課程設(shè)計之減速器的設(shè)計說明

1、. . . . 目錄一、設(shè)計任務(wù)書.(3)二、電動機的選擇.(6)三、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算.(7)四、滾子鏈傳動的設(shè)計算.(8) 五、齒輪設(shè)計計算.(9)六、軸的設(shè)計計算.(10)七、軸承的校核.(28)八、鍵的選擇和計算.(30)九、箱體設(shè)計.(33)十、箱體附件的選擇.(34)十一、潤滑和密封.(37)十二、設(shè)計總結(jié).(38)十三、參考資料.(39)一.設(shè)計任務(wù)書學院課程設(shè)計（論文）任務(wù)書年級專業(yè)08級機電二班學生鄧孝峰 學號 0841127280題目名稱帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計設(shè)計時間17周19周課程名稱機械設(shè)計課程設(shè)計課程編號設(shè)計地點教學樓八樓一、 課程設(shè)計（論文）目的1.1

2、綜合運用所學知識，進行設(shè)計實踐®鞏固、加深和擴展。1.2 培養(yǎng)分析和解決設(shè)計簡單機械的能力®為以后的學習打基礎(chǔ)。1.3 進行工程師的基本技能訓(xùn)練®計算、繪圖、運用資料。二、 已知技術(shù)參數(shù)和條件2.1技術(shù)參數(shù)運輸帶工作拉力F=2.5KN 運輸帶工作速度v=1.3m/s傳送帶滾筒直徑D=370mm 1-1 帶式運輸機的工作原理2.2工作條件 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96。三、 任務(wù)和要求3.1 繪制二級圓柱齒輪減速器裝配圖1；標題欄

3、符合機械制圖國家標準；3.2 繪制零件工作圖2（齒輪和軸）；3.3 編寫設(shè)計計算說明書1份，計算數(shù)據(jù)應(yīng)正確且與圖紙統(tǒng)一。說明書應(yīng)符合學院規(guī)格式且用A4紙打??；3.4圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；注：1此表由指導(dǎo)教師填寫，經(jīng)系、教研室審批，指導(dǎo)教師、學生簽字后生效；2 此表1式3份，學生、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（包括實驗室、主要儀器設(shè)備等）4.1 機械設(shè)計教材 4.2 機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書4.3 減速器圖冊4.4 減速器實物；4.5 機械設(shè)計手冊 4.6 其他相關(guān)書籍五、進度安排序號設(shè)計容天數(shù)1設(shè)計準備（閱讀和研究任務(wù)書，閱讀、瀏覽指導(dǎo)書）12傳動裝置的總體設(shè)計23各

4、級傳動的主體設(shè)計計算24減速器裝配圖的設(shè)計和繪制75零件工作圖的繪制16編寫設(shè)計說明書27總計15六、教研室審批意見教研室主任（簽字）： 年 月 日七、主管教學主任意見 主管主任（簽字）： 年 月 日八、備注指導(dǎo)教師（簽字）：學生（簽字）學院課程設(shè)計評閱表學生 鄧 孝 峰 學 號0841127280 系 機械與能源工程系專業(yè)班級08機電二班題目名稱 帶式輸送機的傳動裝置 課程名稱機械設(shè)計課程設(shè)計一、學生自我總結(jié)這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過二個星期的設(shè)計實踐，使

5、我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識。為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 學生簽名： 鄧孝峰 2010年12月 8 日二、指導(dǎo)教師評定評分項目綜合成績權(quán) 重單項成績指導(dǎo)教師評語： 指導(dǎo)教師（簽名）： 年 月 日二.電動機的選擇因為本傳動的工作狀況是：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。所以選用Y系列三相異步電動機，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。1.工作機所需功率PwPw=FV/(1000w)= 3.3854KW 2.電動機至工作機的總效率本設(shè)計中的聯(lián)軸器的傳動效率（1個），軸承的傳動效率 （4對），

6、齒輪的傳動效率（2對），本次設(shè)計中用8級傳動效率(油潤滑) 其中=0.99 =0.99 =0.98（兩對齒輪的效率取相等）=0.96= =0.87 3.所需電動機的功率Pd（KW）Pd=Pw/=3.8219KW4.電動機型號的確定電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/KgY112M-4414402.22.343由表17-7查出電動機型號為Y112M-4,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min?；痉项}目所需的要求。Pw=3.3854=0.87Pd=3.8219KW三 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比與其分配1.計算總傳動比由v=

7、1.3m/s 求滾筒轉(zhuǎn)速nwv=1.3m/s 得 =67.1032r/min=21.45952.合理分配各傳動比a×式中分別為鏈傳動和減速器的傳動比。為使鏈傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.3，則減速器傳動比為 21.4595/2.39.3302根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為=3.5，則2.7。3.各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速n（r/min）電動機轉(zhuǎn)速nm=1440r/min高速軸的轉(zhuǎn)速 n1=nm=1440r/min中間軸的轉(zhuǎn)速 n2= n1/i1=411.4286 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速 n3=n2/i2=152.381 r/min滾筒軸的轉(zhuǎn)速 n4=n

8、3=152.381 r/min（2）各軸的輸入功率（kW）電動機額定功率Pm= Pd=4 kW高速軸的輸入功率P1=Pm =3.96 kW中間軸的輸入功率P2= P1= 3.8028 kW低速軸的輸入功率P3= P2= 3.6518 kW滾筒軸的輸入功率P4= P3= 3.5791 kW （3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（N·m）高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T1=9550 P1/ n1=26.2625 N·m中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T2=9550 P2/ n2=88.2698 N·m低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550 P3/ n3= 228.8651N·m滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T4 =9

9、550 P4/ n4=224.3088N·m21.4595鏈傳動比2.3高速級傳動比為=3.5低速級傳動比=2.7 傳動參數(shù)數(shù)據(jù)表項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III滾筒軸轉(zhuǎn)速（r/min4286152.381152.381功率（kW）43.963.80283.65183.5791轉(zhuǎn)矩（N·m）2.226.262588.2698228.8651224.3088傳動比113.52.72.3效率10.990.990.990.96四.滾子鏈傳動設(shè)計計算1.選擇鏈輪齒數(shù)=19，大齒輪的齒數(shù)為=i=2.3×19。2.確定計算功率由表9-6查

10、得=1.0，由圖查得=1.52，單排鏈，則計算功率3.選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)與= 152.381 r/min查圖9-11，可選20A-1。 查表9-1，鏈條節(jié)距為p=31.75mm。4.計算節(jié)數(shù)和中心距初選中心距=（3050）p=（3050）×31.75mm=952.51587.5mm。取=1000mm。相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為 取鏈長節(jié)數(shù)=110節(jié)。查表9-7得中心距計算系數(shù)=0.24874，則鏈傳動的最大中心距為5.計算鏈速v，確定潤滑方式由 v=1.53m/s和鏈號20A-1，查圖9-14可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6.計算軸壓力有效圓周力為鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則五、齒

11、輪設(shè)計計算=19=44鏈條型號20A-1鏈條節(jié)距p=31.75mm=110=0.24874a=1240mmV=1.53m/s用油池潤滑5-1高速齒輪的計算1. 選定齒輪類型、材料、精度等級與齒數(shù)（1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；（2）材料、熱處理與精度等級 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。精度等級選用7級精度；（3）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。2.按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行試算，即（1）確定公式的各計算值1） 試選載荷系數(shù)K=1.3。2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=2.62

12、63×104 N·mm3） 由表10-7選齒寬系數(shù)d=1。4） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE。5） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；6） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7) 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 =41.375mm2）計算圓周速度vv= 3.35m/s3）計算齒寬b4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=3.35m/s，

13、7級精度，由圖10-8查得動載系數(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級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，由，查圖10-13的故載荷系 數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得mm 7）計算模數(shù)m。 m=mm=2.27mm3.根據(jù)齒根彎曲強度設(shè)計 由式（10-5）的彎曲強度設(shè)計公式為m（1） 確定公式的各計算值 1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 2）由110-18查得彎曲壽命系數(shù)=0.85 =0.89 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，由式（10-12）得4） 計算載荷系

14、數(shù)K。 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查得 7）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mm對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而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)的成積)有關(guān),可取彎曲強度算得的模數(shù)1.52，并接近圓整為標準值,按接觸強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)計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費。4. 幾何尺寸計算（1）

15、 計算分度圓直徑（2） 計算中心距（3） 計算齒輪寬度 取=41.375mmv= 3.35m/sbm=2.27mm（4）由此設(shè)計有 模數(shù)分度圓直徑 齒寬 齒數(shù)小齒輪 2 50 53 25大齒輪 2 176 48 885-2低速齒的計算1.選齒輪類型、材料、精度等級與齒數(shù) （1）按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動； （2）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； （3）精度等級選用7級精度； （4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，??； （5）選取螺旋角。初選螺旋角。2.按齒面接觸強度設(shè)計 按式（10-21）試算，

16、即 (1)確定公式的各計算數(shù)值 1）試選。 2）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。 3）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)S1(2)計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得mm 2）計算圓周速度。v=1.21m/s 3）計算齒寬b與模數(shù)。4）計算縱向重合度。5）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(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=1.42； 由圖10-13查得=1.227; 由表10-3查得。故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得mm 7)計算模數(shù)m。=mm=2.95mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計（

17、1）確定公式各計算數(shù)值 1）計算載荷系數(shù)K 2）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）計算當量齒數(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）計算大、小齒輪的并加以比較。                  大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算。（2）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)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=2mm，已可滿足彎

18、曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.99來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是有小齒輪齒數(shù) z=35.41 取z=35大齒輪齒數(shù) z=2.7×35=94.5 取z=95。4.幾何尺寸計算（1）計算中心距 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值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3）計算大小分度圓直徑 d=72.15 d=195.84（4）計算齒輪寬度圓整后取 。v=1.21m/s=2.95mm小齒輪齒數(shù) z=35大齒輪齒數(shù) z=95a=134mm=d=72.15（5）由此設(shè)計有 齒輪 模數(shù)分度圓直徑 齒寬 齒數(shù)

19、小齒輪 2 72.15 75 35大齒輪 2 195.84 70 95六.軸的設(shè)計6-1高速軸的設(shè)計1.高速軸的輸入功率，轉(zhuǎn)速=1440r/min，轉(zhuǎn)矩 =26.26252.求作用在齒輪上的力已知高速軸上小齒輪的分度圓直徑為=50mm而 圓周力=1051N 徑向力1050.5×tan20N=382N3.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=15.69mm 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 選的軸直徑I-II與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查

20、表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩很小，故取,則=1.3×26262.5Nmm=34141Nmm 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, 選用LT4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000N.mm.半 聯(lián)軸器的孔徑=20mm，故取I-II=20mm，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=38mm。4.高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（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6-1所示的裝配方圖6-1。圖6-1 高速軸裝配方案圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制

21、出一軸肩，故取II-III段的直徑dII-III=22mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與與軸配合的轂孔長度=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段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取lI-II=36mm。 2） 初步選擇滾動軸承。因軸承受有徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。軸承的潤滑方式為脂潤滑。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、標準精度級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

22、表16-9，選取氈圈油封厚度為6mm，lIII-IV=lVI-VII= 18mm。 3）軸段V-VI右側(cè)為非軸肩定位，取軸肩高h=1mm，則dV-VI=27mm。 4）軸承端蓋的總寬度為46mm(由減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取。軸段III-IV右側(cè)軸肩為定位軸肩，由，取h=2.5mm，則dIv-V=30mm。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=10,兩圓柱齒輪間的距離c=10.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度B=12,低速齒輪輪轂長L=75,則 lIV-V=10+7

23、5+10+（8-6）mm=97mm。 lV-VI=（53+10+8-6）mm=65mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。（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=20mm由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為；同樣，齒輪與軸的連接，選用平鍵為8mm×7mm×50mm，同時為了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，此外選軸的直徑公差為m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2取

24、軸端倒角為2×45，各軸肩處的圓角半徑見裝配方案圖6-1。5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)做出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置，對于6005型深溝球軸承，a=6mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐距141.5mm+44.5mm=186mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖6-2 高速軸的載荷分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以與彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力=251N =800N=91N =291N彎矩=35517=12877 N總彎矩 M=37779扭矩 T=26262.5N6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時通常

25、只校核承受最大彎矩核和扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據(jù)式（15-5）與上表中的數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(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)力前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。故<,故安全。7. 高速軸的基本尺寸如圖6-3。 圖6-3高速軸6-2中間軸的設(shè)計1. 中速軸的輸入功率，轉(zhuǎn)速=88.2698r/min，轉(zhuǎn)矩 2.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而作用在中間軸的斜齒輪的力圓周力=2447N徑向力N=918N軸向力2447×tan14N=610N作用在中間軸的直齒輪的

26、力 圓周力=1003N徑向力1003×tan20N=365N3.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=23.5mm4.中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（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。 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×52mm×15mm，軸段1-2與軸段5-6分別安裝角接觸軸承7205C,故=

27、25mm，=25mm。 2）軸段2-3和4-5的設(shè)計軸段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（因為兩圓柱齒輪間的距離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（直齒輪的輪轂長度為48mm）可取。右端為非定位軸肩，取軸肩高度為2mm，則d=29mm。 3）軸段1-2和5-6的設(shè)計 已知角接觸軸承寬度B=18,斜

28、齒輪輪轂長75,直齒輪輪轂長為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×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了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，直齒輪與軸的連接，選用平鍵為8mm×7mm×40mm，角接觸球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑公差為m6。 5）確定軸上的圓角和倒

29、角尺寸 參考表15-2取軸端倒角為2×45，各軸肩處的圓角半徑如裝配方案圖6-4。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。查手冊，確定軸承的支點位置，對于角接觸球軸承7205C，a=12.7mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐距mm=173.6mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖6-5 中間軸的載荷分析圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以與彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力=1888N =1562N=705N =578N彎矩=109126=69197=40749N=30379N=25605N總彎矩=116486

30、=113275 =73782 扭矩 =88269.8N6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核和扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據(jù)式（15-5）與上表中的數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(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)力前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。故<,故安全。7. 中間軸的基本尺寸如圖6-6。圖6-6 中間軸6-3低速軸的設(shè)計1.低速軸的輸入功率，轉(zhuǎn)速=152.381r/min，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= 195.84mm而圓周力=2337N 徑向力N=877N 軸向力2

31、337×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=32.29mm4. 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（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。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度1） 軸6-7段是軸的外伸軸段與鏈輪連接，查機械設(shè)計課程設(shè)計表12-10知=36mm，=(1.52.0)=(5472)mm，取=70mm，查表得軸段6-7的平鍵尺寸為10mm×8mm×63mm。2）初步選擇軸承。 取軸

32、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，查手冊其型號為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的長度小于低速軸上斜齒輪輪轂長度70mm，取=67mm。取=49mm，軸段2-3的平鍵查表機械設(shè)計手冊知尺寸為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速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) 。取右軸承端蓋與軸端5-6右側(cè)的距離=30mm，則。 5）由

33、中間軸的設(shè)計知，箱體壁的距離L=153mm。則=65mm6）角接觸球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，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)圖做出軸的計算簡圖。查手冊，確定軸承的支點位置，對于角接觸球軸承7209C，a=18.2mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐距（53.8+108.8）mm=162.6mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖6-8 低速軸的載荷分布圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以與彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的的值列于下表。 載荷 水平面H

34、垂直面V支反力 彎矩=84143=31581 N=14284 N總彎矩=89874 =85902 扭矩=228865.16.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核和扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據(jù)式（15-5）與上表中的數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(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)力前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。故<,故安全。7. 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A,軸段2-3,B只受扭矩作用，雖然鍵槽與過渡配合所引起的應(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)強度較為寬裕地確定的，所以截面A,軸段2

35、-3,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面2和3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，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合與鍵槽引起的應(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抗扭截面系數(shù)=0.2d=0.2×45mm=18225mm截面2左側(cè)彎矩M為 M=

36、31581×=17786截面2上的扭矩為=228.8651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，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)與按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3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0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）與（3-12a）得綜合系數(shù)值為于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得故可知安全。（3）截面2右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1×

37、;49mm=11764.9mm抗扭截面系數(shù)=0.2d=0.2×28mm=23529.8mm截面2右側(cè)彎矩M為M=31581×=17786截面2上的扭矩為=228.8651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，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得=2.62 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92故的綜合系數(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。8. 低速軸的基本尺寸如圖6-9。 圖6-9 低速軸7、 軸承的校核7-1高速軸上的軸承的校核由高速軸的設(shè)計可知選擇的兩個軸承為深溝球軸承6005，其尺寸為d×D&#

38、215;B=25mm×47mm×12mm，基本額定靜載荷，基本額定靜載荷，現(xiàn)對其校核。兩個軸承所受的載荷分別為=251N =800N=91N =291N由上可知可知軸承2所受的載荷遠大于軸承1，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1.求比值根據(jù)表13-5，X=1，Y=0。2. 初步計算當量動載荷P 根據(jù)式（13-8a）按照表13-6，=1.01.2，取=1.2=1.2×382N=458.4N3. 驗算6005軸承的壽命 軸承預(yù)期壽命=10×300×16h=4.8h根據(jù)=1.2×10h>4.8h故所選6

39、005軸承符合要求。7-2中間軸上的軸承的校核 在中間軸的計算時所選的兩角接觸軸承型號均為7205C，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為=1888N =1562N=705N =578N 由上可知軸承1所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承1進行校核，如果軸承1滿足要求，軸承2必滿足要求。1.求軸承1受到的徑向載荷2.計算軸承的軸向力對于軸承7205C，按表13-7，軸承派生力，其中，e為表13-5的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但未知，故先初取e=0.4，因此可估算=0.4×2015.33N=806.13N, 按式（13-11）由

40、表13-5進行差值計算，得=0.47，=0.435。=0.47×2015.33N=947.2N=（583+543.4）N=1126.4N=0.11 兩次計算的值相差不大，因此確定=0.47。 3.求軸承當量動載荷，。由表13-15得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為，。因軸承運轉(zhuǎn)時有輕微振動，按表13-6，取。4.驗算軸承的壽命=1.96h>故所選的7205角接觸球軸承符合要求。7-3 低速軸上的軸承的校核根據(jù)要求對所選的在低速軸上的兩角接觸球軸承進行校核 ，在前面進行軸的計算時所選低速軸上的兩角接觸軸承型號均為7209C，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)對它們進行校核。由前面求

41、得的兩個軸承所受的載荷分別為由上可知軸承1所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承1進行校核，如果軸承1滿足要求，軸承2必滿足要求。1.求軸承1受到的徑向載荷2.計算軸承的軸向力對于軸承7209C，按表13-7，軸承派生力，其中，e為表13-5的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但未知，故先初取e=0.4，因此可估算=0.4×1670.53N=668.21N, 按式（13-11）由表13-5進行差值計算，得=0.402，=0.38。=0.401×1670.53N=671.55N=（583+313.73）N=896.73N=0.031 兩次計算的值相差不大，因此確定=0.402。3

42、.求軸承當量動載荷由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為，。因軸承運轉(zhuǎn)時有輕微振動，按表13-6，取。4.驗算軸承的壽命=2.4×10h>故所選的7209角接觸球軸承符合要求。八、鍵的選擇和計算8-1高速軸上的鍵的選擇與校核對軸段I-II的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型）。由低速軸的設(shè)計知其尺寸為6mm×6mm×32mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取。鍵的工作長度l=L-b=32mm-6mm=26mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×6=3mm。根據(jù)式

43、（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1069-1979 鍵6×6×32 。8-2中間軸上的兩個鍵的選擇與校核1.對軸段2-3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)接類型為平鍵聯(lián)接。選用圓頭普通平鍵（A型）。由中間軸的設(shè)計知其尺寸為8mm×7mm×63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取。鍵的工作長度l=L-b=63mm-8mm=55mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm。根據(jù)式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1

44、069-1979 鍵8×7×63。2.對軸段4-5的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸用A型普通平鍵連接。由低速軸的設(shè)計知平鍵尺寸為8mm×7mm×40mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，。 鍵的工作長度l=L-b=40mm-8mm=32mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm。根據(jù)式（6-1）可得所以所選的鍵滿足要求。 鍵的標記為：GB/T 1069-1979 鍵8×7×50 。8-3低速軸上的兩個鍵的選擇與校核。 1、對軸段2-3的鍵的計算 （1）選擇

45、鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)接類型為平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。由低速軸的設(shè)計知其尺寸為14mm×9mm×63mm。 （2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取。鍵的工作長度l=L-b=63mm-14mm=49mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm。根據(jù)式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1069-1979 鍵16×10×63 。 2、對軸段6-7的鍵的計算 （1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。由

46、低速軸的設(shè)計知平鍵尺寸為10mm×8mm×63mm。 （2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，。 鍵的工作長度l=L-b=63mm-10mm=53mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根據(jù)式（6-1）可得所以所選的鍵滿足要求。 鍵的標記為：GB/T 1069-1979 鍵10×8×639 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱座、箱蓋、箱底座凸緣厚度，15,12,25箱座、箱蓋上的肋板厚,8.57軸承旁凸臺的高度和半徑h由作圖確定,3

47、111 地腳螺釘直徑參考機械設(shè)計與課程設(shè)計表6-116數(shù)目同上4沉頭座坑直徑同上33底座凸緣尺寸同上22同上20聯(lián)接螺栓軸承旁連接螺栓直徑12箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑10凸緣尺寸18161614定位銷直徑7軸承蓋螺釘直徑10視孔蓋螺釘直徑6大齒輪頂圓與箱體壁的距離 10齒輪端面與箱體壁的距離 10箱座高度H 15210、 減速器附件的選擇1.視孔與視孔蓋圖10-1 窺視孔和視孔蓋2.通氣器選型號。外型安裝圖如下：圖10-2 通氣器DD1Llad13025.42815463.游標由條件可選M20型的。外型安裝圖如下： 圖10-3 游標查參考資料可知尺寸如下表：dd1d2d3habcDD1M166208421510632264.放油孔與螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在油池的最低處，平時用螺塞堵住，采用圓柱螺塞時，箱座上裝置處應(yīng)設(shè)凸臺，并加封油墊片.放油孔不能高于油池底面，