大三機械課程設(shè)計說明書

機械設(shè)計課程設(shè)計

計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送機的傳動裝置設(shè)計任務(wù)序號2-3_專業(yè)班學號設(shè)計者指導教師—目錄TOC\o"1-5"\h\z一、課程設(shè)計任務(wù)-3-二、傳動裝置總體設(shè)計-4-三、傳動件設(shè)計-8-四、裝配草圖設(shè)計-20-五、軸的計算與校核-22-六、軸承基本額定壽命計算-30-七、鍵的擠壓強度校核計算-33-八、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計-34-九、設(shè)計小結(jié)-36-附件一-38-一、課程設(shè)計任務(wù)設(shè)計題目：帶式輸送機的傳動裝置設(shè)計1。傳動系統(tǒng)示意圖方案2：電機一帶傳動一兩級展開式圓柱齒輪（斜齒或直齒）減速器一工作機1—電動機；2一帶傳動；3一圓柱齒輪減速器；4—聯(lián)軸器；5一輸送帶；6一滾筒原始數(shù)據(jù)設(shè)計帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器，原始數(shù)據(jù)如表所示:1234567皮帶的有效拉力FN4000450030004000300032004200輸送帶工作速度vm/s0.80.851.201.001.401.301.00輸送帶滾筒直徑dmm315355400400355300375設(shè)計條件工作條件：機械廠裝配車間；兩班制，每班工作四小時；空載起動、連續(xù)、單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；使用期限及檢修間隔：工作期限為8年，每年工作250日；檢修期定為三年；3.生產(chǎn)批量及生產(chǎn)條件：生產(chǎn)數(shù)千臺，有鑄造設(shè)備；設(shè)備要求：固定；生產(chǎn)廠：減速機廠。工作量減速器裝配圖零號圖1張；零件圖2張（箱體或箱蓋，1號圖；中間軸或大齒輪，1號或2號圖）；設(shè)計說明書一份約6000?8000字。二、傳動裝置總體設(shè)計一、傳動方案（已給定）外傳動為V帶傳動。減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。方案簡圖上面圖1所示。二、該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。（以下內(nèi)容為計算過程及驗算數(shù)據(jù)）計算及說明結(jié)果

三、選擇電動機1、選擇電動機系列按工作要求及工作條件，選用三相異步電動機，封閉式扇式結(jié)構(gòu)，艮"電壓為380VY系列的三相交流電源電動機。2、選電動機功率（1）、傳動滾筒所需有效功率P==3000X、2=3.6KW工作10001000（2）、傳動裝置總效率n=n門2n4nn聯(lián)軸器齒輪傳動軸承卷筒丫帶按:《機械設(shè)計課程設(shè)計》表2.1—1確定各部分效率如下：聯(lián)軸器傳動效率：n=0.99聯(lián)軸器齒輪傳動（8級精度）傳動效率：n齒輪傳動=0.97軸承傳動效率：n=0.98軸承傳動卷筒效率：n=0.955（一對）卷筒V帶傳動效率：n=0.96V帶得n=0.98X0.984X0.972x0.955x0.96=0.788（3）、所需電動機功率P=Pw=_2^=4.57KWdn0.7883、確定電動機轉(zhuǎn)速（D傳動滾筒轉(zhuǎn)速1000x60V1000x60x1.2n===57.3r/minWndnx400查表9-2確定裝置傳動比范圍V帶i=2~4二級圓柱齒輪i=8~40所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍N=57.3*(2~4)*(8~40)=916~9168r/min綜合考慮，電機選擇轉(zhuǎn)速為1500r/min4.選擇電機按工作要求和工作條件，選用Y系列三相鼠籠型異步電動機根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，有電動機產(chǎn)品目錄(表15-1)選擇電動機型號為：Y132S-4其參數(shù)如下：電動機的額定功率5.5kw，(需要功率4.57KW)滿載轉(zhuǎn)速n-1440r/min,四、計算傳動裝置的傳動比總傳動比由選定電動機Y132S-4，滿載荷轉(zhuǎn)速n=1440r/min;滾筒軸轉(zhuǎn)速n=57.3r/min總傳動比，=—井==25.13總nw27.3分配傳動比選擇V帶傳動比為：i帶=3.15齒輪傳動比,=142帶所以，經(jīng)計算得：i帶=3.15i=3.36i2=2.374五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)/軸：高速軸二p.n帶二4.57x0.96=4.39KWn=-0=1440/3.15=457.14r/mini帶一P一4.57二9550—二9550x=90.98N.mn1440II軸：中間軸P=Pn==5.5x0.982x0.97=4.087KWn457.14n=—==136.05r/minai3.36P4087T=9550xf=9550x=284.82N.maiii軸：低速軸P=Pxn=4.087x0.982x0.97=3.808KWn=紡=136.05=57.31r/miniiii2.374P3808T〃=9550xf=9550x-—=634.56N.mIII數(shù)據(jù)匯總:項目電機軸高速軸I中間軸II低速軸III轉(zhuǎn)速r/min1440457.14136.0557.31功率kw4.574.394.0873.808轉(zhuǎn)矩N.m30.3190.98284.82634.56傳動比3.153.362.374

三、傳動件設(shè)計一、V帶設(shè)計確定計算功率查表，得V帶工作情況系數(shù)KA=1.1所以P=K.P=1.2X575=9k選擇V帶型號根據(jù)Pc與n0可查表（圖8-11）得此坐標點位于A型區(qū)，所以選用A型V帶。確定大小帶輪基準直徑.1°2根據(jù)表8-6,8-8，取小帶輪基準直徑d=80mm4、驗算帶速由式5-7（機設(shè)）T7^?兀.dV=苛_10001牝6.03m/s5m/s<V<30m/s，故帶速合適。5、大帶輪基準直徑d=ixdd1=3.15x80=252mm根據(jù)表8-8，圓整為250mm4.確定中心距和帶基準長度（1）根據(jù)式8-200.70+d）<a<2d+d）a1a20a1a2231<a<6600初定a=360mm

(2)、按式(8-22)求帶的計算基礎(chǔ)準長度L0L=ia+土(dd+dd)+(dd+dd/002122=1258mm查表132(機設(shè))取帶的基準長度Ld-1250mm(3)、按式(13-16機設(shè))計算實際中心距:aa=a+d0=356mm025.驗算小帶輪包角a1由式(13-1機設(shè))ar180?！猟d1一dd2x57.3。=152.64。>90。符合ia6.確定V帶根數(shù)Z(1)查表8-4a得P0-0.806kw、由表(8-4b)查得AP0-0.17Kw、由表查得(8-5)查得包角系數(shù)k疽0.925、由表(82)查得長度系數(shù)KL-0.93、計算V帶根數(shù)ZPZ>(P+vP)KK=5.987°0L取Z-6根7.計算單根V帶初拉力F0q由表8-3機設(shè)查得0.1kg/mF=500x$(K—1)+qV2=110.41^a8.計算對軸的壓力FQ,由式(13-17機設(shè))得

仁F牝2zFsin*=1716.45N9.確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑dd1=80mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準直徑dd2=250mm，采用腹板式結(jié)構(gòu)。二、高速級減速齒輪設(shè)計(斜齒圓柱齒輪)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，材料按表10-1選取，大齒輪采用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，均用軟齒面。8級精度，輪齒表面精糙Ra2.3，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。按設(shè)計方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式(7-3)計算N1=60nt=60X457.14X(8X250X8)=2.4X107N2=N1/u=8.31X108/3.15=2.2X1063..選擇齒輪的參數(shù)考慮傳動平穩(wěn)性，小齒輪齒數(shù)暫定為取Z1=24則Z2=Z1*i=24*3.36=80.3，取整數(shù)為80則實際傳動比：i=%=3.33，初選螺旋角為6=14°Z24、設(shè)計計算『ZZYu+12*KT氣孔頃Jug1Y、H/dd試取載荷系數(shù)為Kt=1.6.小齒輪的轉(zhuǎn)矩為T1=90.98N.m取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433由表10-7取齒寬系數(shù)4d-1.1⑷由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)z^=189.8MPa2.(5)由圖10-2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。響=600MPa.大齒輪接觸疲勞強度極限。峋2=580MPa.⑹由圖10-26查得￡=0.78,￡=0.89則￡+￡=1.67ala2a1a2(7)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)\1—1.22膈2=L4接觸疲勞許用應(yīng)力:取失效概率為1%.安全系數(shù)為S=1.[b]=—HN1―irm!=1.22x600=732MP由式H1KSba[b]=—HN^lim2=1.4x550=770MP所以1°h]=751Mpa計算小齒輪分度圓直徑.2u+1KT

1u^￡(2x1.6X1.1X105)4.346(2.433x189.8\恥1x1.67)=46.95mm3.346計算圓周速度y=冗々n=kx46.95恥1x1.67)=46.95mm3.346=6OxW0=60x1000=.mS寬度b及模數(shù)mntb=七《=1x46.95=46.95m=3i=4695Xc°s14。=[amntZ24h=2.25m=2.25x1.898=4.27mm/h=46.954.27T0.99(4)計算縱向重合度￡P(guān)￡=0.318?Ztanp=0.318x1x24xtan14=1.903(5計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1由k=1.12m/s八級精度，由圖10-18查得'=1.12由表10-4查得K叩=1.15由表10-13查得Kpp=1.35.表10-3查得K=K=1.4HaFaK=KKpKKp=2=1.8(6)校正實際載荷系數(shù)下的分度圓直徑秫=dcosp=48.83xcos14=廉？n—"^Z—24—.按齒根彎曲強度設(shè)計；2KYcos2PYYmn-3?Z2￡[ST⑴確定參數(shù)K=KKKa七=1.764根據(jù)縱向重合度￡p=1.903,

由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)%=0.88計算當量齒數(shù)Z=—^=24=26.27vlC0S3PC0S314Z_一_118_8758Zv2=cos2P'C0S314=由表10-5查得齒行系數(shù)為=2.592Fa12=2.215應(yīng)力矯正系數(shù)：=1.596<2=1.776彎曲疲勞應(yīng)力的計算由圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度a仃500MP。查得大齒輪彎曲疲勞強度a做=380MP。由圖10-18取小齒輪彎曲疲勞強度K^1=0.95取大齒輪彎曲疲勞強度*2=0.99取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[a]=K19fe1=0.95必00=339.286MPaFN1S1.4「]K?a380X0.99八laJ=—n^s~fe2=1-4=268.714MPa、…YY計算「^]F七,、2.592x1.596「以1網(wǎng)1==U.U12b]339.286F1YY2.215x1.776Fa2Sa2——0.01465Lc丁268.714F27.設(shè)計計算2KYcos2^Z28—?a2KYcos2^Z28—?a%=1.698mmFZ—《co部—4&83xcos14—24.961m2于是取Z—251貝屹—Zx3.346—83.65取Z2—84幾何尺寸的計算計算幾何中心距=0+Z2)xm=1122cosp圓整為112按圓整后的中心距修正螺旋角p—arccos"1+?"=arccos^5+84"9—13.29。2a2x107因為P值改變不多。故參數(shù)Kp,Zh,七,等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑d=^^=25*2=51.38cosPcos13.29d二三^=84*2=172.62cosPcos13.29計算齒輪寬度b=4d=1x51.36=51.36圓整后取B2=52,B.6三、低速級減速齒輪設(shè)計(斜齒圓柱齒輪)齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇由于低速級與高速級工作條件，環(huán)境相同，故，選材，精度，齒數(shù)與高速級相同。按設(shè)計方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式(7-3)計算N1=60nt=60X136.62X(8X250X8)=1.3X108N2=N1/u=5.5X1073..選擇齒輪的參數(shù)考慮傳動平穩(wěn)性，小齒輪齒數(shù)暫定為取Z3=30則Z4=Z3*i=30*2.374=71.22，取整數(shù)為71則實際傳動比：i==2.367，初選螺旋角為P=14z24、設(shè)計計算「ZZ，2u+12*KT氣』L了"H/dd試取載荷系數(shù)為Kt=1.6.小齒輪的轉(zhuǎn)矩為T2=284.82N.m取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433由表10-7取齒寬系數(shù)4廣1.1由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)Z^=189.8MPa2.由圖10-2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限n或=600MPa.大齒輪接觸疲勞強度極限。日顯=550MPa.由圖10-26查得七］=0.75,七2=0.88則七廣七2=L63應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)\1一K2-1.18接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%.安全系數(shù)為S=1.[b]=—HN1—Hm1=1.13x600=678MP由式H1K、ba[b]=—HNSlim2=1.18x550=649MP所以lbH]=663.5Mpa計算小齒輪分度圓直徑.D3>2u+1D3>u48(2x1.6x248.82x105)3.374(2.433x189.8\2.3741x1.632.374=77.469mm計算圓周速度

V=腮=脂77.469X136.62如找誠560X10060X1000寬度b及模數(shù)mntb=七《=1x77.469=77.469mmm_dcos0_77.469xcos14_2506mmmntUZ30.mmh_2.25m_2.25x2.506_5.639mm/_77.46%13.738/h/5.639計算縱向重合度￡P(guān)￡=0.318?Ztanp=0.318x1x30xtan14_2.379(5計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA_1由V_0.554m/s八級精度，由圖10-18查得、=83由表10-4查得虹_1.462由表10-13查得Kpp_1.37.表10-3查得K_K_1.4HaFaK_KKpKKp_2_1.699(6)校正實際載荷系數(shù)下的分度圓直徑d3_dJK_77.469J1竺_79.023t3KT31.6(16)模數(shù)m_dcosp_79.02xcos14_2556"Z330-.3.按齒根彎曲強度設(shè)計RK1』cos2PYYmn-3七Z12￡佐J

(2)確定參數(shù)K=KKK^K鄧=1.764根據(jù)縱向重合度七二2.379,由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)%=0.88計算當量齒數(shù)7Z30Z===32.84V3C0S3PC0S314Z=^^=71=77.72V4C0S3PC0S3145.由表10-5查得齒行系數(shù)為=2.48Fa34=2.2247應(yīng)力矯正系數(shù)：=1.639Sa3=1.7654Sa35.彎曲疲勞應(yīng)力的計算由圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度a仃500MP。查得大齒輪彎曲疲勞強度a仃380MP。由圖10-18取小齒輪彎曲疲勞強度%3=0.94取大齒輪彎曲疲勞強度年4=0.90取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[a]=K3?afe3=些迎=335.714MPaFN3S1.4[]K?a380x0.9oc,…laJ=—n4$fe4=—j~4—=244.286MPaY2.48xl.639Fj3sj3==U.U12b]335.714F3Y2.2247x1.7654Fj4SJ4==0.01607bT244.286F47.設(shè)計計算=1.8956mmJ2K,"cos20\Y_"a-3%Z]28倡J對比計算結(jié)果，由吃面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎矩疲勞強度計算的法面模數(shù)，去Mn=2，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞算分度圓直徑d3=79.02mm,來計算應(yīng)有齒數(shù)。=1.8956mmZ=d3cos0=79.02xcos14=3734mn于是取Z=37則Z=Zx2.374=87.838取Z2=884.幾何尺寸的計算(1)計算幾何中心距j=(Z「Z2"m=128.827mm2cos0圓整為129(2)按圓整后的中心距修正螺旋角0=arccosZ+、"=14.18°2j因為0值改變不多。故參數(shù)K0,Zh,七,等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑d==37*2=76.366mmcosPcos14.3d=^^=88*2=181.628mmcospcos14.3計算齒輪寬度b=%=1x76.366=76.4圓整后取凡=76,B=71四、裝配草圖設(shè)計1、確定減速器組成2、確定各類傳動零件的主要尺寸傳動件小輪分度圓大輪分度圓中心距寬度(mm)V帶80mm250mm356mm6根一級齒輪51.38mm178.62mm112mm5651二級齒輪76.37mm181.63mm129mm81763、初定各軸最小直徑按軸受的轉(zhuǎn)矩初讀計算d>C3史min\n軸的材料初定為45號鋼C=110增大3%軸：d1min>C措=23.32mm24.02mm軸：d2min>CJ牛=34.11mm35.14mm

3軸：d3_>C^3=44.48mm45.82mm4、選定聯(lián)軸器的類型此方案聯(lián)軸器只有一個，連接3軸和卷筒軸功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速3軸3.81KW631.47N*M57.62卷筒軸3.60KW596.67N*M57.62工作情況系數(shù)KA=1.5Tc=KA*T=1.5*631.47=947.2N*M根據(jù)已知條件，選用GY7Y型軸孔聯(lián)軸器5、確定滾動軸承類型為角接觸球軸承70000類6、確定滾動軸承的潤滑和密封方式由于兩個大齒輪圓周速度均小于2m/s采用潤滑脂潤滑軸承軸承油擋油板7、確定軸承蓋的結(jié)構(gòu)型式凸緣式螺栓與機體軸承座連接8、機體結(jié)構(gòu)方案鑄鐵制造大批量部分式方箱式9裝配草圖零件尺寸（附件一）

五、軸的計算與校核以中間軸為例1、作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為d2=178.62而F=2L=2*284.82*1000N=3189.12Nt2d22178.62=f_tan^r=3189.12xtan20。N=1192.69Nr2t2cospcos13.29。F2=F2tanp=3189.12xtan13.29°N=753.29N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為d3=76.37mm而F=駕=2x284.82N=7458.95Nt3d376.37x10-3=f=7458.95乂tan20°n=2801.64Nr3t3cospcos14.3。F3=七tanp=7458.95xtan14.3。N=1901.26N2、軸的力學模型分析（見下圖）

—寸z—函B舞回日4111=-:三g葺*1'r-L——V1——/.'Fft■■ftF欄葦.著置藩sS1（1）、取安裝大齒輪處的軸端段D-E的直徑為41mm，齒輪的有段與軸承之間用套筒（擋油板）定位。齒輪寬度為5血皿，為使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與齒輪寬度，故迎=49mm，齒d-e輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=3,故，軸環(huán)處直徑d=47mm，軸環(huán)寬度b>1.4h，取d=10mm。c—dc—d（2）、軸B-C段情況與D-E段情況相同。l=79mmb—cd=41mmb—cd=35mma—b（3）、由題意，得（軸承寬度，齒輪與內(nèi)壁距離）l=41mma—bl=79mme-f5、齒輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接d=d=35mm由表6-1，差得平鍵截面為12*8，分別長70mm45mm鍵槽用鍵槽銑刀加工6、為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸的配合為H7/r67、滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸直徑尺寸公差為m68、確定軸上圓角為2*45各軸肩處的圓角半徑R2

9、軸上的載荷（如圖）（1）水平支反力Fr]=5729.91N（2）垂直支反力F2=4918.16N9、軸上的載荷（如圖）（1）水平支反力Fr]=5729.91N（2）垂直支反力F2=4918.16NF2=2532.6NFi=4141.55N從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出Q軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面Q處的MH、MV、及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FF=5729.91N膈=4918.16NF=4141.55N「^2=2532.6N彎矩MMh=406832.61N-mM=-294050.55N-mV1Mv2=—198850.82N-m總彎矩M=501974N-mM2=433.207N-m扭矩TT=2.85x105N-m10、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取a=0.6，軸的計算應(yīng)力_*:'M2+(aT)2caW==27.4MPa前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由〈機械設(shè)計>表15-1查得21]=70MPa。因此bca<[七]，故安全。

11、精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面B-C軸段左側(cè)受較大彎矩和扭矩，且直徑較小，最終確定截面B為危險截面。B截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1x353mm3=4287.5mm3抗扭截面系數(shù)W=0.2d3=0.2x353mm3=8575mm3T截面B左側(cè)的彎矩M=229777N-mm截面B上的扭矩T2為氣=285000N-mm.M229777截面上的彎曲應(yīng)力^=—=-----MPa=53.59MPabW4287.5T285000截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力"=W=-^7「MPa=33.24MPaT軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由〈機械設(shè)計＞表15-1查得bb=640MPa....b1=275MPa.....t】=155MPak過盈配合處的了值，由附表3-8用插入法求出，于是得a'=2.2376，、=1.4753￡￡at軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為七=吧=0.92。故得綜合系數(shù)為K=、+上-1=2.2376+上-1=2.32a￡P(guān)0.92

K=、+—-1=1.4753+上-1=2.32Tep0.92又由〈機械設(shè)計>第3-1節(jié),3-2節(jié)得到碳鋼的特性系數(shù)，甲=0.1-0.2甲=0.1"=0.05—0.1取"=0.06所以軸在截面B左側(cè)的安全系數(shù)為S=^—=275=2.21。Kb+wb2.32x53.59+0.1x0S=L=155=5.76T%氣+W*m156x嘗+0.06x嘗22qS_S2.21x5.76《S=bt==2.06>S=1.5caJs2+S272.212+5.762所以是安全的.（3）截面B右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1x383mm3=5487.2mm3抗扭截面系數(shù)Wt=0.2d3=0.2x383mm3=10974.4mm3截面B右側(cè)的彎矩M=229777N-mm截面丑上的扭矩T2為T2=285000N-mm，一一M截面上的彎曲應(yīng)力b,=—=41.88MPabW-T截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力TT=W=26.03MPaT過盈配合處的—值，由附表3-8用插入法求出，于是得ea、=2.85,、=2.28eeat

軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為七=吧=0.92。故得綜合系數(shù)為K=二+--1=2.85+--1=2.94a8P0.92。。K=?！?1=2.28+--1=2.37T8p0.92所以軸在截面B右側(cè)的安全系數(shù)為S=^4=275=2.23。Kb+Wb2.94x41.88+0.1x0*—Kb+'b26.03亳m26.03—4.9TaLm2.37x+0.06x22?S._S2.23x4.9f、S==2.03>S=1.5caJs2+S2J2.232+4.92故該軸在截面B右側(cè)的強度也是足夠的。12、高速軸的設(shè)計高速軸的設(shè)g驟與中間軸的設(shè)g驟一樣，經(jīng)校驗應(yīng)力等都符合?，F(xiàn)將此軸的重要參數(shù)和尺寸列于如下所示：1）材料：45鋼，調(diào)質(zhì)2）初算軸徑:dmin=24.02mm,取d=28mm3）根據(jù)軸徑選軸承可初選滾動角接觸軸承7207C，其尺寸：35*72*174）軸各段直徑分別為：d1=28mm、d2=22mm、d3=d6=35mm、d4=45mmd5=39mm5）軸各段的長度：1到6段分別為50mm、37mm、29mm、102mm、24mm、41mm13、低速軸的設(shè)計低速軸的設(shè)g驟與中間軸的設(shè)g驟一樣，經(jīng)校驗應(yīng)力等都符合。現(xiàn)將此軸的重要參數(shù)和尺寸列于如下所示:1）材料：45鋼，調(diào)質(zhì)2）初算軸徑：dmin=62.1mm，取d=65mm3）根據(jù)軸徑選軸承可初選滾動角接觸軸承7210C，其尺寸：50*90*20滾動角接觸軸承7211C，其尺寸：55*100*214）軸各段直徑分別為：d1=50mm、d2=54mm、d3=58mm、d4=55mm、d6=51mm、d7=48mm5）軸各段的長度：1到7段分別為46mm、74mm、74mm、41mm、35mm、37mm、112mm六、軸承基本額定壽命計算中間軸上，軸承型號7207C基本額定動載荷C=23500N，基本額定靜載荷C=17500N軸承語氣壽命Lh=16000h

1.求兩軸承的計算徑向F和Fr1r2由受力分析可知：萬Fx71/2-Fx(71+76)/2-Fx76.37/4-FX178.62/4F—r3/2a3ae2小71+76+56F—-286.5Nr1vF—F-F+F—1322.45Nr2vr3r2r1vF—F2X56+F3X71—3488.55Nr1H71+76+56F2h—F2-F3+F&=7159.52NF=JF2+F2—3500.29Nr1r1vr1HF=JF2+F2—7280.63Nr2r2vr2H2.求兩軸承的計算軸向力F.]和F2對于7207C型的軸承，按表137.軸承的派生軸向力F一eFe為表中的判斷系數(shù),其值由頊的大小來確定，現(xiàn)在e未知,故先取Coe1=0.5137,e2=0.4854，因此可計算；Fd1=0.5137F]-1798.10NF2=0.4854XF]=3534.02NF=F+F-F=4681.99Na1d2a3a2F2—Fd2—3534.02NFf—0.2340CoFf—0.1767Coe=0.5267,e=0.4740得到F=eF==4681.99NF妲=e2F2=3534.02N所以確定ei=O'267,e2=040333求軸承當量動載荷P和P2因為F—a1Fr1F―a2竺81竺=1.3376>e3500.2913534.02=0.049>e2F7280.63r2查表得對軸承1：對軸承2：X=0.44,Y=1.607;X2=0.44,Y=1.181因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊，按表W偵1-1P=fp(X?Fr1+Y?Fa1)=6023.79NP=fp(X?F2+Y?F2)=7794.52N4.驗算軸承壽命因為P2>P1，106/41000=x()3"17709h>Lh60x290.912646.51故軸承使用壽命足夠、合格。七、鍵的擠壓強度校核計算取危險鍵，為中間軸小齒輪處選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵。根據(jù)d=41mm查表?。烘I寬b=12mmh=8mmL=70校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得2?]=110MPa工作長度l=L-b=70-12=58mm由式（6-1）得：2TX1032x284.82x1000”。，川「「°pKld0.5x70x38^"<[。P]所以鍵比較安全.取鍵標記為：鍵：14X50GB/T1096-1979

八、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H配合.is6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2m/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6.3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.對附件設(shè)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M6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(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。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.通氣孔:由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安