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1.1設(shè)計(jì)要求
1.傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖
兩級(jí)展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器傳動(dòng)方案如圖所示：
1—電動(dòng)機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓錐-圓柱斜齒輪減速器；5—輸送帶；6—滾筒
2.原始數(shù)據(jù)
傳送帶拉力F(N)
傳送帶速度V(m/s)
滾筒直徑D（mm）
1600
0.9
200
3.設(shè)計(jì)條件
1.工作條件：機(jī)械裝配車間；三班制；空載起動(dòng)、連續(xù)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；
2.使用期限：工作期限為20年；
31
設(shè)計(jì)內(nèi)容
計(jì)算及說明
結(jié) 果
電動(dòng)機(jī)選擇
裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
齒輪設(shè)計(jì)
軸類零件的設(shè)計(jì)
軸承的壽命計(jì)算
鍵連接的校核
潤(rùn)滑及密封類型的選擇
減速器的附件設(shè)計(jì)
心得體會(huì)
參考文獻(xiàn)
3.1 電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)。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(dòng)機(jī)的容量
工作機(jī)有效功率，根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)F=1600N，。則有：
=
從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為
=
本題中：取一對(duì)軸承效率，錐齒輪傳動(dòng)效率，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率，聯(lián)軸器效率，得到電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的效率：
所以電動(dòng)機(jī)所需的工作功率為：
P==
根據(jù)表8-2選取電動(dòng)機(jī)的額定功率
3.3 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速
由表2-2可知錐齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比為，圓柱齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比，則總傳動(dòng)比范圍為。
電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為：
由表8-2可知，符合這一要求的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min及1500r/min，選用1000r/min的電動(dòng)機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速為1000r/min，其型號(hào)為Y112M。
4.1 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比
1）傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比
2）分配到各級(jí)傳動(dòng)比 高速級(jí)為圓錐齒輪其傳動(dòng)比應(yīng)小些約，低速級(jí)為圓柱齒輪傳動(dòng)其傳動(dòng)比可大些。所以可取
4.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
1、各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標(biāo)號(hào)均已在圖中標(biāo)出）
?
2、各軸輸入功率
3、各軸轉(zhuǎn)矩
表4.1 各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
軸 號(hào)
功率
（KW）
轉(zhuǎn)矩（）
轉(zhuǎn)速（）
電機(jī)軸
2.2
21.01
1000
1軸
2.178
20.8
1000
2軸
2.07
58.31
339
3軸
1.99
221.14
85.94
卷筒軸
1.95
216.7
85.94
5.1 高速級(jí)圓錐齒輪設(shè)計(jì)
1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1） 圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）
（2） 材料選擇 由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表10-1 小齒輪材料可選為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HBS，二者材料硬度相差30HBS。
2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
1.因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，其設(shè)計(jì)公式為：
2. 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
3. 因v值未知，K值不能確定，可初步選載荷系數(shù)
4. 由表8-19，查得彈性系數(shù)
5. 直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
6. 齒數(shù)比
7. 取齒寬系數(shù)
8. 許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算
查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限580Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限390Mpa
小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為
由圖8-5查得壽命系數(shù)，；由表8-20取安全系數(shù)，則有
取
初算小齒輪的分度圓直徑，有
（1） 設(shè)計(jì)計(jì)算
（1） 計(jì)算載荷系數(shù)：由表8-21查得使用系數(shù)
齒寬中點(diǎn)分度圓直徑為
故
由圖8-6降低1級(jí)精度，按9級(jí)精度查得動(dòng)載荷系數(shù)，由圖8-7查得
齒向載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)。
（2） 對(duì)進(jìn)行修正：因與有較大的差異，故需對(duì)計(jì)算出的進(jìn)行修正，即：
（3） 確定齒數(shù)：選齒數(shù)，，取，則
，，在允許范圍內(nèi)。
（4） 大端模數(shù)：，查表，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。
（5） 大端分度圓直徑為：
＞66.02
（6） 錐頂距為：
（7） 齒寬為：。
取
3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為：
（3） 同前
（4） 圓周力為
（5） 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
則當(dāng)量齒數(shù)為
由圖8-8查得，；由圖8-9查得，。
（6） 許用彎曲應(yīng)力：
由圖8-4查得彎曲疲勞極限應(yīng)力，。
由圖8-11查得壽命系數(shù)，由表8-20查得安全系數(shù)，故：
4、計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸
6.1 斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)
1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
大、小齒輪均采用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度，。平均硬度，。
。在之間。選用8級(jí)精度。
2、初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，其設(shè)計(jì)公式為：
1） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
2） 因v值未知，K值不能確定，可初步選載荷系數(shù)
3） 由表8-19，查得彈性系數(shù)
4） 初選螺旋角，查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
5） 齒數(shù)比
6） 取齒寬系數(shù)
7） 初選，則，取，則端面重合度為
軸向重合度為
由圖8-3查得重合度系數(shù)為
8） 查得螺旋角系數(shù)
9） 許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算
查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限
小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為
由圖8-5查得壽命系數(shù)，；由表8-20取安全系數(shù)，則有
取
初算小齒輪的分度圓直徑，得
3、確定傳動(dòng)尺寸
1） 計(jì)算載荷系數(shù)：由表8-21查得使用系數(shù)
因，由圖8-6查得動(dòng)載荷系數(shù)，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)，由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為
2） 對(duì)進(jìn)行修正：因與有較大的差異，故需對(duì)計(jì)算出的進(jìn)行修正，即：
3） 確定模數(shù)：
，取。
4） 計(jì)算傳動(dòng)尺寸：中心距為
圓整，，
螺旋角為
因值與初選值相差較大，故對(duì)與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，端面重合度為：
軸向重合度為
。
由圖8-3查得重合度系數(shù)，由圖11-2查得螺旋角系數(shù)
因，由圖8-6查得動(dòng)載荷系數(shù)，載荷系數(shù)K值不變。
，取，則中心距為
螺旋角為
修正完畢，故
，取，
4、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為
（1） 同前
（2） 齒寬
（3） 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)，當(dāng)量齒數(shù)為：
由圖8-8查得，；由圖8-9查得，。
（4） 由圖8-10查得重合度系數(shù)
（5） 由圖11-3查得螺旋角數(shù)
（6） 許用彎曲應(yīng)力
由圖8-4查得彎曲疲勞極限應(yīng)力，
由圖8-11查得壽命系數(shù)，由表8-20查得安全系數(shù)，故
5、計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸
端面模數(shù)
齒頂高
齒根高
全齒高
頂隙
齒頂圓直徑為
齒根圓直徑為
2.3 齒輪上作用力的計(jì)算
1、高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力
（1） 已知條件：高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，小齒輪大端分度圓直徑，，，。
（2） 錐齒輪1的作用力，圓周力為
其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反。
徑向力為：
其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)中心。
軸向力為：
其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端。
法向力為：
（3） 錐齒輪2的作用力，錐齒輪2上的圓周力、徑向力和軸向力與錐齒輪1上的元周麗、軸向力和徑向力大小相等，作用方向相反。
2、低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力
（1） 已知條件：中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的螺旋角，為使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級(jí)的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑。
（2） 齒輪3的作用力
圓周力為
其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反。
徑向力為：
其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動(dòng)中心。
軸向力為：
其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力的方向。
法向力為：
（3） 齒輪4的作用力
從動(dòng)齒輪4各個(gè)力與主動(dòng)齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反。
減速器高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1） 已知條件：高速軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，小齒輪大端分度圓直徑，齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑，齒輪寬度。
（2） 選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對(duì)和重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理。
（3） 初算軸徑
查表9-8得，取中間值，則
軸與帶輪連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細(xì)處直徑
（4） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
a. 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分
結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)。
b. 聯(lián)軸器與軸端I：軸段I上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計(jì)
同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差、隔離振動(dòng)，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為
由表8-38查得的LX2型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為560Nm，許用轉(zhuǎn)速為6300r/min，軸孔范圍為15~25mm。考慮，取聯(lián)軸器轂輪直徑為16mm，軸孔長(zhǎng)度，Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動(dòng)端代號(hào)為L(zhǎng)X2 16×62 GB/T 5014-2003，相應(yīng)的軸段I的直徑。其長(zhǎng)度略小于轂孔寬度，取。
c. 軸承與軸段II和IV的設(shè)計(jì)：在確定軸段II的軸徑時(shí)，
應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度為。軸段II的軸徑，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，初選氈圈35JB/ZQ4606-1997，則，軸承段直徑為30mm，經(jīng)過計(jì)算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長(zhǎng)，故此處改用軸套定位，軸套內(nèi)徑為16mm，外徑既要滿足密封要求，又要滿足軸承的定位標(biāo)準(zhǔn)，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承30205，由表9-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，，內(nèi)圈定位直徑，外徑定位直徑，軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離，故，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面。則該處軸段長(zhǎng)度應(yīng)略短于軸承內(nèi)圈寬度，取。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，故軸承采用油潤(rùn)滑，由齒輪將油甩到導(dǎo)油溝內(nèi)流入軸承座中。
通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號(hào)，則，其右側(cè)為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長(zhǎng)度應(yīng)比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取。
d. 軸段III的設(shè)計(jì)：該軸段為軸承提供定位作用，故取
該段直徑為軸承定位軸肩直徑，即，該處長(zhǎng)度與軸的懸臂長(zhǎng)度有關(guān)，故先確定其懸臂長(zhǎng)度。
e. 齒輪與軸段V的設(shè)計(jì)：軸段V上安裝齒輪，小錐齒
輪所處的軸段采用懸臂結(jié)構(gòu)，應(yīng)小于，可初定。
小錐齒輪齒寬和總店分度圓與大端處徑向端面的距離M由齒輪的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實(shí)心式，由圖上量得，錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取，軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚，齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要取為30mm，齒輪左側(cè)用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差值為0.75mm，則
f. 軸端I與軸端III的長(zhǎng)度；軸端I的長(zhǎng)度除與軸上的零
件有關(guān)外，還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表4-1可知，下箱座壁厚，取壁厚，，取軸承旁連接螺栓為M20，箱體凸緣連接螺栓為M16，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，取其值為M10，由表8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；高速軸軸承端蓋連接螺釘，查表8-29取螺栓M10×35；其安裝基準(zhǔn)圓直徑遠(yuǎn)大于聯(lián)軸器輪轂外徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表面距離為，為便于結(jié)構(gòu)尺寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與軸承左端面的距離取為，取軸段I端面與聯(lián)軸器左端面的距離為1.75mm，則有
。
軸段III的長(zhǎng)度與該軸的懸臂長(zhǎng)度有關(guān)。小齒輪的受力作用點(diǎn)與右端軸承對(duì)軸的力作用點(diǎn)間的距離為
則兩軸承對(duì)軸的力作用點(diǎn)間的距離為
取，則有
在其取值范圍內(nèi)，合格。
g. 軸段I力作用點(diǎn)與左軸承對(duì)軸力作用點(diǎn)的間距 由圖12-4可得
（5） 鍵連接
帶輪與軸段I間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號(hào)為鍵5×45，齒輪與軸段IV間采用A型普通平鍵連接，型號(hào)為鍵6×36。
（6） 軸的受力分析
a. 畫軸的受力簡(jiǎn)圖軸的受力簡(jiǎn)圖如圖所示
b. 計(jì)算支撐反力，在水平面上為
在垂直平面上為
軸承1的總支撐反力為
軸承2的總支撐反力為
c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示
在水平面上，
a-a剖面為
b-b剖面左側(cè)為
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面為
b-b剖面左側(cè)為
d. 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示，
（7） 校核軸的強(qiáng)度
因a-a剖面彎矩大，同時(shí)作用有轉(zhuǎn)矩，a-a剖面為危險(xiǎn)面，其抗彎截面系數(shù)為
抗扭截面系數(shù)為
彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，
故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力，，強(qiáng)度滿足要求。
（8） 校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度
足夠。
（9） 校核軸承壽命
a. 計(jì)算軸承的軸向力， 由表9-9查30207軸承得，，
，。由表9-10查得30207軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為
外部軸向力，各軸向力方向如圖所示，則
則兩軸承的軸向力分別為
b. 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷，因?yàn)?，軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷
因?yàn)?，軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷為
因，故只需校核軸承2，。軸承在100℃以下工作，查表8-34得
。對(duì)于減速器，查得載荷系數(shù)
c. 校核軸承壽命 軸承2的壽命為
減速器預(yù)期壽命為，，故軸承壽命足夠。
減速器中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1） 已知條件：高速軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，錐齒輪大端分度圓直徑，齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑，，齒輪寬度。
（2） 選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對(duì)和重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理。
（3） 初算最細(xì)處軸徑
查表9-8得，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較
小值，則
（4） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
a. 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：該軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固
定方式。按軸上零件的安裝順序。從處開始計(jì)算。
b. 軸段I及軸端V的設(shè)計(jì)：該段軸段上安裝軸承，其設(shè)
計(jì)應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段I和V上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)，取軸承30205，由表9-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，內(nèi)圈寬度，定位直徑，外徑定位直徑，軸承對(duì)軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離，故，通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號(hào)，則。
c. 軸段II和軸段IV的設(shè)計(jì)：軸段II上安裝齒輪3，軸
段IV上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應(yīng)分別略大于和，此時(shí)安裝齒輪3處的軸徑可選28mm，經(jīng)過驗(yàn)算，其強(qiáng)度不滿足要求，可暫定進(jìn)行計(jì)算。
由于齒輪3的直徑比較小，采用實(shí)心式，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪轂的寬度范圍約為，取其輪轂寬度，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定，為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段II和軸段IV的長(zhǎng)度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，，故取，。
d. 軸段III的設(shè)計(jì)：該段為中間軸上的兩個(gè)齒輪提供定
位，其軸肩高度范圍為，取其高度為，故。
齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內(nèi)壁的距離均取為，且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關(guān)于高速軸軸線對(duì)稱，量得其寬度為，取，則軸段III的長(zhǎng)度為
此時(shí)錐齒輪沒有處在正確的安裝位置，在裝配時(shí)可以調(diào)節(jié)兩端蓋下的調(diào)整墊片使其處于正確的安裝位置。
e. 軸端I與軸端V的長(zhǎng)度：由于軸承采用油潤(rùn)滑，故軸承
內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為，則軸段I的長(zhǎng)度為
軸段V的長(zhǎng)度為
f. 軸上作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面
的距離，則有圖12-7可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為
（5） 鍵連接
齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型
號(hào)分別為鍵10×58，和鍵10×25。
（6） 軸的受力分析
a. 畫軸的受力簡(jiǎn)圖，軸的受力簡(jiǎn)圖如圖所示
b. 計(jì)算支撐反力，在水平面上為
式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫方向相反
在垂直平面上為
軸承1的總支撐反力為
軸承2的總支撐反力為
c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示
在水平面上，a-a剖面左側(cè)為
a-a剖面右側(cè)為
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面左側(cè)為
a-a剖面右側(cè)為
b-b剖面左側(cè)為
b-b剖面右側(cè)為
d. 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示，
（7） 校核軸的強(qiáng)度
雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，其
軸徑較小，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險(xiǎn)面，故分別計(jì)算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)為
a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為
a-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，
故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為
，故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力，，強(qiáng)度滿足要求。
（8） 校核鍵連接的強(qiáng)度
齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度
足夠。齒輪3處的鍵長(zhǎng)與齒輪2處的鍵，故其強(qiáng)度也足夠。
（9） 校核軸承壽命
a. 計(jì)算軸承的軸向力， 由表9-9查30207軸承得，，
，。由表9-10查得30207軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為
外部軸向力，各軸向力方向如圖所示，則
則兩軸承的軸向力分別為
b. 計(jì)算軸承1當(dāng)量動(dòng)載荷，因，，故只需校核軸承1的壽命。
因?yàn)?，軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷
軸承在100℃以下工作，查表8-34得。對(duì)于減速器，查得載荷系數(shù)
c. 校核軸承壽命 軸承1的壽命為
減速器預(yù)期壽命為，，故軸承壽命足夠。
減速器低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1） 已知條件：低速軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，齒輪4分度圓直徑，齒輪寬度。
（2） 選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對(duì)和重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理。
（3） 初算最細(xì)處軸徑
查表9-8得，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取小值，則
軸與聯(lián)軸器連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸段最細(xì)處直徑為
（4） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
a. 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：該軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固
定方式。按軸上零件的安裝順序。從處開始計(jì)算。
b. 聯(lián)軸器及軸段I的設(shè)計(jì)：軸段I上安裝聯(lián)軸器，此段
設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動(dòng)，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩
由表8-38查得LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500Nmm，許用轉(zhuǎn)速3870r/min，軸孔范圍為30~53mm?？紤]，取聯(lián)軸器轂孔直徑為35mm，軸孔長(zhǎng)度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動(dòng)端代號(hào)為L(zhǎng)X4 35×84 ，相應(yīng)的軸段I的直徑為35mm，其長(zhǎng)度略小于轂孔寬度，取。
c. 密封圈與軸段II的設(shè)計(jì)：在確定軸段II的軸徑時(shí)，
應(yīng)同時(shí)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度
軸段II的軸徑，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查表選氈圈65JB/ZQ4606-1997，則。
d. 軸承與軸段III和軸段VII的設(shè)計(jì)：考慮齒輪上作用
較大的軸向力，但此處軸徑較大，選用角接觸球軸承。軸段III上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。取軸承為7209C，由表11-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，內(nèi)圈定位直徑，外徑定位直徑，軸承對(duì)軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離，故，由于齒輪圓周速度大于2m/s，軸承采用油潤(rùn)滑，無需放擋油環(huán)，。為補(bǔ)償箱體鑄造誤差，取軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁距離。通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號(hào)，則。
e. 齒輪與軸段VI的設(shè)計(jì)：軸段VI上安裝齒輪4，為便
于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定，齒輪4輪轂的寬度范圍為，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段VI長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪4的輪轂略短，取。
f. 軸段V和軸段 IV的設(shè)計(jì)：軸段V為齒輪提供定位，
其軸肩高度范圍為，取其高度為，故取，。
軸段IV的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑，即，齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離為，則軸段IV的長(zhǎng)度為
g. 軸端II與軸端VII的長(zhǎng)度：軸段II的長(zhǎng)度除與軸上
的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為，軸承旁連接螺栓為M20，則，，箱體軸承座寬度，??；軸承端蓋連接螺釘查表選用螺栓M10×25，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺釘?shù)牟鹧b空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承端蓋外端面的距離，則有
軸段VII的長(zhǎng)度為
h. 軸上作用點(diǎn)的間距：軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大
端面的距離，則有圖12-10可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為
（5） 鍵連接
聯(lián)軸器與軸段I及齒輪4與軸段VI間采用A型普通平鍵
連接，查表8-31取其型號(hào)分別為鍵16×80和鍵20×100。
（6） 軸的受力分析
a. 畫軸的受力簡(jiǎn)圖，軸的受力簡(jiǎn)圖如圖所示
b. 計(jì)算支撐反力，在水平面上為
式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫方向相反
在垂直平面上為
軸承1的總支撐反力為
軸承2的總支撐反力為
c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示
在水平面上，a-a剖面左側(cè)為
a- a剖面右側(cè)為
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面左側(cè)為
a-a剖面右側(cè)為
d. 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示，
（7） 校核軸的強(qiáng)度
因a-a剖面右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)面，其抗彎截面系數(shù)為
抗扭截面系數(shù)為
彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，
故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力，，強(qiáng)度滿足要求。
（8） 校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠。
（9） 校核軸承壽命
a. 計(jì)算軸承的軸向力， 由表11-9查37214C軸承得
，。由表9-10查得7214C軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為
外部軸向力，各軸向力方向如圖所示，則
則兩軸承的軸向力分別為
b. 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷，由，查表
11-9得，因，故，，軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷
由，查表11-9得，
因，故，，軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷
c. 校核軸承壽命：因，故只需校核軸承2，。
軸承在100℃以下工作，查表8-34得。對(duì)于減速器，查得載荷系數(shù)。軸承1的壽命為
減速器預(yù)期壽命為，，故軸
承壽命足夠。
9.1 I軸上鍵的強(qiáng)度校核
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(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度
10.1 潤(rùn)滑方式
齒輪采用飛濺潤(rùn)滑，在箱體上的四個(gè)軸承采用脂潤(rùn)滑，在中間支撐上的兩個(gè)軸承采用油潤(rùn)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(shí)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。
11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計(jì)
觀察孔用來檢查傳動(dòng)零件的嚙合，潤(rùn)滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤(rùn)滑油。平時(shí)觀察孔蓋用螺釘封住。為防止污物進(jìn)入箱內(nèi)及潤(rùn)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(jì)
油面指示裝置采用油標(biāo)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(jì)
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(shí)用螺塞堵住。查表[6]表15-7選型外六角螺塞。
11.5 起吊環(huán)、吊耳的設(shè)計(jì)
為裝卸和搬運(yùn)減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。為吊起整臺(tái)減速器，在箱座兩端凸緣下部鑄出吊鉤。
11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇
為便于臺(tái)起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個(gè)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(zhǎng)度方向的兩端，個(gè)裝配一個(gè)定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。
通過這次課程設(shè)計(jì)是我第一次把理論知識(shí)運(yùn)用到實(shí)際當(dāng)中，對(duì)
機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)有了深入的了解，為以后的學(xué)習(xí)與工作起到了良好的作用。
1. 課程設(shè)計(jì)運(yùn)用到了很多知識(shí)，例如將理論力學(xué)，材料力學(xué)，機(jī)械設(shè)計(jì)，機(jī)械原理，互換性與測(cè)量技術(shù)等，是我對(duì)以前學(xué)習(xí)的知識(shí)有了更深刻的體會(huì)。
2. 通過可程設(shè)計(jì)，基本掌握了運(yùn)用AUTO CAD繪圖軟件制圖的方法與思路，對(duì)計(jì)算機(jī)繪圖方法有了進(jìn)一步的加深，基本能繪制一些工程上的圖。
3. 這次課程設(shè)計(jì)是我的理論水平，構(gòu)思能力和判斷力逐步有所提高，同時(shí)提高了分析問題與解決問題的能力，為以后的專業(yè)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。
4. 但是我深知，設(shè)計(jì)中還有很多不足與錯(cuò)誤的地方，還需要繼續(xù)加強(qiáng)理論學(xué)習(xí)和思維能力。
1 宋寶玉，王連明主編，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，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(jì)明剛主編，機(jī)械設(shè)計(jì)，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。
3 蔡春源主編，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪傳動(dòng)，第4版，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007年3月。
4 吳宗澤主編，機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)，第10版，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003年11月。
5 吳宗澤，羅圣國(guó)主編，機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，第3版，北京：高等教育出版社。
6 駱?biāo)鼐煸婍樦骶? 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè)，化學(xué)工業(yè)出版社，2000年8月.
i=11.64
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=8.4MP
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