機械設(shè)計課程設(shè)計 2

1、2010屆機械設(shè)計與制造專業(yè)課程設(shè)計（論文）機械設(shè)計課程設(shè)計2012-2013第2學(xué)期姓 名： 班 級： 指導(dǎo)教師： 成 績： 目 錄封面-01目錄-02第一章 設(shè)計任務(wù)書- 031.1 分析和確定傳動方案-03 1.2 選擇電動機-041.3 計算傳動裝置的總傳動比和分配傳動比-051.4 計算傳動裝置各軸的運動和動力參-06第二章 傳動件的設(shè)計-07 2.1 減速器外傳動件的設(shè)計-07 2. 2 箱體內(nèi)傳動件的設(shè)計-08 2.2.1高速級齒輪傳動-08 2.2.2 低速級齒輪傳動-13 2.2.3 驗算運輸帶速度-18 2.2.4 選擇齒輪傳動的潤滑方式-19 2.2.5 齒輪受力分析-1

2、9第三章 減速器裝配設(shè)計準(zhǔn)備與計算-193.1軸的初步設(shè)計-193.1.1初定各軸最小直徑-193.1.2初步確定軸的階梯段-203.2滾動軸承-203.2.1滾動軸承的型號選擇-203.2.2滾動軸承潤滑和密封方式-203.3選擇軸承端蓋的結(jié)構(gòu)型式 -213.4減速器機體結(jié)構(gòu)設(shè)計-213.41減速器機體結(jié)構(gòu)方案確定-213.4.2減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算-21第四章 軸的設(shè)計和校核-234.1 減速器輸入軸（軸）的設(shè)計-23 4. 2 減速器低速軸（軸）的設(shè)計-284. 3 減速器中間軸（軸）的設(shè)計-37第五章 減速器箱體及其附件設(shè)計-43設(shè)計體會與小結(jié)- -43參考文獻(xiàn)-44附錄-44第一章

3、 設(shè)計任務(wù)書1.1 分析和確定傳動方案1設(shè)計要求設(shè)計用于帶式運輸機上的減速器。工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度最高35度。使用期限8年，檢修間隔期為：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修。小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差為5%。設(shè)工作機效率為。2列出原始數(shù)據(jù)如表1.1，以備查用。表1.1 原始數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力F/KN輸送帶工作速度v/(m/s)滾筒直徑4.01.64003根據(jù)任務(wù)書要求，選擇方案二，即二級斜齒圓柱齒輪減速器，方案簡圖如圖1-1所示。 圖1-1 方案簡圖1.2 選擇電動機1選擇電動機類型按照工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型

4、異步電動機，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機輸送帶間的總效率為式中，分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率。根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計表9.1可知，則所以電動機所需工作功率為 3. 確定電動機轉(zhuǎn)速按照機械設(shè)計課程設(shè)計表9.2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為因此電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種。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1500r/min的

5、電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由電機產(chǎn)品目錄或相關(guān)手冊選定電動機型號為Y132M-4，其主要性能如表1.2所示，電動機的主要外形和安裝尺寸如表1.3所示。表1.2 Y160M 4型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）Y132M-47.514402.22.2 mm型號HABCDEFGDGKbbbhAABBHALY132M13221617889388010833122802101353156023818515表1.3 Y160M 4型電動機的外形和安裝尺寸1.3 計算傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1. 總傳動比 2. 分配傳動比 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相

6、近，取，故1.4 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1. 各軸的轉(zhuǎn)速 軸 軸 軸 卷筒軸 2. 各軸的輸入功率 軸 軸 軸 卷筒軸 3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸入轉(zhuǎn)矩為故軸 軸 軸 卷筒軸 將上述計算結(jié)果匯總于表1.4，以備查用。表1.4 帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸 名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)轉(zhuǎn)速n/(r/mm)傳動比i效率電機軸7.27144010.99 軸7.2014405.000.97 軸6.982883.770.97 軸6.7776.410.98卷筒軸6.6476.4第二章 傳動件的設(shè)計 2.1 減速器外傳動件的設(shè)計聯(lián)軸器的初選由設(shè)計任務(wù)書可知，此減速裝置需用兩個聯(lián)軸器，電

7、動機與減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器和減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器。電動機與減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器的選擇1）選擇聯(lián)軸器的類型由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小啟動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器。此處選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩由于機器起動時的動載荷和運轉(zhuǎn)中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應(yīng)當(dāng)按軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為計算轉(zhuǎn)矩。公稱轉(zhuǎn)矩 由機械設(shè)計表14-1查的，故計算轉(zhuǎn)矩3）確定聯(lián)軸器的型號根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩及所選的聯(lián)軸器類型，按照的條件由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)（GB/T5014-2003）中選定該聯(lián)軸器型號為LT6。上式T為該聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩。LX3型聯(lián)軸器

8、許用轉(zhuǎn)矩1，許用最大轉(zhuǎn)速4750r/min軸孔直徑3048mm之間。4)校核最大轉(zhuǎn)速被連接軸的轉(zhuǎn)速n小于所選聯(lián)軸器允許的最高轉(zhuǎn)速，合用。5）協(xié)調(diào)軸孔直徑所選電機的軸直徑為38mm，而所選聯(lián)軸器軸孔直徑3048mm之間，故合適。6）LX3聯(lián)軸器主動端：d1=38mm,Y型軸孔，L1=82mm A型鍵槽；從動端：J型軸孔，A型鍵槽；軸孔直徑與深度在高速級軸的設(shè)計時確定。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器的選擇1）選擇聯(lián)軸器的類型由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因為減速器與工作機不在同底座上，要求有較大的軸線偏移補償，因此常選用無彈性元件的撓性聯(lián)軸器。此處選用GCL型

9、鼓形齒式聯(lián)軸器。2）載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩 由機械設(shè)計表14-1查的，故計算轉(zhuǎn)矩3）確定聯(lián)軸器的型號根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩及所選的聯(lián)軸器類型，按照的條件由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)（JB/T8854.2-2001）中選定該聯(lián)軸器型號為GCL4。上式T為該聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩。GCL4型聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩，許用最大轉(zhuǎn)速4000r/min(材料為鋼)，軸孔直徑3865mm之間。4)校核最大轉(zhuǎn)速被連接軸的轉(zhuǎn)速n小于所選聯(lián)軸器允許的最高轉(zhuǎn)速，故合用。5）GCL4型鼓形齒式聯(lián)軸器的其他數(shù)據(jù)根據(jù)低速軸尺寸確定。2.2 箱體內(nèi)傳動件的設(shè)計采用二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器。2.2.1高速級齒輪傳動1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按照要求，

10、選用斜齒圓柱齒輪傳動（小齒輪旋向為左旋）。2）傳送帶為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。3）材料選擇。由機械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為220HBS，二者材料硬度相差為30HBS。4）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2.按齒面接觸強度設(shè)計按下式計算（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選。2） 由機械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。3） 由機械設(shè)計圖10-26查得，則。4） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。5） 由機械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)。6） 由機械設(shè)計表10-6查

11、得材料的彈性影響系數(shù)。7） 由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。8） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9） 由機械設(shè)計圖10-19取解除疲勞壽命系數(shù)，。10） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，故11） 許用接觸應(yīng)力（2） 計算1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2） 計算圓周速度。 3） 計算齒寬b及模數(shù)。 4） 計算縱向重合度。5） 計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)，由機械設(shè)計表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得。故載荷系數(shù)6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直

12、徑得7） 計算模數(shù)。3. 按齒根彎曲強度設(shè)計，即（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。2）根據(jù)縱向重合度，從機械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3）計算當(dāng)量齒數(shù)。4）查取齒形系數(shù)。由機械設(shè)計表10-5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由機械設(shè)計表10-5查得；6)由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，故9)計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（3） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎

13、曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。又由于設(shè)計需要，小齒輪直徑不夠大，這里需取于是有取，則。4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為174mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值變化不大，故參數(shù)、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度圓整后?。?。 （5）計算大、小齒輪的齒頂高（6）計算大、小齒輪的齒根高（7）計算大、小齒輪的全齒高（8）計算大、小齒輪的齒頂圓直徑（9）計算大、小齒輪的齒根圓直徑5. 結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）小齒輪（齒輪1）的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪齒頂圓直徑，小于，因此做成實心結(jié)構(gòu)由于直徑較小，根據(jù)軸的設(shè)計需要

14、也可設(shè)計為齒輪軸。（2）大齒輪（齒輪2）的結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒輪齒頂圓直徑，大于，而又小于，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。2.2.2低速級齒輪傳動1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按照要求，選用斜齒圓柱齒輪傳動。因高速級小齒輪為左旋，則高速級大齒輪旋向為右旋；高速級大齒輪與低速級小齒輪同在軸上，要使軸所受軸向力小，則低速級小齒輪旋向為右旋。2）傳送帶為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。3）材料選擇。由機械設(shè)計表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)處理），硬度為240HBS，二者材料硬度相差為40HBS。4）選擇小齒輪齒數(shù)，

15、大齒輪齒數(shù)，取。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2.按齒面接觸強度設(shè)計按下式計算 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選。2）由機械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。3）由機械設(shè)計圖10-26查得，則。4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。5） 由機械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)。6） 由機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。7） 由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。8） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9） 由機械設(shè)計圖10-19取解除疲勞壽命系數(shù)，。10） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，故11） 許用接觸應(yīng)力（4） 計算1） 試算小齒輪分度圓

16、直徑，由計算公式得2） 計算圓周速度。 3） 計算齒寬b及模數(shù)。 4） 計算縱向重合度。5） 計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)，由機械設(shè)計表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得。故載荷系數(shù)6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得7） 計算模數(shù)。3. 按齒根彎曲強度設(shè)計，即（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。2）根據(jù)縱向重合度，從機械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3）計算當(dāng)量齒數(shù)。4）查取齒形系數(shù)。由機械設(shè)計表10-5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由機械設(shè)計表10-5查得；6)由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限

17、；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，故9)計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（5） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取，則，取。4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為184mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值變化不大，故參數(shù)、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度圓整后取；。 （5）計算大、

18、小齒輪的齒頂高（6）計算大、小齒輪的齒根高（7）計算大、小齒輪的全齒高（8）計算大、小齒輪的齒頂圓直徑（9）計算大、小齒輪的齒根圓直徑5. 結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）小齒輪（齒輪1）的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪1齒頂圓直徑，小于，故選用實心結(jié)構(gòu)。（2）大齒輪（齒輪2）的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪2齒頂圓直徑，大于，而又小于，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。歸納以上各齒輪主要數(shù)據(jù)如下表：表2-1各齒輪主要尺寸和參數(shù)齒輪材料法面模數(shù)(mm)齒寬B(mm)齒頂圓(mm)齒底圓（mm）分度圓d(mm)中心距a(mm)螺旋角（度）級小齒40Cr2.06062.00053.00058.00017415.09級大齒452.055294.000285.000

19、290.000級小齒40Cr2.58082.20270.70277.20218413.72級大齒452.575295.798284.298290.7982.2.3驗算運輸帶速度根據(jù)運輸帶速度公式可知，誤差計算：故所設(shè)計的齒輪組傳動比符合要求。2.24選擇齒輪傳動的潤滑方式由于齒輪傳動中齒輪的圓周速度均小于12m/s，故將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。2.2.5齒輪受力分析二級斜齒圓柱齒輪減速器內(nèi)各齒輪的受力示意圖如圖2-1所示圖2-1 齒輪系受力示意圖第三章 減速器裝配設(shè)計準(zhǔn)備與計算3.1軸的初步設(shè)計3.1.1初定各軸最小直徑因軸的跨距還未確定，先按軸所受的轉(zhuǎn)矩初步計算軸的最小直徑。計算

20、公式為：式中，P為軸傳遞的功率（kw）；n為軸的轉(zhuǎn)速（r/min）；C為由許用應(yīng)力確定的系數(shù)。由機械設(shè)計的表15-3取C=100。1.軸最小直徑的確定該軸上有一鍵槽將計算值加大3%，則:由2.1.1中所選聯(lián)軸器的軸孔直徑則確定高速軸軸伸處即軸的最小直徑。2.軸的最小直徑確定由于中間軸的最小直徑處將安裝滾動軸承，則應(yīng)不小于高速軸安裝軸承處直徑，高速軸的軸伸處直徑為30mm，考慮其裝配設(shè)計需要的軸階，安裝軸承處直徑約為40mm,由此，取軸的最小直徑。3.軸的最小直徑確定此段軸上有一鍵槽，將計算值加大3%，即將其圓整后取，檢驗2.1.2中聯(lián)軸器合用。3.1.2初步確定軸的階梯段根據(jù)軸上零件的受力情況

21、、固定和定位的要求，初步確定軸的階梯段。具體此尺寸轉(zhuǎn)不確定。根據(jù)一般情況暫定輸入軸和輸出軸為6-7段，中間軸為5段。3.2滾動軸承3.2.1滾動軸承的型號選擇該減速器采用斜齒圓柱齒輪，根據(jù)其受力情況暫選單列圓錐滾子軸承（GB/T297-1994）。再由以上最小軸徑的確定，高速軸考慮裝配軸階的設(shè)計，可選用內(nèi)徑為40mm的軸承，中間軸和低速軸的最小軸徑即安裝軸承處，則中間軸可選用內(nèi)徑為40mm的軸承，低速軸可選用內(nèi)徑為50mm的軸承。綜合以上考慮，與機械設(shè)計課程設(shè)計中表12.4選取具體軸承型號和主要尺寸如下表:表3-1各軸軸承型號及主要尺寸軸號軸承型號d(mm)D(mm)T(mm)B（mm）C(m

22、m)a(mm)da(mm)db(mm)Db(mm)Da(mm)Cr(kN)Cor(kN)軸30208408019.75181616.94749757363.074軸30208408019.75181616.94749757363.074軸3020115510022.752118216464959190.81143.2.2滾動軸承潤滑和密封方式1.潤滑方式的選擇軸承常用的潤滑方式有油潤滑和脂潤滑兩類。選用哪一類潤滑方式與軸承速度有關(guān)，一般用軸承的dn值（d為滾動軸承的內(nèi)徑，單位：mm；n為軸承轉(zhuǎn)速，單位r/min）表示軸承的速度大小。高速軸：查機械設(shè)計中表13-10選用脂潤滑。2.密封方式的選擇

23、由于軸承選用脂潤滑這里選用非接觸式密封的隙縫密封。3.3選擇軸承端蓋的結(jié)構(gòu)型式 綜合考慮，由于凸緣式軸承端蓋調(diào)整軸承間隙比較方便，密封性能好。故選用凸緣式軸承端蓋。3.4減速器機體結(jié)構(gòu)設(shè)計3.41減速器機體結(jié)構(gòu)方案確定機體材料選用鑄鐵制造。機體做成剖分式，選擇傳動件軸線的平面為剖分面（為水平面）機體形狀采用方箱式機體。加強筋藏在箱體外面，起吊減速器的吊耳與機體鑄成一體。3.4.2減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表3-2減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號尺寸設(shè)計計算和關(guān)系取值基座壁厚；機蓋壁厚 機座凸緣厚度機蓋凸緣厚度機座底凸緣壁厚地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁連接螺栓直徑機蓋預(yù)計做連接螺栓直徑連接螺栓的間

24、距 軸承端蓋螺釘直徑窺視孔螺釘直徑定位銷直徑、至機外壁距離查機械設(shè)計課程設(shè)計表4-2:26mm;:20mm:16mm、至外機壁距離查機械設(shè)計課程設(shè)計表4-2:24mm;:14mm軸承旁凸臺半徑14mm凸臺高度根據(jù)低速機軸承坐外徑確定，一邊扳手操作為準(zhǔn)草圖設(shè)計中確定外機壁至軸承端面距離內(nèi)機壁紙軸承端面距離大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離齒輪端面與內(nèi)機壁距離機蓋、機座肋厚 ； ；軸承端蓋外徑軸承座孔直徑軸：130mm；軸：130mm；軸：150mm軸承端蓋凸緣厚度軸承旁連接螺栓距離盡量靠近，以M和M互不干涉為準(zhǔn)，一般草圖設(shè)計中確定根據(jù)以上所有信息進行草圖設(shè)計，具體設(shè)計見附圖。第四章 軸的設(shè)計和校核4.1 減

25、速器輸入軸（軸）的設(shè)計1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)前面準(zhǔn)備工作擬定軸上零件裝配方案如圖3-1所示圖3-1 高速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）根據(jù)高速級聯(lián)軸器的選擇方案，第三章中已確定最小直徑即-軸段直徑，由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L2=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在第三章中以確定最小直徑即半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上故-軸段的長度應(yīng)比L1略短一些，此處??；為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑。2）參照工作要求并根據(jù)，以及第三章中選定的30208，其尺寸為，故。3) 左、右端滾動軸承均采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊查得30

26、208型軸承的定位尺寸，因此，擋油環(huán)定位圈直徑為47mm,內(nèi)徑40mm。為了保證擋油環(huán)定位,取。4）由于齒輪齒根圓，僅稍大于-段直徑，因此齒輪應(yīng)加工在軸上，齒輪各項尺寸見第二章齒輪設(shè)計。即軸-端，則。5）軸承端蓋的凸緣厚度e=(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。由于聯(lián)軸器對拆卸端蓋螺栓影響不大，則取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離。6）已知由表3-2：齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離；內(nèi)機壁至軸承座端面距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離加上這里軸承采用脂潤滑應(yīng)當(dāng)留出擋油板的位置，則取，由于擋油環(huán)機油擋油板的作用又有定位套筒的作用，其中擋油板部分大部分在內(nèi)壁與軸承

27、端面之間但還應(yīng)留出12mm在內(nèi)壁以內(nèi)，因此擋油環(huán)寬度應(yīng)不小于12mm,再留出2mm定位部分，則擋油環(huán)總寬度為14mm；齒輪2與齒輪3的齒面軸向應(yīng)留出一段距離，這里取；查表3-1滾動軸承寬度；查表2-1軸小齒輪，級大齒輪，級小齒輪寬度為，則（見草圖）箱體內(nèi)壁間距離，由于箱體鑄造測量較難且精度較低則將L圓整為162mm,將調(diào)整為8.5mm。7)則剩下各段軸的長計算如下：;；至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)由機械設(shè)計表6-1查得，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸

28、公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表15-2，取處端倒角為，各軸肩的圓角半徑和裝配尺寸以及以上設(shè)計尺寸見圖4-2。圖4-22.計算軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-1）做出軸的計算簡圖(圖4-3)。在確定軸承的支撐點位置時，從機械設(shè)計課程設(shè)計手冊中查取值（參看表3-1）。對于30208型軸承，其，因此，作為簡支梁的軸支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖及以下計算做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖3-2）。根據(jù)表1.4中軸的各項數(shù)據(jù)（,）進行設(shè)計。計算此軸上齒輪所受的力 已知軸上齒輪的分度圓直徑為，故圓周力 徑向力 軸向力 則對H面， ， ，代入數(shù)據(jù)解得，。H面彎矩為對V面， ， ，根據(jù)，代入數(shù)據(jù)

29、解得，。則，則總轉(zhuǎn)矩為由表1-3可知，軸扭矩根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的、以及的值列于表4-1。表4-1 截面B處的支反力F及、以及的值載 荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩，扭矩T圖4-3軸的載荷分析3.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、以及的值列于表4-1。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B）的強度。根據(jù)表4-1中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，取，則軸的計算應(yīng)力為因選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得。因此，

30、故安全。4.軸承的壽命校核（1）由前面計算可知：徑向力，軸向力，則（2）由機械設(shè)計課程設(shè)計表12.4查得單列圓錐滾子軸承30208的基本額定靜載荷，基本額定動載荷，。則（3）相對軸向載荷的計算:在機械設(shè)計表13-5查得，。（3）根據(jù)機械設(shè)計表13-6可查得載荷系數(shù)。（4）計算當(dāng)量動載荷。（5）驗算軸承的壽命由于要求使用期限為8年，兩班制，一年按300個工作日計算，則要求壽命故軸承壽命符合要求。 5.鍵連接強度校核高速軸（軸）上僅有半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。由前面部分選擇的平鍵，按工作面（即平鍵側(cè)面）上的壓力進行條件性的強度校核計算。故此平鍵所受的擠壓應(yīng)力為由于鍵、軸和聯(lián)軸器的材料均為

31、鋼，由機械設(shè)計表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，即。因此，故所選平鍵合用。鍵的標(biāo)記為:鍵1045 GB/T 1096-2003。4.2 減速器中間軸（軸）的設(shè)計1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)前面的準(zhǔn)備工作擬定軸上零件的裝配方案如圖4-4所示（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)已選定軸承。其尺寸為，參照工作要求并根據(jù)，軸上有兩個齒輪（即齒輪2和齒輪3），-軸段與-軸段用于固定軸承，故。圖4-4 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案 2）取安裝齒輪處的軸段-與軸段-的直徑；齒輪2的左端與左軸承右端、齒輪3右端與右軸承左端均采用套筒定位。已知齒輪2輪轂的寬度為55mm、齒輪3輪轂的寬度為80mm

32、,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取、。齒輪2的右端和齒輪3的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。3）根據(jù)軸的設(shè)計可知齒輪2與齒輪3的齒面軸向距離為，因此齒輪2與齒輪3的軸向距離為8.5mm，故可得軸段-的長度。4）由于齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離，即齒輪1和齒輪3距箱體內(nèi)壁8mm，則齒輪2距箱體內(nèi)壁10.5mm；軸承端面距箱體內(nèi)壁距離；已知滾動軸承寬度，則左邊擋油環(huán)寬，。因此:至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)，由機械設(shè)計手冊查得，為了保證強度鍵槽末端距軸段末端至少5mm,據(jù)此-軸段的鍵長取63

33、mm，-軸段的鍵長取40mm，具體位置分布見圖4-5，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表15-2，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑見,4-5。 圖4-5 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案根據(jù)表1.4中軸的各項數(shù)（, ,）以及高速軸的設(shè)計結(jié)果進行設(shè)計。2.計算此軸上齒輪所受的各個方向上的力 （1）已知軸上大齒輪（齒輪2）與高速軸上的小齒輪（齒輪1）相嚙合，故齒輪2受到的力為： 圓周力 徑向力 軸向力 （2）軸上小齒輪（齒輪3）上所受力根據(jù)軸所傳遞

34、力矩以及已知小齒輪分度圓直徑求得如下： 圓周力 徑向力 軸向力 3.計算軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-4）做出軸的計算簡圖(圖4-6)。在確定軸承的支撐點位置時，從手冊中查取值（參看圖3-5）。對于30208型軸承，其，因此，左邊軸支撐點到齒輪2中心的距離：兩齒輪中心是距離： 右邊軸支撐點到齒輪3中心的距離：兩軸承支撐點跨距：根據(jù)軸的計算簡圖及以下計算做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4-6）。由前面計算可知：故齒輪2受到的力為：圓周力，徑向力，軸向力；齒輪3受到的力為：圓周力，徑向力、軸向力。則對H面， ， ，代入數(shù)據(jù)解得，。H面彎矩為 對V面， ， ，根據(jù)，代入數(shù)據(jù)解得，。則 則總轉(zhuǎn)矩為:

35、由表1-3可知，軸扭矩表4-2 截面C處的支反力F及、以及的值載 荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩， 扭矩T圖4-6 中間軸的載荷分析4.按彎矩和成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、以及的值列于表4-2。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C）的強度。根據(jù)表4-2中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，取，則軸的計算應(yīng)力為因選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得。因此，故安全。5.精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面如圖4-4截面、雖然截面面積較小但不受扭矩且彎矩較小，軸的最小直徑也是按

36、扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕來確定的，則無需校核。截面雖有應(yīng)力集中但彎矩較截面小，故也不用校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中在兩端）故也不用校核。截面應(yīng)力較大且應(yīng)力集中較大是應(yīng)校核的危險截面，截面左側(cè)軸徑較大且無應(yīng)力集中故無需校核，則只需校核其右側(cè)。2） 危險截面校核 抗彎矩截面系數(shù) 抗扭矩截面系數(shù) 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭矩切應(yīng)力為 軸材料45（調(diào)質(zhì)）由機械設(shè)計表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機械設(shè)計附表3-2查取。因：，經(jīng)插值后可查得，又由機械設(shè)計附圖3-2查得軸的材料敏性系數(shù)為，過盈配合處的，由機械設(shè)計附表3-8用插值法求出，并取，

37、于是得，軸按磨削加工，由機械設(shè)計附表3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為由機械設(shè)計碳鋼特性系數(shù)： ，取于是計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。6.軸承的壽命校核（1）由前面計算可知：圓周力，徑向力，軸向力；齒輪3受到的力為：圓周力，徑向力、軸向力。因此徑向力合力，軸向力合力。則（2）由機械設(shè)計課程設(shè)計表12.4查得單列圓錐滾子軸承30208的基本額定靜載荷，基本額定動載荷，。則（3）相對軸向載荷的計算:在機械設(shè)計表13-5查得，由機械設(shè)計課程設(shè)計表12.4查得。（3）根據(jù)機械設(shè)計表13-6可查得載荷系數(shù)。（4）

38、計算當(dāng)量動載荷。（5）驗算軸承的壽命由于要求使用期限為8年，兩班制，一年按300個工作日計算，則要求壽命故軸承壽命符合要求。7.鍵連接強度校核中間軸（軸）上齒輪2、3與軸的周向定位均采用平鍵連接。由前面部分齒輪2處選擇的平鍵為；齒輪3處選擇的平鍵為。按工作面（即平鍵側(cè)面）上的壓力進行條件性的強度校核計算。故此平鍵所受的擠壓應(yīng)力為齒輪2處平鍵：齒輪3處平鍵:由于鍵、軸和聯(lián)軸器的材料均為鋼，由機械設(shè)計表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，即。因此，故所選平鍵合用。鍵的標(biāo)記為:鍵1440 GB/T 1096-2003; 鍵1463 GB/T 1096-2003。4.3 減速器低速軸（軸）的設(shè)計1.軸

39、的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)前面的準(zhǔn)備工作擬定軸上零件的裝配方案如圖4-7所示 圖4-7 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）根據(jù)低速級聯(lián)軸器的選擇方案及軸的最小直徑，取-軸段直徑，由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，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，故-軸段的長度應(yīng)比L1略短一些，此處取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄（GB/T 292-1994）中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為，故。兩端滾動軸承采用套筒（擋油環(huán)）軸

40、向定位。根據(jù)30211型軸承的定位要求設(shè)計擋油環(huán)尺寸如圖4-8。3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑；已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸肩處的直徑。4）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)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離。5）為便于左端擋油環(huán)軸向固定以及使軸承裝備段區(qū)分出來，在擋油環(huán)右端制出軸段-，取。至此各段軸直徑已確定，至于其余未說明軸段長的確定于軸系、相似，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)以及各定位零件和定位尺寸相互配合確定，此處不再一一贅述

41、，具體尺寸見圖4-8。圖4-8 低速軸的結(jié)構(gòu)及裝配方案具體尺寸 （3）軸上零件的周向定位1）半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)，由機械設(shè)計手冊查得，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的配合為。2）齒輪與軸的周向定位也采用平鍵連接。根據(jù)，由機械設(shè)計手冊查得，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。3）滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表15-2，取軸左端倒角為軸右端倒角為，各軸肩的圓角半徑見圖4-8。 2.計算此軸上齒輪所受的力 根據(jù)表1.3中軸的各項數(shù)據(jù)（,）進行設(shè)計。

42、（1）已知軸上大齒輪（齒輪4）分度圓直徑，由作用力與反作用力，故齒輪4受到的力為： 圓周力 徑向力 軸向力 3.計算軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-7）做出軸的計算簡圖(圖4-9)。在確定軸承的支撐點位置時，從機械設(shè)計課程設(shè)計手冊中查取值（參看圖3-3）。對于302011，其，因此，右邊軸支撐點到齒輪3中心的距離：兩軸承支撐點跨距：由軸系結(jié)構(gòu)如圖可得聯(lián)軸器中心到軸左端支撐點距離：左端支撐到齒輪4中心距離：根據(jù)軸的計算簡圖及以下計算做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4-9）則對H面 ， ，代入數(shù)據(jù)解得，。H面彎矩為對V面， ， ，根據(jù) 代入數(shù)據(jù)解得 。則 則總轉(zhuǎn)矩為由表1-3可知，軸扭矩根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)

43、以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面B處的、以及的值列于表4-3。表4-3 截面C處的支反力F及、以及的值載 荷水平面H垂直面V支反力F，, 彎矩M總彎矩，扭矩T4-9低速軸的載荷分析圖4.按彎扭合成應(yīng)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B）的強度。根據(jù)表4-3中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，取，則軸的計算應(yīng)力為因選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得。因此，故安全。5.軸承的壽命校核（1）由前面計算可知：徑向力：；軸向力，則（2）由機械設(shè)計課程設(shè)計表12.2查得單列圓錐滾子軸承302011的基本額定靜載荷，基本額定動載荷，。（3）由，在機械設(shè)計表13-5查得，由機械設(shè)計課程設(shè)計表12.4查得。（4）根據(jù)機械設(shè)計表13-6可查得載荷系數(shù)。（4）計算當(dāng)量動載荷。（5）驗算軸承的壽命由于要求使用期限為8年，兩班制，一年按300個工作日計算，則要求壽命故軸承壽命符合要求。6.鍵連接強度校核(1)低速軸（軸）上半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接（公差h9）。由前面部分選擇的平鍵，按工作面（即平鍵側(cè)面）上的壓力進行條件性的強度校核計算。故此平鍵所受的擠壓應(yīng)力為由于鍵、軸和聯(lián)軸器的材料均為鋼，由機械設(shè)計表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，已經(jīng)超出許用擠壓應(yīng)力給定范圍