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目 錄 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1 一 電動(dòng)機(jī)的選擇 2 二 傳動(dòng)比的分配 3 三 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 3 四 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 4 五 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)（錐齒輪的設(shè)計(jì)） 6 六 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)（圓柱齒輪的設(shè)計(jì)） 11 七 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 15 八 鍵連接的選擇和計(jì)算 25 九 滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算 26 十 聯(lián)軸器的選擇 28 十一 箱體的設(shè)計(jì) 28 十二 潤(rùn)滑和密封設(shè)計(jì) 30 設(shè)計(jì)總結(jié) 30 參考文獻(xiàn) 30 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 ___ _____系 專業(yè) __ _____班 姓名  設(shè)計(jì)日期 _____ __ 至 指導(dǎo)教師_____ ___ 教研室主任 一、 設(shè)計(jì)題目：鏈板式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 1— 電動(dòng)機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓錐-圓柱斜齒輪減速器； 5—開式齒輪傳動(dòng)；6—輸送鏈的小鏈輪 二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求 組別 鏈條有效拉力 F（N） 鏈條速度 V（m/s） 鏈節(jié)距 P(mm) 小鏈輪齒數(shù) Z1 i開 壽命（年） 5 11000 0.4 50.80 19 3~6 10 每日兩班制工作，傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，有中等沖擊，鏈速允許誤差為±5%。 三、 設(shè)計(jì)工作量 設(shè)計(jì)說明書1份；減速器裝配圖，零號(hào)圖1張；零件工作圖2張（箱體或箱蓋，1號(hào)圖；中間軸或大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖）。 四、 參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材 2．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》 3．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 4.《機(jī)械零件手冊(cè)》 5.其他相關(guān)書籍 一 電動(dòng)機(jī)的選擇 1.1 電動(dòng)機(jī)的類型：三相交流異步電動(dòng)機(jī)（Y系列） 1.2 功率的確定 1.2.1 工作機(jī)所需功率 ==11000×0.4=4.4KW 1.2.2 電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率η： η=×××× =0.992××0.97×0.98×0.97=0.834 （=0.99為聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率，=0.98為滾動(dòng)軸承的效率，=0.97為圓錐齒輪傳動(dòng)的效率，=0.98為斜齒輪的傳動(dòng)效率，=0.97為開式齒輪的傳動(dòng)效率） 1.2.3 所需電動(dòng)機(jī)的功率 =/η=4.4/0.834=5.28kw 1.2.4電動(dòng)機(jī)額定功率: 1.4 確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 因同步轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價(jià)格高，但可使減速器尺寸減小，其中=7.5kw，符合要求，但傳動(dòng)機(jī)構(gòu)電動(dòng)機(jī)容易制造且體積小。 小鏈輪分度圓直徑： 小鏈輪轉(zhuǎn)速: =60V/（πd）=24.75r/min 由表2-2查得兩級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍，開式齒輪傳動(dòng)比范圍，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為： 可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動(dòng)機(jī)均符合。綜合考慮選用1500r/min電動(dòng)機(jī)，參數(shù)如下表： 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率（kW） 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 同步 滿載 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2.2 二 傳動(dòng)比的分配 總傳動(dòng)比： =/=1440/24.75=58.18 要求開式齒輪傳動(dòng)比范圍，取則， 減速器的傳動(dòng)比i=i總/i開=58.18/4.5=12.93 設(shè)圓錐齒輪的傳動(dòng)比為，圓柱齒輪的傳動(dòng)比為。 選=3.5,則 =/=3.694 三 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 3.1各軸的轉(zhuǎn)速n 電機(jī)軸0的轉(zhuǎn)速：==1440r/min 高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速：==1440r/min 中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速：=/=1440/3.5=411.43r/min 低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速：=/=411.43/3.694=111.38r/min 開式齒輪輸入軸的轉(zhuǎn)速：==111.38r/min 開式齒輪輸出軸的轉(zhuǎn)速：=/=111.38/4.5=24.75r/min 3.2各軸的輸入功率P 電機(jī)軸0的輸入功率： 高速軸Ⅰ的輸入功率： 中間軸Ⅱ的輸入功率： 低速軸Ⅲ的輸入功率： 開式齒輪軸Ⅳ的輸入功率： 開式齒輪輸出軸Ⅴ的輸入功率： 3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T 電機(jī)軸0的輸入轉(zhuǎn)矩：42.94N·m 高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩：42.51N·m 中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩：141.45N·m 低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩：493.09N·m 開式齒輪軸Ⅳ的輸入轉(zhuǎn)矩：478.43N·m 開式齒輪輸出軸Ⅴ的輸入轉(zhuǎn)矩：2043.19N·m 3.4各軸參數(shù)表如下： 軸名 功率 P/KW 轉(zhuǎn)矩T/(N.mm） 轉(zhuǎn)速 n/（r/min） 傳動(dòng)比 i 電機(jī)軸 5.28 35.02 1440 1 Ⅰ軸 5.227 34.67 1440 Ⅱ軸 4.97 115.36 411.43 3.5 Ⅲ軸 4.772 409.16 111.38 3.694 Ⅳ軸 4.63 396.99 111.38 1 Ⅴ軸 4.4 1697.78 24.75 4.5 四 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)（圓錐齒輪） 4.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù) 選用直齒錐齒輪傳動(dòng)，速度不高，故選用7級(jí)精度 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表6.1選取小齒輪材料為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。 選小齒輪齒數(shù)Z1＝20，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝3.5×20=70 4.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 １）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）選取齒寬系數(shù) （4）知齒輪，查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14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6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力，取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1 ２）計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得 （2）計(jì)算圓周速度 （3）模數(shù)及主要尺寸的確定 模數(shù)：，取 　　　分度圓直徑： 節(jié)錐角： 　　　　　　　 錐距 　　　 平均分度圓直徑： 齒寬，取 4.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 （1） 彎曲強(qiáng)度校核公式： （2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動(dòng)載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 查表6.4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力 小錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 查得壽命系數(shù) 查得 ， 查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力 因此滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 4.4驗(yàn)算 1）齒面接觸強(qiáng)度驗(yàn)算 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) 最小安全系數(shù) 因此齒面強(qiáng)度足夠 圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 名稱 符號(hào) 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) 20 70 模數(shù) m m 3 傳動(dòng)比 i i 3.5 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 60 210 齒頂高 3 3 齒根高 3.6 3.6 齒全高 h 6.6 6.6 齒頂圓直徑 ， 65.77 (大端) 211.65 （大端） 齒根圓直徑 53.08 208.02 齒距 p 9.42 9.42 頂隙 c 0.6 0.6 錐距 R 109.2 109.2 齒頂角 ， 齒根角 齒頂圓錐角 ， 齒根圓錐角 ， 齒寬 38 38 五 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（圓柱斜齒輪） 5.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù) ①選用斜齒圓柱齒輪 ②運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級(jí)精度（GB10095-88） ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》（斜齒輪設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表10-1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，二者硬度差為40HBS。 ④選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) ⑤初選取螺旋角 5.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式(10-21）試算，即 ①確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c) 由圖10-26查得， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由表10-7選取齒寬系數(shù) f) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) g) 由圖10-21d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 h) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： i) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) j) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 ②計(jì)算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得 b) 計(jì)算圓周速度 c) 齒寬b及模數(shù)mnt d) 計(jì)算縱向重合度 e) 計(jì)算載荷系數(shù)K 由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因 表10-3查得；圖10-13查得 故載荷系數(shù)： f) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得 g) 計(jì)算模數(shù) 5.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式(10-17) ①確定計(jì)算參數(shù) a) 計(jì)算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 e) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，由式(10-12)得 f) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 ②設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)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來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取，則，實(shí)際u=107/29=3.69 5.4幾何尺寸計(jì)算 ①計(jì)算中心距 將中心距圓整為175mm ②按圓整后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(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計(jì)算齒輪寬度 圓整后取 圓柱斜齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 序號(hào) 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 29，107 2 端面模數(shù) 3 螺旋角 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 全齒高 8 頂隙 9 齒頂圓直徑 10 齒根圓直徑 11 齒寬 B1，B2 65mm，60mm 12 中心距 175mm 六 開式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)） 6.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù) 采用7級(jí)精度由表6.1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。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 1） 確定公式各計(jì)算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）小齒輪相對(duì)兩支承非對(duì)稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14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6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計(jì)算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計(jì)算圓周速度v 計(jì)算齒寬b 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù) 假設(shè)，由表查得 由表6.2查得使用系數(shù).25 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計(jì)算模數(shù)ｍ 6.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)： 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式得 計(jì)算載荷系數(shù)： （2）查取齒形系數(shù)，由表6.4查得　 （3）查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表6.4查得　 （4）計(jì)算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.59，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m＝4mm 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取 大齒輪齒數(shù) 6.4幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒寬寬度取B2=115mm, B1=120mm 圓柱齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 序號(hào) 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 28，128 2 模數(shù) m 4mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 9 齒寬 B1,B2 120mm，115mm 10 中心距 七 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 7.1 輸入軸設(shè)計(jì) 7.1.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =5.227kW =1440r/min =34.67N·m 7.1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小圓錐齒輪的分度圓半徑為 mm 7.1.3 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)課本表15-3，取得 因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大5%-10%，取=20mm左右。 =20mm 7.1.5 為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =28mm 7.1.6 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=28mm ，由指導(dǎo)書表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為 故 而為了利于固定 由指導(dǎo)書表15-1查得 7.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑 齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。 已知齒輪輪轂的寬度為40mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長(zhǎng)度，擋油環(huán)長(zhǎng)度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故 為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取 。 7.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取 7.1.9 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 7.1.10 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=19 mm 查得平鍵截面 長(zhǎng)50 mm 軸與錐齒輪之間的平鍵按 由課本表6-1查得平鍵截面 長(zhǎng)為36 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。 為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動(dòng)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m6。 7.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 7.2 中間軸設(shè)計(jì) 7.2.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.97kW =411.43r/min =115.36N·m 7.2.2 求作用在齒輪上的力 已知小圓柱齒輪的分度圓直徑=74.63mm = =2741.3=997.8N 已知大圓錐齒輪的平均分度圓直徑d=192mm mm N N 7.2.3 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)課本表15-3，取得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑。 因軸上有兩處鍵槽，故直徑增大5%~10%，故，為與軸承配合取30mm 7.2.4擬定軸上零件的裝配方案如圖 7.2.5初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) = 由指導(dǎo)書表15-1中初步選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為 所以 ==30mm 這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位， 由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑36mm，內(nèi)直徑30mm。 7.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段，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(zhǎng)，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度2.45，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 7.2.7 已知圓柱齒輪d=65，齒寬=65mm取 =56。 7.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對(duì)稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推算出，箱體對(duì)稱線次于截面3右邊16mm處，設(shè)此距離為 則取軸肩 有如下長(zhǎng)度關(guān)系： ++16mm=+-7mm 由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取 由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm 綜合 以上關(guān)系式，求出 7.2.9 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為36mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 7.2.10 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 7.3 輸出軸的設(shè)計(jì) 7.3.1 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.772kW =111.38/min =409.16N·m 7.3.2 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱齒輪的分度圓半徑 =275.37mm = =2620.6=953.8N 7.3.3 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)課本表15-3，取得 低速軸的最小值顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。 因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大5%—10%，故 7.3.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖。 7.3.5由圖可得為整個(gè)軸直徑最小處選 =45mm 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，取 根據(jù)聯(lián)軸器寬度及距箱體的距離綜合考慮取 7.3.6 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導(dǎo)書表15-1中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30311，其尺寸為 所以 ==55mm 這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位。 由表15-7查得30311型軸承的定位軸肩高度，因此取 去安裝圓柱齒輪處直徑 。 7.3.7 已知圓柱齒輪齒寬 =60mm 為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)， 故取=63mm。 7.3.8由于中間軸在箱體內(nèi)部長(zhǎng)為228mm，軸承30311寬為29mm，可以得出 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 7.3.9 軸上的周向定位 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為50mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為100mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動(dòng)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m6。 7.3.10 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 7.3.11 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面是軸的危險(xiǎn)截面。 計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的、及的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T =409.16N·m 7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 ， 軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)力 因此 故安全。 7.3.13判斷危險(xiǎn)截面：截面6右側(cè)受應(yīng)力最大 7.3.14截面6右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6右側(cè)彎矩 截面6上的扭矩 =409.16N·m 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45，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)及按課本附表3-2查取。因 ， 經(jīng)插值后查得 =2.018 =1.382 又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 = = 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 ==0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 /+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58 /+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66 計(jì)算安全系數(shù)值 >>S=1.5 故可知安全。 7.3.15 截面6左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側(cè)彎矩 截面6上的扭矩 =787.58N·m 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由課本附表3-8用插值法求得 /=3.75，則/=0.83.75=3 軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 故得綜合系數(shù)為 /+1/=3.75+1/0.92=3.84 /+1/=3+1/0.92=3.09 又取碳鋼的特性系數(shù) 所以軸的截面5右側(cè)的安全系數(shù)為 >>S=1.5 故可知其安全。 八 鍵連接的選擇和計(jì)算 8.1 輸入軸與帶輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=40mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=36mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=36mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=50mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 8.6 輸出軸與聯(lián)軸器的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=100mm。由指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。 滿足強(qiáng)度要求。 九 滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算 9.1 輸入軸上的軸承計(jì)算 9.1.1 已知: =1440r/min e=0.37 Y=1.6 9.1.2 求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值和Y值 相對(duì)軸向載荷 比e小 9.2.2 求兩軸承的軸向力 9.1.3 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 < e < e 由指導(dǎo)書表15-1查得： =859.5 N =300.8 N 9.1.4 驗(yàn)算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 9.2 中間軸上的軸承計(jì)算 9.2.1 已知： =411.43/min ， ， ， ， e=0.31，Y=1.9 9.2.2 求兩軸承的軸向力 9.2.3 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 < e < e 由指導(dǎo)書表15-1查的 =2520 N =1089 N 9.2.4 驗(yàn)算軸的壽命 >48000h 故可以選用。 9.3 輸出軸上的軸承計(jì)算 9.3.1 已知： =111.38r/min = =874.2 N ， e=0.35，Y=1.7 9.3.2 求兩軸承的軸向力 9.3.3 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 < e 由指導(dǎo)書表15-1查得： =2402 N 9.2.4 驗(yàn)算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 十 聯(lián)軸器的選擇 輸入軸：選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為7100 r/min。 輸出軸：選HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為2800 r/min。 十一 箱體的設(shè)計(jì) 11.1 箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 箱體是減速器的一個(gè)重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動(dòng)件的嚙合精度，使箱體有良好的潤(rùn)滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對(duì)減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗(yàn)公式在減速器裝配草圖的設(shè)計(jì)和繪制過程中確定。 11.2 箱體的材料及制造方法 選用HT150，砂型鑄造。 11.3 箱體各部分的尺寸（如表1、2） 表1：箱體參數(shù) 名 稱 符 號(hào) 圓錐圓柱齒輪減速器 計(jì)算結(jié)果 機(jī)座壁厚 0.025a+3mm≥8mm 10 機(jī)蓋壁厚 （0.8~0.85）≥8mm 8 機(jī)座凸緣厚度 b 1.5δ 15 機(jī)蓋凸緣厚度 1.5δ 15 機(jī)座底凸緣厚度 p 2.5δ 25 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12mm 24 地腳螺釘數(shù)目 n a ≤ 250mm 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 18 機(jī)座與機(jī)蓋連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df 12 連接螺栓d2的間距 l 150~200mm 軸承端螺釘直徑 d3 (0.4~0.5) df 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4) df 8 定位銷直徑 d (0.7~0.8) d2 9 df、d1 、d2至外機(jī)壁距離 見表2 d1 、d2至緣邊距離 見表2 軸承旁凸臺(tái)半徑 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)低速軸承座外徑確定 50 外機(jī)壁到軸承端面距離 c1+ c2+(5~8)mm 50 內(nèi)機(jī)壁到軸承端面距離 δ+ c1+ c2+(5~8)mm 58 大齒輪齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 ≥1.2δ 10 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離 ≥δ 10 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 、m m1≈0.85δ1，m≈0.85δ 7 軸承端蓋外徑 軸承座孔直徑+(5~5.5) d3 72 / 100 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2) d3 10 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準(zhǔn) 十二 潤(rùn)滑和密封設(shè)計(jì) 12.1潤(rùn)滑 齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤(rùn)滑，軸承采用脂潤(rùn)滑。浸油潤(rùn)滑不但起到潤(rùn)滑的作用，同時(shí)有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動(dòng)功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤(rùn)滑，傳動(dòng)件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設(shè)計(jì)的減速器的合適浸油深度H1 對(duì)于圓柱齒輪一般為1個(gè)齒高，但不應(yīng)小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時(shí)間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、被污染的程度。查手冊(cè)選擇L-CKB 150號(hào)工業(yè)齒輪潤(rùn)滑油。 12.2密封 減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內(nèi)側(cè)、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。 12.2.1軸伸出處的密封：作用是使?jié)L動(dòng)軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤(rùn)滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格便宜、安裝方便、但對(duì)軸頸接觸的磨損較嚴(yán)重，因而工耗大，氈圈壽命短。 12.2.2軸承內(nèi)側(cè)的密封：該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤(rùn)滑的軸承，防止過多的油進(jìn)入軸承內(nèi)，破壞脂的潤(rùn)滑效果。 12.2.3箱蓋與箱座接合面的密封：接合面上涂上密封膠。 設(shè)計(jì)總結(jié) 短短一個(gè)月的課程設(shè)計(jì)，讓我意識(shí)到成為一個(gè)設(shè)計(jì)師必須具備扎實(shí)的基礎(chǔ)功底。在完成課程設(shè)計(jì)的過程中也讓我對(duì)以前所學(xué)的東西有了更深的認(rèn)識(shí)并懂得了如何應(yīng)用到實(shí)際中，初步了解了設(shè)計(jì)的具體步驟和過程的同時(shí)加強(qiáng)了自己的動(dòng)手能力以及思考、解決問題的能力。 參考文獻(xiàn) [1]? 濮良貴、紀(jì)名剛主編．機(jī)械設(shè)計(jì)．北京：高等教育出版社，2006． [2]? 李育錫主編，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書，北京：高等教育出版社，2008．6. 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