盤磨機傳動裝置的設計說明樣本

《盤磨機傳動裝置》成果（闡明書，報告，論文）課題名稱機械設計基本課程設計院系機械學院專業(yè)機電一體化姓名金豪東學號31027指引教師吳衛(wèi)峰時間2月13日至2月26日完畢時間3月11日機械與汽車工程學院摘要：在本次設計中，我設計了盤磨機傳動裝置，先進行了傳動方案選用，通過選定傳動方案進行了一系列傳動零件選取和設計。電動機、聯(lián)軸器、鍵和軸承選取重要通過查表并結合與其她零件配合和題目規(guī)定選取，然后進行運動參數(shù)及動力參數(shù)計算。在齒輪設計中詳細簡介了齒輪材料選取及許用應力擬定、按齒根彎曲疲勞強度設計計算擬定齒輪參數(shù)及重要尺寸。其后對軸進行了設計，擬定了各階梯軸尺寸，對軸、軸承、鍵、聯(lián)軸器等進行校核。最后對減速器外形進行了設計。應用Solidworks軟件建模技術，實現(xiàn)了減速器三維造型及重要零件建模，完畢了整機3D建模，為傳動系統(tǒng)構造設計提供了有價值參數(shù)根據(jù)。核心詞：盤磨機傳動裝置錐齒輪solidworks目錄TOC\o"1-2"\h\z\uTOC\o"1-2"\h\z\u1引言 11.1盤磨機課題研究背景 11.2.盤磨機課題研究意義 12設計任務書 22.1設計任務 22.2系統(tǒng)傳動原理圖 22.3系統(tǒng)總體方案比較與設計 23電動機選取，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 33.1電動機類型選取 33.2電動機功率選取 33.3擬定電動機轉速 33.4擬定電動機型號 43.5計算總傳動比及分派各級傳動比 43.6傳動參數(shù)計算 44傳動零件設計計算 54.1錐齒輪設計和計算 54.2高速級斜齒輪設計和計算 84.3低速級斜齒輪設計和計算 145軸設計計算 195.1高速軸設計計算 195.2中間軸設計計算 245.3低速軸設計計算 296鍵連接選取和計算 346.1高速軸上鍵設計與校核 346.2中間軸上鍵設計與校核 346.3低速軸上鍵設計與校核 347滾動軸承選取和計算 357.1計算高速軸軸承 357.2計算中間軸軸承 357.3計算低速軸軸承 368聯(lián)軸器選取 379箱體設計 379.1箱體尺寸 379.2減速器附件設 3810潤滑和密封設計 39參照文獻 4991引言1.1盤磨機課題研究背景盤磨機中最重要部件就是齒輪減速器，齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛使用著，是一種不可缺少機械傳動裝置。圓柱齒輪減速器是最慣用機械傳動機構之一，具備傳遞功率大，制造簡樸，維修以便，使用壽命長等許多長處，是通用機械部件，被廣泛應用于冶金，礦山，建筑，物料搬運等行業(yè)。國外減速器起步比較早，以德國、丹麥和日本處在領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好,使用壽命長但其傳動形式仍以定軸傳動為主,體積和重量問題也未解決好.國內減速器多以齒輪傳動,蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低問題.此外，材料品質和工藝水平尚有許多弱點，特別是大型減速器問題更突出,使用壽命不長.當今世界各國減速器及齒輪技術發(fā)展總趨勢是向六高，二低，二化方向發(fā)展。六高即高承載能力，高齒面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲，低成本；二化即原則化，多樣化。技術發(fā)展中最引人注目是硬齒面技術，功率分支技術和模塊化設計技術。硬齒面技術到20世界80年代在國外日趨成熟.采用優(yōu)質合金鋼鍛件滲碳淬火磨齒硬齒面齒輪,精度高，綜合承載能力為中硬齒面調質齒輪4倍,為軟齒面齒輪5-6倍，一種中檔規(guī)格硬齒面齒輪減速器重量僅為軟齒面齒輪減速器三分之一左右。1.2盤磨機課題研究意義研究盤磨機實質就是研究減速器，減速器中齒輪傳動具備傳動比精確，可用傳動比、圓周速度和傳遞功率范疇都很大，以及傳動效率高，使用壽命長，瞬時傳動比為常數(shù)，構造緊湊，工作可靠等一系列長處。因而，齒輪及傳動裝置是機械工業(yè)中一大類重要基本件。齒輪設計是組織該類機械產品生產根據(jù)和頭道工序，因而是決定該產品技術性能和經濟效益重要環(huán)節(jié)，然而齒輪傳動在使用上也受某些條件限制，如齒輪制造需專用機床和設備，成本較高（特別是高精度齒輪），震動和噪聲較大（精度低齒輪），使用和維護規(guī)定高等。雖然存在這些局限性，考慮周到，齒輪傳動總不失為一種最可靠、最經濟、用最多傳動形式。因而，對減速器齒輪傳動進行研究具備重大現(xiàn)實意義。2設計任務書2.1設計任務（1）設計一盤磨機傳動裝置；（2）已知技術參數(shù)和條件。技術參數(shù)如下表2-1所示表2-1盤磨機技術參數(shù)主軸轉速45錐齒輪傳動比3.5電機功率5.5kW電機轉速1500r/min每日工作時數(shù)8h傳動工作年限82.2系統(tǒng)傳動原理圖方案圖如下：1圖2-1傳動原理圖1—電動機；2、5—聯(lián)軸器；3—圓柱斜齒輪減速器；4—碾輪；6—錐齒輪傳動；7—主軸2.3系統(tǒng)總體方案比較與設計圖2-2帶式傳動方案圖2-3聯(lián)軸器傳動方案3電動機選取，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算3.1電動機類型選取Y系列三相異步電動機（工作規(guī)定：持續(xù)工作機器）3.2電動機功率選取P=3.5Kw3.3擬定電動機轉速1500r/min3.4擬定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量，因而選定電動機型號為Y132S-4額定功率為5.5Kw，滿載轉速1500r/min。3.5計算總傳動比及分派各級傳動比高速級傳動比，低速級傳動比，錐齒輪傳動比，減速箱傳動比。總傳動比：i’=nw/nm=1500/5,5=27.27錐齒輪傳動比：i3=3.5減速器傳動比：i’=i/i3=27.27/3.5=7.8高速級傳動比：i1=√1.3i’=3.18低速級傳動比：i2=i1/1.3=2.453.6傳動參數(shù)計算3.6.1各軸轉速n（r/min）高速軸一轉速：n1=nm=1500r/min中間軸二轉速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min低速軸三轉速：n3=n2/i2=471.70/2.45=192.53r/min主軸7轉速：n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min3.6.2各軸輸入功率P(KW)高速軸一輸入功率：P1=Pmxnc=5.5x0.99=5.44KW中間軸二輸入功率：P2=P1xn1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW低速軸三輸入功率：P3=P2xn2ng=5.28xn2ng=5.12KW主軸7轉速：P7=P3xngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW其中電動機額定功率為；為聯(lián)軸器效率，=0.99；為一對軸承效率，=0.99；為高速級齒輪傳動效率,=0.98；為低速級齒輪傳動效率，=0.98；為錐齒輪傳動效率，=0.97。3.6.3各軸輸入轉矩T（Nmm）高速軸一輸入轉矩：T1=9.55x105xP1/n1=34.6N·m中間軸二輸入轉矩：T2=9.55x105xP2/n2=118.3N·m低速軸三輸入轉矩：T3=9.55x105xP3/n3=309.2N·m主軸6輸入轉矩：T7=9.55x105xP7/n7=1032.3N·m4傳動零件設計計算4.1錐齒輪設計和計算4.1.1選定圓錐齒輪類型、精度級別、材料及齒數(shù)。1按照傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動交角。2由于直齒圓錐齒輪小齒輪轉速不高,初選7級精度。3材料選取由直齒錐齒輪加工多為直齒，不適當采用硬齒面，小齒輪選用40Cr鋼，調質解決，齒面硬度取280HBS，大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度240HBS。4取小齒輪齒數(shù)為，則Z2=24x3.51=84.24取84。4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計按機械設計式10-26試算，即擬定公式內各計算數(shù)值1擬定公式內各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.6。2）計算小齒輪傳遞轉矩3）選用齒寬系數(shù)。 4）由機械設計表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。5）由機械設計圖10-21d按齒面強度查得小，大齒輪接觸疲勞強度極限。6)由式計算應力循環(huán)次數(shù)7)由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。8)計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1，由機械設計式10-12得：9)10)許用接觸力：2計算1）試算錐距擬定大端模數(shù)取，取m=6mm擬定錐距Re分度圓直徑：d1=maZ1=6x24=144mmd2=maZ2=6x84=504mm分度圓錐角：齒寬b：最大齒寬為，小齒輪寬當量齒數(shù)4.2.3按齒根彎曲強度設計由機械設計式10-24得彎曲強度設計公式為1）擬定公式內各計算數(shù)值試選K=1.6，由機械設計圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限大齒輪彎曲疲勞強度極限2）計算當量齒數(shù)3）查取齒形系數(shù)由機械設計表10-5查得4）查取應力校正系數(shù)由機械設計表10-5查得5）由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)6）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得7）計算大、小齒輪并加以比較大齒輪數(shù)值大。設計計算4.2高速級斜齒輪設計和計算4.2.1選精度級別，材料及齒數(shù)1齒輪材料，精度和齒數(shù)選取，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火解決，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。2齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。3考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取,則，取。4選用螺旋角。初選螺旋角。4.2.2按齒面接觸強度設計由設計公式試算1擬定公式內各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6。（2）計算小齒輪傳遞轉矩（3）由機械設計表10-7選用齒寬系數(shù)。（4)由機械設計表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。（5)由機械設計圖10-21d按齒面強度查大小，大齒輪接觸疲勞強度極限。（6)由機械設計式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。（7)由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。（8)計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由機械設計式10-12得：（9)由機械設計圖10-30選用區(qū)域系數(shù)。（10）由機械設計圖10-26查得，，則。（11）許用接觸力：2計算（1）試算（2）圓周速度（3）齒寬模數(shù)（4）計算縱向重疊度（5)計算載荷系數(shù)K依照V=2.76m/s,7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)=1.10，;由機械設計表10-2查得使用系數(shù)=1.25;由機械設計表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，。查機械設計圖10-13得;故載荷系數(shù)：（6）按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由機械設計式10-10a得（7）計算模數(shù)4.2.3按齒根彎曲強度設計由機械設計式10-5得彎曲強度設計公式為1定公式內各計算數(shù)值（1）計算載荷系數(shù)K（2）依照縱向重疊度，從機械設計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)（3）計算當量齒數(shù)（4）查取齒形系數(shù)由機械設計表10-5查得（5）查取應力校正系數(shù)由機械設計表10-5查得 （6）由機械設計圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限大齒輪彎曲疲勞強度極限（7)由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系。（8）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由機械設計式10-12（9）計算大、小齒輪并加以比較大齒輪數(shù)值大。2設計計算對比計算成果，由齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)不不大于由齒根彎曲疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)大小重要取決于彎曲強度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)乘積）關于，可取=2mm，按接觸強度算得分度圓直徑=39.90mm，算出小齒輪齒數(shù)3幾何尺寸計算高速級齒輪傳動幾何尺寸如表4-1所示表4-1高速級齒輪傳動幾何尺寸名稱計算公式成果/mm法面模數(shù)2法面壓力角螺旋角分度圓直徑41.08186.91齒頂圓直徑45.08190.91齒根圓直徑36.08181.91中心距114.40齒寬45504齒輪構造設計小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸構造大齒輪2構造和后續(xù)設計出軸孔直徑計算如表4-2所示表4-2大齒輪2構造代號構造尺寸計算公式成果/mm輪轂處直徑54.4輪轂軸向長47.6倒角尺寸n1齒根圓處厚度5腹板最大直徑170.91孔板分布圓直徑112.66孔板直徑29.13腹板厚154.3低速級斜齒輪設計和計算4.3.1選精度級別，材料及齒數(shù)1齒輪材料，精度和齒數(shù)選取，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火解決，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。2齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。3考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取,則,取。4選用螺旋角。初選螺旋角。4.3.2按齒面接觸強度設計由設計公式試算1擬定公式內各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6。（2）計算小齒輪傳遞轉矩。（3）由機械設計課本表10-7選用齒寬系數(shù)。（4）由機械設計表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。(5)由機械設計圖10-21d按齒面強度查小，大齒輪接觸疲勞強度極限：(6)由機械設計式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。(7）由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。（8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1.由機械設計式10-12得（9）由機械設計圖10-30選用區(qū)域系數(shù)。（10）由機械設計圖10-26查得則。（11）許用接觸力2計算（1)試算（2)圓周速度（3)齒寬（4）計算縱向重疊度（5)計算載荷系數(shù)K依照V=0.898m/s,7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.03，；由機械設計表10-2查得使用系數(shù)；由機械設計10-4查得精度級別為7級，小齒輪相對支承非對稱布置時，；查機械設計圖10-13得載荷系數(shù)：（6)按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由機械設計式10-10a得（7）計算模數(shù)4.3.3按齒根彎曲強度設計由機械設計式10-5得彎曲強度設計公式為1擬定公式內各計算數(shù)值（1）由機械設計圖10-20c查得：小齒輪彎曲疲勞強度極限大齒輪彎曲疲勞強度極限（2）由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；（3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由機械設計式10-12得：（4）計算載荷系數(shù)K （5）依照縱向重疊度，從機械設計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)（6)計算當量齒數(shù)（7）查取齒形系數(shù)由機械設計表10-5查得（8）查取應力校正系數(shù)由機械設計表10-5查得（9）計算大、小齒輪并加以比較大齒輪數(shù)值大。2設計計算對比計算成果，由齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)不不大于由齒根彎曲疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)大小重要取決于彎曲強度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)乘積）關于，可取，按接觸強度算得分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，取，取3幾何尺寸計算低速級齒輪傳動幾何尺寸如表4-3所示表4-3低速級齒輪傳動幾何尺寸名稱計算公式成果/mm法面模數(shù)2.5法面壓力角螺旋角分度圓直徑69.49244.51齒頂圓直徑69.60232.40齒根圓直徑58.35221.15中心距145.57齒寬65704齒輪構造設計小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸構造大齒輪2構造和后續(xù)設計出軸孔直徑計算如表4-4所示表4-4大齒輪2構造代號構造尺寸計算公式成果/mm輪轂處直徑83.2輪轂軸向長78倒角尺寸n1.25齒根圓處厚度6.25腹板最大直徑207.4孔板分布圓直徑145.3孔板直徑31.05腹板厚215軸設計計算5.1高速軸設計計算5.1.1求高速軸上功率P、轉速n和轉矩T由已知，得：，5.1.2初步擬定軸最小直徑先按機械設計式15-2初步估算軸最小直徑。選用軸材料為45鋼，調質解決，依照機械設計表15-3，取A0=112.得5.1.3軸構造設計1擬定軸上零件裝配方案軸設計示意圖如圖5-1所示圖5-1軸設計示意圖2依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度（1）高速軸最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸直徑，為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同步選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉矩=。按照計算轉矩應不大于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查手冊，選用GY3型聯(lián)軸器，，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26mm。半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故取Ⅰ-Ⅱ段長度應比略短某些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=36mm。（2）初步選取滾動軸承。參照工作規(guī)定并依照，選軸承型號6305，其尺寸d×D×B=25mm×62mm×17mm,故。依照耳機減速器圖紙取。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，取。（3）由于高速軸上小齒輪尺寸較小，故普通設計成齒輪軸。（4）軸承端蓋總寬度取為16mm。取端蓋外端面與聯(lián)軸器端面間距離為30mm，則。（5）取齒輪距箱體內壁距離a=10mm，已知滾動軸承寬度B=15mm，低速級小齒輪輪轂長L=70mm，由二級減速器圖紙可得3軸上零件周向定位半聯(lián)軸器與軸周向定位均采用平鍵連接。按由表11.27查得平鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm，滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證，此處選軸直徑尺寸公差為m6。4擬定軸上圓角和倒角尺寸依照設計規(guī)定，取軸端倒角為1×45°。5軸校核（1）繪軸受力圖，見圖5-2（a）所示（2）計算軸上作用力：齒輪1（3）計算支反力垂直面支反力（XZ平面），見圖5-2（b）繞支點B力矩和，得同理，校核：計算無誤水平平面（XY平面），見圖5-2（c）同樣，繞支點B力矩和，得同理，校核：計算無誤（4）轉矩，繪彎矩圖垂直平面內彎矩圖，見圖5-2（b）C處彎矩：水平面彎矩圖，見圖5-2（c）C處彎矩：（5）合成彎矩圖，見圖5-2（d）C處：（6）轉矩及轉矩圖，見圖5-2（e）（7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5-2（f）應力校正系數(shù)：D處：（8）校核軸徑C剖面：強度足夠。圖5-2軸校核圖5.2中間軸設計計算5.2.1中間軸上功率P、轉速n和轉矩T由已知，得：，5.2.2擬定軸最小直徑先按機械設計式15-2初步估算軸最小直徑。選用軸材料為45鋼，調質解決。依照機械設計表15-3，取A0=112。得5.2.3軸構造設計1擬定軸上零件裝配方案軸設計示意圖如圖5-3所示圖5-3軸設計示意圖2依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度。(1）由于，軸上開有兩鍵槽，增長后軸徑d=30mm取安裝軸承處（該軸直徑最小處）軸徑d=30mm，則。(2）初步選取滾動軸承。依照規(guī)定選深溝球軸承。參照工作規(guī)定并依照，選軸承型號為6206，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm。考慮到箱體鍛造誤差，使軸承距箱體內壁6mm。(3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處軸段II-III和IV-V直徑，兩端齒輪與軸承之間采用擋油板定位。已知大齒輪輪轂寬度為45mm，小齒輪輪轂寬度為70mm。為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故分別取。兩齒輪另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，軸環(huán)處直徑。軸環(huán)寬度取。(4）由二級減速器內部軸上裝配可得3軸上零件周向定位齒輪與軸周向定位均采用平鍵連接。按和分別由機械設計課程設計指引書表11.27查得平鍵截面b×h=10mm×8mm，長度分別為63mm，36mm，同步為了保證齒輪與軸配合有良好對中性，故選取齒輪輪轂與軸配合為；滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證，此處選軸直徑尺寸公差為m6。4擬定軸上圓角和倒角尺寸依照設計規(guī)定，取軸端倒角為2×45°。5軸校核（1）繪軸受力圖，見圖5-4（a）（2）計算軸上作用力：齒輪2：齒輪3：（3）計算支反力垂直面支反力（XZ平面），見圖5-4（b）繞支點B力矩和，得同理，校核：計算無誤水平平面（XY平面），見圖5-4（c）同樣，繞支點B力矩和，得同理，校核：計算無誤（4）轉矩，繪彎矩圖垂直平面內彎矩圖，見圖5-4（b）C處彎矩：D處彎矩：水平面彎矩圖，見圖5-4（c）C處彎矩：D處彎矩：（5）合成彎矩圖，見圖5-4（d）C處：D處：（6）轉矩及轉矩圖，見圖5-4（e）（7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5-4（f）應力校正系數(shù)：C處：D處：（8）校核軸徑C剖面：強度足夠D剖面：強度足夠。圖5-4軸校核圖5.3低速軸設計計算5.3.1求低速軸上功率P、轉速n和轉矩T由已知，得：，5.3.2初步擬定軸最小直徑先按機械設計式15-2初步估算軸最小直徑。選用軸材料為45鋼，調質解決，依照表15-3，取A0=112，得5.3.3軸構造設計1擬定軸上零件裝配方案軸設計示意圖如圖5-5所示圖5-5軸設計示意圖2依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度（1)低速軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸直徑。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同步選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉矩按照計算轉矩應不大于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查機械設計課程設計手冊，選用GY6剛性聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故?、?Ⅱ段長度應比略短某些，現(xiàn)取。為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位規(guī)定，Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩,故?、?Ⅲ段直徑，右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。(2)初步選取滾動軸承。依照設計規(guī)定選則深溝球軸承。參照工作規(guī)定并依照，選軸承型號6210，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm，故。（3）取安裝齒輪處軸段V-VI直徑。齒輪左端與左端軸承之間采用擋油板和套筒定位。已知齒輪轂寬度為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h﹥0.07d，則IV-V處直徑。軸環(huán)寬度，取。（4）考慮到箱體鍛造誤差，使軸承距箱體內壁6mm。已知滾動軸承寬度B=20mm，并依照中間軸某些尺寸，得（5)取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面距離為30mm，端蓋厚20mm，則。3軸上零件周向定位齒輪，聯(lián)軸器與軸周向定位均采用平鍵連接。由表11.27查得平鍵截面b×h=16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同步為了保證齒輪與軸配合有良好對中性，故選取齒輪輪轂與軸配合為；同樣，聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵為12mm×8mm×70mm。滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證，此處選軸直徑尺寸公差為m6。4擬定軸上圓角和倒角尺寸依照設計規(guī)定，取軸端倒角為2×45°。5軸校核（1）繪軸受力圖，見圖5-6（a）（2）計算軸上作用力：齒輪3（3）計算支反力垂直面支反力（XZ平面），見圖5-6（b）繞支點B力矩和，得同理，校核：計算無誤水平平面（XY平面），見圖5-6（c）同樣，繞支點B力矩和，得同理，校核：計算無誤（4）轉矩，繪彎矩圖垂直平面內彎矩圖，見圖5-6（b）C處彎矩：水平面彎矩圖，見圖5-6（c）C處彎矩：（5）合成彎矩圖，見圖5-6（d）C處：（6）轉矩及轉矩圖，見圖5-6（e）（7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5-6（f）應力校正系數(shù)：D處：（8）校核軸徑C剖面：強度足夠。圖5-6軸校核圖6鍵連接選取和計算6.1高速軸上鍵設計與校核齒輪、聯(lián)軸器、與軸周向定位都是平鍵連接，由表11.3查得聯(lián)軸器上鍵尺寸為bhL=6×6×22mm，聯(lián)軸器采用過渡配合，但不容許過盈，因此選取H7/k6，軸與軸承之間采用過渡配合，軸直徑公差采用m6，d=20mm，，查表得=100~120式中k=0.5h，l=L-b，因此所選鍵符合強度規(guī)定。6.2中間軸上鍵設計與校核已知，，參照教材，由機械設計式6-1可校核鍵強度，由于d=30~38mm，因此取bh=108mm，查表得=100~120，取低速級鍵長為63mm，高速級鍵長為36mm。因此所選鍵：bhL=10mm8mm63mm，bhL=10mm8mm36mm符合強度條件。6.3低速軸上鍵設計與校核已知裝齒輪處軸徑d=52mm，。參照教材，由機械設計式6-1可校核鍵強度，由于d=50~58mm，因此取bhL=16mm10mm56mm，查表得聯(lián)軸器處軸徑，由于，因此取bhL=12mm8mm70mm因此所選鍵符合強度規(guī)定。7滾動軸承選取和計算7.1計算高速軸軸承由前面可以懂得兩軸承徑向反力：軸向力：初步計算當量動載荷P，依照依照機械設計表13-6，，取。依照機械設計表18.7，計算軸承6305壽命：故可以選用。7.2計算中間軸軸承已知兩軸承徑向反力：軸向力：初步計算當量動載荷P，依照依照機械設計表13-6，，取依照機械設計表18.7，計算軸承6206壽命：故可以選用。7.3計算低速軸軸承已知兩軸承徑向反力：軸向力：初步計算當量動載荷P，依照依照機械設計表13-6，，取依照機械設計表18.7，計算軸承6210壽命：故可以選用。8聯(lián)軸器選取在軸設計中，已經選取了聯(lián)軸器，故此處不用再計算。9箱體設計9.1箱體尺寸減速器箱體構造尺寸如表9-1所示表9-1減速器箱體構造尺寸名稱符號計算公式成果/mm箱座壁厚δ10箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度b15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑M12蓋與座聯(lián)結螺栓直徑M12軸承端蓋螺釘直徑M10視孔蓋螺釘直徑M8定位銷直徑dM16至外箱壁距離見表4.2262218至凸緣邊沿距離見表4.2242016外箱壁至軸承端面距離40大齒輪頂圓與內箱壁距離10齒輪端面與內箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚軸承端蓋外徑軸承座孔直徑+；對嵌入式端蓋=1.25D+10mm88（一軸）88（二軸）122（三軸）軸承旁聯(lián)結螺栓