《機械設計課程設計-三軸線雙級斜齒圓柱齒輪齒輪減速器設計T=810 V=0.85 D=360》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計-三軸線雙級斜齒圓柱齒輪齒輪減速器設計T=810 V=0.85 D=360（37頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設計課程設計 設計計算及說明 結果 一、設計任務書 三軸線雙級斜齒圓柱齒輪齒輪減速器設計T=810N.m，V=0.85m/s,D=360mm 全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 1、 總體布置簡圖 2、 工作狀況 載荷平穩(wěn)、單向旋轉。 3、 原始數(shù)據(jù) 鼓輪的扭矩T（N?m） 鼓輪的直徑D（mm） 運輸帶速度v（m/s） 帶速允許偏差（%） 使用年限（年） 工作制度（班/日） 810 360 0.85 5 5 2 4、 設計內容 （1） 電動機的選擇與參數(shù)計算 （2） 斜齒輪傳動設計計算 （3）

2、軸的設計 （4） 滾動軸承的選擇 （5） 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核 （6） 裝配圖、零件圖的繪制 （7） 設計計算說明書的編寫 5、 設計任務 （1）減速器總裝配圖一張（0號或1號圖紙） （2）齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙） （3）設計計算說明書一份 二、傳動方案的擬定及說明 如任務說明書上布置簡圖所示，傳動方案采用二級展開式圓柱齒輪減速箱 三、電動機的選擇 1、工作及所需輸入功率 2、傳動裝置總效率 傳動裝置的總效率 式中，η1、η2 …為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計》表2-4查得：彈性聯(lián)軸器；圓柱齒輪傳動；

3、滾動軸承；卷筒軸滑動軸承，則 3、電動機功率 4、工作機主軸轉速 5、二級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比 6、電動機轉速 7、電動機確定 根據(jù)和，選用Y132M2-6型電動機 主要技術數(shù)據(jù)如下表： 型號 額定功率（kW） 滿載轉速（r/min） Y132M2-6 5.5 960 2.0 質量（kg） D E F G 2.2 84 38 80 10×8 33 四、傳動裝置的總傳動比及其分配 1、總傳動比分配 2、分配各級傳動比 取， 五、計算傳動裝置的運動

4、和動力參數(shù) 1、各軸轉速n（r/min） 減速器高速軸為１軸，中速軸為２軸，低速軸為３軸， 各軸轉速為： 2、各軸輸入功率P（kW） 3、各軸輸入轉矩T（N?ｍ） 將計算結果列表如下： 項目 電動機軸 高速軸1 中速軸2 低速軸3 轉速（r/min） 960 960 182.5 45.1 功率（kW） 4.448 4.404 4.229 4.061 轉矩（N?ｍ） 44.2 43.8 221.3 859.9 傳動比 5.26 4.05 效率 0.99 0.97*0.99 0.97*0.

5、99 六、傳動件的設計計算 （一）、齒輪傳動設計計算 1、低速齒輪組 （1） 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) ① 用斜齒圓柱齒輪 ② 用7級精度 ③ 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS ④初選小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)，圓整取 ⑤ 選取螺旋角 （2） 按齒面接觸強度設計 ①確定公式內各計算數(shù)值 a) 試選 b) 由《機械設計》（齒輪傳動設計所用參數(shù)全部來自此書）圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c) 由圖10-26查得，， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由表10-7選取齒

6、款系數(shù) f) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) g) 由圖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 h) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) i) 接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 ② 計算 a) 小齒輪分度圓直徑 b) 計算圓周速度 c) 齒寬b及模數(shù)mnt d) 計算縱向重合度 e) 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8得動載系數(shù) 由表10-4查得 由圖10-13查得 由表10-3查得 故載荷系數(shù) f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算

7、得的分度圓直徑 g) 模數(shù) （3） 按齒根彎曲強度設計 ①確定計算參數(shù) a) 計算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計算當量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù)：由表10-5查得 查取應力校核系數(shù)：由表10-5查得 e) 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 由圖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 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 f) 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 ②設計計算 取模數(shù) 齒數(shù) （4） 取，則

8、 （5） 幾何尺寸計算 ①計算中心距 ，圓整為167mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 ③計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒輪齒寬 圓整后取 2.高速齒輪組 （1） 齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) ① 選用斜齒圓柱齒輪 ② 選用7級精度 ③ 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS ④ 小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) ⑤ 螺旋角 （2） 按齒面接觸強度校合 ① 確定公式內各計算數(shù)值 j) 由《機械設計》（齒輪傳動設計所用參數(shù)全部來自此書）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)

9、 由圖10-26查得，， k) 小齒輪傳遞的傳矩 l) 由表10-7選取齒款系數(shù) m) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) n) 由圖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 o) 應力循環(huán)次數(shù)： p) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) q) 接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 r) 計算圓周速度 s) 齒寬b及模數(shù)mn t) 計算縱向重合度 ② 計算載荷系數(shù)K a) 使用系數(shù) b) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8得動載系數(shù) c) 由表10-4查得 d)

10、由圖10-13查得 e) 由表10-3查得 故載荷系數(shù) 故 （3） 按齒根彎曲強度校合 ① 確定計算參數(shù) a) 計算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計算當量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù)：由表10-5查得 e) 查取應力校核系數(shù)：由表10-5查得 f) 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 g) 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 ② 校核計算 取模數(shù) 取，則 （4） 幾

11、何尺寸計算 ① 中心距 ② 按圓整后的中心距修正螺旋角 ③ 計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④ 計算齒輪齒寬 圓整后取 （二）總結 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用右旋，大齒輪采用左旋，低速級小齒輪左旋，大齒輪右旋。 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 5.26 4.05 模數(shù)(mm) 2 2 螺旋角 14.06° 14.89° 中心距(mm) 149 167 齒數(shù) 23 121 32 130 齒寬(mm) 53 48 71 66 直徑(mm)

12、 分度圓 47.60 250.41 65.98 268.03 齒根圓 42.60 245.41 60.98 263.03 齒頂圓 51.60 254.41 69.98 272.03 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 七、軸的設計計算 （一）、高速軸 1、求輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 2、求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 則 圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示 3、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr調質處理。根據(jù)《機械設計》（關于軸的設計校核的參數(shù)均來自此書）表15-3，取，

13、于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ。為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮為輸送機，故取，則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630N?m。半聯(lián)軸器的孔徑dⅠ=30mm，故取dⅠ-Ⅱ=30mm；半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82mm。 4、軸的結構設計 （1）擬訂軸上零件的裝配方案，如圖所示。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出

14、一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=38mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=82mm，為了保證軸端檔圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=80mm。 ② 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=38mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸秋軸承46208，其尺寸為d×D×B=40mm×80mm×18mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅥ-Ⅶ=40mm；而lⅦ-Ⅷ=26mm，lⅣ-Ⅴ=20mm。 左、右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取得dⅣ-Ⅴ=47mm。由結構取lⅣ-Ⅴ=20m

15、m ③ 軸承端蓋的總寬度為44mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取lⅡ-Ⅲ=74mm。 ④ 由減速箱整體結構，取lⅤ-Ⅵ=84mm查設計手冊P117表11-2取dⅤ-Ⅵ=45mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為10mm×8mm×70mm。為了保證有良好的對中性，且不經(jīng)常拆裝，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/r6。 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，查課程設計表15-6選軸的直徑尺寸公差為k6。 高速軸尺寸參數(shù)匯總如下： 軸段

16、編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 80 30 與聯(lián)軸器以鍵聯(lián)接配合 Ⅱ-Ⅲ 74 38 定位軸肩 Ⅲ-Ⅳ 20 40 與滾動軸承46208配合 Ⅳ-Ⅴ 10 47 定位軸肩 Ⅴ-Ⅵ 84 45 Ⅵ-Ⅶ 9 45 Ⅶ-Ⅷ 26 40 與滾動軸承46208配合 總長度 356mm（含齒輪） 5、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于46208型軸承，由手冊中查得a=23.6mm。因此，軸的支撐跨距L2+L3=119.9mm+30.9mm=150.8

17、mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面A是軸的危險截面。先計算出截面A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F FNH1=377N FNH2=1463N FNV1=219N FNV2=474N 彎矩M MH=45.2N?m MV=26.3 N?mm 總彎矩 M=52.3N?m 扭矩 T1=43.8 N?m 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為40Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。 （二）中速軸

18、1、求軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2 P2=4.229kW n2=182.5r/min T2=221.3 N?m 2、求作用在齒輪上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 3、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼調質處理。根據(jù)《機械設計》表15-3，取，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑dⅠ-ⅡdⅥ-Ⅶ，則取dⅠ-Ⅱ=dⅥ-Ⅶ=35mm。 4、軸的結構設計 （1）擬訂軸上零件的裝配方案 用如圖所示裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長

19、度 ① 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=35mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承46207，其尺寸為d×D×T=35mm×72mm×17mm，考慮齒輪距箱體內壁之距離，及滾動軸承的寬度故lⅤ-Ⅵ=37mm lⅠ-Ⅱ=39mm。 ② 取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ=40mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用擋油盤定位。已知齒輪輪轂的寬度為71mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅡ-Ⅲ=68mm。 安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=40mm；齒輪的右

20、端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為48mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=45mm。 ③ 為了使兩齒輪軸向定位，取dⅢ-Ⅳ=48mm，又由于兩旋轉齒輪軸向距離不小于10mm，故取lⅢ-Ⅳ=11mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的軸向定位 小齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為12mm×8mm×56mm。齒輪與軸的配合為H7/m6。 大齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為12mm×8mm×36mm。齒輪與軸的配合為H7/m6。 中速軸尺寸參數(shù)匯總如下： 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 3

21、7 35 與滾動軸承46207配合 Ⅱ-Ⅲ 68 40 與小齒輪以鍵配合 Ⅲ-Ⅳ 11 48 定位軸肩 Ⅳ-Ⅴ 45 40 與大齒輪以鍵配合 Ⅴ-Ⅵ 39 35 與滾動軸承46207配合 總長度 200mm 5、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于46207型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=21.5mm。因此，軸的支撐跨距L1+L2+L3=44.5mm+67.5mm+36mm=148mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面A是軸的危險截面

22、。先計算出截面A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F FNH1=5121N FNH2=3355N FNV1=-2370N FNV2=519N 彎矩M MH2=227.9N?m MV2=105.5 N?m 總彎矩 M=251.1N?m 扭矩 T2=221.3N?m 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。，故安全。 （三）低速軸 1、求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3 2、求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度

23、圓直徑為 則 圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示 3、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼調質處理。根據(jù)《機械設計》表15-3，取 于是得： 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅥ-Ⅶ。為了使所選的軸直徑dⅥ-Ⅶ與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮為輸送機，故取，則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250N?m。半聯(lián)軸器的孔徑dⅦ=48mm，故取dⅥ-Ⅶ=48mm；半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=112

24、mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度LⅥ-Ⅶ=110mm。 4、軸的結構設計 （1）擬訂軸上零件的裝配方案，如圖所示。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅵ-Ⅶ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅵ段的直徑dⅤ-Ⅵ=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=112mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取lⅥ-Ⅶ=110mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的角接觸球軸承46212，其尺寸為d×D×B=6

25、0mm×110mm×22mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=60mm；而根據(jù)軸承寬度及整體結構，取lⅠ-Ⅱ=46mm，lⅣ-Ⅴ=24mm。 左端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，因此dⅡ-Ⅲ=65mm。根據(jù)齒輪寬度取lⅡ-Ⅲ=62mm。 取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ=65mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為66mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅡ-Ⅲ=62mm。 齒輪的右端與右端軸承均采用軸肩定位，故取dⅢ-Ⅳ=70mm,再由整體結構得lⅢ-Ⅳ=78mm 軸承端蓋的總寬度為41mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端

26、蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離l=31mm，故取l-Ⅴ-Ⅵ=72mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為14mm×9mm×100mm，為了保證有良好的對中性，且不經(jīng)常拆裝，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/r6。 齒輪與軸的聯(lián)接，選用雙平鍵為18mm×11mm×48mm。齒輪與軸的配合為H7/n6 低速軸尺寸參數(shù)匯總如下： 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 46 60 與滾動軸承46212配合 Ⅱ-Ⅲ 62 65 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合 套筒定位 Ⅲ-Ⅳ 78

27、 70 軸肩定位 Ⅳ-Ⅴ 24 60 與滾動軸承46212配合 Ⅴ-Ⅵ 72 55 軸肩定位 Ⅵ-Ⅶ 110 48 與聯(lián)軸器以鍵聯(lián)接配合 總長度 392mm 5、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于46212型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=31.7mm。因此，軸的支撐跨距L1+L2=106.3mm+39.3mm=145.6mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面A是軸的危險截面。先計算出截面A處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H

28、 垂直面V 支反力F FNH1= 1732N FNH2=4684N FNV1=2129N，F(xiàn)NH2= -279N 彎矩M MH=184.1 N?m MV=226.3 N?m 總彎矩 M=291.7N?m 扭矩 T3=859.9 N?m 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。 7.精確校核軸的疲勞強度 a)判斷危險截面 從彎矩、扭矩大小上看，大彎矩和扭矩基本處于軸段Ⅱ-Ⅲ，切該段直徑與其他主要受彎扭軸段相差較小，從彎矩扭矩角度來說，校核截面應在軸段Ⅱ-Ⅲ上

29、。 從有效應力集中系數(shù)來看，軸段Ⅱ-Ⅲ上存在雙鍵、過渡配合、軸肩引起的應力集中，應力集中現(xiàn)象較其他截面都更加嚴重，因此，從應力集中來看，校核截面也應在軸段Ⅱ-Ⅲ上。 綜上，校核截面選擇軸段Ⅱ-Ⅲ靠軸肩處和雙鍵處進行 b)截面Ⅲ右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù) 由附圖3-

30、3得扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , ??； , ?。? 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得 故可知其安全。 c)靠近截面Ⅲ的鍵槽處 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得 查附表3-8，按過渡配合查得 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則

31、得綜合系數(shù)值為 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(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。 八、滾動軸承的選擇及計算 軸承預期壽命 對軸承進行初選,見下表： 軸 載荷類型 選擇軸承類型 初選型號 高速軸Ⅰ 徑向力 較小軸向力 單列角接觸球軸承 46208 中速軸Ⅱ 徑向力 一定軸向力 單列角接觸球軸承 46207 低速軸Ⅲ 徑向力 一定軸向力 單列角接觸球軸承 46212 （一）、高速軸的軸承 選用46208型角接觸球軸承， 1.徑向載荷和 由

32、軸的校核過程中可知： ， ， 2.軸承當量動載荷和 初選e=0.4進行計算 又 所以 查表得 變化不大，故取 由任務書可知，工作情況載荷平穩(wěn)，故取 3.驗算軸承壽命 因為，取進行壽命校核計算： 故所選軸承滿足壽命要求。 （二）、中速軸的軸承 選用46207型角接觸球軸承， 1.徑向載荷和 由軸的校核過程中可知： ， ， 2.軸承當量動載荷和 初選e=0.4進行計算 又 所以 查表得 變化不大，故取 由任務書可知，工作情況載荷平穩(wěn)，故取 3.驗算軸承壽命 因為，取進行壽命

33、校核計算： 故所選軸承滿足壽命要求。 （三）、低速軸的軸承 選用46212型角接觸球軸承， 1.徑向載荷和 由軸的校核過程中可知： ， ， 2.軸承當量動載荷和 初選e=0.4進行計算 又 所以 查表得 變化不大，故取 由任務書可知，工作情況載荷平穩(wěn)，故取 3.驗算軸承壽命 因為，取進行壽命校核計算： 故所選軸承滿足壽命要求。 軸承校核匯總如下： 軸承型號 軸承預期壽命 軸承計算壽命 校核結果 46208 29200h 81954h 合格 46207 29200h 42638h 合格 462

34、012 29200h 2080498h 合格 九、鍵聯(lián)結的選擇及校核計算 1.高速軸聯(lián)軸器處的鍵 取普通平鍵10×70 GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 初選鍵安全，采用。 2.中速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵12×56 GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 初選鍵安全，采用。 3.中速軸上小齒輪處的鍵 由于扭矩和直徑都一樣，所以大小齒輪取相同的鍵，取普通平鍵12×56 GB1096-79 4.低速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵18×48 GB1098-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度

35、 初選鍵不可用，故確定雙鍵方案用鍵，且對稱布置，于是有 5、低速軸聯(lián)軸器處的鍵 取普通平鍵14×100 GB1096-79 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 初選鍵安全，采用。 鍵校核匯總如下： 鍵編號 鍵尺寸 擠壓應力 許用應力 結論 B3 安全 B6 安全 B11 安全 B12 安全 B13 雙鍵 安全 十、聯(lián)軸器的選擇 1.高速軸與電動機間選用HL3聯(lián)軸器3082GB5014-85 2.低速軸與鼓輪間選用HL4聯(lián)軸器48112GB5014-85 （具體過程見

36、軸的校核） 十一、減速器附件的選擇 1. GB6170-86 M16視孔、視孔蓋及通氣器 a) 視孔： 設計原則：大小以手能伸入箱體進行檢查操作為宜，可觀察兩對齒輪嚙合情況。 并綜合考慮視孔蓋尺寸、凸臺尺寸、箱體鑄造 確定尺寸： b) 視孔蓋： 設計原則：大小根據(jù)視孔及選用螺釘?shù)氖褂靡蟠_定。 確定尺寸： 相應凸臺尺寸： 紙質密封墊圈厚度：1mm c) 通氣器 通氣器型號： 蓋板下焊接螺母： 2. 油標 根據(jù)箱體情況選擇油尺來指示油面高度。 手柄型號：M12 尺桿： 最高油面——低速級大齒輪的浸油高度為其半徑的三分

37、之一。 最低油面——低速級大齒輪的浸油高度為10mm。 3. 放油孔及螺塞 螺塞型號： 封油墊圈型號： 4. 起蓋螺釘 選擇原則：螺紋直徑等于凸緣聯(lián)結螺栓，必要時可用聯(lián)結螺栓頂起箱蓋。 螺釘型號： 螺釘個數(shù)：1個 5. 起吊裝置 起吊裝置選擇：雙吊耳起吊 十二、潤滑與密封 1.潤滑 由于高速軸上齒輪齒頂線速度約為2 m/s，所以軸承采用油潤滑。具體情況見下表： 潤滑位置 齒輪及軸承 潤滑方式 油潤滑 潤滑劑 潤滑油 相應結構 開箱座開有油槽 添加方式 打開視孔蓋添加 排出方式 放油孔放油 檢查方式 取出油標尺檢查油痕 打開

38、視孔蓋檢查 2.密封 軸段伸出處：氈圈 軸承與箱內小齒輪間：擋油盤 箱體與箱蓋：螺栓鎖緊 放油孔：封油圈 通氣器：密封墊片 游標尺：隔套 十三、箱體設計及相關標準件選定 查課程設計表4-1，所得結果列于下表： 名稱 尺寸關系 選取值 選用標準件 箱座壁厚 8mm 箱蓋壁厚 8mm 箱座凸緣厚度 12mm 箱蓋凸緣厚度 12mm 地腳螺栓直徑 M20 地腳螺栓數(shù)目 4 軸承旁 連接螺栓直徑 M16 箱體箱蓋 聯(lián)結螺釘直徑 M10 軸承端蓋 螺釘直徑 綜合考慮強度

39、、空間等因素 M8 視孔蓋 螺釘直徑 綜合考慮強度、空間等因素 M5 定位銷 直徑 綜合考慮空間等因素 8mm GB117-86 A8×32 軸承旁 凸臺半徑 20mm 凸臺高度 綜合考慮扳手空間、低速軸軸承座外徑、箱體等因素 43mm 箱體外壁至 軸承座端面距離 48mm 大齒輪齒頂圓 與內機壁距離 9.5mm 肋厚度 7mm 十四、設計小結 十五、參考文獻 [1] 濮良貴,紀名剛. 機械設計（第八版）. 北京：高等教育出版社，2006. [2] 王昆，何小柏，汪信遠. 機械設計/機

40、械設計基礎課程設計. 北京：高等教育出版社,1995. [3] 李強德,徐祖茂. 機械制圖.上海：同濟大學出版社,2003. [4] 廖念釗，莫雨松等. 互換性與技術測量（第五版）.北京：中國計量出版社，2008 同步轉速

41、 960r/min

42、

43、 強度足夠

44、 強度足夠

45、 強度足夠 強度足夠 強度足夠

46、 滿足壽命要求 滿足壽命要求 滿足壽命要求 強度足夠 強度足夠 改用雙鍵 強度足夠 強度足夠 - 37 -