機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書

1、設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳送裝置減速器姓名：吳燦陽學(xué)號：200610824125專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)及自動(dòng)化院系：機(jī)電工程學(xué)院指導(dǎo)老師：張日紅目錄一、設(shè)計(jì)題目21、設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置22、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)23、工作條件24、機(jī)器結(jié)構(gòu)如圖25、原始數(shù)據(jù)2二、總體設(shè)計(jì)3（一）、電動(dòng)機(jī)的選擇3（二）、傳動(dòng)比分配4（三）、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4三、傳動(dòng)零件的計(jì)算5（一）v帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算5（二）、高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)6（三）、低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)12四、軸的設(shè)計(jì)17（一）、軸的材料選擇和最小直徑估計(jì)17（二）、減速器的裝配草圖設(shè)計(jì)18（三）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)19五、軸的校核21（一）、高速軸的校核21（二）、中間軸的校

2、核25（三）、低速軸的校核29六、鍵的選擇和校核32（一）、高速軸上鍵的選擇和校核32（二）、中間軸上的鍵選擇和校核33（三）、低速軸的鍵選擇和校核33七、滾動(dòng)軸承的選擇和校核33（一）、高速軸軸承的選擇和校核33（二）、中間軸軸承的選擇和校核34（一）、低速軸軸承的選擇和校核35八、聯(lián)軸器的選擇35九、箱體的設(shè)計(jì)36十、潤滑、密封的設(shè)計(jì)37十一、參考文獻(xiàn)37十二、總結(jié)。37一、設(shè)計(jì)題目 1、設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置（展開式二級直齒、斜齒圓柱齒輪減速器；單號設(shè)計(jì)直齒，雙號設(shè)計(jì)斜齒） 2、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：如下表f-1 3、工作條件 輸送帶速度允許誤差為上5；輸送機(jī)效率w096；工作情況：兩班制，連續(xù)單向

3、運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；工作年限：10年；工作環(huán)境：室內(nèi)，清潔；動(dòng)力來源：電力，三相交流，電壓380v；檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，中批量生產(chǎn)。設(shè)計(jì)任務(wù)量：減速器裝配圖1張(a0或a1)；零件工作圖13張；設(shè)計(jì)說明書1份。4、機(jī)器結(jié)構(gòu)如圖5、原始數(shù)據(jù) 根據(jù)以上要求，本人的原始數(shù)據(jù)如下： 1) 輸送帶拉力：f=7000n 2）輸送帶速度：v=0.8m/s 3）傳動(dòng)滾筒直徑：d=400 4）機(jī)械效率：=0.96 5)工作年限：10年（每年按300天計(jì)算）；2班制。二、總體設(shè)計(jì) （一）、電動(dòng)機(jī)的選擇 （1）、根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用y型三相異步

4、電動(dòng)機(jī)。 （2）、工作所需的功率： （3）、通過查（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）表2-2確定各級傳動(dòng)的機(jī)械效率：v帶 =0.95；齒輪 =0.97；軸承 =0.99；聯(lián)軸器 =0.99?？傂孰妱?dòng)機(jī)所需的功率為：由表（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）16-1選取電動(dòng)機(jī)的額度功功率為7.5kw。（4）、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選1000r/min 和1500r/min兩種作比較。 工作機(jī)的轉(zhuǎn)速 d為傳動(dòng)滾筒直徑。 總傳動(dòng)比 其中為電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速。現(xiàn)將兩種電動(dòng)機(jī)的有關(guān)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較如下表f-2 表f-2 兩種電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)比較方案電動(dòng)機(jī)型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/（）滿載轉(zhuǎn)速/傳動(dòng)比y160m-67.5100097025.382y13

5、2-27.51500140037.680 由上表可知方案的總傳動(dòng)比過小，為了能合理分配傳動(dòng)比，使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案。（5）、電動(dòng)機(jī)型號的確定 根據(jù)電動(dòng)機(jī)功率同轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號為y132-2。查表（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）16-2得電動(dòng)機(jī)中心高h(yuǎn)=132 外伸軸直徑d=38 外伸軸長度e=80。如圖：（二）、傳動(dòng)比分配根據(jù)上面選擇的電動(dòng)機(jī)型號可知道現(xiàn)在的總傳動(dòng)比i總=37.68 選擇v帶的傳動(dòng)比；減速器的傳動(dòng)比。高速級齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)比， 低速級齒輪傳動(dòng)比。（三）、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1、各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算2、各軸輸出功率計(jì)算3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)如下表f-3：表f-3軸號

6、轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)比014007.00246.442.525766.652109.844.4263130.46.388468.773.405438.226.1341532.691538.226.0121502.21三、傳動(dòng)零件的計(jì)算（一）v帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1、確定計(jì)算功率pca 查表（沒有說明查那本書表格的，所有要查表均代表教材的表）8-7 取工作情況系數(shù)ka=1.1 則：2、選擇v帶的帶型 由pca=7.702 nd=1400r/min選用a型v帶。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 由表8-6和表8-8取小帶輪的基準(zhǔn)直徑2）驗(yàn)算帶速v，按式驗(yàn)算速度因?yàn)?，故帶速適合。3）

7、計(jì)算大帶輪的直徑 取4、確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度ld1）由公式 初定中心距a0=4502）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度ld-1600mm3）計(jì)算實(shí)際中心距a5、計(jì)算小帶輪的包角6、計(jì)算帶根數(shù)z1）由=125mm和，查表8-4a得根據(jù)，和a型帶，查表8-4b得查表8-5得，查表8-2得2）計(jì)算v帶的根數(shù)z 7、計(jì)算單根v帶的初拉力的最小值由表8-3得，a型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1/m 8、計(jì)算壓軸力fp壓軸力的最小值：9、帶輪設(shè)計(jì)由表8-10查得 f=9 可算出帶輪輪緣寬度：v帶傳動(dòng)的主要參數(shù)如下表f-4表f-4名稱結(jié)果名稱結(jié)果名稱結(jié)果帶型a傳動(dòng)比2.5根數(shù)4帶輪基準(zhǔn)直徑

8、基準(zhǔn)長度1600mm預(yù)緊力181.41n中心距443mm壓軸力1440n（二）、高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按設(shè)計(jì)任務(wù)要求，學(xué)號為單的選直齒圓柱齒輪。2）輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度足夠。3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280hbs，大齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4）選小齒輪齒數(shù)為z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=244.426=106.224，取z2=107.齒數(shù)比2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式（1）、確定公式內(nèi)的各計(jì)數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kt=1.

9、32）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t=t1=109.84nm=109840nmm3）查表10-7選取齒寬系數(shù)4)查表10-6得材料的彈性影響系數(shù)5）由教材圖10-21按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)齒數(shù) 7）由圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù)8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，（2）、計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，?。ㄈ∽钚≈担?）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬 4）計(jì)算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 5）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.97m/s ，8級精度，由教材圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.06因?yàn)槭侵饼X齒輪，所以，由表10-2查得使用系數(shù)ka=1

10、；由表10-4用插入法查得8級精度小齒輪支承非對稱時(shí)；由，查圖10-13得，故動(dòng)載系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計(jì)算模數(shù)3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式(1)、確定公式內(nèi)的計(jì)算值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù).3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)s=1.4 則： 4)計(jì)算載荷系數(shù)k5)查取齒型系數(shù)由表10-5查得6）查去應(yīng)力校正系數(shù)7）計(jì)算大、小齒輪的并作比較（2）、設(shè)計(jì)計(jì)算按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算出的模數(shù)為(取最小):比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的

11、模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.05并就接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)： 取大齒輪齒數(shù) 取4、幾何尺寸的計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 則：取小齒輪 大齒輪5、修正計(jì)算結(jié)果1） 查表8-5修正：2）3）齒高h(yuǎn)-=2.25m=2.252.5=5.625 ；查表10-4 修正 由，查圖10-13修正4）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷系數(shù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷系數(shù)5）6） 然而是大齒輪的大7）實(shí)際 均

12、大與計(jì)算的要求值，故齒輪強(qiáng)度足夠。高速級齒輪的參數(shù)如下表f-5表f-5名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm模數(shù)m2.5壓力角齒數(shù)28124傳動(dòng)比i4.426分度圓直徑70310齒頂圓直徑75315齒根圓直徑63.75303.75中心距190齒寬75706、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速大齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)如下表f-6：表f-6名稱結(jié)構(gòu)尺寸經(jīng)驗(yàn)計(jì)算公式結(jié)果/mm轂孔直徑d55輪轂直徑d388輪轂寬度l取76腹板最大直徑d0取270板孔分布圓直徑d1179板孔直徑d2取40腹板厚度c20根據(jù)參數(shù)設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)圖f-1：圖f-1（三）、低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）仍然是選直齒圓柱齒輪。2）輸送機(jī)

13、為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度足夠。3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235hbs，大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為190hbs，二者材料硬度差為45hbs。4）選小齒輪齒數(shù)為z3=22，則大齒輪齒數(shù)z4=i3z3=223.82=84.04，取z4=84.齒數(shù)比2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式（1）、確定公式內(nèi)的各計(jì)數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kt=1.32）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t=t2=468nm=46877nmm3）查表10-7選取齒寬系數(shù)4)查表10-6得材料的彈性影響系數(shù)5）由教材圖10-21按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限6

14、）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)齒數(shù) 7）由圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù)8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，（2）、計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，取。2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬 4）計(jì)算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 5）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.826m/s ，8級精度，由教材圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.05因?yàn)槭侵饼X齒輪，所以，由表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4用插入法查得7級精度小齒輪支承非對稱時(shí)；由，查圖10-13得，故動(dòng)載系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計(jì)算模數(shù)3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式(1)、確定公式內(nèi)的計(jì)算值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎

15、曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù).3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)s=1.4 則： 4)計(jì)算載荷系數(shù)k5)查取齒型系數(shù)由表10-5查得6）查去應(yīng)力校正系數(shù)7）計(jì)算大、小齒輪的并作比較（2）、設(shè)計(jì)計(jì)算按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算出的模數(shù)為(取最大):比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.58并就接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算

16、出小齒輪齒數(shù)： 取大齒輪齒數(shù) 取4、幾何尺寸的計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 則：取小齒輪 大齒輪5、修正計(jì)算結(jié)果1） 查表8-5修正：2）3）齒高h(yuǎn)-=2.25m=2.254=9 ；查表10-4 修正 由，查圖10-13修正4）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷系數(shù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷系數(shù)5）6） 然而是大齒輪的大7）實(shí)際 均大與計(jì)算的要求值，故齒輪強(qiáng)度足夠。低速級齒輪的參數(shù)表如下表f-7表f-7名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm模數(shù)m4壓力角齒數(shù)32109傳動(dòng)比i3.405分度圓直徑128436齒頂圓直徑136444齒根圓直徑118426中心距282齒寬135130四、軸的設(shè)

17、計(jì)（一）、軸的材料選擇和最小直徑估計(jì) 根據(jù)工作條件，初定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的最小直徑計(jì)算公式 ao的值由表15-3確定為：高速軸， 中間軸 ，低速軸。1、 高速軸 因?yàn)楦咚佥S最小直徑處裝大帶輪，設(shè)一個(gè)鍵槽，因此 取2、 中間軸 根據(jù)后面軸承的選擇，取3、 低速軸 安裝聯(lián)軸器設(shè)一個(gè)鍵槽， 再根據(jù)后面密封圈的尺寸，?。ǘp速器的裝配草圖設(shè)計(jì)圖f-2減速器草圖設(shè)計(jì)如上圖f-2（三）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、高速軸1）高速軸的直徑的確定：最小直徑處 安裝大帶輪的外伸軸段，因此（26）：密封處軸段 根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，定位高度 以及密封圈的標(biāo)注，?。?0）：滾動(dòng)軸承軸段 （35） 滾動(dòng)軸承

18、選取6307 ：ddb=35mm72mm17mm:過渡段 由于各級齒輪傳動(dòng)的線速度為2m/s左右，滾動(dòng)軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取(45)齒輪軸段：由于齒輪直徑較小，所以采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。：滾動(dòng)軸承段，(35)2）高速軸各段長度的確定：由于大帶輪的轂孔寬度b=63mm，確定：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定：由滾動(dòng)軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定 (35)：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)確定(100)：由高速齒輪寬度b=55 確定(55)：滾動(dòng)軸承軸段，由裝配關(guān)系，和箱體結(jié)構(gòu)確定(33)2、中間軸1）中間軸各軸段的直徑確定：最小直徑處 滾動(dòng)軸承軸段，因此(40).滾動(dòng)軸承選取6308 ddb=

19、40mm90mm23mm。：低速齒輪軸段 取(42)： 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 取(50) :高速帶齒輪軸段 (42)：滾動(dòng)軸承段，(40)2）中間軸各軸段長度的確定：由滾動(dòng)軸承，擋油盤及裝配關(guān)系 取(35)：由低速小齒輪輪寬b=95 取(93)：軸環(huán)，(20)：由高速齒輪大齒輪輪寬b=52取(50)： (35)3）細(xì)部機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)查（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）表10-1得高速級大齒輪處鍵bhl=12845（t=6.0，r=0.3）；低速級小齒輪鍵bhl=12888（t=6.0，r=0.3）；齒輪輪轂與軸的配合公差選；(42)滾動(dòng)軸承與軸的配合采用過度配合，此軸段的直徑公差選為，(40)各倒角為c2

20、.中間軸的設(shè)計(jì)如下圖f-3：圖f-34、 低速軸1) 低速軸各軸段的直徑確定： 滾動(dòng)軸承軸段，因此.(70)滾動(dòng)軸承選取6214 ddb=70mm125mm24mm。：低速大齒輪軸段 取(80)：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 取(95) : 過度段取，考慮擋油盤的軸向定位： (90)：滾動(dòng)軸承段，(70)：封密軸段處，根據(jù)聯(lián)軸器的定位要求以及封面圈的的標(biāo)注，取(60)：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段(58) 2）低速軸各軸段長度的確定：由滾動(dòng)軸承、擋油盤以及裝配關(guān)系等確定取(37)：由低速大齒輪輪寬b=130mm 取(89)：軸環(huán)，(10)：由由裝配關(guān)系和箱體結(jié)構(gòu)取(47)：滾動(dòng)軸承、擋油盤以

21、及裝配關(guān)系 ,l36=40：由聯(lián)軸器的孔轂l=142 取五、軸的校核c121469（一）、高速軸的校核1、高速軸上作用力的計(jì)算因?yàn)椴捎玫氖侵饼X圓柱齒輪，所以軸向力如下圖f-4，高速軸的力學(xué)模型：齒輪1 圖f-4f-52、支反力的計(jì)算由上面數(shù)學(xué)模型圖知 總長l=283mm1)垂直面受力如右圖f-5：對于點(diǎn)得： 方向向下。對于點(diǎn)得： 方向向下。由上軸的合力 ，校核 計(jì)算無誤圖f-62）水平支反力水平面受力如右圖f-6對于點(diǎn) 對于點(diǎn)得：由上軸的合力 ，校核： 計(jì)算無誤。圖f-7m60176.83）a1 點(diǎn)總支反力 b1 點(diǎn)總支反力 3、繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1）垂直平面內(nèi)的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-7：c1點(diǎn) m16

22、5315圖f-82）水平面彎矩圖如右圖f-8：c1點(diǎn) 175926.96圖f-9m3)合成彎矩圖如右圖f-9：c1點(diǎn) 4、轉(zhuǎn)矩圖圖f-10m109840高速軸的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-10t=5、彎矩強(qiáng)度校核由上面可知c1處截面的轉(zhuǎn)矩最大，是危險(xiǎn)截面，但由于軸和齒輪是采用軸結(jié)構(gòu)，d 和d14=50根相差太大，危險(xiǎn)截面可能會(huì)出現(xiàn)在d1處，如圖f-11：據(jù)選定的軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得當(dāng)危險(xiǎn)截面是c1處時(shí)：齒根圓圖f-12 可見是安全的。當(dāng)危險(xiǎn)截面是d1處時(shí)：垂直平面的彎矩 水平面的彎矩 合成力矩 于是： 也安全。6、安全系數(shù)法疲勞強(qiáng)度校核1）由上面可知，所以d1處是危險(xiǎn)截面2）根據(jù)選定軸

23、45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1確定材料性能：3）抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎曲應(yīng)力: 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力: 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應(yīng)力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應(yīng)力集中系數(shù)：由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉(zhuǎn)系數(shù)軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 則可得綜合系數(shù)：取鋼的特性系數(shù)：則安全系數(shù)如下：s =1.4故 設(shè)計(jì)的軸安全。（二）、中間軸的校核102.5112.567c2d2圖f-131、中間軸上作用力的計(jì)算因?yàn)椴捎玫氖侵饼X圓柱齒輪，所以軸向力如下圖，中間軸的力學(xué)模型如圖f

24、-13齒輪2 齒輪3 2、支反力的計(jì)算由上面數(shù)學(xué)模型圖知 總長l=285mm1)垂直面受力如圖f-14：對于點(diǎn)得： 圖f-14 方向向下對于點(diǎn)得： 方向向下。由上軸的合力 ，校核圖f-15 計(jì)算無誤2）水平支反力如圖f-15對于點(diǎn) =5491.39n對于點(diǎn)得：由上軸的合力 ，校核： 計(jì)算無誤。3）a2 點(diǎn)總支反力 b2 點(diǎn)總支反力 3、繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖m6538-146796.4圖f-161）垂直平面內(nèi)的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-16：c2點(diǎn) m562867.48352627.8圖f-17d2點(diǎn) 2）水平面彎矩圖如右圖f-17：c2點(diǎn) d2點(diǎn) 3)合成彎矩圖如右圖f-18：m581694.9352688.

25、40圖f-18c2點(diǎn) d2點(diǎn) m468770圖f-194、轉(zhuǎn)矩圖中間軸的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-195、彎矩強(qiáng)度校核由上面可知c2處截面的轉(zhuǎn)矩最大，是危險(xiǎn)截面。根據(jù)選定的軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 故安全。6、安全系數(shù)法疲勞強(qiáng)度校核1）由上面可知c2處是危險(xiǎn)截面2）根據(jù)選定軸45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1確定材料性能：3）抗彎截面系數(shù)：c截面有一個(gè)鍵槽 bh=1610 t=6 抗扭截面系數(shù)：彎曲應(yīng)力扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應(yīng)力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.10 =1.68 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應(yīng)力集中系數(shù)：由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附

26、圖3-4得的扭轉(zhuǎn)系數(shù)軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 則可得綜合系數(shù)：取鋼的特性系數(shù)：則安全系數(shù)如下：s=1.4 故 設(shè)計(jì)的軸安全。c321469f-20（三）、低速軸的校核1、低速軸上作用力的計(jì)算因?yàn)椴捎玫氖侵饼X圓柱齒輪，所以軸向力如圖f-20，低速軸的力學(xué)模型：齒輪1 f-212、支反力的計(jì)算由上面數(shù)學(xué)模型圖知 總長l=283mm1)垂直面受力如右圖f-21：對于點(diǎn)得： 方向向下。對于點(diǎn)得： 方向向下。由上軸的合力 ，校核 計(jì)算無誤。2）水平支反力如圖f-22對于點(diǎn)f-22 對于點(diǎn)得：由上軸的合力 ，校核： 計(jì)算無誤。3）a3 點(diǎn)總支反力 圖f-23m-177

27、997.04 b3 點(diǎn)總支反力 3、繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1）垂直平面內(nèi)的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-23：c3點(diǎn) 圖f-24m489043.362）水平面彎矩圖如右圖f-24：c3點(diǎn) 圖f-25520429m3)合成彎矩圖如右圖f-25：m1532690圖f-26c1點(diǎn) +4、轉(zhuǎn)矩圖高速軸的轉(zhuǎn)矩圖如右圖f-26t=5、彎矩強(qiáng)度校核由上面可知c1處截面的轉(zhuǎn)矩最大，是危險(xiǎn)截面。據(jù)選定的軸材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 故是安全的。6、安全系數(shù)法疲勞強(qiáng)度校核1）由上面可知，所以c3處是危險(xiǎn)截面2）根據(jù)選定軸45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1確定材料性能：3）c3處設(shè)一鍵槽 bh=2514 t=9抗彎截面系數(shù)：抗扭

28、截面系數(shù)： 彎曲應(yīng)力: 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力: 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應(yīng)力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.01 =1.45由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)故有效應(yīng)力集中系數(shù)：由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉(zhuǎn)系數(shù)軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 則可得綜合系數(shù)：取鋼的特性系數(shù)：則安全系數(shù)如下：s =1.4故 設(shè)計(jì)的軸安全。六、鍵的選擇和校核（一）、高速軸上鍵的選擇和校核 高速軸上只有安裝大帶輪的鍵。根據(jù)安裝大帶輪處直徑d=31，查（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）表10-1選擇普通平鍵。因?yàn)閹л喌妮嗇瀸抌=63mm，所以選擇的鍵尺寸：bhl=10856 （

29、t=5.0r=0.25）。標(biāo)記：鍵10856 gb/t1096-2003。鍵的工作長度l=l-b=56-10=46mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩。按表6-2差得鍵的靜連接時(shí)需用應(yīng)力 則故高速軸上的鍵強(qiáng)度足夠。（二）、中間軸上的鍵選擇和校核 中間軸上的鍵是用來安裝齒輪的，因此選用圓頭普通平鍵。因?yàn)楦咚佥S上大齒輪的輪寬b=70mm ，軸段直徑d=55mm，所以選用bhl=161063（t=6.0，r=0.3），標(biāo)記：鍵161063gb/t1096-2003 。高速軸上大齒輪的輪寬b=135 ，軸段直徑d=55，所以選用bhl=1610125（t=6.0，r=0.3），

30、標(biāo)記：鍵1610125 gb/t1096-2003 。由于兩個(gè)鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩都相同，所以只要校核短的鍵。短鍵的工作長度l=l-b=63-16=47mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩 則故軸上的鍵強(qiáng)度足夠。（三）、低速軸的鍵選擇和校核低速上有兩個(gè)鍵，一個(gè)是用來安裝低速級大齒輪，另一個(gè)是用來安裝聯(lián)軸器。齒輪選用圓頭普通平鍵，齒輪的軸段的直徑d=95mm，輪寬b=130mm 查表（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）選鍵的參數(shù)：bhl=2514110（t=9.0，r=0.5）標(biāo)記鍵2514110gb/t1096-2003 。鍵的工作長度 l=l-b=110-25=85mm,鍵的接觸高度k=0

31、.5h=0.514=7mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩 則故安裝齒輪的鍵強(qiáng)度足夠。安裝聯(lián)軸器的鍵用單圓頭普通平鍵。由后面的聯(lián)軸器選擇所選的聯(lián)軸器tl10聯(lián)軸器可知 軸孔長度l1=107 又因?yàn)檩S直徑d=65mm，所以選鍵bhl=1811125。標(biāo)記：鍵c1811125 gb/t1096-2003。鍵的工作長度 l=l-b=125-18=107mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.511=5.5mm，傳遞的轉(zhuǎn)矩 則故選的鍵強(qiáng)度足夠。七、滾動(dòng)軸承的選擇和校核（一）、高速軸軸承的選擇和校核1、滾動(dòng)軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由高速軸的設(shè)計(jì)，根據(jù)，選軸承型號為6209，其基本參數(shù)：軸承1軸承22、滾

32、動(dòng)軸承的校核1）軸承受力圖如右圖2）當(dāng)量動(dòng)載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù)3）驗(yàn)算軸承的壽命 因?yàn)?，所以，只需?yàn)算軸承3，軸承預(yù)期壽命與整機(jī)相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命足夠。（二）、中間軸軸承的選擇和校核 1、滾動(dòng)軸承的選擇軸承3軸承4 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由中間軸的設(shè)計(jì)，根據(jù)，選軸承型號為6309，其基本參數(shù)：2、滾動(dòng)軸承的校核1）軸承受力圖如右圖2）當(dāng)量動(dòng)載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù)3）驗(yàn)算軸承的壽命 因?yàn)椋裕恍栩?yàn)算軸承3，軸承預(yù)期壽命與整機(jī)相同，l=1030010=4800

33、0h 所以，軸承壽命足夠。（一）、低速軸軸承的選擇和校核1、滾動(dòng)軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由低速軸的設(shè)計(jì)，根據(jù)，選軸承型號為6217，其基本參數(shù)：軸承5軸承62、滾動(dòng)軸承的校核1）軸承受力圖如右圖2）當(dāng)量動(dòng)載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù)3）驗(yàn)算軸承的壽命 因?yàn)?，所以，只需?yàn)算軸承3，軸承預(yù)期壽命與整機(jī)相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命足夠。八、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸（低速軸）選用彈性主銷聯(lián)軸器，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）表13-4，選用htl10，公稱轉(zhuǎn)矩為2000n.mm，孔徑d=65，l=143，需用轉(zhuǎn)速為1700r/min，故適用。標(biāo)記 聯(lián)軸器。九、箱體的設(shè)計(jì)箱體各部分尺寸關(guān)系如下表f-8：