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目 錄 1 課題分析………………………………………………………1 2 確定原動(dòng)機(jī)……………………………………………………1 3 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算………………………………………………2 4 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………4 5 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………15 6 軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算……………………………………………27 7軸轂聯(lián)接的選擇和計(jì)算…………………………………………29 8 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………30 9 潤滑和密封設(shè)計(jì)………………………………………………30 設(shè)計(jì)總結(jié)…………………………………………………………31 參考文獻(xiàn)…………………………………………………………31 1 課題分析 1.1 技術(shù)參數(shù)： 鏈拽引力：F = 4800N 鏈速：V =1.25 m/s 滾筒直徑：D = 500 mm 1.2 工作條件： 工作年限4年每年按300天計(jì)，兩班制作業(yè)，滾筒效率為0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。由一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 1.3 擬定傳動(dòng)方案 傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)，減速器，工作機(jī)等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。外傳動(dòng)為帶傳動(dòng)。方案簡圖如圖。 （圖1） 注：錐齒輪速比不宜過大，圓柱齒輪速比不宜過小，帶傳動(dòng)速比也不宜過大。 2 確定原動(dòng)機(jī) 2.1 電動(dòng)機(jī)的類型：三相交流異步電動(dòng)機(jī)（Y系列） 2.2 功率的確定 2.2.1 工作機(jī)所需功率 ==48001.25=6000W 2.2.2 電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率η： η= =0.980.980.99=0.81 （=0.96為V帶傳動(dòng)的效率，=0.96為圓錐滾子軸承的效率，=0.98為圓錐齒輪傳動(dòng)的效率，=0.98為圓柱斜齒輪的傳動(dòng)效率，=0.99聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率） 2.2.3 所需電動(dòng)機(jī)的功率 =/η=6/0.81=7.4 kw 2.2.4電動(dòng)機(jī)額定功率: 2.4 確定電動(dòng)機(jī)的型號 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。 由此選擇電動(dòng)機(jī)型號：Y100L-6 電動(dòng)機(jī)額定功率: =7.5kw 滿載轉(zhuǎn)速: =940 r/min 工作機(jī)轉(zhuǎn)速: =60*V/(π*D)=25.15r/min 電動(dòng)機(jī)型號 額定功率 (kw) 滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) 起動(dòng)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 Y100L-6 7.5 940 2.0 2.0 選取B3安裝方式 3 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 總傳動(dòng)比： =/=940/25.15=37.38 取帶傳動(dòng)的減速器比為iv =2.5則， 減速器的傳動(dòng)比i=i總/iv=37.38/2.5=14.952 設(shè)圓錐齒輪的傳動(dòng)比為,低速輪的傳動(dòng)比為。 選=3, 則 =/=4.984，取=5 =iv=2.535=37.5 =（-）/=（37.5-37.38）/37.38=0.32% ∈5% 符合要求。 各軸的轉(zhuǎn)速n 電機(jī)軸0的轉(zhuǎn)速： = =940r/min 高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速： =/iv=376 r/min 中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速： =/=376/3=125.33r/min 低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速： =/=125.33/5=25.07 r/min 各軸的輸入功率P 電機(jī)軸0的輸入功率： kw 高速軸Ⅰ的輸入功率： kw 中間軸Ⅱ的輸入功率： kw 低速軸Ⅲ的輸入功率： kw 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T 電機(jī)軸0的輸入轉(zhuǎn)矩： 75.18 Nm 高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩： 180.43 Nm 中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩： 509Nm 低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩： 2437.97 Nm 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 1.328 13.49 940 2.5 Ⅰ軸 1.275 32.38 376 Ⅱ軸 1.224 93.27 125.33 3 Ⅲ軸 1.176 447.98 25.07 5 4 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 設(shè)計(jì)普通帶傳動(dòng)須確定的內(nèi)容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向 1、選擇帶的型號： 查表6－4得, 則計(jì)算功率為 PC=KAP=1.27.4= 8.88KW 根據(jù)、查表和圖6－8，選取A型帶。 2、確定帶輪基準(zhǔn)直徑、驗(yàn)算帶速 查資料表6－5，6－6，選取 帶速帶速驗(yàn)算： V=n1d1π/（100060）=3.14112940/100060=5.51m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 大帶輪基準(zhǔn)直徑d2=n1/n2d1=2.5112=280mm 3、確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（112+280）≤a0≤2（112+280） 274.4mm≤a0≤784mm 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+π（112+280）/2+（280-112）2/(4500)=1629.55 mm 查6－2表，按標(biāo)準(zhǔn)選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1600mm的實(shí)際 中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm 4、驗(yàn)算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a=160.16>120 小輪包角合適 5、確定帶的根數(shù) 由式確定根數(shù)， 查6－3表得＝1.14kW，查6－7表得＝0.11kW 查6－2表得＝0.99，＝0.95 則 Z=PC/（(P0+△P0)=8.88/（1.14+0.11）0.990.95 = 7.032 故要取2根A型帶 (6)計(jì)算軸上壓力 由課本表 查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[5008.88/（25.51）(2.5/0.96-1)+0.15.512}N=97.56N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2497.56sin（160.160/2）=704.53N 4.2 圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動(dòng) 按齒形制 齒形角 頂隙系數(shù) 齒頂高系數(shù) 螺旋角 軸夾角 不變位，齒高用頂隙收縮齒。 根據(jù)課本表10-1，材料選擇，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。 根據(jù)課本表10-8，選擇7級精度。 傳動(dòng)比 u=/=3 節(jié)錐角 不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)： =16.22 選 =20 =u=203=60 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 公式： ≥2.92 試選載荷系數(shù) =2 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩 =180.43103 Nmm 選取齒寬系數(shù) =0.3 由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù) 由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞極限 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù): 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力: 試算小齒輪的分度圓直徑,代入中的較小值得 ≥2.92=68.43 mm 計(jì)算圓周速度v mm =（3.1415958.17376）/（601000）=1.15m/s 計(jì)算載荷系數(shù) 齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)輕微震動(dòng)， 查表10-2得 =1.25 由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) =1.1 由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ==1.1 依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置， 查表10-9得軸承系數(shù) =1.25 由公式 ==1.5=1.51.25=1.875 接觸強(qiáng)度載荷系數(shù) ==1.251.11.11.875=2.84 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =68.43=76.91 mm m=/=76.91/20=3.84 mm 取標(biāo)準(zhǔn)值 m = 4 mm 計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù) =m=420=80 mm =m=460=240 mm =90-=71.57 mm 確定并圓整齒寬 : b=R=0.3126.49=37.95 mm,圓整取40 3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù) K==2.06 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) =/cos=20/cos18.43=20.8 =/cos=60/cos71.57=189.79 查表10-5得 =2.91 =1.53 =2.29 =1.71 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù): =0.82 =0.87 取安全系數(shù): =1.4 由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限: =500Mpa =380Mpa 按脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力: 校核彎曲強(qiáng)度 根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式 =54.47 MPa =15.97 Mpa 滿足彎曲強(qiáng)度要求，所選參數(shù)合適。 4.3圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1 齒輪的類型 傳動(dòng)類型：選用圓柱斜齒輪傳動(dòng) 材料選擇：小齒輪材料為40Cr表面淬火，齒面硬度為 280HBS， 接觸疲勞強(qiáng)度極限， 彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪材料為45鋼 表面淬火，齒面硬度為240HBS,接觸疲勞強(qiáng)度極限, 彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表11-5，取，。查表11-4，取區(qū)域系數(shù)，彈性系數(shù)（鍛鋼-鍛鋼）。 有===600MPa ===550MPa ===400MPa ===304MPa 螺旋角：8<β<20,初選β=15 齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)：，取。 2按尺面接觸強(qiáng)度校核 （1）、取載荷 （2）、 （3）、， ， mm 計(jì)算模數(shù) ， 計(jì)算齒輪圓周速度 3按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 因?yàn)樗x材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 法向模數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表11-6，得齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 齒形系數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》圖11-8得：， 查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》圖11-9得：， 因?yàn)楹? 比較 所以對小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。 法向模數(shù) 對比計(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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.02，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值取 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)　取 中心距 圓整為210mm。 確定螺旋角： 確定齒輪的分度圓直徑： 齒輪寬度： 圓整為45mm 圓整后取；。 重合度確定 ，查表得 所以 ==3.593 齒輪尺寸表格：將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計(jì)算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 27，135 2 端面模數(shù) 4 螺旋角 5 分度圓直徑 6 齒頂高 7 齒根高 8 全齒高 9 頂隙 10 齒頂圓直徑 11 齒根圓直徑 12 中心距 13 重合度 2.997 4 驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度 可知是安全的 可知是安全的 5驗(yàn)算齒面彎曲強(qiáng)度 查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》圖11-8得：， 查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》圖11-9得：， 可知是安全的 5 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 輸入軸設(shè)計(jì) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =7.104kW =376r/min =180.43Nm 求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 mm 252.7 N N 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10%—15%，取=19 mm 左右。 =20mm 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 =26 mm 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)=26 mm ，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 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35mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長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 。 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 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 =20 mm 查得平鍵截面 長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 長為35 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。 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 2 中間軸設(shè)計(jì) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =6.68 kW =125.33 r/min =509 Nm 求作用在齒輪上的力 已知小圓柱直齒輪的分度圓直徑=70 mm = =925.14=336.7N 已知大圓錐齒輪的平均分度圓直徑d=240mm mm N N 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10%—15%，故取30 擬定軸上零件的裝配方案如圖 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)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為 所以 ==30mm 這對軸承均采用套筒進(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42mm，內(nèi)直徑30mm。 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，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，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。 已知圓柱直齒輪d=62.4，齒寬=55mm取 =53。 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推算出，箱體對稱線次于截面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 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，長為35mm，同時(shí)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； 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，長為45mm，同時(shí)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； 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 3 輸出軸的設(shè)計(jì) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =6.4kW =25.07r/min =2431.97Nm 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑 =350mm = =2560=931.76N 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。 因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%—15%，故 擬定軸上零件的裝配方案如圖。 由圖可得為整個(gè)軸直徑最小處選 =45 mm 為了滿足齒輪的軸向定位，取 根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取 。 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)精度級的單列圓錐滾子軸承30311，其尺寸為 所以 ==55mm 這對軸承均采用套筒進(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 去安裝支持圓柱齒輪處直徑 。 已知圓柱直齒輪齒寬 =50mm 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， 故取 =48mm。 由于中間軸在箱體內(nèi)部長為228mm，軸承30311寬為31.25mm，可以得出 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 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，長為45mm，同時(shí)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； 鏈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，長為60mm，同時(shí)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； 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。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，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 =620.11Nm 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。 判斷危險(xiǎn)截面：截面6右側(cè)受應(yīng)力最大 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 =620.11Nm 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。 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 =620.11Nm 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。 6 軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算 1 輸入軸上的軸承計(jì)算 已知: =376r/min e=0.37 Y=1.6 求相對軸向載荷對應(yīng)的e值和Y值 相對軸向載荷 比e小 求兩軸承的軸向力 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 驗(yàn)算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 2 中間軸上的軸承計(jì)算 已知： =125.33r/min ， ， ， ， e=0.31，Y=1.9 求兩軸承的軸向力 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 驗(yàn)算軸的壽命 >48000h 故可以選用。 3 輸出軸上的軸承計(jì)算 已知： =25.07 r/min = =874.2 N ， e=0.35，Y=1.7 求兩軸承的軸向力 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 < e 由指導(dǎo)書表15-1查得： =2402 N 驗(yàn)算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 7 軸轂連接的選擇和計(jì)算 1 輸入軸與帶輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=50mm。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。 2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=45mm。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。 3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=53mm。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。 4 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長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。 5 輸出軸與機(jī)構(gòu)的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=63mm。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。 8 聯(lián)軸器的選擇 在軸的計(jì)算中已選定聯(lián)軸器型號，選LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為3800 r/min。 9 潤滑和密封設(shè)計(jì) 1 潤滑 齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑，軸承采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，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。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。 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。 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。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴(yán)重，因而工耗大，氈圈壽命短。 軸承內(nèi)側(cè)的密封：該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進(jìn)入軸承內(nèi)，破壞脂的潤滑效果。 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)： 短短幾周的課程設(shè)計(jì)，讓我意識到成為一個(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)的過程中也讓我對以前所學(xué)的東西有了更深的認(rèn)識并懂得了如何應(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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