機械設計課程設計任務書.doc

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重慶交通大學 《機械設計》課程設計任務書 名 稱： 二級圓柱齒輪減速器 學 院： 機電與汽車工程學院 專業(yè)班級： 學生姓名： 學 號： 指導老師： 成 績： 完成日期： 2014年6月16日 目錄 設計要求綜述----------------------------------------------------------------------------------2 一、電動機的選擇----------------------------------------------------------------------------3 二、傳動比的分配----------------------------------------------------------------------------3 三、計算各軸的轉速-------------------------------------------------------------------------4 四、計算各軸的轉矩-------------------------------------------------------------------------4 五、帶傳動設計-------------------------------------------------------------------------------5 六.齒輪傳動設計------------------------------------------------------------------------------7 （一）斜齒圓柱齒輪(高速級齒輪)設計---------------------------------------------7 （二）直齒圓柱齒輪(低速級齒輪)設計---------------------------------------------14 七 軸及軸承的設計--------------------------------------------------------------------------20 （一）輸出軸（Ⅲ軸）及軸承的設計--------------------------------------------------20 （二）中間軸（Ⅱ軸）及軸承的設計---------------------------------------------------24 (三)輸入軸（Ⅰ軸）及軸承的設計-----------------------------------------------------28 八 減速器箱體尺寸數(shù)據(jù)選擇--------------------------------------------------------------32 九 減速器潤滑與密封-----------------------------------------------------------------------35 十 主要設計結論-----------------------------------------------------------------------------35 十一 感想及致謝-----------------------------------------------------------------------------36 參考文獻----------------------------------------------------------------------------------------37 設計要求綜述 1.設計題目 設計一帶式輸送機的傳動裝置（一級圓柱直齒輪和一級圓柱斜齒輪減速器），傳動示意圖如下： 1 2 3 4 5 6 v Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 1—電動機 2—V帶傳動 3—減速器 4—聯(lián)軸器 5—鼓輪 6—輸送帶 已知條件： 1）鼓輪直徑： D= 250 毫米； 2）鼓輪上的圓周力： F= 1800 牛頓； 3）輸送帶速度： V= 1.5 米/秒； 技術條件與說明： 1）傳動裝置的使用壽命預定為 15 年每年按300天計算， 2 班制工作每班按8小時計算； 2）工作機的載荷性質(zhì)為平穩(wěn)、輕微沖擊、中等沖擊、嚴重沖擊；單、雙向回轉； 3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏； 4）傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇； 5）輸送帶允許的相對速度誤差≤3～5%。 2.設計要求 1）減速器裝配圖1張； 2）零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）； 3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫； 3.設計期限 1）設計開始日期： 2014年3月23日 2）設計完成日期： 2014年 6月26 日 4.指導老師 本設計由指導老師 指導。 一、電動機的選擇 1.確定工作機功率 2.原動機功率 傳動系統(tǒng)總效率 根據(jù)參考文獻【4】表9.1知，聯(lián)軸器的傳動效率；滾動軸承的效率；閉式斜齒圓柱齒輪的傳動效率；滾筒的傳動效率為；V帶的傳動效率，總傳動效率為： 原動機的功率 由參考文獻【4】表12-1選定額定功率為4kw. 3.確定電動機轉速 由公式：總傳動比，電動機轉速 且：普通V帶，滾子鏈，單級齒輪減速器 所以 符合這一范圍的電動機同步轉速的有1500 r/min、 3000r/min兩種，選用同步轉速為3000r/min的電動機，查參考文獻【4】表12－1選定電動機型號為Y112M-2其主要性能如表所示 電動機型號 額定功率/KW 滿載轉速/(r.min-1) 起動轉矩 額定轉矩 最大轉矩額定轉矩 Y112M-2 4 2890 2.2 2.3 二、傳動比的分配 電機轉速為3000r/min，則 由于減速箱是展開布置，所以，取高速級傳動比，由低速級傳動比為 ， 從而高速級傳動比為 三、計算各軸的轉速 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 四、計算各軸的轉矩 1.求各軸功率 2.求各軸轉矩 將數(shù)據(jù)帶入公式可得 五、帶傳動設計 1、確定計算功率 由參考文獻【1】表8-8查得工作情況系數(shù)，則 2、選擇V帶的帶型 根據(jù)，電動機滿載轉速為2890r/min，由參考文獻【1】圖8-11選用A型v帶 3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v ①初選小帶輪的基準直徑 由參考文獻【1】表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 ②驗算帶速v 因,帶速合適。 ③計算大帶輪的基準直徑。 大帶輪的基準直徑 由參考文獻【1】表8-9知 ,可取。 4、確定V帶的中心距和基準長度 （1）初定中心距 （2）所需的基準長度 由參考文獻【1】表8-2選帶的基準長度 （3）計算實際中心距a 由參考文獻【1】式8-24得 中心距變化范圍為460-523mm。 5、驗算小帶輪上的包角 6、計算帶的根數(shù)z ①計算單根V帶的額定功率 由和,查參考文獻【1】中表8-4得 根據(jù) 和A型帶查參考文獻【1】中表8-5得 查參考文獻【1】中表8-6得，查參考文獻【1】中表8-2得,則 V帶的根數(shù) 取z=3根。 7、計算單根V帶的初拉力的最小值 由參考文獻【1】表8-3查得V帶單位長度質(zhì)量q=0.105 應使帶的實際初拉力。 8、計算壓軸力 壓軸力的最小值 9、帶輪結構設計 V型設計結論：選用A型普通V帶3根，帶基準長度1430mm。小帶輪基準直徑90mm，大帶輪基準直徑180mm，中心距控制在460-523mm。單根帶初拉力不小于125.81N。 六.齒輪傳動設計 （一）斜齒圓柱齒輪(高速級齒輪)設計 1.選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下： （1） 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20 （2） 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照參考文獻【1】中表10-8，選擇7級精度 （3） 材料 由[2]中表10-1選擇 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 硬度240HBS （4） 試選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 。 初選螺旋角 2.按齒面接觸強度設計 (1)由參考文獻【1】式10-11試算小齒輪分度圓直徑 1）確定公式中各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②小齒輪轉矩 ③由參考文獻【1】中表10-5查得材料彈性影響系數(shù) ④齒寬系數(shù)：由參考文獻【1】中表10—7知齒寬系數(shù) ⑤由參考文獻【1】中圖10-20查得區(qū)域系數(shù) ⑥計算疲勞強度用重合度系數(shù) ⑦計算接觸疲勞強度許用應力[] 由參考文獻【1】圖10-25d查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限分別為 計算應力循環(huán)次數(shù) 由參考文獻【1】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1，則 由參考文獻【1】中式10-14 取其中較小者，即 2）試算小齒輪分度圓直徑 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①計算圓周速度 ②計算齒寬b 2）計算實際載荷系數(shù) ①由參考文獻【1】表10-2查得使用系數(shù) ②據(jù)、7級精度，由參考文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù) ③齒輪的圓周力 由參考文獻【1】表10-3得齒間載荷分配系數(shù) ④由參考文獻【1】表10-4用插值法查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒間載荷分布系數(shù) 由此，實際載荷系數(shù) 3）由參考文獻【1】式10-12， ①按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 ②相應齒輪模數(shù) 3.按齒根彎曲疲勞強度校核 （1）由參考文獻【1】中式10-7試算模數(shù) 1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ①試選 ② 由參考文獻【1】式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) ③計算 由參考文獻【1】中： 圖10-17查得齒形系數(shù) 圖10-18查得應力修正系數(shù) 圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為 圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 大齒輪的數(shù)值大,因此 2） 試算模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的準備 ①圓周速度 ②齒寬 ③寬高比 2）計算實際載荷系數(shù) ①由，7級精度，由參考文獻【1】圖10-8查得動載系數(shù) ②由 根據(jù)參考文獻【1】表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ③由參考文獻【1】表10-4用插值法查得，結合b/h=10.445,查圖10-13， 得，則載荷系數(shù)為 3）由參考文獻【1】式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結果，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)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.774，并根據(jù)參考文獻【5】表10-1就近圓整為標準值m=2.0，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑。 由此則算出小齒輪的齒數(shù) 實際傳動比： 傳動比誤差： 符合要求。 4.幾何尺寸計算 ①分度圓直徑 ② 中心距 ③ 齒輪寬度 取 5.圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計與制造，可采用變位法將中心距圓整至。 （1）修正螺旋角 （2）計算變位系數(shù)和 ①計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變位系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 ②分配變位系數(shù) 由參考文獻【1】圖10-21b，坐標點位于L16和L17之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標的處作垂線，與射線交點的橫坐標分別是 (2)齒面接觸疲勞強度校核 按照前面的方法，求得： 代入，可得齒面接觸疲勞強度 齒面接觸疲勞強度符合要求。 （3）齒根彎曲疲勞強度校核 同理，求得 代入公式，求得 齒根彎曲疲勞強度符合要求。 6.主要結論 （二）直齒圓柱齒輪(低速級齒輪)設計 1.選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下： （1） 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20 （2） 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照參考文獻【1】中表10-8，選擇7級精度 （3） 材料 由[2]中表10-1選擇 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 硬度240HBS （4） 試選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 2.按齒面接觸強度設計 (1)由參考文獻【1】式10-11試算小齒輪分度圓直徑 1）確定公式中各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②小齒輪轉矩 ③由參考文獻【1】中表10-5查得材料彈性影響系數(shù) ④齒寬系數(shù)：由參考文獻【1】中表10—7知齒寬系數(shù) ⑤由參考文獻【1】中圖10-20查得區(qū)域系數(shù) ⑥計算疲勞強度用重合度系數(shù) ⑦計算接觸疲勞強度許用應力 由參考文獻【1】圖10-25d查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限分別為 計算應力循環(huán)次數(shù) 由參考文獻【1】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1，則 由參考文獻【1】中式10-14 取其中較小者，即 ⑧試算小齒輪分度圓直徑 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①計算圓周速度 ②計算齒寬 2）計算實際載荷系數(shù) ①由參考文獻【1】表10-2查得使用系數(shù) ②據(jù)、7級精度，由參考文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù) ③齒輪的圓周力 由參考文獻【1】表10-3得齒間載荷分配系數(shù) ④由參考文獻【1】表10-4用插值法查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒間載荷分布系數(shù) 由此，實際載荷系數(shù) 3）由參考文獻【1】式10-12 ①按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 ②相應齒輪模數(shù) 3.按齒根彎曲疲勞強度校核 （1）由參考文獻【1】中式10-7試算模數(shù) 1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ①試選 ② 由參考文獻【1】式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) ③計算 由參考文獻【1】中： 圖10-17查得齒形系數(shù) 圖10-18查得應力修正系數(shù) 圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為 圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 大齒輪的數(shù)值大,因此 2） 試算模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的準備 ①圓周速度 ②齒寬 ③寬高比 2）計算實際載荷系數(shù) ①由，7級精度，由參考文獻【1】圖10-8查得動載系數(shù) ②由 根據(jù)參考文獻【1】表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ③由參考文獻【1】表10-4用插值法查得，結合寬高比，查圖10-13， 得，則載荷系數(shù)為 3）由參考文獻【1】式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結果，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)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)2.449，并根據(jù)參考文獻【5】表10-1就近圓整為標準值m=2.5，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù) 實際傳動比： 傳動比誤差： 符合要求。 4.幾何尺寸計算 ①分度圓直徑 ② 中心距 ③ 齒輪寬度 取 5.圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計與制造，可采用變位法將中心距圓整至，其他幾何參數(shù)不變。 （1）計算變位系數(shù)和 ①計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變位系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 ②分配變位系數(shù) 由參考文獻【1】圖10-21b，坐標點位于L14和L15之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標的處作垂線，與射線交點的橫坐標分別是 (2)齒面接觸疲勞強度校核 按照前面的方法，求得： 代入，可得齒面接觸疲勞強度 齒面接觸疲勞強度符合要求。 （3）齒根彎曲疲勞強度校核 同理，求得 代入公式，求得 齒根彎曲疲勞強度符合要求。 6.主要結論 七 軸及軸承的設計 （一）輸出軸（Ⅲ軸）及軸承的設計 1.求Ⅲ軸上的功率、轉速、轉矩。 2. 作用在齒輪4上的力。 3. 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。根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取，得 當軸的截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于軸徑小于100mm的軸，有一個鍵槽的軸徑增大5%到7%之間，現(xiàn)選5%，則 軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器的直徑。為使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩查參考文獻【1】表14-1，考慮到工作機械的載荷性質(zhì)為：平穩(wěn)、輕微沖擊、嚴重沖擊、單雙向回轉，選取，則聯(lián)軸器計算轉矩 按照應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，由參考文獻【2】表13-1,選用LX6彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩6300Nm，許用轉速2720r/min,半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度 。 4.軸的結構設計。 （1）擬定軸上零件的裝配方案?，F(xiàn)選用如圖7-1所示的裝配方案。 圖7-1 軸III裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)軸向定位的要求，Ⅰ-Ⅱ軸段的左端需制出一軸肩，故取II-III段軸的直徑，左端用軸端擋圈固定，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度 ，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，I-II軸段的長度應比略短一些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動軸承。因為軸Ⅲ沒有受到軸向的作用力，故選取深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，由參考文獻【2】表12-1選取代號為6213的深溝球軸承，其尺寸為，故，,右邊軸承的左端面用軸肩定位，同時由參考文獻【2】表12-1查得6213深溝球軸承的定位軸肩直徑，所以。 3）取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑，齒輪左端用套筒定位。已知齒輪4的寬度，為了使套筒端面可靠壓緊齒輪，此軸段長度應略小于輪轂長度，故取，齒輪的右端用軸肩定位，軸肩高度，由軸徑，由參考文獻【1】表15-2，查得，所以取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度，取。 4）取軸承端蓋的總寬度為20mm，為了滿足軸端蓋的拆裝及便于添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面到半聯(lián)軸器左端的距離，故取。 5)取齒輪距箱體壁之間的距離中間軸斜齒輪2與齒輪4之間的距離，考慮箱體的鑄造誤差，在確定深溝球軸承的位置時，應距箱體內(nèi)壁距離，已知深溝球軸承寬度，中間軸斜齒輪寬度，則有 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。 6）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。按查參考文獻【2】表11.28得平鍵截面尺寸為，根據(jù)，選取鍵槽長度，同時為了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，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用尺寸為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是通過過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為m6。 7）確定軸上圓角和倒角尺寸。根據(jù)參考文獻【1】表15-2選?。狠S端倒角145， 所有軸肩圓角半徑均為1.6mm。 5.求軸上的載荷 軸的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖如圖7-2所示。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面。所計算出的截面C處的、、及的值列于表7-1。 表7-1 III軸的危險截面C處的、、及的值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面的強度。軸單雙向旋轉，扭轉切應力應為對稱循環(huán)應力，取。由參考文獻【1】表15-4得 （h為鍵槽的高度） 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻【1】表15-1查得。，符合要求。 圖7-2 軸III的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖 （二）中間軸（Ⅱ軸）及軸承的設計 1.求Ⅱ軸上的功率、轉速、轉矩。 2.作用在齒輪2、3上的力。 齒輪2： 齒輪3： 3.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。根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取，得 當軸的截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于軸徑小于100mm的軸，有一個鍵槽的軸徑增大5%到7%之間，現(xiàn)選5%，則 軸的最小直徑顯然是安裝在軸承的直徑。 4.軸的結構設計。 （1）擬定軸上零件的裝配方案。結構示意圖如圖7-3所示。 圖7-3 軸II的結構示意圖 （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。因為軸Ⅱ既受到軸向的作用力也受到徑向的作用力，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選取代號為30305的單列圓錐滾子軸承，其尺寸為，定位直徑，故,定位套筒左端的直徑為36mm。 2）取安裝直齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑，安裝斜齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑。直齒輪的右端用軸肩定位，軸肩高度，由軸徑，查參考文獻【1】表15-2，得，所以取，則軸環(huán)處的直徑。直齒輪的左端用套筒定位，已知齒輪3的輪轂寬度為60mm，為了使套筒可靠壓緊直齒輪，取。由之前的數(shù)據(jù)可知中間軸斜齒輪2與齒輪4之間的距離，考慮到裝配問題，。有Ⅱ軸斜齒輪的齒寬，右端用套筒定位，遂取。Ⅲ軸齒輪距箱體壁之間的距離，則Ⅱ軸軸直齒輪與箱壁的間隙，考慮箱體的鑄造誤差，在確定深溝球軸承的位置時，應距箱體內(nèi)壁距離，則 （3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位均采用平鍵連接。按查參考文獻【2】表11.28得平鍵截面尺寸為，根據(jù)，，選取直齒輪的平鍵長度，斜齒輪平鍵長度，平鍵的尺寸分別為，。同時為了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，滾動軸承與軸的軸向定位是通過過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。根據(jù)參考文獻【1】表15-2選?。狠S端倒角145， 所有軸肩圓角半徑均為1.6mm。 （5） 求軸上的載荷 軸的計算簡圖如圖7-4所示。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。由參考文獻【2】表12-4查得30305單列圓錐滾子軸承，所以簡支梁的支撐跨距 圖7-4軸II的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面。所計算出的截面C處的、、及的值列于表7-2。 表7-2軸II的危險截面C處的、、及值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 (6) 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面的強度。軸單雙向旋轉，扭轉切應力應為對稱循環(huán)應力，取。由參考文獻【1】表15-4得 （h為鍵槽的高度） 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻【1】表15-1查得。，符合要求。 (三)輸入軸（Ⅰ軸）及軸承的設計 1.求Ⅰ軸上的功率、轉速、轉矩。 2.求作用在齒輪1上的力。 3.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。根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取，于是得 當軸的截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于軸徑小于100mm的軸，有一個鍵槽的軸徑增大5%~7%，現(xiàn)選5%，則有 軸的最小直徑顯然是安裝在帶輪處的直徑。取帶輪的孔徑。定位出的軸徑，現(xiàn)取。查參考文獻【1】表8-11，得A型槽的輪槽尺寸：，。在V帶的設計中需要3根A型V帶，則帶輪的寬度，帶輪的輪轂長度，取。 4. 軸的結構設計。 1） 周的結構示意圖如圖7-5所示。 圖7-5 軸I的結構示意圖 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。因為軸Ⅱ既受到軸向的作用力也受到徑向的作用力，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)帶輪的孔徑，帶輪輪轂的長度，得，。帶輪的右端用軸肩固定，軸肩高度，由軸徑，查參考文獻【1】表15-2，得，所以，則。Ⅱ-Ⅲ軸段安裝軸承，其軸徑由軸承孔徑?jīng)Q定，查參考文獻【2】，取選取代號為30207的單列圓錐滾子軸承，其尺寸為，定位直徑，故，。。 （2）確定軸段的長度。斜齒輪1左端面到左箱壁的距離 ，則有 端蓋外端面到箱體內(nèi)壁的距離，取帶輪右端面到端蓋的距離，則有。 （3）軸上零件的周向定位 帶輪的周向定位采用平鍵連接。按，查GB/T1096-2003得平鍵截面尺寸為。滾動軸承與軸的軸向定位是通過過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。根據(jù)參考文獻【1】表15-2選取：軸端倒角145， 所有軸肩圓角半徑均為1.6mm。 5.求軸上的載荷 軸的計算簡圖如圖7-6所示。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值（參看圖15-23）。對于32307單列圓錐滾子軸承，，所以簡支梁的支撐跨距 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、、及的值列于表7-3。 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面的強度。軸單雙向旋轉，扭轉切應力應為對稱循環(huán)應力，取。 表7-3 軸I危險截面C處的、、及值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 圖7-6軸I的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖 由表15-4得 （h為鍵槽的高度） 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻【1】表15-1查得。因，符合要求。 八 減速器箱體尺寸數(shù)據(jù)選擇 1.減速器箱體材料為，結構尺寸如表8-1：(單位：mm) 表8-1減速器箱體尺寸表 代號 名稱 設計計算 結果 機座壁厚 （為低速級中心距） 機蓋壁厚 機蓋筋板厚度 機座筋板厚度 箱座分箱面凸緣厚 箱蓋分箱面凸緣厚 箱座底凸緣厚 地腳螺栓直徑 軸承旁連接螺栓直徑 機蓋與機座連接螺栓直徑 軸承端蓋螺栓直徑 窺視孔蓋螺栓直徑 定位銷直徑 地腳螺栓數(shù)目 時， 至外機壁距離 由推薦用值確定 至凸緣邊距離 由推薦用值確定 至外機壁距離 由推薦用值確定 至凸緣邊距離 由推薦用值確定 至外機壁距離 由推薦用值確定 至凸緣邊距離 由推薦用值確定 軸承旁凸臺半徑 由推薦用值確定 軸承座孔外端面至箱外壁的距離 機蓋與機座連接螺栓的間距 軸承座孔外的直徑 軸承孔直徑 凸臺高度 軸承旁連接螺栓距離 盡量靠近軸承，以、不干涉為限度，一般取 箱座的深度 ，為浸入油池內(nèi)的最大旋轉零件 的外圓半徑 箱座的寬度 由之前設計輸出軸時設定 大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁的間距 2.觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 由參考文獻【6】表4-7，觀察孔尺寸可選：， 孔蓋，，孔徑，孔數(shù)。 3.油面指示裝置設計 查參考文獻【6】表4.10選用油標尺d=M2 4.通氣器的選擇 查參考文獻【6】表4.8選用一次過濾裝置的通氣帽 5.放油孔及螺塞的設計 查參考文獻【6】表4.9選用六角螺塞及封油墊，封油圈材料為耐油橡膠。油塞材料為。 6.起吊環(huán)、吊耳的設計 箱蓋上吊耳環(huán)，， 箱座上吊鉤，，，， 7.起蓋螺釘?shù)倪x擇 選用螺釘 8.定位銷選擇 選用圓錐銷 九 減速器潤滑與密封 （一）潤滑方式 齒輪速度小于12m/s，應采用噴油潤滑，但考慮成本及需要選用浸油潤滑，齒輪潤滑選用150號機械油，最低－最高油面距(大齒輪)10～20mm，需油量為1.5L左右。軸承采用潤滑脂潤滑，軸承潤滑選用ZL－3型潤滑脂,用油量為軸承間隙的1/3～1/2為宜。 （二）密封方式 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封 選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。 2.觀察孔和油孔等出接合面的密封 在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封 3.軸承孔的密封 悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部,軸的外延端與透端蓋的間隙，由于速度小于3m/s，故選用半粗羊毛氈加以密封。 4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部。 十 主要設計結論表 表10-1 帶傳動設計結論 帶傳動 類型 根數(shù) （根） 基準長度 （mm） 小帶輪直徑(mm) 大帶輪直徑(mm) 中心距 (mm) 單根帶最小初拉力(N) A型普通V帶 3 1430 90 180 460-523 125.81 表10-2齒輪設計結論 齒輪編號 材料 材料處理 精度 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 變位系數(shù) 配合中心距 螺旋角 齒寬 高速齒輪 1 40Cr 調(diào)質(zhì) 7級 20 2.0 mm 20 0.75 110mm 13.41 45mm 2 45鋼 調(diào)質(zhì) 7級 87 2.0 mm 20 0.92 13.41 40mm 低速齒輪 3 40Cr 調(diào)質(zhì) 7級 23 2.5 mm 20 0.51 120mm 0 60mm 4 45鋼 調(diào)質(zhì) 7級 71 2.5 mm 20 0.56 0 57.5mm 注：軸的尺寸等設計結論見圖紙，減速箱體數(shù)據(jù)見表8-1。 十一 感想及致謝 初次接觸課程設計，有一種全新的感覺，和以前接觸的是完全不同的境界。一切都從零開始，翻閱資料，購書學習，然后試著設計、計算、校核、繪圖，并且不斷的修改，反復進行。每一部分、每一個步驟都讓我們感到受益非淺。有時因一個小小的錯誤，看起來并不影響美觀的圖紙，但經(jīng)過反復思考，才發(fā)現(xiàn)這樣一個不起眼的小錯誤就會造成意想不到的后果，這讓我知道了千里之堤，毀于蟻穴的道理；有時還會出現(xiàn)別的不合理的地方。 由于在設計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現(xiàn)問題，如：在選擇計算標準間是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準確。 課程設計運用到了很多知識，例如將理論力學，材料力學，機械設計，機械原理，互換性與測量技術等，是我對以前學習的知識有了更深刻的體會。 通過課程設計，基本掌握了運用繪圖軟件制圖的方法與思路，對計算機繪圖方法有了進一步的加深，基本能繪制一些工程上的圖。同時在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力， 課程設計讓我們有機會把理論和實踐相結合，學會了用理論去指導實踐，同時也只有通過實踐檢驗才知道理論正確與否。同時在這次課程設計中我們深刻體會到機械設計發(fā)展的速度之快，在社會各領域的地位也越來越高。雖然，我們?nèi)缙谕瓿闪苏n程設計，但應當承認，我們設計的全面性還不夠，考慮問題的周密性也不強，所設計的最后結果還沒有達到最優(yōu)效果。這其中有多方面原因，這包括對所學的知識不夠熟練，也包括我們對實踐中的機械零件的不夠了解，這要求我們以后再實踐中加強，因此在這方面我們應不斷學習，不斷更新知識，不斷充實自己，這樣才能適應信息時代的發(fā)展。 本次課程設計過程中，指導教師提出了許多實質(zhì)性的建議，同時裝備班同學也給了我很多幫助，在此表示衷心的感謝。 參考文獻 【1】濮良貴，陳國定，吳立言主編.機械設計，第9版.北京：高等教育出版社，2013年5月 【2】張鋒，古樂主編.機械設計課程設計，第五版.哈爾濱，哈爾濱工業(yè)大學出版社，2012年8月 【3】榮涵銳主編.機械設計課程設計簡明圖冊，哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2004年12月 【4】吳宗澤，羅圣國主編.機械設計課程設計手冊，第三版北京：高等教育出版社，2006年5月 【5】孫桓，陳作模，葛文杰主編.機械原理，第七版.北京：高等教育出版社，2006年5月 【6】王世剛,王樹才主編，機械設計實踐與創(chuàng)新，國防工業(yè)出版社，2009年3月