機械設(shè)計課程設(shè)計圓柱斜齒齒輪減速器設(shè)計

1、齊齊哈爾大學機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：圓柱斜齒齒輪減速器設(shè)計專 業(yè):機械設(shè)計制造及其自動化班 級:機械082班姓 名:學 號:2008111077指導教師：王 2010年12月08日機械設(shè)計課程設(shè)計成績評閱表題目評分項目分值評價標準評價等級得分a級（系數(shù)1.0）c級（系數(shù)為0.6）選題合理性題目新穎性20課題符合本專業(yè)的培養(yǎng)要求，新穎、有創(chuàng)新基本符合，新穎性一般內(nèi)容和方案技術(shù)先進性20設(shè)計內(nèi)容符合本學科理論與實踐發(fā)展趨勢，科學性強。方案確定合理，技術(shù)方法正確有一定的科學性。方案及技術(shù)一般文字與圖紙質(zhì)量30設(shè)計說明書結(jié)構(gòu)完整，層次清楚，語言流暢。設(shè)計圖紙質(zhì)量高，錯誤較少。設(shè)計說明書結(jié)構(gòu)一般

2、，層次較清楚，無重大語法錯誤。圖紙質(zhì)量一般，有較多錯誤獨立工作及創(chuàng)造性10完全獨立工作，有一定創(chuàng)造性獨立工作及創(chuàng)造性一般工作態(tài)度10遵守紀律，工作認真，勤奮好學。工作態(tài)度一般。答辯情況10介紹、發(fā)言準確、清晰，回答問題正確，介紹、發(fā)言情況一般，回答問題有較多錯誤。評價總分總體評價注：1、評價等級分為a、b、c、d四級，低于a高于c為b，低于c為d。2、每項得分分值等級系數(shù)（等級系數(shù)：a為1.0，b為0.8，c為0.6，d為0.4）3、總體評價欄填寫“優(yōu)”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。目 錄設(shè)計任務(wù)書4第一部分 傳動裝置總體設(shè)計6第二部分 v帶設(shè)計8第三部分 各齒輪的設(shè)計計算11第

3、四部分 軸的設(shè)計21第五部分 校核32第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)34齊齊哈爾大學普通高等教育機械設(shè)計課程設(shè)計圓柱斜齒齒輪減速器設(shè)計任務(wù)書一、 課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號78910運輸機工作轉(zhuǎn)矩t/(n.m)700710720730運輸機帶速v/(m/s)0.640.650.670.68卷筒直徑d/mm300310320330工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作（8小時/天），一年工作300天。運輸速度允許誤差為。二、 課程設(shè)計內(nèi)容1）傳動裝置的總體設(shè)計。2）傳動件及支承的設(shè)計計算。3）減速器裝配圖及零件工作圖。

4、4）設(shè)計計算說明書編寫。 每個學生應(yīng)完成：1） 部件裝配圖一張（a0）。2） 零件工作圖三張（a3）3） 設(shè)計說明書一份（60008000字）。本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第三組數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩t/(n.m) 710 。 運輸機帶速v/(m/s) 0.65 。 卷筒直徑d/mm 310 。 已給方案：外傳動機構(gòu)為v帶傳動。 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。第一部分 傳動裝置總體設(shè)計一、 傳動方案（已給定）1） 外傳動為v帶傳動。2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。3） 方案簡圖如下：二、該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，由于v帶有緩沖吸振能力，采用v帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬

5、于小功率、載荷變化不大，可以采用v帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。計 算 與 說 明三、原動機選擇（y系列三相交流異步電動機）工作機所需功率： 由 ，得2.993kw 傳動裝置總效率：式中，聯(lián)軸器的傳遞效率為 ，滾動軸承

6、的效率為， 圓柱斜齒輪的傳遞效率為 ，轂輪傳遞的效率為 電動機的輸出功率： 取鼓輪轉(zhuǎn)速=查表得二級圓柱斜齒輪減速器傳動比范圍i=8-60電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為所以電動機轉(zhuǎn)動范圍是320-2400r/min有750-1000-1500三種轉(zhuǎn)速的電動機適合選擇電動機為y132m1-6型 （見機械設(shè)計實踐與創(chuàng)新 表19-1）技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率（） 4 滿載轉(zhuǎn)速（） 960 額定轉(zhuǎn)矩（） 2.0 最大轉(zhuǎn)矩（） 2.0 y132m1-6電動機的外型尺寸（mm）： （見機械設(shè)計實踐與創(chuàng)新 表19-2）a：216 b：178 c：89 d：38 e：80 f：10 g：33 h：132 k：12 ab：28

7、0 ac：275 ad：210 hd：315 bb：238 l：515 四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1、 總傳動比： （見課設(shè)式2-6） 2、 各級傳動比分配： （見課設(shè)式2-7） 第二部分 v帶設(shè)計外傳動帶選為普通v帶傳動a) 確定計算功率：=（1）、由表8-7查得工作情況系數(shù) （2）、由式8-21（見機械設(shè)計書） 2、選擇v帶型號 查圖8-11(見機械設(shè)計書)選a型v帶。3.確定帶輪基準直徑 （1）、參考圖8-11（見機械設(shè)計書）及表8-6（見機械設(shè)計書）選取小帶輪直徑 （電機中心高符合要求）（2）、驗算帶速 由式8-13（見機械設(shè)計書） （3）、從動帶輪直徑 由表8-8

8、，得=315mm（4）、傳動比 i （5）、從動輪轉(zhuǎn)速4.確定中心距和帶長（1）、按式8-20（見機械設(shè)計書）初選中心距 ?。?）、按式8-22 (見機械設(shè)計書)，計算相應(yīng)的帶長查表8-2(見機械設(shè)計書)取帶的基準長度=2000mm(3)、按式8-23 (見機械設(shè)計書)計算中心距:a (4)、按式8-24（見機械設(shè)計書）確定中心距調(diào)整范圍 5.驗算小帶輪上的包角1 由式8-25(見機械設(shè)計書) 6.確定v帶根數(shù)z (1)、由表8-8（見機械設(shè)計書）查得=100mm， =960r/min時，單根型v帶的額定功率為0.95kw，由表8-4b（見機械設(shè)計書）得單根a型v帶額定功率的增量kw。 (2)

9、、由表8-5（見機械設(shè)計書）查得，包角系數(shù) (3)、由表8-5 (見機械設(shè)計書)查得，長度系數(shù)=1.03 (4)、計算v帶根數(shù)z，由式8-26（見機械設(shè)計書） 取z=6根 7計算單根v帶初拉力，由式8-27（見機械設(shè)計書） q由表8-3（見機械設(shè)計書），查得 8計算對軸的壓力，由式8-28（見機械設(shè)計書）得 9確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑dd1=100mm采用腹板式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準直徑dd2=315mm，采用輪輻式結(jié)構(gòu)，基準圖見零件工作圖。第三部分 各齒輪的設(shè)計計算一、高速級減速齒輪設(shè)計（斜齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，按圖示所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳

10、動。因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（gb10095-88），材料選擇。由表10-1選擇，大小齒輪材料均為40，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒輪硬度為48-55hrc。 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取=1.4。=3.35 =2.39小齒輪級齒數(shù)=25，大齒輪級齒數(shù)=84。選取螺旋角。初選螺旋角=16，2.設(shè)計計算。（1）設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，按式（10-21） 1) 試選=1.62) 由圖10-30。選取區(qū)域數(shù)系=2.4553) 計算小齒輪傳遞的輪距：=9.968n.mm4) 因大小齒輪均為硬齒面，故由表10-7，宜

11、選取稍小的齒寬系數(shù)=0.85) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.86) 由圖10-21e查得=1058mpa7) 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， =603201（1830010）=8) = 9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.98 =0.9810) 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 = =0.981058=1036.8mpa11)由圖10-26查得重合度 則 （2）計算1） 試算小齒輪分度圓直徑 =39.79mm2） 計算圓周速度v 3） 計算齒寬b及模數(shù) h=2.25=2.75mm4） 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù)k

12、使用系數(shù)=1，根據(jù)=0.67m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.1，由表10-3查得=1.2從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，=1.285 考慮齒輪為7級精度，故=1.295，故載荷系數(shù)： 又由圖10-13查得=1.266） 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) （10-17）3 按齒根彎曲強度設(shè)計：（1）確定計算參數(shù)。1） 計算載荷系數(shù)。2）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，由圖10-18查得。彎曲疲勞壽命系數(shù)及安全系數(shù)，彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.43）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 4） 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋

13、角影響系數(shù)5） 計算當量齒數(shù)。 6） 查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 ；7） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得 ； 8） 計算大小齒輪的并加以比較。 小齒輪數(shù)值較大（2）設(shè)計計算=1.44mm 對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值=1.5mm，取分度圓直徑取=25,則=844.幾何尺寸計算（1） 計算中心距 將中心距圓整為85mm（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角15.9 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b 圓整后取 ， 二、低速級減速齒輪設(shè)計（斜齒圓柱齒輪）1. 齒輪的材料

14、，精度和齒數(shù)選擇，按圖示所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（gb10095-88），材料選擇。由表10-1選擇，大小齒輪材料均為40，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒輪硬度為48-55hrc。=2.39 =/ =24 , =58選取螺旋角與i級的齒輪相同，初選螺旋角=16 2.設(shè)計計算。（2） 設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（10-21） 6（1）按齒面接觸強度設(shè)計，按式（10-21）試算，得 試選kt=1.6，滾動軸承的效率為， 圓柱斜齒輪的傳遞效率為，v帶傳動效率為 2） 由圖10-30，選取區(qū)

15、域系數(shù)=2.455 3） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=4） 級軸的輸出功率=3.23kw5） 級軸的轉(zhuǎn)速 =/=95.52r/min6） 因大小齒輪均為硬齒面，故由表10-7宜選取稍小的齒寬系數(shù)=0.87） 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)=189.8mpa8） 由圖10-21查的=1058mpa9） 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)10） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.98，=1.1411） 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10-21得由圖10-26查的重合度7計算1) 試計算小齒輪的直徑。=58.13mm。2) 計算圓周速度v。3）計算齒寬b及模數(shù)=cos /z

16、3=2.33 , h=2.25=5.24mmb/h=8.884） 計算縱向重合度=0.318 z3tan=1.755） 計算載荷系數(shù)使用系數(shù)=1，根據(jù)v3=0.29m/s，7級精度。由圖10-8查的動載荷系數(shù)=1.00；由表10-3查的=1.2. 從表10-4中的硬齒面輪檢查得小齒輪相對支撐非對稱布置，6級精度。=1.285 ，故載荷系數(shù)：=1.554。又由圖10-13查的=1.266） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑=57.58mm7） 計算模數(shù)=2.31mm8按齒跟彎曲強度設(shè)計：（1）確定計算參數(shù)1)計算載荷系數(shù)=1.5122) 由圖10-20d查的齒輪的彎曲疲勞強度極限，由圖10-

17、18查的彎曲疲勞壽命系數(shù)及安全系數(shù)kfn3=0.95,kfn4=0.973) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，。根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查的螺旋角影響系數(shù)4) 計算當量齒數(shù)：，5) 查取齒形系數(shù)由表10-5查得 ；6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5得 ； 7) 計算大小齒輪的并加以比較，=小齒輪數(shù)值較大設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大。取標準值=2.0mm，取分度圓直徑=57.58mm 取=28，則=2.3928=66.92 ，取=67 10 幾何尺寸計算；1） 計算中心距a。a=mm將中心距圓整為99mm2） 按圓整后的中心距

18、修正螺旋角。=因值改變不多，故參數(shù)等值不必修正。3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 ， =mm ， = 4） 計算齒輪寬度b，b=0.858.36=46.69mm圓整后取，?？偨Y(jié)：高速級 =25 =84 =1.5mm 低速級 =28 =67 =2.0mm第四部分 軸的設(shè)計高速軸的設(shè)計1.選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.1.電動機滿載轉(zhuǎn)速=960r/min，帶傳動比i=3。滾動軸承的效率為， 圓柱斜齒輪的傳遞效率為 ，v帶傳動效率為。=3.35， =2.39各軸轉(zhuǎn)速： 5） 各軸的輸入功率 i軸 ii軸 iii軸 卷筒軸 6）

19、.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9.55=34.6188n.m i軸 ii軸 iii軸 卷筒軸 2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表15-3,得c=103至126,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=120則: = =3.初選單列圓錐滾子軸承軸承1軸選單列圓錐滾子軸承為303082軸選單列圓錐滾子軸承為303093軸選單列圓錐滾子軸承為30313根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:=40mm=45mm=65mm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(現(xiàn)只對輸出軸作設(shè)計, 高速軸作設(shè)計和中間軸設(shè)計略,結(jié)構(gòu)詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結(jié)構(gòu)形狀如圖所示.輸出軸作設(shè)計求作用在齒輪上的力 因已知低速級

20、大齒輪的分度圓直徑 而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖1-35.初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取=120。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1-1）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩=,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則; 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準gb/t5014-2003或手冊，選用hl4型彈性柱聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250000n.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=55mm。故取=55mm，半聯(lián)軸器長度l=112mm，半聯(lián)軸

21、器與軸配合的孔長度=84mm 。6.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5) 擬定軸上零件的裝配方案6) 圖1-17) 本題的裝配方案已在前面分析比較，現(xiàn)選用圖15-22a所示的裝配方案（見機械設(shè)計書）。8) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度9) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i - ii軸段右端需制出一軸肩，故取ii - iii段的直徑左端用軸擋圈定為，按軸直徑取擋圈直徑d=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的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i - ii段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=82mm。10) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時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

22、求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故；而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得到3033型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。11) 取安裝齒輪處的軸端段iv-v的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為47mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸承應(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h0.07d，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h，取。12) 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端

23、蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm(參考圖1 - 2)，故取。13) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離a=16mm，i級圓柱斜齒輪與ii級圓柱斜齒輪之間的距離c=20mm（參考圖1-2）。參考到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm（參考圖1-2），已知滾動軸承寬度t=36mm，i級圓柱斜齒大齒輪輪轂長l=105mm，則 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。（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。按由表6-1差得平鍵截面bh=20mm12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為110mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選

24、擇齒輪輪轂與州的配合為同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm10mm17mm，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，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。(11)確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角為2各軸肩處的半徑見圖1-17.求軸上載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（1-1）做出軸的計算簡圖（圖1-3）。在確定軸承支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值（參看機械設(shè)計書的圖15-23）。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查的a=29mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距根據(jù)軸的計算簡圖做出軸彎矩圖和扭矩圖（圖1-3）。載荷水平面h垂直面v支反力f，彎矩m=55584.3n

25、.mm，=117342n.mm總彎矩=201730n.mm =226660n.mm扭矩t=24538.4n.mm8.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時,通常只校核軸的上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面c)的強度.根據(jù)式(15-5),及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取a=0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得=60mpa。因此，故安全。9.精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面 截面a，ii , iii ,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過多配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，

26、所以截面a, ii ,iii , b 均無需校核。（5） 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面iv和v處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面c上的應(yīng)力最大。截面v的應(yīng)力集中的影響和截面iv的相近，但截面v的扭矩作用，同時軸頸也較大，故不必做強度校核。截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力過度集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面c也不比校核。截面vi和vii顯然更不比校核。由第三章附錄可知，鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因此該軸只需校核截面iv左右兩側(cè)即可。（6） 截面iv左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面iv左側(cè)的彎矩m為 截面iv上的

27、扭矩 =24538.4n.mm 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。由表15-1查得=640mpa =275mpa =155mpa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查得。因=0.031，=1.08，經(jīng)插值后查得=2.0 ， =1.31 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 =0.82 =0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 =1.82 =1.26由附圖（3-2）的尺寸系數(shù)=0.67；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按式（3-12）及式（3-1

28、2a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 0.10.2，取0.15 0.050.1，取0.08于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得 =29.52s=1.5故可知其安全。(4)截面iv右側(cè) 抗彎截面系數(shù)w按表15-4的公式計算。 抗扭截面系數(shù)彎矩m及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭矩切應(yīng)力為 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 =3.16 軸按磨削加工，由附表3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面iv右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面iv右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。圖1-2最后得出輸出軸圖： 第五

29、部分 校 核低速軸軸承軸承的型號為30313，cr=195 kn，1） e2） 計算當量動載荷 查表得 =1.2,徑向載荷系數(shù)x和軸向載荷系數(shù)y為x=1，y=0 =1.2（11192.4）=1430.9 n3） 驗算30313的壽命 驗算右邊軸承 鍵的校核鍵1 2012 l=90 由機械設(shè)計課本的表6-1 則強度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力 所以鍵的強度足夠鍵2 1610 l=70 由機械設(shè)計課本的表6-1 則強度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力所以鍵的強度足夠聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器 gb/t5014-2003減速器的潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸油潤

30、滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。2滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度v1.52m/s所以采用飛濺潤滑，第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)以上尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計軸號功率p kw轉(zhuǎn)矩t n.mm轉(zhuǎn)速n r/min傳動比i效率電機軸4.0020009601113.3433.2343203.00.9423.21106.914195.63.350.9633.08245.3804402.390.96工作機軸3.02240.54010.98齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸兩小齒輪采用實心結(jié)構(gòu)兩大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)齒

31、輪z1尺寸z=25 d1=38.99mm m=1.5mm b1=42ha=ha*m=11.5=1.5mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)1.5=1.875mm h=ha+hf=1.5+1.9=3.375mm da=d12ha=38.99+21.5=41.99mm df=d12hf=38.9921.875=35.24mm p=m=4.71mm s=m/2=3.141.5/2=2.355mme=m/2=3.141.5/2=2.355mm c=c*m=0.251.5=0.375mm齒輪z2的尺寸由軸可 得d2=131.01mm z2=84 m=1.5mm b=32 ha=ha*m=11.5=1.5mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)1.5=1.875mmh=ha+hf=1.5+1.875=3.375mmda=d22ha=131.0121.5=134.01mmdf=d22hf=131.0121.875=127.26mmp=m=4.71mms=m/2=3.141.5/2=2.355m