湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)-d方案-課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)課程名稱(chēng)：題目名稱(chēng)： 二級(jí)同軸式圓柱齒輪將減速器 班 級(jí)：20 06級(jí) 機(jī) 制 專(zhuān)業(yè) 2 班姓 名： 李 德 治學(xué) 號(hào)：指導(dǎo)教師： 楊 文 敏 評(píng)定成績(jī)： 教師評(píng)語(yǔ)：指導(dǎo)老師簽名：20 年 月 日目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1二、總體方案設(shè)計(jì) 1三、原動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 11、計(jì)算功率并選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào) 12、確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比23、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 2 四、齒輪設(shè)計(jì)3 1、高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3 2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 3 3、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)5 五、從動(dòng)軸及軸上零件的設(shè)計(jì)9 1、確定軸的最小直徑 9 2、聯(lián)軸器的選擇 9 3、鍵的選擇和計(jì)

2、算10 4、滾動(dòng)軸承的選擇10 5、根據(jù)軸向定位的要求確定低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度12 6、求作用在齒輪上的力12 7、軸上的載荷分析13 8 、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度14 9、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度14 六、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)16 七、潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)18 八、小結(jié)19 九、謝辭19 參考文獻(xiàn) 19一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)要求設(shè)計(jì)一帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 1、帶式運(yùn)輸機(jī)工作原理帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)示意圖如圖1-1所示。 2、已知條件：1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；2）使用折舊期：8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4）動(dòng)力來(lái)源：電力

3、，三相交流，電壓380、220V； 5）運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%；6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 3、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶工作拉力F=4500N，運(yùn)輸帶工作速度v=1.8m/s，卷筒直徑D=400mm。（注：運(yùn)輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F 中考慮） 4、傳動(dòng)方案二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器 5、設(shè)計(jì)任務(wù)減速器裝配圖一張；減速器零件圖四張(齒輪、軸、箱體、箱蓋；設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。二、系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)總體設(shè)計(jì)方案見(jiàn)圖如圖1-2所示 圖1-1 圖1-2三、原動(dòng)裝置設(shè)計(jì)1、計(jì)算功率并選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)總效率=0.99233221=a 2×0.993×

4、0.9820.9133, 其中1為聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率,2為滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率，3為齒輪（齒輪為7級(jí)）的傳動(dòng)效率，輸出功率KW 1. 810008. 145001000=×=FV P w 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：KW 8689. 89133. 01. 8=總w d P P綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y160M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為11KW 滿載轉(zhuǎn)速1460 r/min。=m n2、確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 (1總傳動(dòng)比m n /r 987. 8540014. 38. 1100060D v 100060=×

5、15;×=××=滾筒滾筒 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n ，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為9793. 16987. 851460n m =滾筒總n i(2分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比在同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器中21i i ，式中分別為減速器中一、二級(jí)的傳動(dòng)比。21, i i 12. 421=i i 取 則9744. 1612. 412. 422=×=×=i i i 總誤差分析%03. 0%1009793. 169744. 169793. 16=×= 符合設(shè)計(jì)要求。3、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速1460r/min 1n

6、 o n 2n min /37. 35412. 4146011r i n = 3n min /01. 8612. 437. 35422r i n = （2）各軸輸入功率1P ×d p 7802. 89. 08689. 80=×=kw 2P ×1p 9605. 898. 07802. 8=×=kw 3P ×2P 4334. 898. 05186. 8=×=kw （3）各軸輸出功率'1P ×d p 8689. 899. 07802. 80=×=kw' 2P ×2p 5186. 899. 086

7、05. 8=×=kw' 3P ×3P 2647. 899. 04334. 8=×=kw（4）各軸輸入轉(zhuǎn)矩因?yàn)殡妱?dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550d T 5814608689. 89550=×=md n P N ·m1T =××d T 0i 1 =58×1×0.99=57.42N·m2T =××1T 1i 2×3=57.42×4.12×0.99×0.98=229.52N·m 3T =×22i T ×2

8、5;3=229.52×4.12×0.99×0.98=917.44N·m（5）各軸輸出轉(zhuǎn)矩' 1T =××1T 0i 2 =57.42×1×0.99=56.85N·m ' 2T =××2T 1i 2=57.42×4.12×0.99=227.22N·m' 3T =×23i T ×2=229.52×4.12×0.99=908.27N·m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理后如下表所示： 四、齒輪設(shè)計(jì)

9、(使用壽命Lh =360×16×8=46080h1、高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)設(shè)計(jì)要求，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。由于減速器的結(jié)構(gòu)是同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器，所以在設(shè)計(jì)時(shí)取兩級(jí)齒輪在齒數(shù)和模數(shù)相等，這樣方便設(shè)計(jì)和加工，也能滿足使用要求，提高生產(chǎn)效率。在初步設(shè)計(jì)時(shí)考慮減速器結(jié)構(gòu)不能太大，模數(shù)應(yīng)在24mm。而小齒輪的分度圓直徑不是很大，考慮他要滿足強(qiáng)度要求，所以把小齒輪同軸放在一起加工，做成齒輪軸的形式。根據(jù)前面算出的軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、扭矩及傳動(dòng)比，用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軟件進(jìn)行輔助設(shè)計(jì)： （1）材料選擇高速級(jí)小齒輪選用45調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度取值范圍為217255 HBS，齒面硬度為

10、250 HBS；取小齒齒數(shù)=24，高速級(jí)大齒輪選用45調(diào)質(zhì)處理，硬度取值范圍為217255 HBS，齒面硬度為220HBS，Z=i×Z1=4.12×24=98.88取Z =99。則齒數(shù)比為u=4.125。1Z 22設(shè)計(jì)誤差%12. 0%10012. 412. 4125. 4%100=×=×=i i u 滿足設(shè)計(jì)要求。 （2）齒輪精度輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故按GB/T100951998，選擇7級(jí)精度。 2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)2131(123. 2H E dt t Z u u T K d ×±× 確定各參數(shù)的值:（1）

11、初選=1.3；由教材表10-7選取齒寬系數(shù)t K 1=d .0； 由教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)218. 189Mp Z E =；由教材圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa H 5501lim =；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa H 4702lim =； （2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1j h L =60×1460×1×（16×360×8）=4.42×108h；N= 28811007. 112. 41042. 4×=×=i N h （3）查教材圖10-19得：K=0.90 K=0

12、.96 12齒輪的疲勞強(qiáng)度極限，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H 1=MPa S K H HN 495155090. 01lim 1=×= H 2=MPa S K H HN 2. 451147096. 02lim 2=×= （4）設(shè)計(jì)計(jì)算、試算小齒輪的分度圓直徑d ，代入t 1H 中較小的值。2131 (123. 2H E d t t Zu u T K d ×±× =mm 7. 56 2. 4518. 189(12. 412. 5110742. 53. 123. 2243=××××、計(jì)算圓周速度s

13、 m s m 、計(jì)算齒寬bb=mm mm d t d 7. 567. 5611=×=×、計(jì)算齒寬與高之比h b模數(shù) mm z d m t t 363. 2247. 5611=齒高 mm mm m h t 32. 5363. 225. 236. 2=×=66. 1032. 57. 56=h b 、計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度, 由教材圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K V =1.15；直齒輪，；s m v /33. 4=1=F H K K 由教材表10-2查得使用系數(shù)1=A K ；由教材表10-4用插值法得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，；312. 1=H K 由66.

14、1032. 57. 56=h b ，312. 1=H K 查教材圖10-13的38. 1=F K 故載荷系數(shù):K K K K =1×1.15×1×1.312=1.5088A K V H H 、按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d =d1t1tk k3=56.7×3. 15088. 13=59.59 mm 、數(shù)n m n m =mm z d 48. 22459. 5911= 根據(jù)設(shè)計(jì)所得取，則dmm m 5. 2=1=2.5×24=60mm 3、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 (21213F S F d Y Y Z KT m （1）確定

15、公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值由教材圖10-20c 查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa FE 3801=；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa FE 3202=由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)87. 01=FN K ，9. 02=FN K ； 計(jì)算彎曲疲勞需用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4F =114. 2364. 138087. 011=×=S K FE FN F =271. 2054. 13209. 022=×=S K FF FN 計(jì)算載荷系數(shù)KK K V K K =1×1.15×1×1.381.587A K H F 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)Fa

16、Y Sa Y 查教材表10-5得 齒形系數(shù)2.65 2.171Fa Y 2Fa Y查取應(yīng)力校正系數(shù)1.58 1.78 1Sa Y 2Sa Y 計(jì)算大小齒輪的F SaFa Y Y 并加以比較 01773. 014. 23658. 165. 2111=×=F Sa Fa Y Y 01878. 071. 20578. 117. 2222=×=F Sa Fa Y Y 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 計(jì)算模數(shù)mm mm m n 81. 101878. 024110742. 5587. 12243=×××××對(duì)比計(jì)算結(jié)果，齒面接觸疲勞

17、強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于模數(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，與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.81mm，經(jīng)圓整后再考慮其他的影響因素，可取m=2.5mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d =59.59mm 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)得：183. 235. 259. 5911=m d z 圓整后取z 1=24；z=4.12×24=98.88 圓整后取z =99 22幾何尺寸計(jì)算計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 mm m z d 605. 22411=×=mm m z d 5. 2475. 29922=&#

18、215;= 計(jì)算中心距 mm d d a 75. 15325. 24760221=+=+=計(jì)算齒輪寬度 mm d b d 606011=×=取 mm B 552=，mm B 601=低速級(jí)齒輪的基本參數(shù)與高速級(jí)的齒輪要相同，只是在取材料上有所不同，以此來(lái)滿足傳動(dòng)的強(qiáng)度要求，用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軟件版3.0進(jìn)行輔助設(shè)計(jì)得到設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，整理如下表： 固定弦齒高/mm 1.87 1.87 1.87 1.87 公法線跨齒數(shù) K 3 12 3 12 公法線長(zhǎng)度W k19.2988.3419.2988.34齒頂高系數(shù)h a *1.00 頂隙系數(shù) c*0.25 壓力角/°200.006300.0

19、15980.00630檢測(cè)項(xiàng)目中心距極限偏差 f a (± 0.02953接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力Hlim /MPa 960 450 960 546.3抗彎疲勞基本值FE /MPa 480320480443.8接觸疲勞強(qiáng)度許用值H /MPa 1339627.71325.1754.1彎曲疲勞強(qiáng)度許用值F /MPa 611.1407.4611.1565強(qiáng)度校核數(shù)據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力H /MPa546719.1彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力F109.1101.5170.5158.7載荷類(lèi)型 靜強(qiáng)度圓周力 F t /N1914.333 7651.667 齒輪線速度V 4.587 1.113使用系數(shù)Ka 1.00

20、 動(dòng)載系數(shù) Kv 1.845 齒向載荷分布系數(shù) K H 1.000 齒間載荷分布系數(shù)K H 1.318 強(qiáng)度校核相關(guān)系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù) Y sa1.57832 1.78953復(fù)合齒形系數(shù) Y fs3.95087五、軸及軸上零件的設(shè)計(jì)1、確定軸的最小直徑按教材15-3初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr, 調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)教材取，為了加工方便和保證鍵的強(qiáng)度，大齒輪用平鍵聯(lián)接，所以軸徑在計(jì)算時(shí)應(yīng)在原來(lái)的數(shù)值上增大5%7%，所以最小直徑應(yīng)乘以1.05，則軸的最小直徑100=o A mm n P A d o 09. 1914607802. 810005. 105. 13min 1=×&

21、#215;=×= mm n P A d o 30. 3037. 35410005. 105. 132min 3=××= mm n P A d o 09. 4801. 862647. 810005. 105. 133min 3=××=2、聯(lián)軸器的選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器合理連接,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查教材表14-1,選取3. 1=A K m N T K T A ca =×=672. 119244. 9173. 13計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選取LX4型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器

22、，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為2500m N ,聯(lián)軸器的孔徑選取50mm，軸孔長(zhǎng)度L=84mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=112mm。輸入軸選擇LX1型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為250m N ，孔徑選取22mm ，軸孔長(zhǎng)度L=38，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=52mm.標(biāo)記為: LX1聯(lián)軸器20035014/52205222××T GB JB ZCLX4聯(lián)軸器20035014/84488450××T GB JB ZC3、鍵的選擇和計(jì)算(1低速軸聯(lián)軸器上鍵的選擇和計(jì)算選取園頭平鍵，材料取45號(hào)鋼，按靜載荷計(jì)算取p =120MPa。據(jù)裝聯(lián)軸器處d=50mm，可取

23、鍵寬b=14，鍵高h(yuǎn)=9。取L=63mm。鍵的工作長(zhǎng)度l =L-b=63-14=49mm，接觸高度k=0.5h=4.5mm。MPa MPa kld T p p 12043. 16650495. 4100044. 91721023=>=××××=×= 可見(jiàn)擠壓強(qiáng)度不夠?？紤]到相差較大，改用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長(zhǎng)度l =1.5×49=73.5mm。MPa MPa kld T p p 12095. 110505. 735. 4100044. 91721023=<=×××

24、15;=×=故合適。 標(biāo)記為： GB/T 1096 鍵14×9×63輸入軸聯(lián)軸器上鍵型號(hào)：GB/T 1096 鍵6×6×50 (2齒輪上鍵的選擇和計(jì)算選取圓頭平鍵，材料取45號(hào)鋼，按靜載荷取p =120MPa。據(jù)d=64mm，可取鍵寬b=18，鍵高h(yuǎn)=11。取L=50mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=32mm，接觸高度k=0.5h=5.5mm。校核其強(qiáng)度MPa MPa Kld T p p 12090. 16264325. 5100044. 91721023=>=××××=×= 可見(jiàn)擠壓強(qiáng)度不夠

25、?？紤]到相差較大，改用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長(zhǎng)度l =1.5×32=48mm。MPa MPa Kld T p p 12060. 10864485. 5100044. 91721023=<=××××=×= 符合強(qiáng)度要求，故合適。標(biāo)記為：GB/T 1096 鍵18×11×50 大齒輪軸上鍵的型號(hào)為 GB/T 1096 鍵14×9×50 4、滾動(dòng)軸承的選擇利用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軟件版3.0進(jìn)行設(shè)計(jì)。首先分析軸承的受力情況。前面我們?cè)邶X輪設(shè)計(jì)時(shí)，選用的是直齒圓柱齒輪，故沒(méi)有受到軸向

26、力，由受力分析可知，軸承只受到徑向力Fr ，將軸系部件的空間利息分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系，如下圖所示: 故計(jì)算軸承的徑向力22rV rH r F F F += h5、根據(jù)軸向定位的要求確定低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度這里我們只校核低速級(jí)軸。由上知d1-2=50mm為了滿足聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,軸12段右端需要制出一軸肩,故取直徑mm d 5532=。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=112mm，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L 1略短一些，現(xiàn)取l1-2= L1=84mm。因軸只受到徑向力和圓周力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù), 在機(jī)械

27、設(shè)計(jì)手冊(cè)中初步選取6211型軸承，其尺寸為mm d 5532=mm mm B D d 2110055××=××。故d2-3=d6-7 =55mm。軸承采用套筒和端蓋進(jìn)行軸向定位。其尺寸根據(jù)箱體確定，這里取mm l 6732=。取套筒寬度為14.5mm，為了使齒輪可靠地壓緊套筒端面，此軸段應(yīng)略高于套筒的高度，取二者的高度差為2mm，則。取安裝齒輪處的軸段dmm l 5. 165. 14243=+=4-5=64mm，已知齒輪的齒寬為55mm,為了保證鍵的連接強(qiáng)度,取輪轂寬度為60mm，所以l4-5=58mm。 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高h(yuǎn)0.07d=4.

28、48，取h=6mm,則軸環(huán)處的直徑d5-6=76mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取。最右端取軸承寬度，即mm l 1065=mm l 2176=。 6、求作用在齒輪上的力（校核低速級(jí)）由前面計(jì)算可得=917.44N·m =8.2647kw =86.01r/min 3T 3P 3n 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 =247.52d mm 圓周力 F t =7651.667(N （注：軟件輔助設(shè)計(jì)計(jì)算出的圓周力與理論計(jì)算圓周力有差別，我們計(jì)算時(shí)用理論計(jì)算圓周力） 理論計(jì)算圓周力：F t =232d T N 657. 7413105. 24744. 91723=×× F r

29、= F t N 35. 269820tan 657. 7413tan =×= F n =N F t 449. 788920cos 657. 7413cos = F =0Na 圓周力F t ，徑向力F 如圖示: 軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖如下所示 l A =F NH 1F NH 2F NV 1F NV 2M H M v M =面C 及H V M M 的值列于下表中： 8 、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(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6. 0=，軸的計(jì)算應(yīng)力ca =WT M 232 (+=MPa 3. 26641. 09174406. 062. 415026322

30、=××+軸材料為40Cr ，調(diào)質(zhì)處理，其1=70MP>26.3MPa，所以此軸安全。 a 9、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 、判斷危險(xiǎn)截面截面1, A,2只受扭矩作用。所以1，A ，2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B 和D 處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來(lái)看,截面C 上的應(yīng)力最大。截面B 的應(yīng)力集中的影響和截面D 的相近,不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。截面C 上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里軸的直徑最大,故C 截面也不必做強(qiáng)度校核,截面5、6、7顯然更加不必要做強(qiáng)度校核。由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合

31、的小，因而,該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。 、校核截面4左側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1= 3d 33321600601. 0mm mm =×抗扭系數(shù) =0.2=0.2 T W 3d 3334320060mm mm =×截面4左側(cè)的彎矩M 為 mm N mm N M =×=20374055285562. 415026 截面4左側(cè)的扭矩為 =9174403T 3T mm N 截面上的彎曲應(yīng)力=WM b MPa 43. 921600203740= 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T =T W T 3=MPa 24. 2143200917440= 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得

32、：a B MP 735= a MP 3551= a MP 2001=因=d r 033. 0600. 2= =d D 07. 16064=查教材表，經(jīng)插值后得=2.0 =1.31又查教材圖得軸的材料的敏性系數(shù)為85. 0=q ，=0.87； q 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為85. 1 10. 2(85. 01 1(1=×+=+=q k 27. 1 131. 1(87. 01 1(1=×+=+=q k 尺寸系數(shù)68. 0=，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)83. 0= 軸按磨削加工，則表面質(zhì)量系數(shù)為91. 0= 綜合系數(shù) K=82. 2191. 0168. 085. 111=+=+k K =62. 11

33、91. 0183. 027. 111=+=+k 合金鋼的特性系數(shù) 3. 02. 0=，取0.215. 01. 0=，取0.1安全系數(shù)ca S S =+m a a K 135. 1302. 043. 982. 2355=×+× S =+mt a k 195. 1021. 0262. 1200=×+×ca S =46. 895. 1035. 95. 1035. 132222=+×=+S S S S S=2.5 故它是安全的（3）、校核截面4右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=26214 3d 364×3mm 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=52

34、429 T W 3d 364×3mm 截面4的右側(cè)的彎矩M 為mm N mm N M =×=20374055285562. 415026 截面4的下側(cè)的扭矩為3T 3T =917440mm N 截面上的彎曲應(yīng)力=WM b MPa 77. 726214203740= 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T =T W T 3=MPa 5. 1752429917440= 因此處為過(guò)盈配合，查表用差值法得23. 3=k取584. 223. 38. 08. 0=×=k k又由上知 91. 0= 綜合系數(shù) K=33. 3191. 0123. 311=+=+k K =68. 2191. 01584

35、. 211=+=+k 安全系數(shù)ca S S =72. 1302. 077. 733. 33551=×+×=+m a a K S =22. 825. 171. 025. 1768. 22001=×+×=+mt a k ca S =05. 722. 872. 22. 872. 132222=+×=+S S S S S=2.5故該軸在截面4右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。六、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成。 1、保證機(jī)體有足夠的強(qiáng)度在機(jī)體凸起的地方加肋，增強(qiáng)軸承座強(qiáng)度，肋板的寬度根據(jù)手冊(cè)上的要求取m=12.75mm。減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)

36、如下表：名稱(chēng) 符號(hào) 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 取值 箱座壁厚 83025. 0+=a 6.84mm 10mm 箱蓋壁厚 18302. 01+=a 6.08mm 10mm 箱蓋凸緣厚度 1b 115. 1=b 15mm 15mm 箱座凸緣厚度 b5. 1=b15mm 15mm 箱座底凸緣厚度 2b 5. 22=b 25mm 25mm 地腳螺釘直徑 f d12036. 0+=a d f17.54mm18mm 地腳螺釘數(shù)目 n時(shí)250a4=n4 軸承旁連接螺栓直徑 1d f d d 75. 01= 13.15mm 16mm 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 2df d d 6. 05. 0(2= 9mm 10mm

37、軸承端蓋螺釘直徑 3df d d 5. 04. 0(3=8mm 8mm 定位銷(xiāo)直徑 d 2 8. 07. 0(d d = 8mm 8mm 連接螺栓的間距 2d l200150200mm 視孔蓋螺釘直徑4d f d d 4. 03. 0(4=7.2mm 8mm f d ，至外機(jī)壁距離1d 2d 1C 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)24mmf d ，至凸緣邊緣距離 2d 2C 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)22mm 外箱壁至軸承座端面距離 1l 1l =+（812）1C 2C 36.5mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1 2. 1>12mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2>10mm箱蓋、箱座肋厚 21m m 、 85. 021=m m8.5mm12.75mm2、機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑、密封、散熱因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用浸油潤(rùn)油。為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為要高。 3、機(jī)體結(jié)構(gòu)及工藝性鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=3mm。機(jī)體外型美觀，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工方便，具有良好的加工工藝性。 4、其他附件設(shè)計(jì)油標(biāo)位置應(yīng)在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。安裝時(shí)密封性要好，以防油從游標(biāo)中溢出。通氣孔放在機(jī)體的頂端，有利于減小機(jī)體內(nèi)零件在工作時(shí)應(yīng)發(fā)熱而增大的壓強(qiáng)。具體的安放位