二級減速器機(jī)械課程設(shè)計

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計姓名： 班級： 學(xué)號： 指導(dǎo)教師： 成 績： 日期：2012 年 12 月 目 錄1. 設(shè)計目的22. 設(shè)計方案33. 電機(jī)選擇54. 裝置運(yùn)動動力參數(shù)計算75.帶傳動設(shè)計 96.齒輪設(shè)計187.軸類零件設(shè)計288.軸承的壽命計算319.鍵連接的校核3210.潤滑及密封類型選擇 3311.減速器附件設(shè)計 33 12.心得體會 3413.參考文獻(xiàn) 351. 設(shè)計目的 機(jī)械設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生具有機(jī)械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。課程設(shè)計則是機(jī)械設(shè)計課程的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學(xué)生第一次全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，其目的是： （1）通過課程設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思想，增強(qiáng)創(chuàng)

2、新意識，培養(yǎng)綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機(jī)械設(shè)計問題的能力。 （2）學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，掌握機(jī)械設(shè)計的一般規(guī)律。 （3）通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機(jī)構(gòu)和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機(jī)械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護(hù)要求，之后進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達(dá)到了解和掌握機(jī)械零件，機(jī)械傳動裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計過程和方法。 （4）學(xué)習(xí)進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計算，繪圖，查閱設(shè)計資料和手冊，運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等。2. 設(shè)計方案及要求 據(jù)所給題目：設(shè)計一帶式輸送機(jī)的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下：1輸送帶2電動機(jī)3V帶傳動4減

3、速器5聯(lián)軸器 技術(shù)與條件說明：設(shè)計熱處理車間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動力由電動機(jī)經(jīng)減速裝置后傳至傳送帶。每日兩班制工作，工作期限為8年。設(shè)計要求 1）減速器裝配圖1張； 2）零件圖3張（高速級齒輪、低速級齒輪，低速級軸）； 3）設(shè)計計算說明書一份，按指導(dǎo)老師的要求書寫 4）相關(guān)參數(shù)：T=670 N·m，V=0.75，D=330mm3. 電動機(jī)的選擇3.1 電動機(jī)類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。3.2 選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)有效功率P=, F=4060.6 NV=0.75。=0.960.97=0.9312則有

4、：P=3.27KW式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊知=0.96，=0.99，=0.98，=0.99，=0.96，則有： =0.96 =0.858所以電動機(jī)所需的工作功率為： P=3.69KW 取P=4.0KW3.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速展開式兩級圓柱齒輪I=860和帶的傳動比I=24，則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為：I=I=（860）（24）=16240工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為 n= 所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=I=（16240）43.43 =（694.8810423.2）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/m

5、in和3000r/min四種。查詢機(jī)械設(shè)計手冊（軟件版）【常有電動機(jī)】-【三相異步電動機(jī)】-【三相異步電動機(jī)的選型】-【Y系列（IP44）三相異步電動機(jī)技術(shù)條件】-【電動機(jī)的機(jī)座號與轉(zhuǎn)速對應(yīng)關(guān)系】確定電機(jī)的型號為Y112M-4.其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min,額定功率為4KW。4. 裝置運(yùn)動動力參數(shù)計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 I=2）分配到各級傳動比 因為I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比則I分配減速器傳動比，參考公式i=4.154.31，分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為4.2 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算電動機(jī)軸：轉(zhuǎn)速：n=1

6、440輸入功率：P=P=4.0KW輸出轉(zhuǎn)矩：T=9550=9550 =24.47 N軸（高速軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：P=P輸入轉(zhuǎn)矩T=9550軸（中間軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：P=P =3.43KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=9550 軸（低速軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：PP =3.33KW輸入轉(zhuǎn)矩：TN轉(zhuǎn)速：n輸入功率：P=P =3.33 =3.26KW輸入轉(zhuǎn)矩： N各軸運(yùn)動和動力參數(shù)表4.1軸 號功率（KW）轉(zhuǎn)矩（N）轉(zhuǎn)速（）電機(jī)軸424.4714401軸3.5458.695762軸3.43236.58138.463軸3.33732.7543.40卷同軸3.26717.3543.40圖4-15）計算縱向重合度

7、0.318*24*tan14=1.9035.帶傳動設(shè)計5.1 確定計算功率P 據(jù)表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.2。故有： P=KP5.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和n查圖8-11選用A帶。5.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d查表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=90mm。 （2）驗算帶速v，有： =6.78 因為6.78m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑d mm 取=224mm5.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L (1)據(jù)式8-20初定中心距a=500mm(2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度 =1502mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度L=160

8、0mm（3）計算實際中心距 中心距變動范圍： 5.5 驗算小帶輪上的包角5.6 計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率P由和r/min查表8-4a得 由插值法得 P=0.93+（1.07-0.93）=1.0644 KW據(jù)n=1440，i帶=2.5和A型帶，查表8-4b得 由插值法得 P=0.15+(0.17-0.15) =0.964KW查表8-5得K=0.96+(0.98-0.96) =0.964查表8-2得K=0.99 于是： P=(P+P)KK =（1.0664+0.1692）0.9640.99 =1.18KW（2）計算V帶根數(shù)z 故取5根。5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由表

9、8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1。所以 =117.4 N應(yīng)使實際拉力F大于（F）5.8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=25117.4 =1165.25 N5.9 帶輪設(shè)計 （1）小帶輪設(shè)計 由Y112M-4電動機(jī)可知其軸伸直徑為d=28mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=28mm。 （2）大帶輪設(shè)計 大帶輪軸孔由I軸最小直徑確定，取值由下面I軸設(shè)計計算可得30mm。且大帶輪的直徑d=380>300mm，故大帶輪采用輻板式。6.齒輪設(shè)計6.1高速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動； 2）運(yùn)輸機(jī)

10、為一般工作機(jī)器，速度不高，故用7級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得 Z=99.84，取Z2=100；i= Z/ Z=4.175)選取螺旋角 初選螺旋角為=14°2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式： （1）確定公式中各數(shù)值 1）試K=1.6 2）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1； 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T=58.69 N 4）

11、由查10-6的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MP。 6）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.9； K=0.95。 7）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，有 =0.9600=540MPa =0.95550=522.5MPa 許用接觸應(yīng)力：=531.25MPa (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： =47.42mm 2)計算圓周速度。 =1.43m/s 3）計算齒寬b b=147.42=47.42

12、mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6)計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318124tan14°=1.903 7）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，根據(jù)v=1.43m/s, 7級精度。由機(jī)械設(shè)計課本圖10-8得K=1.07，由插值法可求得 K=1.417+（1.4261.417）×=1.42由機(jī)械設(shè)計課本圖10-13查得K=1.26，由表10-3查得K= K=1.2 故載荷系數(shù)： K= KKKK =1.82 8)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 9）計算模數(shù)m m=3.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式： （1）確定計算參數(shù) 1

13、）計算載荷系數(shù) K=KKKK=1=1.73 2)根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 3）計算當(dāng)量齒數(shù) =26.27 =109.45 4）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得由插值法得 Y=2.592，Y=2.172 5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得Y=1.596，Y=1.830 6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa 7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.9，K=0.936）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： =321.43MPa =252.43MPa7）計算大、小齒

14、輪的 ，并加以比較 =0.01287 =0.01575經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m=1.41 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 m =2.0 mm，已可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。于是有： =24.01取Z=24，則Z4.17=100.08取=100，新的傳動比i4.1674.幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=127.8 mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=14.36° 因值變化不大，故參數(shù)，等不必修正。 （3）計算大、小齒輪分度圓直徑 mm mm （4）計算齒輪寬度 b=mm 圓整后取B=55

15、mm，B=50mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表6-1名稱符號計算公式及說明模數(shù)m2壓力角齒頂高2.75齒根高=(+)m=3.44全齒高=(+)m=6.19分度圓直徑=m Z=66288.8齒頂圓直徑=m=71.5=（）m=294.3齒根圓直徑m=59.13m=281.88基圓直徑=中心距表6-16.2 低速級齒輪設(shè)計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故用7級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪的材

16、料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z= 得Z=3.19；取Z=772.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式： d2.32 （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·m 4）由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa 5）由圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。 6）由=60j=60138.461128300=2.393; =7.5查圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0

17、.96； K=0.99。 7）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，有 =0.96600=576MPa =0.99550=544.5MPa (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d2.32=84.94mm 2)計算圓周速度。 v=0.62m/s 3）計算齒寬b b=184.94=84.94 mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高h(yuǎn)=2.25m=2.253.54=7.97 mm 5) 計算齒寬與齒高之比 =10.66 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=0.62 m/s，7級精度。由圖10-8得K=1.

18、04，K=1.427。由圖10-13查得K=1.35，由表10-3查得K= K=1 故載荷系數(shù)： K= KKKK =1.484 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d=d=84.94 =188.772 mm 8）計算模數(shù)m m=3.7 mm3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式： m（1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK= =1.404 2）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得Y=2.65，Y=2.226 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得Y=1.58，Y=1.764 4）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極=500 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380 MPa 5

19、）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.95，K=0.966）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： =339.29Mpa =260.57MPa 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 0.01234 0.01507經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m2.59 mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 m =3mm，已可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。 于是有： Z=29.59 取Z=30，則Z3.1930=95.7取=96； 新的傳動比3.24.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 =mZ=330=90 mm =mZ=396=288

20、mm（2）計算中心距 a189 mm （3）計算齒輪寬度 b90=90 mm B=95 mm，B=90 mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關(guān)參數(shù)表6-2(單位mm)名稱符號計算公式及說明模數(shù)m3壓力角齒頂高=5齒根高=(+)m=6.25全齒高=(2+)m=11.25分度圓直徑=m Z=100=m325齒頂圓直徑=（）m=110=（）m=335齒根圓直徑=()m=87.5=()m=312.5基圓直徑表6-27.軸類零件設(shè)計7.1 I軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.76KW，n=576r/min，T =9.55N2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度

21、圓直徑為d=66mm 而 F=2894N F=F2894=1053N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)表15-3，取A=110，于是得： d=A23.7mm因為軸上應(yīng)開1個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大3%故d=24.4mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=30mm，因為帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖7-1 圖7-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=30mm，L=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端

22、蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段左端的距離為38mm。故取L=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=36mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=36mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=48mm所以L=100mm。 4）齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取L=46mm，取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為70mm為是套筒端面可靠地壓緊齒

23、輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取L=68mm。=58mm，L=10mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表6-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為60mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2 圖7-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F

24、=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M=N M=M=103457N T=1.3N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核危險截面的強(qiáng)度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力: =23.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 II軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P=5.76KW，n=576，T =9.55N2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪

25、的分度圓直徑為 d=288.8mm d=100mm 而 F=661N F=F661=241N 同理可解得： F=8000N，F(xiàn)=F2912N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A38.2mm 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=40.9mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6209其尺寸為：d=45故d=45mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以L=48mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝

26、配示意圖7-4 圖7-4 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為65mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取L=62mm，d=50mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得L =8mm，d=60mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為105mm可取L=102mm，d=50mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6209，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 L =48mm d=45mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平

27、鍵連接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N T=5.6N 圖7-46.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時

28、，通常只校核危險截面的強(qiáng)度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進(jìn)行詳細(xì)校核，對于截面B則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =50.6MP前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得=60Mp，。對于的右側(cè) 由2表15-1查得 由2表3-8查得 由2附圖3-4查得由2中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，故綜合系數(shù)為 故右側(cè)的安全系數(shù)為 >S=1.5故該軸在截面的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。綜上所述該軸安全。7.3 III軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.28KW，n=40.37r/min，T=1.25N2.

29、求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=325mm而 F=7692N F=F76922800N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)表15-3，取A=110，于是得： d=A55.8mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查5P表8-7可選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析

30、比較，裝配示意圖7-5 圖7-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選6214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，l=24mm由于右邊

31、是軸肩定位，d=82mm，l=98mm，d=88mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為108mm取l=104mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h(yuǎn)=6mm則此處d=70mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為125mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸

32、上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M=620000N T=1.76N 圖7-6 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核危險截面的強(qiáng)度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =24.0MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。8.軸承的壽命計算8.1 I軸上的軸承6208壽命計算

33、預(yù)期壽命：已知N，47000h>44800h故 I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。8.2 II軸上軸承6210的壽命計算預(yù)期壽命：已知，20820h<44800h故II軸上軸承6210須在四年大修時進(jìn)行更換。8.3 軸上軸承6214的壽命計算 預(yù)期壽命：已知426472h>44800h 故III軸上的軸承6214滿足要求。9.鍵連接的校核9.1 I軸上鍵的強(qiáng)度校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為-段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度 故此鍵能安全工作。-段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度故此鍵能安全工作。9.2 II軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度故此鍵

34、能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度 故此鍵能安全工作。9.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度 故此鍵能安全工作。 -段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度 故此鍵能安全工作。10.潤滑及密封類型選擇10.1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。10.2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。11.減速器附

35、件設(shè)計11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進(jìn)入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。11.2 油面指示裝置設(shè)計油面指示裝置采用油標(biāo)指示。11.3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表6表15-7選型外六角螺塞。11.5 起吊環(huán)的設(shè)計 為裝卸和搬運(yùn)減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。11.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 12.主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸： 箱體壁厚=10mm 箱蓋壁厚=8mm 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸