機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計單級圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、目 錄序 言1第一張 傳動方案擬定21.1傳動方案擬定21.2傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點：21.3方案分析3第二章 電動機(jī)的選擇計算42.1選擇電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式42.2電動機(jī)容量的選擇5第三章 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算73.1計算總傳動比及分配各級的傳動比73.2計算傳動裝置的運動參數(shù)及動力參數(shù)7第四章 帶輪的設(shè)計計算94.1 v帶的設(shè)計9第五章 斜齒輪的計算115.1 齒輪參數(shù)計算11第六章 軸的設(shè)計166.1 軸的概述166.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計176.3 軸的設(shè)計計算196.4 低速軸的設(shè)計216.5 高速軸的校核32第七章 軸承的設(shè)計及校核397.1主動軸軸承的設(shè)計與校核397.2從

2、動軸軸承的設(shè)計與校核41第八章 鍵連接的選擇和校核45第九章 聯(lián)軸器的選用479.1 聯(lián)軸器的功用479.2 聯(lián)軸器的類型特點479.3 聯(lián)軸器的選用489.4 聯(lián)軸器材料48第十章 箱體設(shè)計5010.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計5010.2減速箱附件的選擇52第十一章 減速器潤滑密封57第十二章 pro/e展示58第十三章 結(jié)論63參考文獻(xiàn)64致 謝65序 言減速器作為一種傳動裝置廣泛用于各種機(jī)械產(chǎn)品和裝備中，因此，提高其承載能力，延長使用壽命，減小其體積和質(zhì)量等，都是很有意義的，而目前在單級傳動齒輪減速器的設(shè)計方面，許多企業(yè)和研究所都是應(yīng)用手工設(shè)計計算的方法，設(shè)計過程瑣碎而且在好多方面都是通過先估計出

3、參數(shù)然后再校核計算的過程。這對于設(shè)計者來說是枯燥無味的，進(jìn)行的是重復(fù)性工作，基本沒有創(chuàng)造性；對于企業(yè)來說增加了產(chǎn)品的成本且不易控制產(chǎn)品質(zhì)量。這些對提高生產(chǎn)力，提高經(jīng)濟(jì)效益都是不利的。本次課程設(shè)計就是針對單級圓柱齒輪減速器的體積進(jìn)行設(shè)計，其意義在于利用已學(xué)的基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識，熟悉工程設(shè)計的一般過程，同時把先進(jìn)的設(shè)計方法、理念應(yīng)用于設(shè)計中，為新技術(shù)時代的到來打下基礎(chǔ)。第一張 傳動方案擬定1.1傳動方案擬定第35組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動?？傮w布置簡圖如下：圖 1-1 傳動方案設(shè)計簡圖工作條件：帶式輸送機(jī)連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差5% ；三班制工作（每班

4、按8小時計算），使用期限10年，小批量生產(chǎn)。 原始數(shù)據(jù)：帶送帶拉力f=220n；傳送帶帶速v=1.80m/s；滾筒直徑d=450mm；每日工作時數(shù)h=24；工作年限：10年。1.2傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點：機(jī)器一般是由原動機(jī)、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機(jī)的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機(jī)器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機(jī)器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護(hù)方便。本設(shè)計中原動機(jī)為電動機(jī)，工作機(jī)為皮帶輸送機(jī)。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級

5、傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護(hù)的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機(jī)器中應(yīng)用最為廣泛的機(jī)構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用ht200灰鑄鐵鑄造而成。1.3方案分析 傳動裝置總體設(shè)計的目的是確定傳動方案、選定電機(jī)型號、合理分配傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為計算各級傳動件準(zhǔn)備條件。 設(shè)計這種減速器時應(yīng)注意：1)軸的剛度宜取大些；2)轉(zhuǎn)矩應(yīng)從離齒輪遠(yuǎn)的軸端輸入，

6、以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；3)采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側(cè)為左旋，另一側(cè)為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調(diào)整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應(yīng)能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。 第二章 電動機(jī)的選擇計算合理的選擇電動機(jī)是正確使用的先決條件。選擇恰當(dāng)，電動機(jī)就能安全、經(jīng)濟(jì)、可靠地運行；選擇得不合適，輕者造成浪費，重者燒毀電動機(jī)。2.1選擇電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式電動機(jī)的型號很多，如無特殊要求通常選用

7、y系列異步電動機(jī)。與單相異步電動機(jī)相比，三相異步電動機(jī)運行性能好，并可節(jié)省各種材料。按轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的不同，三相異步電動機(jī)可分為籠式和繞線式兩種?；\式轉(zhuǎn)子的異步電動機(jī)結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠、重量輕、價格便宜，得到了廣泛的應(yīng)用。y系列電動機(jī)是全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機(jī)，是全國統(tǒng)一設(shè)計的基本系列，它同時是符合jb/t9616-1999和iec34-1標(biāo)準(zhǔn)的有關(guān)規(guī)定，具有國際互換的特點。y系列電動機(jī)具有高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、可靠性高、使用維護(hù)方便等特點。 y系列電動機(jī)廣泛應(yīng)用于不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的一般場合和特殊要求的機(jī)械設(shè)備上，如金屬切削機(jī)床、泵、風(fēng)機(jī)、運輸機(jī)械、攪拌機(jī)食品機(jī)

8、械等。 圖2-1 y系列三相異步電動機(jī)使用條件：環(huán)境溫度：-1540 額定電壓：380v，可選220-760v之間任何電壓值 連接方式：3kw及以下y接法、4kw及以上為接法2.2電動機(jī)容量的選擇電動機(jī)功率的選擇 電動機(jī)功率的選擇對電動機(jī)的工作和經(jīng)濟(jì)性都有影響。電動機(jī)的功率不能選擇過小，否則難于啟動或者勉強(qiáng)啟動，使運轉(zhuǎn)電流超過電動機(jī)的額定電流，導(dǎo)致電動機(jī)過熱以致燒損。電動機(jī)的功率也不能選擇太大，否則不但浪費投資，而且電動機(jī)在低負(fù)荷下運行，其功率和功率因數(shù)都不高，造成功率浪費。 （1） 傳動裝置的總功率：由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計書表10-2選?。簬л喌膫鲃有?=0.96：角接觸軸承傳動效率 （一對）

9、 =0.99：齒輪傳動效率 =0.97：聯(lián)軸器效率 =0.99：傳動卷筒效率 =0.96總（2）電機(jī)所需的工作功率： 根據(jù)帶式運輸機(jī)的工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)的效率 w=0.96，則： =fv/(1000w)=4.125kw電動機(jī)的輸出功率：因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率略大于即可。由表19-1所示y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選取的大局的額定功率為5.5 （3）確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000v/d=6010001.8/450=73.38r/min 按書表22推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為ia

10、=624。則電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：n筒=（624）73.38=440.251761r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。 同步電動機(jī)轉(zhuǎn)速為1500r/min、1000r/min和750r/min電動機(jī)對應(yīng)額定功率=5.5kw的電動機(jī)型號分別為y132s-4型,y132m2-6和y160m2-8型電動機(jī)有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得方案比較表 11方案電動機(jī)型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1y132s-45.5150014402y132m2-65.510009603y160m2-85.5750715 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動

11、機(jī)型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1方案比較適合，則選n=1500r/min，即選y132s-4三相異步電動機(jī)，圖2-2 電動機(jī)的有關(guān)參數(shù)y132s-4型的技術(shù)參數(shù)見表1-2。表1-2 y132s-4型電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)電機(jī)型號功率p/kw滿載轉(zhuǎn)速n/（r/min）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩nm最大轉(zhuǎn)矩nmy132s-65.514402.22.3第三章 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算3.1計算總傳動比及分配各級的傳動比 (1)總傳動比： 根據(jù)電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n電動及工作機(jī)轉(zhuǎn)速n筒，可得傳動裝置所要求的總傳動比為： i總=n電動/n筒=1440/73.38=

12、19.62(2) 分配各級傳動比 據(jù)指導(dǎo)書表2-1，斜齒輪i齒輪=5.5（單級減速器斜齒輪i=36合理） i總=i齒輪i帶 i帶=i總/i齒輪=19.624/5.5=3.6 3.2計算傳動裝置的運動參數(shù)及動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速軸1：=n=1440 r/min軸2：=/=1440/3.6=400 r/min軸3：=/=400/5.5 =72.73 r/min卷筒軸: =72.73 r/min(2)各軸功率軸1： =4.7578 kw軸2：=. =4.75780.96=4.5675 kw軸3：=4.56750.990.97=4.3862 kw（3）計算各軸轉(zhuǎn)矩（n;m） t1=9550/=9550

13、4.7578/1440= 31554 nmm t2=9550/=95504.5675/400= 109049 nmmt3=9550/=95504.3862/72.73= 575941 nmm將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進(jìn)行整理并列于下表：表3.1 帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸 名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/n.mm轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動比效率電機(jī)軸4.757831554144011軸4.75783155414405.50.96軸4.56751090494003.60.97軸4.386257594172.73第四章 帶輪的設(shè)計計算4.1 v帶的設(shè)計1、確定計算功率 由表8-7查的工作情況系數(shù)=1.3，

14、故2、選擇v帶的帶型 根據(jù)、ni由課本圖8-10選用a型3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v （1）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=85 mm。 （2）驗算帶v。按式（8-13）驗算帶的速度m/s因為5 m/sv30m/s,故帶速合適。 （3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑=i帶=3.685=306 mm查表8-8，圓整為=315 mm。4、確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度（1） 確定帶長和中心矩 根據(jù)課本得 即 0.7(85+315)a02(85+315) 所以有：280mma0800mm初定中心距a0=500（2） 由課本式（8-22）得計算帶所需的基準(zhǔn)長度 l0=2a0+1

15、.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+1.57(85+315)+(315-85)2/4500 =1650.45 mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度l0=1600 mm（3） 根據(jù)課本式（8-23）計算實際中心距a。=500+（1600-1650.45）/2=474.78 mm中心距的變化范圍為443至515mm。5、 驗算小帶輪包角 所以包角合適。6、確定帶的根數(shù)z(1)計算單根v帶的額定功率。 由= 90 mm 和= 1440(r/min)，根據(jù)課本表（8-4a）得=0.94kw再由= 1440(r/min)和i=3.6和a帶型，根據(jù)課本表8-4b得 =0.17kw根

16、據(jù)課本表8-5得 =0.84 ，查表8-2得 =0.99 。由課本式 pr=(+) 得pr=(+) =（0.94+0.17）0.840.99=0.923kw（2）計算v帶的根數(shù)zz= =3.9/0.923=7.7465圓整去8根7、計算單根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=0.1kq/m，所以=176.72 n應(yīng)使帶的設(shè)計初拉力。8、計算壓軸力壓力軸的最小值為=2508.04 n第五章 斜齒輪的計算 齒輪傳動的適用范圍很廣，傳遞功率可高達(dá)數(shù)萬千瓦，圓周速度可達(dá)150ms(最高300ms)，直徑能做到10m以上，單級傳動比可達(dá)8或更大，因此在機(jī)器中應(yīng)用很廣。 5.1 齒輪參

17、數(shù)計算 1、選精度等級、材料及齒數(shù) 1 運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用6級和7級精度（gb10095-88）。2 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪40c r（調(diào)質(zhì)）硬度280hbs ，大齒輪45#鋼（調(diào)質(zhì)）硬度240hbs；（硬度差40hbs）。3 選擇初選螺旋角=14度，取z1=20，z2=20*5.5=110。2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（10-21）試算，即d1t（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)kt=1.6。2) 查閱圖10-30查得，選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433。3) 查閱圖10-26查得，=0.74, =0.9,則：=+=0.74+0.9=1.644) 查閱圖10

18、-21d可得，按齒面硬度查得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=550mpa5) 查閱表10-7可得，選取持寬系數(shù)=16) 查閱表10-6可得，材料的彈性影響系數(shù)ze=189.87) 查閱式10-13可得，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 8) 查閱圖10-19可得，接觸疲勞強(qiáng)度系數(shù)khn1=0.9，khn2=0.959) 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（簡明機(jī)械零件設(shè)計手冊）=0.9600540 mpa=0.95550522.5 mpa（2） 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式d1t得d1t=59.48mm2) 計算圓周速度v=1.245m/

19、s3) 計算齒寬b及模數(shù)mnt.b=dd1t=159.48=59.48mm mnt=2.886h=2.25mnt=2.252.886=6.4927mm=59.48/6.4927=9.1614) 計算縱向重合度=0.318120=1.58575) 計算載荷系數(shù)k查閱資料可得使用系數(shù)ka=1，根據(jù)v=1.245 m/s，7級精度，查閱圖10-8可得動載荷系數(shù)kv=1.11，查閱表10-4可得， =1.42，查閱圖10-13可得，查閱表10-3可得，6) 計算動載荷系數(shù)7) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由試（10-10a）得，d1=d1t=59.48=66.24 mm8) 計算模數(shù)mnmn

20、=3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式（10-17） mn（1） 確定計算參數(shù)1) 由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度=560mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=531mpa2) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，kfn1=0.85，kfn2=0.883) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，由式10-12得：=303.57 mpa=238.86mpa4) 計算載荷系數(shù)k。5) 根據(jù)縱向重合度1.5857，查閱圖10-38可得，螺旋角影響系數(shù)y=0.88。6) 計算當(dāng)量齒數(shù)。 =21.8938=120.4167) 查取齒形系數(shù)。由表10-5可得：yfa1=2.72，yfa2=2.168)

21、查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5可得：ysa1=1.55，ysa2=1.819) 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算 mn=2.147mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，mn2.5，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=66.24 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z1=25.71mm取z1=25，則z2=uz1=5.525=137.5，圓整取z2=137。5.幾何尺寸計算 計算中心矩a=209.4mm圓整中心矩 a=210mm 按圓整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=14.70因值

22、改變不多，故參數(shù)、zh等不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=64.615mmd2=355.385mm 計算齒輪寬度b=164.615=64.615mm圓整后取 b2=65mm，b1=70mm 驗算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 斜齒輪傳動各參數(shù)見表5-1。名稱符號計算公式高速齒輪數(shù)值低速齒輪數(shù)值螺旋角14.7法面模數(shù)2.5端面模數(shù)2.585法面壓力角20端面壓力角20.626法面壓力角=7.854端面齒距=8.1169法面基圓齒距7.38法面頂高系數(shù)1法面頂系數(shù)0.25分度圓直徑d64.615354.09基圓直徑60.4732332.73591齒頂高=2.52.5齒跟高=（

23、+）3.1253.125齒頂圓直徑69.615359.09齒根圓直徑58.365347.84標(biāo)準(zhǔn)中心距a=210表5-1 斜齒輪參數(shù)表第六章 軸的設(shè)計 機(jī)器上所安裝的旋轉(zhuǎn)零件，例如帶輪、齒輪、聯(lián)軸器和離合器等都必須用軸來支承，才能正常工作，因此軸是機(jī)械中不可缺少的重要零件。本章將討論軸的類型、軸的材料和輪轂聯(lián)接，重點是軸的設(shè)計問題，其包括軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強(qiáng)度計算。結(jié)構(gòu)設(shè)計是合理確定軸的形狀和尺寸，它除應(yīng)考慮軸的強(qiáng)度和剛度外，還要考慮使用、加工和裝配等方面的許多因素。6.1 軸的概述1、 軸的分類按軸受的載荷和功用可分為： 1.心軸：只承受彎矩不承受扭矩的軸，主要用于支承回轉(zhuǎn)零件。如.車輛軸和滑輪

24、軸。 2.傳動軸：只承受扭矩不承受彎矩或承受很小的彎矩的軸,主要用于傳遞轉(zhuǎn)矩。如汽車的傳動軸。 3.轉(zhuǎn)軸：同時承受彎矩和扭矩的軸，既支承零件又傳遞轉(zhuǎn)矩。如減速器軸。圖6.1 軸2、 軸的材料 主要承受彎矩和扭矩。軸的失效形式是疲勞斷裂，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度、韌性和耐磨性。軸的材料從以下中選取：1. 碳素鋼優(yōu)質(zhì)碳素鋼具有較好的機(jī)械性能，對應(yīng)力集中敏感性較低，價格便宜，應(yīng)用廣泛。例如：35、45、50等優(yōu)質(zhì)碳素鋼。一般軸采用45鋼，經(jīng)過調(diào)質(zhì)或正火處理；有耐磨性要求的軸段，應(yīng)進(jìn)行表面淬火及低溫回火處理 。輕載或不重要的軸，使用普通碳素鋼q235、q275等。2. 合金鋼 合金鋼具有較高的機(jī)械性能，對應(yīng)力

25、集中比較敏感，淬火性較好，熱處理變形小，價格較貴。多使用于要求重量輕和軸頸耐磨性的軸。例如：汽輪發(fā)電機(jī)軸要求，在高速、高溫重載下工作，采用27cr2mo1v、38crmoala等?；瑒虞S承的高速軸，采用20cr、20crmnti等。3. 球墨鑄鐵 球墨鑄鐵吸振性和耐磨性好，對應(yīng)力集中敏感低，價格低廉，使用鑄造制成外形復(fù)雜的軸。例如：內(nèi)燃機(jī)中的曲軸。6.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案 擬定軸上零件的裝配方案是進(jìn)行軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的前提，它決定著軸的基本形式，例如圖7-2。圖 6-2 如圖7-2所示為一齒輪減速器中的的高速軸。軸上與軸承配合的部份稱為軸頸，與傳動零件配合的部份稱為軸頭，

26、連接軸頸與軸頭的非配合部份稱為軸身，起定位作用的階梯軸上截面變化的部分稱為軸肩。 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本要求有：1. 便于軸上零件的裝配 軸的結(jié)構(gòu)外形主要取決于軸在箱體上的安裝位置及形式，軸上零件的布置和固定方式，受力情況和加工工藝等。為了便于軸上零件的裝拆，將軸制成階梯軸，中間直徑最大，向兩端逐漸直徑減小。近似為等強(qiáng)度軸。2. 保證軸上零件的準(zhǔn)確定位和可靠固定軸上零件的軸向定位方法主要有：軸肩定位、套筒定位、圓螺母定位、軸端擋圈定位和軸承端蓋定位。1） 軸向定位的固定圖 6-3 軸肩或軸環(huán)：軸肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用軸肩定位會使軸的直徑加大，而且軸肩處由于軸徑的突變而產(chǎn)生應(yīng)力集中。因此

27、，多用于軸向力較大的場合。定位軸肩的高度h=(0.070.1)d，d為與零件相配處的軸徑尺寸。要求r軸r孔或r軸0.07d，故取h=4mm，則軸環(huán)的直徑取d5-6=70mm，軸環(huán)的寬度b1.4h 取l5-6=15mm。2）零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。齒輪按安裝大齒輪處軸的直徑為62mm，由機(jī)械零件手冊查得平鍵bh=18mm1150mm（ gb/t 1095-1979），健槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器與軸的配合為h7/n6；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵bh=14mm9mm70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k

28、6。角接觸軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。3） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2.，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖。5、確定軸上的載荷 計算該軸的支反力（），彎矩（m），扭矩（t）受力圖如圖7-7所示。水平面支反力：=垂直平面支反力：=1910.2n=690.54n1) 確定軸上的彎矩1 做彎矩圖水平彎矩圖，如圖6-7 c所示。38.1=94157.6153垂直面彎矩圖，如圖6-7 e所示。c點左邊：110982.62c點右邊：40120.374求合成彎矩m,作出合成彎矩圖，如圖6-7 f所示。c點左邊：145543.115c點右邊

29、：102348.922 作扭矩t圖，如圖6-7 g所示。t2=575941 作合成彎矩如圖7-7 k所示，該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮，取。c點左邊：c點右邊：根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-7）。圖6-7 軸的載荷分析圖6、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度： 軸的材料40cr，查表得：，故安全。7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1) 判斷危險截面： 軸1的危險截面為上圖所示的截面c和截面b，其中截面c為高危截面。所以校核截面c兩側(cè)即可。2) 截面c右側(cè)：抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面c右側(cè)的彎矩： 截面c上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料

30、為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。由， ，經(jīng)插值后可查得：，由由附表3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為：，故可得有效應(yīng)力集中系數(shù)：由附表3-2的尺寸系數(shù)，由附表3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：。軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，得綜合系數(shù)值為：合金鋼的特性系數(shù)： 于是，可計算安全系數(shù)sca值如下：故安全。3) 截面c左側(cè)抗彎截面系數(shù)w按表15-4中的公式計算?？古そ孛嫦禂?shù)彎矩及彎曲應(yīng)力為 截面c上的扭矩t截面上的彎曲應(yīng)力 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的,由附表3-8用插值法求出，并取 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量為：截面上由于軸肩

31、而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，由， ，可查得：，軸的材料的敏性系數(shù)為：，故可得有效應(yīng)力集中系數(shù)：尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：。軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，得綜合系數(shù)值為：軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，得綜合系數(shù)值為：材料特性系數(shù)：所以軸在截面b右側(cè)的安全系數(shù)為：計算安全系數(shù)sca值如下：故安全。8、 繪制軸的工作圖，如圖6-8所示圖6-8 軸的工作圖6.5 高速軸的校核圖6-9 高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配1、 求軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面的數(shù)據(jù)可知：2、求齒輪上的作用力1 小齒輪分度圓直徑：d1=64.615mm2 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：=109049nmm3 求圓周力：ft4 求徑向力

32、fr fr=fttan=3375.346tan200=1270.065n5 求橫向力fa=885.5nft，fr、fa的方向如圖6-11所示3、 確定軸各段直徑和長度圖6-10 軸的結(jié)構(gòu)與裝配1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段自己與長度從大帶輪開始右起第一段。由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取，故取d1-1=27mm。由于在l1-1這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強(qiáng)度，故。此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定又帶輪的寬度 b=（z-1）e+2f =（8-1）15+29=123 mm 。為了使帶輪上的擋板壓緊

33、帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度可小于其輪轂值，取根據(jù)公式l=（1.5-2.0）d 則取l1-1=54mm。右起第二段。直徑取d2-3=32mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為62mm，則取第二段的長度l2-3=82mm右起第三段。初選滾動軸承。一般運輸機(jī)傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇7007c型軸承。查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13.3得，7007c的基本尺寸：d=35mm、d=62mm、b=14。安裝尺寸為：=41mm、=56mm，則d3-4=35mm。故，要求在這此處的定位套筒的長度為10，

34、因此取l3-4=26mm。右起第四段。為套筒的定位軸肩，取d4-5=40mm，由于齒輪距箱體的內(nèi)壁有一段距離，長度取l4-5= 16.5mm。右起第五段。該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為69.615mm，分度圓直徑為64.615mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為d5=69.615mm，長度為l5-6=70mm。右起第六段。為滾筒的定位軸肩，與第四段一樣，取d6=40mm，長度取l6-7= 16.5mm右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為d7=35mm，長度l7-8=26mm2）零件的周向定位帶與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。齒輪按安裝大齒輪處軸的直徑為27mm，由機(jī)械零件手

35、冊查得平鍵bh=8mm7mm（ gb/t 1095-1979），健槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為了保證帶與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器與軸的配合為h7/n6；4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2.，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖。4、計算各點支反力 (6)計算極點彎矩：總的彎矩：高速軸的受力圖與彎矩圖如圖6-11圖6-11 軸的載荷分析圖5、 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：由軸做單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 由軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查的。因此，故安全。6、 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度a. 判斷危險截面： 軸1的危險截

36、面為圖所示的截面c和截面b，其中截面c為高危截面。而這里c面為齒輪軸，在齒輪上的直徑比軸左側(cè)的直徑要大很多，因此校核截面c右側(cè)即可。b. 精確校核截面c右側(cè)：抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面c左側(cè)的彎矩： 截面c上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。查得：截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，由與 ，可查得：，軸的材料的敏性系數(shù)為：，故可得有效應(yīng)力集中系數(shù)： 尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：。軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，得綜合系數(shù)值為：合金鋼的特性系數(shù)： 于是，可計算安全系數(shù)值如下： 故安全。7、繪制軸的工作圖，見圖6.12。

37、圖6.12 圓柱齒輪軸第七章 軸承的設(shè)計及校核7.1主動軸軸承的設(shè)計與校核 由前面的數(shù)據(jù)選取從動軸軸承選擇70007c。由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13-3可知角接觸球軸承70007c的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，b=14mm，d=62mm，d=35mm。根據(jù)設(shè)計條件，軸承的預(yù)期壽命為：1、求兩軸承受到的徑向載荷前面已算得徑向負(fù)荷=1219.64n ，=850.32n，=72.23r/min，將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-1。圖7-1 軸承的受力分析圖由軸設(shè)計哪里可知:1) 水平面支反力：=2) 垂直平面支反力： 3) 徑向載荷2、求兩軸承的計算軸向力對于700

38、00c型軸承，按表13-7軸承的派生軸向力，其中，e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由 /的大小來確定，由于軸承的軸向力未知，先初取e=0.4，因此可估算=由表13-5進(jìn)行插值計算，得，。在計算=兩次計算的值相差不大，因此確定，3、 計算當(dāng)量動載荷和因為由表13-5分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為x=0.44,因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。則4、計算軸承壽命對于角接觸球軸承，取=3，因，所以按軸承a的受力大小驗算而軸承的預(yù)期壽命為：，。故所選軸承每隔1.5年的樣子就要換軸承。7.2從動軸軸承的設(shè)計與校核 由前面的數(shù)據(jù)選取從動軸軸承選擇72011c

39、。由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13-3可知角接觸球軸承7011c的基本額定動載荷、基本額定靜載荷，b=18mm, d=90mm,d=65mm。根據(jù)設(shè)計條件，軸承的預(yù)期壽命為：1、求兩軸承受到的徑向載荷前面已算得徑向負(fù)荷=1219.64n ，=850.32n，=72.23r/min，將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-2。圖7-2 低速軸的受力分析由軸設(shè)計哪里可知:4) 水平面支反力：=5) 垂直平面支反力：=1910.2n=690.54n6) 徑向載荷2、求兩軸承的計算軸向力對于70000c型軸承，按表13-7軸承的派生軸向力，其中，e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由 /

40、的大小來確定，由于軸承的軸向力未知，先初取e=0.4，因此可估算=由表13-5進(jìn)行插值計算，得，。在計算=兩次計算的值相差不大，因此確定，4、 計算當(dāng)量動載荷和因為由表13-5分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為x=0.44,因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。則4、計算軸承壽命對于角接觸球軸承，取=3，因，所以按軸承a的受力大小驗算而軸承的預(yù)期壽命為：，。故所選軸承滿足壽命要求。第八章 鍵連接的選擇和校核1、 輸入軸連接帶輪處鍵的設(shè)計與校核輸入軸外伸端直徑d=27mm，考慮到鍵在軸中部安裝，根據(jù)書表6-1中，選圓頭普通a型平鍵，鍵gb/t 109520

41、03，寬度，深度，鍵長l36mm。選擇45鋼，則其擠壓強(qiáng)度公式為，并取，則其工作表面的擠壓應(yīng)力為由表6-2查得可知，當(dāng)載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓強(qiáng)度要求。2、 輸出軸外伸端鍵的設(shè)計與校核 直徑d=45mm,考慮到鍵在軸中部安裝，根據(jù)書表6-1，選圓頭普通a型平鍵，鍵gb/t 10952003，寬度，深度，鍵長l=70mm。選擇45鋼，則其擠壓強(qiáng)度公式為，并取，則其工作表面的擠壓應(yīng)力為由參表6-2查得可知，當(dāng)載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓強(qiáng)度要求。3、 安裝低速齒輪處的鍵的設(shè)計與校核1 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應(yīng)選用平鍵連接。由

42、于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選圓頭普通a型平鍵。 根據(jù)安裝齒輪處軸的直徑為d=62mm，根據(jù)參考表6-1，查得鍵的截面尺寸為鍵，即寬度，深度（gb/t 10952003），由輪轂寬為60，鍵長取標(biāo)準(zhǔn)l=50mm。2、 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是剛，由表6-2查得其許用應(yīng)力，取其平均值，=135mpa。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由6-1 公式可得 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以連接能滿足擠壓強(qiáng)度要求。第九章 聯(lián)軸器的選用9.1 聯(lián)軸器的功用聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補(bǔ)償兩軸偏移的能力，為了減少機(jī)械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應(yīng)具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護(hù)作用。9.2 聯(lián)軸器的類型特點剛性聯(lián)軸器：剛性聯(lián)軸器不具有補(bǔ)償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜。只有在載