機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計鏈板式運輸機(jī)傳動裝置

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè) _ 07機(jī)制 4_班 姓名 設(shè)計日期 _2010.1.4_ _ 至 2010.1.15 指導(dǎo)教師_ _ 教研室主任 一、 設(shè)計題目：鏈板式運輸機(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)及工作要求三、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）2100000.3550.80193610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%四、 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張機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計進(jìn)度

2、計劃表設(shè)計階段設(shè)計內(nèi)容摘要計劃時間15準(zhǔn)備工作1、布置設(shè)計任務(wù)；說明設(shè)計題目的性質(zhì)及設(shè)計內(nèi)容；2、研究設(shè)計題目；3、閱讀機(jī)械設(shè)計課程指導(dǎo)書05計算運動參數(shù)1、分析并確定傳動方案；2、計算傳動機(jī)構(gòu)所需的總功率；3、選擇電動機(jī);4、記下所需電動機(jī)的參數(shù)尺寸；5、確定總傳動比; 6、分配各級傳動的傳動比；7、計算各軸的轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩。1傳動機(jī)構(gòu)及傳動支承零件的初步計算1、帶傳動計算;2、確定必要的數(shù)據(jù)；3、齒輪（或蝸桿）傳動計算;4、確定主要參數(shù)；5、初計算軸;6、聯(lián)接及軸承；7、設(shè)計二級傳動減速器時;8、當(dāng)高處出各級齒輪的主要尺寸后。即應(yīng)檢查空間尺寸是否過大或高速級的大齒輪是否與低速軸相干涉;9

3、、以及浸油深度各潤滑方式是否合適等.15減速器裝配圖設(shè)計1、參觀減速器陳列室或觀看課程設(shè)計錄像片2、繪制減速器裝配草圖（1）合理分布視圖及選擇比例；（2）確定齒輪（或蝸桿）及軸承的相對位置;（3）確定軸的跨距（4）畫出零件的外廓及有關(guān)尺寸；（5）軸的結(jié)構(gòu)化設(shè)計圖.3、精確計算各級傳動及轉(zhuǎn)動支承零件（1）根據(jù)軸承跨距求反力;（2）畫彎距;（3）扭矩圖；（4）驗算軸承及鍵；（5）精確計算和校核軸。4、畫好裝配草圖后，應(yīng)逐一檢查軸結(jié)構(gòu)、支承結(jié)構(gòu)、箱緣尺寸等設(shè)計的正確性、合理性，修改草圖、完善各零件的初步結(jié)構(gòu)（考慮固定方法、安裝、拆卸、調(diào)整、制造、潤滑等要求）然后交教師審查。4繪制零件圖根據(jù)教師指定的

4、零件進(jìn)行零件結(jié)構(gòu)工藝設(shè)計并繪制零件工作圖（標(biāo)注尺寸、公差、表面粗糙和技術(shù)要求）。15完圖成裝配1、結(jié)構(gòu)工藝性；2、選擇標(biāo);3、準(zhǔn)零件（螺釘、銷釘）;4、根據(jù)制圖要求完成必要的視圖;5、編排零件號;6、標(biāo)注外廓尺寸、定位尺寸及配合尺寸。7、加注減速器技術(shù)特性及技術(shù)要求;8、填寫標(biāo);9、題欄和零件明細(xì)表。25編制設(shè)計說明書1、根據(jù)計算底稿;2、按規(guī)定格式編寫設(shè)計說明書；3、自己設(shè)計的零件結(jié)構(gòu)應(yīng)附簡要的說明及簡圖；4、除教科書上級的資料外;5、所用其他資料均應(yīng)注明來源、說明書上的數(shù)據(jù)應(yīng)與圖尺寸相符。2答辯進(jìn)行課程設(shè)計答辯上交設(shè)計成果11.電動機(jī)的選擇傳遞功率的計算 有題意可知：fe=10000n v

5、=0.35m/s p=50.80 z1=19由文獻(xiàn)【1】鏈傳動式（9-11）知 fe=1000* ,則：p=則：查閱文獻(xiàn)【6】知：鏈傳動的效率 ，滾動軸承傳動效率 圓柱齒輪的傳動效率 ，圓錐直齒齒輪傳動效率 電動機(jī)輸出功率 傳動裝置的總效率： 因此電動機(jī)的功率為：pd = 電動機(jī)額定功率的選擇由文獻(xiàn)【4】表20-1選取電動機(jī)額定功率 電動機(jī)的型號為：y132s-4 n=1440r/min2.傳動比的分配 2.1計算小鏈輪的轉(zhuǎn)速n1 參見【1】式（9-1）知 v=2.2系統(tǒng)的總傳動比：i= 2.3各級傳動比的分配： 開式圓柱直齒齒輪的傳動比由題意知i1在36之間因此選擇i1=4 斜齒圓柱齒輪的傳

6、動比選擇為：i2=6 圓錐直齒齒輪的傳動比選擇為：i3=2.83計算各軸的計算 轉(zhuǎn)速的計算 計算各軸的功率 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 4.開式齒輪的設(shè)計計算已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速21.42r/min，齒數(shù)比u=4，由電動機(jī)驅(qū)動，工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉(zhuǎn)。4.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)2） 材料選擇 由文獻(xiàn)【1】表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。3） 選小齒輪齒數(shù)18，大齒

7、輪齒數(shù)724.2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)kt=1.732） 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩t=3） 選齒寬系數(shù)4）由文獻(xiàn)【1】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5）由機(jī)械設(shè)計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)6） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7) 由文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8) 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，得(2)計算1）. 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值 2).計算圓周速度 3)計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5).計算載荷系數(shù)k，由

8、文獻(xiàn)【1】表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=0.563m/s，7級精度，由文獻(xiàn)【1】圖10-8查得動載荷系數(shù),由文獻(xiàn)【1】表10-4查得,由圖10-13查得,由表10-3查得 故載荷系數(shù) 6).按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7).計算模數(shù)m 4.3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （1）. 確定公式內(nèi)的個各算數(shù)值1)由文獻(xiàn)【1】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2).由文獻(xiàn)【1】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)3).計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，故 4)計算載荷系數(shù)k 5).查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表10-5查得6）. 計算大、

9、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（2）. 設(shè)計計算 圓整 ，可滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，為滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度取故 ，圓整為 25 則4.4.幾何尺寸計算（1）. 計算分度圓直徑 （2）. 計算中心距 （3）. 計算齒輪寬度 圓整后取 5. 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算已知輸入功率p3=5.227kw，小齒輪轉(zhuǎn)速514.3r/min，齒數(shù)比u=6，由電動機(jī)驅(qū)動，工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作有中等沖擊，不反轉(zhuǎn)。5.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)2） 材料選擇 由

10、文獻(xiàn)【1】表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面硬度為280hbs，大齒輪齒面硬度為240hbs。3） 選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=20*6=1204） 選取螺旋角。初選螺旋角 5.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 （1）.公式內(nèi)各計算值1).試選2).由文獻(xiàn)【1】圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433 3).由文獻(xiàn)【1】圖10-26查得，則4).小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距5).由文獻(xiàn)【1】表10-7選取齒寬系數(shù) 6).由文獻(xiàn)【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7).由文獻(xiàn)【1】圖10-21d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8).應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9).由文獻(xiàn)【1】圖

11、10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)10).計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，故 11).許用接觸應(yīng)力（2）.計算1). 試算小齒輪分度圓直徑 2).計算圓周速度 3).計算齒寬b及模數(shù) 4).計算縱向重合度 5).計算載荷系數(shù)k由表10-2查得使用系數(shù)，根據(jù)v=1.1m/s，7級精度，由文獻(xiàn)【1】圖10-8查得動載荷系數(shù),由表10-4查得,由文獻(xiàn)【1】圖10-13查得,由表10-3查得 故載荷系數(shù) 6).按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7).計算模數(shù) 5.3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （1）.確定計算參數(shù) 1）.計算載荷系數(shù) 2）.根據(jù)縱向重合度，從文獻(xiàn)【1】圖10-28查得螺

12、旋角影響系數(shù) 3）.計算當(dāng)量齒數(shù) 4）.查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得 5）由文獻(xiàn)【1】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 6）由文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 7）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，得 8）.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 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒輪的彎曲強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，因此取mn=2.5，但是為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑d1=64.02mm 故 取，則(3).幾何尺寸計算1）.計算中心距 將中心距圓整為225mm2）按圓整后

13、的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故等值不必修正。 3）.計算大、小齒輪的分度圓直徑 4）.計算齒輪寬度 ，圓整后取 6. 圓錐齒輪的設(shè)計計算已知輸入功率p3=5.5kw，小齒輪轉(zhuǎn)速1440r/min，齒數(shù)比u=2.8，由電動機(jī)驅(qū)動，工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作有中等沖擊，不反轉(zhuǎn)。 6.1.選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度 2）材料選擇 由文獻(xiàn)【1】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，二者材料硬度差為40

14、hbs 3）選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù)6.2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (1).確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）.試選載荷系數(shù)1.82）.小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距 3）.由文獻(xiàn)【1】表10-7選取齒寬系數(shù)0.32 4）.由文獻(xiàn)【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）.由文獻(xiàn)【1】圖10-21d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）.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7).由文獻(xiàn)【1】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)8).計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，故(2).計算1).試算小齒輪分度圓直徑, 2).計算圓周速度 3).計算載荷系數(shù)，根據(jù)5.38m/s，7級精度，由文獻(xiàn)【1】圖10-8查

15、得動載荷系數(shù)1.15 直齒輪 =1,由文獻(xiàn)【1】表10-2查得使用系數(shù)1.5根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查表得，1.5接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)3.234).按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 5).計算模數(shù) 6.3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算1)確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù) 3.23 2).查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表10-5查得 3)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4).查文獻(xiàn)【1】圖10-18得,失效概率為1%，安全系數(shù)取為s=1.4 5)彎曲疲勞許用應(yīng)力： 6）.計算大小齒輪的并比較大小 小齒輪的值較大7）計算由此可知，mn=2.5即可滿足

16、要求彎曲疲勞強(qiáng)度要求，按照接觸疲勞強(qiáng)度計算d1=86.69mm 則：z1=d1/mn=34.676 取z1=35，z2=98 6.4計算錐齒輪的有關(guān)參數(shù) 1）分度圓直徑 d1=z1*m=35*2.5=87.5mm d2=z2*m=98*2.5=245mm 2)計算錐頂角7 軸的設(shè)計與計算. 7.1輸入軸設(shè)計1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓直徑為而cot=u=2.8, 故，有f1nv17544fnh1fnv1fnv2fnh2frfaftfnh1fnh2ftfnv1fnv2f1nv1fafrma-4469.252458.420700.7-2458

17、.46-7166.25設(shè)計內(nèi)容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)文獻(xiàn)【1】表15-3，取，得，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d-，為了使所選的軸直徑d-與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻(xiàn)【1】表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka=1.9，則 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件。由于所選擇的電動機(jī)y132s-4的輸出軸直徑為d=38mm，因此，查文獻(xiàn)【4】選ltz6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)

18、計（1）. 擬定軸上零件的裝配方案如下(2). 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，i-ii軸段右端需制出一軸肩，故取ii-iii段的直徑2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻(xiàn)【4】初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為，而。這對軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由文獻(xiàn)【4】表15-7查得30309型軸承的定位軸肩高度，因此取3）取安裝齒輪處的軸段vi-vii的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，v-vi段應(yīng)略短于軸承寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋

19、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5）錐齒輪輪轂寬度為45mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取6）由于，故取l-=65（3）.軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d-=38mm由文獻(xiàn)【1】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，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。（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r2.5.求軸上的載荷 參考文獻(xiàn)【3】載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t 6.按彎扭合

20、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)），由文獻(xiàn)【1】表15-1查得，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）. 判斷危險截面截面a,ii,iii,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按強(qiáng)度寬裕確定的，所以截面a,ii,iii,b均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面ii過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載的情況來看，截面上的應(yīng)力最大截面d上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，故截面d不必校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只需

21、校核截面vi左右兩側(cè)即可。（2）. 截面vi左側(cè) 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面vi右側(cè)彎矩m為截面vi上的扭矩為截面上的彎曲應(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。由文獻(xiàn)【1】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)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由附圖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)為由文獻(xiàn)【1】附圖3-2查得尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故可知安全。（3）截面vi右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面vi左側(cè)

22、彎矩m為截面vi上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】附表3-8，用插值法，并取，有 =2.32 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故可知安全。7.2中間軸設(shè)計1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為 而已知圓錐齒輪與輸入軸的錐齒輪之間的力為作用力和反作用力因而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示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40（調(diào)質(zhì)），根據(jù)文獻(xiàn)【1】表15-3，取，得，中間軸的最小直徑顯然是

23、安裝滾動軸承的直徑和4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）. 擬定軸上零件的裝配方案如下(2). 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 ）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d-和d-，由文獻(xiàn)【6】初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30305，其尺寸為，這對軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由文獻(xiàn)【6】查得30305型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒直徑32mm。2）取安裝齒輪處的軸段；錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪轂長l=42mm，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，齒輪的右端面采用軸間定位，軸間高度，

24、故取，則軸環(huán)處的直徑為d-。3）已知圓柱斜齒輪齒寬，為使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸應(yīng)略短于輪轂長，故取。， 4）取齒輪距箱體壁內(nèi)之距,錐齒輪與軸之上的圓柱齒輪間的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置上，應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離。 （3）.軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻(xiàn)【1】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，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，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故參考文獻(xiàn)【5】選擇齒輪輪轂與軸的配合

25、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。（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r2.5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置上a的值，對于30305型圓錐滾子軸承，有機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計中查得a=13mm,故作為簡支梁的軸的支撐跨距。參考文獻(xiàn)【3】軸的計算列于下表：載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t 6.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 ftfr1fa1ftfafrfnv1fnh1f/nv1f/nv2fnh2fnv250.25

26、7464.25fr1ft1fnh1ftfnh264179.3124696.5fnv1fr1fa1frfama1fat-55512.1136494.7-21749-5642mhmvm 前已選定軸的材料為40（調(diào)質(zhì)），由文獻(xiàn)【1】表15-1查得，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）. 判斷危險截面由圖知、截面為應(yīng)力集中面，其中、受到的彎矩最大，但是較的直徑大，但是由于還受到扭矩，因此是危險截面，校核該截面即可。（2）. 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)彎矩m為截面vi上的扭矩為 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。由文獻(xiàn)【1】表15-1查得。截面上由于軸

27、肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【1】附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由文獻(xiàn)【1】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 由文獻(xiàn)【1】附圖3-2查得尺寸系數(shù)，由附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故可知安全。（3）截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面vi左側(cè)彎矩m為 截面vi上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】附表3-8，用插值法，并取，有 =1.86 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即

28、，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故可知安全。7.3輸出軸設(shè)計1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示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)文獻(xiàn)【1】表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 查文獻(xiàn)【4】選lt9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為100000n.mm，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)。軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配

29、合的轂孔長度為4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）. 擬定軸上零件的裝配方案如下(2). 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，i-ii軸段右端需制出一軸肩，故取ii-iii段的直徑，左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故取i-ii段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻(xiàn)【4】初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30312，其尺寸為，而 。3）左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由文獻(xiàn)【6】查得30311型軸承的定

30、位軸肩高度，因此取，齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪齒寬為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，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，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，故取4）軸承端蓋的總寬度為20mm。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，故取5）取齒輪距箱體壁內(nèi)之距,錐齒輪與軸之上的圓柱齒輪間的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置上，應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）.軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑

31、刀加工，長為56mm，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；同樣半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面,半聯(lián)軸器與軸的配合為；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。（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r2.5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置上a的值，對于30305型圓錐滾子軸承，文獻(xiàn)【6】查得a=21.5mm,故作為簡支梁的軸的支撐跨距。從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖及扭矩圖中可以看出截面c是危險截面，先將計算出的的結(jié)果列于下表：載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t根據(jù)上表中的

32、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)），由文獻(xiàn)【1】表15-1查得，故安全。7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）. 判斷危險截面fnh1ftfnh2118155.75fnv1frfafnv2f.,nv1tma=fad/2175209.5118167.1075118155.751638.3fnv1fnh1frftfafnv2fnh1l1l2l3acdb截面a,ii,iii,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按強(qiáng)度寬裕確定的，所以截面a,ii,iii,b均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)

33、度的影響來看，截面vi,vii過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載的情況來看，截面c上的應(yīng)力最大截面vi和vii的應(yīng)力集中相近，但截面vii不受扭矩作用，故截面vii不必做強(qiáng)度校核。截面上的應(yīng)力最大截面c、上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，故截面c不必校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只需校核截面vi左右兩側(cè)即可。（2）. 截面vi左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面vi右側(cè)彎矩m為截面vi上的扭矩為 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。由文獻(xiàn)【1】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)及按文獻(xiàn)【1】附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得 又由附

34、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)為由附圖3-2查得尺寸系數(shù)，由附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故可知安全。3）截面vi左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面vi左側(cè)彎矩m為 截面vi上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】附表3-8，用插值法，并取，有 =3.1 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故可知安全。8.滾動軸承的設(shè)計及計算8.1輸入軸

35、滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由文獻(xiàn)【4】初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為， 載荷水平面h垂直面v支反力f故 故 ， 故合格8.2中間軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由文獻(xiàn)【4】初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30305，其尺寸為， 而 故合力為 載荷水平面h垂直面v支反力f故 故 ， 故合格8.3輸出軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由文獻(xiàn)【4】初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30312，其尺寸為，載荷水平面h垂直面v支反力f則 故 故 故合格9.鍵聯(lián)接的選擇及校核計算9.1輸入軸鍵計算1、 校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用

36、普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可。2、 校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，故單鍵即可9.2中間軸鍵計算1.校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可。2.校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，與大圓錐處的鍵型號相同，而且其長度為56mm,大于32mm,故單鍵即可.9.3輸出軸鍵計算1.校核聯(lián)軸器處的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可2.校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能

37、傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，故單鍵即可10.聯(lián)軸器的選擇在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。1.輸入軸選ltz6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。2.輸出軸選lt9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為100000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。11、減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用m161.5油面指示器選用游標(biāo)尺m16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳，雙螺釘起吊螺釘放油螺塞選用外六角油塞及墊片m141.5根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表13-7選擇適當(dāng)型號：起蓋螺釘型號：g

38、b578386 m620,材料q235高速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m620,材料q235低速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m620,材料 q235螺栓：gb578286 m1080，材料q2312.潤滑與密封 齒輪采用浸油潤滑，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊選用n220中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（gb5903-86）。當(dāng)齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3060mm。由于小圓錐齒輪，可以利用齒輪飛濺的油潤滑軸承，并通過油槽潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。對于滾動軸承，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不易流失，同時也能形成滑動表面完全分開的一層薄膜。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥?/p>