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目 錄 設(shè)計任務(wù)書 1 一 電動機(jī)的選擇 2 二 傳動比的分配 3 三 傳動參數(shù)的計算 3 四 鏈傳動的設(shè)計 4 五 高速級齒輪的設(shè)計（錐齒輪的設(shè)計） 6 六 低速級齒輪的設(shè)計（圓柱齒輪的設(shè)計） 11 七 軸的設(shè)計計算 15 八 鍵連接的選擇和計算 25 九 滾動軸承的設(shè)計和計算 26 十 聯(lián)軸器的選擇 28 十一 箱體的設(shè)計 28 十二 潤滑和密封設(shè)計 30 設(shè)計總結(jié) 30 參考文獻(xiàn) 30 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 ___ _____系 專業(yè) __ _____班 姓名  設(shè)計日期 _____ __ 至 指導(dǎo)教師_____ ___ 教研室主任 一、 設(shè)計題目：鏈板式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置 1— 電動機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓錐-圓柱斜齒輪減速器； 5—開式齒輪傳動；6—輸送鏈的小鏈輪 二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求 組別 鏈條有效拉力 F（N） 鏈條速度 V（m/s） 鏈節(jié)距 P(mm) 小鏈輪齒數(shù) Z1 i開 壽命（年） 4 11000 0.35 38.10 21 3~6 10 每日兩班制工作，傳動不逆轉(zhuǎn)，有中等沖擊，鏈速允許誤差為±5%。 三、 設(shè)計工作量 設(shè)計說明書1份；減速器裝配圖，零號圖1張；零件工作圖2張（箱體或箱蓋，1號圖；中間軸或大齒輪，1號或2號圖）。 四、 參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計》教材 2．《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》 3．《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊》 4.《機(jī)械零件手冊》 5.其他相關(guān)書籍 一 電動機(jī)的選擇 1.1 電動機(jī)的類型：三相交流異步電動機(jī)（Y系列） 1.2 功率的確定 1.2.1 工作機(jī)所需功率 ==11000×0.35=3.85KW 1.2.2 電動機(jī)至工作機(jī)的總效率η： η=×××× =0.992××0.97×0.98×0.97=0.834 （=0.99為聯(lián)軸器的傳動效率，=0.98為滾動軸承的效率，=0.97為圓錐齒輪傳動的效率，=0.98為斜齒輪的傳動效率，=0.97為開式齒輪的傳動效率） 1.2.3 所需電動機(jī)的功率 =/η=3.85/0.834=4.62kw 1.2.4電動機(jī)額定功率: 1.4 確定電動機(jī)的型號 因同步轉(zhuǎn)速的電動機(jī)磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價格高，但可使減速器尺寸減小，其中=5.5kw，符合要求，但傳動機(jī)構(gòu)電動機(jī)容易制造且體積小。 小鏈輪分度圓直徑： 小鏈輪轉(zhuǎn)速: =60V/（πd）=26.15r/min 由表2-2查得兩級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比范圍，開式齒輪傳動比范圍，則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為： 可見同步轉(zhuǎn)速為750 r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動機(jī)均符合。綜合考慮選用1500r/min電動機(jī)，參數(shù)如下表： 電動機(jī)型號 額定功率（kW） 電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 同步 滿載 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2.3 二 傳動比的分配 總傳動比： =/=1440/26.15=55.07 要求開式齒輪傳動比范圍，取則， 減速器的傳動比i=i總/i開=55.07/4=13.77 設(shè)圓錐齒輪的傳動比為，圓柱齒輪的傳動比為。 選=3.6，則：=/=3.83 三 傳動參數(shù)的計算 3.1各軸的轉(zhuǎn)速n 電機(jī)軸0的轉(zhuǎn)速：==1440r/min 高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速：==1440r/min 中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速：=/=1440/3.6=400r/min 低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速：=/=400/3.83=104.44r/min 開式齒輪輸入軸的轉(zhuǎn)速：==104.44r/min 開式齒輪輸出軸的轉(zhuǎn)速：=/=104.44/4=26.11r/min 3.2各軸的輸入功率P 電機(jī)軸0的輸入功率： 高速軸Ⅰ的輸入功率： 中間軸Ⅱ的輸入功率： 低速軸Ⅲ的輸入功率： 開式齒輪軸Ⅳ的輸入功率： 開式齒輪輸出軸Ⅴ的輸入功率： 3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T 電機(jī)軸0的輸入轉(zhuǎn)矩：42.94N·m 高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩：42.51N·m 中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩：141.45N·m 低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩：493.09N·m 開式齒輪軸Ⅳ的輸入轉(zhuǎn)矩：478.43N·m 開式齒輪輸出軸Ⅴ的輸入轉(zhuǎn)矩：2043.19N·m 3.4各軸參數(shù)表如下： 軸名 功率 P/KW 轉(zhuǎn)矩T/(N.mm） 轉(zhuǎn)速 n/（r/min） 傳動比 i 電機(jī)軸 4.62 30.64 1440 1 Ⅰ軸 4.574 30.33 1440 Ⅱ軸 4.348 103.81 400 3.6 Ⅲ軸 4.176 381.85 104.44 3.83 Ⅳ軸 4.05 370.33 104.44 1 Ⅴ軸 3.85 1408.18 26.11 4 四 高速級齒輪的設(shè)計（圓錐齒輪） 4.1選精度等級、材料和齒數(shù) 選用直齒錐齒輪傳動，速度不高，故選用7級精度 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計表6.1選取小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數(shù)Z1＝20，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝3.6×20=72 4.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 １）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）選取齒寬系數(shù) （4）知齒輪，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14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 （6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力，取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1 ２）計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 （2）計算圓周速度 （3）模數(shù)及主要尺寸的確定 模數(shù)：，取 　　　分度圓直徑： 節(jié)錐角： 　　　　　　　 錐距 　　　 平均分度圓直徑： 齒寬，取 4.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 （1） 彎曲強(qiáng)度校核公式： （2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 查表6.4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得 由機(jī)械設(shè)計圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力 小錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 查得壽命系數(shù) 查得 ， 查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力 因此滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 4.4驗算 1）齒面接觸強(qiáng)度驗算 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) 最小安全系數(shù) 因此齒面強(qiáng)度足夠 圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) 20 72 模數(shù) m m 3 傳動比 i i 3.6 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 60 216 齒頂高 3 3 齒根高 3.6 3.6 齒全高 h 6.6 6.6 齒頂圓直徑 ， 65.78 (大端) 217.61 （大端） 齒根圓直徑 53.06 214.07 齒距 p 9.42 9.42 頂隙 c 0.6 0.6 錐距 R 112.09 112.09 齒頂角 ， 齒根角 齒頂圓錐角 ， 齒根圓錐角 ， 齒寬 38 38 五 低速級齒輪傳動的設(shè)計（圓柱斜齒輪） 5.1選精度等級、材料和齒數(shù) ①選用斜齒圓柱齒輪 ②運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88） ③由《機(jī)械設(shè)計》（斜齒輪設(shè)計部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 ④選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) ⑤初選取螺旋角 5.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 按式(10-21）試算，即 ①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c) 由圖10-26查得， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由表10-7選取齒寬系數(shù) f) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) g) 由圖10-21d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 h) 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： i) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) j) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 ②計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 b) 計算圓周速度 c) 齒寬b及模數(shù)mnt d) 計算縱向重合度 e) 計算載荷系數(shù)K 由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因 表10-3查得；圖10-13查得 故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得 g) 計算模數(shù) 5.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由式(10-17) ①確定計算參數(shù) a) 計算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計算當(dāng)量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 e) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-20c查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 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，由式(10-12)得 f) 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 ②設(shè)計計算 對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取，并標(biāo)準(zhǔn)化取已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取，則，取實際u=104/27=3.85 5.4幾何尺寸計算 ①計算中心距 將中心距圓整為170mm 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計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒輪寬度 圓整后取 圓柱斜齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 27，104 2 端面模數(shù) 3 螺旋角 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 全齒高 8 頂隙 9 齒頂圓直徑 10 齒根圓直徑 11 齒寬 B1，B2 65mm，60mm 12 中心距 170mm 六 開式齒輪傳動的設(shè)計（圓柱直齒輪的設(shè)計） 6.1選精度等級、材料和齒數(shù) 采用7級精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 1） 確定公式各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14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 （6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計算圓周速度v 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù) 假設(shè)，由表查得 由表6.2查得使用系數(shù).25 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計算模數(shù)ｍ 6.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 由圖6.15查得 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 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)： 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式得 計算載荷系數(shù)： （2）查取齒形系數(shù)，由表6.4查得　 （3）查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表6.4查得　 （4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.54，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m＝4mm 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取　 大齒輪齒數(shù) 6.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取B2=110mm, B1=115mm 圓柱齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 27，108 2 模數(shù) m 4mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 9 齒寬 B1,B2 115mm，110mm 10 中心距 七 軸的設(shè)計計算 7.1 輸入軸設(shè)計 7.1.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.574kW =1440r/min =30.33N·m 7.1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 mm 7.1.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 根據(jù)課本表15-3，取得 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大5%-10%，取=18mm左右。 =18mm 7.1.5 為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =28mm 7.1.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=25mm ，由指導(dǎo)書表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為 故 而為了利于固定 由指導(dǎo)書表15-1查得 7.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑 齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。 已知齒輪輪轂的寬度為40mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故 為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取 。 7.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取 7.1.9 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 7.1.10 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=19 mm 查得平鍵截面 長50 mm 軸與錐齒輪之間的平鍵按 由課本表6-1查得平鍵截面 長為36 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。 為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 7.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 7.2 中間軸設(shè)計 7.2.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.348kW =400r/min =103.81N·m 7.2.2 求作用在齒輪上的力 已知小圓柱齒輪的分度圓直徑=77.7mm = =2741.3=997.8N 已知大圓錐齒輪的平均分度圓直徑d=216mm mm N N 7.2.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）， 根據(jù)課本表15-3，取得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩處鍵槽，故直徑增大5%~10%，故，為與軸承配合取25mm 7.2.4擬定軸上零件的裝配方案如圖 7.2.5初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) = 由指導(dǎo)書表15-1中初步選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為 所以 ==30mm 這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位， 由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑36mm，內(nèi)直徑30mm。 7.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度2.45，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 7.2.7 已知圓柱齒輪d=65，齒寬=70mm取 =56。 7.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推算出，箱體對稱線次于截面3右邊16mm處，設(shè)此距離為 則取軸肩 有如下長度關(guān)系： ++16mm=+-7mm 由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取 由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm 綜合 以上關(guān)系式，求出 7.2.9 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為35mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 7.2.10 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 7.3 輸出軸的設(shè)計 7.3.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.176kW =104.44r/min =381.85N·m 7.3.2 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱齒輪的分度圓半徑 =269.92mm = =2620.6=953.8N 7.3.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取得 低速軸的最小值顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大5%—10%，故 7.3.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖。 7.3.5由圖可得為整個軸直徑最小處選 =45mm 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，取 根據(jù)聯(lián)軸器寬度及距箱體的距離綜合考慮取 7.3.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導(dǎo)書表15-1中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30311，其尺寸為 所以 ==55mm 這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位。 由表15-7查得30311型軸承的定位軸肩高度，因此取 去安裝圓柱齒輪處直徑 。 7.3.7 已知圓柱齒輪齒寬 =65mm 為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長， 故取=63mm。 7.3.8由于中間軸在箱體內(nèi)部長為228mm，軸承30311寬為29mm，可以得出 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 7.3.9 軸上的周向定位 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 鏈輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為60mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 7.3.10 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 7.3.11 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的、及的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T =381850N·m 7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 ， 軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)力 因此 故安全。 7.3.13判斷危險截面：截面6右側(cè)受應(yīng)力最大 7.3.14截面6右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6右側(cè)彎矩 截面6上的扭矩 =381850N·m 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，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 ， 經(jīng)插值后查得 =2.018 =1.382 又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 = = 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 ==0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 /+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58 /+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66 計算安全系數(shù)值 >>S=1.5 故可知安全。 7.3.15 截面6左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側(cè)彎矩 截面6上的扭矩 =787.58N·m 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由課本附表3-8用插值法求得 /=3.75，則/=0.83.75=3 軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 故得綜合系數(shù)為 /+1/=3.75+1/0.92=3.84 /+1/=3+1/0.92=3.09 又取碳鋼的特性系數(shù) 所以軸的截面5右側(cè)的安全系數(shù)為 >>S=1.5 故可知其安全。 八 鍵連接的選擇和計算 8.1 輸入軸與帶輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=40mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=36mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=36mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=50mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.6 輸出軸與聯(lián)軸器的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=100mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 九 滾動軸承的設(shè)計和計算 9.1 輸入軸上的軸承計算 9.1.1 已知: =1440r/min e=0.37 Y=1.6 9.1.2 求相對軸向載荷對應(yīng)的e值和Y值 相對軸向載荷 比e小 9.2.2 求兩軸承的軸向力 9.1.3 求軸承當(dāng)量動載荷和 < e < e 由指導(dǎo)書表15-1查得： =859.5 N =300.8 N 9.1.4 驗算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 9.2 中間軸上的軸承計算 9.2.1 已知： =400/min ， ， ， ， e=0.31，Y=1.9 9.2.2 求兩軸承的軸向力 9.2.3 求軸承當(dāng)量動載荷和 < e < e 由指導(dǎo)書表15-1查的 =2520 N =1089 N 9.2.4 驗算軸的壽命 >48000h 故可以選用。 9.3 輸出軸上的軸承計算 9.3.1 已知： =104.44r/min = =874.2 N ， e=0.35，Y=1.7 9.3.2 求兩軸承的軸向力 9.3.3 求軸承當(dāng)量動載荷 < e 由指導(dǎo)書表15-1查得： =2402 N 9.2.4 驗算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 十 聯(lián)軸器的選擇 輸入軸：選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為7100 r/min。 輸出軸：選HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為2800 r/min。 十一 箱體的設(shè)計 11.1 箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計 箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設(shè)計和繪制過程中確定。 11.2 箱體的材料及制造方法 選用HT150，砂型鑄造。 11.3 箱體各部分的尺寸（如表1、2） 表1：箱體參數(shù) 名 稱 符 號 圓錐圓柱齒輪減速器 計算結(jié)果 機(jī)座壁厚 0.025a+3mm≥8mm 10 機(jī)蓋壁厚 （0.8~0.85）≥8mm 8 機(jī)座凸緣厚度 b 1.5δ 15 機(jī)蓋凸緣厚度 1.5δ 15 機(jī)座底凸緣厚度 p 2.5δ 25 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12mm 24 地腳螺釘數(shù)目 n a ≤ 250mm 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 18 機(jī)座與機(jī)蓋連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df 12 連接螺栓d2的間距 l 150~200mm 軸承端螺釘直徑 d3 (0.4~0.5) df 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4) df 8 定位銷直徑 d (0.7~0.8) d2 9 df、d1 、d2至外機(jī)壁距離 見表2 d1 、d2至緣邊距離 見表2 軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 h 根據(jù)低速軸承座外徑確定 50 外機(jī)壁到軸承端面距離 c1+ c2+(5~8)mm 50 內(nèi)機(jī)壁到軸承端面距離 δ+ c1+ c2+(5~8)mm 58 大齒輪齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 ≥1.2δ 10 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離 ≥δ 10 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 、m m1≈0.85δ1，m≈0.85δ 7 軸承端蓋外徑 軸承座孔直徑+(5~5.5) d3 72 / 100 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2) d3 10 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準(zhǔn) 十二 潤滑和密封設(shè)計 12.1潤滑 齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑，軸承采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設(shè)計的減速器的合適浸油深度H1 對于圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應(yīng)小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。 12.2密封 減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內(nèi)側(cè)、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。 12.2.1軸伸出處的密封：作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴(yán)重，因而工耗大，氈圈壽命短。 12.2.2軸承內(nèi)側(cè)的密封：該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進(jìn)入軸承內(nèi)，破壞脂的潤滑效果。 12.2.3箱蓋與箱座接合面的密封：接合面上涂上密封膠。 設(shè)計總結(jié) 短短一個月的課程設(shè)計，讓我意識到成為一個設(shè)計師必須具備扎實的基礎(chǔ)功底。在完成課程設(shè)計的過程中也讓我對以前所學(xué)的東西有了更深的認(rèn)識并懂得了如何應(yīng)用到實際中，初步了解了設(shè)計的具體步驟和過程的同時加強(qiáng)了自己的動手能力以及思考、解決問題的能力。 參考文獻(xiàn) [1]? 濮良貴、紀(jì)名剛主編．機(jī)械設(shè)計．北京：高等教育出版社，2006． [2]? 李育錫主編，機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書，北京：高等教育出版社，2008．6. 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