畢業(yè)課程設(shè)計(jì)之減速器的設(shè)計(jì)

1、( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！)目錄(3).(6) .(7).(8).(9).(10).(28).(30).(33).(34). . .(37).(38).(39)1一 . 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書(shū)年級(jí)專業(yè)08 級(jí)機(jī)電二班學(xué)生姓名鄧孝峰學(xué)號(hào)題目名稱帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì) 時(shí)間17 周19 周課程名稱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)課程編號(hào)設(shè) 計(jì) 地點(diǎn)教學(xué)樓八樓一、課程設(shè)計(jì)（論文）目的1.1綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)，進(jìn)行設(shè)計(jì)實(shí)踐鞏固、加深和擴(kuò)展。1.2培養(yǎng)分析和解決設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單機(jī)械的能力為以后的學(xué)習(xí)打基礎(chǔ)。1.3進(jìn)行工程師的基本技能訓(xùn)練計(jì)算、繪圖、運(yùn)用資料。二、已知技術(shù)參數(shù)和條

2、件2.1 技術(shù)參數(shù)運(yùn)輸帶工作拉力F=2.5KN運(yùn)輸帶工作速度v=1.3ms傳送帶滾筒直徑D=370mm1-1 帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理2.2 工作條件連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期 10 年（每年 300 個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為± 5%。帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為 0.96 。2三、任務(wù)和要求3.1繪制二級(jí)圓柱齒輪減速器裝配圖1 張；標(biāo)題欄符合機(jī)械制圖國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)；3.2繪制零件工作圖 2張（齒輪和軸） ；3.3編寫(xiě)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)1 份，計(jì)算數(shù)據(jù)應(yīng)正確且與圖紙統(tǒng)一。說(shuō)明書(shū)應(yīng)符合邵陽(yáng)學(xué)院規(guī)范格式且用 A4 紙打?。?.4 圖紙裝訂、說(shuō)明書(shū)裝訂并裝袋；

3、注： 1此表由指導(dǎo)教師填寫(xiě)，經(jīng)系、教研室審批，指導(dǎo)教師、學(xué)生簽字后生效；2此表 1 式 3 份，學(xué)生、指導(dǎo)教師、教研室各1 份。四、參考資料和現(xiàn)有基礎(chǔ)條件（包括實(shí)驗(yàn)室、主要儀器設(shè)備等）4.1機(jī)械設(shè)計(jì)教材4.2機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)4.3減速器圖冊(cè)4.4減速器實(shí)物；4.5機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)4.6其他相關(guān)書(shū)籍五、進(jìn)度安排序號(hào)設(shè)計(jì)內(nèi)容天數(shù)1設(shè)計(jì)準(zhǔn)備（閱讀和研究任務(wù)書(shū)，閱讀、瀏覽指導(dǎo)書(shū)）12傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)23各級(jí)傳動(dòng)的主體設(shè)計(jì)計(jì)算24減速器裝配圖的設(shè)計(jì)和繪制75零件工作圖的繪制16編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)27總計(jì)15六、教研室審批意見(jiàn)教研室主任（簽字） ：年月日3七、主管教學(xué)主任意見(jiàn)主管主任（簽字） ：年月日八、

4、備注指導(dǎo)教師（簽字）：學(xué)生（簽字）邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì)評(píng)閱表系機(jī)械與能源工程系專業(yè)班級(jí)08 機(jī)電二班題目名稱帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置課程名稱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)一、學(xué)生自我總結(jié)這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開(kāi)式圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過(guò)二個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí)。為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。學(xué)生簽名：鄧孝峰2010 年12 月8 日二、指導(dǎo)教師評(píng)定評(píng)分項(xiàng)目綜合成績(jī)權(quán)重單項(xiàng)成績(jī)4指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)：指導(dǎo)教師（簽名） ：年月日二 . 電動(dòng)機(jī)的選擇因?yàn)楸緜鲃?dòng)的工作狀況是：連續(xù)單向運(yùn)

5、轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期 10 年（每年 300 個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送Pw=3.3854機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。所以選用Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，同=0.87步轉(zhuǎn)速 1500rmin 。Pd=3.8219KW1. 工作機(jī)所需功率 PwPw=FV(1000w)= 3.3854KW2. 電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率本設(shè)計(jì)中的聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率（ 1 個(gè)），軸承的傳動(dòng)效率 （4 對(duì)），齒輪的傳動(dòng)效率 （ 2 對(duì)），本次設(shè)計(jì)中用 8 級(jí)傳動(dòng)效率 ( 油潤(rùn)滑 ) 其中 =0.99 =0.99 =0.98 （兩對(duì)齒輪的效率取相等） =0.96= =0.873. 所需電動(dòng)機(jī)的功

6、率 Pd（KW）Pd =Pw=3.8219KW4. 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定由表 17-7 查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y112M-4,其額定功率為 4kW，滿載轉(zhuǎn)速 1440rmin ?；痉项}目所需的要求。電動(dòng)機(jī)額定功率 KW滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量 Kg型號(hào)rmin額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y112M-414402.22.34345三計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配1. 計(jì)算總傳動(dòng)比由 v=1.3ms 求滾筒轉(zhuǎn)速 nwv=1.3ms 得=67.1032rmin =21.45952. 合理分配各傳動(dòng)比a×式中分別為鏈傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使鏈傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取 2.3

7、 ，則減速器傳動(dòng)比為9.3302根據(jù)各原則，查圖得高速級(jí)傳動(dòng)比為=3.5 ，則 2.7 。3. 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速的計(jì)算（ 1）各軸轉(zhuǎn)速 n（rmin ）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 nm=1440rmin高速軸的轉(zhuǎn)速n 1=nm=1440rmin中間軸的轉(zhuǎn)速n 2= n 1i 1= 411.4286 rmin低速軸的轉(zhuǎn)速n 3=n2i 2=152.381 rmin滾筒軸的轉(zhuǎn)速n 4=n3=152.381 rmin（ 2）各軸的輸入功率（ kW）電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm= Pd=4 kW高速軸的輸入功率 P =1Pm =3.96 kW中間軸的輸入功率 P2= P1= 3.8028 kW低速軸的輸入功率

8、 P = P2= 3.6518 kW3滾筒軸的輸入功率 P = P= 3.5791 kW43（3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（ N· m）高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T 1=9550 P1n 1= 26.2625N · m中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T 2=9550 P2n 2= 88.2698N · m低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T 3=9550 P3n 3= 228.8651 N· m 21.4595鏈傳動(dòng)比 2.3高速級(jí)傳動(dòng)比為 =3.5低速級(jí)傳動(dòng)比 =2.76滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩T 4 =9550 P4 n 4= 224.3088 N· m傳動(dòng)參數(shù)數(shù)據(jù)表項(xiàng) 目電動(dòng)機(jī)軸高速軸 I中間

9、軸 II低速軸 III滾筒軸轉(zhuǎn)速（ rmin 4286152.381152.381功率（ kW）43.963.80283.65183.5791轉(zhuǎn)矩（ N· m）2.226.262588.2698228.8651224.3088傳動(dòng)比113.52.72.3效率10.990.990.990.96四 . 滾子鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算=191. 選擇鏈輪齒數(shù)=44=19，大齒輪的齒數(shù)為 =i=2.3 × 19。鏈條型號(hào)2. 確定計(jì)算功率20A-1由表 9-6 查得 =1.0 ，由圖查得 =1.52 ，單排鏈，則計(jì)算功率鏈條節(jié)距Pca KAKzP 1.0 1.52 4

10、kW 6.08kWp=31.75mm3. 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距根據(jù)及 = 152.381 rmin=110=0.24874查圖 9-11 ，可選 20A-1。查表9-1 ，鏈條節(jié)距為 p=31.75mm。a=1240mmV=1.53ms4. 計(jì)算節(jié)數(shù)和中心距初選中心距 =（3050） p=（3050）× 31.75mm=952.51587.5mm。 用油池潤(rùn)滑取=1000mm。相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為L(zhǎng) po 2 ao2z1z2z2z1pp22ao100019444419231.75222110.3231.751000取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù) =110 節(jié)。查表 9-7 得中心距計(jì)算系數(shù) =0.24874

11、，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為a f 1 p 2L pz1z20.2487431.752 110 19 44 mm5. 計(jì)算鏈速 v，確定潤(rùn)滑方式vn z p152.38119 31.75 m / s 1.53m / s11601000601000由 v=1.53ms 和鏈號(hào) 20A-1，查圖 9-14 可知應(yīng)采用油池潤(rùn)滑或油盤(pán)飛濺潤(rùn)滑。6. 計(jì)算軸壓力有效圓周力為 Fe 1000 P100042614Nv1.537鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)，則FpKFp Fe1.1526143006N五、齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算5-1 高速齒輪的計(jì)算1. 選定齒輪類型、材料、精度等級(jí)及齒數(shù)（1）按以上的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱

12、齒輪傳動(dòng)；（2）材料、熱處理及精度等級(jí)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 40HBS。精度等級(jí)選用 7 級(jí)精度；=41.375mm（3）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。v= 3.35ms2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)b由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1）試選載荷系數(shù) K=1.3。2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=2.6263×104 N· mmm=2.27mm3）由表 10-7 選齒寬系數(shù) d=1。Z 。4）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)E5）由圖 10 21d按齒面硬

13、度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極Hlim1 600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限 Hlim2 550MPa；6）由式 1013 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60n1 jL h60 14401(2810300) 4.147 1094.1471091.185109N 23.57) 由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù)8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 , 取失效概率為 1，安全系數(shù) S1，由式（）得HKHN1lim 1MP a10121540SH2KHN 2lim 2528MPaS（2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。310 421.32.62633.51189.8=41.375mm= 2.32*1

14、·5283.52）計(jì)算圓周速度v8v= 3.35ms3）計(jì)算齒寬 bbd d 1t144.38644.386mm4）計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)mtd1t1.8mm41.375 / 23mmz1齒高h(yuǎn)2.25mt2.25 1.8mm4.05mm5 ）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v=3.35ms， 7 級(jí)精度，由圖 10-8 查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪， ;由表 10-2 查得使用系數(shù)；由表 10-4 用插值法查得7 級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，由，查圖 10-13 的故載荷系數(shù)KKAKVKHKH1.25 1.181 1.4262.103。6 ）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-1

15、0a ）得d1d1t3 K44.3863 2.103mm 52.105mm mmKt1.37 ）計(jì)算模數(shù) m。m=mm=2.27mm3. 根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（ 10-5 ）的彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1 ）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；2 ）由 110-18查得彎曲壽命系數(shù) =0.85=0.893 ）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ，由式（ 10-12 ）得K FN1FE 10.85500F1S1.303.57MPa4KFN2FN 20.89380F2S241.57MPa1.44）計(jì)算載荷系數(shù)K。KK A

16、KV K F K F1.25 1.18 1 1.462.1545）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 查得7 ）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。9YFa1Ysa12.691.5750.01396F 1303.57Y Y2.221.77Fa 2 Fa 20.01627F 2241.57大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算m322.1542.626310412320.01627mm 1.52mm mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果 , 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) , 由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力 , 而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力

17、 , 僅與齒輪直徑 ( 即模數(shù)與齒數(shù)的成積 ) 有關(guān) , 可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1.52 ，并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 , 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 48.376, 算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng) , 即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度 , 又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 , 并做到結(jié)構(gòu)緊湊 , 避免浪費(fèi)。4. 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1z1m25 2mm 50 mmd 2z2m88 2mm 176m m（2）計(jì)算中心距d1d 248 168mm 108mma22（3）計(jì)算齒輪寬度?。?4）由此設(shè)計(jì)有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2505325大齒輪217648885-2 低速齒的計(jì)算1. 選

18、齒輪類型、材料、精度等級(jí)及齒數(shù)（1）按傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)；（2）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料10為45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS；（3）精度等級(jí)選用7 級(jí)精度；v=1.21ms（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，?。唬?）選取螺旋角。初選螺旋角。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（ 10-21 ）試算，即(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1 ）試選。2 ）由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)。=2.95mm3 ）由圖 10-26 查得，則。4 ）許用接觸應(yīng)力取失效概率為 1，安全系數(shù) S1KHN1lim 1H1SHKHN2lim

19、 22SH 1H 2H2(2) 計(jì)算540MPa小齒輪齒數(shù)z=35大齒輪齒數(shù)528MPaz=95a=134mm540 528=2534MPad=72.151 ）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得3 2 1.6 8.8269810 43 . 72d 1t2. 433 189 .8mm11.622 .756.325342 ）計(jì)算圓周速度。v=1.21ms3 ）計(jì)算齒寬 b 及模數(shù)。bdd1t156.32mm 56.32mmmntd1t cos56.32 cos14z1mm 2.28mm24h2.25mnt2.25 2.28mm 5.13mm4）計(jì)算縱向重合度。0.318 d z1 tan0.318

20、 1 24 tan14 1.9035）計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7 級(jí)精度，由圖 10-811查得動(dòng)載系數(shù)；由表 10-4 查得 =1.42 ；由圖 10-13 查得 =1.227;由表 10-3 查得。故載荷系數(shù)KK AKV K H K H1.25 1.14 1.41.422.836）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d 1d1t 3 K56.323 2.83mm 72.99mmKt1.37) 計(jì)算模數(shù) m。=mm=2.95mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1 ）計(jì)算載荷系數(shù)KKK A KV K F K F1.25 1.14 1.4 1

21、.2272.452 ）根據(jù)縱向重合度 =1.903 ，從圖查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 。3 ）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。zv1z12426.27cos3cos3 14zv2z26571.15cos3cos3 144 ）查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。由表 10-5 查得5 ）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。YFa 1 FSa12.651.58F 10.01379303.57YFa 2 FSa22.261.74F 20.01628241.57大齒輪的數(shù)值大 , 選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算310 30.88 cos2 14 0.01628 mm 1.84mmmn2 2.45 88.2698124 21

22、.62對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取 m=2mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d=72.99 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) . 于是有12小齒輪齒數(shù)z=d1cos72.99cos14=35.41取 z=35mn2大齒輪齒數(shù)z=2.7×35=94.5取 z=95。4. 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=133.98將中心距圓整為 134。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos( 1 2 )mnarccos (3595) 222134值改變不多 , 故參數(shù) , ,等不必修正。（3）

23、計(jì)算大小分度圓直徑d=72.15d=195.84（4）計(jì)算齒輪寬度bd d11 72.1572.15mm圓整后取。（ 5）由此設(shè)計(jì)有六 .軸的設(shè)計(jì)齒輪模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪272.157535大齒輪2195.8470956-1 高速軸的設(shè)計(jì)Ft=1051N1. 高速軸的輸入功率，轉(zhuǎn)速 =1440rmin ，轉(zhuǎn)矩Fr=382N=26.26252. 求作用在齒輪上的力LT4 型彈性已知高速軸上小齒輪的分度圓直徑為=50mm柱銷聯(lián)軸器2T 1226.2625103I-II =20mm而圓周力 FtdII-III =22mmd 250N =1051N擋圈直徑徑向力 1050.5 ×ta

24、n20N=382N3. 初步確定軸的最小直徑l I-II =36mm先按式（ 15-2 ）初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45 剛， dIII-IV =dVI-VII =調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3 ，選取，于是25mmP13 3.96深溝球軸承dmino 3112=15.69mm6005An14401dIII-IV =dVI-VII =2高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑I-II 。為了使所5mm13選的軸直徑 I-II與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。l III-IV =l VI-VII=,聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1 ，考慮到轉(zhuǎn)矩很小，故取18mm則d=27mmV-

25、VI=1.3× 26262.5Nmm=34141Nmm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)dIV-V =30mm63000N.mm半.=20mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度 L=52mm，半聯(lián)軸l IV-V =97mm聯(lián)軸器的孔徑 =20mm，故取I-IIL=65mmV-VI器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 =38mm。軸的直徑公4. 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)差為 m6（1）擬定軸上零件的裝配方案a=6mm本題的裝配方案已在前面分析比較， 現(xiàn)選用如圖 6-1所示的裝配方186mm圖 6-1。=2447NN=918N=610N=1003N=365N=23.5mm擇軸承類型圖 6-1高速軸裝配方案圖為角接觸軸（

26、2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度承 7205C1）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=25mm軸肩，故取 II-III段的直徑 d=22mm；左端用軸端擋圈定位，按軸=25mmII-III端直徑取擋圈直徑。 半聯(lián)軸器與與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 =38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故 I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比=70mm略短一些，現(xiàn)取 l I-II =36mm。=34mm2 ） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受有徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。軸承的潤(rùn)滑方式為脂潤(rùn)滑。參照工作要求并根據(jù)dII-III=22mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取 0 基本游隙組

27、、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單系列深溝球軸承 6005，其尺寸為 d×D×B=25mm×47mm×12mm，故dIII-IV=dVI-VII =25mm，查表 16-9 ，選取氈圈油封厚度為 6mm，l III-IV=l VI-VII =36mm18mm。h=1mm，則 d=27mm。 =2337N3）軸段 V-VI 右側(cè)為非軸肩定位，取軸肩高V-VI4）軸承端蓋的總寬度為46mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而N=877N定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆 , 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距=583N離 , 故取。軸段III-IV右側(cè)軸肩為定位軸肩，由，取h=2.5mm

28、，則=32.29mmdIv-V =30mm。=36mm，5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10, 兩圓柱齒輪間的距離 c=10. 考慮=70mm到箱體的鑄造誤差 , 在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí) , 應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s, 取 s=8, 已知滾動(dòng)軸承寬度 B=12, 低速齒輪輪轂長(zhǎng) L=75, 則d=42mmlIV-V =10+75+10+（8-6 ） mm=97mm。角接觸球軸lV-VI =（53+10+8-6）mm=65mm承 7209C至此 ,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度。14（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按I-II=20mm1. 由表 6-1 查得平鍵截面

29、b× ，轉(zhuǎn)矩=67mm2.求作用在齒輪上的力已知中間速軸上大齒輪的分度圓直徑為=176mm，小齒輪的分度圓直徑 =72.15mm=65mm而作用在中間軸的斜齒輪的力2T 2288.2698103圓周力 Ft172.15N =2447Nd1Ft 1 tan n2447 tan20徑向力 Fr1N=918Ncoscos14軸向力 2447× tan14N=610N作用在中間軸的直齒輪的力圓周力 Ft 22T 2288.2698103d 2176N =1003N徑向力 1003× tan20N=365N3. 初步確定軸的最小直徑=458.4N先按式（ 15-2 ）初步估

30、算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45 剛，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3 ，選取，于是dmino 3P211233.8028 mm=23.5mmAn2411.4286=0.474. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)=0.435（1）擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案已在前面分析比較， 現(xiàn)選用如圖 6-4 所示的裝配方案。=0.402d=8mm圖 6-4中間軸裝配方案圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1 ）、軸承的選擇選擇軸承類型為角接觸球軸承7205C,其尺寸為d×D×B=25mm×1552mm× 15mm，軸段 1-2 與軸段 5-6 分別安裝角接觸軸承72

31、05C,故 =25mm，=25mm。2 ）軸段 2-3 和 4-5 的設(shè)計(jì)軸段 2-3 安裝分度圓直徑 =72.15mm的斜齒輪，左端為非定位軸肩，取肩高 h=2mm，故。 <75mm（斜齒輪的輪轂寬度），取 =70mm。軸段 2-3 右端采用軸肩定位，軸肩高度 h=（ 0.070.1 ）=2.94mm4.2mm，取 h=3mm，故軸環(huán)的直徑 =34mm。軸環(huán)寬度 b=10mm（因?yàn)閮蓤A柱齒輪間的距離c=10）故。軸段 4-5 安裝分度圓直徑 =176mm的直齒輪，此軸段應(yīng)略小于直齒輪的輪轂長(zhǎng)（直齒輪的輪轂長(zhǎng)度為 48mm）可取。右端為非定位軸肩，取軸肩高度為 2mm，則 d=29mm。

32、3 ）軸段 1-2 和 5-6 的設(shè)計(jì)已知角接觸軸承寬度B=18, 斜齒輪輪轂長(zhǎng)75, 直齒輪輪轂長(zhǎng)為48mm，查表 16-9 ，氈圈油封寬度為6mm，則=（15+8+10+5） mm=38mm=（18+10+8+3） mm=36mm至此 , 已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度。4 ）軸上零件的周向定位斜齒輪與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。由表6-1 查得平鍵截面b×，轉(zhuǎn)矩=228.86512. 求作用在齒輪上的力已知低速軸上齒輪的分度圓直徑為= 195.84mm2T 32228.8651103而圓周力 Ft195.84N =2337Nd 2徑向力 N=877N軸向力 2337×

33、tan14N=583N3. 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 剛，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3 ，選取，于是d minAo 3 P3112 3 3.6518 =32.29mmn3152.3814. 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案已在前面分析比較， 現(xiàn)選用如圖 6-7 所示的裝配方案。16圖 6-7裝配方案圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）軸 6-7 段是軸的外伸軸段與鏈輪連接， 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表 12-10 知=36mm，取=70mm，查表得軸段 6-7 的平鍵尺寸為 10mm×8mm&#

34、215;63mm。2）初步選擇軸承。取軸段 5-6 肩高為 3mm，則 d=42mm。因軸承受有徑向力與軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，查手冊(cè)其型號(hào)為 7209C，其尺寸為 d ×D× B=45mm× 85mm×19mm，故，查表 16-9 ，選用氈圈油封的寬度為8mm，。3 ）軸段 2-3 的長(zhǎng)度小于低速軸上斜齒輪輪轂長(zhǎng)度 70mm，取 =67mm。取=49mm，軸段 2-3 的平鍵查表機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)知尺寸為 14mm×9mm× 63mm。右側(cè)采用軸肩定位，取 h=3.5mm，則。4 ）軸承端蓋的總寬度為 40mm(由減 0 速器及

35、軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定 ) 。取右軸承端蓋與軸端 5-6 右側(cè)的距離 =30mm，則。5）由中間軸的設(shè)計(jì)知，箱體內(nèi)壁的距離L=153mm。則l 12Bas7067191083 mm40mm= 153 l 12 B s l 23 s 153 40 19 8 67 8mm 65mm6）角接觸球軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的， 此外選軸的直徑公差為 m6。參考表 15-2 取軸端倒角為 2×45，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)裝配方案圖 6-7 。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。查手冊(cè)，確定軸承的支點(diǎn)位置，對(duì)于角接觸球軸承 7209C， a=18.2mm。因此，作為簡(jiǎn)支

36、梁的軸的支撐距（ 53.8+108.8 ） mm=162.6mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。17圖 6-8低速軸的載荷分布圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B 是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面處的的值列于下表。6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度載荷水平面 H垂直面 V支反力彎矩=84143=31581 N=14284 N總彎矩=89874 =85902扭矩=228865.1進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C 的強(qiáng)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(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力228987420.6 22886

37、5.12M 1T 3MPa 13.95MPacaW0.1 493前面選定軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得 =60MPa。18故<, 故安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面 A, 軸段 2-3,B 只受扭矩作用，雖然鍵槽及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面 A, 軸段 2-3,B 均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面2 和 3 處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面B 上的應(yīng)力最大。截面 2 的應(yīng)力集中的影響和截面 3 的相近，但截面不 3 受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面 B 上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），故截面 B 也不必校核。截面 4 和 5 顯然不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面 2 左右兩側(cè)即可。（2）截面 2 左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d=0.1×45mm=9112.5mm抗扭截