北航搓絲機傳動裝置設(shè)計設(shè)計說明書

1、北京航空航天大學機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書搓絲機傳動裝置設(shè)計班級： 390411班設(shè)計： 39041122 李建福時間： 2012年5月23日前言本設(shè)計為機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計的內(nèi)容，在大一到大三先后學習過畫法幾何、機械原理、機械設(shè)計、工程材料、加工工藝學等課程之后的一次綜合的練習和應用。本設(shè)計說明書是對搓絲機傳動裝置的設(shè)計，搓絲機是專業(yè)生產(chǎn)螺絲的機器，使用廣泛，本次設(shè)計是使用已知的使用和安裝參數(shù)自行設(shè)計機構(gòu)形式以及具體尺寸、選擇材料、校核強度，并最終確定形成圖紙的過程。通過設(shè)計，我們回顧了之前關(guān)于機械設(shè)計的課程，并加深了對很多概念的理解，并對設(shè)計的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。在本次

2、設(shè)計中，黃老師及身邊同學給予了自身很大的幫助，在此表示感謝。目錄一、設(shè)計任務(wù)書4二、總體方案設(shè)計51、傳動方案的擬定52、電動機的選擇73、傳動比的分配。84、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩。85、傳動零件的設(shè)計計算。9、帶傳動設(shè)計9II錐齒輪傳動設(shè)計11III軸的設(shè)計計算22IV軸承設(shè)計計算37、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算39、減速器機體各部分結(jié)構(gòu)尺寸42、潤滑與密封43、減速器附件的選擇43三、設(shè)計小結(jié)44四、參考文獻44一、 設(shè)計任務(wù)書搓絲機傳動裝置設(shè)計1、設(shè)計題目：搓絲機傳動裝置設(shè)計 2、設(shè)計要求：1） 搓絲機用于加工軸輥螺紋，基本結(jié)構(gòu)如上圖所示，上搓絲板安裝在機頭4上，下搓絲板安裝在滑塊3上。

3、加工時，下挫絲板隨著滑塊作往復運動。在起始（前端）位置時，送料裝置將工件送入上、下搓絲板之間，滑塊向后運動時，工件在上、下搓絲板之間滾動，搓制出與搓絲板一致的螺紋。搓絲板共兩對，可同時搓制出工件兩端的螺紋。滑塊往復運動一次，加工一個工件。2） 室內(nèi)使用，生產(chǎn)批量為5臺。3) 動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)。4） 使用期限為10年，大修周期為三年，雙班制工作。5） 專業(yè)機械廠制造，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。3、設(shè)計參數(shù)：最大加工直徑10mm,最大加工長度180mm,推桿行程320mm -340mm，公稱搓動力9kN，生產(chǎn)率32件/min。 4、設(shè)計任務(wù)：1）設(shè)

4、計搓絲機傳動裝置總體方案的設(shè)計與論證，繪制總體設(shè)計方案原理圖。2）完成主要傳動裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計。3）完成裝配圖1張（用A0或A1圖紙），零件圖2張。編寫設(shè)計說明書1份。二、 總體方案設(shè)計1、傳動方案的擬定根據(jù)設(shè)計任務(wù)書，該傳動方案的設(shè)計分原動機、傳動機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)三部分。（1）原動機的選擇設(shè)計要求：動力源為三相交流電380/220V。故，原動機選用電動機。（2）傳動機構(gòu)的選擇 電動機輸出部分的傳動裝置電動機輸出轉(zhuǎn)速較高，并且輸出不穩(wěn)定，同時在運轉(zhuǎn)故障或嚴重過載時，可能燒壞電動機，所以要有一個過載保護裝置。可選用的有：帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸桿傳動。鏈傳動與齒輪傳動雖然傳動效率高，但會引起一定

5、的振動，且緩沖吸振能力差，也沒有過載保護；蝸桿傳動效率低，沒有緩沖吸震和過載保護的能力，制造精度高，成本大。而帶傳動平穩(wěn)性好，噪音小，有緩沖吸震及過載保護的能力，精度要求不高，制造、安裝、維護都比較方便，成本也較低，雖然傳動效率較低，傳動比不恒定，壽命短，但還是比較符合本設(shè)計的要求，所以采用帶傳動。 減速器傳動比不是很大，但是傳到方向發(fā)生了改變，由此，方案中初步?jīng)Q定采用二級錐齒圓柱齒輪減速器，以實現(xiàn)在滿足傳動比要求的同時擁有較高的效率，和比較緊湊的結(jié)構(gòu)，同時封閉的結(jié)構(gòu)有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。其示意圖如下所示。 執(zhí)行機構(gòu)選擇執(zhí)行機構(gòu)應該采用往復移動機構(gòu)?？蛇x擇的有：連桿機構(gòu)，凸輪機構(gòu)，齒輪

6、齒條機構(gòu)，螺旋機構(gòu)，楔塊壓榨機構(gòu)，行星齒輪簡諧運動機構(gòu)。本設(shè)計是要將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為往復運動，且無須考慮是否等速，是否有急回特性。所以連桿機構(gòu)，凸輪機構(gòu)，齒輪齒條機構(gòu)均可，但凸輪機構(gòu)和齒輪齒條機構(gòu)加工復雜，成本都較高，所以選擇連桿機構(gòu)。在連桿機構(gòu)中，根據(jù)本設(shè)計的要求，執(zhí)行機構(gòu)應該帶動下搓絲板，且結(jié)構(gòu)應該盡量簡單，所以選擇曲柄滑塊機構(gòu)。執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計分析：320340mm通過畫圖分析可知滑塊行程主要取決于曲柄長度，按比例作圖可得曲柄長度約為150mm，連桿長度約為600mm，其比約為1：4。設(shè)計要求滑塊工作行程大于D=31.4mm，從圖上分析知，若工作行程取在最佳傳力段（連桿與曲柄接近垂直段），則對

7、應曲柄轉(zhuǎn)動的角度很小，此時，如果再將滑軌位置取在與曲柄最低點同高的位置，則可使工作行程搓動力與曲柄推動力幾乎相等。估算減速器輸出轉(zhuǎn)矩：9KN150mm=1350Nm綜上，可得設(shè)計方案。2、電動機的選擇(1) 類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇按工作條件和要求，選用一般用途的Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V，50Hz。(2) 電動機功率計算傳動效率：V帶： 1 =0.96一級圓錐齒輪： 2 =0.96一級圓柱齒輪： 3 =0.97一對軸承： 4 =0.99摩擦傳動： 5 =0.9總傳動效率： =123435 =0.781公稱搓動力： F=9000N滑塊最大速度: vmax=2nR=2326

8、00.15=0.503m/s電動機功率： Pd=F.VMAX=90000.5030.781=5.796 kw要求Ped略大于Pd，則選用Y系列電動機，額定功率7.5KW。（3）電動機轉(zhuǎn)速計算確定傳動比范圍：錐齒圓柱齒輪傳動比范圍i1=8-15；單級V帶傳動比范圍i2=2-4則電動機轉(zhuǎn)速范圍n=i1i2nw5121920r/min在相關(guān)手冊中查閱符合這一轉(zhuǎn)速范圍的電機，綜合考慮總傳動比，結(jié)構(gòu)尺寸及成本，選擇堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩較大的Y160M-6型電機。結(jié)論：電動機型號定為Y160M-6，其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表：型號額定功率(KW)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)同步轉(zhuǎn)速(r/min）Y160M-67.59701

9、0003、傳動比的分配。總傳動比i=ndnw=97032=30.3125因此，帶傳動比假定為3，即i01=3，錐齒輪傳動比為3，即i02=3，則圓柱齒輪傳動比i23=ii01i12=3.374、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩。（1）各軸轉(zhuǎn)速：電動機輸出軸：nw=970r/min高速軸：n1=nMi01=323.3r/min中間軸：n2=n1i12=107.8r/min低速軸：n3=n2i23=32r/min（2）各軸輸入功率：電機軸（輸出）：P0=Pd=5.8Kw高速軸：P1=P01=5.568Kw中間軸：P2=P124=5.292Kw低速軸：P3=P234=5.082Kw各軸輸出功率為其輸入功率乘

10、以軸承效率0.99（3）計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機軸（輸出）：T0=9550P0n0=57.10NM高速軸：T1=9550P1n1=164.47NM中間軸：T2=9550P2n2=468.82NM低速軸：T3=9550P3n3=1516.66NM各軸輸出轉(zhuǎn)矩為其輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率0.99（4）運動及動力參數(shù)計算結(jié)果如下：5、傳動零件的設(shè)計計算。I帶傳動設(shè)計計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果工作情況系數(shù)每天工作16小時，載荷較平穩(wěn)由表31-7計算功率6.38kw帶型圖31-15及nM=970r/min與取A型V帶，且小帶輪基準直徑表31-3,A型V帶，nM=970r/min大帶輪直徑取=1%=取標準值帶速v

11、V=6.35m/s,滿足5m/sv25m/s的要求初定中心距0.55()120的要求單根v帶額定功率由表31-3得單根v帶額定功率增量由表31-4得包角修正系數(shù)由表31-9得帶長修正系數(shù)由表31-2得v帶根數(shù)z4.25取整得z=5v帶單位長度質(zhì)量由表31-1得=0.1kg/m單根v帶初張緊力170.77N作用在軸上的力1670.07N帶輪參數(shù)由表31-11得 帶輪寬度B=415+210=80B=80mmII齒輪傳動設(shè)計 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計（主要參照教材機械設(shè)計（第八版）已知輸入功率為=5.57kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=323.33r/min、齒數(shù)比為3.由電動機驅(qū)動。工作壽命10年（設(shè)每年工作30

12、0天），兩班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用8級精度（GB10095-88） 材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1 小齒輪材料可選為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差20HBS。選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) ，為滿足互質(zhì)，取z2 =68.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 設(shè)計計算公式： 確定公式內(nèi)的各計算值試選載荷系數(shù)=1.4小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=164.47NM取齒寬系數(shù)查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限710Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限58

13、0Mpa 查表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù) N1=60nj =60323.3312830010=9.31108h N2=3.1108h查教材10-19圖得：K=1.17 K=1.24齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1.05,應用公式（10-12）得: =1.17710/1.05=793 =1.4 K=1.24=793 結(jié)果 =1.24560/1.05=721 （2） 設(shè)計計算1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 取d1=115mm2） 計算圓周速度V 1.95m/s3） 計算載荷系數(shù) 系數(shù)=1.25，根據(jù)V=1.95m

14、/s，8級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.12 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.33 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.33 得載荷系數(shù) =2.1564） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計算模數(shù)M 1. 、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 設(shè)計公式： m（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) =1.25X1.12X1.47X1.33=2.742） 計算當量齒數(shù) =23.7 =70.2 =721=114.95mmv=1.95m/sK=2.156=5.04mmK=2.74 3).由教材表10-5查得齒形系數(shù) 應

15、力校正系數(shù) 4) 由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限5) 由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88 K=0.896) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，得 = =7) 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.（2） 設(shè)計計算 取M=2.75mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=5 mm但為了同時滿足接

16、觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=115來計算應有的齒數(shù).計算齒數(shù) z=23 取z=23 那么z取68 4、計算幾何尺寸（1） d=115mm （2） d=340mm（3） =（4）（5） mm（6） =59.3圓整取b=60mm（7） 機構(gòu)設(shè)計 小錐齒輪分度圓直徑為115mm 采用實心結(jié)構(gòu)大錐齒輪分度圓直徑為340mm 采用腹板式結(jié)構(gòu)K=0.88K=0.89M=5.015mmz=23 =68d=115mmd=340mmR=177.92mmb=60m 斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計：斜齒輪嚙合好，且可以抵消一部分軸向力，降低軸承軸向負荷，故選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理

17、，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為229HB286HB，平均取240HB。計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果（1） 初步計算轉(zhuǎn)矩T1= 9550P1/ n1=468.82Nm齒寬系數(shù)由表9.3-11查取接觸疲勞極限由圖9.3-22b初步計算需用接觸應力值由表B1，估計取， 動載荷系數(shù)初步計算小齒輪直徑取初步齒寬（2）校核計算圓周速度精度等級由表9.3-1選擇8級精度齒數(shù)、模數(shù)和螺旋角取初取，傳動比誤差為-0.8%由表9.3-4取 一般與應取為互質(zhì)數(shù)取使用系數(shù)由表9.3-6原動機均勻平穩(wěn)，工作機有中等沖擊動載系數(shù)由圖9.3-6齒間載荷分配系數(shù)先求由表9.3-7，

18、非硬齒面斜齒輪，精度等級8級齒向載荷分布系數(shù)區(qū)域系數(shù)由圖.3-17查出彈性系數(shù)由表9.3-11查出重合度系數(shù)由表9.3-5由于無變位，端面嚙合角螺旋角系數(shù)齒形系數(shù)由圖9.3-19,查得應力修正系數(shù)由圖9.3-20查得重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)由圖9.3-21查取齒向載荷分布系數(shù)由圖9.3-9查取許用彎曲應力試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限由表9.3-14查最小安全系數(shù)由圖9.3-26確定尺寸系數(shù)由圖9.3-25確定彎曲壽命系數(shù)另外取驗算合格（3）許用接觸應力驗算許用接觸應力由表9.3-14取最小安全系數(shù)總工作時間應力循環(huán)次數(shù) （單向運轉(zhuǎn)取）接觸壽命系數(shù)由圖9.3-23查出齒面工作硬化系數(shù)接觸強度尺寸系數(shù)由

19、表9.3-15安調(diào)質(zhì)鋼查潤滑油膜影響系數(shù)取為驗算合格（4）確定主要傳動尺寸中心距取整螺旋角切向模數(shù)分度圓直徑齒寬（5）小結(jié)：齒輪主要傳動尺寸列表模數(shù)3壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂高3mm齒根高3.75mm齒頂間隙0.75mm齒根圓直徑 中 心 距220mm齒 寬齒頂圓直徑III軸的設(shè)計計算 1輸入軸的設(shè)計1. 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =5.57 kw =323.33r/min =164.47N.2. 、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 則 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得mm

20、輸入軸的最小直徑為安裝大帶輪，取 =36mm，4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）初步定輸入軸設(shè)計如圖。 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足大帶輪的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑。12段長度應適當小于L所以取=78mm2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為 45mm100mm27.25mm所以而=24mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1查得30309型軸承的定位軸肩高度，

21、因此取3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應略短于軸承寬度，但考慮到應加一擋油環(huán)，故取=40mm，4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與大帶輪右端面間的距離l=20mm，取=55mm。5） 錐齒輪輪轂寬度為50mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取由于，故取 （3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械 設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，大帶輪處處平鍵截面為與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定

22、位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為H7。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。5、 求軸上的載荷（30309型的a=21.3mm。所以倆軸承間支點距離為130mm 右軸承與齒輪間的距離為60mm。）載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M 總彎矩=212152.74N.mm扭矩T =164.47N.M6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為= 56.44Mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。

23、 2中間軸的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T =107.8r/min =468.82N.M 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定中間軸設(shè)計如圖。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30311，其

24、尺寸為，。 2）取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為。3）已知圓柱直齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取。4）齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=10mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=16mm，在確定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離s=10mm。（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，同理圓柱齒輪處用普通平鍵尺寸

25、為。選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為H7。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30311型的支點距離a=24.9mm。所以軸承跨距分別為L1=68mm，L2=118.5mm。L3=94.5mm做出彎矩和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=729041.61N.mm扭矩T =468.82N.mm 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中

26、的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。 3輸出軸的設(shè)計 1、求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =5.08 kw =32r/min =1516.66NM 2、求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 而 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得 輸出軸上采用兩個平鍵軸徑增大10%-15%，故4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1) 擬定輸出軸設(shè)計如下：同中間軸各軸段直徑和長度的選擇，圖示尺寸值如下，2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時

27、受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30315，其尺寸為，4）齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=10mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離s=10mm。 （3）軸上的周向定位 齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為110mm，同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣外部連桿與軸的連接，選用平鍵，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為

28、H7。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30315型的支點距離a=32mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1=182.5mm，L2=90.5mm。做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=771645.46N.mm扭矩T =1516.66N.M 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力=54.7mpa前已選定軸的材料

29、為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點處的應力最大，從應力集中對軸的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應力集中最為嚴重，且影響程度相當。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中點處雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故也不要校核。其他截面顯然不要校核，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核齒輪右端處的截面。（2） 截面左側(cè)校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)彎矩 截面上的扭矩=1516.66N.M 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。

30、由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設(shè)計（第八版）附表3-2查取。因， ，經(jīng)查值后查得 又由機械設(shè)計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為由機械設(shè)計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設(shè)計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)為 計算安全系數(shù)值故可知安全。（3） 截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)彎矩 截面上的扭矩=1516.66N.M 截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力過盈配合處取 則 故有效應力集中系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)為計算安全系數(shù)值故可知

31、安全。 Ft=3432.42NFr=1185.19NFa=395.06N=36mm=78mm=24mm=40mm=55mmc=16mm，IV軸承設(shè)計計算 1輸入軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為，軸向力 Fa=395.06N ， ，Y=1.7，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F 則 Fr1=3577.70N Fr2=5585.14N則 Fs1=1052.26N(右) Fs2=1642.69N（左）則 Fa1=2037.75N（右） Fa2=1642.69N（左）則 P1=4914.06N P2=6143.65N則 P=P2=6

32、143.65N 則Lh=10660nCP=7.28108Lh故軸承驗證合格。 2中間軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30311, 。軸向力Fa=1109.96N， ，Y=1.9，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F則 Fr1=5549.64N Fr2=7714.73N則 Fs1=1632.24N(左) Fs2=2269.04N（右）則 Fa1=1632.24N(左) Fa2=3638.55N（右）則 P1=6104.6N P2=9358.06N則 P=P2=9358.06N 則Lh=10660nCP=1.68106Lh故軸承驗證合格。 3輸出軸軸

33、滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30315. 軸向力Fa=3015.17N， ，Y=1.7，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F則 Fr1=4228.19N Fr2=6002.26N則 Fs1=1243.59N(右) Fs2=1765.37N（左）則 Fa1=4780.54N(右) Fa2=1765.37N（左）則 P1=9695.7N P2=6602.49N則 P=P2=9358.06N 則Lh=10660nCP=8.04106Lh故軸承驗證合格。 V、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1輸入軸鍵計算 1）校核大帶輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸

34、長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為：故單鍵即可。 2）校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2中間軸鍵計算1）校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵合格。 2）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵合格。 3輸出軸鍵計算1）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵合格。 2）校核輸出軸箱體露出鍵強度 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵合格。 VI、減速器機體各部分結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號減速器型式及尺寸（mm）箱座壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度箱蓋凸緣厚度機座底凸緣厚度 取地腳螺釘直徑取地腳螺釘數(shù)目取窺視孔蓋螺釘直徑 取定位銷直徑