湖南工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計1

1、機(jī)械工程學(xué)院課程設(shè)計湖南工業(yè)大學(xué)機(jī) 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計資 料 袋機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 2013 2014 學(xué)年第 1 學(xué)期課程名稱 機(jī)械設(shè)計 指導(dǎo)教師 銀金光 職稱 教授 學(xué)生姓名 陳桂桂 專業(yè)班級 機(jī)械工程1101 學(xué)號 11405700510 題 目 帶式運輸機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計（3） 成 績 起止日期 2013 年 12 月 16 日 2013 年 12 月 29 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計任務(wù)書共一頁2課程設(shè)計說明書共一頁3課程設(shè)計圖紙3張456課程設(shè)計任務(wù)書20132014學(xué)年第 1 學(xué)期 機(jī) 械 工 程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械工程及其自動化 專業(yè)

2、 1101 班級課程名稱： 機(jī) 械 設(shè) 計 設(shè)計題目： 帶 式 運 輸 機(jī) 的 傳 動 裝 置 的 設(shè) 計 3 完成期限：自 2013年 12 月 16 日至 2013 年 12 月 29 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)1、 設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)：帶的圓周力：F=3600N；帶的帶速：v=1.3m/s;直徑300mm工作條件：二班制，使用年限8年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，中批量生產(chǎn)， 輸鏈速度允許誤差±5%.二、設(shè)計任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計； 傳動零件的設(shè)計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計； 設(shè)計計算說明書的編寫。設(shè)計幾種傳動方案并進(jìn)行分析、比較和選擇； 對選定傳

3、動方案進(jìn)行運動分析與綜合，并選擇出最佳的傳動方案；三、設(shè)計工作量編寫說明書一份。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容12月16日初步明白我們課程設(shè)計所需要哪些材料，和需要為此做些什么。12月17日12月22日通過各種渠道搜集有關(guān)自己課程設(shè)計的資料，病進(jìn)行初步整理。12月23日12月28日有三維軟件畫出機(jī)構(gòu)簡圖，并初步排版。2013年12月 29 日用World把課程設(shè)計的有關(guān)資料排版好，并做好設(shè)計總結(jié)。主要參考資料濮良貴 主編 機(jī)械設(shè)計 高等教育出版社 2006年金清肅 主編 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 華中科技大學(xué)出版社 2007年 指導(dǎo)教師（簽字）： 2013 年 12月 日系（教研室）主任（簽字）： 2013

4、 年 月 日機(jī) 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計設(shè)計說明書帶式運輸機(jī)的傳動裝置的設(shè)計（3）起止日期： 2013年 12 月 16 日 至 2013 年 12 月 29 日學(xué)生姓名陳桂桂班級機(jī)工1101學(xué)號11405700510成績指導(dǎo)教師(簽字)機(jī)械工程學(xué)院（部）目 錄1 設(shè)計任務(wù)52 傳動方案分析 53 原動件的選擇與傳動比的分配 6 3.1選擇電動機(jī)的類型6 3.2選擇電動機(jī)的容量6 3.3選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速7 3.4傳動比的分配84.各軸動力及動力參數(shù)的計算84.1各軸的轉(zhuǎn)速84.2各軸的輸出功率94.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩95.齒輪的設(shè)計與計算105.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)105.2齒

5、輪1、2的設(shè)計105.3齒輪3、4的設(shè)計135.4幾何尺寸的設(shè)計175.5結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖176.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算176.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算176.2中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算266.3高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算297.軸承的壽命計算及校核337.1低速軸齒輪的載荷計算337.2軸承的徑向載荷計算347.3軸承的當(dāng)量動載荷計算347.4軸承壽命的計算及校核348.鍵聯(lián)接強(qiáng)度的計算及校核358.1普通平鍵的強(qiáng)度條件358.2高速軸上鍵的校核358.3中間軸上鍵的校核358.4低速軸上鍵的校核359. 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇.369.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇369.2滾動軸

6、承的潤滑方式及潤滑劑的選擇369.3密封方式的選擇3910.減速器附件選擇與設(shè)計3710.1窺視孔及視孔蓋3710.2通氣器3710.3放油孔及螺塞3810.4油標(biāo)3810.5起吊裝置3810.6啟蓋螺釘3910.7定位銷3910.8軸承蓋3911.設(shè)計總結(jié)3912.參考文獻(xiàn)401設(shè)計任務(wù)課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容設(shè)計帶式運輸機(jī)的傳動機(jī)構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖-1所示。圖1.1帶式運輸機(jī)的傳動裝置 1動力與傳動系統(tǒng)；2聯(lián)軸器；3帶式輸送機(jī)課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知條件：輸送帶工作拉力：F=3600N；輸送帶工作速度：v=1.3m/s；輸送機(jī)卷筒直徑： D=300mm；使用壽命：8年，2班制，每班8小時。

7、課程設(shè)計的工作條件 設(shè)計要求：誤差要求：輸送帶工作速度的允許誤差為±5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載啟動，載荷平穩(wěn)；制造情況：中批量生產(chǎn)。2.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。 本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護(hù)作用，故在高速級布置一級帶傳動。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。圖1.1帶式傳動系統(tǒng)示意圖1. 電機(jī)

8、2.聯(lián)軸器 3.齒輪傳動 4.聯(lián)軸器 5.滾筒 6.帶式輸送機(jī)上圖為閉式的兩級圓柱齒輪減速器傳動，其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸較小，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動較平穩(wěn)，高速級為小圓柱齒輪傳動，低速級為大圓柱齒輪傳動。3原動件的選擇與傳動比的分配3.1選擇電動機(jī)的類型按工作要求求選用Y系列三相異步電動機(jī)，電壓為220V。3.2 選擇電動機(jī)容量3.2.1工作機(jī)所需的有效功率PW=FV1000=3.600×1.3=4.78kw式中：工作機(jī)所需的有效功率（KW）帶的圓周力（N）3.2.2 電動機(jī)的輸出功率式中：工作機(jī)效率，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中第141頁中表2（按平帶查得w=0.95傳動裝置總效率，其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表

9、10-2（按一般齒輪傳動查得） 傳動裝置總效率聯(lián)軸器效率， 一對滾動軸承效率， 、閉式圓柱齒輪傳動效率， 故：Pd= PWwz= 4.780.950.894= 5.62KW 因載荷有輕微沖擊，電動機(jī)的功率稍大于即可，根據(jù)設(shè)計資料【2】中表12-1所示Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機(jī)的額定功率。3.3選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒轉(zhuǎn)速軸工作的轉(zhuǎn)速： 根據(jù)設(shè)計資料【1】中表3-2（按兩級圓柱齒輪減速器查得），兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為840，則總傳動比合理范圍為=840，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速的只有1500r/min，再由3.2中的電動機(jī)的額定功率，可根據(jù)設(shè)計資料

10、【2】中表12-1查得，可選取Y132M-4型號的電動機(jī)，其數(shù)據(jù)列于表3.1中。表3.1電動機(jī)數(shù)據(jù)電動機(jī)型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵載轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)速電流/A堵載電流/額定電流Y132M-47.514402.22.015.47.0Y160M-67.59702.02.017.06.53.4傳動比的分配3.4.1傳動裝置的總傳動比 電動機(jī)Y132M-4 ： 電動機(jī)Y160M-6：式中：總傳動比 電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 3.4.2 分配傳動比根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表2-1查得，單級傳動中，圓柱齒輪的傳動比的適用范圍。所以圓柱齒輪減速器的傳動比的分配如下：高速級圓柱齒

11、輪傳動比：電動機(jī)Y160M-4：電動機(jī)Y160M-6： 由于 電動機(jī)Y160M-4電機(jī)在分配傳動比時高速級圓柱齒輪傳動比太大。因此選擇 電動機(jī)Y160M-6。此時 低速級圓柱齒輪傳動比：4.各軸動力及動力參數(shù)的計算4.1各軸的轉(zhuǎn)速4.2各軸的輸出功率 KW4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 表4.1 運動和動力參數(shù)軸號功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/（N·m）轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動比i效率高速軸軸6.3262.22970 5.60.9604中間軸軸6.07334.67173.214.40.9604低速軸軸5.831416.739.35.齒輪的設(shè)計與計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用直齒圓柱齒

12、輪傳動。（1）小圓柱齒輪1選用40Cr號鋼，8級精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS1=260大圓柱齒輪2選用45號鋼，8級精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS2=230（2）初選齒數(shù) (3)小圓柱齒輪3選用40Cr號鋼，8級精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS1=260大圓柱齒輪4選用45號鋼，8級精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS2=230（4）初選齒數(shù) 5.2 齒輪1、2的設(shè)計兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為30HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應(yīng)先保證接觸疲勞強(qiáng)度，再校核彎曲強(qiáng)度。5.2.1確定材料許用接觸應(yīng)力（1）確定接觸疲勞極限由圖7-18（a）查得 （2）確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)系數(shù) 由表7-19查得

13、（3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-20得（4）確定安全系數(shù)，由表7-8取（5）計算許用接觸應(yīng)力根據(jù)文獻(xiàn)【1】中7-22式， 計算取 5.2.2根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計根據(jù)式7-11計算齒面接觸強(qiáng)度，公式為 （1）試選載荷系數(shù)（2）確定齒寬系數(shù) ，由表7-6選取齒寬系數(shù)（3）確定材料彈性影響系數(shù) ，由表7-5查得（4）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù) , 由圖7-14得=2.5（5）確定重合度系數(shù) ， 由式7-9計算重合度為 由式7-8計算重合度系數(shù)（6） 計算小齒輪(mm)5.2.3確定實際載荷系數(shù)k與修正所計算的分度圓直徑（1） 確定使用系數(shù)，按電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取=1（2） 確定動載荷

14、系數(shù)，計算圓周速度故前面取8精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-2取(3)確定齒間載荷分配系數(shù) 齒寬初定單位載荷100n/mm由表7-3查得=1.2(4)確定齒向載荷分布系數(shù)由表7-4得(5)計算載荷系數(shù)(6)根據(jù)實際載荷系數(shù)按式7-12修正所算的分度圓直徑為（7）計算模數(shù) 取m為35.2.4 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算彎曲強(qiáng)度按式7-17計算，其公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下（1） 確定彎曲應(yīng)力極限值。由圖7-21（a）取， （2） 確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由圖7-22查得（3） 確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由表7-8查得（4） 確定尺寸細(xì)數(shù)，由圖7-23得（5） 按式7-22計算彎曲許用應(yīng)力為 （6

15、） 確定計算載荷K 初步確定齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25×3.15=7.08，b/h=6.5查圖7-12得計算載荷為（7） 確定齒形系數(shù)由圖7-16得 （8） 確定應(yīng)力校正系數(shù)，由圖7-17查得，（9） 計算搭小齒輪的數(shù)值 大齒輪的數(shù)值較大，應(yīng)該八大齒輪的數(shù)據(jù)代入公式計算（10） 計算重合度系數(shù)，按式7-18計算得 (11) 把上數(shù)值代入計算，得mm由于齒輪的模數(shù)主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計算出來的3.51按照國標(biāo)圓整為m=3，再按接觸強(qiáng)度計算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為 5.3 齒輪3、4的設(shè)計5.3.1 確定材料許用接觸應(yīng)力 （1）確定接觸疲勞極限由圖7-18（a）查得

16、（2） 確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)系數(shù) 由表7-19查得 （3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-20得 （4）確定安全系數(shù)，由表7-8取 （5）計算許用接觸應(yīng)力根據(jù)文獻(xiàn)【1】中7-22式， 計算取 5.3.2 根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計根據(jù)式7-11計算齒面接觸強(qiáng)度，公式為 （1）試選載荷系數(shù)（2）確定齒寬系數(shù) ，由表7-6選取齒寬系數(shù)（3）確定材料彈性影響系數(shù) ，由表7-5查得（4）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù) , 由圖7-14得=2.5（5）確定重合度系數(shù) ， 由式7-9計算重合度為 由式7-8計算重合度系數(shù) （7） 計算小齒輪5.3.3確定實際載荷系數(shù)k與修正所計算的分度圓直徑(1)確定使用系數(shù)，按電

17、動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取=1(2)確定動載荷系數(shù)， 計算圓周速度故前面取8精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-2取(3)確定齒間載荷分配系數(shù)齒寬初定 單位載荷<100n/mm由表7-3查得=1.2(4)確定齒向載荷分布系數(shù)由表7-4得(5)計算載荷系數(shù)(6)根據(jù)實際載荷系數(shù)按式7-12修正所算的分度圓直徑為 (7)計算模數(shù) 5.3.4 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算彎曲強(qiáng)度按式7-17計算，其公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下(1)確定彎曲應(yīng)力極限值。由圖7-21（a）取，(2)確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由圖7-22查得(3)確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由表7-8查得 （4）確定尺寸細(xì)數(shù)，由圖7-2

18、3得 （5）按式7-22計算彎曲許用應(yīng)力為 （6）確定計算載荷K 初步確定齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25×4.8=10.8，b/h=6.6查圖7-12得計算載荷為 （7）確定齒形系數(shù)由圖7-16得 （8）確定應(yīng)力校正系數(shù)，由圖7-17查得， （9）計算搭小齒輪的數(shù)值 大齒輪的數(shù)值較大，應(yīng)該把大齒輪的數(shù)據(jù)代入公式計算 （10）計算重合度系數(shù)，按式7-18計算得 （11）把上數(shù)值代入計算，得 mm由于齒輪的模數(shù)主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計算出來的3.2按照國標(biāo)圓整為m=4，再按接觸強(qiáng)度計算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為 = 5.4 幾何尺寸計算5.4.1 計算分度圓直徑 5.4.2計

19、算中心距 a1= d1+d22=208.5mma2=5.5結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖因為齒輪孔的尺寸是有與之配合的軸的尺寸的大小決定的，先設(shè)計出軸的尺寸在進(jìn)行齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計。6軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算6.1低速軸的設(shè)計6.1.1 軸的受力分析由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大直齒輪的嚙合力：大直齒輪的分度圓直徑：大直齒輪的圓周力：大直齒輪的徑向力：6.1.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。6.1.3軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-3按45鋼查得 低速軸的功率（KW），由

20、表5.1可知： 低速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：因此： 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(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表16-4查得，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖6.2以及表6.1所示， 圖6.2 HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖表6.1HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸

21、型號公稱轉(zhuǎn)矩TnN.m許用轉(zhuǎn)速n（ r/min）軸孔直徑（d1、d2、dZ）軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量Kg.m2質(zhì)量kgY型J、J1、Z型LL1LHL52000250050,551421071422205.43056,60,6365,70,71由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。取軸承端蓋的總寬度為。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（參考圖6.1），故取。， 表6.3 低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度10550248097242軸段直徑60647078908076軸肩高度234652

22、-6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.3所示， 圖6-36.1.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表11-1可選6型深溝球軸承軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表15-4中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6214，其基本尺寸資料如下表6.2所示 表6

23、.2 6214型深溝球軸承軸承參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d70D125B24基本額定負(fù)荷/kNCr46.8Cor37.5極限轉(zhuǎn)速/（r/min)脂潤滑4800油潤滑6000由上表6.2可知該軸承的尺寸為，故。取軸處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段-的直徑軸處定位軸肩的高度故取，則軸段-的直徑齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的左端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度： 軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足取。輪轂的寬度，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。取。取軸承端蓋的總寬度為。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（參考圖6.1），故取。， 表6.3 低

24、速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度10550347097242軸段直徑60647078908070軸肩高度234655-6.1.4.3 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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 6.1.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表11-2

25、查得取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6.36.1.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.4）做出軸的設(shè)計簡圖（6.1圖）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從深溝球軸承值入手。對于6214型深溝球軸承，由上表6.2中可知。根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖6.4所示 圖6.4 低速軸的受力分析從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下表。表6.4 低速軸上的載荷分布載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6.1.6 按彎扭校核軸的疲勞強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】

26、中15-5式查得，式中：C截面的計算應(yīng)力（MPa）折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P373應(yīng)取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm3），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)15-1查得。因此，故安全。6.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 6.1.7.1 判斷危險截面 截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(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)度較為寬裕確定的，所以截面A，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，截和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，

27、截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)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)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截左右兩側(cè)即可。 6.1.7.2 分析截左側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表11-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)彎矩： 截面上的扭矩： 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。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-1查得，。由過盈配合

28、可查得， 查得尺寸系數(shù) 按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為又根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊查得應(yīng)力折算系數(shù)取，于是，計算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中12-6式和12-8式查得，故可知該低速軸安全。6.1.7.3分析截面右側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)彎矩： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表3-8用插值法可求得，查得尺寸系數(shù) 按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也足夠。低速軸的設(shè)計計算完成。6.2 中速軸的設(shè)計 6.2.1軸上齒輪分度圓直徑 小圓柱齒輪的分度圓直徑：

29、大圓柱齒輪的大端分度圓直徑： 6.2.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。 6.2.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），由表5.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 6.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.2.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.5，圖6.5 中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配 6.2.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處軸的直徑和。因滾動軸承只受徑向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中

30、表15-4可選6型深溝球軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表15-4中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列深溝球軸承6208，其基本尺寸資料如表6.5所示。由表可知該軸承的尺寸為，故。表6.5 6208型深溝球軸承軸承參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d40D80B18基本額定負(fù)荷/kNCr22.8Cor15.8極限轉(zhuǎn)速/（r/min)脂潤滑8000油潤滑100000故兩深溝球軸承采用軸套定位以。兩軸套的外徑為，兩軸承距箱體內(nèi)壁的距離均為。取大圓柱齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，右端小齒輪距離與之相同。與齒輪配合的軸-段和也應(yīng)小于其輪轂，并取其輪轂的長度。故： 取。取非定位軸肩，則。應(yīng)兩齒輪

31、都采用軸肩定位，故其中間應(yīng)有一軸環(huán)，其軸肩高度取，則軸環(huán)的寬度。至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖6.6所示，并歸納為下表6.6所示，表6.6 中間軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度4245217842軸段直徑4048544840軸肩高度43436.2.4.3 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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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，按查得小齒輪與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾動軸承和聯(lián)軸器與軸

32、的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。6.2.4.4 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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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，按查得小齒輪與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。6.3高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算6.3.1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6.1中高速級齒輪設(shè)計可知：小圓柱齒輪的大端分度圓直徑：6.3.2軸的材料的選擇 取軸

33、的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。6.3.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：因此： 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(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表16-

34、4查得，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如上表6.1所示。由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。6.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.6所示，6.3.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取

35、。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列深溝球軸承6206，其基本尺寸資料如下表6.7所示表6.76206型深溝球軸承軸承參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d30D62B16基本額定負(fù)荷/kNCr15.0Cor10.0極限轉(zhuǎn)速/（r/min)脂潤滑9500油潤滑13000由上表可知該軸承的尺寸為，故；為了加上封油環(huán)因此去、取，此時便確定了處的軸肩高度。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。有上表6.7可知6206型軸承的定位軸肩高度，因此，。 取

36、軸承端蓋的總寬度為。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。 由齒輪計算中得低速級齒輪的齒寬是51mm，固取，則，。齒輪右端采用軸環(huán)進(jìn)行定位，軸環(huán)長度，取，。表6.8高速軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度3650269254940軸段直徑22263036423630軸肩高度 223 3336.2.4.3 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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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；

37、同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。6.2.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。7 軸承的壽命校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。7.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大直齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力：徑向力：7.2軸承的徑向載

38、荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為6214型的深溝球軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：7.3軸承的當(dāng)量動載荷計算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為7.4軸承壽命的計算及校核根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-3按24小時連續(xù)工作的機(jī)械查得該滾動軸承的預(yù)期壽命，取，齒輪轉(zhuǎn)速n=40r/min 。并取。故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。8.鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算8.1普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)文獻(xiàn)【1】表4-1中可知，式中：

39、傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。8.2高速軸上鍵的校核對于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。8.3中間軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵已知： 于是得， ，故該鍵安全。8.4低速軸上鍵的校核對于已知于是得， ，故該鍵安全。由已知：于是得， ，故該鍵安全。9. 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇9.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇9.1.1

40、齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓柱直齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度： 取，一般來說當(dāng)齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當(dāng)時，應(yīng)采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。9.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表20-3中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。9.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇9.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對軸承均應(yīng)采用脂潤滑。9.2.2滾動

41、軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】表20-4中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。9.3密封方式的選擇9.3.1滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。9.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。10.減速器附件選擇與設(shè)計10.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖10.1所示。 圖10.110.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用M16×1.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-3、表4-4

42、中設(shè)計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖10.2所示。 圖10 .2 通氣塞10.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)避免與其它機(jī)件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-7中選取M18×1.5的外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖10.3所示。圖10.3 放油螺塞10.4油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-12中，該減速箱上選用了M12的油標(biāo)尺，其結(jié)構(gòu)如上圖10.4所示。 圖10.4 油標(biāo)10.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表19-3，該減速器選用了M16的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用

43、吊鉤起吊箱座，其結(jié)構(gòu)如下圖10.5和圖10.6所示。 圖10.5 吊環(huán)螺釘 圖10.6 吊鉤10.6啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了M30的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下圖10.7所示。 圖10.7 啟蓋螺栓 圖10.8定位銷10.7定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表12-12選取圓錐銷,其型號為A10×60 GB117-2000，其結(jié)構(gòu)如上圖10.8所示。10.8軸承蓋軸承蓋用于對軸系零件進(jìn)行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用