機械設計課程設計說明書(一級減速器)

1、 機電工程學院課程設計題 目： 帶式運輸機傳動裝置設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 年 級： 學 號： 姓 名： 指導教師： 日 期： 2016年5月 目錄一 、設計任務書11.1 工作條件與技術(shù)要求11.2 設計內(nèi)容12. 帶式運輸機數(shù)據(jù)1二、傳動方案的擬定1三 、選擇電動機11.電動機類型的選擇12.電動機功率選擇1四、計算總傳動比及分配各級的傳動比31.計算總傳動比32.分配各級傳動比33.計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)3五、傳動零件的設計計算41.帶傳動的設計計算42.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速43.確定中心距并選擇V帶的基準長度44.確定帶的根數(shù)55.確定單根V帶的初拉力5

2、6.V帶輪的設計計算67.V帶輪輪槽的選擇6六、齒輪設計71.選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)72.按齒面接觸疲勞強度設計73.按齒根彎曲疲勞強度設計84.幾何尺寸計算105.圓整中心距后的校核106.主要設計結(jié)論10七、軸的設計計算10 (一)大齒輪軸101.選擇軸的材料112.初步確定軸的最小直徑113.軸的結(jié)構(gòu)設計11 4.軸上零件的周向定位125.求軸上的載荷 126.按彎扭合成應力校核軸的強度13（二）小齒輪軸131.選擇軸的材料132.估算最小直徑134.軸上的工藝設計145.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)初步選擇軸承和鍵的類型146.求軸上的載荷機危險截面的扭矩147.按彎扭合成應力校核軸的強度

3、14八、滾動軸承的選擇及校核計算15九、箱體結(jié)構(gòu)的設計161.機體有足夠的剛度172.考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱173.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性174.附件設計175.減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸18十、鍵連接的選擇及計算181.選擇鍵連接的類型和尺寸182.校核鍵連接的強度19十一、聯(lián)軸器的選擇191.類型選擇192.載荷計算193.選取聯(lián)軸器19十二、潤滑與密封191齒輪的潤滑192滾動軸承的潤滑193密封方法的選取19十三、參考文獻20十四、總結(jié)20十五、課程設計指導教師評審標準及成績評定21一 、設計任務書1.1 工作條件與技術(shù)要求： 工作條件：用于鍋爐房運煤，三班制工作，每班工作四小時，空

4、載啟動，單向、連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。 工作環(huán)境：室內(nèi)，高溫，多粉塵。制造條件：小批量生產(chǎn)，無鑄造設備。1.2 設計內(nèi)容 （1）選擇電動機型號； （2）確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸； （3）設計減速器； （4）選擇聯(lián)軸器； （5）減速器裝配圖一張； （6）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）； （7）設計說明書一份。2. 帶式運輸機數(shù)據(jù)： 運輸帶工作拉力F=1.15KN ； 運輸帶工作速度v= 1.55m/s ； 運輸帶滾筒直徑D=300mm ； 滾筒輪中心高度H=300mm 。(附：運輸帶繞過滾筒的損失通過效率計算，取效率=0.97) 二、傳動方案的

5、擬定 輸送機由電動機驅(qū)動，電動機通過皮帶將帶動減速器輸入軸，再經(jīng)輸出軸傳出，傳出動力經(jīng)聯(lián)軸器傳至滾筒，帶動運輸機皮帶運轉(zhuǎn)。在這里，減速器選擇一級斜齒圓柱齒輪減速器，皮帶選用V帶。三 、選擇電動機1.電動機類型的選擇：Y系列三相異步籠型電動機   Y系列三相異步電動機適用于電壓為380V、無特殊要求的機械上，如機床、泵、風機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械等。該電動機裝于運輸機上用于鍋爐房運煤，要求連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。所以電機選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。2.電動機功率選擇： （1） 傳動裝置的總效率： 查機械設計課程設計指導書表9.1知：帶=0

6、.96，軸承=0.99，齒輪 =0.97，聯(lián)軸器 =0.99， 滾筒 =0.96 總 =帶×軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒 =0.96×0.99×0.97×0.99×0.96=0.859 (2) 電機所需的工作功率： (3) 已知工作機上作用力F(N)和線速度v(m/s)時：Pd=F·V/（1000總）（kw） 運行速度：v=1.55m/s 運行阻力：F=1150N 所需的電動機工作功率:Pd=F·V/（1000總）=2.08kw 所選電動機額定功率P Pd(4)確定電動機的同步轉(zhuǎn)速 計算電動機轉(zhuǎn)速的

7、可選范圍：其中滾筒轉(zhuǎn)速：n，單位r/min ,v=1.55m/s為輸送帶的運速度 ，D=300mm為滾筒直徑。則：滾筒的轉(zhuǎn)速n 98.68r/min。為傳動裝置總傳動比的合理范圍，、分別為皮帶傳動和一級圓柱齒輪減速器傳動的傳動比合理范圍。， 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min，1000r/min，1500r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。 根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，查機械設計課程設計指導書表14.1選定電動機型號為Y112M-6。其主要性能如下表： 電動機型號 額定功率 /kW 滿載轉(zhuǎn)速

8、 /(r/min) Y112M-6 2.2 940 2.0 2.0電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下：四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1.計算總傳動比為2.分配各級傳動比式中：V帶傳動傳動比，為使各傳動件尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理，傳動比在薦用值范圍內(nèi)，取=2； 斜齒圓柱齒輪單級減速器傳動比，傳動比范圍。3.計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 把減速器的輸入軸稱為軸，減速器輸出軸稱為軸，滾筒軸稱為軸。（1） 各軸的轉(zhuǎn)速 軸 軸 軸 （2）各軸的輸入功率 軸 軸 軸 （3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機輸出轉(zhuǎn)矩軸 軸 軸 （4） 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理表：軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/N·m轉(zhuǎn)速n/

9、(r/min)傳動比i效率電機軸2.0894020.96I軸24704.7630.96II軸1.9298.6810.97III軸（滾筒軸）1.8698.68五、傳動零件的設計計算1.帶傳動的設計計算 （1）選擇V帶的帶型確定計算功率 Pca： 根據(jù)機械設計基礎表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.0，故: 計算功率 =1.12.2kW=2.42kW。 （2）小帶輪轉(zhuǎn)速小帶輪轉(zhuǎn)速。 （3）V帶帶型的確定根據(jù)由機械設計圖8-11選取普通V帶的帶型為A型。2.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑 根據(jù)V帶的帶型，參考機械設計表8-7和表8-9確定小帶輪的基準直徑，取小帶輪的基準直徑=

10、112mm。 （2）驗算帶速因為，故帶速合適。 （3）計算大帶輪的基準直徑=式中： 小帶輪基準直徑，=112mm。 帶傳動傳動比，。 則： 。查機械設計表8-9，取標準值3.確定中心距并選擇V帶的基準長度 （1）初定中心距 則： 由于該運輸機工作期限為十年，每年工作300天，檢修期間隔為三年。因此，中心距選擇大一點，可以增加帶輪的包角，減少單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，有利于提高帶的壽命。初定中心距=450mm。 （2）計算帶長 帶的基準長度根據(jù)由機械設計表8-2選取，得=1430mm，帶長修正系數(shù)=0.96。 （3）計算實際中心距 中心距的變動范圍：中心距的變動范圍為426.2490.5mm。 （

11、4）驗算小帶輪上的包角 4.確定帶的根數(shù)式中：工作情況系數(shù)，查機械設計表8-8得=1.1； 所需傳遞的功率，電動機的額定功率=2.2kW； 單根V帶的基本額定功率，查機械設計表8-4，用差值法求得=1.14kW； 當傳動比不等于1時，單根V帶額定功率的增量，查機械設計表8-5，用差值法求得=0.109kW； 當包角不等于時的修正系數(shù)，查機械設計表8-6得=0.96； 當帶長不等于實驗規(guī)定的特定長時的修正系數(shù)，查機械設計表8-2得=0.96；則： 所以，帶的根數(shù)為3根。5.確定單根V帶的初拉力 查機械設計表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量=0.105kg/m。 =120.6N計算帶傳動的的軸壓力：

12、式中： z皮帶根數(shù)，z=3； 帶的初拉力，=120.6N； 小帶輪的包角，=。 則： =718N6.V帶輪的設計計算 （1）帶輪材料的選擇查機械設計實用手冊表2-1-35選擇帶輪的材料為HT150 （2）帶輪結(jié)構(gòu)的選擇已知：所選電動機的型號為Y112M-6，查機械設計課程設計指導書表14.2得電動機軸的直徑為=28mm。 主動帶輪（小帶輪）的基準直徑=112mm，從動帶輪的基準直徑=224mm。查機械設計實用手冊表8-1-21，主動帶輪選取實心式結(jié)構(gòu)，如機械設計圖8-14（a）所示，從動帶輪選取四孔板輪式結(jié)構(gòu)，如機械設計圖8-14(c)所示。 主動帶輪：已知軸的直徑（由下文可知），取。 從動帶

13、輪：同理可得，??；，取=50mm。（3） V帶輪輪槽的選擇查機械設計表8-11可得V帶輪的輪槽截面尺寸如下：=11.0mm，=2.75mm ，=8.7mm ，=150.3mm ，=9mm，主動帶輪，從動帶輪。圖6-1 V帶輪輪槽圖 （4）V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉(zhuǎn)速低于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之要做動平衡。綜上所述，主要設計結(jié)論為： 選用A型普通V帶3根，帶基準長度=1430mm。帶輪基準直徑=112mm，=224mm，中心距控制在42

14、6.2490.5mm。單根V帶初拉力N，壓軸力=718N。7.V帶輪輪槽的選擇查機械設計表8-11可得V帶輪的輪槽截面尺寸如下：=11.0mm，=2.75mm ，=8.7mm ，=150.3mm ，=9mm，主動帶輪=34°，從動帶輪=38°。六、齒輪設計1.選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù) （1）根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20°，螺旋升角14°； （2）帶式傳送機為一般工作機器，故查機械設計表10-6選用7級的精度； （3）材料選擇： 查表10-1得小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào) 質(zhì)）齒面硬

15、度為240HBS； （4）選小齒輪的齒數(shù)，則大齒輪的齒數(shù)為，取。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）小齒輪的分度圓直徑為 1）確定公式中的各參數(shù)值1 試選載荷系數(shù)2 計算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩為 。3 查表10-7可得，選用齒寬系數(shù)4 查圖10-20查得區(qū)域系數(shù)5 查表10-5查材料的彈性影響系數(shù)為6 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) ° ° ° 重合度系數(shù)7 由式10-23可得螺旋角系數(shù)8 計算基礎許用應力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：、 由圖10-23查疲勞壽命系數(shù)、；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-14得 2）試算小齒輪分

16、度圓直徑 = = 34.776 mm（2） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1) 圓周速度v： 齒寬b1：2) 計算實際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由圖10-8查得動載系數(shù) Ft1=2T1/d1tKAFt1/b1=2T1/d1t/b1=2/34.776/34.776=67.208<100N/mm由表10-3得齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得則載荷系數(shù)為：3) 由式10-12，按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 相應的齒輪模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強度設計（1） 試算齒輪模數(shù)，即1 試選載荷系數(shù)2 計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) 重合度系數(shù)3 螺旋角系數(shù) 4 當量齒數(shù) 查圖10-17，齒形系數(shù),由圖

17、10-18查得應力修正系數(shù) ,由圖10-24c查得小齒輪與大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù), 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取5 試算齒輪模數(shù) =1.146(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)1 圓周速度 2 齒寬 3 齒高h及寬高比b/h 查圖10-8可知動載系數(shù)為， 查表10-3可知齒間載荷系數(shù)為， 查圖10-13可知。 所以載荷系數(shù) 則按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，為滿足彎曲疲勞強度，從標準中取=1.5mm,按照接觸疲勞強度的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即：，取； ，取，Z1、Z2互為質(zhì)數(shù)。4.

18、幾何尺寸計算（1） 計算中心距 考慮模數(shù)從1.227mm增大至1.5mm，將中心距減小圓整為119mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （3） 計算小大齒輪的分度圓直徑（4） 計算齒輪寬度 取，5.圓整中心距后的校核（1）齒面接觸疲勞強度校核 滿足齒面接觸疲勞強度條件（2） 齒根彎曲疲勞強度校核 = = 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.主要設計結(jié)論齒數(shù)Z1=20，Z2=90，模數(shù)m=1.5mm，壓力角，螺旋角，變位系數(shù),中心距a=119mm，齒寬。小齒輪采用45Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪采用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設計。七、軸的設計計算 (一)大齒輪

19、軸 1、選擇軸的材料 選擇軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能由機械設計表15-1查得 ：,求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表5-1可知：,，。 2、初步確定軸的最小直徑 先按下式初步估算軸的最小直徑。根據(jù)機械設計表15-3，取,于是得： 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)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設計表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計課程設計指導書表13.2，選取LT7型

20、彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500N·m，半聯(lián)軸器的孔徑，故取mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度mm。 3、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定II軸上零件的裝配方案 選用機械設計圖15-22a中所示的的裝配方案。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度圖7-1 低速軸的結(jié)構(gòu) 1) L1段:與聯(lián)軸器配合，已知聯(lián)軸器為LT7,故=40mm。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取=82mm。 2) L2段:選用氈圈油封，機械設計手冊潤滑與密封表10-4-3，選用氈圈45，故=45mm。為了拆卸方便，軸從軸承蓋端面伸出20mm,確定伸出15mm，由機械設計課程設

21、計表1-3確定軸承蓋的總寬度取20mm，故取40mm。 3）初選滾動軸承。L3段：3段與軸承配合，由于是斜齒輪傳動，故既有徑向力又有軸向力。查機械設計實用手冊表6-1-54圓錐滾子軸承，其代號為32910，尺寸d×D×T=50mm×72mm×15mm,故得=50mm，而=15mm。L3段與軸承，擋油環(huán)配合,考慮制造安裝誤差，取=38mm。 4) L4段：取安裝齒輪處的軸段的直徑=60mm, 4段與大齒輪配合，故大齒輪內(nèi)徑為60mm,又大齒輪輪轂寬度為42mm,故取L4=40mm。 5）L5段：由60mm,查機械設計表15-2得圓角半徑R=2mm,齒輪右端

22、采用軸肩定位，軸肩高度h=(2-3)R,取h=6mm,故72mm。軸環(huán)寬度，取。 6）L6段：和3段都要與軸承配合，軸承型號為32910，再加上擋油環(huán)的安裝，取L6=30mm。 d6=d3=50mm。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 （1）半聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接根據(jù)=40mm,由機械設計表6-1查得平鍵為=12mm×8mm×70mm。同樣，齒輪與軸的連接，根據(jù)=60mm,查機械設計表6-1選用平鍵為=18mm×11mm×36mm。鍵槽用鍵槽銑刀加工。為了保證齒輪與軸配合良好的對中性，故

23、選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 （2）確定軸上圓角和倒角尺寸 查機械設計表15-2取軸L1軸段軸端倒角為C1.6，另一端倒角為C2； LI和L2兩軸段處的軸肩圓角為R1.6，其余軸肩處的圓角均為R2。 5、求軸上的載荷 (1) 因已知大齒輪的分度圓直徑為d=196.541mm，軸的轉(zhuǎn)矩=185.7N·m圓周力： Ft2=2T/d=2×1.857/196.541=1889.68N徑向力： Fr2=Ft2×tan=1889.68×tan20°=687.787N 軸向力： =1889.68×tan12.34°=413.40N

24、 圖7-2 軸的載荷分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的、及的值列于下表。 表7-1 低速軸的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F=944.84N=343.89N彎矩=53855.88N·mm=18520.5,-22104.525N·mm總彎矩M=56951.424,=58215.684N·mm扭矩=1.857N·mm 6、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（即危險截面）的強度。根據(jù)上表及下面的式子,以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6。軸的計算應

25、力為 軸的抗彎截面系數(shù)。前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表15-1查得=60MPa。 =5.9故該軸安全。（二）小齒輪軸 1.選擇軸的材料 選擇軸的材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能由機械設計表15-1查得, 2.求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表5-1可知：,，。 2.估算最小直徑：先按下式初步估算軸的最小直徑。根據(jù)機械設計表15-3，取,于是得： 考慮到軸上有一個鍵槽，則軸徑應增大5%-7%，增大后的直徑為19.058-19.421,因此圓整為20mm。 3.各軸段的設計： 軸段1的設計：d1取最小直徑為20mm,帶輪輪轂寬度L帶輪=（1.5-2）d1=30-40mm 取

26、35mm, L1=32(略小于帶輪輪的寬度)。 軸段2的設計：由于軸段2上要安置氈圈，而且為了帶輪輪轂的軸向定位，需要軸 上定一個軸肩，查閱機械設計課本表15-2，取h=2.5,則d2 =25mm,此時氈圈在軸的線速度為0.615m/s,根據(jù)機械設計手冊-潤滑與密封，選用毛氈與其配合的軸徑系列為25mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與帶輪輪轂的右端面距離為30mm ,端蓋厚度取20mm則L2=50mm。 軸段3的設計：在此軸上要安裝軸承，且軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，根據(jù)機械設計課程設計指導書表12.4初選圓錐滾子軸承30206，其尺寸為d×D×T=30mm&#

27、215;62mm×16mm,故d3=d7=30mm,L3段與軸承，擋油環(huán)配合,考慮制造安裝誤差，取=24mm。 軸段4的設計：軸段應軸向定位軸承，取h=3，則d4=36mm,根據(jù)上述計算可得小齒輪的齒寬為B=50mm,由于為對稱布置，取L4=8mm。 軸段5的設計：由于軸段4，d4=36mm，則齒輪不能靠鍵進行軸向定位，應直接做成齒輪軸，齒根圓的直徑為37.708mm,齒頂圓直徑為44.458mm,取L5=50(為齒寬的距離)。 軸段6的設計：d6=36mm,L6=8mm。 軸段7的設計：d7=30mm,L7=24mm。 4、軸上的工藝設計： 軸段1取C1,R1;軸段2取R1；軸段3

28、取R1；軸段4取R1.6;軸段6取R1.6;軸段7取R1.6，C1。 5、根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)初步選擇軸承和鍵的類型： 根據(jù)機械設計課程設計指導書，軸承選用30206，根據(jù)機械設計課本表6-1選用鍵A型鍵b×h×L=6mm×6mm×22mm。 6、求軸上的載荷機危險截面的扭矩： (1) 因已知大齒輪的分度圓直徑為d=41.458mm，軸的轉(zhuǎn)矩TI=40.6N·m圓周力： Ft1=2T/d=2×40600/41.458=1958.609N徑向力： Fr1=Ft1×tan=1958.609×tan20°=712.87

29、5N 軸向力： =1958.609×tan12.34°=428.478N載荷水平面H垂直面V支反力F=979.304N=356.438N彎矩=55820.328N·mm=20316.966,11435.046N·mm總彎矩M=59402.762,=56979.55N·mm扭矩=4.06N·mm 7.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（即危險截面）的強度。根據(jù)上表及下面的式子,以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6。軸的計算應力為 軸的抗彎截面系數(shù)。前已選定軸的材料為40Cr，

30、調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表15-1查得=70MPa。 =11.918故軸安全。八、滾動軸承的選擇及校核計算 已知由設計任務書可知軸承的預計壽命為 圓錐滾子軸承的受力分析如下：圖8-1 圓錐滾子軸承的受力分析圖其中 則其水平面上的受力圖為：圖8-2 水平面上受力分析圖其垂直平面上的受力圖為：圖8-3 垂直面上受力分析圖 求兩軸的計算軸向力和： 查機械設計課程設計指導書表12.4得e=0.37,則 求軸承當量動載荷和： 因為，。查機械設計課程設計指導書表12.4,得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：，;，。查機械設計課本表13-6，,則：=1514.6054N=2618.6776N； 驗算軸承壽命： 由于

31、，所以按軸承2的受力大小驗算 ,該機器的極限時間為,因為，因此該軸承符合要求。九、箱體結(jié)構(gòu)的設計 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。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。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應不小于30-50mm, 取H為40mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。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=3。機體外型

32、簡單，拔模方便。4.附件設計 A.視孔蓋和窺視孔：在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，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M8緊固。 B.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： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增

33、大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。 E.蓋螺釘： 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)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 G.吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以搬運機座或整個減速器。5、減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下：表9-1 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚8 箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查機械課程設計指導書表34軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16機蓋與機座

34、聯(lián)接螺栓直徑=（）M12軸承端蓋螺釘直徑=（）10視孔蓋螺釘直徑=（）8定位銷直徑=（）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表426 22 18，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表424 16外機壁至軸承座端面距離50大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離15齒輪端面與內(nèi)機壁距離15機蓋，機座肋厚 軸承端蓋外徑112（軸）140（軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離100（軸）100（軸） 10、 鍵連接的選擇及計算 1.選擇鍵連接的類型和尺寸在軸的結(jié)構(gòu)設計中，已經(jīng)選擇了所用到的鍵（皆為圓頭普通平鍵），現(xiàn)列表如下：表10-1 所用鍵結(jié)構(gòu)尺寸序號工作長度軸徑傳遞轉(zhuǎn)矩1（大帶輪）6625192540.62（大齒輪）18113

35、21460185.73（聯(lián)軸器）1287058401802.校核鍵連接的強度 根據(jù)機械設計表6-2，由軸和齒輪材料，選取許用擠壓應力=135MPa。 鍵1（大帶輪）: =鍵2（大齒輪）: = 鍵3（聯(lián)軸器）: = 滿足擠壓強度條件，所以所有鍵均符合設計要求，可安全使用。十一、聯(lián)軸器的選擇 1.類型選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，為了隔離振動和沖擊,選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 2.載荷計算 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設計表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 3.選取聯(lián)軸器 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計課程設計指導書表13.2，選取LT7

36、型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500N.m，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度mm。十二、潤滑與密封 1齒輪的潤滑因為齒輪的圓周速度，故采用浸油潤滑，將大齒輪旳輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。浸油深度不宜超過一個齒高但不小于10mm。選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。 2滾動軸承的潤滑 由于軸承的 故選用脂潤滑，選用滾動軸承脂ZGN69-2。 3密封方法的選取由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸I，軸II的軸承兩端采用凸緣式端蓋。防止油流出箱體外，采用氈圈密封。十三、參考文獻1機械設計課程設計/孫巖 陳曉紅 熊涌主編 編號 ISBN 978-7-5640-0982-3北京理工大學出版社 2008年12月第4次印刷。2機械設計課程設計手冊/吳忠澤 羅圣國主編 編號ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006