河北工程大學機械設計課程設計0

1、 成績：_機械產品設計項目設計說明書設計題目： 帶式輸送機傳送裝置設計 專業(yè)班級： 機制 學生姓名： 學 號： 指導教師： 姚 貴 英 河 北 工 程 大 學 機 電 學 院目錄第一部分 設計任務書 1第二部分 傳動方案分析 3第三部分 電動機的選擇計算 3第四部分 傳動裝置運動和動力參數(shù)的選擇計算 4第五部分 傳動零件的設計及計算 5 1、高速級嚙合齒輪設計計算 5 2、低速級嚙合齒輪設計計算10 第六部分 軸的設計計算及初步選擇鍵與聯(lián)軸器 15 一、軸3的設計計算 15 二、軸1的設計計算 20 三、軸2的設計計算 25第七部分 滾動軸承的選擇與校核 30第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算

2、33第九部分 潤滑和密封方式的設計 34第十部分 箱體的結構設計 35第十一部分 設計總結 36第十二部分 參考資料 3737 第一部分、設計任務書一、設計題目：膠帶輸送機傳動系統(tǒng)設計1、機器的功能要求膠帶輸送機是機械廠流水作業(yè)線上運送物料常用設備之一，其主要功能是由輸送帶完成運送機器零、部件的工作。其工作裝置的傳動示意圖參見圖1-1。圖1-1 帶式輸送機工作裝置傳動示意圖2、機器工作條件（1）載荷性質 單向運輸，載荷較平穩(wěn)；（2）工作環(huán)境 室內工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35°C；（3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%；滾筒傳動效率為0.96；（4）使用壽命 8年，每年350

3、天，每天16小時；（5）動力來源 電力拖動，三相交流，電壓380/220V；（6）檢修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生產條件 中型機械廠，小批量生產。二、傳動方案： 電機兩極圓柱齒輪斜齒減速器工作機三、設計參數(shù)：輸送帶的牽引力F，（KN）輸送帶的速度v,(m/s)提升機鼓輪的直徑D，（mm）2.91.6450四、設計任務1、設計工作內容（1）膠帶輸送機傳動系統(tǒng)方案設計（包括方案構思、比選、決策）；（2）選擇電動機型號及規(guī)格；（3）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（4）減速器設計(包括傳動零件、軸的設計計算，軸承、連接件、潤滑和密封方式選擇，機體結構及其附件的設計)（5）聯(lián)軸器選型設計

4、；（6）繪制減速器裝配圖和零件工作圖；（7）編寫設計說明書；（8）設計答辯。2、提交設計成品需要提交的設計成品：紙質版、電子版（以班級學號中文姓名作為文件名）各1份。內容包括：（1）減速器裝配圖一張；（2）零件圖2張 (完成的傳動零件、軸和箱體的名稱)；（3）設計計算說明書一份。五、設計中應注意事項1.計算和繪圖應交替進行，并注意隨時整理結果，列表保存。2.設計中要貫徹標準。（標準件和標準尺寸）3.全面考慮問題：強度、結構、加工工藝等。4.設計應有創(chuàng)造性，多方案比較，擇優(yōu)選用。5.設計過程中注意培養(yǎng)獨立工作能力。6.提交的設計成品應符合指導教師給出的格式要求。六、完成時間要求在2012年12月

5、20日之前完成全部設計任務。指導教師：姚貴英第二部分、傳動方案分析 題目：設計一用于膠帶輸送機傳動裝置中的展開式二級圓柱 斜齒輪減速器一 總體布置簡圖 二.分析結構及工作情況： 傳動機構類型為：展開式二級圓柱斜齒輪減速器。故只對傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，兩邊軸較長、剛度差。而且工作情況較平穩(wěn)，要進行各部分的設計，電機的選擇，軸的設計，聯(lián)軸器的選擇，齒輪的設計，來滿足工作要求。 第三部分、電動機的選擇計算一、 電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、

6、重量、價格和減速器的傳動比，所以選用常用的封閉式Y系列的電動機。二、 電動機容量的選擇1. 卷筒所需功率 2.電動機的輸出功率 由表1-7查出:1=0.99，為輸入聯(lián)軸器的效率，2=0.99，為第一對軸承的效率，3=0.99，為第二對軸承的效率，4=0.99，為第三對軸承的效率，5=0.98，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，稀油潤滑），6=0.99，為輸出聯(lián)軸器的效率，7=0.96, 為卷筒的效率，12345670.99×0.99×0.99×0.99×0.98×0.960.88；所以5.27kw三、 電動機轉速的選擇，8=<i=

7、<40,所以求的轉速的范圍，,543.52=<n=<2717.6r/min四、 電動機型號的確定由表機械設計手冊121查出，電動機型號為Y132M2-6的三相異步電動機,其額定功率為5.5kw，轉速1000r/min,滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。第四部分 傳動裝置的運動和動力參數(shù)選擇計算一、 計算傳動裝置的總傳動比及其分配1. 計算總傳動比卷筒轉速=60×1000×V/(D)=67.94由電動機的滿載轉速和工作機主動軸轉速可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i/14.132. 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，根據(jù)機械設計指導書中

8、的圖12，考慮到滿足浸油潤滑要求，及一級閉式斜齒最佳傳動比為3到5之間，所以4.5，=3.14速度偏差為0，所以可行。二、 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩1. 各軸轉速 960r/min/ i1960/4.5213.33r/min / =67.94 r/min2. 各軸輸入功率   P×15×0.995.455 kw  =×2×55.455×0.99×0.985.28 kw   ×3×55.28×0.99×0.985.12 kw3. 各軸輸入轉矩&

9、#160;  1軸  9550 / =9550×5.445/960=54.17N·m  2軸  9550 / =9550×5.28/213.33= 213.33N·m3軸  9550 / =9550×5.12/67.94=719.69N·m列表如下：項目電動機軸高速軸1中間軸2低速軸3轉速 （r/min)960960213.3367.94輸入功率 （ kw ) 5.55.4455.285.12輸入轉矩 （N*m)54.7154.17236.37719.69傳動比114.53.14第五部

10、分、 傳動零件的設計及計算一、高速級齒輪的設計計算1選定齒輪類型精度等級、材料及齒數(shù)材料及熱處理(1)齒輪材料及熱處理小齒輪材料為40Cr(調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質）,硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS；(2)齒輪精度 選擇7級 (3)選擇小齒輪齒數(shù)為=20（20-40）,大齒輪齒數(shù) =4.520=90,選取螺旋角。初選螺旋角=（）。 2. 按齒面接觸強度設計 按公式計算（1） 確定公式內的各計算數(shù)值1) 試選=1.6。2) 計算小齒輪傳遞的轉矩。 3) 查圖10-30看區(qū)域系數(shù)圖選取=2.433.4) 查看標準圓柱齒輪傳動的端面重合度，查得 =0.75

11、，=0.87，則=1.62。 5）查看表格選取齒寬系數(shù)=1. 6）查10-6表得到材料的彈性影響系數(shù)=。 7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 Mpa。 8）計算應力循環(huán)次數(shù) 9）取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95，=1.06 10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 （2） 計算1) 計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 =43.78mm1） 計算圓周速度。2） 計算齒寬b及模數(shù)。b=3） 計算縱向重合度 4） 計算載荷系數(shù)K.已知使用系數(shù)=1(表10-2),根據(jù)v=2.2m/s,7級精度，查表得到動載系數(shù)=1.09；(表

12、10-4)。查圖得(圖10-13)；查表得（表10-3）。故載荷系數(shù)5） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 6） 計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強度設計由式 (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=1.59，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88.3） 計算當量齒數(shù)。 4） 查取齒形系數(shù)。查10-5表得=2.724 =2.1835) 查取應力校正系數(shù)。查10-5表得 =1.569 =1.789 6）查圖的小齒輪的彎曲疲勞強度極限500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限380MPa； 7) 查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86 =0.89； 8）計算彎曲疲勞

13、許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式 9）計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。對比計算 結 果， 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的齒面模數(shù)，取=1.389mm,已可滿足彎曲強度，圓整為標準值， 取=2.0mm. 齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模 數(shù)與齒數(shù)的乘積） 有 關。按接觸強度算得的分度圓直徑=45.95mm， 算出 小齒輪齒數(shù)應有的齒數(shù)。于是由 取=22，則。取=99. 4. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距 （應盡量圓整為0和5）將中心距圓整為1

14、25mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變不大，所以不用修正參數(shù)、。計算大、小齒輪的分度圓直徑 mm mm（3） 計算齒輪寬度 圓整后取 （4）結構設計 大齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而小于500mm,顧應選用腹板式為 宜。2、 低速級齒輪設計計算1選定齒輪類型精度等級、材料及齒數(shù)材料及熱處理(1)齒輪材料及熱處理小齒輪材料為40Cr(調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質）,硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS；(2)齒輪精度 選擇7級 (3)選擇小齒輪齒數(shù)為=20（20-40）,大齒輪齒數(shù) =3.1420=62.8,取 63，選取螺旋角,，初選螺旋角=（

15、）。 2. 按齒面接觸強度設計 按公式計算（1） 確定公式內的各計算數(shù)值1）試選=1.6。2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 3）查圖10-30看區(qū)域系數(shù)圖選取=2.433.4）查看標準圓柱齒輪傳動的端面重合度，查得 =0.75，=0.86，則=1.61。5）查看表格選取齒寬系數(shù)=1.06）查10-6表得到材料的彈性影響系數(shù)=。7）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 Mpa。 8）計算應力循環(huán)次數(shù) 9）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.06，=1.12. 10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 （2） 計

16、算1）計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 =69.59mm 2）計算圓周速度。3）計算齒寬b及模數(shù)。b=4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù)K.已知使用系數(shù)=1(表10-2),根據(jù)v=0.78m/s,7級精度，查表得到動載系數(shù)=1.05；(表10-4)。查圖得(圖10-13)；查表得（表10-3）。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，由式 7） 計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強度設計由式 （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=1.59，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88.3）計算當量齒數(shù)。 4）查取齒形系數(shù)。查10-5表得由表10-5查得=2.724

17、=2.2445）查取應力校正系數(shù)。查10-5表得 =1.569 =1.748 6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；=380 MPa； 7) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.9 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式 9）計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=1.389mm,已可滿足彎曲強度，圓整為標準值，取=3mm. 而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與

18、齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關。按接觸強度算得的分度圓直徑=72.24mm，算出小齒輪齒數(shù)應有的齒數(shù)。于是由 取=23，則。取=72 4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距 （應盡量圓整為0和5）將中心距圓整為147mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變不大，所以不用修正參數(shù)、。計算大、小齒輪的分度圓直徑 mm（3）計算齒輪寬度 圓整后取 （4）結構設計 大齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而小于500mm,顧應選用腹板式為 宜。3、名 稱符號高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪法面模數(shù)2mm 2mm3mm3mm螺旋角14°314814°314814°1236

19、 14°1236齒 數(shù)22992372分度圓直徑45.45 204.54 71.18 222.82 齒頂高系數(shù)1111頂隙系數(shù)0.250.250.250.25齒頂高=2mm2mm3mm3mm齒根高=(+) 2.5mm2.5mm3.75mm3.75mm齒頂圓直徑=49.45208.54 77.18 228.82齒根圓直徑= 40.45199.54 63.68 215.32齒 寬51mm46mm77mm72mm法面壓力角20°20°20°20°傳動中心距125mm147mm齒輪精度等級7級7級材料及熱處理小齒輪：40Cr，調質，硬度為280HBS大

20、齒輪：45鋼，調質，硬度為240HBS 第六部分、 軸的設計計算及初步選擇鍵及聯(lián)軸器一、 軸3的設計計算1. 軸3上的功率,轉速，轉矩. 由前面已經(jīng)算出，2. 求作用在齒輪上的力 mm 3. 初步確定軸的最小直徑 先按課本15-1初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據(jù)課本表15-1取，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號由表14-1，查得則：，查表得選用4型彈性柱銷聯(lián)軸器,許用轉矩為1250N·m許用最大轉速為4000r/min,考慮到聯(lián)軸器與軸之間存在鍵槽，軸直徑須增大5%-7%。半聯(lián)軸器的孔徑故取，半聯(lián)

21、軸器的長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm。4.軸3的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 選用上圖的裝配方案. （2）根據(jù)軸向定位的要確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑，半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比略短一些,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的作用,故選用圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列圓錐滾子軸承33012型.其尺寸為對于選取的單列圓錐滾子

22、軸承其尺寸為:故;而 .左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得33012型軸承定位軸肩 高度h=6mm,因此，。 3）取安裝齒輪處的軸段; 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為72mm,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. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高6,取.軸環(huán)寬度,取b=12mm. 4）軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根 據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián) 軸器右端面間的距離 ,故取.這僅是初步確定，等到安裝時，還要考慮密封等裝置。 5）取齒輪距箱體內壁之距離a=18.5mm

23、,兩圓柱齒輪間的距離c=20+2.5=22.5mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=33.5mm,高速大齒輪輪轂長L=46,則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3） 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按表61查得平鍵截面的各項的尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長L為70mm，鍵的材料選用鋼。 半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考課本表152，取聯(lián)軸器軸端倒角為和軸承相配合的軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見3軸零件圖。5

24、. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于30304型圓錐滾子軸承，查得，因此，作為簡支粱的軸的支承跨距。且可得根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 相關力計算如下： 1）由前面已算得，=6459.83N,2）軸承1對軸的作用力 3) 軸承2對軸的作用力4）T=T=719.695）分析可知過齒輪的截面彎矩最大 總彎矩為6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸 單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前面選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由表151查得。 ，因此安全

25、。二、軸1的設計計算 1.軸1上的功率,轉速，轉矩. ， 2.求作用在齒輪上的力 mm 3. 初步確定軸1的最小直徑 先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。根據(jù)表153， 取，得，這是軸的最小直徑. 因軸與聯(lián)軸器通過一個鍵聯(lián)接，所以軸徑要增大5%7%，取為21mm；電動機軸和聯(lián)軸器處的軸相配合至此可以選擇聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表141，取，所以 ，查標準GB/T60692002選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，它的公稱轉矩，許用轉速3800r/min，選孔徑32mm，則 半聯(lián)軸器長度L82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L160mm。 4. 軸1的結構設計（1

26、）擬定軸上零件的裝配方案 裝配圖如下 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段的直徑和長度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸 肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈 直徑，半聯(lián)軸器與 , 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸 器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比略短一些,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的作用,故選用圓錐滾 子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產目錄中初步選取0基本游 隙組 標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308型.其尺寸為 對于選取的單列圓錐滾子軸承其尺寸為:故;而 ,左端軸承進行軸肩定位，查表得，h=4.5mm,軸

27、端軸承采用軸肩定位，查表得，。 3）安裝齒輪處的軸段直徑應稍大于49mm，若取為52mm，而此處裝的齒輪分度45.45mm，知故宜用齒輪軸。因為做成齒輪軸后，輪齒的材料與軸的材料相同，故結合前 面得齒輪設計，重新校核之：齒輪的當量齒數(shù)為 查課本表105，得 ， 仍安全，可設計成齒輪軸。4）軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根 據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián) 軸器右端面間的距離 ,故取.5）取齒輪距箱體內壁之距離a=13.5mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20-2.5=17.5mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱

28、體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=25.25mm,則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3)軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按表61查得平鍵截面各部分持尺寸 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長L為45mm，鍵的材料選用鋼。 半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考課本表152，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見高速軸零件圖。5. 求軸上的載荷。 首先根據(jù)軸的結構做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取 值。對于30308型圓錐滾子軸承，查得，因此，作為簡支粱的軸

29、的支承跨距。且可得 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 相關力計算如下：1）已算得作用在齒輪上的力，。軸力產生的對軸的彎矩 2）軸承1對軸的作用力。 3）軸承2對軸的作用力。 4)扭矩T=5)從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出齒輪段截面是軸的危險截面 總彎矩為 6 按彎扭合成應力校核軸的強度 只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉， 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前面選定軸的材料為40鋼，調質處理，由表151查得。 ，因此安全。 3、 軸2的設計計算 1.軸2上的功率,轉速，轉矩. ， 2. 低速級的小齒輪與大齒輪嚙合，其軸向力，徑向力

30、，圓周力，都是作用力 和反作用力， 高速級的齒輪也一樣，其軸向力，圓周力，徑向力，都是作用力和反作用力，大小相等，方向相反。則 3 初步確定軸2的最小直徑 先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40，調質處理。根據(jù)表153，取 ，得，這是軸的最小直徑，因軸與齒輪通過一個鍵聯(lián)接，所以與小齒輪聯(lián)接處的最小軸徑要增大5%7%，則取，它應該是與軸承配合處的直徑。 4 軸2的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 選用下圖的裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段的直徑和長度1）初步選擇滾動軸承軸承同時 受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)選定 最小直徑，初步選

31、取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為，則=，左端軸承進行軸肩定位，查表得，,。 2）安裝齒輪處的軸徑應該大于44mm,若取 47mm, 進行計算便可知道,做成齒輪軸 查課本表105，得 則 ，右端軸承與大齒輪間用套筒定位，套筒壓緊大齒輪的右端，取大齒輪處直徑,為了使套筒能夠更好的壓緊齒輪，輪轂長略大于軸段長，大齒輪的左端進行軸肩定位，取，3）取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾 動軸承位 置時，應距箱體內壁一段距離s，取，兩齒輪之間的距離c=20mm,軸承T=22.75mm. 則：， 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位

32、滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。齒輪與軸的周向定位由平鍵保證，根據(jù)軸的直徑為44mm,但因軸段長度不同，查標準后，選鍵的類型。（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參考課本表152。 5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值 對于30306型圓錐滾子軸承，查得，因此，作為簡支粱的軸的支承跨距。 可知。 可計算出，所以 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 相關力的計算如下： 1）軸承1對軸的作用力2）軸承2對軸的作用力3) 彎矩總彎矩 過齒輪處的截面為危險截面，過小齒輪處的截面

33、為應該校核的截面。4） 扭矩5） 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以 及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前面選定軸的材料為40，調質處理，由表151查得。第七部節(jié) 、滾動軸承的選擇和校核 1. 軸1上的軸承的選擇和校核 該軸上所選的軸承為單列圓錐滾子軸承30308型.其尺寸為 1)徑向力 2)軸向力 查表得30308軸承e=0.35,Y=1.7,C=90800N 3） 求軸承當量動載荷,又 因為 根據(jù)表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉受輕微載荷，取，則 4）軸承壽命的校核

34、，查設計手冊得C=90800 N，又，所以有 ,故滿足要求。2. 軸2上的軸承的選擇和校核標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為 1)徑向力 2)軸向力 查表得30307軸承e=0.31,Y=1.9,C=75200 ， 3） 求軸承當量動載荷,又 因為 根據(jù)表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉受中等載荷，取，則 4）軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=75200N，又，所以有 ,故滿足要求。3. 軸3上的軸承的選擇及校核 標準精度級的單列圓錐滾子軸承33012型.其尺寸為對于選取的單列圓錐滾子軸承其尺寸為: 1)徑向力 2)軸向力 查表得30312軸承e=0.

35、35,Y=1.7,C=170000N 3） 求軸承當量動載荷,又 因為 根據(jù)表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉受中等載荷，取，則 4）軸承壽命的校核，查設計手冊得Cr=19500 N，又，所以有 ,故滿足要求。 第八部分、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.軸1選擇的鍵及其校核 由軸的設計已初步把鍵的類型選擇，聯(lián)軸器上的鍵，普通平鍵B型，普通平鍵連接，連接鍵校核：（，為工作長度）因為鍵的材料為鋼，而且有輕微沖擊，（100-120Mpa)，所以安全。2.軸2選擇的鍵及其校核 由前面軸的設計已選出鍵的類型，齒輪上的鍵 ，為圓頭平鍵，,因為鍵的材料為鋼，而且有輕微沖擊,(100-

36、120Mpa),，所以安全。3.軸3選擇的鍵及其校核 由軸的設計已初步把鍵的類型選擇，聯(lián)軸器上的鍵，普通平鍵C型,因為鍵的材料為鋼，而且有輕微沖擊，（100-120Mpa)，所以安全。齒輪上的鍵,普通平鍵A型，工作長度，因為鍵的材料為鋼，而且有輕微沖擊,(100-120Mpa),，所以安全。第九部分、潤滑和密封方式的設計 1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。1，2，3I軸的速度因子，查機械設計手冊可選用鈉基潤滑劑2號 2密封方式的選擇 由于1，2，3軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封 3潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊