鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)設(shè)計(jì)

1、貴州師范大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書2015-2016學(xué)年第一學(xué)期 學(xué)院：機(jī)電工程學(xué)院 專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué)生姓名： 學(xué)號(hào)：課程設(shè)計(jì)題目：鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師： 2015年12月 日目錄1 設(shè)計(jì)任務(wù)12 傳動(dòng)方案分析和擬定13 原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配13.1原動(dòng)件的選擇 13.2計(jì)算總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 33.3傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 34 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算4 4.1減速器外部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算4 4.2 減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算75 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算17 5.1減速器中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算17 5.2減速器高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算23 5.3減速器低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算296

2、 滾動(dòng)軸承及鍵聯(lián)接的校核計(jì)算34 6.1滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算347 減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇367.1潤滑方式的選擇36 7.2潤滑油的選擇36 7.3密封方式的選擇368 設(shè)計(jì)小結(jié)409 參考資料41一設(shè)計(jì)任務(wù) 設(shè)計(jì)鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)1. 工作條件 運(yùn)輸機(jī)工作平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，兩班制工作，使用年限5年，每年300天，允許拽引鏈速度誤差為。 2. 原始數(shù)據(jù)（所選題號(hào)8）已知條件：拽引鏈拉力F=12200N 拽引鏈速度V=0.38m/s 拽引鏈鏈輪齒數(shù)Z=8 拽引鏈鏈節(jié)距p=80mm2 傳動(dòng)方案的分析和擬定本傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比不大，采用二級(jí)傳動(dòng)。在電動(dòng)機(jī)與鏈傳動(dòng)之間布置一臺(tái)兩級(jí)直齒圓柱齒輪減速器

3、，軸端連接選擇滑塊聯(lián)軸器。鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖三電動(dòng)機(jī)的選擇1) 電動(dòng)機(jī)類型的選擇：選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。2) 計(jì)算和選擇電動(dòng)機(jī)的容量a 求工作機(jī)的所需功率：式中 工作機(jī)構(gòu)的效率（含卷筒及軸承的效率）。由手冊(cè)查得：，則=0.980.97=0.95。 b . 工作機(jī)所需要的有效功率為電動(dòng)機(jī)輸出軸與減速器輸入軸間聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率，??；一對(duì)滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率（3對(duì)），?。ㄇ蜉S承）；一對(duì)閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)嚙合效率（2對(duì)），當(dāng)齒輪精度為8級(jí)（不含軸承效率）稀油潤滑時(shí)?。绘渹鲃?dòng)效率，取=0.97。則 傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率 查手冊(cè)Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)型號(hào)與技術(shù)數(shù)據(jù)表選取電動(dòng)機(jī)

4、的額定功率為c .電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇和型號(hào)的確定：根據(jù)電動(dòng)機(jī)的有關(guān)知識(shí)可知：通常設(shè)計(jì)應(yīng)優(yōu)先考慮選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)型號(hào)與技術(shù)數(shù)據(jù)表可知，電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-4或Y160L-6。相據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和拽引鏈轉(zhuǎn)速可算出總傳動(dòng)比 。i=40.42d1=52mm由上表可知，方案五中電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高，價(jià)格低。故初選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-4。查表知，該電動(dòng)機(jī)中心高H=160mm，軸外伸軸徑為38mm，軸外伸長度為80mm。3）.計(jì)算總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)比 1) 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和拽引鏈轉(zhuǎn)速，求出傳動(dòng)

5、裝置的總傳動(dòng)比i 其中=1440r/min； 2） 分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比由i=可知，要分配齒輪的傳動(dòng)比，先確定鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比。由于鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比i=23.5m/s,初步選定=3。=i/=40.42/3=13.47。 按兩級(jí)大齒輪浸油深度相近，以使?jié)櫥啽愕脑瓌t推薦高速級(jí)傳動(dòng)比應(yīng)大于低速級(jí)傳動(dòng)比，其。取,則 4）.傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)速：（2）各軸的輸入功率：（3）各軸轉(zhuǎn)矩各傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)比效率電動(dòng)機(jī)軸14405.536.4714.23.20.990.960.96I14405.4436.47II342.865.28105.07III107.145.

6、12234.45四傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1.減速器外部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1 選定鏈輪齒數(shù)初步假設(shè)鏈速v0.63m/s，由表8-8查得小齒輪的齒數(shù)，取=21，根據(jù)初步選定的鏈傳動(dòng)比=3，所以（120合適）。2 根據(jù)實(shí)用功率曲線，選鏈條型號(hào)初定中心距，；鏈節(jié)數(shù)為取=124節(jié)。由于中心距可調(diào)，可不算實(shí)際中心距。估計(jì)，鏈條鏈板可能產(chǎn)生疲勞破壞，由表86查得=1.11，由表87查得（初取單排鏈），由圖816查得=1.0，由表85查得。該鏈條在實(shí)驗(yàn)條件下所需傳遞的功率由圖814，按=4.90kw，=107.14r/min,選取鏈條型號(hào)為16A，p=25.40mm，且與的交點(diǎn)在曲線頂點(diǎn)左側(cè)，確系鏈板

7、疲勞破壞，估計(jì)正確。3 校核鏈速與原假設(shè)v0.63m/s范圍合適。4 計(jì)算鏈長和中心距鏈長 L=中心距調(diào)整量 5 計(jì)算作用在軸上的軸壓力工作拉力在軸上 F=1000P/v=1000*5.12/0.95=5390N作用在軸上的壓軸力 計(jì)算結(jié)果：鏈條型號(hào)16A1124 GB/T 124319976 鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A滾子鏈輪主要尺寸計(jì)算由于低速軸最小軸徑為35mm，所以小鏈輪的輪轂直徑，滾子鏈鏈號(hào)為16A，查表81得：節(jié)距p=25.40mm，排距。根據(jù)上述計(jì)算，鏈節(jié)數(shù)為124，,根據(jù)表82；滾子鏈主要尺寸計(jì)算公式：分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑齒側(cè)凸緣（或排間槽）直徑/mm (h2為內(nèi)鏈板高度)a

8、. B. 滾子鏈鏈輪齒槽形狀計(jì)算最大齒槽形狀齒面圓弧半徑 齒溝圓弧半徑齒溝角（）最小齒槽形狀齒面圓弧半徑 齒溝圓弧半徑齒溝角（）C.滾子鏈鏈輪軸向齒形計(jì)算最大齒槽形狀齒面圓弧半徑 齒溝圓弧半徑齒溝角（）最小齒槽形狀齒面圓弧半徑 齒溝圓弧半徑齒溝角（）2.減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪設(shè)計(jì)本設(shè)計(jì)中的雙級(jí)圓柱齒輪減速器是二級(jí)減速器中最簡單的一種，由于工作載荷不大，故高速軸和低速軸均采用直齒圓柱齒輪，且設(shè)計(jì)中的減速器為一般用途減速器，故選用軟齒面齒輪傳動(dòng)。 已知輸入功率，小齒輪的轉(zhuǎn)速，壽命為5年（每年工作300天），雙班制。1. 高速級(jí)直齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1） 選擇材料。查表9-5，小齒輪選用40Cr

9、調(diào)質(zhì)處理，；大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，計(jì)算時(shí)取，。（二者材料硬度差，合適）（2） 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)由式 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。齒寬系數(shù)。查課本表9-10知，軟齒面、非對(duì)稱布置取。齒數(shù)比u：對(duì)減速運(yùn)動(dòng)。載荷系數(shù)K：初選（直齒輪、非對(duì)稱布置）。確定許用接觸應(yīng)力由式 a. 接觸疲勞極限應(yīng)力由圖9-34c查得， ，（按圖中MQ查值）。b.安全系數(shù)查表9-11，取。c.壽命系數(shù)。由式（930）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，式中 , , 查圖9-35得，（均按曲線1查得）故 計(jì)算小齒輪分度圓直徑初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)。取.b. 計(jì)算法向模數(shù)。選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。c. 計(jì)算分度圓直徑 。 （合適）。d. 計(jì)算中

10、心距a。a=1/2()=1/2(60+180)=120mme. 輪齒寬度。.（3） 驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度由式(921) 彈性系數(shù)。由表9-9 查得，。節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。由圖9-29 查得，。 重合度系數(shù)。由故 載荷系數(shù)K。a. 使用系數(shù)。由表9-6查得。b.動(dòng)載系數(shù)。由查圖9-23，（初取8級(jí)精度）。c.齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級(jí)精度，非對(duì)稱布置，裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整，可得 d.齒間載荷分配系數(shù)。先求 由由前可知 ，所以故 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 (4)驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式 由前已知：。載荷系數(shù)K。a. 使用系數(shù)同前，即。b.動(dòng)載系數(shù)同前，即。c.齒向載荷分布系數(shù)。由圖9-25，當(dāng)

11、 時(shí)，查出d.齒間載荷分配系數(shù)。由，查表98知，知，又由 ，得。故 齒形系數(shù)。由，查圖932得 齒根應(yīng)力修正系數(shù)。由，查圖9-32，得 重合度系數(shù)。由前可知：。許用彎曲應(yīng)力。由式 a.彎曲疲勞極限應(yīng)力。 由圖936c，查得。b.安全系數(shù)。由表9-11取。c.壽命系數(shù)。由，查圖9-37， 得 d.尺寸系數(shù)。由，查圖9-38，。則 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度故彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。（5） 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 中心距 （6） 確定齒輪制造精度由查表9-13確定齒輪第級(jí)公差組為8級(jí)精度。第、公差組與組同為8級(jí)。按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)推薦確定其齒厚偏差，小輪為GJ，在其工

12、作圖上標(biāo)記為：8GJ GB/T 10095-1988，大齒輪齒厚偏差為HK，在其工作圖上標(biāo)記為：8HK GB/T10095-1988。（7）確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄1） 2.低速級(jí)斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1）選擇材料查表9-5，小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)處理，；大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，計(jì)算時(shí)取，。（二者材料硬度差，合適）（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)由式 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。齒寬系數(shù)。查課本表9-10知，軟齒面、非對(duì)稱布置取。齒數(shù)比u：對(duì)減速運(yùn)動(dòng)。載荷系數(shù)K：初選（直齒輪、非對(duì)稱布置）。確定許用接觸應(yīng)力由式 b. 接觸疲勞極限應(yīng)力由圖9-34c查得， ，（按圖中MQ查值）。b.安全系

13、數(shù)查表9-11，取。c.壽命系數(shù)。由式（930）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，式中 , , 查圖9-35得，（均按曲線1查得）故 計(jì)算小齒輪分度圓直徑初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)。取，取。b. 計(jì)算模數(shù)。，取標(biāo)準(zhǔn)值2mm。c. 計(jì)算分度圓直徑。（合適）；。d. 計(jì)算中心距。e. 計(jì)算齒寬。,元整取b=61mm。（3） 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式彈性系數(shù) 由表9-9查得，。節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由圖9-29查得，。重合度系數(shù)由 則載荷系數(shù)K a.使用系數(shù)。由表9-6查得b.動(dòng)載系數(shù)。由查圖9-23（初選8級(jí)精度）。c.齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級(jí)精度，非對(duì)稱布置，裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整，可得d.齒間載

14、荷分配系數(shù)。由表9-8先求 由前可知 則 故 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度（4） 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式 前可知，。載荷系數(shù)K。a. 使用系數(shù)同前，即。b. 動(dòng)載系數(shù)同前，即。c. 齒向載荷分布系數(shù)。由圖9-25，當(dāng)，時(shí)，查出。d. 齒間載荷分配系數(shù)。由，查表9-8，知，又由 ，得。故 。齒形系數(shù)。由，查圖9-32，得，。齒根應(yīng)力修正系數(shù)。由，查圖9-33得，。重合度系數(shù)。同前，。許用彎曲應(yīng)力。由式。式中彎曲疲勞極限應(yīng)力，由圖9-36c，查得：,(按MQ查值)；安全系數(shù)，由表9-11 ??；壽命系數(shù)，由，查圖9-37，得；尺寸系數(shù)，由，查圖9-38，。則 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 故彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。（5

15、） 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取中心距 （6） 確定齒輪制造精度由前計(jì)算知查表9-13，確定齒輪第公差組為8級(jí)精度，第、公差組與第組同為8級(jí)。按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)推薦確定其齒厚偏差，小齒輪為GJ，在其零件工作圖上標(biāo)記為：8GJ GB/T10095-1988，大齒輪齒厚偏差為HK，其在零件工作圖上標(biāo)記為：8HK GB/T10095-1988。（7）確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄1)五軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 由于中間傳動(dòng)軸上有大小兩個(gè)齒輪，輸入軸和輸出軸軸長的確定應(yīng)以軸為參照，故應(yīng)先設(shè)計(jì)軸。1. 中間軸的設(shè)計(jì)已知：。 軸上齒輪： ， ， （1）選擇軸的材料

16、選用45鋼，正火處理。估計(jì)軸的直徑小于100mm，由表13-1查得：（2）按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13-2得，?。ù溯S為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸）。則因最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%，即 取標(biāo)準(zhǔn)值（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定各軸段的直徑考慮軸上的兩個(gè)齒輪分別由軸的兩端裝拆，此處裝大齒輪和小齒輪處的軸頭直徑均取為28mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取1.5mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為2mm，軸環(huán)和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸，所以軸環(huán)直徑取38mm。兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于28mm，同時(shí)考慮滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸頸直徑取為25mm。初選軸承類型及型號(hào)

17、因軸承受徑向而不承受軸向載荷的作用，所以選用深溝球軸承。根據(jù)軸頸直徑為25mm，初選6205軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用套筒進(jìn)行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝大齒輪和小齒輪處的軸頭長度分別取為52mm和67mm。取軸環(huán)寬度，小齒輪端面到減速器內(nèi)壁距離取為13mm。軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mm，所以右端套筒長度為14mm，左端套筒長度為14mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得6205軸承的寬度為17mm。軸端倒角尺寸取為1mm，所以裝左軸承的長度為34mm，裝右端軸承段軸的長度為34，軸的全長為1

18、95mm。軸上零件的周向固定大齒輪及小齒輪處均采用A型普通平鍵聯(lián)接，由手冊(cè)查得截面尺寸為，長度取為45mm和60mm。確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標(biāo)準(zhǔn)查得。（4） 軸的受力分析軸上扭矩 由前可知：齒輪上的作用力確定跨距右端支反力作用點(diǎn)至大齒輪上力作用點(diǎn)間距離為左端支反力作用點(diǎn)至小齒輪上力作用點(diǎn)間距離為兩齒輪上力作用點(diǎn)間的距離為作計(jì)算簡圖（見圖6-1b）求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6-1c、d）截面3的彎矩 圖6-1求垂直面內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖（見圖6-1e、f）截面3的彎矩 截面2的彎矩

19、 作合成彎矩M圖（見圖6-1g）截面3的合成彎矩 截面2的合成彎矩 作扭矩T圖（見圖6-1h）（5）軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算確定危險(xiǎn)截面：由圖6-1a所示看出，軸上多個(gè)截面存在應(yīng)力集中，但截面和截面所受載荷較小，可不考慮。截面和直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，故課排除，截面和直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，也可排除。所以只需對(duì)截面和進(jìn)行安全系數(shù)校核。A. 截面的安全系數(shù)校核計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)：名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表13-9（A型普通平鍵）絕對(duì)尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表13-11（精車、表面粗糙度表面未強(qiáng)化處理）等效系數(shù)查表

20、13-13得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑，鍵槽寬，鍵槽深，查表13-14得截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅，平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，；安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù) 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù) 取，合適。B. 截面的安全系數(shù)計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按，查表13-8得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)。絕對(duì)尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面的彎矩為，故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，合適。（6）校

21、核鍵連接的強(qiáng)度兩個(gè)齒輪間軸上所受的扭矩相同，安裝兩齒輪處的軸頭直徑及鍵的截面尺寸也相同，大齒輪處鍵長較短，故應(yīng)校核該處鍵聯(lián)接的強(qiáng)度。鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度校核由表4-1查得，故合適。2.輸入軸的設(shè)計(jì)已知：。 軸上齒輪：。 電動(dòng)機(jī)軸徑。 （1）選擇軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13-2得因最小直徑在裝聯(lián)軸器處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%，即 。(3) 聯(lián)軸器的選擇為了隔離震動(dòng)與沖擊，選用彈性柱銷齒式聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩由表161選取載荷系數(shù)k=1.3，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩型號(hào)選擇由與電動(dòng)機(jī)主軸直徑為38mm

22、長80mm，通過機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 選LZ3型彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，標(biāo)記為：因?yàn)榕c該聯(lián)軸器連接的傳動(dòng)軸直徑為25mm，大于前面最小直徑19.3mm，所以該軸的最小直徑取25mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定各軸段的直徑考慮軸上有多處需設(shè)軸肩，齒輪由軸端裝拆，安裝聯(lián)軸器處軸頭直徑取為25mm，安裝齒輪處軸頭直徑取為32mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為3mm，軸環(huán)和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸，所以軸環(huán)直徑取42mm。兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于30mm，同時(shí)考慮滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸頸直徑取40mm。初選軸承類型及型號(hào)因軸只承受徑向而不承受軸向載荷的作用，所以選用

23、深溝球軸承。根據(jù)軸頸直徑為30mm，初選6206軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。確定各段軸的長度根據(jù)軸在減速箱內(nèi)的布置，箱內(nèi)部分等長，外伸部分取為300，其中安裝聯(lián)軸器部分取為110mm，總長為548mm。齒輪和軸承間采用套筒進(jìn)行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)取為60mm。取軸環(huán)寬度8mm，齒輪端面到減速器內(nèi)壁距離取為24mm。軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mm,所以左端套筒長度為18mm，右端套筒長度為20mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得6206軸承的寬度為16mm。軸端倒角尺寸取為1mm，所以裝左軸承段軸的長度

24、為36mm，裝右端軸承段軸的長度為mm，軸的全長為548mm。軸上零件的周向固定齒輪和聯(lián)軸器處均采用A型普通平鍵聯(lián)接，由手冊(cè)查得截面尺寸分別為、，長度取為mm和mm。確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為2mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標(biāo)準(zhǔn)查得。（5） 軸的受力分析軸上扭矩 由前可知：齒輪上的作用力確定跨距左端支反力作用點(diǎn)至小齒輪上力作用點(diǎn)間距離為右端支反力作用點(diǎn)至小齒輪上力作用點(diǎn)間距離為作計(jì)算簡圖（見圖6-2b）求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6-2c、d）截面的彎矩 求垂直面內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖（見圖6-2e、f）截面2的彎矩

25、作合成彎矩M圖（見圖6-2g）截面2的合成彎矩 作扭矩T圖（見圖6-2h）圖6-2（5）軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算確定危險(xiǎn)截面：由圖6-2a所示看出，軸上多個(gè)截面存在應(yīng)力集中，但由圖6-2g可以看出的合成彎矩最大，是最危險(xiǎn)截面；截面出存在著應(yīng)力集中。所以需對(duì)截面和進(jìn)行安全系數(shù)校核。A. 截面的安全系數(shù)校核計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)：名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表13-9（A型普通平鍵）絕對(duì)尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表13-11（精車、表面粗糙度表面未強(qiáng)化處理）等效系數(shù)查表13-13得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑，鍵槽寬，鍵槽深，查表13-14得截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力為對(duì)稱循

26、環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅，平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，；安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù) 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù) 取，合適。B. 截面的安全系數(shù)計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按，查表13-8得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)。絕對(duì)尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面的彎矩為，故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，合適。（6）校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪和聯(lián)軸器間軸上所受的扭矩相同，安裝齒輪處的軸頭直徑稍大，鍵的截面尺寸相同，但齒輪處鍵長較短，故

27、應(yīng)校核該處鍵聯(lián)接的強(qiáng)度。鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度校核由表4-1查得，故合適。3.輸出軸的設(shè)計(jì)已知：。 軸上齒輪：。 （1）選擇軸的材料選用45鋼，正火處理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13-2得因最小直徑在裝聯(lián)軸器處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%，即 。取標(biāo)準(zhǔn)值。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定各軸段的直徑安裝鏈輪處軸徑取為35mm?？紤]軸上的齒輪由軸端裝拆，此處裝齒輪的軸頭直徑取為42mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為2mm，軸環(huán)和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸，所以軸環(huán)直徑取52mm。兩端裝

28、軸承處的軸頸應(yīng)小于42mm，同時(shí)考慮滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸頸直徑取為40mm。 選軸承類型、型號(hào)和聯(lián)軸器類型因軸承只受徑向而不受軸向載荷的作用，所以選用深溝球軸承。根據(jù)軸頸直徑為40mm，初選6308軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。 確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用軸肩和套筒進(jìn)行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝齒輪處的軸頭長度取為和59mm。取軸環(huán)寬度，右端套筒長度為21mm，左端套筒長度取為21mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得6308軸承的寬度為18mm。軸端倒角尺寸取為1mm，所以裝左軸承段軸的長度為39mm，裝右端軸承段軸的

29、長度為39，兩軸承間軸段的長為195mm。箱外安裝鏈輪部分長為36mm，外伸軸總長取為50mm。軸全長為281mm。軸上零件的周向固定齒輪及鏈輪處均采用A型普通平鍵聯(lián)接，由手冊(cè)查得截面尺寸為，長度取為30mm和50mm。確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為2mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標(biāo)準(zhǔn)查得。（6） 軸的受力分析軸上扭矩 由前可知：齒輪上的作用力確定跨距左端支反力作用點(diǎn)至齒輪上力作用點(diǎn)間距離為右端支反力作用點(diǎn)至齒輪上力作用點(diǎn)間距離為作計(jì)算簡圖（見圖6-3b）求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6-3c、d）截面1的彎矩截面2的彎矩 求垂直面

30、內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖（見圖6-3e、f）截面2的彎矩 作合成彎矩M圖（見圖6-3g）截面2的合成彎矩 作扭矩T圖（見圖6-3h）圖6-3（5）軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算確定危險(xiǎn)截面：由圖6-3a所示看出，由于鏈輪的壓軸力，截面的彎矩最大，截面處彎矩也較大。所以需對(duì)截面和進(jìn)行安全系數(shù)校核。A. 截面的安全系數(shù)校核計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)：名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表13-9（A型普通平鍵）絕對(duì)尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表13-11（精車、表面粗糙度表面未強(qiáng)化處理）等效系數(shù)查表13-13得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑，鍵槽寬，鍵槽深，查表13-14得截面上的應(yīng)力：

31、彎曲應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅，平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，；安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù) 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù) 取，合適。B. 截面的安全系數(shù)計(jì)算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按，查表13-8得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)。絕對(duì)尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面的彎矩為，故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，合適。（6）校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪和帶輪間軸上所受的扭矩相同，安裝齒輪處的軸頭直徑稍大，鍵的截面尺寸相同，但齒輪

32、處鍵長較短，故應(yīng)校核該處鍵聯(lián)接的強(qiáng)度。鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度校核由表4-1查得，故合適。六滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算（1） 低速軸上滾動(dòng)軸承的校核由前知,深溝球軸承型號(hào)的型號(hào)是6308，由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得有關(guān)數(shù)據(jù)：。 因?yàn)樵撦S承不受軸向載荷，故。所以.因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得。由表144查得（取軸承工作溫度，所以該軸承滿足壽命（2） 中間軸上滾動(dòng)軸承的校核由前知,深溝球軸承型號(hào)的型號(hào)是6305，由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得有關(guān)數(shù)據(jù)：。 因?yàn)樵撦S承不受軸向載荷，故。所以.因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得。由表144查得（取軸承工作溫度，所以該軸承滿足壽命（3） 高速軸上滾動(dòng)軸承的校核

33、由前知,深溝球軸承型號(hào)的型號(hào)是6206，由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得有關(guān)數(shù)據(jù)：。 因?yàn)樵撦S承不受軸向載荷，故。所以.因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得。由表144查得（取軸承工作溫度，所以該軸承滿足壽命七減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇1.潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑可以減少相對(duì)運(yùn)動(dòng)表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪V1=d1n1/(601000)=3.1445284/(601000)=0.669m/s2m/s低速齒輪 V2=d2n2/(601000)=3.146679.78/(601000)0.276 m

34、/s2m/s由于V均小于2m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤滑。2.潤滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN2潤滑脂。3.密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個(gè)零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單。所以用氈圈油封。 箱體的設(shè)置名稱計(jì)算公式結(jié) 果機(jī)座

35、壁厚=0.025a+18 8mm 機(jī)蓋壁厚11=0.02a+188mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.512 mm機(jī)蓋凸緣壁厚b1=1.5112 mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+12=15.3216mm地腳螺釘數(shù)目a1.214 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2210 mmdf,d1,d2至外機(jī)壁距離C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸臺(tái)邊緣距離C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm機(jī)殼上部（下部）凸緣寬度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d116mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)58