螺旋輸送器機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)

1、華南農(nóng)業(yè)大學(xué)設(shè)計(jì)名稱：螺旋輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)姓名：吳鎮(zhèn)宇 田敬學(xué)號(hào)：201131150122 201131150223班級(jí)：11車(chē)輛一班指導(dǎo)老師：王慰祖一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)二、 電動(dòng)機(jī)的選擇三、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)四、 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算五、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算六、 箱體的設(shè)計(jì)七、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算八、 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算九、 聯(lián)連軸器的選擇十、 減速器附件的選擇十一、 潤(rùn)滑與密封一、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)題目：設(shè)計(jì)一個(gè)螺旋輸送機(jī)傳動(dòng)裝置，用普通V帶傳動(dòng)和圓柱齒輪傳動(dòng)組成減速器。輸送物料為粉狀或碎粒物料，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生產(chǎn)。(一)、總體

2、布置簡(jiǎn)圖(二)、工作情況：工作時(shí)載荷基本穩(wěn)定，運(yùn)送方向不變。(三)、原始數(shù)據(jù)輸送機(jī)工作軸上的功率Pw(kW) ：2.6輸送機(jī)工作軸上的轉(zhuǎn)速n(r/min)：80(四)、設(shè)計(jì)內(nèi)容1. 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2. 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算3. 軸的設(shè)計(jì)4. 滾動(dòng)軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)(五)、設(shè)計(jì)任務(wù)1.減速器總裝配圖1張2.零件圖3到4張3.不少于30頁(yè)的設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)1份(六)、設(shè)計(jì)進(jìn)度1、 第一階段：總體計(jì)算和傳動(dòng)件參數(shù)計(jì)算2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計(jì)3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：

3、裝配圖、零件圖的繪制及計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)電動(dòng)機(jī)的選擇1、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，此系列電動(dòng)機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，價(jià)格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃，不易爆，無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊要求的機(jī)械。 2、電動(dòng)機(jī)容量選擇：電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動(dòng)機(jī)至輸送機(jī)的傳動(dòng)總效率為：總=×4×××5根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)10表2-2式中：1、2、 3、4、5分別為聯(lián)軸器1、滾動(dòng)軸承（一對(duì)）、圓柱直齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率。取=0.99，0.99，0.97，.9、50.93則：

4、總=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 =0.85所以：電機(jī)所需的工作功率：Pd=/總 =2.6/ 0.85 =3.1 (kw)因載荷平穩(wěn),電動(dòng)機(jī)額定功率Ped略大于Pd即可。3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速為： n80 r/min根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)10表2-3推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍=3。取開(kāi)式圓錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比=3 。則總傳動(dòng)比理論范圍為：a ×=18。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=a× n =(618)×80 =4801440 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有

5、：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊(cè)查出三種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)：（如下表）方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 (r/min)電動(dòng)機(jī)重量(N)參考價(jià)格傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比V帶傳動(dòng)減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格 和圓錐齒輪帶傳動(dòng)、減速器傳動(dòng)比，可見(jiàn)第2方案比較適合。此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M2-6，其主要性能：中心高

6、H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41電動(dòng)機(jī)主要外形和安裝尺寸計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（一）確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配級(jí)傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為： ia= nm/ n=960/80=12總傳動(dòng)比等于各傳動(dòng)比的乘積分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比ia=i0×i （式中i0、i分別為開(kāi)式圓錐齒輪傳動(dòng)

7、和減速器的傳動(dòng)比）2、分配各級(jí)傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比： 根據(jù)指導(dǎo)書(shū)P10表2-3，取i0=3（圓錐齒輪傳動(dòng) i=23）因?yàn)椋篿ai0×i所以：iiai012/34四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力設(shè)計(jì)：將傳動(dòng)裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，以及i0,i1為相鄰兩軸間的傳動(dòng)比01，12，為相鄰兩軸的傳動(dòng)效率P，P，為各軸的輸入功率 （KW）T，T，為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m）n,n,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動(dòng)機(jī)軸至工作運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。1、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算（1）計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速： 軸：n= nm=960（r/min）軸：n= n/ i=960/

8、4=240r/min III軸：n= n 螺旋輸送機(jī)：nIV= n/i0=240/3=80 r/min（2）計(jì)算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=3.1×0.99=3.069（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =3.069×0.99×0.97=2.95（KW）III軸： P= P·23= P·2·4 =2.95×0.99×0.99=2.89（KW） 螺旋輸送機(jī)軸：PIV= P·2·5=2.89×0.99×

9、;0.93=2.66（KW）（3）計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×3.1/960=30.84 N·m軸： T= Td·01= Td·1=30.84×0.99=30.53 N·m 軸： T= T·i·12= T·i·2·3 =30.53×4×0.99×0.97=117.3N·mIII軸：T = T·2·4=117.3×0.99×0.99=114.97

10、N·m螺旋輸送機(jī)軸：TIV = T ·i0·2·5=317.5N·m（4）計(jì)算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承=3.069×0.99=3.04KWP= P×軸承=2.95×0.99=2.95KWP = P×軸承=2.89×0.99=2.86KWP = P×軸承=2.66×0.99=2.64 KW（5）計(jì)算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T×軸承=30.53×0.99

11、=30.22 N·mT = T×軸承=117.3×0.99=116.1N·mT = T×軸承=114.97×0.99= 113.8N·mT = T×軸承=317.5×0.99= 314.5N·m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （N·m）轉(zhuǎn)速nr/min傳動(dòng)比 i效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸3.130.8496010.99軸3.073.0430.5330.229600.964軸2.952.95117.3116.12400.98軸2.892.86115113.824

12、030.92輸送機(jī)軸2.662.64317.5314.580傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算(一)、減速器內(nèi)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)(1)、選定齒輪傳動(dòng)類(lèi)型、材料、熱處理方式、精度等級(jí)。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。螺旋輸送機(jī)為一般工作機(jī)械，齒輪精度初選8級(jí)。(2)、初選主要參數(shù) Z1=21 ，u=4 Z2=Z1·u=21×4=84 由表10-7選取齒寬系數(shù)d1（3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 計(jì)算小齒輪分度圓直徑 d1t 確定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=1.32) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55&

13、#215;106×P/n1=9.55×106×3.04/960 =3.02×104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5取 ZE=189.84) 區(qū)域系數(shù) ZH=2.55) 由圖10-25d按齒面硬度查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) 由式1015計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×960×1×（2×8×300×10）2.764×109 N2N1/46.912×1087）由圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.93；KH

14、N20.978）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1014）得H10.93×600MPa558MPaH20.97×550MPa533.5MPa取兩者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力，即HH2533.5MPa（4）、計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t=42.66mm2) 計(jì)算圓周速度v=2.1m/s3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mtb=d*d1t=1×42.66mm=42.66mmmt=2.03 mmh=2.25mt=2.25×2.03mm=4.568mmb/h=42.66/4.568=9.3394) 計(jì)算載荷系

15、數(shù)K 已知工作載荷平穩(wěn)，所以取KA=1，根據(jù)v=2.1m/s,8級(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.11；由表104用插值法查得8級(jí)精度，小齒輪相對(duì)軸承對(duì)稱布置時(shí)， KH=1.343由圖1013查得KF=1.28直齒輪KH=KF=1。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1×1.11×1×1.343=1.4915) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1012）得： d1=mm=44.65mm6) 計(jì)算模數(shù)m m =mm=2.13 mm（5）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(107)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m1） 確定計(jì)算參數(shù)A. 計(jì)算載荷系數(shù)2 K=KA*K

16、V*KH*KH=1×1.11×1×1.343=1.491A. 查取齒型系數(shù)由圖1017查得YFa1=2.76；YFa2=2.228B. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表1018查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762 C. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限F1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限F2=380Mpa；由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.856，KFN2=0.892取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）F= 得：F1=428Mpa F2=242.11MPaD. 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.01005=

17、0.01621 大齒輪的數(shù)值大。（6）、設(shè)計(jì)計(jì)算m=1.42mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.42并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1mm 按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=44.65mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=44.65/1=44.65取Z1=45大齒輪齒數(shù) Z2=4x45=180（7）、幾何尺寸計(jì)算a) 計(jì)算分度圓直徑d1=m·Z1=2×45=90mm d2=m·Z2=2×180=360mmb) 計(jì)算中心距a=m ·（Z1+Z2）/2=2×（45+180）/2=225 mmc) 計(jì)算齒輪寬度b= d1·d=9

18、0 取B2=95mm B1=90mm （8）、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大齒輪采用腹板式，如圖10-37（機(jī)械設(shè)計(jì)）減速器外傳動(dòng)件設(shè)計(jì) (1)、選定齒輪傳動(dòng)類(lèi)型、材料、熱處理方式、精度等級(jí)。 直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級(jí)(2)、初選主要參數(shù)Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=78 ?。?）確定許用應(yīng)力 A: 確定極限應(yīng)力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖10-25d得=580Mpa, =550 Mpa 查圖10-24c得

19、=450Mpa, =380MpaB: 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n3jLh =60×240×1×（2×8×300×10）=6.912×108N2=N1/u=6.912×108/3=2.304×108查圖1023得kHN1=0.96,kHN2=0.98C：計(jì)算接觸許用應(yīng)力 取 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式查圖10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91（4）初步計(jì)算齒輪的主要尺寸因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過(guò)低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（1029）試算，即 dt確

20、定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=1.32) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×2.64/240 =1.05×105N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5取 ZE=189.84）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t =86.54mm 5）計(jì)算圓周速度 v=1.087m/s因?yàn)橛休d荷平穩(wěn)，查表10-2得KA=1。根據(jù)v=1.09m/s,8級(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.03；取KH=1.2,KH=1 。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1×1.03×1

21、5;1.2=1.236 6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1013）得 d1=mm=85.1mm 85.1=72.335mm7） 計(jì)算大端模數(shù)m m =mm=3.27 mm（5）、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式(1027) mn確定計(jì)算參數(shù)1） 計(jì)算載荷系數(shù) 由表10-4查得KHbe=1.25 則KF=1.5 KHbe=1.875K=KAKVKFKF=1×1.03×1×1.875=1.932） 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)因?yàn)辇X形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當(dāng)量齒數(shù)算。其中 zv1=26/0.95=27.37Zv2=78/0.32=243.75 查圖10-17 齒形

22、系數(shù) YFa1=2.57；YFa2=2.06查圖10-18應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.01437=0.01643 大齒輪的數(shù)值大。4）設(shè)計(jì)計(jì)算mn =3.06對(duì)比計(jì)算結(jié)果，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.06并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm 按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=85.1mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=85.1/3=28.4取Z1=29大齒輪齒數(shù) Z2=3x29=87（7）、幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算分度圓直徑d1=m·Z1=2×29=58 mm d2=m·Z2=2×87=174mm2)計(jì)

23、算錐距R=91.73)計(jì)算齒輪寬度b= R·R=91.7x0.3=27.51 取B2=35mm B1=28mm軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=3.07 KW 轉(zhuǎn)速為nI=960r/min根據(jù)課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=1152、求作用在齒輪上的受力 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=58mm而 Ft1=1042NFr1=Ft=379.3N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動(dòng)軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋7軸承端

24、蓋 8軸端擋圈 9半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度從聯(lián)軸器開(kāi)始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過(guò)鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取=22mm，根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TI=1×30.53=30.53Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50141986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為l1=52mm,軸段長(zhǎng)L1=50mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取30mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長(zhǎng)為L(zhǎng)2=74mm右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，

25、其尺寸為d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為35mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=20mm右起第四段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=45mm，長(zhǎng)度取L4= 22.5mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為62mm，分度圓直徑為58mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=62mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)5=65mm右起第六段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=45mm 長(zhǎng)度取L6= 22.5mm 右起第七段，該段為滾動(dòng)軸承安裝出處，取軸徑為D7=35mm，長(zhǎng)度L7=20mm4、求軸上的的載荷1

26、）根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =521N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=189.7N1） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖2） 判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。已知MeC2=70.36Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，

27、故該面也為危險(xiǎn)截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×243)=25.61 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。（二）、減速器輸出軸（II軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=2.95KW 轉(zhuǎn)速為nI=240r/min根據(jù)課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=1152、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=360mm而 Ft1=645NFr1=Ft=235N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案

28、1，5滾動(dòng)軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度從聯(lián)軸器開(kāi)始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過(guò)鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取32mm，根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T=1×117.3=117.3N.m，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50141985，選用HL2型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為l1=82mm,軸段長(zhǎng)L1=80mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長(zhǎng)為L(zhǎng)2=74mm右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選

29、用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為45mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=41mm右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為180mm，則第四段的直徑取50mm,齒輪寬為b=50mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長(zhǎng)度為L(zhǎng)4=48mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=56mm ,長(zhǎng)度取L5=6mm右起第六段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=60mm 長(zhǎng)度取L6= 20mm 右起第七段，該段為滾

30、動(dòng)軸承安裝出處，取軸徑為D7=45mm，長(zhǎng)度L7=19mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =322.5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=117.5N1） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖1） 判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。已知MeC2=121.83Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =124.83×1000/

31、(0.1×503)=9.75<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。二、 箱體的設(shè)計(jì)1. 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動(dòng)零件嚙合處要開(kāi)窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點(diǎn)和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤(rùn)滑油也由此注入機(jī)體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)和潤(rùn)滑油飛濺出來(lái)。2. 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。3. 油標(biāo)油標(biāo)用來(lái)檢查油面高度，以保證有正常的油

32、量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類(lèi)型，有的已定為國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)件。通氣器減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦發(fā)熱，使機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤(rùn)滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機(jī)蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機(jī)體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達(dá)到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機(jī)體有縫隙處的密封性能。1. 啟蓋螺釘機(jī)蓋與機(jī)座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開(kāi)。為便于取蓋，在機(jī)蓋凸緣上常裝有一至二個(gè)啟蓋螺釘，在啟蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起機(jī)蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對(duì)于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個(gè)啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。2. 定位銷(xiāo)為了保證軸承座孔的安裝精度，在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個(gè)定位銷(xiāo)

33、，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機(jī)體結(jié)構(gòu)是對(duì)的，銷(xiāo)孔位置不應(yīng)該對(duì)稱布置。3. 調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動(dòng)零件軸向位置的作用4. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運(yùn)或拆卸機(jī)蓋。5. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：名稱符號(hào)尺寸（mm）機(jī)座壁厚10機(jī)蓋壁厚110機(jī)座凸緣厚度b15機(jī)蓋凸緣厚度B115機(jī)座底凸緣厚度B225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺

34、栓直徑d212軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷(xiāo)直徑d8df，d1, d2至外機(jī)壁距離C128, 24, 20df，d1, d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺(tái)半徑R112, 8凸臺(tái)高度h 根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外機(jī)壁至軸承座端面距離l1 35大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離112齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離2 20機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m1 ,m28， 8軸承端蓋外徑D290， 105軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般s=D2一、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=50mm L3=

35、48mm T=117.3Nm查手冊(cè) 選用A型平鍵A鍵 16×10 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm根據(jù)課本（6-1）式得p=4 ·T/(d·h·L)=4×116.1×1000/（16×10×32）=90.7Mpa < R (150Mpa)1. 輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=24mm L2=50mm T=30.22N·m查手冊(cè) 選C型平鍵 GB1096-2003B鍵8×7 GB1096-79l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）=4×30.22×1000/（8×7×40）=53.96Mpa < p (150Mpa)3. 輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2