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目錄
第一節(jié)? 設(shè)計(jì)任務(wù)-------------------------------(3)
?
第二節(jié)? 電動(dòng)機(jī)的選擇和計(jì)算----------------------(4)
?
第三節(jié) 齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算------------------------(9)
第四節(jié).具體二級(jí)齒輪減速器軸的方案設(shè)計(jì)----------(14)
?
第五節(jié) 軸承的校核-------------------------------(22)
?
第六章 鍵的選擇與校核---------------------------(25)
第七節(jié) 軸承的潤(rùn)滑及密封?-----------------------(27)
第八節(jié). 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算-?------------------- (30)
第九節(jié)? 設(shè)計(jì)結(jié)果?-------------------------------(30)
第十節(jié)、設(shè)計(jì)小結(jié) ----------------------------(32)
參考文獻(xiàn) -----------------------------------(32)
第一節(jié) 設(shè)計(jì)任務(wù)
?
推力機(jī)的原理是通過(guò)螺旋傳動(dòng)裝置給推頭傳替力和運(yùn)動(dòng)速度。它在社會(huì)生產(chǎn)中廣泛應(yīng)用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執(zhí)行機(jī)構(gòu)如下：
推力機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)
1.原始數(shù)據(jù)和條件
1)推力F=10kn；
2)推頭速度V=1.2m/min；
3)工作情況： 三班制，間歇工作，單向負(fù)載，載荷平穩(wěn)；
4)工作環(huán)境：有灰塵，環(huán)境最高溫度為35°C左右；
5)使用折舊期20年，4年大修一次；
6)制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。
2..參考傳動(dòng)方案
第二節(jié)．電動(dòng)機(jī)的選擇
一 滑動(dòng)螺旋傳動(dòng)的計(jì)算
1. 螺桿的耐磨性計(jì)算
螺桿材料選擇 鋼-青銅
滑動(dòng)螺旋的耐磨性計(jì)算主要是限制螺紋工作面上的壓力P，使其小于材料的許用壓力。螺紋工作面上的耐磨性條件為校核用。為了導(dǎo)出設(shè)計(jì)計(jì)算式，
令，則H=代入上式得螺紋中徑
選用梯形螺紋，h=0.5p
螺紋工作圈數(shù)不宜過(guò)多，故φ值一般在1.2～2.5.故可取φ=1.2
材料的許用壓力范圍（11～18）取[p]=11MPa 則
d =0.8 =19.40mm 取d=30.00mm
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 得螺距P=10mm ,中徑d=25 mm,大徑D=31mm,小徑
螺母高度 H==1.225=30 mm 螺紋角 =30
為側(cè)角
為螺紋升角 取
2.螺桿的強(qiáng)度計(jì)算
危險(xiǎn)截面的計(jì)算應(yīng)力，其強(qiáng)度條件
注：F螺桿所受的軸向壓力，單位為N.這里
A螺桿螺紋段的危險(xiǎn)截面積
d 螺桿螺紋小徑為19mm
T螺桿所受的扭距 T=Ftan()
=23750N·mm
[] 螺桿許用應(yīng)力3.7Mpa
得
3.螺母螺紋牙的強(qiáng)度計(jì)算
螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強(qiáng)度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強(qiáng)度。
如果將一圈螺紋沿螺紋大徑D（單位mm）處展開(kāi)，則可看作寬度為的懸臂梁。假設(shè)螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為，并作用在以螺紋中徑D（單位為mm）為直徑的圓周上，則螺紋牙危險(xiǎn)截面a-a的剪切強(qiáng)度條件為
螺紋牙危險(xiǎn)截面a-a的彎曲條件
式中螺紋牙根部的厚度，單位為mm.b=0.65p=6.5mm,p為螺紋螺距。
L—彎曲力臂，單位為mm
[]螺母材料的許用切應(yīng)力 mp
[]—螺母材料的許用彎曲應(yīng)力，單位為mp
因?yàn)槁輻U和螺母的材料相同，螺桿的小徑d小于螺母螺紋的大徑D。故應(yīng)校核螺桿螺紋牙的強(qiáng)度。
4.螺母外徑與凸緣的強(qiáng)度計(jì)算
螺母懸置部分危險(xiǎn)截面b-b內(nèi)的最大拉伸應(yīng)力
凸緣與底座接觸表面的擠壓強(qiáng)度計(jì)算
[]=(1.5～1.7)[]
凸緣根部的彎曲強(qiáng)度計(jì)算
凸緣根部很少發(fā)生剪斷，強(qiáng)度計(jì)算（略）
1.選擇電動(dòng)機(jī)
（1）選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型
按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。
（2）選擇電動(dòng)機(jī)的容量
電動(dòng)機(jī)所需功率
由電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總效率為
其中：分別為聯(lián)軸器，滾動(dòng)軸，齒輪傳動(dòng)，螺旋傳動(dòng)，滑動(dòng)傳動(dòng)的傳動(dòng)效率，其值分別為（齒輪聯(lián)軸器），（滾子軸承），（齒輪精度為8級(jí)），（滾動(dòng)絲杠），。
所以
（3）確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
螺旋傳動(dòng)中根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》導(dǎo)距,傳送速度。
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)》圓柱齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)傳動(dòng)比一般為8～40，所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一般為960～4800r/min.
功率P略大于0.26W，轉(zhuǎn)速960～4800r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1390r/min和2825r/min。比較得到1390r/min轉(zhuǎn)速比較合理。
取電動(dòng)機(jī)： Y810-4
功率（KW）
型號(hào)
電流(A)
轉(zhuǎn)速（r/min）
效率（%）
功率因數(shù)
額定轉(zhuǎn)距
額定轉(zhuǎn)距
額定電流
0.55
Y801-4
1.5
1390
73
0.76
2.2
2.2
6.5
2.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和傳動(dòng)比分配
（1）總傳動(dòng)比
由選定的電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為
＝n/n＝＝11.6
（2）傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比分配
兩級(jí)傳動(dòng)比的分配中根據(jù)《機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)》總傳動(dòng)比在8～12.5時(shí)，低級(jí)傳動(dòng)比。
因?yàn)? 所以
3.傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算
（1）各軸轉(zhuǎn)速
（2）各軸輸入功率
Ⅰ軸：
Ⅱ軸：
Ⅲ軸：
螺旋絲杠：
（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩
電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)距：
各軸輸出轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸：
Ⅱ軸：
Ⅲ軸：
螺旋絲杠：
運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理與下表
軸名
效率P（KW）
轉(zhuǎn)距T (NM)
轉(zhuǎn)速n
傳動(dòng)比
效率
η
輸入
輸出
輸入
輸出
電動(dòng)機(jī)
0.26
1.79
1390
1
0.97
Ⅰ軸
0.252
0.247
1.73
1.70
1390
2.9
0.95
Ⅱ軸
0.240
0.235
4.78
4.68
479.31
4
0.95
Ⅲ軸
0.228
0.223
20.10
19.61
120
1
0.86
螺旋軸
0.203
0.199
17.38
17.03
120
注：Ⅰ～Ⅲ軸輸出效率=輸出效率×軸承效率98%
第三節(jié).齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
（一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
１．選定齒輪類(lèi)型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
1）按照推力機(jī)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)
2）推力機(jī)為一般工作機(jī)器，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）。
3）材料的選擇： 查機(jī)表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度260HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為230HBS。二者材料硬度差10HBS。
4）選小齒輪齒數(shù)Z=20，大齒輪Z=2.9，故取=58；
2.按齒面接觸強(qiáng)度
設(shè)計(jì)計(jì)算公式
d
確定公式內(nèi)的各計(jì)算值：
⑴試選定載荷系數(shù)1.3
⑵計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)距：
⑶由表10-7齒寬系數(shù)
⑷由表10-6得材料的彈性影響系數(shù)
⑸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
(6)由公式計(jì)算壓力循環(huán)次數(shù)
N=60=60
⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)
⑼ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：
取失效概率為1，安全敘述為S=1，得可得，
[]=
2） 計(jì)算：
⑴計(jì)算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值，
d，可取30mm
⑵計(jì)算圓周速度v：
⑶計(jì)算齒寬b
b= d1
⑷計(jì)算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)：
齒高： 則
⑸計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=2.18m/s ，8級(jí)精度，由圖10-8得動(dòng)載系數(shù)K=1.15；直齒輪假設(shè)假設(shè)K，可查表得，；由表10-2查得使用系數(shù)：K
查得8級(jí)精度的小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)分布時(shí)：K
代入數(shù)據(jù)得：
結(jié)合b/h=8.90查圖10-13得，K=1.4
故載荷系數(shù)
⑹按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，
d=
⑺計(jì)算模數(shù)：m=36.42/20=1.82mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
⑴得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為m
1)確定各項(xiàng)計(jì)算值
(1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強(qiáng)度極限：，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限為
(2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，
則可得： []=
[]=
（4）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KKKK=1
查取齒型系數(shù)Y，Y，查取應(yīng)力校正系數(shù)得：
,
（5）計(jì)算大小齒輪的，并加以比較
；
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
m=
由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接觸強(qiáng)度分度圓。
則小齒輪齒數(shù)Z，大齒輪齒數(shù)，取
4.幾何尺寸計(jì)算
1）計(jì)算分度圓直徑；
2）計(jì)算中心距：a=
3）計(jì)算齒輪寬度：b=
取B
5.驗(yàn)算：F=
所以設(shè)計(jì)符合條件。
（二）低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
１．選定齒輪類(lèi)型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
1）按照推力機(jī)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)
2）推力機(jī)為一般工作機(jī)器，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）。
3）材料的選擇： 查機(jī)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度260HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為230HBS。二者材料硬度差30HBS。
4）選小齒輪齒數(shù)Z=20，大齒輪Z=4， 故取=80；
2.按齒面接觸強(qiáng)度
設(shè)計(jì)計(jì)算公式
d
確定公式內(nèi)的各計(jì)算值：
⑴試選定載荷系數(shù)1.3
⑵計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)距：
⑶由表10-7齒寬系數(shù)
⑷由表10-6得材料的彈性影響系數(shù)
⑸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
(6)由公式計(jì)算壓力循環(huán)次數(shù)
N=60=60
⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)
⑼ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：
取失效概率為1，安全敘述為S=1，得可得，
[]=
2） 計(jì)算：
⑴計(jì)算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值，
d
取30mm
⑵計(jì)算圓周速度v：
⑶計(jì)算齒寬b
b= d1
⑷計(jì)算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)： 齒高：
則
⑸計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.76m/s ，8級(jí)精度，由圖10-8得動(dòng)載系數(shù)K=1.08；直齒輪假設(shè)假設(shè)K，可查表得，；由表10-2查得使用系數(shù)：K由表10-4查得8級(jí)精度的小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)分布時(shí)：
K
代入數(shù)據(jù)得：
結(jié)合b/h=8.90查圖10-13得，K=1.4
故載荷系數(shù)
⑹按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，
d=
⑺計(jì)算模數(shù)：m=35.63/20=1.78mm
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： m
1)確定各項(xiàng)計(jì)算值
(1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強(qiáng)度極限：，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限為
(2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，
則可得 []=
[]=
（4）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KKKK=1
查取齒型系數(shù)Y，Y，查取應(yīng)力校正系數(shù)得：,
（5）計(jì)算大小齒輪的，并加以比較
2）設(shè)計(jì)計(jì)算
m=
由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接觸強(qiáng)度分度圓。
則小齒輪齒數(shù)Z，大齒輪齒數(shù)， 取
4.幾何尺寸計(jì)算
1）計(jì)算分度圓直徑；
2）計(jì)算中心距：a=
3）計(jì)算齒輪寬度：b=
取B
5.驗(yàn)算：
F=
所以設(shè)計(jì)符合條件。
第四節(jié).具體二級(jí)齒輪減速器軸的方案設(shè)計(jì)
中間軸的設(shè)計(jì)
1. 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=0.235，n=479.31r/min, T=4.68N
2. 求作用在軸上的力：
已知小齒輪的分度圓直徑為d=40mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=160mm,
F==,
F==,
F= F
F= F
3. 初步確定軸的最小直徑：
軸Ⅱ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取
d。取d為17mm.。
顯然，此處為軸的最小直徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同，
即。
1. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：
1） 擬定軸上零件的裝配方案；
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。
（1）為了滿(mǎn)足軸向定位要求，在軸I-II處右邊和軸V-VI設(shè)一軸肩，
取左右兩端用軸承端蓋封閉。
（2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d選取型號(hào)為6003，基本尺寸為d齒輪和軸承之間用軸環(huán)確定距離，取其寬度為24mm,齒輪端面距機(jī)壁內(nèi)側(cè)8mm,并考慮齒輪固定可得。
(3)由于小齒輪的輪觳寬度為42mm,為了使套筒端 面可靠地壓緊齒輪，此軸段長(zhǎng)度略短輪觳寬度，故取L.同理，取L。由于大齒輪左側(cè)和小齒輪右側(cè)均用軸肩固定，得h=2.故可取。
至此該軸上的各端長(zhǎng)度和直徑都已確定。
3）軸上零件的周向定位：
齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按有表6-1查得平鍵截面，兩鍵的尺寸均為b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為32mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。
4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2，其右端倒角2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，1.0mm，1.0mm，0.8mm.
5)確定軸上載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。
計(jì)算
根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的，M，M值列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。查表可得
前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。
高速軸的設(shè)計(jì)
1.確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=0.247KW，n=1390r/min, 。
2.求作用在軸上的力：
已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑,
F==,
F= F
1）初步確定軸的最小直徑：
低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，根據(jù)表15-3取
d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取K
TN。
采用彈性塊聯(lián)軸器TL2型，半聯(lián)軸器的孔徑d長(zhǎng)度27mm，聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為L(zhǎng)，取d=12mm。
2. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：
1） 擬定軸上零件的裝配方案；
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。
（1）為了滿(mǎn)足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑20mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長(zhǎng)度比L稍短些，現(xiàn)取L
（2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選取軸承代號(hào) 為6004型，基本尺寸為故??；而其右端采用軸肩進(jìn)行定位，故可取
(3)由于輪觳寬度為42mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長(zhǎng)度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以，取。
(4)軸承蓋的總寬度由前可知為18mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為20mm.則。
(5)齒輪距左端箱體的距離為12mm。軸承端面距機(jī)箱內(nèi)端面距離為8mm則可算得L
至此，此軸的各端長(zhǎng)度和直徑都已確定。
3）軸上零件的周向定位：
齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊(cè)查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為36mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為5mmmm,長(zhǎng)度25mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.
4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。由表15-2得從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，0.8mm，1.0mm，1.2mm，1.2mm，1.0mm.
5)求軸的載荷，首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。
計(jì)算
在確定支點(diǎn)位置后根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的，M，M值列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。查表可得
前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。
低速軸的設(shè)計(jì)
1． 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=0.223KW，n=120r/min, T=19.61NM。
2． 求作用在軸上的力：已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為d=160mm, F==,
F=
3. 初步確定軸的最小直徑：
低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取
d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取K T
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)采用彈性塊聯(lián)軸器TL3型，半聯(lián)軸器的孔徑d聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為L(zhǎng)，取d=16mm。
4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：
1） 擬定軸上零件的裝配方案；
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。
（1）為了滿(mǎn)足軸向定位要求，在軸VII-VIII處左邊設(shè)一軸肩，取d左端用軸肩，取,；為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長(zhǎng)度比L稍短些，現(xiàn)取。
（2）初選軸承為深溝球軸承，根據(jù)d軸承選取為6005，基本尺寸為故取左端采用軸肩進(jìn)行定位，取h=2.5mm,故d取.
(3)由于輪觳寬度為40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長(zhǎng)度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h=2所以;右端采用軸肩定位h>0.07d得到h=3,
(4)軸承蓋的總寬度取為18mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為20mm.齒輪距左端箱體的距離為12mm，所以?。?
(5)至此該軸 的各端長(zhǎng)度和直徑都已確定。
3）軸上零件的周向定位：
齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按有手冊(cè)查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為32mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為5mmmm,長(zhǎng)度32mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.
4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸的倒角為2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.0mm，1.0mm，1.2mm，1.0mm，1.0mm,0.8mm.
5)確定軸上載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。
軸的受力計(jì)算：
在確定支點(diǎn)位置后根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的，M，M值列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。查表可得
前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。
第五節(jié) 軸承的校核
（一） 高速軸的軸承的校核
設(shè)近聯(lián)軸器的軸承為軸承A，近齒輪處的軸承為軸承B。
初步選滾動(dòng)軸承：標(biāo)準(zhǔn)的深溝球軸承6004，基本尺寸d
1、軸承的受力分析
FH1` F H FV1 F v2
垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力
齒輪減速器高速級(jí)傳遞的轉(zhuǎn)矩：
軸承的垂直面的支座反力分別為：F9.38N；F19.74N；
所處軸承的水平面的支座反力分別為F=28.73N；F=56.27N；
2、軸承受徑向力分析
軸承輕微沖擊或無(wú)沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)
軸承A受的徑向力：；
軸承B受的徑向力：；
因?yàn)楦鶕?jù)表13-5得X=1，Y=0。
3、軸承壽命計(jì)算與校核
因：，則按軸承B來(lái)計(jì)算軸承壽命。
實(shí)際工作需要的時(shí)間為，故所選軸承滿(mǎn)足壽命要求。
中間軸的軸承的校核
設(shè)近小齒輪處的軸承為軸承A，近大齒輪處的軸承為軸承B。
初步選滾動(dòng)軸承：標(biāo)準(zhǔn)的深溝球軸承6003，基本尺寸d
1、軸承的受力分析
FV1 F v2 FH1`
F H
垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力
齒輪減速器高速級(jí)傳遞的轉(zhuǎn)矩：
軸承的垂直面的支座反力分別為：F67.10N；F41N；
所處軸承的水平面的支座反力分別為F=139.57N；F=39.93N；
2、軸承受徑向力分析
軸承輕微沖擊或無(wú)沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)
軸承A受的徑向力：；
軸承B受的徑向力：；
因?yàn)楦鶕?jù)表13-5得X=1，Y=0。
3、軸承壽命計(jì)算與校核
因：，則按軸承A來(lái)計(jì)算軸承壽命。
實(shí)際工作需要的時(shí)間為，故所選軸承滿(mǎn)足壽命要求。
低速軸的軸承的校核
設(shè)近齒輪處的軸承為軸承A，近聯(lián)軸器處的軸承為軸承B。
初步選滾動(dòng)軸承：標(biāo)準(zhǔn)的深溝球軸承6005，基本尺寸d
1、軸承的受力分析
FV1 F v2
垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力
齒輪減速器高速級(jí)傳遞的轉(zhuǎn)矩：
軸承的垂直面的支座反力分別為：F66.37N；F31.81N；
所處軸承的水平面的支座反力分別為F=-165.63N；F=-79.37N；
2、軸承受徑向力分析
軸承輕微沖擊或無(wú)沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)
軸承A受的徑向力：；
軸承B受的徑向力：；
因?yàn)楦鶕?jù)表13-5得X=1，Y=0。
3、軸承壽命計(jì)算與校核
因：，則按軸承A來(lái)計(jì)算軸承壽命。
實(shí)際工作需要的時(shí)間為，故所選軸承滿(mǎn)足壽命要求。
由此可得六個(gè)軸承均合格。
第六章 鍵的選擇與校核
設(shè)定高速級(jí)輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪與中間軸之間的鍵為鍵2；中間軸上與低速級(jí)軸連接的齒輪處的鍵為鍵3，與高速級(jí)軸連接的齒輪處的鍵為鍵3；低速級(jí)與中間軸連接的齒輪處的鍵為鍵5，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵6。
鍵的類(lèi)型
圖
1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵
根據(jù)條件選取的鍵型號(hào)規(guī)格如下（參考表2）：
鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b= 5 mm h=5mm L=25mm
鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=8mm h=7mm L=36mm
鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=6mm h=6mm L=32mm
鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=6mm h=6mm L=32mm
鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=8mm h=7mm L=32mm
鍵6：圓頭普通平鍵（A型） b=5mm h=5mm L=32mm
2、校核鍵的承載能力
因?yàn)椋烘I1受到的轉(zhuǎn)距T1=1.70N·m
鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=1.70N·m
鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=4.68N·m
鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=4.68N·m
鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=19.61N·m
鍵6受到的轉(zhuǎn)距
鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110 Mp
鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑）
所以：
校核第一個(gè)鍵：≤[]
校核第二個(gè)鍵：≤[]
校核第三個(gè)鍵：≤[]
校核第四個(gè)鍵：≤[]
校核第五個(gè)鍵：≤[]
校核第六個(gè)鍵：≤[]
由此可得六鍵均合格。
第七節(jié) 軸承的潤(rùn)滑及密封
根據(jù)軸頸的圓周速度,軸承可以用潤(rùn)滑脂和潤(rùn)滑油潤(rùn)滑,由于齒輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤(rùn)滑可以靠機(jī)體的飛濺直接潤(rùn)滑軸承?；蛞龑?dǎo)飛濺在機(jī)體內(nèi)壁上的油經(jīng)機(jī)體泊分面上的油狗流到軸承進(jìn)行潤(rùn)滑，這時(shí)必須在端蓋上開(kāi)槽。如果用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑軸承時(shí)，應(yīng)在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇?。并且在輸入軸和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質(zhì)進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有關(guān)，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。
第八節(jié). 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知：中心距 a=178mm
1、機(jī)座壁厚
考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8mm，故取=8mm
2、機(jī)蓋壁厚
取=8mm
3、機(jī)座凸緣厚度
4、機(jī)蓋凸緣厚度
5、機(jī)座底凸緣厚度
6、地腳螺釘直徑
取=16mm。
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上查的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（16）
7、地腳螺釘數(shù)目
因?yàn)椋?
所以n=4
8、軸承旁連接螺栓直徑
；取mm。
查的標(biāo)準(zhǔn)件六角頭螺栓─C級(jí) 其螺紋規(guī)格 d為M（12）
9、機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑
查的標(biāo)準(zhǔn)件六角頭螺栓─C級(jí) 其螺紋規(guī)格 d為M（8）
10、連接螺栓的間距
，取
11、軸承蓋螺釘直徑
查得標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘，其螺紋規(guī)格為M（8）
12、窺視孔蓋螺釘直徑
查的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（6）
13、定位銷(xiāo)直徑
查的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（6）
14、至外機(jī)壁距離
有表4得
15、至凸緣邊緣距離
同樣取
16、軸承旁凸臺(tái)半徑
17、外機(jī)壁至軸承座端面距離
18、大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁的距離
取=10mm
19、齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離
取
20、機(jī)蓋、機(jī)座肋厚
取
21、軸承端蓋凸緣厚度
取t=10mm
22、外機(jī)壁至軸承座端面距離
23、軸承端面外徑
24、軸承旁聯(lián)接螺栓距離
第九節(jié)? 設(shè)計(jì)結(jié)果
?
1. 最終實(shí)際傳動(dòng)比 i
高速級(jí)齒輪
低速級(jí)齒輪
2.9
4
?
2. 各軸轉(zhuǎn)速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
1390
479.31
120
?
3. 各軸輸入功率 P
（kW）
（kW）
（kW）
0.0.247
0.0.235
0.233
?
4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
1.73
4.78
20.10
?
5. 鍵的尺寸參數(shù)
鍵
b (單位 mm)
h (單位 mm)
L (單位 mm)
1
5
5
25
2
8
7
32
3
6
6
32
4
6
6
32
5
8
7
32
6
5
5
32
6．高、低速級(jí)齒輪參數(shù)（單位 mm）
?
名稱(chēng)
高速級(jí)
低速級(jí)
中心距a(mm)
78
100
摸數(shù) (mm)
2
2
齒
數(shù)
20
20
58
80
分度圓
直徑
（mm）
40
40
(mm)
116
160
齒頂圓
直徑
（mm）
44
44
(mm)
120
164
齒根圓
直徑
(mm)
35
35
(mm)
111
155
齒
寬
（mm）
42
42
（mm）
40
40
齒輪等級(jí)精度
8
8
材料及熱處理
20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC
45鋼，調(diào)質(zhì)后淬火，齒面硬度40~50HRC
?
7.軸承的代號(hào)及尺寸參數(shù)
軸承
軸承尺寸
代號(hào)
高速級(jí)軸承
6004
中間軸軸承
6003
低速級(jí)軸承
6005
第十節(jié)、設(shè)計(jì)小結(jié)
經(jīng)過(guò)十幾天的艱苦奮戰(zhàn)，我終于完成了本次《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》課程設(shè)計(jì)的任務(wù)。回頭看看這十幾天的生活，感觸頗深。
通過(guò)課程設(shè)計(jì)，我不但再次熟悉了本學(xué)期學(xué)過(guò)的內(nèi)容，而且還通過(guò)《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》等參考書(shū)目等查閱學(xué)到了許多沒(méi)有學(xué)到過(guò)的知識(shí)，在很大程度上擴(kuò)大了我們的認(rèn)知范圍，鞏固了以前的知識(shí)。更為重要的是本次課程設(shè)計(jì)在一定程度上也培養(yǎng)了我們的耐心和毅力以及團(tuán)結(jié)合作的精神，以及設(shè)計(jì)能力。
機(jī)械課程設(shè)計(jì)是從理論的對(duì)減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)，使我們更加了解了他的結(jié)構(gòu)。并叢冢掌握了一定的設(shè)計(jì)技巧。
慶幸自己終于認(rèn)真獨(dú)立地做了一次全面的機(jī)械設(shè)計(jì)，真的，從中學(xué)到了很多很容易被忽視的問(wèn)題、知識(shí)點(diǎn)，甚至還培養(yǎng)了自己的耐心細(xì)心用心的性格。從一頁(yè)頁(yè)復(fù)習(xí)課本，一次次計(jì)算數(shù)據(jù)，一遍遍修改草圖，一遍遍打印裝配圖，這些都是我從來(lái)未曾獨(dú)立做過(guò)的。確定電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)方案迫使我復(fù)習(xí)控制電機(jī)，選擇聯(lián)軸器又費(fèi)了番功夫，軸和齒輪更使我翻爛了《機(jī)械設(shè)計(jì)》。
最后，感謝老師耐心地指導(dǎo)！
參考文獻(xiàn)
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2．《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》 高等教育出版社 主編：陳立德
3．《機(jī)械設(shè)計(jì)》（第七版） 高等教育出版社 主編：紀(jì)名剛
4．《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》（軟件版）
5. 《機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)》
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