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1.1設計要求 1.傳動系統(tǒng)示意圖 兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器傳動方案如圖所示： 1—電動機；2、4—聯(lián)軸器；3—圓錐-圓柱斜齒輪減速器；5—輸送帶；6—滾筒 2.原始數(shù)據(jù) 傳送帶拉力F(N) 傳送帶速度V(m/s) 滾筒直徑D（mm） 1600 0.9 200 3.設計條件 1.工作條件：機械裝配車間；三班制；空載起動、連續(xù)、單向運轉，載荷平穩(wěn)； 2.使用期限：工作期限為20年； 31 設計內(nèi)容 計算及說明 結 果 電動機選擇 裝置運動和動力參數(shù)計算 帶傳動設計 齒輪設計 軸類零件的設計 軸承的壽命計算 鍵連接的校核 潤滑及密封類型的選擇 減速器的附件設計 心得體會 參考文獻 3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。 3.2 選擇電動機的容量 工作機有效功率，根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)F=1600N，。則有： = 從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 = 本題中：取一對軸承效率，錐齒輪傳動效率，斜齒圓柱齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，得到電動機到工作機間的效率： 所以電動機所需的工作功率為： P== 根據(jù)表8-2選取電動機的額定功率 3.3 確定電動機的轉速 由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比為，圓柱齒輪傳動傳動比，則總傳動比范圍為。 電動機的轉速范圍為： 由表8-2可知，符合這一要求的電動機同步轉速有750r/min、1000r/min及1500r/min，選用1000r/min的電動機，其滿載轉速為1000r/min，其型號為Y112M。 4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 2）分配到各級傳動比 高速級為圓錐齒輪其傳動比應小些約，低速級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取 4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 1、各軸的轉速（各軸的標號均已在圖中標出） ? 2、各軸輸入功率 3、各軸轉矩 表4.1 各軸運動和動力參數(shù) 軸 號 功率 （KW） 轉矩（） 轉速（） 電機軸 2.2 21.01 1000 1軸 2.178 20.8 1000 2軸 2.07 58.31 339 3軸 1.99 221.14 85.94 卷筒軸 1.95 216.7 85.94 5.1 高速級圓錐齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1） 圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用8級精度（GB10095-88） （2） 材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1 小齒輪材料可選為45鋼（調(diào)質），硬度為250HBS，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質），硬度為220HBS，二者材料硬度相差30HBS。 2、按齒面接觸疲勞強度設計 1.因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，其設計公式為： 2. 小齒輪傳遞的轉矩 3. 因v值未知，K值不能確定，可初步選載荷系數(shù) 4. 由表8-19，查得彈性系數(shù) 5. 直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 6. 齒數(shù)比 7. 取齒寬系數(shù) 8. 許用接觸應力可用下式計算 查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限580Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限390Mpa 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 由圖8-5查得壽命系數(shù)，；由表8-20取安全系數(shù)，則有 取 初算小齒輪的分度圓直徑，有 （1） 設計計算 （1） 計算載荷系數(shù)：由表8-21查得使用系數(shù) 齒寬中點分度圓直徑為 故 由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系數(shù)，由圖8-7查得 齒向載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)。 （2） 對進行修正：因與有較大的差異，故需對計算出的進行修正，即： （3） 確定齒數(shù)：選齒數(shù)，，取，則 ，，在允許范圍內(nèi)。 （4） 大端模數(shù)：，查表，取標準模數(shù)。 （5） 大端分度圓直徑為： ＞66.02 （6） 錐頂距為： （7） 齒寬為：。 取 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 齒根彎曲疲勞強度條件為： （3） 同前 （4） 圓周力為 （5） 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) 則當量齒數(shù)為 由圖8-8查得，；由圖8-9查得，。 （6） 許用彎曲應力： 由圖8-4查得彎曲疲勞極限應力，。 由圖8-11查得壽命系數(shù)，由表8-20查得安全系數(shù)，故： 4、計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸 6.1 斜齒圓柱齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 大、小齒輪均采用45鋼，小齒輪調(diào)質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度，。平均硬度，。 。在之間。選用8級精度。 2、初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，其設計公式為： 1） 小齒輪傳遞的轉矩 2） 因v值未知，K值不能確定，可初步選載荷系數(shù) 3） 由表8-19，查得彈性系數(shù) 4） 初選螺旋角，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 5） 齒數(shù)比 6） 取齒寬系數(shù) 7） 初選，則，取，則端面重合度為 軸向重合度為 由圖8-3查得重合度系數(shù)為 8） 查得螺旋角系數(shù) 9） 許用接觸應力可用下式計算 查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 由圖8-5查得壽命系數(shù)，；由表8-20取安全系數(shù)，則有 取 初算小齒輪的分度圓直徑，得 3、確定傳動尺寸 1） 計算載荷系數(shù)：由表8-21查得使用系數(shù) 因，由圖8-6查得動載荷系數(shù)，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)，由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為 2） 對進行修正：因與有較大的差異，故需對計算出的進行修正，即： 3） 確定模數(shù)： ，取。 4） 計算傳動尺寸：中心距為 圓整，， 螺旋角為 因值與初選值相差較大，故對與有關的參數(shù)進行修正，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)，端面重合度為： 軸向重合度為 。 由圖8-3查得重合度系數(shù)，由圖11-2查得螺旋角系數(shù) 因，由圖8-6查得動載荷系數(shù)，載荷系數(shù)K值不變。 ，取，則中心距為 螺旋角為 修正完畢，故 ，取， 4、校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度為 （1） 同前 （2） 齒寬 （3） 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)，當量齒數(shù)為： 由圖8-8查得，；由圖8-9查得，。 （4） 由圖8-10查得重合度系數(shù) （5） 由圖11-3查得螺旋角數(shù) （6） 許用彎曲應力 由圖8-4查得彎曲疲勞極限應力， 由圖8-11查得壽命系數(shù)，由表8-20查得安全系數(shù)，故 5、計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑為 齒根圓直徑為 2.3 齒輪上作用力的計算 1、高速級齒輪傳動的作用力 （1） 已知條件：高速軸傳遞的轉矩，轉速，小齒輪大端分度圓直徑，，，。 （2） 錐齒輪1的作用力，圓周力為 其方向與力作用點圓周速度方向相反。 徑向力為： 其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心。 軸向力為： 其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端。 法向力為： （3） 錐齒輪2的作用力，錐齒輪2上的圓周力、徑向力和軸向力與錐齒輪1上的元周麗、軸向力和徑向力大小相等，作用方向相反。 2、低速級齒輪傳動的作用力 （1） 已知條件：中間軸傳遞的轉矩，轉速，低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角，為使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑。 （2） 齒輪3的作用力 圓周力為 其方向與力作用點圓周速度方向相反。 徑向力為： 其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心。 軸向力為： 其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向。 法向力為： （3） 齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反。 減速器高速軸的設計計算 （1） 已知條件：高速軸傳遞的功率，轉矩，轉速，小齒輪大端分度圓直徑，齒寬中點處分度圓直徑，齒輪寬度。 （2） 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對和重量及結構尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理。 （3） 初算軸徑 查表9-8得，取中間值，則 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%，軸端最細處直徑 （4） 結構設計 a. 軸承部件的結構設計：為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分 結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計。 b. 聯(lián)軸器與軸端I：軸段I上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計 同步進行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)，計算轉矩為 由表8-38查得的LX2型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為560Nm，許用轉速為6300r/min，軸孔范圍為15~25mm?？紤]，取聯(lián)軸器轂輪直徑為16mm，軸孔長度，Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX2 16×62 GB/T 5014-2003，相應的軸段I的直徑。其長度略小于轂孔寬度，取。 c. 軸承與軸段II和IV的設計：在確定軸段II的軸徑時， 應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度為。軸段II的軸徑，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，初選氈圈35JB/ZQ4606-1997，則，軸承段直徑為30mm，經(jīng)過計算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用軸套定位，軸套內(nèi)徑為16mm，外徑既要滿足密封要求，又要滿足軸承的定位標準，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承30205，由表9-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，，內(nèi)圈定位直徑，外徑定位直徑，軸上力作用點與外圈大端面的距離，故，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面。則該處軸段長度應略短于軸承內(nèi)圈寬度，取。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內(nèi)流入軸承座中。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則，其右側為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長度應比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取。 d. 軸段III的設計：該軸段為軸承提供定位作用，故取 該段直徑為軸承定位軸肩直徑，即，該處長度與軸的懸臂長度有關，故先確定其懸臂長度。 e. 齒輪與軸段V的設計：軸段V上安裝齒輪，小錐齒 輪所處的軸段采用懸臂結構，應小于，可初定。 小錐齒輪齒寬和總店分度圓與大端處徑向端面的距離M由齒輪的結構確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得，錐齒輪大端側徑向端面與軸承套杯端面距離取，軸承外圈寬邊側距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚，齒輪大端側徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結構需要取為30mm，齒輪左側用軸套定位，右側采用軸端擋圈固定，為使擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差值為0.75mm，則 f. 軸端I與軸端III的長度；軸端I的長度除與軸上的零 件有關外，還與軸承端蓋等零件有關。由表4-1可知，下箱座壁厚，取壁厚，，取軸承旁連接螺栓為M20，箱體凸緣連接螺栓為M16，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，取其值為M10，由表8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；高速軸軸承端蓋連接螺釘，查表8-29取螺栓M10×35；其安裝基準圓直徑遠大于聯(lián)軸器輪轂外徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表面距離為，為便于結構尺寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與軸承左端面的距離取為，取軸段I端面與聯(lián)軸器左端面的距離為1.75mm，則有 。 軸段III的長度與該軸的懸臂長度有關。小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為 則兩軸承對軸的力作用點間的距離為 取，則有 在其取值范圍內(nèi)，合格。 g. 軸段I力作用點與左軸承對軸力作用點的間距 由圖12-4可得 （5） 鍵連接 帶輪與軸段I間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵5×45，齒輪與軸段IV間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵6×36。 （6） 軸的受力分析 a. 畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖所示 b. 計算支撐反力，在水平面上為 在垂直平面上為 軸承1的總支撐反力為 軸承2的總支撐反力為 c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示 在水平面上， a-a剖面為 b-b剖面左側為 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面為 b-b剖面左側為 d. 畫轉矩圖 轉矩圖如圖所示， （7） 校核軸的強度 因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉矩，a-a剖面為危險面，其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理， 故取折合系數(shù)，則當量應力為 由表8-26查得45鋼調(diào)質處理抗拉強度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應力，，強度滿足要求。 （8） 校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 齒輪處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強度 足夠。 （9） 校核軸承壽命 a. 計算軸承的軸向力， 由表9-9查30207軸承得，， ，。由表9-10查得30207軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力，各軸向力方向如圖所示，則 則兩軸承的軸向力分別為 b. 計算當量動載荷，因為，軸承1的當量動載荷 因為，軸承2的當量動載荷為 因，故只需校核軸承2，。軸承在100℃以下工作，查表8-34得 。對于減速器，查得載荷系數(shù) c. 校核軸承壽命 軸承2的壽命為 減速器預期壽命為，，故軸承壽命足夠。 減速器中間軸的設計計算 （1） 已知條件：高速軸傳遞的功率，轉速，錐齒輪大端分度圓直徑，齒寬中點處分度圓直徑，，齒輪寬度。 （2） 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對和重量及結構尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理。 （3） 初算最細處軸徑 查表9-8得，考慮軸端不承受轉矩，只承受少量的彎矩，故取較 小值，則 （4） 結構設計 a. 軸承部件的結構設計：該軸不長，故軸承采用兩端固 定方式。按軸上零件的安裝順序。從處開始計算。 b. 軸段I及軸端V的設計：該段軸段上安裝軸承，其設 計應與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段I和V上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)，取軸承30205，由表9-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，內(nèi)圈寬度，定位直徑，外徑定位直徑，軸承對軸上力作用點與外圈大端面的距離，故，通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。 c. 軸段II和軸段IV的設計：軸段II上安裝齒輪3，軸 段IV上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應分別略大于和，此時安裝齒輪3處的軸徑可選28mm，經(jīng)過驗算，其強度不滿足要求，可暫定進行計算。 由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪轂的寬度范圍約為，取其輪轂寬度，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定，為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段II和軸段IV的長度應比相應齒輪的輪轂略短，，故取，。 d. 軸段III的設計：該段為中間軸上的兩個齒輪提供定 位，其軸肩高度范圍為，取其高度為，故。 齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內(nèi)壁的距離均取為，且使箱體兩內(nèi)側壁關于高速軸軸線對稱，量得其寬度為，取，則軸段III的長度為 此時錐齒輪沒有處在正確的安裝位置，在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端蓋下的調(diào)整墊片使其處于正確的安裝位置。 e. 軸端I與軸端V的長度：由于軸承采用油潤滑，故軸承 內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為，則軸段I的長度為 軸段V的長度為 f. 軸上作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面 的距離，則有圖12-7可得軸的支點及受力點間的距離為 （5） 鍵連接 齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型 號分別為鍵10×58，和鍵10×25。 （6） 軸的受力分析 a. 畫軸的受力簡圖，軸的受力簡圖如圖所示 b. 計算支撐反力，在水平面上為 式中負號表示與圖中所畫方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支撐反力為 軸承2的總支撐反力為 c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示 在水平面上，a-a剖面左側為 a-a剖面右側為 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面左側為 a-a剖面右側為 b-b剖面左側為 b-b剖面右側為 d. 畫轉矩圖 轉矩圖如圖所示， （7） 校核軸的強度 雖然a-a剖面左側彎矩大，但a-a剖面右側除作用有彎矩外還作用有轉矩，其 軸徑較小，故a-a剖面兩側均有可能為危險面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)為 a-a剖面左側彎曲應力為 a-a剖面右側彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理， 故取折合系數(shù)，則當量應力為 ，故a-a剖面右側為危險截面 由表8-26查得45鋼調(diào)質處理抗拉強度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應力，，強度滿足要求。 （8） 校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強度 足夠。齒輪3處的鍵長與齒輪2處的鍵，故其強度也足夠。 （9） 校核軸承壽命 a. 計算軸承的軸向力， 由表9-9查30207軸承得，， ，。由表9-10查得30207軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力，各軸向力方向如圖所示，則 則兩軸承的軸向力分別為 b. 計算軸承1當量動載荷，因，，故只需校核軸承1的壽命。 因為，軸承1的當量動載荷 軸承在100℃以下工作，查表8-34得。對于減速器，查得載荷系數(shù) c. 校核軸承壽命 軸承1的壽命為 減速器預期壽命為，，故軸承壽命足夠。 減速器低速軸的設計計算 （1） 已知條件：低速軸傳遞的功率，轉速，齒輪4分度圓直徑，齒輪寬度。 （2） 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對和重量及結構尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理。 （3） 初算最細處軸徑 查表9-8得，考慮軸端只承受轉矩，故取小值，則 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%，軸段最細處直徑為 （4） 結構設計 a. 軸承部件的結構設計：該軸不長，故軸承采用兩端固 定方式。按軸上零件的安裝順序。從處開始計算。 b. 聯(lián)軸器及軸段I的設計：軸段I上安裝聯(lián)軸器，此段 設計應與聯(lián)軸器的選擇同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)，則計算轉矩 由表8-38查得LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為2500Nmm，許用轉速3870r/min，軸孔范圍為30~53mm。考慮，取聯(lián)軸器轂孔直徑為35mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX4 35×84 ，相應的軸段I的直徑為35mm，其長度略小于轂孔寬度，取。 c. 密封圈與軸段II的設計：在確定軸段II的軸徑時， 應同時考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度 軸段II的軸徑，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查表選氈圈65JB/ZQ4606-1997，則。 d. 軸承與軸段III和軸段VII的設計：考慮齒輪上作用 較大的軸向力，但此處軸徑較大，選用角接觸球軸承。軸段III上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。取軸承為7209C，由表11-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，內(nèi)圈定位直徑，外徑定位直徑，軸承對軸上力作用點與外圈大端面的距離，故，由于齒輪圓周速度大于2m/s，軸承采用油潤滑，無需放擋油環(huán)，。為補償箱體鑄造誤差，取軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁距離。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。 e. 齒輪與軸段VI的設計：軸段VI上安裝齒輪4，為便 于齒輪的安裝，應略大于，可初定，齒輪4輪轂的寬度范圍為，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段VI長度應比齒輪4的輪轂略短，取。 f. 軸段V和軸段 IV的設計：軸段V為齒輪提供定位， 其軸肩高度范圍為，取其高度為，故取，。 軸段IV的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑，即，齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離為，則軸段IV的長度為 g. 軸端II與軸端VII的長度：軸段II的長度除與軸上 的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為，軸承旁連接螺栓為M20，則，，箱體軸承座寬度，?。惠S承端蓋連接螺釘查表選用螺栓M10×25，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺釘?shù)牟鹧b空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承端蓋外端面的距離，則有 軸段VII的長度為 h. 軸上作用點的間距：軸承反力的作用點距軸承外圈大 端面的距離，則有圖12-10可得軸的支點及受力點間的距離為 （5） 鍵連接 聯(lián)軸器與軸段I及齒輪4與軸段VI間采用A型普通平鍵 連接，查表8-31取其型號分別為鍵16×80和鍵20×100。 （6） 軸的受力分析 a. 畫軸的受力簡圖，軸的受力簡圖如圖所示 b. 計算支撐反力，在水平面上為 式中負號表示與圖中所畫方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支撐反力為 軸承2的總支撐反力為 c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示 在水平面上，a-a剖面左側為 a- a剖面右側為 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面左側為 a-a剖面右側為 d. 畫轉矩圖 轉矩圖如圖所示， （7） 校核軸的強度 因a-a剖面右側彎矩大，且作用有轉矩，故a-a剖面右側為危險面，其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理， 故取折合系數(shù)，則當量應力為 由表8-26查得45鋼調(diào)質處理抗拉強度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應力，，強度滿足要求。 （8） 校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 齒輪4處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強度足夠。 （9） 校核軸承壽命 a. 計算軸承的軸向力， 由表11-9查37214C軸承得 ，。由表9-10查得7214C軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力，各軸向力方向如圖所示，則 則兩軸承的軸向力分別為 b. 計算當量動載荷，由，查表 11-9得，因，故，，軸承1的當量動載荷 由，查表11-9得， 因，故，，軸承2的當量動載荷 c. 校核軸承壽命：因，故只需校核軸承2，。 軸承在100℃以下工作，查表8-34得。對于減速器，查得載荷系數(shù)。軸承1的壽命為 減速器預期壽命為，，故軸 承壽命足夠。 9.1 I軸上鍵的強度校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 9.2 II軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為 II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 9.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 10.1 潤滑方式 齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。 10.2 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 2. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內(nèi)，外側的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封。 11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表[6]表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。 11.2 油面指示裝置設計 油面指示裝置采用油標指示。 11.3 通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表[6]表15-6選 型通氣帽。 11.4 放油孔及螺塞的設計 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表[6]表15-7選型外六角螺塞。 11.5 起吊環(huán)、吊耳的設計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。為吊起整臺減速器，在箱座兩端凸緣下部鑄出吊鉤。 11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 11.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 通過這次課程設計是我第一次把理論知識運用到實際當中，對 機械產(chǎn)品設計有了深入的了解，為以后的學習與工作起到了良好的作用。 1. 課程設計運用到了很多知識，例如將理論力學，材料力學，機械設計，機械原理，互換性與測量技術等，是我對以前學習的知識有了更深刻的體會。 2. 通過可程設計，基本掌握了運用AUTO CAD繪圖軟件制圖的方法與思路，對計算機繪圖方法有了進一步的加深，基本能繪制一些工程上的圖。 3. 這次課程設計是我的理論水平，構思能力和判斷力逐步有所提高，同時提高了分析問題與解決問題的能力，為以后的專業(yè)產(chǎn)品的設計打下了堅實的基礎。 4. 但是我深知，設計中還有很多不足與錯誤的地方，還需要繼續(xù)加強理論學習和思維能力。 1 宋寶玉，王連明主編，機械設計課程設計，第3版。哈爾濱：哈濱工業(yè)大學出版社，2008年1月。 2 濮良貴，紀明剛主編，機械設計，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。 3 蔡春源主編，機械設計手冊齒輪傳動，第4版，北京：機械工業(yè)出版社，2007年3月。 4 吳宗澤主編，機械零件設計手冊，第10版，北京：機械工業(yè)出版社，2003年11月。 5 吳宗澤，羅圣國主編，機械課程設計手冊，第3版，北京：高等教育出版社。 6 駱素君，朱詩順主編. 機械設計課程設計簡明手冊，化學工業(yè)出版社，2000年8月. i=11.64 i=2.95 i=3.95 m=3 Z Z m=2.5mm Z Z B B ‘ =8.4MP =35mm =82mm