裝配圖二級-帶式運輸機傳動裝置（7）分流,裝配,二級,運輸機,傳動,裝置,分流 計算過程及其說明 結(jié)果 一、 設計任務書 1． 總體布置簡圖 如右圖所示 2．工作條件：使用年限為15年， （每 年 工 作300天），兩 班 制，帶 式運輸機工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 3．原始數(shù)據(jù) 運輸帶曳引力F（N）：1900 運輸帶速度V（m/s）：1.6 滾筒直徑D (mm)：350 4．設計內(nèi)容 （1）電動機的選擇與運動參數(shù)計算 （2）傳動裝置的設計計算 （3）軸的設計 （4）滾動軸承的選擇與校核 （5）鍵的選擇和校核 （6）聯(lián)軸器的選擇 （7）裝配圖、零件圖的繪制 （8）編寫設計計算說明書 5．設計任務 （1）減速器總裝配圖一張 （2）低速軸、悶蓋零件圖各一張 （3）設計說明書一份 6．設計進度 （1）第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 （2）第二階段：軸與軸系零件的設計 （3）第三階段：軸、軸承、鍵及聯(lián)軸器的校核及草圖繪制 （4）第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 =72000h F=1900N V=1.6m/s D=350mm 二、 傳動方案的擬定 由設計任務書知傳動類型為：分流式二級圓柱齒輪減速器。本傳動機構(gòu)的特點是：齒輪相對于軸承為對稱布置，沿齒寬載荷分布較均勻。減速器結(jié)構(gòu)較復雜。 分流式二級圓柱齒輪傳動 三、 電動機的選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 Y系列 2、選擇電動機容量： （1）工作機所需功率 =FV/1000=1900×1.6/1000 =3.04 kw =3.04kw =60×1000V/πD =87.4 r/min =87.4r/min (2) 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 =/η 試中η為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即 其中，，分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動及軸承的效率，取=0.99，=0.96，=0.98 = =0.85 η=0.85 電動機的輸出功率為 =/η =3.04/0.85 =3.58 kw =3.58 kw （3）確定電動機的額定功率 選定電動機的額定功率=4 kw =4 kw 3、 選擇電動機的轉(zhuǎn)速 =87.4 r/min 該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，=3～6 則總傳動比可取 =9，=36 則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 =9=9×87.4=786.6 r/min =36=36×87.4=3146 r/min 可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三種電動機進行比較，如下表： =786.6r/min =3146r/min 表1 電動機方案比較表（指導書 表20-1） 方案 電動機型號 額定功率（kw） 電動機轉(zhuǎn)速（r/min） 電動機質(zhì)量（kg） 傳種裝置總傳動比 同步 滿載 1 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.98 2 Y112M-4 4 1500 1440 43 16.48 3 Y112M-2 4 3000 2890 45 33.07 由表中數(shù)據(jù)可知，方案1的總傳動比最小，傳種裝置結(jié)構(gòu)尺寸最小，因此可采用方案1，選定電動機型號為Y132M-6 電動機型號 Y132M-6 4、電動機的技術參數(shù)和外型、安裝尺寸 表2 電動機參數(shù)（指導書 表20-2） 型號 H A B C D E F×GD G Y132M-6 132 216 178 89 38 80 10×8 33 K AB AD AC HD AA BB HA L 12 280 210 135 315 60 238 18 515 四、計算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 =960/87.4 =10.98 （2）分配各級傳動比 取高速級的圓柱齒輪傳動比=3.52 ，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =/ =10.98/3.52=3.12 由指導書 表2-1 及表2-2知，傳動比合理 =10.98 =3.52 =3.12 五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為軸Ⅰ，減速器高速級軸為軸Ⅱ，中速軸為軸Ⅲ，低速級軸為軸Ⅳ，帶輪軸為軸Ⅴ，則 =960 r/min 960/3.52 r/min=272.73 r/min 272.73/3.12 r/min =87.4 r/min =960 r/min =272.73r/min 87.4r/min =87.4r/min 2. 按電動機額定功率計算各軸輸入功率 =4 kw =4×0.99 kw=3.96 kw =3.96×0.96×0.98 kw =3.73 kw =3.73×0.96×0.98 kw =3.51 kw =3.51×0.98×0.99 kw =3.40 kw =4 kw =3.96 kw =3.73 kw =3.51 kw =3.40 kw 3. 各軸轉(zhuǎn)矩 =9550×4/960 =39.79 =9550×3.96/960 =39.39 =9550×3.73/272.73 =130.61 =9550×3.51/87.4 =383.53 =9550×3.40/87.4 =371.51 =39.79 =39.39 =130.61 =383.53 =371.51 將計算結(jié)果匯總列表如下 表3 軸的運動及動力參數(shù) 項目 電動機軸I 高速級軸II 中間軸III 低速級軸IV 帶輪軸V 轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 272.73 87.4 87.4 功率（kw） 4 3.96 3.73 3.51 3.40 轉(zhuǎn)矩() 39.79 39.39 130.61 383.53 371.51 傳動比 1 3.52 3.12 1 效率 0.99 0.94 0.94 0.97 六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數(shù) a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為275 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為236 HBS，二者的硬度差為39 HBS。 d . 初選小齒輪齒數(shù)=25，則大齒輪齒數(shù) =3.52×25=88 =3.52 e .初選螺旋角β= f .選取齒寬系數(shù)：=1.2 7級精度（GB10095-88） 小齒輪： 40Cr（調(diào)質(zhì)） 275 HBS 大齒輪： 45鋼（調(diào)質(zhì)） 236 HBS =25 =88 =3.52 β= （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 …………① 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a . 試選=1.6 b. 分流式小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=/2 =19.70 c. 查圖表（P圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.433 （表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 查圖表（P圖10-26）得 =0.768 ，=0.87 =0.768+0.87=1.638 e. 許用接觸應力=600MPa，=530MPa 則=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj ……………………② 計算應力循環(huán)次數(shù) =60×960×1×72000=4.15× =4.15×/3.52=1.178× =1.2 =1.6 =19.70 =2.433 =189.8 =0.768 =0.87 =1.638 =600MPa=530MPa =565 MPa =4.15× =1.178× 2） 計算 a. 按式①計算小齒輪分度圓直徑 mm =30.19 mm b. 計算圓周速度 =3.14×30.19×960/（60×1000）m/s =1.52 m/s c. 計算齒寬b及模數(shù) b==1.2×30.19 mm=36.23 mm =cosβ/=1.17 mm h =2.25=2.25×1.17 mm=2.64 mm b/h=36.23/2.64=13.74 d. 計算縱向重合度 =0.318tanβ =0.318×1.2×25×tan=2.378 e. 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1，根據(jù)V=1.52 m/s，7級精度查圖表（P圖10-8）得動載系數(shù)=1.08 查圖表（P表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.4 由公式 　…… ③ 得 =1.387 查圖表（P圖10-13）得=1.352 由式 …………… ④ 得載荷系數(shù)=1×1.13×1.4×1.387=2.194 f. 按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑 由式 　　　　………………… ⑤ 得 mm=33.54 mm g. 計算模數(shù) =cosβ/=33.54×cos/25 mm =1.3 mm =30.19 mm =1.52 m/s b=36.23 mm =1.17 mm h =2.64 mm b/h=13.74 =2.378 =1 =1.08 =1.4 =1.4 =1.387 =1.352 =2.194 =33.54 mm =1.3 mm （3）按齒根彎曲疲勞強度設計 按式計算 1） 確定計算系數(shù) a. 計算載荷系數(shù) 由式 …………………… ⑥ 得=1×1.13×1.4×1.352=2.14 b. 根據(jù)縱向重合度=2.378 查圖表（P圖10-28） 得螺旋角影響系數(shù)=0.87 c. 計算當量齒數(shù) =27.37 =96.33 d. 查取齒形系數(shù) 查圖表（P表10-5）=2.563 ，=2.187 e. 查取應力校正系數(shù) 查圖表（P表10-5）=1.604 ，=1.786 f. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 ，=0.88 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380 MPa ，由式 ……………………… ⑦ 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPa g. 計算大小齒輪的并加以比較 =2.563×1.604/303.57=0.01354 =2.187×1.786/238.86=0.01635 大齒輪的數(shù)值大 =2.14 =0.87 =27.37 =96.33 =2.563 =2.187 =1.604 =1.786 S=1.4 =0.85 =0.88 =500 MPa =380 MPa =303.57 MPa =238.86 MPa =0.01354 =0.01635 2） 設計計算 mm =0.97 mm 由以上計算結(jié)果，取=2 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=33.54 mm計算應有的齒數(shù) =33.54×cos/2=16.27 取=28 ，則=3.52×28=98 =2 mm =28 =98 （4） 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 mm =129.86 mm 將中心距圓整為130 mm 2） 按圓整的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù) ， ，等不必修正 3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 =28×2/cos =57.78 mm =98×2/ cos =202.22 mm 4） 計算齒輪寬度 =1.2×57.78mm=69.34mm 圓整后取=75mm ，=70mm =130 mm =57.78 mm =202.22mm =75mm =70mm 5） 結(jié)構(gòu)設計 由e＜2，小齒輪做成齒輪軸 由160mm<<500mm ，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu) 2. 低速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數(shù) a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為275HBS 大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為236HBS d. 初選小齒輪齒數(shù)=25 ，=25×3.12=78 e. 選取齒寬系數(shù)=1.2 （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 ……………… ⑧ 7級精度 （GB10095-85） 小齒輪： 40Cr（調(diào)質(zhì)）275HBS 大齒輪： 45鋼（調(diào)質(zhì)）236HBS =25 =78 =1.2 1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a. 試選=1.3 b. 確定小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=130.61 =1.3061× c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa ，=530MPa e. 由式②確定應力循環(huán)次數(shù) =60×272.73×1×72000=1.178× =1.178×/3.12=3.776× f. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù) =0.90 ，=0.95 g. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式⑦得 =0.9×600MPa=540MPa =0.95×530MPa=503.4MPa 2）計算 a. 由式⑧試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=503.4MPa得 =mm =69.22 mm b. 計算圓周速度 =3.14×272.73×69.22/60000m/s=0.99 m/s c. 計算齒寬 =1.2×69.22 mm=83.06 mm d. 計算模數(shù)、齒寬高比 模數(shù)=/=69.22/25 mm=2.77 mm 齒高=2.25=2.25×2.77 mm=6.23 mm 則/=83.06/6.23=13.33 e. 計算載荷系數(shù) 根據(jù)=0.99 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù)=1.06 ，直齒輪=1 ，由=1.2和=83.06 mm ，根據(jù)式③得=1.398 由/=13.33和=1.398查圖表（P圖10-13）得=1.352 故根據(jù)式④得=1.482 f. 按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。由式⑤得=72.31 mm g. 計算模數(shù) =72.31/25 mm=2.89 mm =1.3 =1.3061× =189.8 =600MPa =530MPa =1.178× =3.776× =0.90 =0.95 S=1 =540MPa =503.4MPa 69.22 mm =0.99 m/s 83.06 mm =2.77 mm =6.23 mm /=13.33 =1.06 =1 =1 =1.398 =1.352 =1.482 =72.31 mm =2.89 mm （3） 按齒根彎曲強度設計 計算公式為 ……………… ⑨ 1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。 b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 ，=0.88 c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4 ，由式得=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa =0.88×380/1.4MPa=236.86MPa d. 計算載荷系數(shù)。由式⑥得=1×1.06×1×1.352=1.433 e. 查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得=2.62 =2.224 f. 查取應力校正系數(shù)。查圖表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.758 g. 計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.62×1.59/303.57 =0.01372 =2.224×1.758/238.86=0.01637 大齒輪的數(shù)值大 =500MPa =380MPa =0.85 =0.88 =1.4 =303.57MPa =236.86MPa =1.433 =2.62 =2.224 =1.59 =1.758 =0.01372 =0.01637 2） 設計計算 mm=2.01mm 由以上計算結(jié)果，取模數(shù)=3mm。按分度圓直徑=72.31mm計算應有的齒數(shù)得=72.31/3=24.1取=25 ，則=3.12×25=78 =3 mm =25 =78 （4） 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 =3×（25+78）/2 mm=154.5mm 2） 計算分度圓直徑 mm=75 mm mm=234mm 3） 計算齒輪寬度 =1.2×75 mm=90 mm 取=95 mm ，=90 mm =154.5 mm =75 mm =234 mm =95 mm =90 mm （5）結(jié)構(gòu)設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結(jié)構(gòu) 大齒輪（齒輪4）采用腹板式結(jié)構(gòu) 七、 軸的設計 （一） 高速級軸（軸II）的設計 已知=3.96 kw ，=960r/min ，=39.39 =19.70 1. 求作用在齒輪上的力 =2×19.70××cos/57.78 N =660.92N N=248.19 N N=167.85 N 圓周力 ，徑向力及軸向力的方向如圖所示 2． 初步確定軸的最小直徑。先按式 ………………………… ⑩ 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3），取=105，得 mm=16.84 mm 輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩公式為 ……………………… （11） 查圖表（P表14-1），取=1.3 ，則=1.3×39.39 =51.21 根據(jù)=51.21及電動機軸徑D=38 mm，查標準GB4323-84，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑=35 mm 3． 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)分析比較，選用如圖所示的裝配方案 =660.92 N =248.19 N =167.85 N 16.84 mm =51.21 =35 mm （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 聯(lián)軸器采用軸肩定位，I-II段=35 mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=38mm ，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導書表13-19），取擋圈直徑=45mm，=80mm 2） 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)=38mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6008，其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm ，故=40mm 3） 取=44mm，=80mm 4） 由指導書表4-1知箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=60mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為40.2mm，到聯(lián)軸器的距離為15.8mm，則=56mm 5） 取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為=12mm，大齒輪2和與齒輪3之間的距離c=10mm，滾動軸承端面距箱體內(nèi)壁=12mm則 =15+12+12-5=34mm =34 mm =110mm =45mm =35 mm =80mm =38mm =56mm =40mm =34 mm =80mm =44mm =110mm =80mm =40mm =34mm =12mm c=10mm =12mm =60mm （3）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=35 =mm，=80mm 查圖表（P表6-1）選用鍵=10mm×8mm×70mm 。 滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 I-II段： 鍵C10×70GB1096-79 滾動軸承內(nèi)圈與軸的配合：m6 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6×，各軸肩處圓角半徑為R1 軸端倒角： 1.6× 軸肩圓角：R1 （二）中速軸（III軸）的設計 已知=3.73 kw，=130.61 ，=272.73r/min 1．求作用在齒輪上的力 =660.92 N ，=248.19 N，=167.85 N =2×130.61/0.075N=3482.93N =1267.68 N 軸上力的方向如下圖所示 =660.92N =248.19N =167.85N =3482.93N =1267.68N 2．初步確定軸的最小直徑 根據(jù)式（10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3），取=110 ，于是得 110×mm=26.31mm 。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為=30mm 軸III材料：45鋼調(diào)質(zhì)處理 =30mm 3．軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 （2）確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)=30mm 取=30mm，軸承與齒輪2，之間采用套筒定位，取=32mm，齒輪2與齒輪3之間用套筒定位，取=34mm ，齒輪3采用軸肩定位，取h=3mm ，則=40mm ，由于軸環(huán)寬度b≥1.4h 軸II的設計，取=c=10mm 因為=95 mm ，=70mm 取=92 mm ，則=70+10+3-3mm=80mm =70-2mm=68mm 2）初步選擇滾動軸承 由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II相對于機座固定，則III軸應兩端游動支承，選取外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取0組游隙，0級公差的N系列軸承N206，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于軸承內(nèi)圈受軸向力，軸端不受力，軸承內(nèi)圈軸端采用圓螺母與墊片緊固，根據(jù)GB812-88（指導書表13-17）選用M27×1.5規(guī)格的圓螺母及相應的墊片，圓螺母厚度m=10mm，墊片厚度s=1mm，則取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，則 =14.5+11+16+3-2mm=42.5mm 選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為27mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按=34mm ，=92 mm =32mm ，=70mm =32mm ，=68mm 查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=10mm×8mm×56mm 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m6 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-2），取軸端倒角為1.0×，各軸肩處的圓角半徑為R1 =M27 16mm =30mm =42.5mm =32mm =80mm =34mm =92 mm =40mm 10mm =32mm =68mm =30mm 42.5mm =M27 =16mm =14.5mm =11mm III-IV段： 鍵10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段 鍵10mm×8mm×56mm 倒角： 1.0× 圓角半徑：R1 （三）低速軸（軸IV）的設計 已知=3.51 kw ，=383.53 ，=87.4r/min 1．求作用在軸上的力 =3482.93N =1267.68N 2．初步確定軸的最小直徑 按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3）取=112 ，于是得 112×mm=38.35mm 。該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。 根據(jù)式（11），查圖表（P表14-1），取=1.3 ，則 =1.3×383.53=498.59 根據(jù)=498.59，查標準GB5014-85（指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=42mm，其軸孔長度L=112mm，則軸的最小直徑=42mm 3．軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)比較，選取如下圖所示的方案 =3482.93N =1267.68N 軸IV聯(lián)軸器： HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器 D=42mm L=112mm =42mm （2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=42mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=48mm，聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19），取=55mm，=110mm 2）初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm 故=50mm 3）軸承采用套筒定位，取=58mm，=36mm 4）根據(jù)軸頸查圖表（P表15-2，指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段=62mm，齒輪采用軸肩定位，根據(jù)h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，則=74mm ，軸環(huán)寬度b≥1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm 5）查圖表（指導書表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm 6）根據(jù)軸II，軸III的設計，取滾動軸承與內(nèi)壁之間的距離=10mm，則=+++c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm =81mm =+++c+2.5--16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm 7）根據(jù)箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離=60mm，及=10mm，B=20mm，根據(jù)指導書表9-9，取軸承蓋的總寬度為39.6mm，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為=20.4mm則=60mm =50mm =36mm =58mm =81mm =62mm =8mm =62mm =89.7mm =74mm 10mm =58mm =81mm =50mm =36mm =48mm =60mm =42mm =110mm =10mm =20.4mm 軸用彈性擋圈： 擋圈GB894.1-86-62 滾動軸承：6210 軸端擋圈： 擋圈GB892-86 55 （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查圖表（P表6-1）得 IV’-IV段：b×h×L=18mm×11mm×80mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 IV’-IV段： 鍵18×80GB1096-79 VIII-IX段： 鍵C12×100GB1096-79 滾動軸承與軸的配合：m6 軸端倒角： 1.6× （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6×。軸上圓角=1.0mm，=1.6mm 軸上圓角： =1.0mm =1.6mm 4．求軸上的載荷 軸的計算簡圖如下圖所示，由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6210，a=10mm， 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處 是危險截面， L=162mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 表4 危險截面所受彎矩和扭矩 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F =633.84N =1741.465N 彎矩 =102682 =282117.33 總彎矩M =300222.89 扭矩T T=407502.81 5. 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力 =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此＜，故軸安全。 =11.727MPa =60MPa 八、 軸承的選擇和校核計算 已知軸承的預計壽命為=72000h 1．輸入軸承的選擇與計算 由軸II的設計知，初步選用深溝球軸承6008，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力==299.62 N，=0，ε=3 ，轉(zhuǎn)速n=960r/min 1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6008的基本額定動載荷C=13200N，基本額定靜載荷=9420N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2×（1×299.62+0）N =359.54N 3）驗算軸承壽命 h =859127h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6008。 =72000h =299.62 N =0 ε=3 n=960r/min C=13200N =9420N X=1 Y=0 =1.2 P=359.54N =859127h 深溝球軸承6008 2．軸III上的軸承選擇與計算 由軸III的設計已知，初步選用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=1176.74N，=0，ε=10/3，n=272.73r/min 1）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206的基本額定動載荷C=36200N，基本額定靜載荷=22800N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2×（1×1176.74+0）N =1412.09N 3）驗算軸承壽命 h =3035776h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206 =1176.74N =0 ε=10/3 n=272.73r/min C=36200N =22800N X=1 Y=0 =1.2 P=1412.09N =3035776h 外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206 3．輸出軸上的軸承選擇與計算 由軸IV的設計知，初步選用深溝球軸承6210，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力==3706.46 N，=0，ε=3 ，轉(zhuǎn)速n=87.4/min 1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6210的基本額定動載荷C=27000N，基本額定靜載荷=19800N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.0，則 P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N =3706.46N 3）驗算軸承壽命 h =73714h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。 =3706.46N =0 n=87.4/min C=27000N =19800N X=1 Y=0 =1.0 P=3706.46N =73714h 九、鍵連接的選擇與校核計算 1．輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接 1) 由軸II的設計知初步選用鍵C10×70，=39.39 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×39.39/4×65×35MPa =8.66MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵C10×70 選用 鍵C10×70GB1096-79 2．齒輪2（2’）與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×56，==65.305 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=56mm-10mm=46mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×65.305/4×46×32MPa =22.18MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×56 3．齒輪3與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×80，==130.61 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=80mm-10mm=70mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×130.61/4×70×34MPa =27.44MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×80 選用： 鍵10×56GB1096-79 選用： 鍵10×80GB1096-79 4．齒輪4與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設計知初步選用鍵18×80，==383.53 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=80mm-18mm=62mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得 =2×383.53/5.5×62×62MPa =36.28MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵18×80 選用： 鍵18×80GB1096-79 5．聯(lián)軸器與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設計知初步選用鍵12×100，==383.53 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=100mm-12mm=88mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×383.53/4×88×42MPa =51.88MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵12×100 選用： 鍵12×100GB1096-79 十、聯(lián)軸器的選擇 1．輸入軸（軸II）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸II的設計，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示 型號 T（） （r/min） （mm） L（mm） 轉(zhuǎn)動慣量（） TL6 250 3800 35 82 0.026 2．輸出軸（軸IV）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸IV的設計，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示 型號 T（） （r/min） （mm） L（mm） 轉(zhuǎn)動慣量（） HL3 630 5000 42 112 0.6 十一、減速器附件設計 1．視孔蓋 選用A=120mm的視孔蓋。 2．通氣器 選用通氣器（經(jīng)兩次過濾）M18×1.5 3．油面指示器 根據(jù)指導書表9-14，選用2型油標尺M16 4．油塞 根據(jù)指導書9-16，選用M16×1.5型油塞和墊片 5．起吊裝置 根據(jù)指導書表9-20，箱蓋選用吊耳d=20mm 6．定位銷 根據(jù)指導書表14-3，選用銷GB117-86 A6×30 7．起蓋螺釘 選用螺釘M8×20 視孔蓋： A=120mm 通氣器： M18×1.5 油面指示器： 2型油標尺M16 油塞： M16×1.5 吊耳： d=20mm 定位銷： 銷GB117-86 A6×30 起蓋螺釘： M8×20 十二、潤滑與密封 1．齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取為油深h=57mm。根據(jù)指導書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。 2．滾動軸承的潤滑 由于軸承的=38400<160000 =8181.9<160000 =4370<160000 故選用脂潤滑。根據(jù)表16-4 ，選用滾動軸承脂ZGN69-2 3．密封方法的選取 由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸II及軸IV的軸承兩端采用凸緣式端蓋，而嵌入式端蓋易于安裝和加工，軸III選用外圈無擋邊滾子軸承，故選用嵌入式端蓋。由于采用脂潤滑，軸端采用間隙密封。 齒輪潤滑： L-AN22 h=57mm =38400 =8181.9 =4370 滾動軸承脂： ZGN69-2 總結(jié) 機械設計是機電類專業(yè)的主要課程之一，它要求學生能結(jié)合課本的學習，綜合運用所學的基礎和技術知識，聯(lián)系生產(chǎn)實際和機器的具體工作條件，去設計合用的零部件及簡單的機械，起到從基礎課程到專業(yè)課程承先啟后的橋梁作用，有對機械設計工作者進行基礎素質(zhì)培養(yǎng)的啟蒙作用。 機械設計課程設計的過程是艱辛而又充滿樂趣的，在這短暫的三個星期里，我們不僅對機械的設計的基本過程有了一個初步的認識和了解，即初步接觸到了一個真機器的計算和結(jié)構(gòu)的設計，也通過查閱大量的書籍，對有關于機械設計的各種標準有了一定的認識，也加強了對課本的學習和認識。 通過這次的設計，我認識到一些問題是我們以后必須注意的。第一，設計過程決非只是計算過程，當然計算是很重要，但只是為結(jié)構(gòu)設計提供一個基礎，而零件、部件、和機器的最后尺寸和形狀，通常都是由結(jié)構(gòu)設計取定的，計算所得的數(shù)字，最后往往會被結(jié)構(gòu)設計所修改。結(jié)構(gòu)設計在設計工作中一般占較大的比重。 第二，我們不能死套教材，教材中給出的一些例題或設計結(jié)果，通常只是為表明如何運用基礎知識和經(jīng)驗資料去解決一個實際問題的范例，而不是唯一正確的答案。所以我們必須要學會查閱各種書籍和手冊，利用現(xiàn)有的資源再加上自己的構(gòu)想和創(chuàng)新，才能真正完成一個具有既有前景和使用價值又能普遍推廣，價格低廉的新產(chǎn)品。因此，全力追索不斷增殖的設計能力才是學習機械設計的中心思想。 第三，創(chuàng)新是一個民族的靈魂，是我們國家興旺發(fā)達的不竭動力。創(chuàng)新在機械設計過程當中體現(xiàn)的更是淋漓盡致，我們所設計出來的東西必須得超過以前的才具有社會實用價值，因此我們首先要有敢于突破束縛、突破慣例和大膽否定現(xiàn)有的一些東西，同時也要有寬廣而堅實的基礎知識和創(chuàng)新思維與細心觀察的能力。雖然在這次的設計過程當中大部分都是參照教材和手冊所設計，只有小部分是通過自己創(chuàng)新所形成，但在選用各種零部件時是個人根據(jù)標準選定的，以使各種零部件組裝成最好的一個減速器。因此也體現(xiàn)了創(chuàng)新的思想。 這次設計的分流式二級圓柱齒輪減速器通過采用配對的斜齒輪，既具有人字齒重合度大，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，無軸向力的優(yōu)點，又免