二級減速器(機械課程設(shè)計)(含總結(jié)).doc

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機械設(shè)計課程設(shè)計 姓名： 班級： 學(xué)號： 指導(dǎo)教師： 成 績： 日期：2011 年 6 月 目 錄 1. 設(shè)計目的……………………………………………………………2 2. 設(shè)計方案……………………………………………………………3 3. 電機選擇……………………………………………………………5 4. 裝置運動動力參數(shù)計算……………………………………………7 5.帶傳動設(shè)計 …………………………………………………………9 6.齒輪設(shè)計……………………………………………………………18 7.軸類零件設(shè)計………………………………………………………28 8.軸承的壽命計算……………………………………………………31 9.鍵連接的校核………………………………………………………32 10.潤滑及密封類型選擇 ……………………………………………33 11.減速器附件設(shè)計 …………………………………………………33 12.心得體會 …………………………………………………………34 13.參考文獻 …………………………………………………………35 1. 設(shè)計目的 機械設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生具有機械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。課程設(shè)計則是機械設(shè)計課程的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學(xué)生第一次全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，其目的是： （1）通過課程設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機械設(shè)計問題的能力。 （2）學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律。 （3）通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計過程和方法。 （4）學(xué)習(xí)進行機械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計算，繪圖，查閱設(shè)計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。 2. 設(shè)計方案及要求 據(jù)所給題目：設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下： 1—輸送帶 2—電動機 3—V帶傳動 4—減速器 5—聯(lián)軸器 技術(shù)與條件說明： 1）傳動裝置的使用壽命預(yù)定為 8年每年按350天計算， 每天16小時計算； 2）工作情況：單向運輸，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35度； 3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏； 4）運動要求：輸送帶運動速度誤差不超過；滾筒傳動效率0.96； 5）檢修周期：半年小修，兩年中修，四年大修。 設(shè)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(shè)計計算說明書一份，按指導(dǎo)老師的要求書寫 4）相關(guān)參數(shù)：F=8KN，V=0.6，D=400mm。 3. 電機選擇 3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 3.2 選擇電動機的容量 工作機有效功率P=,根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)F=8KN，V=0.6。則有：P===4.8KW 從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 = 式中，，，，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)《機械設(shè)計手冊》知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.99，則有： =0.96 =0.85 所以電動機所需的工作功率為： P===5.88KW 取P=6.0KW 3.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=8~40和帶的傳動比I=2~4，則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為： I=I=（8~40）（2~4）=16~200 工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 n== 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=I=（16~200）28.7 =（459~5740） 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min和1500r/min三種，由于本次課程設(shè)計要求的電機同步轉(zhuǎn)速是1000r/min。查詢機械設(shè)計手冊（軟件版）【常有電動機】-【三相異步電動機】-【三相異步電動機的選型】-【Y系列（IP44）三相異步電動機技術(shù)條件】-【電動機的機座號與轉(zhuǎn)速對應(yīng)關(guān)系】確定電機的型號為Y160M-6.其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,額定功率為7.5KW。 4. 裝置運動動力參數(shù)計算 4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 I= 2）分配到各級傳動比 因為I=已知帶傳動比的合理范圍為2~4。故取V帶的傳動比則I分配減速器傳動比，參考機械設(shè)計指導(dǎo)書圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為 4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 電動機軸： 轉(zhuǎn)速：n=970 輸入功率：P=P=6.0KW 輸出轉(zhuǎn)矩：T=9.55=9.55 =5.9N Ⅰ軸（高速軸） 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：P=P 輸入轉(zhuǎn)矩 T=9.55 Ⅱ軸（中間軸） 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：P=P =5.5KW 輸入轉(zhuǎn)矩： T=9.55 Ⅲ軸（低速軸） 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：PP =5.28KW 輸入轉(zhuǎn)矩： TN 卷筒軸： 轉(zhuǎn)速：n 輸入功率：P=P =5.28 =5.17KW 輸入轉(zhuǎn)矩： N 各軸運動和動力參數(shù)表4.1 軸 號 功率 （KW） 轉(zhuǎn)矩（N） 轉(zhuǎn)速（） 電機軸 6 5.9 970 1軸 5.76 1.3 440 2軸 5.5 5.6 93.6 3軸 5.28 1.76 28.6 卷同軸 5.17 1.73 28.6 圖4-1 5.帶傳動設(shè)計 5.1 確定計算功率P 據(jù)[2]表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有： P=KP 5.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和n有[2]圖8-11選用A帶。 5.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d有[2]表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=125mm。 （2）驗算帶速v，有： =6.35 因為6.35m/s在5m/s~30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d 取=280mm 新的傳動比i==2.24 5.4 確定V帶的中心距a和基準長度L (1)據(jù)[2]式8-20初定中心距a=700mm (2)計算帶所需的基準長度 =2044mm 由[2]表8-2選帶的基準長度L=2000mm （3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 5.5 驗算小帶輪上的包角 5.6 計算帶的根數(shù)z （1）計算單根V帶的額定功率P 由和r/min查[2]表8-4a得 P=1.39KW 據(jù)n=970，i=2.2和A型帶，查[2]8-4b得 P=0.11KW 查[2]表8-5得K=0.96，K=1.03，于是： P=(P+P)KK =（1.39+0.11）0.961.03 =1.48KW （2）計算V帶根數(shù)z 故取5根。 5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F） 由[2]表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1。所以 =170.76N 應(yīng)使實際拉力F大于（F） 5.8 計算壓軸力F 壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=25179.960.99 =1696.45N 5.9 帶輪設(shè)計 （1）小帶輪設(shè)計 由Y160M電動機可知其軸伸直徑為d=mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=42mm。有[4]P表14-18可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。 （2）大帶輪設(shè)計 大帶輪軸孔取32mm，由[4]P表14-18可知其結(jié)構(gòu)為輻板式。 6.齒輪設(shè)計 6.1高速級齒輪設(shè)計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—88） 3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得 Z=112.8，取113； 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 按公式： （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T=1.3N。 4）由[2]表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。 6）由[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.95； K=1.05。 7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 []==0.95580=551MP []==1.05560=588MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 []中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： =66.7mm 2)計算圓周速度。 v==1.54m/s 3）計算齒寬b b==166.7=66.7mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=1.54，8級精度。由[2]圖10-8得K=1.07，K=1.46。由[2]圖10-13查得K=1.40，由[2]圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.56 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)m m= 3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 按公式： （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =2.35 2）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.17 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.80 4）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90，K=0.95 6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： []=212Mp []=210MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.01975 ==0.0186 經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m=2.35 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法面模數(shù)，取 m =2.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有： ==28.36 取Z=28，則Z4.7=131.6 取=131，新的傳動比i4.68 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 mm （2）計算中心距 a =198.75mm （3）計算齒輪寬度 b= B=75mm，B=70mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表6-1 名稱 符號 計算公式及說明 模數(shù) m 2.5 壓力角 齒頂高 2.5 齒根高 =(+)m=3.75 全齒高 =(+)m=5.62 分度圓直徑 =m Z=70 327.5 齒頂圓直徑 =m=75 =（）=332.5 齒根圓直徑 =63.75 =321.25 基圓直徑 = = 中心距 表6-1 6.2 低速級齒輪設(shè)計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—88） 3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z= 得Z=78.48，取78； 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 按公式： d2.32 （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： =5.6N。 4）由[2]表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。 6）由[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=1.07； K=1.13。 7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有 []=1.07580=620.6MP []=1.13560=632.8MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 []中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d2.32=104.3mm 2)計算圓周速度。 v=0.51m/s 3）計算齒寬b b==1104.3=104.3mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高h=2.25=2.25 5) 計算齒寬與齒高之比 =10.7 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=0.51，8級精度。由[2]圖10-8得K=1.03，K=1.47。由[2]圖10-13查得K=1.38，由[2]圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.51 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d=d=104.3 =109.6mm 8）計算模數(shù)m m=4.57mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 按公式： m （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.42 2）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.224 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.766 4）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.95，K=0.97 6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： []=223.9Mp []=214.8MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 0.0187 0.0182 經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m3.7mm 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法面模數(shù)，取 m =4mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 于是有： Z=27.4 取Z=27，則Z3.2727=88.29取=88 新的傳動比i3.26 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 a230mm （3）計算齒輪寬度 b108=108mm B=113mm，B=108mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關(guān)參數(shù)表6-2(單位mm) 名稱 符號 計算公式及說明 模數(shù) m 4 壓力角 齒頂高 =4 齒根高 =(+)m=5 全齒高 =(2+)m=9 分度圓直徑 =m Z=108 =m352 齒頂圓直徑 =（）m=116 =（）m=360 齒根圓直徑 =()m =98 =()m =342 基圓直徑 表6-2 7.軸類零件設(shè)計 7.1 I軸的設(shè)計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.76KW，n=440r/min，T =1.3N 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=70mm 而 F=3625N F=F3625=1319N 壓軸力F=1696N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A26mm 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=20.33mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查[4]P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖7-1 圖7-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為75mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取l=71mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考[2]表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2 圖7-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M==N M=M=103457N T=1.3N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力: =23.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 7.2 II軸的設(shè)計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P=5.76KW，n=440，T =1.3N 2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=327.5mm d=108mm 而 F=767N F=F767=279N 同理可解得： F=10498N，F(xiàn)=F1730N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A43.0mm 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-4 圖7-4 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為70mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l=64mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得l =15mm，d=68mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=109mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考[2]表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M==284000N M==690000N T=5.6N 圖7-4 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和Ⅵ的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =50.6MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，。 對于Ⅵ的右側(cè) 由[2]表15-1查得 由[2]表3-8查得 由[2]附圖3-4查得 由[2]中和得碳鋼的特性系數(shù)，取， 故綜合系數(shù)為 故Ⅵ右側(cè)的安全系數(shù)為 >S=1.5 故該軸在截面Ⅵ的右側(cè)的強度也是足夠的。 綜上所述該軸安全。 7.3 III軸的設(shè)計計算 1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.28KW，n=28.6r/min，T=1.76N 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=352mm 而 F=10081N F=F100813669N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A62.8mm 同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查[5]P表8-7可選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-5 圖7-5 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選6214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，l=24mm由于右邊是軸肩定位，d=82mm，l=98mm，d=88mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為108mm取l=104mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取l=48mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為125mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考[2]表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M==620000N T=1.76N 圖7-6 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =24.0MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 8.軸承的壽命計算 8.1 I軸上的軸承6208壽命計算 預(yù)期壽命： 已知N， 47000h>44800h 故 I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。 8.2 II軸上軸承6210的壽命計算 預(yù)期壽命： 已知， 20820h<44800h 故II軸上軸承6210須在四年大修時進行更換。 8.3 Ⅲ軸上軸承6214的壽命計算 預(yù)期壽命： 已知 426472h>44800h 故III軸上的軸承6214滿足要求。 9.鍵連接的校核 9.1 I軸上鍵的強度校核 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為 Ⅶ-Ⅷ段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 Ⅱ-Ⅲ段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 9.2 II軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為 II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 9.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 Ⅵ-Ⅶ段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 10.潤滑及密封類型選擇 10.1 潤滑方式 齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。 10.2 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。 11.減速器附件設(shè)計 11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表[6]表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。 11.2 油面指示裝置設(shè)計 油面指示裝置采用油標指示。 11.3 通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表[6]表15-6選 型通氣帽。 11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表[6]表15-7選型外六角螺塞。 11.5 起吊環(huán)的設(shè)計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。 11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 11.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 12.主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸： 箱體壁厚=10mm 箱蓋壁厚=8mm 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸緣厚度b=15mm 箱座低凸緣厚度b=25mm 地腳螺栓直徑d=24mm 地腳螺栓數(shù)目n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d=M16 機座與機蓋聯(lián)接螺栓直徑d=M12 聯(lián)接螺栓d的間距l(xiāng)=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d=M10 窺視孔蓋螺釘直徑d=M8 定位銷直徑d=10mm d,d,d至外箱壁的距離c=34mm，22mm，18mm d，d至凸緣邊緣的距離c=28mm，16mm 軸承旁凸臺半徑R=16mm 凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離L=70mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離=14mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=12mm 箱蓋，箱座肋厚m=m=7mm 軸承端蓋外徑D2：凸緣式端蓋：D+（5~5.5）d 以上數(shù)據(jù)參考機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書 傳動比： 原始分配傳動比：i=2.2 i=4.70 i=3.27 修正后 : i=2.24 i=4.68 i=3.26 各新的轉(zhuǎn)速 ：n= n= 各軸的輸入效率： 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 軸 號 功率 （KW） 轉(zhuǎn)矩（N） 轉(zhuǎn)速（） 電機軸 6 5.9 970 1軸 5.7 1.3 433 2軸 5.47 5.7 92.5 3軸 5.25 1.77 28.4 卷同軸 5.15 1.73 28.4 參考文獻: 1 宋寶玉，王連明主編，機械設(shè)計課程設(shè)計，第3版。哈爾濱：哈濱工業(yè)大學(xué)出版社，2008年1月。 2 濮良貴，紀明剛主編，機械設(shè)計，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。 3 蔡春源主編，機械設(shè)計手冊齒輪傳動，第4版，北京：機械工業(yè)出版社，2007年3月。 4 吳宗澤主編，機械零件設(shè)計手冊，第10版，北京：機械工業(yè)出版社，2003年11月。 5 吳宗澤，羅圣國主編，機械課程設(shè)計手冊，第3版，北京：高等教育出版社。 6 駱素君，朱詩順主編. 機械設(shè)計課程設(shè)計簡明手冊，化學(xué)工業(yè)出版社，2000年8月. 設(shè)計心得： 機械設(shè)計課程設(shè)計是機械課程中一個重要的環(huán)節(jié)通過了幾個周的課程設(shè)計使我從各個方面都受到了機械設(shè)計的訓(xùn)練，對機械的有關(guān)各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認識。 由于在設(shè)計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學(xué)的不牢固，在設(shè)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(shè)計運用到了很多知識，例如將理論力學(xué)，材料力學(xué)，機械設(shè)計，機械原理，互換性與測量技術(shù)等，是我對以前學(xué)習(xí)的知識有了更深刻的體會。 通過可程設(shè)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。 在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設(shè)計的過程中海培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應(yīng)用方面的不足，在今后的學(xué)習(xí)過程中我們會更加努力和團結(jié)。