鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)設(shè)計(jì)

/xxx大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書2０１２—2０13學(xué)年第一學(xué)期學(xué)院：機(jī)電工程學(xué)院專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化學(xué)生姓名：學(xué)號：課程設(shè)計(jì)題目:鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師：2013年０1月１0日目錄1設(shè)計(jì)任務(wù)…………１2傳動(dòng)方案分析和擬定……………13原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配…………………１3.１原動(dòng)件的選擇……………………１3．2計(jì)算總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比………３3．3傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算…………………34傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算……………4４.1減速器外部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算……44．２減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算……75軸的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………175．1減速器中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………1７5.２減速器高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………235。3減速器低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………296滾動(dòng)軸承及鍵聯(lián)接的校核計(jì)算…………………346。1滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算………………34７減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇………………36７。1潤滑方式的選擇…………………367.2潤滑油的選擇……………………３67.3密封方式的選擇…………………36８設(shè)計(jì)小結(jié)…………4０9參考資料…………41一．設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)1。工作條件運(yùn)輸機(jī)工作平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn),兩班制工作,使用年限5年,每年３０0天，允許拽引鏈速度誤差為。2。原始數(shù)據(jù)（所選題號-—6）已知條件：拽引鏈拉力F=１１500N拽引鏈速度V=0。38m/s拽引鏈鏈輪齒數(shù)Z＝8拽引鏈鏈節(jié)距p＝80mm傳動(dòng)方案的分析和擬定本傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比不大,采用二級傳動(dòng)。在電動(dòng)機(jī)與鏈傳動(dòng)之間布置一臺兩級直齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇滑塊聯(lián)軸器.鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖三.電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)類型的選擇：電動(dòng)機(jī)的類型根據(jù)動(dòng)力源和工作條件,選用Ｙ系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。計(jì)算和選擇電動(dòng)機(jī)的容量求工作機(jī)的所需功率:式中_工作機(jī)構(gòu)的效率(含卷筒及軸承的效率)。由手冊查得：，則=0。98０。96=0。94。ｂ．工作機(jī)所需要的有效功率為——電動(dòng)機(jī)輸出軸與減速器輸入軸間聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率,??；——一對滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率(3對),?。ㄇ蜉S承）；—-一對閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)嚙合效率（２對）,當(dāng)齒輪精度為８級(不含軸承效率）稀油潤滑時(shí)取;———鏈傳動(dòng)效率，取=0。9７。則傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率查手冊Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)型號與技術(shù)數(shù)據(jù)表選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為c.電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇和型號的確定：根據(jù)電動(dòng)機(jī)的有關(guān)知識可知:通常設(shè)計(jì)應(yīng)優(yōu)先考慮選擇同步轉(zhuǎn)速為15０0ｒ/min或１000r／ｍiｎ的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查Ｙ系列三相異步電動(dòng)機(jī)型號與技術(shù)數(shù)據(jù)表可知，電動(dòng)機(jī)型號為Y16０M-4或Ｙ160L—6。相據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和拽引鏈轉(zhuǎn)速可算出總傳動(dòng)比?，F(xiàn)將此兩種電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)和總傳動(dòng)比列于下表中：ｉ=４0.4２d1＝５2mm方案號電動(dòng)機(jī)型號額定功率ｋＷ同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速ｒ／mｉn總傳動(dòng)比堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩N·m最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩N·m1Y132S—4５。５150０１44０2５.342。２2.22Y16０L—６５.5１00097016．8４2．０２。０由上表可知，方案五中電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高,價(jià)格低。故初選電動(dòng)機(jī)型號為Ｙ1３2S—4.查表知,該電動(dòng)機(jī)中心高H=16０mｍ，軸外伸軸徑為３8mm,軸外伸長度為80mｍ.3）．計(jì)算總傳動(dòng)比和各級傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)比1）由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和拽引鏈轉(zhuǎn)速，求出傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i其中＝1440r／min;2）分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比由i＝可知，要分配齒輪的傳動(dòng)比，先確定鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比。由于鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比i=2—3．５ｍ／ｓ,初步選定＝３。=i/=40．4２/3=13.４7。按兩級大齒輪浸油深度相近,以使?jié)櫥啽愕脑瓌t推薦高速級傳動(dòng)比應(yīng)大于低速級傳動(dòng)比,其。取，則4)。傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)速:(2）各軸的輸入功率：（3）各軸轉(zhuǎn)矩各傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)比效率電動(dòng)機(jī)軸14４05。53６．4７1４．２3。2０.9９０.９60.9６I１４40５。4436．47II342.86５.281０5。07III1０7。1４5。12234。45四．傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1。減速器外部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)選定鏈輪齒數(shù)初步假設(shè)鏈速v<０。6—3ｍ/ｓ，由表8—8查得小齒輪的齒數(shù)，取=21,根據(jù)初步選定的鏈傳動(dòng)比＝3，所以（<1２0合適）.根據(jù)實(shí)用功率曲線,選鏈條型號初定中心距,；鏈節(jié)數(shù)為?。?24節(jié)。由于中心距可調(diào),可不算實(shí)際中心距。估計(jì)，鏈條鏈板可能產(chǎn)生疲勞破壞,由表8——６查得=1.1１，由表８-—7查得（初取單排鏈）,由圖8——１6查得=1.０，由表８——５查得。該鏈條在實(shí)驗(yàn)條件下所需傳遞的功率由圖8—１4，按=4。90kw,=１07．１4r/ｍiｎ,選取鏈條型號為16A，p=25．40mｍ，且與的交點(diǎn)在曲線頂點(diǎn)左側(cè),確系鏈板疲勞破壞,估計(jì)正確。校核鏈速與原假設(shè)v<０.6-３m/s范圍合適。計(jì)算鏈長和中心距鏈長L=中心距調(diào)整量計(jì)算作用在軸上的軸壓力工作拉力在軸上F=1０0０P／v=100０*5.12/0.9５＝539０N作用在軸上的壓軸力計(jì)算結(jié)果:鏈條型號16A—1×124GB／T１243—199７鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A．滾子鏈輪主要尺寸計(jì)算由于低速軸最小軸徑為３5ｍｍ，所以小鏈輪的輪轂直徑，滾子鏈鏈號為16A，查表8—1得：節(jié)距p＝25.40mm，排距。根據(jù)上述計(jì)算,鏈節(jié)數(shù)為124,，根據(jù)表８—2;滾子鏈主要尺寸計(jì)算公式：分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒側(cè)凸緣（或排間槽)直徑/mm(h2為內(nèi)鏈板高度)Ｂ。滾子鏈鏈輪齒槽形狀計(jì)算最大齒槽形狀齒面圓弧半徑齒溝圓弧半徑齒溝角（°)最小齒槽形狀齒面圓弧半徑齒溝圓弧半徑齒溝角（°）Ｃ．滾子鏈鏈輪軸向齒形計(jì)算最大齒槽形狀齒面圓弧半徑齒溝圓弧半徑齒溝角（°）最小齒槽形狀齒面圓弧半徑齒溝圓弧半徑齒溝角（°）2。減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪設(shè)計(jì)本設(shè)計(jì)中的雙級圓柱齒輪減速器是二級減速器中最簡單的一種，由于工作載荷不大，故高速軸和低速軸均采用直齒圓柱齒輪，且設(shè)計(jì)中的減速器為一般用途減速器，故選用軟齒面齒輪傳動(dòng)。已知輸入功率，小齒輪的轉(zhuǎn)速，壽命為5年（每年工作300天），雙班制。高速級直齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)選擇材料。查表９-5，小齒輪選用４０Cr調(diào)質(zhì)處理，；大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，計(jì)算時(shí)取，.（二者材料硬度差，合適)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)由式①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。②齒寬系數(shù)。查課本表9—１0知，軟齒面、非對稱布置取。③齒數(shù)比ｕ：對減速運(yùn)動(dòng)。④載荷系數(shù)K:初選(直齒輪、非對稱布置）。⑤確定許用接觸應(yīng)力由式接觸疲勞極限應(yīng)力由圖９-34c查得,,(按圖中MＱ查值）。b．安全系數(shù)查表9-1１,取。c.壽命系數(shù)。由式(9—30)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),式中，，查圖9-３５得，，（均按曲線1查得)故⑥計(jì)算小齒輪分度圓直徑⑦初步確定主要參數(shù)選取齒數(shù)。取。計(jì)算法向模數(shù)。。選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。計(jì)算分度圓直徑。（合適）。。計(jì)算中心距a。a=1/２(）=1／2(6０+１８0)=120mm輪齒寬度.．驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度由式(9—2１)①彈性系數(shù)。由表9－9查得,.②節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。由圖9－29查得,.③重合度系數(shù)。由故=6\＊GB3⑥載荷系數(shù)K.使用系數(shù).由表9-6查得。b.動(dòng)載系數(shù)。由查圖9-２3,(初取8級精度).c.齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度,非對稱布置，裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整,可得d．齒間載荷分配系數(shù).先求由由前可知，所以故⑦驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度(４)驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式①由前已知：。②載荷系數(shù)Ｋ.。使用系數(shù)同前,即。ｂ.動(dòng)載系數(shù)同前，即.c。齒向載荷分布系數(shù)。由圖9－２５，當(dāng)時(shí)，查出d。齒間載荷分配系數(shù)。由，查表９—8知，知，又由，得.故③齒形系數(shù)。由,查圖9-32得④齒根應(yīng)力修正系數(shù)。由，，查圖9－32，得⑤重合度系數(shù)。由前可知：。=6\＊GＢ3⑥許用彎曲應(yīng)力。由式ａ。彎曲疲勞極限應(yīng)力.由圖９—3６ｃ，查得。b。安全系數(shù)。由表9—11取.c。壽命系數(shù).由，查圖9—37，得d.尺寸系數(shù).由，查圖9-38，。則=7\＊GB３⑦驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度故彎曲疲勞強(qiáng)度足夠.確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬中心距確定齒輪制造精度由查表9-1３確定齒輪第Ⅱ級公差組為8級精度。第Ⅰ、Ⅲ公差組與Ⅱ組同為8級。按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為GJ,在其工作圖上標(biāo)記為:8GＪＧB/T１0０95-198８，大齒輪齒厚偏差為ＨK，在其工作圖上標(biāo)記為：８HKＧB／Ｔ１０095-1９88。（7）確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄１）2。低速級斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)(1)選擇材料查表9-５,小齒輪選用４０Cr調(diào)質(zhì)處理，;大齒輪選用４5鋼調(diào)質(zhì)處理,計(jì)算時(shí)取,。(二者材料硬度差，合適）(2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)由式①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩.②齒寬系數(shù)。查課本表９-１０知，軟齒面、非對稱布置取.③齒數(shù)比u：對減速運(yùn)動(dòng)。④載荷系數(shù)K：初選（直齒輪、非對稱布置）。⑤確定許用接觸應(yīng)力由式接觸疲勞極限應(yīng)力由圖9-34ｃ查得,,（按圖中MQ查值）。b.安全系數(shù)查表9－1１，取。c．壽命系數(shù)。由式(9-30）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，式中,,查圖9-35得，,（均按曲線1查得）故⑥計(jì)算小齒輪分度圓直徑⑦初步確定主要參數(shù)選取齒數(shù)。取,，取.計(jì)算模數(shù)。，取標(biāo)準(zhǔn)值2mm。計(jì)算分度圓直徑。(合適）;。計(jì)算中心距。。計(jì)算齒寬。，元整取b=6１mｍ。驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式①彈性系數(shù)由表9-9查得,.②節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)由圖9-29查得,。③重合度系數(shù)由則④載荷系數(shù)Ｋａ。使用系數(shù)。由表９-6查得ｂ。動(dòng)載系數(shù)。由查圖9-23（初選8級精度）。c.齒向載荷分布系數(shù).由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度,非對稱布置,裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整，可得d。齒間載荷分配系數(shù).由表9－８先求由前可知?jiǎng)t故⑤驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式前可知,，，。②載荷系數(shù)K.。使用系數(shù)同前,即。動(dòng)載系數(shù)同前，即.齒向載荷分布系數(shù)。由圖９—2５，當(dāng)，時(shí)，，查出。齒間載荷分配系數(shù)。由,查表9-８，知,又由，得.故。③齒形系數(shù)。由，,查圖9—32，得,.④齒根應(yīng)力修正系數(shù)。由,,查圖９－33得,,。⑤重合度系數(shù)。同前,。⑥許用彎曲應(yīng)力。由式.式中彎曲疲勞極限應(yīng)力,由圖9－36c,查得：,（按ＭQ查值);安全系數(shù)，由表9—11取;壽命系數(shù)，由，查圖９-37，得;尺寸系數(shù)，由,查圖9－38,.則⑦驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度故彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬取中心距確定齒輪制造精度由前計(jì)算知查表9-１3，確定齒輪第Ⅱ公差組為8級精度,第Ⅰ、Ⅲ公差組與第Ⅱ組同為8級。按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊推薦確定其齒厚偏差,小齒輪為GJ，在其零件工作圖上標(biāo)記為：8GＪGB/T10０95-１９88，大齒輪齒厚偏差為ＨK，其在零件工作圖上標(biāo)記為:8HKGB/Ｔ1００９５-198８。(7）確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄1）五.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算由于中間傳動(dòng)軸Ⅱ上有大小兩個(gè)齒輪，輸入軸和輸出軸軸長的確定應(yīng)以Ⅱ軸為參照，故應(yīng)先設(shè)計(jì)Ⅱ軸.中間軸Ⅱ的設(shè)計(jì)已知：.軸上齒輪：,,（１）選擇軸的材料選用45鋼，正火處理。估計(jì)軸的直徑小于100mm，由表１３—1查得:（２)按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式,查表13－2得，?。ù溯S為轉(zhuǎn)軸,又是減速器的中間軸）。則因最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%，即取標(biāo)準(zhǔn)值（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)①確定各軸段的直徑考慮軸上的兩個(gè)齒輪分別由軸的兩端裝拆，此處裝大齒輪和小齒輪處的軸頭直徑均取為28mm,軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取１．5mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為２mｍ，軸環(huán)和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸，所以軸環(huán)直徑取38mｍ。兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于28mｍ,同時(shí)考慮滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸頸直徑取為２５ｍm.②初選軸承類型及型號因軸承受徑向而不承受軸向載荷的作用，所以選用深溝球軸承.根據(jù)軸頸直徑為25mm，初選6205軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板.③確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用套筒進(jìn)行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝大齒輪和小齒輪處的軸頭長度分別取為5２mm和67mm。取軸環(huán)寬度,小齒輪端面到減速器內(nèi)壁距離取為1３mm。軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mｍ,所以右端套筒長度為14mm,左端套筒長度為１4mm,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得620５軸承的寬度為17ｍm.軸端倒角尺寸取為1mｍ，所以裝左軸承的長度為34ｍm，裝右端軸承段軸的長度為34，軸的全長為１９5ｍm。④軸上零件的周向固定大齒輪及小齒輪處均采用A型普通平鍵聯(lián)接，由手冊查得截面尺寸為，長度取為４5mm和60mm.⑤確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm,軸頭表面粗糙度,軸頸表面粗糙度由軸承標(biāo)準(zhǔn)查得。軸的受力分析①軸上扭矩由前可知:②齒輪上的作用力③確定跨距右端支反力作用點(diǎn)至大齒輪上力作用點(diǎn)間距離為左端支反力作用點(diǎn)至小齒輪上力作用點(diǎn)間距離為兩齒輪上力作用點(diǎn)間的距離為④作計(jì)算簡圖（見圖6－1ｂ）⑤求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6－1c、d)截面３的彎矩圖6－1⑥求垂直面內(nèi)支反力和,并作垂直面內(nèi)彎矩圖(見圖6－1e、f）截面3的彎矩截面2的彎矩⑦作合成彎矩Ｍ圖(見圖6－1g）截面3的合成彎矩截面２的合成彎矩⑧作扭矩T圖（見圖6-1h)(5）軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算確定危險(xiǎn)截面:由圖６-1ａ所示看出,軸上多個(gè)截面存在應(yīng)力集中，但截面①和截面⑥所受載荷較小，可不考慮.截面②和③直徑相同,應(yīng)力集中情況相同,但截面②所受載荷較截面③小,故課排除,截面④和⑤直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面④所受載荷較截面⑤小，也可排除.所以只需對截面③和⑤進(jìn)行安全系數(shù)校核。A。截面③的安全系數(shù)校核計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù):名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表１３-９(A型普通平鍵）絕對尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表1３－11（精車、表面粗糙度表面未強(qiáng)化處理）等效系數(shù)查表13-13得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑,鍵槽寬,鍵槽深，查表13—14得截面上的應(yīng)力:彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化,彎曲應(yīng)力幅，平均應(yīng)力;扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，；安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù)取,，合適。B。截面⑤的安全系數(shù)計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù):截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按,，查表13-8得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)。絕對尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面⑤的彎矩為，故，安全系數(shù):彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù):綜合安全系數(shù)取,,合適。(6）校核鍵連接的強(qiáng)度兩個(gè)齒輪間軸上所受的扭矩相同,安裝兩齒輪處的軸頭直徑及鍵的截面尺寸也相同，大齒輪處鍵長較短，故應(yīng)校核該處鍵聯(lián)接的強(qiáng)度.鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度校核由表4—1查得,,，，故合適。2。輸入軸Ⅰ的設(shè)計(jì)已知:。軸上齒輪:。電動(dòng)機(jī)軸徑.(1）選擇軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理,硬度，由表１3－1查得：.（2)按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式,查表13—2得因最小直徑在裝聯(lián)軸器處,此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%,即。(3)聯(lián)軸器的選擇為了隔離震動(dòng)與沖擊,選用彈性柱銷齒式聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩由表16—1選取載荷系數(shù)ｋ=1.３，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩型號選擇由與電動(dòng)機(jī)主軸直徑為38ｍm長８0mm，通過機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得選LZ3型彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，標(biāo)記為:因?yàn)榕c該聯(lián)軸器連接的傳動(dòng)軸直徑為25mm,大于前面最小直徑19。3ｍm，所以該軸的最小直徑取25ｍm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)①確定各軸段的直徑考慮軸上有多處需設(shè)軸肩，齒輪由軸端裝拆，安裝聯(lián)軸器處軸頭直徑取為25ｍm，安裝齒輪處軸頭直徑取為32mｍ，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑?。瞞ｍ,與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為3mm，軸環(huán)和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸,所以軸環(huán)直徑取4２ｍm。兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于３0mm，同時(shí)考慮滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值,所以軸頸直徑取40ｍm。②初選軸承類型及型號因軸只承受徑向而不承受軸向載荷的作用，所以選用深溝球軸承。根據(jù)軸頸直徑為30mｍ，初選6２06軸承，軸承采用飛濺潤滑,軸上不設(shè)置擋油板.③確定各段軸的長度根據(jù)軸在減速箱內(nèi)的布置,箱內(nèi)部分等長，外伸部分取為30０，其中安裝聯(lián)軸器部分取為１１0ｍm,總長為548mm.齒輪和軸承間采用套筒進(jìn)行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度,所以裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)取為60mm.取軸環(huán)寬度8mm，齒輪端面到減速器內(nèi)壁距離取為２４mm.軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mm,所以左端套筒長度為1８ｍｍ，右端套筒長度為２0mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得６206軸承的寬度為１6mm。軸端倒角尺寸取為1ｍｍ，所以裝左軸承段軸的長度為36ｍm，裝右端軸承段軸的長度為３6mm,軸的全長為5４8mm。④軸上零件的周向固定齒輪和聯(lián)軸器處均采用A型普通平鍵聯(lián)接，由手冊查得截面尺寸分別為、，長度取為４５mm和3５mｍ.⑤確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為2mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標(biāo)準(zhǔn)查得。軸的受力分析①軸上扭矩由前可知:②齒輪上的作用力③確定跨距左端支反力作用點(diǎn)至小齒輪上力作用點(diǎn)間距離為右端支反力作用點(diǎn)至小齒輪上力作用點(diǎn)間距離為④作計(jì)算簡圖（見圖6-2b)⑤求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6—2ｃ、d）截面2的彎矩⑥求垂直面內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖(見圖６—2e、ｆ）截面２的彎矩⑦作合成彎矩M圖(見圖６-2g）截面２的合成彎矩⑧作扭矩T圖（見圖６－2ｈ)圖6-2（５)軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算確定危險(xiǎn)截面:由圖6－2a所示看出,軸上多個(gè)截面存在應(yīng)力集中,但由圖6-2ｇ可以看出②的合成彎矩最大,是最危險(xiǎn)截面;截面③出存在著應(yīng)力集中。所以需對截面②和③進(jìn)行安全系數(shù)校核。Ａ.截面②的安全系數(shù)校核計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)：名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表13-9(A型普通平鍵)絕對尺寸系數(shù)查表13-1０(軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表１３-11(精車、表面粗糙度表面未強(qiáng)化處理）等效系數(shù)查表13-１3得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑,鍵槽寬，鍵槽深，查表1３-14得截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅,平均應(yīng)力;扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變化,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，；安全系數(shù):彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)２5.2綜合安全系數(shù)取，，合適.Ｂ。截面③的安全系數(shù)計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按，,查表13-8得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù).絕對尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力:截面③的彎矩為，故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù):扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，，合適。（6）校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪和聯(lián)軸器間軸上所受的扭矩相同，安裝齒輪處的軸頭直徑稍大,鍵的截面尺寸相同，但齒輪處鍵長較短，故應(yīng)校核該處鍵聯(lián)接的強(qiáng)度。鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度校核由表4－１查得，，,,故合適。３.輸出軸Ⅲ的設(shè)計(jì)已知：.軸上齒輪:.(１）選擇軸的材料選用45鋼,正火處理，硬度,由表1３－１查得：。（2)按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13—2得因最小直徑在裝聯(lián)軸器處，此處有一鍵槽,故軸徑應(yīng)增大5％，即。取標(biāo)準(zhǔn)值。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)①確定各軸段的直徑安裝鏈輪處軸徑取為35mm?？紤]軸上的齒輪由軸端裝拆，此處裝齒輪的軸頭直徑取為４2mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mｍ，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為２mｍ,軸環(huán)和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸,所以軸環(huán)直徑取52mｍ。兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于42mm,同時(shí)考慮滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸頸直徑取為４0mm。選軸承類型、型號和聯(lián)軸器類型因軸承只受徑向而不受軸向載荷的作用，所以選用深溝球軸承.根據(jù)軸頸直徑為40mm，初選6308軸承，軸承采用飛濺潤滑,軸上不設(shè)置擋油板.③確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用軸肩和套筒進(jìn)行軸向定位.為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位,裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝齒輪處的軸頭長度取為和59mm。取軸環(huán)寬度,右端套筒長度為21mm，左端套筒長度取為２１mｍ,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得６3０8軸承的寬度為18mｍ。軸端倒角尺寸取為1ｍm，所以裝左軸承段軸的長度為39mｍ,裝右端軸承段軸的長度為39,兩軸承間軸段的長為１95mm.箱外安裝鏈輪部分長為3６ｍm,外伸軸總長取為50mｍ。軸全長為28１mm。④軸上零件的周向固定齒輪及鏈輪處均采用A型普通平鍵聯(lián)接,由手冊查得截面尺寸為,長度取為30ｍｍ和５0mm。⑤確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為2mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標(biāo)準(zhǔn)查得。軸的受力分析①軸上扭矩由前可知:②齒輪上的作用力③確定跨距左端支反力作用點(diǎn)至齒輪上力作用點(diǎn)間距離為右端支反力作用點(diǎn)至齒輪上力作用點(diǎn)間距離為④作計(jì)算簡圖(見圖6—3b）⑤求水平面內(nèi)支反力和,并作水平面彎矩圖（見圖６-3c、d）截面１的彎矩截面2的彎矩⑥求垂直面內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖(見圖６—3e、f）截面2的彎矩⑦作合成彎矩M圖(見圖６—3ｇ）截面2的合成彎矩⑧作扭矩T圖（見圖6—3h）圖6-3（5）軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算確定危險(xiǎn)截面：由圖6—３a所示看出,，由于鏈輪的壓軸力，截面①的彎矩最大，截面②處彎矩也較大。所以需對截面②和①進(jìn)行安全系數(shù)校核。Ａ.截面②的安全系數(shù)校核計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù):名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表13—9（A型普通平鍵）絕對尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑)表面狀態(tài)系數(shù)查表13-11(精車、表面粗糙度表面未強(qiáng)化處理）等效系數(shù)查表13—13得;截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑，鍵槽寬，鍵槽深，查表13—14得截面上的應(yīng)力:彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅,平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等,；安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù)取，，合適。B.截面①的安全系數(shù)計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù):截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中,由，按，，查表１3-８得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)。絕對尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面③的彎矩為,故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù):扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，，合適。（6）校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪和帶輪間軸上所受的扭矩相同，安裝齒輪處的軸頭直徑稍大，鍵的截面尺寸相同，但齒輪處鍵長較短，故應(yīng)校核該處鍵聯(lián)接的強(qiáng)度。鍵長，工作長度,鍵高,接觸高度擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度校核由表４—1查得，,,,故合適。六。滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算低速軸上滾動(dòng)軸承的校核由前知，深溝球軸承型號的型號是6３0８，，由設(shè)計(jì)手冊查得有關(guān)數(shù)據(jù):。因?yàn)樵撦S承不受軸向載荷，故。所以。因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得。由表１4-4查得(取軸承工作溫度<１２０攝氏度，ε=3—球軸承）由于軸承Ⅰ受載較大,故將帶入公式：>,所以該軸承滿足壽命中間軸上滾動(dòng)軸承的校核由前知，深溝球軸承型號的型號是6305，，由設(shè)計(jì)手冊查得有關(guān)數(shù)據(jù)：.因?yàn)樵撦S承不受軸向載荷，故。所以。因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得。由表１4-4查得（取軸承工作溫度<120攝氏度,ε=3—球軸承）由于軸承Ⅰ受載較大，故將帶入公式:〉,所以該軸承滿足壽命高速軸上滾動(dòng)軸承的校核由前知,深溝球軸承型號的型號是6206,，由設(shè)計(jì)手冊查得有關(guān)數(shù)據(jù)：.因?yàn)樵撦S承不受軸向載荷，故。所以．因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷,查表得。由表１４—4查得（取軸承工作溫度〈１20攝氏度，ε=3—球軸承）由于軸承Ⅰ受載較大，故將帶入公式:〉，所以該軸承滿足壽命七。減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇１.潤滑方式的選擇在減速器中,良好的潤滑可以減少相對運(yùn)動(dòng)表面間的摩擦﹑磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻﹑散熱﹑防銹﹑沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用,從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪Ｖ1=πd1n1／（60×100０）＝３.14×４5×2８４／（60×10０0)=0.669m/s〈2ｍ／ｓ低速齒輪Ｖ2=πd2n２/（60×1000）=3。１4×６6×７9。78/（60×1000)=0.276m/s〈2ｍ/s由于V均小于2m/s,而且考慮到潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑,齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤滑.2．潤滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N2００工業(yè)齒輪油，軸承選用ＺＧN-2潤滑脂.3.密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕,要求設(shè)置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽,將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形,放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個(gè)零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單。所以用氈圈油封。箱體的設(shè)置名稱計(jì)算公式結(jié)果機(jī)座壁厚δδ＝0．02５a+1≥88mｍ機(jī)蓋壁厚δ1δ1=0.０2ａ+1≥８8mm機(jī)座凸緣壁厚ｂ=1。5δ12mm機(jī)蓋凸緣壁厚ｂ1＝1.5δ11２mm機(jī)座底凸緣壁厚b2＝2。5δ20mm地腳螺釘直徑dｆ=0．036a＋12=15.32１６mm地腳螺釘數(shù)目ａ＜250，ｎ=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0。75１2mm箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d２d２=(0.５~0。6)１0mm聯(lián)接螺栓d2間距L=１５0~200160mm軸承蓋螺釘直徑d3=（0。4~0．５）８ｍｍ窺視孔螺釘直徑ｄ4＝（0．3～０。4）６mm定位銷直徑d=（0.7～0．8)1０mm軸承旁凸臺半徑R=ＣRｆ=24ｍmR1＝20mmＲ2=1６mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D１=D+２．5d３（D為軸承孔直徑）D１１=97ｍmD12＝105mmD13=１2５ｍm軸承座凸起部分端面直徑D2=D1+2.5d３D21=1２2ｍｍD2２＝１30ｍmD23＝１50ｍm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離Δ2Δ1＞1.２δ1４mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ２Δ2＞δ10mmdf,d1，d2至外機(jī)壁距離C1＝１.２d+（５~８)C1f=３0mmC1１＝2０mmC１2＝2０ｍmｄｆ,ｄ1,d２至凸臺