(jī)所需的工作功率為： P=13.14KW3.3 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速按推薦的兩級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i=840。工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為 =67.99r/min 所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=i=（840）67.99 =（5442720）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min和1500r/min三種，綜合考慮，我們選用的電機(jī)同步轉(zhuǎn)速為1000r/min。查詢(xún)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)P-173頁(yè)確定電機(jī)的型號(hào)為Y180L-6.其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,額定功率為15KW。機(jī)座號(hào)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)額定轉(zhuǎn)矩極數(shù)軸徑/mmY180L-6159702.0448軸深/mm鍵槽寬

8、/mm鍵高半徑/mm身長(zhǎng)/mm身寬/mm質(zhì)量/Kg11014127103801954. 裝置運(yùn)動(dòng)動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.1 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比4.1.1傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 4.1.2分配到各級(jí)傳動(dòng)比 展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器，取得4.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.2.1軸（高速軸）轉(zhuǎn)速：=970r/min輸入功率：KW輸入轉(zhuǎn)矩:4.2.2 軸（中間軸）轉(zhuǎn)速：輸入功率： 輸入轉(zhuǎn)矩：4.2.3 軸（低速軸）轉(zhuǎn)速： 輸入功率輸入轉(zhuǎn)矩：4.3各軸P N T,表軸 號(hào)功率（KW）轉(zhuǎn)矩（N）轉(zhuǎn)速（）1軸12.87126.719702軸12.49529.14225.423軸12.121699.65

9、68.15.齒輪的設(shè)計(jì)5.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 5.1.1.選用齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。（1）選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力角為。初選螺旋角=（2）帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)，參考表10-6，選用7級(jí)精度。材料 由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=4.303x20=86.06。取z2=87。5.1.2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1)由式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t 1) 確定公式中的個(gè)參數(shù)值。1 試選=1.32 計(jì)算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩。

10、T1=9.55×106P/n1=1.267x105 N.mm3 選取齒寬系數(shù)=14 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。5 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)6 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8。7 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=600MPa,=550MPa。由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×970×1×(2×8×8×300)=2.235×109N2=2.235×109/（87/20)=5.138×1

11、08由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.92，=0.97取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得 = =取和中的較小者做為該齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 = =533.5MPa2） 試算小齒輪分度圓直徑。 d1t =53.199mm（2） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。2) 圓周速度v。 齒寬 3) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)vm=2.70m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.10。齒輪的圓周力 查表10-3得齒間載荷分布系數(shù)由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)由次，得到

12、實(shí)際載荷系數(shù) =1×1.1×1.4×1.420=2.18683） 由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑為 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 5.1.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1） 由式（10-27）試算模數(shù)，即 1) 確定公式中的各參數(shù)值。試選KFt=1.3。由式（10-18），可計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。 計(jì)算。由當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.75、YFa2=2.20。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.57、Ysa2=1.79。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲

13、疲勞極限分別為=500MPa,=380MPa。由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90、KFN2=0.94。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得 = = 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 =0.01542） 試算模數(shù)。 =1.885mm（2） 調(diào)整齒輪模數(shù)1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v。 d1=mntz/cos=1.885×20/cos14°mm=38.854mm 齒寬b。 齒高h(yuǎn)及寬高b/h 2） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。3） 根據(jù)v=1.97m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.08。由 查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)

14、KFa=1.2。由表10-4用插值法查得 ，結(jié)合b/h=9.16查圖10-13得則載荷系數(shù)為 3) 由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，就近選擇標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2mm,按照接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=63.269 mm, 算出小齒輪齒數(shù)z1=d1cos/mn=30.69取z1=31,則大齒輪齒數(shù)z2=uz1=4.303×31=133.393,為了使兩齒輪互質(zhì)，取z2=134。5.1.4幾何尺寸的計(jì)算(1)計(jì)算中心距 將中心距減小圓整為170mm.（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 （3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 （4） 計(jì)算齒輪寬度

15、 取b1=70mm b2=64mm 5.1.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核（1） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 圓周速度v 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)v=3.24m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.1。齒輪的圓周力 查表10-3得齒間載荷分布系數(shù)由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) =1×1.1×1.4×1.422=2.190滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。（2） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)v=3.24m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.1。 查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)KFa=1.

16、4。由表10-4用插值法查得 ，結(jié)合查圖10-13得則載荷系數(shù)為 計(jì)算Y 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 計(jì)算。由當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.46、YFa2=2.16。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.65、Ysa2=1.82。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.1.6主要設(shè)計(jì)結(jié)論 Z1=31，Z2=134,模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，=13.931°，中心距a=170mm，b1=70mm，b2=64mm，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）,7級(jí)精度5.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)5.2.1.選用齒輪類(lèi)型、精度

17、等級(jí)、材料及齒數(shù)。（1）選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力角為。初選螺旋角=（2）帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)，參考表10-6，選用7級(jí)精度。材料 由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（3）選小齒輪齒數(shù)z3=20,大齒輪齒數(shù)z4=uz3=3.31x20=66.2，取z4=67。5.2.2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1)由式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，即 d3t 1) 確定公式中的個(gè)參數(shù)值。1 試選=1.32 計(jì)算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩。 T3=9.55×106P/n3=5.291x105 N.mm3 選取齒

18、寬系數(shù)=14 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。5 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)6 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8。7 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=600MPa,=550MPa。由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60n3jLh=60×225.42×1×(2×8×8×300)=5.194×108N4=5.194×108/（67/20)=1.55×108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95，=0.97取失效概率為1%

19、，安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得 = =取和中的較小者做為該齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 = =533.5MPa2) 試算小齒輪分度圓直徑。 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v。 齒寬 2) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)vm=1.03m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05。齒輪的圓周力 查表10-3得齒間載荷分布系數(shù)由表10-4查得7級(jí)精度，得齒向載荷分布系數(shù)其次，得到實(shí)際載荷系數(shù) 3) 由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑為 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 5.2.3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-2

20、7）試算模數(shù)，即 1) 確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt=1.3。由式（10-18），可計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。 計(jì)算。由當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa3=2.75、YFa4=2.24。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa3=1.57、Ysa4=1.76。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為=500MPa,=380MPa。由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.94、KFN4=0.95。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得 = = 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 =2)

21、試算模數(shù)。 =3.034mm調(diào)整齒輪模數(shù)1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v。 d1=mntz3/cos=3.034×20mm/cos14°=62.538mm 齒寬b。 齒高h(yuǎn)及寬高b/h 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。根據(jù)v=0.74m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.04。由 查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)KFa=1.2。由表10-4用插值法查得 ，結(jié)合b/h=9.16查圖10-13得則載荷系數(shù)為 3）由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為 對(duì)比結(jié)果，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn，大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)。從滿

22、足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取就近取mn=3mm,為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按照接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=97.663 mm, 來(lái)計(jì)算小齒輪齒數(shù)取z3=32,則大齒輪齒數(shù)z4=uz4=3.31×32=105.92,為了使兩齒輪互質(zhì)，取z4=105。5.2.4幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距 中心距減小圓整為210mm.按圓整后的中心距修正螺旋角 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度 取b4=98mm b3=104mm5.2.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，、和、等均發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 圓周速度v 由表

23、10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)v=1.16m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05。齒輪的圓周力 查表10-3得齒間載荷分布系數(shù)由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) =1×1.05×1.2×1.431=1.803滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)v=1.16m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.05。 查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)KFa=1.2。由表10-4用插值法查得 ，結(jié)合查圖10-13得則載荷系數(shù)為 計(jì)算Y 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的

24、螺旋角系數(shù) 計(jì)算。由當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa3=2.46、YFa4=2.18。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa3=1.65、Ysa4=1.81。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.2.6主要設(shè)計(jì)結(jié)論 Z3=32，Z4=105,模數(shù)m=3mm，壓力角=20°，=11.883°，中心距a=210mm，b3=104mm，b4=98mm，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）,7級(jí)精度6.軸類(lèi)零件設(shè)計(jì)6.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得,6.1.2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 6.1.

25、3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理?yè)?jù)2表15-3，取A=112，于是得： 因?yàn)檩S上應(yīng)開(kāi)1個(gè)鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大4%故d=27.58mm，又因此段軸有聯(lián)軸器裝配，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，故選取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX2型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為560000N.mm半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。6.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案。裝配圖（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1) 為了滿足半聯(lián)軸

26、器的軸向定位的要求a-b軸段的右端需要制出一軸肩，故取b-c段的直徑,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=38mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=44mm,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a-b段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1=42mm。2) 初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用0基本游隙標(biāo)準(zhǔn)精度的角接觸球軸承7307C，其尺寸為d×D×T=35mm×80mm×21mm。為了方便滾動(dòng)軸承的軸向定位，故取dc-d = de-f=35mm。兩軸承之間的區(qū)域采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7307型軸承

27、的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取dd-e=44mm。該處軸的圓周速度小于3m/s，由角接觸球軸承dn16，故采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱內(nèi)潤(rùn)滑油濺入軸承座，考慮箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)凸出箱體內(nèi)壁1-2mm，擋油環(huán)寬度初定為B1=10mm，則L3=L5=31mm，取兩齒輪端面之間距離c=8mm,齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離2=10mm,高速級(jí)小齒輪寬b1=70mm,大齒輪寬b2=64mm，低速級(jí)小齒輪寬b3=104mm,故兩小齒輪端面之間距離b=8-(70-64)/2=5mm3) 高速軸為齒輪軸, L4=b1+b+b2+(2-

28、2)×2=70+5+104+(10-2)×2=195mm4）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L2=50mm。5）半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按da-b由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為50mm,同時(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。6.1.5求軸上載荷軸承反力的作用點(diǎn)距軸承端面的距離a=16.6mm，軸的支點(diǎn)受力點(diǎn)間的距離l1=L1+L2+a=42+50+16.6=108.6mm l2=4.

29、4+10+117+35=166.4mm l3=35+10+8+4.4=57.4mm由得由得繪制彎矩圖和扭矩圖 截面處水平方向彎矩截面C處左側(cè)垂直彎矩截面C處右側(cè)垂直彎矩截面C處合成彎矩6.1.6校核軸的強(qiáng)度。（1）軸的彎矩和轉(zhuǎn)矩表。載荷水平面H垂直面V支反力F,彎矩M總彎矩扭矩(2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。取=0.6軸的計(jì)算應(yīng)力: 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。6.2 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算6.2.1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得,6.2.2.

30、初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理?yè)?jù)2表15-3，取A=112，于是得： 軸的最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑。6.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用單列角接觸球軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的角接觸球軸承7309C，其尺寸為d×D×T=45mm×100mm×25mm,d1=d5=45mm。齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離2=10mm，軸承靠近箱體外側(cè)用端蓋進(jìn)行定位，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程

31、設(shè)計(jì)查得30308型軸承的Da=91mm,因此取端蓋的內(nèi)徑為91mm。軸承由于采用脂潤(rùn)滑，故軸承和齒輪之間采用擋油環(huán)定位，由于7309C型軸承的定位軸肩高度為4.5mm,故取擋油環(huán)靠經(jīng)軸承一側(cè)厚度為4.5mm。2） 取安裝齒輪的軸段d2=d4=60mm，齒輪左端與采用擋油環(huán)定位,已知小齒輪齒輪寬L=104mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故取L2=100mm，L1=25+8+10+4=47mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸肩處的直徑為d3=68mm,由于兩齒輪之間的安全距離c>8mm，故L3=8mm。3） 已知小齒輪的寬度為b=64mm,為了使擋

32、油環(huán)端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于齒寬，故取L4=60mm,左端用軸肩定位，右端與前面相似，不再累述。L5=50mm。4） 兩齒輪的周向定位均采用平鍵連接，按d2由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為90mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；按d4由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為50mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。5) 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適

33、當(dāng)選取。6.3輸出軸的設(shè)計(jì)6.3.1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得,6.3.2初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理?yè)?jù)2表15-3，取A=112，于是得： 因此段軸與聯(lián)軸器裝配,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，故選取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX5型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為3150000N.mm半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。6.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案。裝配圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1）輸

34、出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1。d1=65mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求a-b軸段的左端需要制出一軸肩，故取b-c段的直徑d2=73mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=107mm,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a-b段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取L1=105mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。由于b-c段距離太長(zhǎng)，不利于加工裝配精度，故取L2=50mm，根據(jù)d2=73mm，在軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的角接觸球軸承7315C，其尺寸為d×D×T=75mm×16

35、0mm×37mm,定位軸肩內(nèi)直徑D1=87mm,外徑定位直徑D2=160mm,對(duì)力的作用點(diǎn)與外圈大端面的距離a=37mm。故取軸段的直徑為d3=75mm,在同一軸上軸承選型號(hào)相同的，故取d3=d6=75mm，由于軸承采用脂潤(rùn)滑，故需要在軸承左端加擋油環(huán)，取擋油環(huán)寬度為10,故取L3 =47mm。3）e-f段安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d5略大于d6,選d5=80mm。選齒輪輪轂寬度與齒輪寬度相同，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒定位。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段e-f長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂略短，取L5=94mm。4） 軸段d-e提供定位作用，定位軸肩高度h=(23)R,由軸徑d5=80m

36、m,查機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2得R=2mm,故取h=4mm,則d4=88mm。由前面算得箱體內(nèi)壁間距為199mm，得L4=86mm。5） 由于斜齒輪與箱體內(nèi)壁的距離為13mm，軸承到箱體內(nèi)壁的距離等于8mm,故L6=37+8+13+4=62mm。6） 聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接，按d1由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為90mm，同時(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇聯(lián)軸器與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d5由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配

37、合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。7)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取。7.軸承的校核7.1輸入軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 初步選擇的滾動(dòng)軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的角接觸球軸承7307C，其尺寸為d×D×T=35mm×80mm×21mm，基本額定動(dòng)載荷C=34.2/KN,基本額定靜載荷C0=26.8/KN，取。載荷水平面H垂直面V支反力F則兩軸承受到的徑向載荷為 對(duì)于7307C型軸承。按機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7，軸承派生軸向力，其中e為機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來(lái)確

38、定，但現(xiàn)軸承軸向力Fa未知，故先初取e=0.4軸向力由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5進(jìn)行插值計(jì)算 得e1=0.383 e2=0.426 則兩軸承軸向力為 兩次計(jì)算相差不大。確定e1=0.383， e2=0.426 則軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為 則 對(duì)軸承“1”X1=1 Y1=0 對(duì)軸承”2“X2=0.44 Y2=1.313 驗(yàn)算軸承的壽命 故合格8.軸鍵的選擇由于在軸的計(jì)算中已選定了各個(gè)鍵型號(hào)，故這里給出鍵的參數(shù)表格。b/mmh/mmL/mm輸入軸聯(lián)軸器8736中間軸小斜齒輪181190中間軸大斜齒輪181150低速軸齒輪221480輸出軸聯(lián)軸器181190校核高速軸鍵的連接強(qiáng)度鍵和軸輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)

39、表6-2查許用擠壓應(yīng)力強(qiáng)度足夠。9.聯(lián)軸器的選擇由于在軸的計(jì)算中已選定了聯(lián)軸器型號(hào)。輸入軸選Lx2型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為560000，半聯(lián)軸器的孔徑d=28mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為44mm，Z型軸孔。輸出軸選選Lx5型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為3150000，半聯(lián)軸器的孔徑d=65mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為107mm，Z型軸孔。10.潤(rùn)滑及密封類(lèi)型選擇齒輪采用浸油潤(rùn)滑，由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-11和表10-12查得選用100號(hào)中負(fù)荷工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995），油量大約為3.5L。當(dāng)齒輪圓周速度時(shí)，圓錐齒輪

40、浸入油的深度至少為半齒寬，圓柱齒輪一般浸入油的深度為一齒高、但不小于10mm，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。軸承采用脂潤(rùn)滑，軸承靠近箱體內(nèi)部采用擋油環(huán)以防止?jié)櫥惋w濺如軸承，軸承靠箱體外部采用氈圈密封，防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А?1. 減速器附件的選擇標(biāo)準(zhǔn) 其余未給出具體型號(hào)的減速器附件均根據(jù)其具體所需的強(qiáng)度，并根據(jù)減速器的空間合理選定，螺栓的選定要根據(jù)其承受的載荷選定，并留出足夠的扳手空間，墊片，窺視孔，通氣帽，油尺，均結(jié)合實(shí)際情況合理選定。12. 箱體的結(jié)構(gòu)尺寸名稱(chēng)數(shù)值/mm名稱(chēng)數(shù)值/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目6蓋與座連接螺栓直徑12連接螺栓的距離160軸承端蓋螺釘直徑10視孔蓋螺釘直徑8定位銷(xiāo)直徑8連接螺栓到外箱壁距離26連接螺栓到凸緣