機械設(shè)計課程設(shè)計盤磨機傳動裝置的設(shè)計

1、第一章 課程設(shè)計任務(wù)書年級專業(yè)過控101學生姓名付良武學 號1008110074題目名稱盤磨機傳動裝置的設(shè)計設(shè)計時間第17周19周課程名稱機械設(shè)計課程設(shè)計課程編號設(shè)計地點化工樓一、 課程設(shè)計（論文）目的1.1 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)：主軸的轉(zhuǎn)速：42rpm 錐齒輪傳動比：23電機功率：5kW電機轉(zhuǎn)速：1440rpm2.2 工作條件：每日兩班制工作，工作年限為10年，傳動不逆轉(zhuǎn)，有輕

2、微振動，主軸轉(zhuǎn)速的允許誤差為±5%。1電動機；2、4聯(lián)軸器；3圓柱斜齒輪減速器；5開式圓錐齒輪傳動；6主軸；7盤磨三、任務(wù)和要求3.1 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)符合規(guī)范格式且用A4紙打?。?.2 繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖1號圖1張；繪制零件工作圖3號圖2張（齒輪和軸）；標題欄符合機械制圖國家標準；3.3 圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；注：1此表由指導教師填寫，經(jīng)系、教研室審批，指導教師、學生簽字后生效；2此表1式3份，學生、指導教師、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)

3、計指導書4.3 減速器圖冊4.4 機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊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)計內(nèi)容天數(shù)1設(shè)計準備（閱讀和研究任務(wù)書，閱讀、瀏覽指導書）12傳動裝置的總體設(shè)計23各級傳動的主體設(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、備注指導教師（簽字）： 學生（簽字）：計算及說明結(jié)果第二章 傳動方案的整體設(shè)計2.1傳動裝置總體設(shè)計方案:2.1.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.1.2 特點：齒輪相對于軸承不

4、對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。選擇錐齒輪傳動和一級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。2.2電動機的選擇 根據(jù)已知任務(wù)書給定的技術(shù)參數(shù)，由給定的電動機功率為5KW，電動機轉(zhuǎn)速為1440r/min,查表17-7選取電動機型號為Y132S4，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2.3確定傳動裝置的總傳動比和分配各級的傳動比2.3.1總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速=42，可得傳動裝置總傳動比為nm/1440/4234.29。2.3.2分配傳動裝置傳動比錐齒輪傳動比：=3減速器傳動比：=/=34.29/3=11.43高速級傳動比：1=低速級傳

5、動比：2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 各軸轉(zhuǎn)速n（r/min）n0=nm=1440 r/min高速軸1的轉(zhuǎn)速:n1nm1440 r/min中間軸2的轉(zhuǎn)速：低速軸3的轉(zhuǎn)速：主軸6的轉(zhuǎn)速：2.4.2 各軸的輸入功率P(KW)P0=Pm=5kw高速軸1的輸入功率: P1=P0c=5×0.99=4.95kw中間軸2的輸入功率：P2=P11g=4.95×0.98×0.98=4.75kw低速軸3的輸入功率: P3=P22g=4.75×0.98×0.98=4.57kw主軸6的輸入功率: P4=P3ggd=4.57×0.98×0.99&

6、#215;0.97=4.30kwPm為電動機的額定功率；c為聯(lián)軸器的效率；g為一對軸承的效率；1高速級齒輪傳動的效率；2為低速級齒輪傳動的效率；d為錐齒輪傳動的效率。2.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)T0=9550P0/n0=3.316× N·m高速軸1的輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550P1/n1=（9550×4.95）/1440=3.283×104N·m中間軸2的輸入轉(zhuǎn)矩T2=9550P2/n2=（9550×4.75）/366.4=1.238×105N·m低速軸3的輸入轉(zhuǎn)矩T3=9550P3/n3=（9550×4

7、.57）/126.3=3.4556×105N·m主軸6 的輸入轉(zhuǎn)矩T4=9550P4/n4=（9550×4.30）/42.1=9.7542×105N·m 第3章 傳動零件的設(shè)計計算 3.1 高速級斜齒輪的設(shè)計和計算 3.1.1 選精度等級，材料及齒數(shù) （1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。（2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。（3）慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=24

8、,則=24×3.93=94.32，取=94。（4）選取螺旋角。初選螺旋角為=14o3.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式 試算（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。3）由機械設(shè)計課本表10-7選取齒寬系數(shù)4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP。 5)由圖10-21d按齒面強度查地小、大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa。 6)由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1j Lh=60×1440×1×（2×8×365

9、15;10）=5.05×N2=N1/i2=5.05×109/3.93=1.28×97)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90,KHN2=0.95。 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得：H1=Hlim1 KHN1/S=600×0.90/1 Mpa=540 MpaH2=Hlim2 KHN2/S=550×0.95/1 Mpa=522.5Mpa9) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。10) 由圖10-26查得 ，則11) 許用接觸力：計算1）試算=39.629mm2） 圓周速度（3）齒寬

10、模數(shù) （4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數(shù)K根據(jù)V=2.988m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.12。;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.417。查圖10-13得=1.34;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10-10a得 （7）計算模數(shù)3.1.3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-5得彎曲強度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)KK=1.25×1.12×1.4×1.34=2.632）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影

11、響系數(shù)=0.883）計算當量齒數(shù)4） 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得6）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7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系=0.86,=0.89;8）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/S=0.86×500/1.4=307.14MPa/S=0.89×380/1.4=241.57MPa 9）計算大、小齒輪的并加以比較 =2.592×1.596/307.14=0.01347MPa=2.178×1.791/241.57=0.01615M

12、Pa大齒輪的數(shù)值大。（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模數(shù)大于mn由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于主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)的乘積）有關(guān)，可取mn=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑=47.643mm,算出小齒輪齒數(shù)（3）幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為122mm2） 將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。 b3) 計算分度圓直徑=94×2/cos14.7123=194.373mm4) 計算齒輪寬度圓整后取B2=50mm,B1=55mm 5）結(jié)構(gòu)設(shè)

13、計齒頂高齒根高齒高齒頂圓直徑：小齒輪=d+2=53.627 mm 大齒輪=198.373 mm 齒根圓直徑：小齒輪=d-2=44.627 mm 大齒輪= d-2=190.373 mm3.2 低速級斜齒輪的設(shè)計和計算 3.2.1 選精度等級，材料及齒數(shù)。 1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。 3） 慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取,則,取。4） 選取螺旋角。初選螺旋角14。3.2.2

14、 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式試算（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。3）由機械設(shè)計課本表10-7選取齒寬系數(shù)4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MP5）由圖10-21d按齒面強度查地小，大齒輪的接觸疲勞強度極限 6） 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.97。8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1.由式10-12得H1=Hlim1 KHN1/S=600×0.95/1 Mpa=570MpaH2=Hlim2 KHN2/S=550&#

15、215;0.97/1 Mpa=533.5Mpa9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)10）由圖10-26查得 則11）許用接觸力（2）計算1)試算2)圓周速度V=d1t n2/（60×1000）=1.169 m/s 3)齒寬4) 計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)V=1.169m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.08，;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查地7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.421；查圖10-13得;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10-10a得7) 計算模數(shù)3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-

16、5得彎曲強度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)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）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89,KFN2=0.90; 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）計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=1.25×1.08×1.4×1.35=2.555）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 6)計算當量齒數(shù)7）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 YFa1=2.592;YFa2=2.227 8）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-

17、5查得 YSa1=1.596;YSa2=1.763 9） 計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于mn由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于mn主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)的乘積）有關(guān)，可取mn=2.5,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=72.449,算出小齒輪齒數(shù)取，?。?）幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為141 mm2） 將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 b3) 計算分度圓直徑4) 計算齒輪寬度圓整后取B3=72，B

18、2=77.5）結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂高齒根高齒高齒頂圓直徑小齒輪大齒輪齒根圓直徑小齒輪，大齒輪第四章 軸的設(shè)計計算4.1 中間軸的設(shè)計計算4.1.1 中間軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：P= P=4.75KW, n= n=366.4r/min4.1.2 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)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112。得4.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如下：（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）由于=26.31 mm，軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取安裝軸承處（該軸直徑最小處） 軸徑d=3

19、0 mm,則d-=d-=30 mm。2）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d-=30 mm，選軸承型號30206，其尺寸為d×D×T=30 mm×62 mm×17.25mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段-和-的直徑d-=d-=34mm.兩端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為50mm,小齒輪的輪轂寬度為77mm.為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故分別取L-=74mm,L-=47mm。兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度:h>0.07d-=0

20、.07×34=2.38mm，取h=3mm;軸環(huán)處的直徑:d-=34+6=40 mm;軸環(huán)寬度:b1.4h=1.4×3=4.2mm,取L-=5mm。4）由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以L-=17.25+6+16+3=42.25 mm L-=17.25+6+18.5+3=44.75 mm (3)軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-和d-分別由表6-1查得平鍵截面b×h=10 mm×8 mm,長度分別為63 mm和36 mm, 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

21、保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°。(5) 軸的校核經(jīng)校核，該軸合格，故安全。4.2 高速軸的設(shè)計計算4.2.1 求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：P=P1=4.95kw,n=n1=1440 r/min4.2.2 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)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112.得 軸上有一鍵槽，則增加后得直徑d=20 mm，高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d-，取d-=20 mm。4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配

22、方案軸的設(shè)計示意圖如下：（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,-軸段左端需制出一軸肩,故取-段的直徑d-=24 mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38 mm，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，故取-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=36mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d-=24 mm，選軸承型號30205，其尺寸d×D×T=25 mm×52 mm×16.2

23、5 mm,故d-=d-=25 mm.由于軸承右側(cè)需裝甩油環(huán)，且軸承需離箱體內(nèi)壁一段距離，考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。，則取L-=L-=16.25 mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取d=30 mm.3）由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設(shè)計成齒輪軸。4）軸承端蓋的總寬度取為16 mm.取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為30 mm,則L-=46 mm。5）取軸上軸段-處為高速小齒輪，直徑d-=53.627mm。已知小齒輪的輪轂寬度為55mm,故取L-=55mm。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離L-=a=19.5 mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm,低速級小齒輪輪轂長L

24、=80mm,又因為已知箱體兩內(nèi)壁之間的距離為178.5，高速級小齒輪輪轂長L=55，則（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-由表6-1查得平鍵截面b×h=6 mm×6 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm,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。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°。4.2.4州的校核(1) 輸入軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩T1P1=5KW n1=1440r/min T1 =3.283×104Nm (2) 確定軸及求作用在齒輪上

25、的力1)求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =49.627而 F= F= F F= Ftan=1323.070×tan14.7123°=347.405N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: 輸入軸的載荷分析圖如下:4.3 低速軸的設(shè)計計算4.3.1 求低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：P=P=4.57 KW ，n= n=126.3r/min4.3.2 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)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112.得4.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如下：(

26、2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d-.為了使所選的軸直徑d-與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)， 故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩=。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm,故取d-=40mm,聯(lián)軸器長112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm.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，故取-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=80mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,-軸段左端需制出一軸肩,故取-段的直徑d-=48mm,右端擋圈定位，

27、按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。2）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=48mm,選軸承型號30210，其尺寸為d×D×T=50mm×95mm×21.75 mm,故。3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=52mm.齒輪的的左端與左端軸承之間采用甩油環(huán)和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為72mm,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L-=69 mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d=0.07×52=3.64,則軸環(huán)處=60mm。軸環(huán)寬度b1.4h=1.4×4=5.6,取=10mm。4

28、）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離L-=a=25.5mm,考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。已知滾動軸承寬度T=21.75mm,L-=L-=21.75 mm,已知箱體兩內(nèi)壁之間的距離為178.5，則5) 取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30 mm，端蓋厚20 mm，則L- =50. （3）軸上零件的周向定位齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得平鍵截面b×h=16 mm×10 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63 mm,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，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm×8 mm

29、×70 mm。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。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°。4.3.4 軸的校核（1） 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P2=4.75KW n2=366.4r/min T2=1.238×105Nm（2） 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =209.643而 F=2×1.238×105/209.643= F= F F= Ftan=1181.055×tan15。=316.463N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示

30、:（3） 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定軸承的支點位置。對于30210型圓錐滾子軸承,從手冊中查取有a=21mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距 ，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)簡圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。 現(xiàn)將計算出的危險截面C處的MH、MV和M列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全 輸出軸的載荷分析圖如下:第五章 鍵連接的選擇和計算5.1 高速軸上的鍵的設(shè)計與校核齒輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，由表6-1查得聯(lián)

31、軸器上的鍵尺寸為bhL =6×6×25 mm，聯(lián)軸器采取過渡配合，但不允許過盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6（具有小過盈量，木錘裝配）d=20 mm,T1=32.83 N·m, 查表得=100120 式中k=0.5h，l=L-b，所以所選鍵符合強度要求。5.2 中間軸上的鍵的設(shè)計與校核已知d-=d-=34 mm，T2=123.81 N·m，參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=3038 mm所以取bh=108 mm查表得=100120取低速級鍵長為63 mm，高速級鍵長為36 mm。所以所選鍵：bhL=10 m

32、m8 mm63 mm bhL=10 mm8 mm36 mm符合強度條件。 ´5.3 低速軸上的鍵的設(shè)計與校核已知裝齒輪處軸徑d=52mm，T=345.56N·m。參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=5058 mm,所以取bhL=16 mm10 mm63 mm，查表得=100120聯(lián)軸器處軸徑d=40mm，T=345.56N·m，由于d=3844mm，所以取bhL=12 mm8 mm70 mm所以所選鍵符合強度要求。第六章 滾動軸承的選擇和計算6.1 計算高速軸的軸承：由前面可以知道n1=1500r/min兩軸承徑向反力：Fr=298.72N=軸向力：Fa=

33、0N初步計算當量動載荷P，根據(jù)P=+根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2。 根據(jù)表13-5，X=1所以P=1.21298.72=358.46N計算軸承30205的壽命：故可以選用 6.2 計算中間軸的軸承：已知n2=366.4r/min兩軸承徑向反力： 軸向力均為0初步計算當量動載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2。根據(jù)表13-5，X=1所以P=1.2286.6=343.92NP=1.2693.8=832.56N計算軸承30206的壽命：故可以選用。6.3 計算低速軸的軸承已知 n3=126.3r/min兩軸承徑向反力：= 673.45N軸向力：為0初步計算當量動載

34、荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2。X=1 所以P=1.2673.45=808.14N計算軸承30210的壽命：故可以選用。 第七章 聯(lián)軸器的選擇7.1類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.7.2載荷計算聯(lián)軸器1 公稱轉(zhuǎn)矩：T=955032.83N.m查課本表14-1,選取所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設(shè)計課程設(shè)計表17-4（GB/T4323-2002）選取LT5型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為125Nm，聯(lián)軸器2 公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550345.56N.m查課本表14-1,選取所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設(shè)計課程設(shè)計

35、表17-4（GB/T4323-2002）選取LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為710Nm。第八章 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.8.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度8.2.考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為8.3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2。機體外型簡單，拔模方便.

36、8.4.對附件設(shè)計A 窺視孔蓋和窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔,大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。B 放油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。此要安裝于便于觀察油面及油

37、面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應(yīng)按傳動件浸入深度確定。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D 通氣孔：減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,為便于排氣，所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成。E 啟蓋螺釘：為了便于啟蓋，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取

38、蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調(diào)整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調(diào)整。啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。F 定位銷：為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。以提高定位精度，兩銷相距盡量遠些。如機體是對稱的,銷孔位置不應(yīng)對稱布置。G 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應(yīng)在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。 H 調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 I 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。減速器機體

39、結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座厚度10箱蓋厚度（0.80.85）8mm 8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度b15 箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目na<250mm4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M12蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑M10軸承端蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑dM8 至外箱壁的距離課本128頁241816至凸緣邊緣距離課本128頁221814外箱壁至軸承端面距離50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 15齒輪端面與內(nèi)箱壁距離16箱蓋，箱座肋厚為、0.85 軸承端蓋外徑+（55.5）92（一軸）102（二軸）135（三軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離S76（一軸）86（二軸）119（三軸）箱體深度HdDs/2+(3050)157箱座高度HHd+(510)177第九章 軸承端蓋的設(shè)計與選擇根據(jù)箱體設(shè)計，選用凸緣式軸承端蓋。各軸上的端蓋：悶蓋和透蓋：參照表7-17 課本145頁 悶蓋示意圖 透蓋示意圖表 三個軸的軸承蓋DDDDd0螺釘孔數(shù)ne1m b1d1927242529410102825262941013511285959610第十一章 潤滑和密封設(shè)計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=3