機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、轉(zhuǎn)速:設(shè)計(jì)要求輸入功率:設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器。 工作情況：工作平穩(wěn)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)鼓輪的扭 矩（N m）運(yùn)輸帶速 度（m/s）鼓輪直徑（mm）帶速允 許偏差（%）使用期 限（年）工作制 度（班/日）8000.8300552原始 數(shù)據(jù)：電動(dòng)總效率：電動(dòng)機(jī)的功率：機(jī)的選擇和運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算1、 根據(jù)工作情況（工作平穩(wěn)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)），選擇Y系列三相異步交流電動(dòng)機(jī)2、選擇電動(dòng)機(jī)容量1 ）、確定電動(dòng)機(jī)的工作功率 Pw工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速：工作機(jī)的輸入功率（對(duì)于帶式運(yùn)輸機(jī)可取工作機(jī)效率）：2 ）、確定電動(dòng)機(jī)輸出功率 Pd確定機(jī)械傳動(dòng)效率，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表 12-8查得： 圓柱齒輪傳動(dòng)（

2、7級(jí)精度）：；滾動(dòng)軸承（球軸承）：；聯(lián)軸器（彈性柱銷聯(lián)軸器）：，取工作機(jī)和川軸間的傳動(dòng)效率：；川軸和n軸間的傳動(dòng)效率： n軸和I軸間的傳動(dòng)效率：I軸和電動(dòng)機(jī)軸間的傳動(dòng)效率：傳動(dòng)裝置總效率：因此電動(dòng)機(jī)的功率為：一3）、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由課程設(shè)計(jì)P7表2 1圓柱齒輪常用傳動(dòng)比：；則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍因此，可選取電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為：；根據(jù)電動(dòng)機(jī)的輸出功率及轉(zhuǎn)速 可選用電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為：Y132M2-6電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kW）|電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)型號(hào)：Y132M2-6總傳動(dòng)比：高低速級(jí)傳 動(dòng)比：區(qū)域系數(shù)：端面重合度：彈性影響系數(shù)為：許用應(yīng)力:圓周速度:縱向重合度：同步滿載Y132M2-65.510009603

3、、傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比的確定及傳動(dòng)比的分配1）、總傳動(dòng)比：2 ）、分配各級(jí)傳動(dòng)比記高速級(jí)的傳動(dòng)比為，低速級(jí)的傳動(dòng)比為4、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1 ）、各軸轉(zhuǎn)速Inmm2）、各軸輸入功率In1mn3）、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩IIIn nnmmm軸號(hào)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比i效率電動(dòng)機(jī) 軸4.8448.1596010.993I4.8147.859604.340.97n4.67201.77221.044.340.97m4.53849.4350.9310.983工作機(jī)4.44832.5550.93經(jīng)以上運(yùn)算得運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)如下:齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)載荷系數(shù)：分度圓直徑：載荷系數(shù)：螺旋角影響系數(shù)：

4、中心距：修正螺旋角：齒輪寬度：區(qū)域系數(shù)：端面重合度：彈性影響系數(shù)為：許用應(yīng)力：圓周速度A. 選擇精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）根據(jù)題目的設(shè)計(jì)要求選用斜齒輪傳動(dòng)。2）根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P210表10-8，帶式輸送機(jī)速度不會(huì)很高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）3）材料選擇。選用兩齒面均為軟齒面，由機(jī)械設(shè)計(jì)P191表10-1，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,兩者材料硬度相差 40HBS4）選擇小齒輪齒數(shù)：，大齒輪齒數(shù)：，取。5）初選螺旋角為：。B. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即：縱向重合度：載荷系數(shù)：分度圓直徑：載荷系數(shù)：螺旋角影響

5、系數(shù)：（1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)：2）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-30選取區(qū)域系數(shù):3）由圖10-26查得端面重合度：4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：5）由表10-7選取齒寬系數(shù)（兩支承相對(duì)小齒輪對(duì)稱布置）6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為：7）由圖10-21（d），按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為8）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）由圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)（2） 計(jì)算1） 計(jì)算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得:修正螺旋角為：2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)K載荷平穩(wěn)，原動(dòng)機(jī)

6、為電動(dòng)機(jī)，使用系數(shù)：圓周速度，7級(jí)精度，動(dòng)載系數(shù):由表10-4查得（小齒輪相對(duì)于支承對(duì)稱布置） 由圖10-3得：故載荷系數(shù)：6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑考慮到低速級(jí)所傳遞的轉(zhuǎn)矩比較大，為了保證低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的齒根接觸疲勞強(qiáng)度，高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的中心距不能太 小，因此，取7）計(jì)算模數(shù)C.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1）計(jì)算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)：3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得:5）由圖10-20（c）查得：6）由圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)為：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

7、?。海?）設(shè)計(jì)計(jì)算對(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)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則:D.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距：將中心距圓整為：（2）按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（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑（4）就算齒輪寬度: 圓整后?。海?）齒頂圓直徑：（6）齒根圓直徑:（二）低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)A. 選擇精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）根據(jù)題目的設(shè)計(jì)要求選用斜齒輪傳動(dòng)。2）根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P210表10-8，帶式輸送機(jī)速度不會(huì)很高， 故選用7級(jí)精

8、度（GB10095-88）3）材料選擇。選用兩齒面均為軟齒面，由機(jī)械設(shè)計(jì)P191表10-1，選擇小齒輪材料為 40Cr （調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度 為50HRC （相當(dāng)于488HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)后 表面淬火），硬度為46HRC（相當(dāng)于436HBS）,兩者材料硬 度相差52HBS4）選擇小齒輪齒數(shù)：，大齒輪齒數(shù)：，取。5）初選螺旋角為：。B. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即：（1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)：2）由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-30選取區(qū)域系數(shù):3）由圖10-26查得端面重合度：4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：n5）因大小齒輪均為硬齒面，故宜取稍小的齒寬系數(shù)，取:6）由表10-6查得

9、材料的彈性影響系數(shù)為：7）由圖10-21（e）,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為8）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）由圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取女全系數(shù)（2）計(jì)算1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得：2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)K載荷平穩(wěn)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，使用系數(shù)：圓周速度，7級(jí)精度，動(dòng)載系數(shù)：由表10-4查得小齒輪相對(duì)于支承非對(duì)稱布置、6級(jí)精度，但考慮到齒輪為7級(jí)精度，取由圖10-3得：故載荷系數(shù)：6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計(jì)算模數(shù)C. 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（

10、1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1）計(jì)算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)：3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)。由表 10-5查得：5）由圖10-20（c）查得：6）由圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)為：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?。海?） 設(shè)計(jì)計(jì)算 為了保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度可取 ，又因?yàn)樵摐p速器 采用軸式結(jié)構(gòu)，受高速級(jí)齒輪的中心距的限制， 同時(shí)又要保證傳 動(dòng)比，所以：得：取:D. 幾何尺寸計(jì)算(1)由中心距，修正螺旋角為：因值改變不多，故參數(shù) 、 等不必修正(2) 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑因?yàn)?，所以低速?jí)的齒輪傳動(dòng)也滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要

11、求。(3) 就算齒輪寬度：圓整并考慮到鍵的強(qiáng)度，?。?4) 齒頂圓直徑：(5) 齒根圓直徑:(三)各齒輪的尺寸如下齒輪模數(shù)m(mm)齒數(shù)Z螺旋角3中心 距a(mm)齒頂圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)高 速 級(jí)小齒 輪22714859.550.5大齒 輪117244.5235.5小齒輪大齒輪2.5229361.6350.38244.37233.12齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（一）I軸上的小齒輪由機(jī)械設(shè)計(jì)P229,小齒輪齒根圓到鍵槽的底部的距離為（鍵的尺寸為）:，又 ,，因此，1軸應(yīng)做成齒輪軸。（二）n軸上的小齒輪由機(jī)械設(shè)計(jì)P229,小齒輪齒根圓到鍵槽的底部的距離為（鍵的尺寸為）:，又,，因此，n軸上的小齒

12、輪應(yīng)做成齒輪軸。（三）n軸上的大齒輪齒頂圓直徑，因此該齒輪應(yīng)采用腹板式結(jié)構(gòu),其尺寸為（圖例詳見機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10-39）:取取取（四）川軸上的大齒輪 齒頂圓直徑，因此該齒輪應(yīng)采用腹板式結(jié)構(gòu),其尺寸為（圖例詳見機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10-39）:取取取I軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核n1、求各軸上的功率、轉(zhuǎn)速、和扭矩項(xiàng)目 功率P （kw） 轉(zhuǎn)速（r/min ） 扭矩（）I軸4.8196047.85n軸4.67221.04201.77川軸4.5350.93849.432、求作用在齒輪上的力1I軸上的小齒輪2 n軸上的大齒輪3 n軸上的小齒輪川軸上的大齒輪支撐跨距：3、初步確定軸的最小直徑參考機(jī)械設(shè)計(jì)式 15-2初步估算軸

13、上的最小直徑。I軸:試選材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3，取 Ao =118，于是得:n軸:試選材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3，取 Ao =114,于是得:計(jì)算應(yīng)力為：彎曲應(yīng)力為：扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：有效應(yīng)力系數(shù)為：綜合系數(shù)川軸：試選材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表 15-3,取A0=110，于是得:mm m4、次對(duì)軸進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算（一）先設(shè)計(jì)m軸（輸出軸）a）輸出軸的最小直徑顯然是用來(lái)安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的 軸直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選定聯(lián)軸器的型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算扭矩m，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取。則：m按照計(jì)算扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱扭矩

14、的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-1985或是手冊(cè)（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）,選用HL4型彈 性柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為，半聯(lián)軸器孔徑50mm ,故 I n，半聯(lián)軸器長(zhǎng) 112mm，和軸配合的轂孔長(zhǎng)度b）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,In軸段右端需要制出一軸肩，故取 n m段的直徑為 端用軸端擋板定位，按軸端直徑取擋圈直徑 軸器和軸相配合的轂孔長(zhǎng)度只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上， 比的短一些，現(xiàn)取 i n 。n m；左。半聯(lián),為了保證軸端擋圈故i n段的長(zhǎng)度初步選取滾動(dòng)軸承因采用斜齒輪傳動(dòng)， 軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故為：安全系

15、數(shù):彎曲應(yīng)力為：扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：綜合系數(shù)為：安全系數(shù):計(jì)算扭矩:i nn mi nn mm采用角接觸球軸承。參照工作的要求，并根據(jù) n皿因?yàn)檩S承受的軸向力較大，故選7212AC型軸承，其尺寸為：，故取皿,而。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，在機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)上查得7212AC型的軸承的定位軸肩高，因此,取。取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒計(jì)算應(yīng)力為：輪的左端和左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的齒頂圓直徑為，故其結(jié)構(gòu)采用腹板式，齒輪輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短 ，齒輪右端采用軸肩定位， 。則軸環(huán)處的直徑為 ，取于輪轂寬度，故取軸肩高度；取，軸環(huán)寬度軸承端蓋的總寬度為（由減

16、速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定） 對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求， 為，故取 n皿。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于 取端蓋的外端面和半聯(lián)軸器的距離取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，則大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為16.5mm?？紤]到箱體的焊接誤差，在確定滾 動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一點(diǎn)距離s。取。已知滾支承跨距:動(dòng)軸承寬度，則出使兩軸承相對(duì)齒輪成對(duì)稱布置:3)至此輸出軸的各段直徑和長(zhǎng)度已初步確定。軸上的零件的軸向定位齒輪和半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按計(jì)算應(yīng)力為：由表6-1查得大齒輪處平鍵的截面（GB/T1096-1979）,鍵槽用銃刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)保證齒輪和軸相配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂和軸的配合為（齒輪

17、、聯(lián)軸器和軸的配合在較少裝拆的情況下選用小過盈配合）；同時(shí)半軸器和軸聯(lián)接，選用平鍵，長(zhǎng)，半聯(lián)軸器和軸的配合為一。滾動(dòng)軸承的軸向定位是借過渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。4） 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)表12-13 ,取聯(lián)軸器倒角為;軸左端的倒角為，右端的倒角為o根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下:載荷水平面H垂直面V支反力彎距MO5) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)中查取7212AC型軸承支點(diǎn)位置，作為外伸梁的軸的支撐跨距FiFtH川川川川川II從軸的 結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭矩圖中可以看出截面

18、 C是軸的危險(xiǎn)面。 現(xiàn)將計(jì)算出的截面 C處的 、 和M的值列于下表：總彎距扭矩T出6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭矩的截面（危險(xiǎn)面）的強(qiáng)度。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（15-5）及上標(biāo)中的數(shù)值， 并取口 =0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：出材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得，因此，因此安全。7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 參考機(jī)械設(shè)計(jì)P380可知，只需校核該軸截面的左右兩側(cè)即可。 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩 M為：截面上的扭矩為：皿截面上的彎曲應(yīng)力為：截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得：截面上由于軸肩而形

19、成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及，按附表3-2查取。因 一，-，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)為：故有效應(yīng)力系數(shù)為：由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(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：軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，綜合系數(shù)為：碳鋼的特性系數(shù)取取于是計(jì)算安全系數(shù)：故可知其安全。截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面右側(cè)的彎矩 M為：截面上的扭矩為：皿截面上的彎曲應(yīng)力為：截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：“過盈配合處的一，由附表3-8用插值法求出并取 一一軸按磨削加工，由附圖 3-4得表面質(zhì)量系數(shù)：故得綜合系數(shù)為：碳鋼的特性系數(shù)取 取 于是計(jì)算安全系數(shù)：故可知其安全。（二）

20、設(shè)計(jì)I軸（輸入軸）a）輸入軸的最小直徑顯然是用來(lái)安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選定聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算扭矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取。則：I按照計(jì)算扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱扭矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-1985或是手冊(cè)（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）,選用HL2型彈 性柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為，半聯(lián)軸器孔徑 24mm ,故 i n，半聯(lián)軸器長(zhǎng) 52mm，和軸配合的轂孔長(zhǎng)度。b）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，in軸段右端需;左。半聯(lián)要制出一軸肩，故取 n 川段的直

21、徑為n皿端用軸端擋板定位，按軸端直徑取擋圈直徑,為了保證軸端擋圈故i n段的長(zhǎng)度軸器和軸相配合的轂孔長(zhǎng)度 只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上, 比的短一些，現(xiàn)取 【n初步選取滾動(dòng)軸承因采用斜齒輪傳動(dòng)， 軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用， 故 采用角接觸球軸承。參照工作的要求，并根據(jù) n皿,因?yàn)檩S承受的軸向力較大，故選 7207AC型軸承，其尺寸為：，故取皿,而。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，在機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)上查得7207AC型的軸承的定位軸肩高，因此，取。 由齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可知，該小齒輪應(yīng)做成齒輪軸。已知齒輪的寬度，故取。 軸承端蓋的總寬度為（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)

22、軸承端蓋的裝拆及便于 對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面和半聯(lián)軸器的距離為，故取n皿。取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為?？紤]到箱體的焊接誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一點(diǎn)距離s。取。已知滾動(dòng)軸承寬度，則出另外取：至此輸入軸的各段直徑和長(zhǎng)度已初步確定。3）軸上的零件的軸向定位半軸器和軸采用平鍵聯(lián)接，選用平鍵，長(zhǎng)，半聯(lián)軸器和軸的配合為 一。滾動(dòng)軸承的軸向定位是借過渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。4）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)表12-13 ,取聯(lián)軸器倒角為 ;軸左端的倒角為，右端倒角為。5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，

23、從機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)中查取7207AC點(diǎn)位置，作為外伸梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：rrIF-厶-%jT4/Jr Hf fjn-Fn-v_T.mu從軸的 結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面 C處的、 和M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力彎距M總彎距扭矩T出6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭矩的截面（危險(xiǎn)面）的強(qiáng)度。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（15-5）及上標(biāo)中的數(shù)值， 并取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得 ，因此，因此安全。（三）設(shè)計(jì)n軸（中間軸）a

24、）擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案。b）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）中間軸的最小直徑顯然是用來(lái)安裝軸承處軸承的內(nèi)徑。 為了使所選的軸直徑和軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選定軸承的型號(hào)。2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度CD初步選取滾動(dòng)軸承因采用斜齒輪傳動(dòng)， 軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用， 故 采用圓錐滾子軸承。參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)P137表15-4選取軸承30208 ,其尺寸為：，故取 i n，由對(duì)I、m軸的設(shè)計(jì)可知，n軸上小齒輪和箱體內(nèi)壁的距離為14mm ,大齒輪和箱體內(nèi)壁的距離為16.5mm，又軸承寬度，取齒輪輪轂比階梯長(zhǎng)3mm，則:由齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可知，小齒輪處應(yīng)做成齒輪軸，已知小齒輪輪轂寬度為,故

25、取 n m取安裝大齒輪處的軸段-的直徑為知大齒輪的輪轂寬度為，故取 由于該減速器采用同軸式結(jié)構(gòu)。取I軸和m軸上兩相距較近的軸承的間距為 9mm，則可得n軸上兩齒輪的間距為另外，大齒輪有一端采用軸肩定位，故?。撼?為了方便小齒輪的加工， 在川軸段的左邊制一退刀槽，其寬度為5mm，深度為3mm。至此中間軸的各段直徑和長(zhǎng)度已初步確定。3) 軸上的零件的周向定位按，由表6-1查得大齒輪處平鍵的截面(GB/T1096-1979)，鍵槽用銃刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)保證齒輪和軸相配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂和軸的配合為(齒輪、聯(lián)軸器和軸的配合在較少裝拆的情況下選用小過盈配合)。滾動(dòng)軸承的軸向定位是借過渡配合來(lái)

26、保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。4) 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)表12-13，軸的兩端的倒角為，各軸肩處的圓角半徑為。5) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。 在確定軸承的支點(diǎn)位置 時(shí)，從機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 手冊(cè)中查取30208型軸承支點(diǎn)位 置，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距：。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：F H,從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭矩圖中可以看出小齒輪處為軸 的危險(xiǎn)面?，F(xiàn)將計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的、和M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力彎距M總彎距扭矩Tn6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭矩的截面（危險(xiǎn)

27、面）的強(qiáng)度。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（15-5）及上標(biāo)中的數(shù)值， 并取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：n材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得因此，因此安全。徑向載荷：派生軸向力：當(dāng)量動(dòng)載荷：軸承的壽命校核(一) 對(duì)I軸上的軸承進(jìn)行校核查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)可知，角接觸球軸承7207AC的。1) 求兩軸承受到的徑向載荷 和 從上面的軸的粗校核可知軸承的受力為：所以:2) 求兩軸承的計(jì)算軸向力和對(duì)于7207AC型的軸承，按機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7，軸承派生軸向力軸承壽命:廠Fi 匕 F| np$1I1JF-J因?yàn)椋鹤蠖溯S承被壓緊：根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表 15-4由于：徑向載荷:派生軸向力：小大當(dāng)量動(dòng)載荷：軸承

28、壽命:因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中受到較微的沖擊，按機(jī)械設(shè)計(jì)表 13-6， 取，則由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-4:因?yàn)椋园从?jì)算軸承壽命：又因機(jī)器的壽命為：,因，故安全。(二)對(duì)n軸上的軸承進(jìn)行校核查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)可知，圓錐滾子軸承30208 的。1)求兩軸承受到的徑向載荷和從上面的軸的粗校核可知軸承的受力為:徑向載荷:派生軸向力：所以:當(dāng)量動(dòng)載荷：2) 求兩軸承的計(jì)算軸向力和軸承壽命:對(duì)于30208型的軸承，查閱機(jī)械設(shè)計(jì)使用手冊(cè)P917得丫=1.6, 軸承派生軸向力：小大 I小大右端軸承被壓緊：根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-4由于：因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中受到較微的沖擊，按機(jī)械設(shè)計(jì)表 13-6, 取，則由機(jī)械

29、設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-4:因?yàn)椋园从?jì)算軸承壽命:又因機(jī)器的壽命為：，因，故安全。(三)對(duì)川軸上的軸承進(jìn)行校核查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)可知，角接觸球軸承7212AC的，。3) 求兩軸承受到的徑向載荷和從上面的軸的粗校核可知軸承的受力為：所以:4) 求兩軸承的計(jì)算軸向力和對(duì)于7212AC型的軸承，按機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7，軸承派生軸向力廠 F丄 FclTL21因?yàn)椋鹤蠖溯S承被壓緊：根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-4由于:因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中受到較微的沖擊，按機(jī)械設(shè)計(jì)表 13-6, 取，則由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-4:因?yàn)?，所以按?jì)算軸承壽命:又因機(jī)器的壽命為:，故安全。鍵的校核這次設(shè)計(jì)所采用的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得許用應(yīng)力 ，取。（一）校核I軸上的鍵 半聯(lián)軸器處的鍵：鍵的尺寸為，長(zhǎng)，工作長(zhǎng)度為，接觸長(zhǎng)度為，則:I故安全，符合要求。（二）校核n軸上的鍵大齒輪上的鍵：鍵的尺寸為，長(zhǎng)，工作長(zhǎng)度為，接觸長(zhǎng)度為，則:n 故安全，符合要求。（三）校核川軸上的鍵半聯(lián)軸器處的鍵：鍵的尺寸為，長(zhǎng)，工作長(zhǎng)度為，接觸長(zhǎng)度為，則:出故安全，符合要求。 大齒輪處的鍵：鍵的尺寸為，長(zhǎng)工作長(zhǎng)度為，接