我的課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(起重機(jī)機(jī)傳動(dòng)裝置)1

1、 湖南理工學(xué)院 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目： 起重機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 學(xué) 院： 機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械電子工程 學(xué)生姓名: 湯遠(yuǎn)見 學(xué) 號(hào):起迄日期: 2011年12月14日 2012 年1月3日 指導(dǎo)教師: 王 清 教研室主任： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書1課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）：一、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)是本門課程的一個(gè)重要實(shí)踐性環(huán)節(jié)，是高等學(xué)校工科有關(guān)專業(yè)學(xué)生的一次全面的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)訓(xùn)練。本次設(shè)計(jì)的對(duì)象為普通減速器，具體內(nèi)容是：1、 設(shè)計(jì)方案論述。2、 選擇電動(dòng)機(jī)。3、 減速器外部傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)（含聯(lián)軸器選擇）

2、。4、 減速器設(shè)計(jì)。 設(shè)計(jì)減速器傳動(dòng)零件，并驗(yàn)算是否滿足工作要求； 對(duì)各軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，按彎扭合成強(qiáng)度條件驗(yàn)算各軸的強(qiáng)度； 根據(jù)工作載荷情況，選擇各對(duì)軸承，計(jì)算輸出軸上軸承的壽命； 選擇各鍵，驗(yàn)算輸出軸上鍵連接的強(qiáng)度； 選擇各配合尺寸處的公差與配合； 決定潤(rùn)滑方式，選擇潤(rùn)滑劑；5、 繪制減速器的裝配圖和部分零件工作圖。 減速器裝配圖一張（A0或A1）； 軸及軸上齒輪的零件圖各一張（A3或A4）；6、 編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書（將1-4項(xiàng)整理成文，數(shù)字6000-8000）。二、原始數(shù)據(jù)及已知條件1、提升重量G =780kgf；2、重物提升速度 =0.50m/s；3、滾動(dòng)槽底直徑 D=220mm 鋼絲繩直徑

3、D=9.3mm；4、滾筒效率 j=0.96；5、工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6、使用折舊期10年；7、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35oC；8、動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓380/220V；9、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書2對(duì)課程設(shè)計(jì)成果的要求包括圖表、實(shí)物等硬件要求：1、說(shuō)明書要認(rèn)真，準(zhǔn)確，條理清晰；2、按word排版，公式編輯器編輯公式；3、參考文獻(xiàn)要注明出去；4、圖紙按標(biāo)準(zhǔn)作圖，數(shù)據(jù)處理準(zhǔn)確，圖面整潔。3主要參考文獻(xiàn)：1 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).第八版.北京

4、：高等教育出版社，20062 楊光，席偉光，李波，陳曉岑.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).第二版. 北京：高等教育出版社，2003 4課程設(shè)計(jì)工作進(jìn)度計(jì)劃：序號(hào)起 迄 日 期工 作 內(nèi) 容11214-1215設(shè)計(jì)前準(zhǔn)備工作（明確任務(wù)，查閱查料、手冊(cè)，觀察）21216-1220確定傳動(dòng)方案、選擇電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算31221-1222軸的設(shè)計(jì)計(jì)算41223-1224軸承、鍵、聯(lián)軸器及潤(rùn)滑劑的選擇51225-1228裝配圖設(shè)計(jì)及復(fù)核計(jì)算61229-0101零件工作圖設(shè)計(jì)70102整理設(shè)計(jì)說(shuō)明書、準(zhǔn)備答辯指導(dǎo)教師日期： 2011年 01 月 03 日 目 錄1. 前言2. 起重機(jī)傳動(dòng)方案選擇2.1傳動(dòng)布置方案

5、2.2已知條件2.2.1參數(shù)條件2.2.2工作條件2.3選用傳動(dòng)方案3. 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算3.1電動(dòng)機(jī)的選擇3.2計(jì)算傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比3.3運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算4.傳動(dòng)零件的計(jì)算 4.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng) 4.1.1選擇齒輪材料及精度等級(jí)4.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)4.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)4.1.4幾何尺寸計(jì)算4.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)4.2.1選擇齒輪材料及精度等級(jí)4.2.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)4.2.4幾何尺寸計(jì)算5. 軸的計(jì)算5.1高速軸的計(jì)算 5.1.1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩5.1.2作用在齒輪上的作用力5.1.3初步確定軸的最小直徑5.1.4軸的

6、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1.5求軸上的載荷 5.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度5.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 5.2中間軸的計(jì)算5.2.1中間軸的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩5.2.2作用在齒輪上的作用力5.2.3初步確定軸的最小直徑5.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.2.5 求軸上的載荷5.2.6 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度5.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 5.3低速軸的計(jì)算5.3.1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩5.3.2作用在齒輪上的作用力5.3.3初步確定軸的最小值徑5.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.3.5求軸上的載荷5.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度5.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 6. 鍵的選擇與校核6.1 高速軸上鍵

7、的選擇6.1.1 高速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇6.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇6.2中間軸上鍵的選擇6.2.1 齒輪2與軸鏈接鍵的選擇6.2.2 齒輪3與軸鏈接鍵的選擇6.3 低速軸上鍵的選擇6.3.1 低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇6.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇7. 滾動(dòng)軸承的選擇7.1 高速軸配合軸承的選擇7.2 中間軸配合軸承的選擇7.3 低速軸配合軸承的選擇8. 聯(lián)軸器的選擇與校核8.1 高速軸上聯(lián)軸器的選擇8.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇9. 減速箱的潤(rùn)滑方式和密封種類的選擇9.1 潤(rùn)滑方式的選擇9.2 潤(rùn)滑油的選擇9.3 密封方式的選擇10. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸11減速器附件的選擇11.

8、1 觀察孔蓋11.2 通氣器11.3 游標(biāo)11.4 油塞11.5 吊環(huán)螺釘11.6 定位銷11.7 起蓋螺釘12. 設(shè)計(jì)總結(jié)13. 參考資料5 1. 前言1.1設(shè)計(jì)目的本次課程設(shè)計(jì)的任務(wù)是起重機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，其中最主要是減速器部分的設(shè)計(jì)。本課程的設(shè)計(jì)學(xué)生須熟悉課本知識(shí)，理論與實(shí)際相結(jié)合。提高了學(xué)生的計(jì)算與分析能力，同時(shí)也培養(yǎng)學(xué)生的創(chuàng)新能力。1.2傳動(dòng)方案我們都知道我國(guó)的減速器的種類是比較多的，其中以齒輪傳動(dòng)和蝸桿傳動(dòng)為主，存在的問(wèn)題也是比較明顯的，如：體積大、質(zhì)量大，或者是傳動(dòng)比大而機(jī)械效率低等。本次我們課程設(shè)計(jì)的所研究的是減速器的設(shè)計(jì)。減速器是一種相對(duì)精密的機(jī)械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增

9、加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號(hào)各異，不同種類有不同的用途。選用減速器時(shí)應(yīng)根據(jù)工作機(jī)的選用條件，技術(shù)參數(shù)，動(dòng)力機(jī)的性能，經(jīng)濟(jì)性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動(dòng)效率，承載能力，質(zhì)量，價(jià)格等，選擇最適合的減速器。1.3減速器的設(shè)計(jì)減速器是原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置，用來(lái)減低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足各種工作機(jī)械的需要。原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間用來(lái)提高轉(zhuǎn)速的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置稱為增速器。減速器的種類很多，按照傳動(dòng)形式不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照傳統(tǒng)的級(jí)數(shù)可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照傳統(tǒng)的布置形式又可分為展開式，分流式和同軸式減速器。我們?cè)O(shè)計(jì)齒輪減速器的目的在于使高速運(yùn)

10、轉(zhuǎn)的零件降低其遠(yuǎn)轉(zhuǎn)速度，它與國(guó)內(nèi)外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點(diǎn)：（1）傳動(dòng)比范圍大，自I = 10 起，最大可達(dá)幾千。若制作成大傳動(dòng)比的減速器，則更顯示出該減速器的優(yōu)點(diǎn)。（2）傳遞功率范圍大：并可與電動(dòng)機(jī)連成一體制造。（3）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、重量輕。比現(xiàn)有的齒輪減速器減少1/3 左右。（4）機(jī)械效率高，嚙合效率達(dá)到95%，整體效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動(dòng)比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。（5）本減速器的輸入軸和輸出軸在同一直線上。我們這次設(shè)計(jì)的減速器裝置及其功能良好且安全、可靠、經(jīng)濟(jì)，耐用。減速器應(yīng)用非常廣泛，對(duì)我們生活中的作用顯著。2. 起重機(jī)傳動(dòng)方案選擇2.1

11、傳動(dòng)布置方案 圖1傳動(dòng)布置方案1電動(dòng)機(jī) 2聯(lián)軸器 3制動(dòng)器 4減速器 5聯(lián)軸器6卷筒支承 7鋼絲繩 8吊鉤 9卷筒2.2已知條件：2.2.1參數(shù)條件1、提升重量G=780 N2、重物提升速度u=0.50 m/s3、滾筒槽底直徑D=220 mm 鋼絲繩直徑 d=9.3 mm2.2.2工作條件常溫下工作，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，每日兩班制，工作十年，車間有三相交流電。2.3選用傳動(dòng)方案 選用兩級(jí)圓柱斜齒輪展開式減速器，使用壽命長(zhǎng)，潤(rùn)滑及維護(hù)方便。3.電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算3.1電動(dòng)機(jī)的選擇1. 工作機(jī)所需要的功率: 2. 傳動(dòng)裝置的總效率： 為卷筒的效率,取0.96； 為滾動(dòng)軸承的效率，取0

12、.98； 為彈性聯(lián)軸器的效率，取0.993； 為閉式齒輪（7級(jí)精度）的傳動(dòng)效率，取0.98；3. 電機(jī)所需的功率： 由可選取電動(dòng)機(jī)功率4. 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速： 計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：取二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比范圍，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 5. 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（Kw)滿載轉(zhuǎn)速（r/min)額定轉(zhuǎn)矩(Nm)Y132M2-65.59602.0 3.2計(jì)算傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比 1. 總傳動(dòng)比為: 2.分配各級(jí)傳動(dòng)比 分別是高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比，取： 3.3運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算1.計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 A軸： B軸： C軸： D軸：計(jì)算各軸的功率 A軸： B軸：C軸： D軸：2.計(jì)算各軸扭矩 A軸

13、：B軸： C軸： D軸：4.傳動(dòng)零件的計(jì)算 4.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng) 4.1.1選擇齒輪材料及精度等級(jí) 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪?？紤]工作機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88）。兩支承相對(duì)于小齒輪做不對(duì)稱布置。小齒輪選用40鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS；大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。選小齒輪數(shù)，則大齒輪數(shù)。選取螺旋角：初選螺旋角4.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選；（2） 選取區(qū)域系數(shù)；（3） 查得；（4） 選取齒寬系數(shù)；（5） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （6）查表

14、得材料的彈性影響系數(shù)； （7）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （8）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； （9）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取接觸疲勞壽命系數(shù)；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得： 所以許用接觸應(yīng)力為： 2.計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑： （2） 計(jì)算圓周速度： （3）計(jì)算齒寬及模數(shù)： （4） 計(jì)算縱向重合度： （5）計(jì)算載荷系數(shù)K 查表得使用系數(shù)；根據(jù)v=2.2m/s，7級(jí)精度，查圖得動(dòng)載系數(shù)；查表得齒間載荷分配系數(shù)；用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)，再查圖可得。故載荷系數(shù)： （6） 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： （7）計(jì)算模數(shù)： 4.1.3按齒根彎曲

15、強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.確定計(jì)算參數(shù)（1）計(jì)算載荷系數(shù)： （2） 根據(jù)縱向重合度，查圖得螺旋角影響系數(shù)；（3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： （4）查取齒形系數(shù)：查表得（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)：（6）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；（7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)（8）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，可得： （9） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數(shù)值大；（10）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，以可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按解除疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由： 取

16、，則。4.1.4幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距 將中心距圓整為108mm。2. 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 3.計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑 4.計(jì)算齒輪寬度 圓整后取。4.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)4.2.1選擇齒輪材料及精度等級(jí)考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面直齒輪?？紤]工作機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88）。兩支承相對(duì)于小齒輪做不對(duì)稱布置。 小齒輪選用40（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS；選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)；4.2.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （

17、1）試選； （2）選取齒寬系數(shù)； （3）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （4）查表得材料的彈性影響系數(shù)； （5）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （6）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； （7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取接觸疲勞壽命系數(shù)；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得： 2.計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： （2）計(jì)算圓周速度： （3）計(jì)算齒寬及模數(shù)： （5）計(jì)算載荷系數(shù)K 查表得使用系數(shù)；根據(jù)v=0.35m/s，7級(jí)精度，查圖得動(dòng)載系數(shù)；查表得齒間載荷分配系數(shù)；用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)，再查圖可得。故載荷系數(shù)： （6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：

18、（7）計(jì)算模數(shù)： 4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.確定計(jì)算參數(shù)（1）計(jì)算載荷系數(shù)： （2）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；（3）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)（4）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，可得： （5）查取齒形系數(shù)：查表得（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)：（7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數(shù)值大；（8）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(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有關(guān)，可取。按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)

19、。于是由： 取，則，取。4.2.4幾何尺寸計(jì)算1. 計(jì)算分度圓直徑： 2.計(jì)算中心距 3.計(jì)算齒輪寬度 圓整后取。6. 軸的計(jì)算5.1高速軸的計(jì)算 5.1.1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.35kw, =960r/min, =43.27Nm 5.1.2作用在齒輪上的作用力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑=43.2mm，則： 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示： 圖2 彎矩、扭矩圖5.1.3初步確定軸的最小直徑 因?yàn)檩S的受力大，對(duì)材料的強(qiáng)度和硬度比較高，又齒輪與軸是一體的，可選取軸的材料為40鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表，取，于是得： 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖3），為了使所選的軸直徑與

20、聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故可查表得，則： 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，選用TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為 。 半聯(lián)軸器的孔徑，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 5.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案如圖2所示： C 圖3 軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（如圖3所示）1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取 段的直徑；左端用軸端擋圈定位(圖中為畫出)，按軸端直徑取擋圈直徑。而半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只

21、壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，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的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選取30205型軸承，其尺寸為，故；而。左、右端滾動(dòng)軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30205型軸承的定位軸肩高度，因此，取。3) 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)滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。 4) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，高速級(jí)小齒輪與低速級(jí)小齒輪之間的距離c=50mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離

22、s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=17.25mm,小齒輪輪轂寬為45mm,則 取 至此，以初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3） 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按查表得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為32mm。同時(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(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)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R2. 5.1.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖2。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a。對(duì)于30205型圓錐滾子軸承，右手冊(cè)中查得

23、a=12.6mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距+=31+48mm=79mm。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及M的計(jì)算過(guò)程列出。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 F ： ， ， 彎矩M ： , 總彎矩 ： 扭矩T ： =43.27Nm 5.1.6 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（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和上面所得數(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a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得 ， 故安全。 5.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度

24、 （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矩強(qiáng)度較為寬裕確定的，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，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，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，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2）

25、截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)查表得： 軸的材料敏性系數(shù)： 故有應(yīng)力集中系數(shù)為：，尺寸系數(shù)為0.67，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.82 ；表面質(zhì)量系數(shù)均為0.92；軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，綜合系數(shù)為： 所以安全系數(shù)為： 故可知其安全。（3） 截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩M為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，綜合系數(shù)為： 所以安全系數(shù)為： 故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。該減速器無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱

26、性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，該軸的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)束。5.2中間軸的計(jì)算5.2.1中間軸的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.18Kw， =240r/min， =166.33N.m5.2.2作用在齒輪上的作用力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑，低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑，所以有： N N 根據(jù)力的合成可知： 圓周力，徑向力及軸向力的方向參考圖25.2.3初步確定軸的最小直徑 5.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.擬定軸上零件的裝配方案如圖5所示：圖5 中間軸裝配方案 2.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)受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。 為了所選軸的直徑與軸承相配合，由

27、軸承產(chǎn)品目錄中初步選取7207C型軸承。其尺寸為，故。 （2）取安裝齒輪1處的軸段處的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為180mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=12mm，故軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b，取。 （3）取安裝齒輪2處的軸段-處的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為160mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=11mm，故軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b，取。 （

28、4）取齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16mm，齒輪1與齒輪2之間的距離c=30mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=17mm，則： ，。至此，以初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（5）軸上零件的軸向定位 齒輪1和2均采用平鍵連接。按d查表得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)分別為125mm，140mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪1、2輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（6） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R2。5.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖2。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查

29、取a。對(duì)于7207C型圓錐滾子軸承，右手冊(cè)中查得a=15.7mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距+=42mm+65mm=107mm。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及M的計(jì)算過(guò)程列出。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 F ： ， ， 彎矩M ： , 總彎矩 ： 扭矩T ： =166.33Nm 5.2.6 按彎矩合成應(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（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和上面所得數(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a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， ，

30、故安全 。 5.2.7 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矩強(qiáng)度較為寬裕確定的，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，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，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，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，

31、因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2） 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得=640，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)查表得： 軸的材料敏性系數(shù)： 故有應(yīng)力集中系數(shù)為：，尺寸系數(shù)為0.67，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.82 ；表面質(zhì)量系數(shù)均為0.92；軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，綜合系數(shù)為： 故安全系數(shù)為 故知其安全。 （3）截面右側(cè) 計(jì)算可參考截面左側(cè) 故安全系數(shù)為 >>S 故該軸右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的 5.3低速軸的計(jì)算5.3.1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.01kw, =43.40r/min,

32、 =882.38Nm 5.3.2作用在齒輪上的作用力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑=860mm，則： 圓周力，徑向力及的方向參考圖2 5.3.3初步確定軸的最小值徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩，應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000半聯(lián)軸器的孔徑為L(zhǎng)=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度5.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案如圖4所示 （圖4）低速軸上零件的裝配方案（2） 根據(jù)軸向定位的要求

33、確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求=62mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在-的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=82mm 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=62mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取軸承6313，其尺寸為故，而=33mm左端滾動(dòng)軸承選用軸肩進(jìn)行定位，由手冊(cè)上查出6313型軸承的軸肩高度h=5mm，因此取=75mm 3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑=70mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地要緊齒輪，此

34、軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=96mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取=82mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取=12mm. 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離l=30mm，故取=50mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離16mm,考慮到箱體的鑄造誤差，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s=8mm，一直滾動(dòng)軸承寬度T=33mm，則： 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度（3）軸上零件的軸向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按可查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為

35、80mm，同時(shí)為了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；同樣，半聯(lián)軸器語(yǔ)軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是有過(guò)渡配合來(lái)實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 查表可知，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑r=2。5.3.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取值。對(duì)于30313型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的,及的值載荷

36、水平面H 垂直面V 支反力 F ： ， ， 彎矩M ： , 總彎矩 ： 扭矩T ： =926.19Nm 5.3.6 按彎矩合成應(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（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和上面所得數(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a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， ，故安全 。5.3.7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。所以A B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.截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近

37、,但是截面不受扭矩作用,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,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面和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)盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可.（2）、 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=27463抗扭系數(shù) =0.2=0.2=54925截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 =926.19截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）

38、=1.26所以 綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=7.58S11.21S=1.5 所以它是安全的(3)截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=34300抗扭系數(shù) =0.2=0.2=68600截面左側(cè)的彎矩M為 M=179000截面上的扭矩為 =926.19截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =3.16 = 表面質(zhì)量系數(shù) K=K= 安全系數(shù)S=11.3S12.12S=1.5 所以它是安全的所以該軸在截面右側(cè)是安全的，本題由于無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱，故可以省去靜強(qiáng)度較核。6. 鍵的選擇與校核6.1 高速軸上鍵的選擇6.1.1 高速軸與半

39、聯(lián)軸器鏈接的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=18mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=40mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=38.29<(合適)鍵的標(biāo)記：鍵6×6×40 GB/T10962003.6.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=66mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高

40、度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=11.84<(合適)鍵的標(biāo)記：鍵6×6×40 GB/T109620036.2中間軸上鍵的選擇6.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=50mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)

41、計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=54.38<(合適)鍵的標(biāo)記為：鍵10×8×36 GB/T10962003.6.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=45mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=60.43<(

42、合適)鍵的標(biāo)記為：鍵10×8×36 GB/T10962003.6.3 低速軸上鍵的選擇6.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=18mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=40mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=600.13<(合適)鍵的標(biāo)記：鍵6×6×40 GB/T10962003.6.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=66mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由