機(jī)設(shè)課程設(shè)計(jì) 鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

1、XXXX大學(xué)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)20XX20XX 學(xué)年第X學(xué)期機(jī)械工程學(xué)院（系、部）機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化專(zhuān)業(yè)0XX班級(jí)課程名稱(chēng)：機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 完成期限：自200X年12月1日至200X年12月2X日共X周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)運(yùn)輸鏈牽引力（F/N）：700輸送速度 V/(m/s)：2.5滾筒節(jié)圓直徑D/(mm)：300工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差±5%.二、設(shè)計(jì)任務(wù)傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)

2、。三、設(shè)計(jì)工作量（1） 減速機(jī)裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；（3） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份（60008000字）。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書(shū)12.26交圖紙并答辯主要參考資料1濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，2001.2金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007.指導(dǎo)教師（簽字）：年 月 日系（教研室）主任（簽字）：年 月 日機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)學(xué)年論文 圓錐圓柱齒輪減速器 起止日期： 20XX年1X月1X日 至 20XX年XX月XX日學(xué) 生 姓 名XXX班 級(jí) 機(jī)設(shè)0XX班 學(xué) 號(hào) XX

3、XXXXXXX成 績(jī)指 導(dǎo) 教 師（簽 字）XXX機(jī)械工程學(xué)院年 月 日目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)-（4）二、設(shè)計(jì)方案分析和原動(dòng)機(jī)的選擇-（4）（一）電動(dòng)機(jī)選型-（4）（二）傳動(dòng)比的分配-（5）（三）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算-（6）三、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算-（7）（一）、V帶輪設(shè)計(jì)計(jì)算-(7)（二）、高速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算-（8）四、軸系零件設(shè)計(jì)計(jì)算-（15）A)、輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算-（15）B)、輸出軸設(shè)計(jì)-（21）五、軸承的選擇與使用壽命校核：-（27）1、與輸入軸配合的軸承的選擇與使用壽命校核-（27）2、與輸出軸配合的軸承的選擇與使用壽命校核-（29）六、鍵連接的選擇及校核計(jì)算-（31）1、

4、高速軸系鍵連接的選擇及計(jì)算-（31）2、與大齒輪連接的鍵選擇及計(jì)算-（32）3、與聯(lián)軸器連接的鍵的選擇及計(jì)算-（32）七、聯(lián)軸器的選擇與校核-（32）八、鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)-（32）九、減速器的機(jī)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封- (37)十、減速器附件選擇-（38）十一、心得體會(huì)-（39）十二、參考文獻(xiàn)- (39)十三 附圖-(39)一、設(shè)計(jì)任務(wù)1.原始數(shù)據(jù)為：帶的圓周力F/N:4000 帶速 V/(m/s) ：0.6 滾筒直徑D/mm : 2802.工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸機(jī)工作鏈速度允許誤差為鏈速度的。 3傳動(dòng)方案：二、設(shè)計(jì)方案的分析和原動(dòng)件的選擇（一） 電動(dòng)機(jī)

5、選型（1）.擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu) 因?yàn)檠b置的載荷平穩(wěn)，長(zhǎng)期工作，因此可選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。該電機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，維護(hù)容易，價(jià)格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動(dòng)性能。（2）。是電動(dòng)機(jī)功率的選擇 工作機(jī)所需要的有效功率為：其中取w為工作機(jī)總效率a傳動(dòng)裝置總效率 Pw為工作機(jī)所要輸入的功率Pw=Fv/1000w=2.5或Pw=Tn/9550w式中：F 為工作機(jī)的阻力（N）V 工作機(jī)線速度（m/s）T 工作機(jī)阻力矩（N。m）N 工作機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）為了計(jì)算是電動(dòng)機(jī)所要的功率Pd，要確定傳動(dòng)裝置的總效率。設(shè)各效率分別為：（V帶），（8級(jí)閉式齒輪傳達(dá)傳動(dòng)），（3

6、對(duì)滾動(dòng)軸承），（彈性聯(lián)軸器），（開(kāi)式滾子鏈傳動(dòng)）。由表查得：=0.95; =0.97; =0.98; =0.99; =0.93.傳動(dòng)裝置總效率:=0.95*0.97*0.98*0.98*0.99*0.93=0.79853電動(dòng)機(jī)所要的功率Pd：=Pw/=2.5/0.867=3.131由課程設(shè)計(jì)課本查得：選取電動(dòng)機(jī)的功率為4。（3）。是電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 選用常用同步轉(zhuǎn)速1000r/min和1500r/min兩種對(duì)比。工作機(jī)轉(zhuǎn)速 =60*1000V/d=60000*0.6/3.14*280總傳動(dòng)比=,其中為電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)將兩種電動(dòng)機(jī)的有關(guān)數(shù)據(jù)列于下表：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功Kw同步轉(zhuǎn)速r/min

7、滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速r/min總傳動(dòng)比i1 Y112M-441000960234432Y132M1-641500142035.165由上表可知方案2傳動(dòng)比過(guò)大，為了能合理分配傳動(dòng)比，使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案1。 由電動(dòng)機(jī)的型號(hào)及其功率以及同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)知電動(dòng)機(jī)的機(jī)座中心高為180mm，外伸軸徑為48mm外伸軸長(zhǎng)度為110mm。（二） 傳動(dòng)比的分配 現(xiàn)總傳動(dòng)比=23.443. 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，V帶的推薦傳動(dòng)比為。所以我選用=2.50； 減速器與后面的開(kāi)式鏈傳動(dòng)合傳動(dòng)比設(shè)為。根據(jù)傳動(dòng)比公式：所以有：=/=23.443/2.50=9.3772設(shè)減速器和后面的

8、鏈輪傳動(dòng)比分別為，；這兩級(jí)減速器傳動(dòng)比是的1.3倍。即=1.3i3則等于根號(hào)下1.3等于3.4915。=/=9.3772/3.4915=2.6857（三） 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算=960r/min=/=960/2.50=384r/min=/=384/3.4915=109.9814r/min=/=109.9814/2.2687r/min=40.95r/min2 各軸的輸入功率計(jì)算=3.131=*=2.9*0.95=2.97445=*=2.771=*=2.503 各軸輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算=9550*/=31.147N.m=9550/=73.974N.m=240.614N.m=583.

9、028N.m現(xiàn)將各軸的動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)參數(shù)列于下表：軸號(hào)轉(zhuǎn)速N/（r/min）功率/轉(zhuǎn)矩/N。m效率%傳動(dòng)比09603.13131.1471002.5013842.9744573.9740.953.49152109.9842.771240.6140.93162.6857340.952.50583.0280.90231三. 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算(一) V帶的傳動(dòng)設(shè)計(jì)(1) 確定計(jì)算功率Pca 已知P=3.131;=960r/min;i1=2.50。由所引用的教材8-7查得其工作系數(shù)=1.1，則：Pca=*P=1.1*3.131=3.4441。（2） 選取窄V帶帶型，根據(jù)Pca，由教材圖8-11選取A型窄

10、V帶。（3） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，由教材表8-4A及8-8。主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑=112mm從動(dòng)輪直徑=*=2.50*112=280mm。 又由教材表8-4A知，取=280mm。B型。實(shí)際傳動(dòng)比=280/112=2。50，與原分配的傳動(dòng)比相等。按式帶的速度合適。（4） 確定窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距 根據(jù)0.7(+)<A0<2(+),初步確定中心距=2*750+3.14/2(+280)+(280-112)(280-112)/4*750=2124.848mm.由教材表8-2選取帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度. 實(shí)際中心距=(750+(2240-2124.849)/2)=865.152mm。（5） 驗(yàn)算主動(dòng)輪

11、上的包角： =180°-（-）/a*57.5°=180°-(280-112)/865.152*57.5°=168.8343°>120°所以主動(dòng)輪的包角合適。（6） 計(jì)算V帶和根數(shù)Z 由=960r/min；=112mm；=2.50；查教材表8-4a知：由線性關(guān)系得=1.16.查教材8-4b得=0.117;查教材8-5得=0.975；查教材表8-2得=1.06；于是得V帶額定功率Pr=（+）*=（1.16+0.1117）*0.975*1.06=1.3143取Z=3根。（7） 計(jì)算預(yù)緊力查教材表8-3得 A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1

12、kg/m，所以有使用時(shí)應(yīng)使帶的際拉力.(8).計(jì)算作用在軸上的壓軸力V帶傳動(dòng)的主要參數(shù)整理于下表:名稱(chēng)結(jié)果名稱(chēng)結(jié)果名稱(chēng)結(jié)果帶型A傳動(dòng)比V帶根數(shù)帶輪直徑基準(zhǔn)長(zhǎng)度預(yù)緊力中心距壓軸力（9）帶輪的設(shè)計(jì)劃內(nèi) 由機(jī)械設(shè)計(jì)教材8-10查得： ；。則帶輪寬度： 大帶輪的輪轂孔直徑由后面高速軸的設(shè)計(jì)而定。大帶輪寬度L：當(dāng)時(shí)，即。帶輪結(jié)構(gòu)圖如下：（二）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1選定高速級(jí)齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）按傳動(dòng)方案我選用斜圓柱齒輪傳動(dòng)。因?yàn)樾眻A柱齒輪具有傳動(dòng)穩(wěn)定性高，且傳動(dòng)時(shí)不存在打齒的現(xiàn)象，可以有效的延長(zhǎng)齒輪的壽命。2）由于輸送機(jī)構(gòu)一般為工作機(jī)械，其速度不高。故選用87級(jí)精度。3）材料的選擇：由所

13、引用教材表10-1選擇小齒輪材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為235HBS。大齒輪材料也選為45號(hào)鋼，經(jīng)過(guò)正火處理使其硬度為190HBS。二者硬度相差為45HBS。選用45號(hào)鋼是因?yàn)槠鋯挝毁|(zhì)量的性?xún)r(jià)比比合金鋼的要高，適于做中高強(qiáng)度的軸和齒輪。4）先選取小齒輪齒數(shù)；則 取。齒數(shù)比。5）初次設(shè)選定螺旋角；2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式的各項(xiàng)數(shù)值。1）試選定載荷系數(shù)。2）由機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖10-30查得；由教材圖10-26，查得， 則：。3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。4）由機(jī)設(shè)教材表10-7選取圓柱齒輪齒寬系數(shù)。5）由機(jī)設(shè)教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) （大齒輪均采用鍛造）。6）由教材圖10-

14、21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。再由教材圖10-21C按齒面硬度查得大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。7）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ；（其中為1軸轉(zhuǎn)速，=u）。8）由機(jī)設(shè)教材圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為1% 安全系數(shù)（2）計(jì)算1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑；2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）齒高5）計(jì)算縱向重合度6）計(jì)算載荷系數(shù)K由機(jī)設(shè)教材表10-2查得：使用系數(shù)；根據(jù) 8級(jí)精度，由教材圖10-8查得；動(dòng)載荷系數(shù)；由教材表10-3查得： （假設(shè)）。再由教材表10-4查得8級(jí)精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)： 根據(jù)、 由教材圖10-13查得：

15、，故載荷系數(shù)。7）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑如下：8）計(jì)算模數(shù)：4 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：1） 計(jì)算載荷系數(shù)：2） 根據(jù)縱向重合度，從教材圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。4） 查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)，由教材表10-5查得：，。5） 由教材圖10-20C按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由教材圖10-20B按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。6） 由教材圖10-18彎曲疲勞壽命系數(shù)，。7） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)8） 計(jì)算大小齒輪的并加以比較；，以大齒輪的數(shù)值大。（2）計(jì)算（按大齒輪）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)

16、大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定承受能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。故可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)2.23mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，而按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑。重新修正齒輪齒數(shù)如下：，取。，取，實(shí)際傳動(dòng)比與原傳動(dòng)比3。4915基本一致。5 幾何計(jì)算 （1）中心距計(jì)算將中心距圓整為139mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角：（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑：（4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取62mm。則：（大齒輪的寬度）；（小齒輪的寬度）。由于、b發(fā)生了變化，故相應(yīng)的有關(guān)參數(shù)、等都要進(jìn)行修正，然后再修正各個(gè)計(jì)算結(jié)果，看齒

17、輪強(qiáng)度是否夠。由教材表10-5查得：、；又由教材圖10-26查得：、，。（3），根本此縱向重合度，從教材圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 （4） 根據(jù)、8級(jí)精度，由教材圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)。 （5）齒高 由教材表10-4查得8級(jí)精度，調(diào)質(zhì)小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)， 再由教材10-13查得：； （6） 故查取、時(shí)，假設(shè)是合適的，仍用； （7）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用載荷系數(shù)； 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷系數(shù)（8）由教材圖10-30選取區(qū)域系數(shù)（9）（10），知大齒輪的數(shù)值大。（11） =實(shí)際、 均大于計(jì)算的要要求值，故所設(shè)計(jì)選用的齒輪強(qiáng)度足夠。6 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸

18、結(jié)構(gòu)，大齒輪孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸用經(jīng)驗(yàn)公式和后續(xù)設(shè)計(jì)的中間軸配合段的直徑來(lái)進(jìn)行計(jì)算 7 其結(jié)構(gòu)草圖如下：8 所設(shè)計(jì)的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)匯總?cè)缦拢好Q(chēng)結(jié)構(gòu)尺寸經(jīng)驗(yàn)公式轂孔直徑d由中間軸設(shè)計(jì)而定輪轂直徑輪轂寬度L腹板最大直徑板孔分布圓直徑孔板直徑腹板厚度9 齒輪相關(guān)參數(shù)如下：名稱(chēng)公式或相關(guān)符號(hào)結(jié)果法面模數(shù)法面壓力角螺旋角25mm齒數(shù)2484傳動(dòng)比35分度圓直徑61779mm216227mm齒頂圓直徑66779mm221227mm齒根圓直徑55529mm209977mm中心距139mm齒寬67mm62mm四. 軸的設(shè)計(jì) A）、輸入軸的設(shè)計(jì)。 1）、輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 2）、求作用在齒輪上的力。已

19、知高速級(jí)小齒輪的分度圓的直徑 則圓周力：；徑向力： 3）、初步確定軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算由公式，估算最小直徑，有： 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)教材表15-3，取則 輸入軸的最小直徑顯然是與V帶大帶輪的直徑配合，為了使所選的軸的直徑與V帶帶輪的孔相適應(yīng)，其用的是鍵連接，則，取整（前面所加的7%是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)：若軸截面有鍵槽時(shí)，要增大5%7%，兩個(gè)時(shí)就要增大10%15%）。由于大帶輪不是標(biāo)準(zhǔn)件，故就選大帶輪的輪轂孔孔徑為27mm。 4）、軸的設(shè)計(jì)。 a、擬定軸上的裝配方案，如下圖 b、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（1）為了滿(mǎn)足V帶帶輪的輪轂孔孔徑的軸向定位要求，1-2軸

20、段的右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑為27mm,左端用彈簧墊圈和大六角螺母固定和定位，按軸端直徑取六角螺母孔徑D=27mm與之配合，此螺母由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)選為M27。由于等于大帶輪的，又因?yàn)槠漭嗇瀸挾?，取。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)件查得彈簧墊圈大徑為27.5mm(選自GB93-1987 16),其壓緊厚度為6.8mm,和一個(gè)鋼制平墊圈大徑為30mm,其厚度為5mm,選自GB95-1985-8-100HV與V帶帶輪輪相配合的軸段。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承由于我所選用的齒輪為斜齒輪會(huì)在軸向和徑向產(chǎn)生力，故軸承不僅受有徑向力也受軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)故選用圓錐滾子

21、軸承32007型，其尺寸為，故， 右端軸承采用軸肩定位，由于軸承選用定位軸肩高度，取h=3mm,則軸肩大于小齒輪分度圓直徑，則設(shè)，。右端同樣采用軸肩定位取其軸徑為35mm,。 （3）齒輪軸段。由于小齒輪的齒根圓的直徑有55.529mm,又軸與齒輪之間需要有鍵定位，按軸徑查的鍵的高度有7mm，故無(wú)法選擇，則定該軸為齒輪軸，根據(jù)齒寬有。（4）設(shè)軸承端蓋的總寬度為47mm，（由減速器與軸承的端蓋設(shè)計(jì)）根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與大V帶帶輪右端面的距離L=80mm。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=10mm,考慮到箱體的鑄造誤差在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段

22、距離s,取S=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度B=17mm,則 則軸總長(zhǎng)度為。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。c、軸上零件的周向定位大V帶帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，根據(jù)1-2軸徑及長(zhǎng)度，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得平鍵為,大V帶帶輪與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位由過(guò)渡配合來(lái)保證，選軸的直徑尺寸公差m6.d、確定軸上的圓角和倒角尺寸。參考表15-2取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖5）求軸上的載荷。a.在豎直方向，由靜力平衡方程可得：b在水平方向，由靜力平衡分析得下列靜力平衡方程：驗(yàn)正有：c.在垂直面內(nèi)有軸的的彎矩方程如下：由此得1受力分析圖中垂直面內(nèi)彎矩圖圖（C）所示。d水平面內(nèi)有軸的彎矩方

23、程如下：由此得1受力分析圖中水平面內(nèi)彎矩圖圖（D）所示。f合彎矩方程和合彎矩圖如下：由此得軸1受力分析合彎矩圖圖（E）所示。g繪制扭矩圖轉(zhuǎn)矩由上面算知此當(dāng)量彎矩圖在軸1受力分析圖中圖（F）所示；h繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取，最危險(xiǎn)截面處的當(dāng)量彎矩：I 校核危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度；該軸強(qiáng)度合格。計(jì)算參數(shù)列入下表 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M總彎矩=扭矩 6）按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度。 由于定為齒輪軸，故條件相當(dāng)寬裕，無(wú)需較核。 7）精確較核軸的疲勞強(qiáng)度。 齒輪軸軸徑相對(duì)寬裕，故無(wú)需精確較核。軸1受力分析圖B）輸出軸II的設(shè)計(jì)。 1）輸出軸上的功率 ，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 2）求

24、作用在齒輪上的力。低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑，則圓周力；徑向力：；軸向力為：其力方向如圖。 3）初步確定軸的最小直徑。 先初步估算最小直徑，軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由于軸端與聯(lián)軸器的配合是用鍵連接，所以為了滿(mǎn)足強(qiáng)度要求，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，該軸要相應(yīng)的增大7%10%，所以按最小處理：，圓整為38mm 根據(jù)最小直徑選連軸器型號(hào) 轉(zhuǎn)矩（，軸已選） 根據(jù)條件查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)選取為GY5型（GB5843-2003）剛性聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為400000，半聯(lián)軸器的孔徑為故，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長(zhǎng)度為 4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) a、擬定軸的裝配方案b、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

25、和長(zhǎng)度。 （1）為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器軸向定位，制軸肩6-7，其直徑，左端定位用軸端擋圈，取其直徑D=38mm。為了保證軸不壓軸端面，故6-7段的長(zhǎng)度取82mm。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承。由于齒輪用的是斜齒輪，故軸既受徑向力又受軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承，根據(jù) 故根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-54選用32010型圓錐滾子軸承，其尺寸，故，而，右端軸承采用軸套定位，由滾動(dòng)軸承安裝尺寸可得 H=15mm,故，。 （3）取安裝齒輪處的軸徑為60mm，齒輪左端與軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪彀的寬度為62mm，為使套筒壓進(jìn)齒輪，取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度取H=5m,則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b1.4

26、h,取，1-2段根據(jù)軸承定位要求，取，。 （4）取軸承端蓋的總寬度為62mm,為增加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端與半連軸器左端面的距離L=28mm； （5）同軸（5）的過(guò)程求得， 則軸總長(zhǎng)。 c、軸上零件的周向定位。 齒輪、半聯(lián)軸器與周的周向定位均采用平鍵定位。按由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用A型平鍵表3-3-4查得平鍵，同時(shí)為了保證齒輪與軸的良好配合的對(duì)中性，選擇輪彀與軸的配合為，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用C型平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是通過(guò)過(guò)渡配合來(lái)保證，選軸的尺寸公差為m6. d、確定軸上的圓角和倒角尺寸。 參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)選取軸端的倒角為245，各軸肩處的半圓角見(jiàn)圖。

27、 e、求軸上的載荷。（1）在豎直方向上，有靜力學(xué)平衡方程： （2）在水平方向上的力，有靜力平衡方程有： （3）繪制垂直平面的彎矩圖，有此平面內(nèi)彎矩方程如下： 其彎矩圖如下圖（C）所示。 （4）繪制水平面彎矩圖，有此平面內(nèi)彎矩方程：其彎矩圖如下圖（D）所示。 （5）繪制合彎矩圖，有合彎矩方程如下： 其彎矩圖如下圖（E）所示。 （6）繪制扭矩圖： 其扭矩圖如下圖（F）所示。 （7）繪制當(dāng)量彎矩圖，有當(dāng)量彎矩方程如下：扭矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動(dòng)變化，故取，有截面C處的當(dāng)量彎矩方程：軸2受力分析圖確定軸的支點(diǎn)后，可得 ，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)凸，彎矩圖等可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)

28、截面，截面C處各計(jì)算參數(shù)如下表 載荷 水平面H垂直面V支反里F 彎矩總彎矩 扭矩 f、按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度。 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 已知軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，有機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1，查得 則，故安全。 g、精確較核軸的疲勞強(qiáng)度。（1）判斷危險(xiǎn)截面截面，只受扭矩的作用，軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕來(lái)確定的，因此不需要校核。五. 軸承的選擇與使用壽命校核： 1與輸入軸配合的軸承的選擇與使用壽命校核： 由于傳動(dòng)件所選用的是斜齒輪，在嚙合時(shí)不僅會(huì)產(chǎn)生徑向力和圓周力，還會(huì)產(chǎn)行軸向力，而且都比較大，選用深溝球軸承不合適，故選用圓錐滾子軸承。

29、根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-54和所設(shè)計(jì)的軸徑，選取圓錐滾子軸承32007型，由表查得其基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷為。（1） 求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸承受到的空間力分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)部分，如下圖： 其中水平面中的為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到軸線；鉛垂面中的亦應(yīng)通過(guò)另加彎矩而平移到作用于軸線上。求解各個(gè)分力如下： （2）計(jì)算兩軸承的內(nèi)部軸向力、及軸向載荷、。 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-54查得32007型軸承的、因?yàn)椋?） 計(jì)算兩軸承的當(dāng)量載荷、：軸承I：故由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-20查得、，。軸承I工作中有在等沖擊，故 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-19查取 軸承II：，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 表6-

30、1-20查得、由于工作中有中等沖擊，故：（3） 計(jì)算軸承的壽命因?yàn)?，因此只?jì)算最大者：由工作條件為要工作為10年，且為三班制，所以實(shí)際貌取人所以理論設(shè)計(jì)計(jì)算的工作壽命比實(shí)際大得多，所以所選軸承滿(mǎn)足設(shè)計(jì)壽命要求，所以選用32007型軸承合格。2與輸出軸配合的軸承的選擇與使用壽命校核： 由于傳動(dòng)件所選用的是斜齒輪，在嚙合時(shí)不僅會(huì)產(chǎn)生徑向力和圓周力，還會(huì)產(chǎn)行軸向力，而且都比較大，選用深溝球軸承不合適，故選用圓錐滾子軸承。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-54和所設(shè)計(jì)的軸徑，選取圓錐滾子軸承32007型，由表查得其基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷為。（4） 求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸承受到的空間力分解為鉛垂

31、面和水平面兩個(gè)部分，如下圖： 其中水平面中的為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到軸線；鉛垂面中的亦應(yīng) 通過(guò)另加彎矩而平移到作用于軸線上。求解各個(gè)分力如下： （2）計(jì)算兩軸承的內(nèi)部軸向力、及軸向載荷、。 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-54查得32010型軸承的、因?yàn)椋?） 計(jì)算兩軸承的當(dāng)量載荷、：軸承I：故由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-20查得、，。軸承I工作中有在等沖擊，故 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-19查取 軸承II：，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 表6-1-20查得、由于工作中有中等沖擊，故：（6） 計(jì)算軸承的壽命因?yàn)椋虼酥挥?jì)算最大者： 由工作條件為要工作為10年，且為三班制，所以實(shí)際貌取人所以理論設(shè)計(jì)計(jì)算的工作壽命比實(shí)際大得多

32、，所以所選軸承滿(mǎn)足設(shè)計(jì)壽命要求，所以選用32010型軸承合格。六 鍵連接的選擇及校核計(jì)算 1大V帶帶輪處的鍵，因?yàn)檩S徑，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得，由于此連接位于軸端，所以選用C型平鍵：GB10962003。其工作長(zhǎng)度，又因?yàn)?，得所以所選鍵合格。 2輸出軸與齒輪2的連接也用平鍵聯(lián)接，因?yàn)樵诖颂庉S徑、，由手冊(cè)查得應(yīng)選用A型平鍵：GB1096-2003。工作長(zhǎng)度 所以所選鍵合格。 3輸出軸與聯(lián)軸器連接，也用平鍵連接。因?yàn)檫@一軸段的直徑為38mm，又因?yàn)檫x用的是J1型有沉頭聯(lián)軸器。所以，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得用C型平鍵：GB10962003，其工作長(zhǎng)度如下：，又因?yàn)榈茫核运x鍵合格。七 聯(lián)軸器的選擇與校核因?yàn)槁?lián)

33、軸器要承受的最小公稱(chēng)扭矩，由課本表14-1查得工 況系數(shù)，所以椐GB5843-2003知：選用GY5型凸緣式聯(lián)軸器。它的許用轉(zhuǎn)矩為400，許用最大轉(zhuǎn)速為8000；其軸的孔徑為范圍為3042之間，因?yàn)樵谂c此聯(lián)軸器配合處的軸徑只有38mm，所以選此聯(lián)軸器與要求一致。八 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1本傳動(dòng)有兩種主要方案可供選取，（一）是滾子鏈傳動(dòng)；（二）是齒形鏈傳動(dòng)。兩者皆有不同的優(yōu)點(diǎn)：（一）中不公制造簡(jiǎn)便，而且其造價(jià)相比齒形鏈要便宜，且在市場(chǎng)上也較為多見(jiàn)，更換方便，傳遞效率也高，而（二）不具有這種在價(jià)格等到方面的優(yōu)勢(shì)，所以在這里選用方案（一）。 又已知傳動(dòng)功率，小鏈輪的轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比，載荷平穩(wěn)卻為三班制工作，中心

34、距可調(diào)，兩輪連心線與水平夾角選為，設(shè)小鏈輪的孔徑。（1） 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表8-2-5知 取。（2） 大鏈輪齒數(shù)，由于鏈的節(jié)數(shù)是偶數(shù)，所以其齒數(shù)一般取奇數(shù)，故?。?） 所以其實(shí)際傳動(dòng)比為，可用。（4） 張緊輪齒數(shù)：。（5） 設(shè)計(jì)功率：根據(jù)載荷穩(wěn)定，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表8-2-6查得鏈輪工況系數(shù)，根據(jù)，估計(jì)鏈輪工作在額定功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)，由表8-2-7查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)。根據(jù)雙排鏈，由表8-2-8查得排數(shù)系數(shù)，（6）選鏈條的節(jié)距 據(jù)和，在，機(jī)械設(shè)計(jì)冊(cè)圖8-2-2查得鏈號(hào)為10A，節(jié)距P=15。875mm。（證實(shí)估計(jì)鏈條工作在額定功率曲線頂點(diǎn)右側(cè)是正確的。）（7）初定中心距（8）確定鏈的節(jié)數(shù) 取。（9）

35、鏈條長(zhǎng)度L：（10）理論中心距，根據(jù)地用插值法查得（11）實(shí)際中心距，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表8-2-5mm（12）鏈速v （13）驗(yàn)算小鏈輪的孔徑 據(jù)、，由表8-2-10查得（14）有效圓周力F （15）作用在軸上的力 傾斜傳動(dòng)，取（16）潤(rùn)滑方式 據(jù)mm和 查圖8-2-4知，采用脂潤(rùn)滑。（17）鏈條標(biāo)記： 10A-2-114 GB1243-1997（18）計(jì)算鏈上的幾何尺寸。2滾子鏈的靜強(qiáng)度計(jì)算，處于低速，因此抗拉靜強(qiáng)度不夠而被破壞的幾率較大，故常按下式進(jìn)行抗拉靜強(qiáng)度計(jì)算。式中鏈的抗拉靜強(qiáng)度的計(jì)算安全系數(shù)； Q鏈條極限拉伸地荷 查得；工況系數(shù)，查得為1；F有效圓周力離心力引起的拉力 q鏈條單位長(zhǎng)度

36、密度 V鏈速懸垂力鏈傳動(dòng)中心距f下垂度兩輪中心連線對(duì)水平面的傾斜度許用安全系數(shù)取，故所選鏈條符合設(shè)計(jì)要求。3滾子鏈鏈輪（1）滾子鏈鏈輪的的基本參數(shù)及主要尺寸、齒距mm、排距，由，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表8-2-2查得滾子外徑（2）小鏈輪分度圓尺寸：， 取d=117mm 小齒頂圓直徑 大鏈輪分度圓直徑： 大齒輪齒頂圓直徑齒根圓直徑： 對(duì)于小鏈輪：對(duì)于大鏈輪：（3）鏈輪分度圓齒高 對(duì)于小鏈輪：對(duì)于大鏈輪：而 = 4小鏈輪所在軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）基本尺寸同前些齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算中的值，選取為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由于端點(diǎn)聯(lián)軸器用鍵連接=聯(lián)軸器選用前面選擇的GY6型。九、減速器的機(jī)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封 一）箱體的主要尺

37、寸如下箱座壁厚10mm箱蓋壁厚10mm箱座、箱蓋、箱底凸緣厚度、 、5mm 5mm 25mm 地腳螺栓直徑 20mm地腳螺栓數(shù)目 n 4 個(gè)軸承座連接螺栓直徑 10 mm箱蓋和箱座連接螺栓直徑 10 mm軸承蓋螺釘直徑 10 mm定位銷(xiāo)直徑 d 6 mm至外箱壁距離2045 mm至凸緣邊緣距離2055mm 軸承座凸臺(tái)半徑 18 mm凸臺(tái)高度 h 35mm外箱壁至軸承端面距離 42 mm大齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離 1530mm箱蓋、箱座肋厚m1=12mm m2=12mm二、潤(rùn)滑 傳動(dòng)件均采用浸油潤(rùn)滑，軸承采用油脂潤(rùn)滑。 三、密封 滾動(dòng)軸承均采用擋油盤(pán)密封，箱蓋與箱座用密封膠密封。十、減速器附件選

38、擇。座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，其次是強(qiáng)度和抗震性能，此外，對(duì)具體的機(jī)械，還應(yīng)滿(mǎn)足特殊的要求，并力求具有良好的工藝性。機(jī)座和箱體的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸大小，決定于安裝在它的內(nèi)部或外部的零件和部件的形狀和尺寸及其相互配置、受力與運(yùn)動(dòng)情況等。設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)使所裝的零件和部件便于裝拆與操作。窺視孔、視孔蓋：為了便于檢查傳動(dòng)的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)和齒側(cè)間隙，并為了向箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油，應(yīng)在傳動(dòng)件嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔尺寸應(yīng)足夠大，以便檢查操作。視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防止?jié)櫥吐┏龌蛭畚镞M(jìn)入箱體內(nèi)。視孔蓋可用鋼板、鑄鐵等制成。通氣器，減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，會(huì)因摩擦發(fā)熱而導(dǎo)致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為使含油受熱膨脹氣體能自由地排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w結(jié)合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來(lái)，常在視孔蓋或箱蓋上設(shè)置通氣器。通氣器的結(jié)構(gòu)形式很多，常見(jiàn)的有通氣塞、通氣罩和通