機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)盤(pán)磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)說(shuō)明

1、第一章課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)年級(jí)專業(yè)過(guò)度控制 101學(xué)生學(xué)生卡主題名稱盤(pán)式磨漿機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)時(shí)間第 17 至 19 周課程名稱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)課程編號(hào)設(shè)計(jì)地點(diǎn)化工大樓課程設(shè)計(jì)（論文）目的綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)，鞏固、深化和拓展設(shè)計(jì)實(shí)踐。1.2 培養(yǎng)分析和解決簡(jiǎn)單機(jī)械設(shè)計(jì)的能力，為以后的學(xué)習(xí)打下基礎(chǔ)。1.3 對(duì)工程師進(jìn)行數(shù)據(jù)計(jì)算、繪制和使用的基本技能培訓(xùn)。已知技術(shù)參數(shù)和條件2.1 技術(shù)參數(shù)：主軸轉(zhuǎn)速：42rpm錐齒輪比：2 3電機(jī)功率：5kW電機(jī)轉(zhuǎn)速：1440rpm2.2 工作條件：每天兩班倒工作，工作壽命10年，傳動(dòng)不倒轉(zhuǎn)，有輕微振動(dòng)，主軸轉(zhuǎn)速內(nèi)容誤差5%。1電機(jī)； 2、4聯(lián)軸器； 3圓柱斜齒輪減速機(jī)

2、；5開(kāi)式錐齒輪傳動(dòng)； 6主軸； 7圓盤(pán)研磨三、任務(wù)與要求3.1 應(yīng)編制設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份，計(jì)算數(shù)據(jù)應(yīng)正確，與圖紙一致。說(shuō)明書(shū)應(yīng)符合規(guī)范格式，打印在A4紙上；3.2 畫(huà)出斜圓柱齒輪減速器總成圖1號(hào)和圖1；繪制零件工作圖3和圖2（齒輪和軸）；標(biāo)題欄符合機(jī)械制圖國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)；3.3 圖紙裝訂、手工裝訂、裝袋；注：1、本表由指導(dǎo)教師填寫(xiě)，經(jīng)院系和教研室批準(zhǔn)，指導(dǎo)教師和學(xué)生簽字；2、本表一式三份，學(xué)生、教師、教研室各一份。4. 參考資料及現(xiàn)有基本情況（包括實(shí)驗(yàn)室、主要儀器設(shè)備等）4.1 機(jī)械設(shè)計(jì)教材4.2 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指南4.3 減速機(jī)圖集4.4 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖集4.5 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)4.6 其他相關(guān)

3、書(shū)籍五、時(shí)間表序列號(hào)設(shè)計(jì)內(nèi)容天1設(shè)計(jì)準(zhǔn)備（閱讀和研究作業(yè)書(shū)籍，閱讀和瀏覽指南）12變速器整體設(shè)計(jì)23各級(jí)傳動(dòng)的主體設(shè)計(jì)計(jì)算24減速機(jī)裝配圖設(shè)計(jì)圖75繪制零件工作圖16編寫(xiě)設(shè)計(jì)規(guī)范27全部的15六、教研室審批意見(jiàn)教研室主任（簽字）：日期七|、教學(xué)主管意見(jiàn)負(fù)責(zé)人（簽字）：年月日8. 備注導(dǎo)師（簽名）： 學(xué)生（簽名）：計(jì)算與說(shuō)明結(jié)果第二章輸電方案總體設(shè)計(jì)2.1 傳動(dòng)總體設(shè)計(jì)方案：2.1.1 組成：傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速機(jī)和工作機(jī)組成。2.1.2 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承分布不對(duì)稱，因此沿軸向的載荷分布不均勻。要求軸具有更大的剛度。選擇錐齒輪驅(qū)動(dòng)和一級(jí)圓柱斜齒輪減速器（擴(kuò)大）。2.2 電機(jī)的選擇根據(jù)已知任

4、務(wù)書(shū)給出的技術(shù)參數(shù)，給定電機(jī)功率為5KW，電機(jī)轉(zhuǎn)速為1440r/min。查表17-7選擇電機(jī)型號(hào)為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速1440r /min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2.3 確定變速器總傳動(dòng)比，分配各級(jí)傳動(dòng)比2.3.1 總傳動(dòng)比由選定的電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n m和工作機(jī)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速=42，可以得到變速器的總傳動(dòng)比=nm/= 1440 /42 =34.29。2.3.2 分配傳動(dòng)齒輪比錐齒輪比： =3減速比： = / =34.29/3=11.43高速傳動(dòng)比： 1 =低速傳動(dòng)比：2.4 計(jì)算變速器的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速n（r/min）n 0 =n m =1440 轉(zhuǎn)/分鐘高速軸1轉(zhuǎn)速：

5、n 1 = nm =1440 r/min中間軸2的轉(zhuǎn)速：低速軸3轉(zhuǎn)速：主軸6速：2.4.2 各軸輸入功率P（KW）P 0 =P m =5kw高速軸1輸入功率：P 1 =P 0 c =50.99=4.95kw中間軸2輸入功率：P 2 =P 1 1 g =4.95 0.980.98=4.75kw低速軸3輸入功率：P 3 =P 2 2 g =4.75 0.980.98=4.57 kw主軸6輸入功率：P 4 =P 3 g g d =4.57 0.980.990.97=4.30 kwP m為電動(dòng)機(jī)的額定功率； c是耦合效率； g是一對(duì)軸承的效率； 1 為高速齒輪傳動(dòng)的效率； 2為低速齒輪傳動(dòng)的效率； d

6、為錐齒輪傳動(dòng)效率。各軸輸入扭矩T(N m )T 0 =9550P 0 /n 0 = 3.316 Nm高速軸1輸入轉(zhuǎn)矩 T 1 =9550P 1 /n 1 =(95504.95)/1440=3.28310 4 N m中間軸2輸入扭矩T 2 =9550P 2 /n 2 =(95504.75)/366.4=1.23810 5 N m低速軸輸入扭矩 3 T 3 =9550P 3 /n 3 =(95504.57)/126.3=3.455610 5 N m主軸6輸入扭矩 T 4 =9550P 4 /n 4 =(95504.30)/42.1=9.754210 5 N m傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 高速斜齒輪的設(shè)計(jì)

7、與計(jì)算3.1.1 精度等級(jí)、材料和齒數(shù)的選擇(1)齒輪材料、精度和齒數(shù)的選擇，由于傳動(dòng)功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪采用40Cr，大齒輪采用45號(hào)鋼，鍛件可選毛坯，大齒輪，正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均采用軟齒面，小齒輪硬度280HBS，大齒輪硬度240HBS。(2)齒輪精度為7級(jí)，軟齒面為閉式傳動(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕。(3)考慮傳動(dòng)穩(wěn)定性，齒數(shù)要多，取=24，則=243.93=94.32，取=94。(4) 選擇螺旋角。主螺旋角為 = 14 o3.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按設(shè)計(jì)公式試算(1) 確定公式的每個(gè)計(jì)算值1) 盡量選擇負(fù)載系數(shù) K t = 1.6 。2) 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩。3）從機(jī)械設(shè)計(jì)教科書(shū)

8、表10-7中選擇齒寬系數(shù)4) 材料彈性影響系數(shù)Z E =189.8MP 見(jiàn)表10-6 。5）根據(jù)圖10-21d的齒面強(qiáng)度檢查大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim1 =600Mpa Hlim2 =550Mpa。6) 通過(guò)公式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N 1 =60n 1 j L h =6014401(2836510)=5.05N 2 =N 1 /i 2 =5.05 10 9 /3.93=1.2897) 由圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 =0.90，K HN2 =0.95。8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。以失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由公式10-12得出： H 1 = Hlim

9、1 K HN1 /S=6000.90/1 Mpa=540 Mpa H 2 = Hlim2 K HN2 /S=5500.95/1 Mpa=522.5Mpa從圖 10-30 中，選擇區(qū)域系數(shù) Z H = 2.433。從圖 10-26 中檢查，則內(nèi)容接觸力：計(jì)算1) 試算= 39.629mm圓周速度(3) 齒寬模量(4)計(jì)算垂直重合度(5)計(jì)算負(fù)載系數(shù)K根據(jù)V=2.988m/s，7級(jí)精度，動(dòng)載荷系數(shù)K v =1.12，見(jiàn)圖10-8。 ;使用系數(shù)KA=1.25見(jiàn)表10-2；由表 10-4 得出 7 級(jí)精度，當(dāng)小齒輪相對(duì)于支座不對(duì)稱布置時(shí)， =1.417。檢查圖 10-13 得到= 1.34;所以負(fù)載系

10、數(shù)：(6) 修正實(shí)際載荷系數(shù)計(jì)算得到的分度圓直徑由公式10-10a得到(7) 計(jì)算模數(shù)3.1.3 按齒根抗彎強(qiáng)度設(shè)計(jì)從公式 10-5 獲得的抗彎強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為(1) 確定公式的每個(gè)計(jì)算值1) 計(jì)算負(fù)載系數(shù) KK= =1.251.121.41.34=2.632）根據(jù)縱向重合度=1.903，由圖10-28求出螺旋角的影響系數(shù)=0.883) 計(jì)算等效齒數(shù)求齒形系數(shù)查表10-5查找應(yīng)力校正因子查表10-56) 從圖 10-20c 檢查小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限7) 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系統(tǒng)= 0.86, = 0.89；8) 計(jì)算彎曲疲勞的許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1

11、.4，由公式10-12可得/S=0.86500/1.4=307.14MPa/S=0.89380/1.4=241.57MPa并比較大小齒輪=2.5921.596/307.14=0.01347MPa=2.1781.791/241.57=0.01615MPa大齒輪價(jià)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算比較計(jì)算結(jié)果，從齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模量大于從齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模量。由強(qiáng)度決定的承載能力只與齒輪的直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，而m n = 2mm，由接觸強(qiáng)度計(jì)算的分度圓直徑= 47.643mm，計(jì)算小齒輪的齒數(shù)。(3) 幾何尺寸的計(jì)算1) 計(jì)算中心距圓心距為122mm用圓角中心距校正螺旋角因?yàn)橹底兓淮螅詤?/p>

12、數(shù),等不需要修改。 計(jì)算索引圓直徑=942/cos14.7123=194.373mm計(jì)算齒輪寬度修整后取B 2 =50mm，B 1 =55mm5) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)附錄高度根高齒高尖端圓直徑：小齒輪= d+2 = 53.627 mm 大= 198.373 mm根圓直徑：小齒輪= d-2 = 44.627 mm 大= d-2 = 190.373 mm3.2 低速斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1 選擇精度等級(jí)、材料和齒數(shù)。1）齒輪材料、精度和齒數(shù)的選擇，由于傳動(dòng)功率小，轉(zhuǎn)速低，小齒輪40Cr，大齒輪45#鋼，毛坯鍛造選擇，大齒輪，正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，全部采用軟齒面，小齒輪硬度280HBS，大齒輪硬度240HB

13、S。2）齒輪精度為7級(jí)，軟齒面為閉式傳動(dòng)，失效形式為腐蝕?？紤]到傳動(dòng)穩(wěn)定性，齒數(shù)應(yīng)更多。選擇螺旋角。主螺旋角為14 。3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按設(shè)計(jì)公式試算(1) 確定公式的每個(gè)計(jì)算值1）負(fù)載系數(shù)K t =1.6的試選2) 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩。3）從機(jī)械設(shè)計(jì)教科書(shū)表10-7中選擇齒寬系數(shù)4) 表10-6中材料的彈性影響系數(shù)=189.8MP5）根據(jù)圖10-21d，根據(jù)齒面強(qiáng)度，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限較小。根據(jù)公式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)數(shù)。7) 取圖 10-19 中的接觸疲勞壽命系數(shù) K HN1 =0.95 和 K HN2 =0.97。8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01

14、，安全系數(shù)S=1。由公式 10-12 得到 H 1 = Hlim1 K HN1 /S=6000.95/1 Mpa=570Mpa H 2 = Hlim2 K HN2 /S=5500.97/1 Mpa=533.5Mpa9) 從圖10-30中選擇區(qū)域系數(shù)圖 10-26 中的規(guī)則11) 內(nèi)容接觸力(2) 計(jì)算1) 試算2) 圓周速度V= d 1t n 2 /(601000)=1.169 m/s3) 齒寬計(jì)算垂直重合5) 計(jì)算負(fù)載系數(shù)K根據(jù)V=1.169m/s，7級(jí)精度，動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.08由圖10-8求得；使用系數(shù)KA=1.25見(jiàn)表10-2；由表10-4得出7級(jí)精度，當(dāng)小齒輪相對(duì)于支座不對(duì)稱布置時(shí)

15、， =1.421；見(jiàn)圖10-13 ；所以負(fù)載系數(shù)：6) 修正實(shí)際載荷系數(shù)計(jì)算得到的分度圓直徑由公式10-10a得到計(jì)算模數(shù)3.2.3 按齒根抗彎強(qiáng)度設(shè)計(jì)從公式 10-5 獲得的抗彎強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為(1) 確定公式的每個(gè)計(jì)算值1) 從圖 10-20c 檢查小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限2) 由圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN1 =0.89，K FN2 =0.90；3) 計(jì)算彎曲疲勞的許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式10-12可得：4) 計(jì)算負(fù)載系數(shù)KK=K A K V K F K F =1.251.081.41.35=2.555）根據(jù)縱向重合度=1.903，由圖

16、10-28求出螺旋角的影響系數(shù)=0.886）計(jì)算等效齒數(shù)7）檢查齒形系數(shù)對(duì)表10-5，Y Fa1 =2.592； Y Fa2 =2.2278）檢查應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)表10-5，Y Sa1 =1.596； Y Sa2 =1.763并比較大小齒輪大齒輪價(jià)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算比較計(jì)算結(jié)果，從齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模量大于從齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模量。由接觸疲勞強(qiáng)度決定的承載能力只與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取m n =2.5mm，分度圓直徑按接觸強(qiáng)度d 1 =72.449mm計(jì)算，小齒輪齒數(shù)計(jì)算。摘 要，摘 要(3) 幾何尺寸的計(jì)算1) 計(jì)算中心距將中心距四舍五入到 141 毫米用圓角中心距校正

17、螺旋角因?yàn)閿?shù)值變化不大，所以參數(shù)等不需要修改。 計(jì)算索引圓直徑計(jì)算齒輪寬度四舍五入后取B 3 =72，B 2 =77。5) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)附錄高度根高齒高附錄直徑小齒輪大齒輪根圓直徑小齒輪，大齒輪第 4 章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算4.1 中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算4.1.1 中間軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和扭矩 T由已知可知：P =P= 4.75KW ，n= n =366.4r/min4.1.2 確定軸的最小直徑首先根據(jù)公式 15-2 估算軸的最小直徑。選用軸的材質(zhì)為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A 0 =112。必須4.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 制定軸上零件的裝配計(jì)劃軸的設(shè)計(jì)圖如下：(2)根據(jù)軸向定位的要求

18、確定軸的各段的直徑和長(zhǎng)度。1) 因?yàn)? 26.31 mm，所以軸上有兩個(gè)鍵槽。增加軸徑d=30mm后，取軸承安裝處（軸的最小直徑）。軸徑d=30mm，則d- = d- =30mm。2）滾動(dòng)軸承的初步選型。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù)d- =30mm，選擇軸承型號(hào)30206，其尺寸為dDT=30mm62mm17.25mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，使軸承距箱體壁6mm。3) 取大齒輪和小齒輪安裝在軸上的軸段 II-III 和 IV-V 的直徑。已知大齒輪的輪轂寬度為50mm，小齒輪的輪轂寬度為77mm。為了使套筒可靠地壓住齒輪，軸截面應(yīng)略短于輪轂的寬度，因此L - =74mm，L - V

19、 =47mm。兩個(gè)齒輪的另一端有肩定位，肩高為：h0.07d - =0.07 34=2.38mm ，取h=3mm；領(lǐng)口直徑： d- =34+6=40mm；領(lǐng)寬：b1.4h=1.4 3=4.2mm ，取L - =5mm。4) 由于安裝齒輪的軸部分略短于輪轂的寬度，所以L - =17.25+6+16+3=42.25mmL- =17.25+6+18.5+3= 44.75mm(3) 零件在軸上的圓周定位齒輪與軸的圓周定位用平鍵連接。根據(jù)d II-III和d IV-V ，平鍵截面bh=10 mm8 mm，長(zhǎng)度分別為63 mm和36 mm，見(jiàn)表6-1。對(duì)于空檔，齒輪轂和軸之間的選擇如下；滾動(dòng)軸承與軸的圓周

20、定位由過(guò)渡配合來(lái)保證，這里選擇的軸的直徑公差為m6。(4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，軸端倒角為245。(5) 軸檢經(jīng)檢查，軸合格，安全。4.2 高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算4.2.1 求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和扭矩T由已知可知：P=P 1 =4.95kw,n=n 1 =1440 r/min4.2.2 初步確定軸的最小直徑首先根據(jù)公式 15-2 估算軸的最小直徑。選用軸的材質(zhì)為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A 0 =112。我們得到如果軸上有鍵槽，增加后直徑為d=20mm。高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的軸的直徑d-， d - =20mm。4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 制定軸上零件的

21、裝配計(jì)劃軸的設(shè)計(jì)圖如下：(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長(zhǎng)度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要在I-II軸段的左端做一個(gè)臺(tái)肩，所以取II-III段的直徑為d II-III = 24mm，左端定位有軸端擋圈，根據(jù)軸端直徑取擋圈直徑D=26mm。半聯(lián)軸器與軸匹配的輪轂孔長(zhǎng)度 L 1 = 38 mm 。為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，應(yīng)取I-II段長(zhǎng)度為比值。 L 1略短，現(xiàn)取L- =36mm。2）滾動(dòng)軸承的初步選型。由于軸承同時(shí)承受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，根據(jù)d- =24mm，選擇軸承型號(hào)30205，尺寸dDT=25mm52mm16

22、.25mm，所以d- = d- =25毫米。軸承右側(cè)應(yīng)安裝拋油環(huán)，軸承與箱壁有一定距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，軸承應(yīng)距箱體壁6mm。 ，則取L - =L - =16.25 mm。右側(cè)滾動(dòng)軸承使用軸肩進(jìn)行軸向定位。取d =30 mm。3）由于高速軸上的小齒輪尺寸較小，通常設(shè)計(jì)成齒輪軸。4) 軸承端蓋的總寬度取為 16 mm。取端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30mm，則L- =46mm。5) 以軸上的軸段 -為高速小齒輪，直徑d - =53.627mm。已知小齒輪輪轂寬度為55mm，故取L - =55mm。6）取齒輪到機(jī)殼壁的距離L- = a=19.5mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=16.25mm，低速

23、小齒輪輪轂長(zhǎng)度L=80mm，由于已知箱體兩壁之間的距離為178.5，高速小齒輪輪轂長(zhǎng)度L= 55，然后(3) 零件在軸上的圓周定位半聯(lián)軸器與軸的圓周定位用平鍵連接。根據(jù)d I-II ，平鍵截面bh=6 mm6 mm 見(jiàn)表6-1。鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為22mm。滾動(dòng)軸承和軸的圓周定位由過(guò)渡配合保證。是的，這里選擇的軸的直徑公差是m6。(4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，軸端倒角為245。4.2.4 狀態(tài)檢查輸入軸功率P 1 ，轉(zhuǎn)速n 1 ，扭矩T 1P 1 =5KW n 1 =1440r/min T 1 =3.28310 4 N米(2)確定軸，求作用于齒輪的力1）求作用在齒輪上

24、的力已知高速小齒輪的分度圓直徑為=49.627而 F =F = FF = F tan =1323.070tan14.7123=347.405N圓周力F 、徑向力F和軸向力F如圖所示：輸入軸載荷分析圖如下：4.3 低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算4.3.1 求低速軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和扭矩 T由已知可得：P =P=4.57KW ，n = n = 126.3r /min4.3.2 初步確定軸的最小直徑首先根據(jù)公式 15-2 估算軸的最小直徑。選用軸的材質(zhì)為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A 0 =112。我們得到4.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 制定軸上零件的裝配計(jì)劃軸的設(shè)計(jì)圖如下：(2)根據(jù)軸向定位的要

25、求確定軸各段的直徑和長(zhǎng)度1）低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的軸的直徑d I-II 。為了使選定的軸徑d -與聯(lián)軸器的直徑相適應(yīng)，因此需要同時(shí)選擇聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算扭矩= 。根據(jù)計(jì)算扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱扭矩的情況，查閱說(shuō)明書(shū)，選用HL4型彈性套筒銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為1250 。半聯(lián)軸器直徑為40mm，取d- =40mm，聯(lián)軸器長(zhǎng)度為112mm，半聯(lián)軸器與軸之間的輪轂孔長(zhǎng)度L1=84mm。為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上軸不應(yīng)壓在軸端面上，所以I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)略短于L1，現(xiàn)為L(zhǎng) I -II = 80 毫米。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要在I-II軸段的左端做一個(gè)臺(tái)肩，所以II-II

26、I段的直徑取d II-III = 48mm，右端擋圈根據(jù)軸端直徑定位。擋圈直徑D=50mm。2）滾動(dòng)軸承的初步選型。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù)d- =48mm，選擇軸承型號(hào)30210，其尺寸為dDT=50mm95mm21.75mm，所以。安裝齒輪的軸段-的52mm 。使用拋油環(huán)和套筒在齒輪左端和左端軸承之間定位。已知齒輪轂的寬度為72mm。為了使套筒端面可靠地壓住齒輪，該軸段應(yīng)略短于輪轂的寬度，因此L- =69 mm。齒輪右端由軸肩定位，軸肩高度h0.07d=0.07 52=3.64 ，則軸肩=60mm。領(lǐng)寬b1.4h=1.44=5.6，取=10mm。4）取齒輪到箱壁距離L- =

27、 a= 25.5mm ，并考慮箱體鑄造誤差，使軸承距箱體壁6mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=21.75mm，L - = L - = 21.75mm ，已知箱體兩壁之間的距離為178.5，則5）取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30mm，端蓋厚度為20mm，則L- =50。(3) 零件在軸上的圓周定位齒輪、聯(lián)軸器和軸的圓周定位均用平鍵連接。平鍵截面bh=16mm10mm見(jiàn)表6-1。鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為63mm。同時(shí)，為保證齒輪與軸的良好對(duì)中，選用齒輪轂。與軸的匹配是；同理，聯(lián)軸器與軸的連接，平鍵為12mm8mm70mm。滾動(dòng)軸承與軸的圓周定位由過(guò)渡配合來(lái)保證，這里選擇的軸的直徑尺寸公差為m6

28、。(4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，軸端倒角為245。4.3.4 軸檢查輸出軸上的功率P 、轉(zhuǎn)速、扭矩P 2 =4.75KW n 2 =366.4r/minT 2 =1.238 10 5 N.m(2)求作用在齒輪上的力已知低速大齒輪的分度圓直徑為=209.643F = 21.23810 5 /209.643=F = FF = F tan =1181.055tan15 。 =316.463N圓周力F 、徑向力F和軸向力F如圖所示：(3)首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖制作軸的簡(jiǎn)單計(jì)算圖，確定軸承支點(diǎn)的位置。對(duì)于30210型圓錐滾子軸承，手冊(cè)中發(fā)現(xiàn)a=21mm，因此軸的支撐跨度為簡(jiǎn)支梁，并根據(jù)軸的計(jì)算

29、圖制作軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖、彎矩圖和扭矩圖可以看出，C段是軸的危險(xiǎn)段。危險(xiǎn)段 C 處計(jì)算得到的 MH、MV 和 M 列于下表。加載水平面 H垂直平面 V反作用力 F彎矩 M總彎矩根據(jù)組合彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力檢查軸的強(qiáng)度根據(jù)= =之前選擇的軸材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理。表 15-1 得到 =60MP 此軸相當(dāng)安全輸出軸載荷分析圖如下：第五章 關(guān)鍵連接的選擇與計(jì)算5.1 高速軸鍵的設(shè)計(jì)與驗(yàn)證齒輪、聯(lián)軸器、軸的周向定位都用平鍵連接。聯(lián)軸器上的鍵尺寸為b h L = 6 6 25 mm 根據(jù)表6-1，聯(lián)軸器采用過(guò)渡配合，但不內(nèi)容過(guò)盈，故選用H7/k6，軸間采用過(guò)配合和軸承，軸徑公差為m6（過(guò)盈小，木

30、錘總成）d=20 mm，T 1 =32.83 Nm，查表=100 120其中k=0.5h，l=Lb，所以選擇的鍵符合強(qiáng)度要求。5.2 中間軸鍵的設(shè)計(jì)與校核已知d - =d - =34 mm，T 2 =123.81 Nm，參考教科書(shū)，結(jié)合強(qiáng)度可通過(guò)公式6-1檢驗(yàn)，因?yàn)閐=30 38 mm，所以取 b h= 10 8 mm查表= 100 120取低速鍵長(zhǎng)63mm，高速鍵長(zhǎng)36mm。所以選擇鍵：b hL=10 mm8 mm63 mmbhL=10 mm8 mm36 mm滿足強(qiáng)度條件。 5.3 低速軸鍵的設(shè)計(jì)與驗(yàn)證已知齒輪安裝處的軸徑d=52mm，T=345.56Nm。參考教科書(shū)，結(jié)合強(qiáng)度可以通過(guò)公式6

31、-1來(lái)檢驗(yàn)。由于d=50 58 mm，所以取bhL=16 mm10 mm63 mm，查表得=100 120聯(lián)軸器處的軸徑d=40mm，T=345.56Nm，由于d=38 44mm，所以取bhL=12 mm8 mm70 mm所以選擇的鍵符合強(qiáng)度要求。第六章滾動(dòng)軸承的選擇與計(jì)算6.1 計(jì)算高速軸的軸承：前面可以知道n1=1500r/min兩個(gè)軸承的徑向反作用力：F r =298.72N軸向力：F a =0N初步計(jì)算等效動(dòng)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=1.2 1298.72=358.46N計(jì)算軸承30205的壽命：所以你可以選擇

32、6.2計(jì)算中間軸的軸承：已知n 2 =366.4r/min兩個(gè)軸承的徑向反作用力：軸向力為0初步計(jì)算等效動(dòng)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=1.2 286.6=343.92NP=1.2693.8=832.56N計(jì)算軸承30206的壽命：所以你可以選擇。6.3 低速軸軸承的計(jì)算已知n 3 =126.3r/min兩個(gè)軸承的徑向反作用力： = 673.45N軸向力：0初步計(jì)算等效動(dòng)載荷P，根據(jù)P=根據(jù)表13-6， =1.01.2，取=1.2。 X=1所以 P=1.2 673.45=808.14N計(jì)算軸承30210的壽命：所以你可以選擇。第

33、7 章 聯(lián)軸器選擇7.1 選型為了隔離振動(dòng)和沖擊，使用彈性套筒銷聯(lián)軸器。7.2 負(fù)荷計(jì)算聯(lián)軸器1額定扭矩：T=9550 32.83Nm查看課本表14-1，選擇所以扭矩因?yàn)橛?jì)算出的扭矩小于聯(lián)軸器的公稱扭矩，所以查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表17-4（GB/T4323-2002）LT5彈性套筒銷聯(lián)軸器的標(biāo)稱扭矩為125Nm。聯(lián)軸器2額定扭矩：T=9550 345.56Nm查看課本表14-1，選擇所以扭矩因?yàn)橛?jì)算出的扭矩小于聯(lián)軸器的公稱扭矩，所以查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表17-4（GB/T4323-2002）選擇公稱扭矩為710Nm的LT8型彈性套筒銷聯(lián)軸器。第八章箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)減速機(jī)箱體采用鑄件（HT200），

34、采用分體式結(jié)構(gòu)，保證齒輪質(zhì)量。大端蓋與主體配合。8.1。車身有足夠的剛性本體帶棱紋，外輪廓為矩形，增強(qiáng)了軸承座的剛性8.2.考慮到身體部位的潤(rùn)滑，密封和散熱。由于傳動(dòng)部件的速度小于12m/s，采用油液侵入潤(rùn)滑油液。同時(shí)，為避免油攪拌造成泥沙飛濺，齒頂至油池底的距離H為40mm。為保證蓋板與底座的連接密封，連接法蘭應(yīng)有足夠的寬度，連接面應(yīng)有精細(xì)劃痕，其表面粗糙度應(yīng)為8.3.車身結(jié)構(gòu)做工精良。鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2。機(jī)身外觀簡(jiǎn)潔，易于繪制。8.4.配件設(shè)計(jì)窺視孔蓋和窺視孔：在減速器的上部，可以看到傳動(dòng)部件嚙合處應(yīng)開(kāi)一個(gè)窺視孔，尺寸應(yīng)僅夠伸入運(yùn)轉(zhuǎn)。為了檢查齒面接觸點(diǎn)和齒側(cè)間隙，了解嚙合情況。

35、潤(rùn)滑油也由此注入體內(nèi)。窺視孔設(shè)有蓋板。本體上開(kāi)有窺視孔和法蘭，使支撐蓋板的表面可以很容易地加工并用墊片密封。蓋板由鑄鐵制成，并用M6緊固。B 放油塞：排油孔位于油池底部，設(shè)置在減速機(jī)不靠近其他部件的一側(cè)，以便排油。它是機(jī)加工在塞頭的支承面上，并用油環(huán)密封的。C油位：油位在便于觀察減速機(jī)油位和油位穩(wěn)定的地方。油位計(jì)用于檢查油位，確保油量正常。應(yīng)安裝在油位和油位穩(wěn)定的地方，即靠近低速傳動(dòng)部分；使用帶螺紋部分的油尺，油尺上的油位刻度線應(yīng)根據(jù)傳動(dòng)部分的浸入深度確定。油尺位置不宜過(guò)低，以免油液進(jìn)入油尺座孔溢出。D 通風(fēng)口：減速機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦和發(fā)熱，機(jī)體溫度升高，氣壓升高，導(dǎo)致潤(rùn)滑油從間隙向外泄漏。

36、逃生，保證機(jī)體外部壓力平衡，提高機(jī)體有縫隙處的密封性，呼吸機(jī)采用空螺釘制成。E 蓋螺絲：為了方便打開(kāi)蓋子，在蓋子側(cè)面的邊緣安裝一個(gè)或兩個(gè)蓋子打開(kāi)螺釘。開(kāi)蓋時(shí)，可先轉(zhuǎn)動(dòng)螺絲將蓋抬起；螺釘?shù)拈L(zhǎng)度應(yīng)大于法蘭的厚度，釘桿的端部應(yīng)做成圓柱形和半圓形，以免損壞螺紋；螺釘直徑與法蘭直徑相同 與連接螺栓相同。拆卸蓋螺絲也可以安裝在軸承端蓋上，以方便拆卸端蓋。對(duì)于需要軸向調(diào)整的軸環(huán)，安裝了兩個(gè)螺釘，方便調(diào)整。蓋板螺釘上的螺紋長(zhǎng)度應(yīng)大于蓋板連接法蘭的厚度。釘桿的末端應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。F 定位銷：為保證分體式軸承座孔的加工和裝配精度，在本體連接法蘭的長(zhǎng)度方向兩端各設(shè)有錐形定位銷。為提高定位精度，兩銷應(yīng)盡量相

37、距較遠(yuǎn)。如果主體是對(duì)稱的，則銷孔的位置不應(yīng)對(duì)稱布置。G 吊環(huán)螺栓、孔眼和掛鉤為了拆卸和攜帶，機(jī)蓋上應(yīng)裝有吊環(huán)螺釘或鑄鉤和環(huán)，并在機(jī)座上鑄鉤。H 調(diào)節(jié)墊片用于調(diào)整軸承游隙，有的起到調(diào)整傳動(dòng)部件軸向位置的作用。封口裝置加長(zhǎng)軸與端蓋之間有間隙，必須加裝密封件，防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體。減速器本體結(jié)構(gòu)及尺寸如下：姓名象征計(jì)算公式結(jié)果箱座厚度10覆蓋層厚度(0.80.85) 8mm8蓋板法蘭厚度12箱座法蘭厚度b15 箱座底法蘭厚度25錨釘直徑M18地腳螺釘數(shù)量n一個(gè)250mm4軸承旁連接螺栓直徑M12蓋板和閥座連接螺栓直徑M10軸承端蓋螺釘直徑M8觀察孔蓋螺絲直徑M6銷釘直徑dM8到外箱墻距教科書(shū) 12

38、8 頁(yè)241816到法蘭邊距教科書(shū) 128 頁(yè)二十二1814外殼壁到軸承端面的距離50大齒輪頂圓與箱壁的距離 15齒輪端面與箱壁距離16箱蓋、箱座加強(qiáng)筋厚度是, 0.85 軸承端蓋外徑+(55.5)92（一軸）102（兩軸）135（三軸）軸承側(cè)連接螺栓距離小號(hào)76 （一軸）86 （兩軸）1 19 （三軸）櫥柜深度高清_D s /2+(3050)157包廂高度HH d + +(510)177第九章軸承端蓋的設(shè)計(jì)與選擇根據(jù)箱體設(shè)計(jì)，選用法蘭式軸承端蓋。每個(gè)軸上的端蓋：吸塑罩和透明罩：參考教材第145頁(yè)表7-17悶蓋示意圖 透明蓋示意圖三軸工作臺(tái)軸承蓋D2 _D0 _D4 _Dd 0螺絲孔數(shù) n1 _米乙1d 1927242529410二10282526294101351128595