分流式二圓柱齒輪減速器課程設計

1、機械設計程設計計算說明書題 目 二級分流式減速器 指導教師 王艾倫 院 系 機電工程學院 班 級 機械0906 學 號 0808090717 姓 名 陳 良 完成時間 2012年3月 目錄1. 設計任務書·························· 22. 傳動方案的擬定·····

2、···················· 23. 電動機的選擇和計算························· 24. 傳動比的分配·

3、;·························· 45. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算·············· 56. 齒輪的傳動設計····

4、3;·················67. 軸的設計························· 178. 軸的校核····

5、3;···················· 259. 軸承的選擇和校核計算·················2710. 鍵聯(lián)接選擇與校核·······

6、3;············· 2911. 聯(lián)軸器的選擇···················· 3212. 箱體附件設計············&#

7、183;········ 3213. 潤滑方式及密封形式的選擇············· 3314. 箱體設計··················3415. 課程設計總結(jié)···&#

8、183;························· 3516. 參考資料······················

9、83;······ 3639 / 40文檔可自由編輯打印計 算 及 說 明結(jié) 果1 .設計任務書1.1工作條件與技術(shù)要求：輸送帶速度允許誤差為±5。輸送機效率為w=0.96；工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，有輕微沖擊，工作年限為5年，工作環(huán)境：室內(nèi)，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V ；檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產(chǎn)批量：一般機械廠，小批量生產(chǎn)。 1.2 設計內(nèi)容（1）確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖；（2）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（3）傳

10、動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；（4）繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1張（A0）;（5）繪制減速器箱體零件圖1張（A1）、齒輪及軸的零件圖各1張（A2） 1.3 原始數(shù)據(jù)運輸帶曳引力F（KN）：2運輸帶速度V（m/s）： 1.2滾筒直徑D (mm)： 3002傳動方案的擬定輸送機由電動機驅(qū)動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。=14600hF=2000NV=1.2m/sD=300mm兩級分流式

11、圓柱齒輪減速器3電動機的選擇和計算1 選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2 選擇電動機的容量1）滾筒所需功率： =FV/1000=2000×1.2/1000=3.0kw滾筒的轉(zhuǎn)速=60×1000V/D=63.7r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為： 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，是滾筒的效率，=0.99，=0.98，=0.98 =0.96 0.85 3）確定電動機的額定功率電動機的輸出功率為=/ =3.0/0.85=3.53kw 確定電動機的額定功率 選定電動機的額定功率=4kw 3、 選擇電動機的

12、轉(zhuǎn)速 =63.7 r/mi 該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為=860 則總傳動比可取 8至60之間 則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為=8=8×63.7=509.6r/min =60=60×63.7=3822r/min可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min 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 的兩種電動機進行比較，如下表： 由參考文獻1中表16-1查得：方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉(zhuǎn)速n/(r/min)計算得總傳動比質(zhì)量/kg同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132M

13、1-64100096015.72.2732Y112M-641500144022.52.243 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Y132M1-6 電動機的技術(shù)參數(shù)和外型、安裝尺寸型號ABCDEFGHY132M1-62161788938801033132KABACADHDBBL12280135210315238515四各級傳動比分配4.1 計算總傳動比由參考文獻1 機械設計課程設計中表20-2查得：滿載轉(zhuǎn)速nm= 960r / min；總傳動比i=nm / n=960/ 63.7=15.074.2 分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設計課

14、程設計中表23各級傳動中分配各級傳動比 取高速級的圓柱齒輪傳動比 1.4，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =/=/1.4=4.59 =3.28=3.0kw=63.7 r/mi =0.85=3.53kw=4 kw電動機型號為Y132M1-8i=15.07=4.59 =3.28五 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，減速器高速級軸為軸，中速軸為軸低速級軸為軸，滾筒軸為軸，則 = 960 r/min 960/4.58 r/min=209.2 r/min 209.2/ 3.28=63.7r/min解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為±5范圍內(nèi)2按電動機額定功率計算各軸輸入功率

15、 =4kw =4×0.99 kw=3.96kw =3.96×0.98×0.98 kw =3.80kw =3.80×0.98×0.98 kw =3.65kw =3.65×0.98×0.99 kw =3.54kw2. 各軸轉(zhuǎn)矩 =9550×4/960 =39.79 =9550×3.96/960 =39.39 =9550×3.80/209.2 =173.47 =9550×3.65/63.7 =547.21=9550×3.54/63.7 =530.72 表3 軸的運動及動力參數(shù)項目電

16、動機軸I高速級軸II中間軸III低速級軸IV滾筒軸V轉(zhuǎn)速（r/min）960960209.263.763.7功率（kw）43.963.803.653.54轉(zhuǎn)矩()39.7939.39173.47547.21530.72傳動比14.593.281效率0.990.960.960.97六、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（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS，大齒輪材料為

17、45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220 HBS，二者的硬度差為40 HBS。 d . 初選小齒輪齒數(shù)=28，則大齒輪齒數(shù)=4.59=4.59×24= 110.16 取z=110 e .初選螺旋角= f .選取齒寬系數(shù)： =0.82）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a . 試選=1.6b. 分流式小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=/2=19.70 c. 查圖表（P217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（P215圖10-26）得 =0.77 ，=0.89=0.77+0.89=1.66=14600h則應力循環(huán)次數(shù) =6.4&

18、#215;/4.16=1.6× g、查閱參考文獻2機械設計中圖10-19查第2條線查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91，KHN2=0.97。9、計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1。查閱參考文獻2機械設計中圖10-21d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。 則=（+）/2 =（509.6+504.4）/2=507MPaa. 按式計算小齒輪分度圓直徑 mm =40.48mm b. 計算圓周速度 =3.14×40.48×9600/（60×1000）m/s =2.03m/sc. 計算齒寬b及模數(shù)b=0.8×40.48mm=32

19、.38 mm =cos/=1.64mm h =2.25=2.25×1.64 mm=3.69mm b/h=32.38 /3.69=8.77 d. 計算縱向重合度 =0.318tan =0.318×0.8×24×tan=1.52 e. 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)有輕微沖擊， 使用系數(shù)=1.25，根據(jù)V=2.03 m/s，7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數(shù)=1.09；查表10-4接觸疲勞齒向載荷分布系數(shù) 的值與直齒輪相同得=1.134 彎曲強度計算齒向載荷系數(shù)查圖（圖10-13）得=1.221查表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.4 由式 得載荷系數(shù)

20、=1.25×1.09×1.4×1.134=2.16 f. 按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑 由式 得 mm=44.74mm g. 計算模數(shù) =cos/=44.74×cos/22mm =1.81mm 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 得=1.25×1.09×1.4×1.221=2.33b. 根據(jù)縱向重合度=1.52 查圖表（圖10-28）得螺旋角影響系數(shù)=0.88c. 計算當量齒數(shù)=26.3=120.4d. 查取齒形系數(shù)查圖表（P200表10-5）=2.588，=2.178e. 查取

21、應力校正系數(shù)查圖表（P200表10-5）=1.596 ，=1.792f. 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 g. 計算大小齒輪的并加以比較 =2.588×1.596/303.57=0.01372 =2.178×1.792/238.86=0.01634大齒輪的數(shù)值大設計計算 mm =1.59mm 由以上計算結(jié)果，取=2 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=44.74mm計算應有的齒數(shù)=44.74×cos/2=23.05

22、 取23取=23，則=4.59×23=105.57 取106（4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距 mm =132.95mm將中心距圓整為133mm2） 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 =23×2/cos =47.4 mm 取整47mm =106×2/ cos =218.5. mm 取整219mm4） 計算齒輪寬度 =0.8×47.4mm=37.6mm圓整后取=35mm ，=40mm5） 結(jié)構(gòu)設計 由e2，小齒輪做成齒輪軸 ，由160mm<<500mm ，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)2.

23、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280HBS 大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS d. 初選小齒輪齒數(shù)=24 ，=24×3.28=78,7 e. 選取齒寬系數(shù)=1.0（2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a. 試選=1.3b. 確定小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=173.47 =1.73×c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=67

24、0MPa ，=610MPae. 由式確定應力循環(huán)次數(shù)=60×175.48×1×14600=1.54×=6.373×/3.18=4.84×f. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97，=1.06g. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式得=0.97×670MPa=649.9MPa =1.06×610MPa=646.6MPa2）計算 a. 由式試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=646.6MPa得 =mm =68.2mm b. 計算圓周速度 =3.14×68.2

25、5;209.2/60000m/s=0.75m/s c. 計算齒寬 =1×68.2 mm=68.2mm d. 計算模數(shù)、齒寬高比 模數(shù)=/=68.2/24mm=2.84mm 齒高=2.25=2.25×2.84mm=6.39mm 則/=68.2/6.39=10.7 e. 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù)Ka=1.25 根據(jù)=0.75m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù)=1.02 ，直齒輪=1 ，由=1和=68.2mm ， 查表10-4得 =1.312 由/=10.7和=1.292查圖表（P圖10-13）得=1.312 故根據(jù)式得=1.59 f. 按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所

26、得分度圓直徑。由式得 =72.9mm g. 計算模數(shù) =72.9/24mm=3.04mm（3） 按齒根彎曲強度設計計算公式為 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)=0.892，=0.92 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4 ，由式 c. 計算載荷系數(shù)。由式得=1.25×1.02×1×1.352=1.72d. 查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得=2.65 =2.22e. 查取應力校正系數(shù)。查圖表

27、（P表10-5）得 =1.58，=1.77f. 計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.65×1.58/318.57=0.013143=2.22×1.77/249.71=0.015746 大齒輪的數(shù)值大2） 設計計算 mm=2.45mm由以上計算結(jié)果對比，由齒面疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)，取mn=3mm，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d1=74.14mm來計算應有的齒數(shù)計算應有的齒數(shù)得=72.9/3=24.3取=24，則=3.28×24=78.7 取z=78（4） 幾何尺寸計算1

28、） 計算中心距=3×（24+78）/2 mm=153mm 圓整后得=1532） 計算分度圓直徑 mm=72mm mm=234mm3） 計算齒輪寬度 =1.0×72mm=72mm 取=75mm ，=70 mm5）結(jié)構(gòu)設計 由e2，齒輪3做成齒輪軸 ，由160mm<<500mm ，齒輪4采用腹板式結(jié)構(gòu)齒寬模數(shù)齒數(shù)分度圓直徑中心距高速級小齒輪40 2 2347133高速級大齒輪35106 219低速級小齒輪75 3 2472153低速級大齒輪7078234七、 軸的設計1高速軸的設計已知=3.96 kw ，=960r/min ，=39.39 =19.7 1. 求作用在

29、齒輪上的力 =2×19.7××cos/47N=813.0N N=305.1 N N=204.2N 圓周力 ，徑向力及軸向力的方向如圖所示1 初步確定軸的最小直徑。先按式 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（表15-3），取=110，得 mm=17.64 mm該軸直徑d100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則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（P351表14-1），取=1.5 ，則=1.5×39.39 =59.69 根據(jù)=213.71及電

30、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，半聯(lián)軸器的孔徑d1=32mm半聯(lián)軸器長度L=82半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。確定軸最小直徑=32mm2 軸的結(jié)構(gòu)設計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 （1） 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=32mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=36mm ，=58mm2） 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)=37mm，查GB/T276-1994初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承60

31、08，其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm ，故=40mm 取 =43mm=6mm3） 取=42mm，=40mm 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=42mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為30mm，到聯(lián)軸器的距離為25mm，則=55mm5） 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=8mm則-2-6=15+12+8-2-6=27mm=27 mm=95mm（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=32 =mm，=58

32、mm 查圖表（P106表6-1）選用鍵=10mm×8mm×50mm 。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m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（表15-12），取軸端倒角為1.5×，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III軸）的設計 已知=3.80 kw，=173.74 ，=209.2r/min 1求作用在齒輪上的力 =813.0 N ，=305.1N，=204.2 N =2×173.47/0.072N=4818.6N=1753.8N軸上力的方向如下圖所示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4

33、5鋼，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3），取=110 ，于是得 110×mm=28.9mm 。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為=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=40mm，則=40mm軸承與齒輪2，之間采用套筒定位，取=43mm，=35-2=33mm齒輪2與齒輪3之間用軸肩定位，取=50mm ，=10m 齒輪3采用齒輪軸， =75mm 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，故初步選取0組游隙，0級公差6208軸承，其尺寸為d×D×B=50mm&

34、#215;90mm×20mm ，由=12mm，=10mm取=12mm，=10mm ，則42mm 選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為36mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵型鍵連接 =43mm ，=35mm =33mm 查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為 II-III段及VI-VII段鍵：b×h×L=14mm×9mm×40mm 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m64） 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R1三）低速軸（軸IV）的設計 已知=3.6

35、5kw ，=547.21 ，=63.7r/min 1求作用在軸上的力 =4818.6N =1753.8N 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=110，于是得 110×mm=42.4mm 。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=1.5 ，則=1.5×547.21=820.8 根據(jù)=820.8，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HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=45mm，其軸孔

36、長度L=84mm，則軸的最小直徑=45mm 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 （2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=45mm，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=52mm，聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19），取=55mm，=82mm 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6211，其尺寸為d×D×B=55mm×90mm×18mm 故=55mm 3）軸承一端采用套筒定位，一端采用軸肩，取=62mm，

37、mm 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=65mm，齒輪采用軸肩定位，根據(jù)h=（0.07-0.1）d取h=7.5mm，則=79mm ，軸環(huán)寬度b1.4h=1.4×7.5mm=9.8mm，取10mm 5）查圖表（指導書表13-21），已知=70mm。 =68mm ， 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=12mm，則=+c+2.5-10 =（12+14.5+30+10+2.5-10）mm=58mm =+c+2.5-16-2-10 =（10+14.5+30+10+2.5-10-10-2）mm=46mm6） 根據(jù)箱體內(nèi)壁至軸承座孔端

38、面的距離=57mm，及=12mm，B=45mm，根據(jù)指導書表選擇凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為30mm，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為=25mm則=48mm3）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)=65mm ，=68mm =45mm ，=82mm 查圖表（P表6-1）得 IV-IV段選C型鍵：b×h×L=18mm×11mm×63mm VIII-IX段：b×h×L=14mm×9mm×70mm 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（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

39、查圖表（表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6×。軸上圓角=1.0mm，=1.6mm八、軸的校核低速軸的校核齒輪上的作用力： =4818.6N =1753.8N再由下圖求出軸承對軸的作用力由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6211，a=12.5mm，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=172mm，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=18962.83N=4984.52N彎矩=308245.2=851201.23總彎矩M=905294.498扭矩TT=1223504.3彎距圖和扭距圖如下：5.

40、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=0.6，軸的計算應力 =1165529.9/41417.5MPa=28.16MPa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。九、軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=14600h1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=868.3N，=0，=3 ，轉(zhuǎn)速n=960r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表12-1）知深溝球軸承6008的基本額定動載荷C=13200N，基本額定靜載荷=

41、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×（1×868.3+0）N =1042.0N 3）驗算軸承壽命 h=35293h>=14600h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承60082軸III上的軸承選擇與計算由軸III的設計已知，初步選，故初步選取0組游隙，0級公差6208軸承，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=2058.9N，=0，=3，n=209.2r/min1）查滾動軸承6208樣本（指導書表15-2）知的基本額定動載荷C=

42、22800N，基本額定靜載荷=15800N2）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P=（X+Y）=1.2×（1×2058.9+0）N =2470.7N3）驗算軸承壽命 h=62608h>=14600h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定，故初步選取0組游隙，0級公差6210軸承， 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。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6211，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力

43、= 5127.8N，=0，=3 ，轉(zhuǎn)速n=63.7r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表12-1）知深溝球軸承6011的基本額定動載荷C=23200N，基本額定靜載荷=17800N 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.×（1×5127.8+0）N =5127.8N 3）驗算軸承壽命 h=24231h>=14600h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6011。十、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c型鍵

44、=10mm×8mm×50mm，=143.9 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=50mm-5mm=45mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×39.39/4×45×32MPa=13.7MPa<=110MPa可見連接的強度足夠，選用C型 鍵 =10mm×8mm×50mm，2齒輪2（2）與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用A型鍵：b×h

45、×L=10mm×8mm×30mm，=86.74 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=30mm-8mm=22mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×173.47/4×22×38MPa=76.3MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵b×h×L=10mm×8mm×30mm 3齒輪3與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知

46、初步選用鍵b×h×L=14mm×9mm×63mm ，=173.47 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=63mm-14mm=49mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9mm=4.5mm。由式可得 =2×173.47/4.5×49×42MPa=37.6MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵b×h×L=14mm×9mm×63mm4齒輪4與軸I

47、V的鍵連接1) 由軸IV的設計知初步選用鍵b×h×L=18mm×11mm×63mm =547.21 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=63mm-18mm=45mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得 =2×547.21/5.5×45×65MPa=68.03MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵b×h×L=18mm×11

48、mm×63mm 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b×h×L=14mm×9mm×70mm =530.72 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=70mm-14mm=56mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9mm=4.5mm。由式可得 =2×530.72/4.5×56×45MPa=93.6MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵b×h&#

49、215;L=20mm×12mm×100mm 十一、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）L1（mm）TL6250330032602輸出軸（軸IV）的聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸IV的設計，選用HL4Y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）L1（mm）HL6125028004584十二、減速器附件設計1視孔蓋 選用A=100mm的視孔蓋。2通氣器 選用通氣器（經(jīng)兩次過濾）M18×1.53油面指示器 根據(jù)指導書表9-14，選用

50、2型油標尺M164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，采用箱座吊耳起吊6定位銷 根據(jù)指導書表14-3，選用銷GB117-86 A8×407起蓋螺釘 選用螺釘M8×20十三、潤滑方式及密封形式的選擇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=50m。根據(jù)指導書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。2滾動軸承的潤滑采用有油溝導油潤滑。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軸III及軸IV的軸承兩端采用凸緣式端蓋。十四 箱體設計名稱符號設計依據(jù)設計結(jié)果

51、箱座壁厚0.025a+389箱蓋壁厚10.02a+388箱座凸緣厚度b1.514箱蓋凸緣厚度b11.5112箱座底凸緣厚度b22.523地腳螺栓直徑df0.036a+1220地腳螺栓數(shù)目n時，n=66軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d10.75df15箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)df12軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目d3，n(0.40.5)df,n（10，6）（8，4）（8，4） 窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df8定位銷直徑d(0.70.8) d28凸臺高度h由位置及軸承座外徑確定50外箱壁至軸承座端面距離lc1+c2+ (510)52大齒輪頂圓距內(nèi)壁距離11.230齒輪端面與內(nèi)壁距離212箱

52、蓋、箱座肋厚m1 、 mm10.851，m0.858十五、總結(jié)機械設計是機械類專業(yè)的主要課程之一，它要求我們能結(jié)合課本的學習，綜合運用所學的基礎(chǔ)和技術(shù)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(chǔ)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(chǔ)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，在這短暫的二個星期里，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(guān)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(chǔ)，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(chǔ)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