二級-帶式運輸機傳動裝置（7）分流帶CAD圖

二級-帶式運輸機傳動裝置（7）分流帶CAD圖,二級,運輸機,傳動,裝置,分流,CAD 計算過程及其說明 結果 一、 設計任務書 1． 總體布置簡圖 如右圖所示 2．工作條件：使用年限為15年， （每 年 工 作300天），兩 班 制，帶 式運輸機工作平穩(wěn)，轉向不變。 3．原始數據 運輸帶曳引力F（N）：1900 運輸帶速度V（m/s）：1.6 滾筒直徑D (mm)：350 4．設計內容 （1）電動機的選擇與運動參數計算 （2）傳動裝置的設計計算 （3）軸的設計 （4）滾動軸承的選擇與校核 （5）鍵的選擇和校核 （6）聯軸器的選擇 （7）裝配圖、零件圖的繪制 （8）編寫設計計算說明書 5．設計任務 （1）減速器總裝配圖一張 （2）低速軸、悶蓋零件圖各一張 （3）設計說明書一份 6．設計進度 （1）第一階段：總體計算和傳動件參數計算 （2）第二階段：軸與軸系零件的設計 （3）第三階段：軸、軸承、鍵及聯軸器的校核及草圖繪制 （4）第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 =72000h F=1900N V=1.6m/s D=350mm 二、 傳動方案的擬定 由設計任務書知傳動類型為：分流式二級圓柱齒輪減速器。本傳動機構的特點是：齒輪相對于軸承為對稱布置，沿齒寬載荷分布較均勻。減速器結構較復雜。 分流式二級圓柱齒輪傳動 三、 電動機的選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 Y系列 2、選擇電動機容量： （1）工作機所需功率 =FV/1000=1900×1.6/1000 =3.04 kw =3.04kw =60×1000V/πD =87.4 r/min =87.4r/min (2) 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 =/η 試中η為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即 其中，，分別為傳動系統中聯軸器，齒輪傳動及軸承的效率，取=0.99，=0.96，=0.98 = =0.85 η=0.85 電動機的輸出功率為 =/η =3.04/0.85 =3.58 kw =3.58 kw （3）確定電動機的額定功率 選定電動機的額定功率=4 kw =4 kw 3、 選擇電動機的轉速 =87.4 r/min 該傳動系統為分流式圓柱齒輪傳動，=3～6 則總傳動比可取 =9，=36 則電動機轉速的可選范圍為 =9=9×87.4=786.6 r/min =36=36×87.4=3146 r/min 可見同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三種電動機進行比較，如下表： =786.6r/min =3146r/min 表1 電動機方案比較表（指導書 表20-1） 方案 電動機型號 額定功率（kw） 電動機轉速（r/min） 電動機質量（kg） 傳種裝置總傳動比 同步 滿載 1 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.98 2 Y112M-4 4 1500 1440 43 16.48 3 Y112M-2 4 3000 2890 45 33.07 由表中數據可知，方案1的總傳動比最小，傳種裝置結構尺寸最小，因此可采用方案1，選定電動機型號為Y132M-6 電動機型號 Y132M-6 4、電動機的技術參數和外型、安裝尺寸 表2 電動機參數（指導書 表20-2） 型號 H A B C D E F×GD G Y132M-6 132 216 178 89 38 80 10×8 33 K AB AD AC HD AA BB HA L 12 280 210 135 315 60 238 18 515 四、計算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 =960/87.4 =10.98 （2）分配各級傳動比 取高速級的圓柱齒輪傳動比=3.52 ，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =/ =10.98/3.52=3.12 由指導書 表2-1 及表2-2知，傳動比合理 =10.98 =3.52 =3.12 五、 計算傳動裝置的運動和動力參數 1. 各軸轉速 電動機軸為軸Ⅰ，減速器高速級軸為軸Ⅱ，中速軸為軸Ⅲ，低速級軸為軸Ⅳ，帶輪軸為軸Ⅴ，則 =960 r/min 960/3.52 r/min=272.73 r/min 272.73/3.12 r/min =87.4 r/min =960 r/min =272.73r/min 87.4r/min =87.4r/min 2. 按電動機額定功率計算各軸輸入功率 =4 kw =4×0.99 kw=3.96 kw =3.96×0.96×0.98 kw =3.73 kw =3.73×0.96×0.98 kw =3.51 kw =3.51×0.98×0.99 kw =3.40 kw =4 kw =3.96 kw =3.73 kw =3.51 kw =3.40 kw 3. 各軸轉矩 =9550×4/960 =39.79 =9550×3.96/960 =39.39 =9550×3.73/272.73 =130.61 =9550×3.51/87.4 =383.53 =9550×3.40/87.4 =371.51 =39.79 =39.39 =130.61 =383.53 =371.51 將計算結果匯總列表如下 表3 軸的運動及動力參數 項目 電動機軸I 高速級軸II 中間軸III 低速級軸IV 帶輪軸V 轉速（r/min） 960 960 272.73 87.4 87.4 功率（kw） 4 3.96 3.73 3.51 3.40 轉矩() 39.79 39.39 130.61 383.53 371.51 傳動比 1 3.52 3.12 1 效率 0.99 0.94 0.94 0.97 六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數 a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為275 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為236 HBS，二者的硬度差為39 HBS。 d . 初選小齒輪齒數=25，則大齒輪齒數 =3.52×25=88 =3.52 e .初選螺旋角β= f .選取齒寬系數：=1.2 7級精度（GB10095-88） 小齒輪： 40Cr（調質） 275 HBS 大齒輪： 45鋼（調質） 236 HBS =25 =88 =3.52 β= （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 …………① 1）確定公式內的各計算數值 a . 試選=1.6 b. 分流式小齒輪傳遞的轉矩=/2 =19.70 c. 查圖表（P圖10-30）選取區(qū)域系數=2.433 （表10-6）選取彈性影響系數=189.8 d. 查圖表（P圖10-26）得 =0.768 ，=0.87 =0.768+0.87=1.638 e. 許用接觸應力=600MPa，=530MPa 則=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj ……………………② 計算應力循環(huán)次數 =60×960×1×72000=4.15× =4.15×/3.52=1.178× =1.2 =1.6 =19.70 =2.433 =189.8 =0.768 =0.87 =1.638 =600MPa=530MPa =565 MPa =4.15× =1.178× 2） 計算 a. 按式①計算小齒輪分度圓直徑 mm =30.19 mm b. 計算圓周速度 =3.14×30.19×960/（60×1000）m/s =1.52 m/s c. 計算齒寬b及模數 b==1.2×30.19 mm=36.23 mm =cosβ/=1.17 mm h =2.25=2.25×1.17 mm=2.64 mm b/h=36.23/2.64=13.74 d. 計算縱向重合度 =0.318tanβ =0.318×1.2×25×tan=2.378 e. 計算載荷系數K 使用系數=1，根據V=1.52 m/s，7級精度查圖表（P圖10-8）得動載系數=1.08 查圖表（P表10-3）得齒間載荷分布系數=1.4 由公式 　…… ③ 得 =1.387 查圖表（P圖10-13）得=1.352 由式 …………… ④ 得載荷系數=1×1.13×1.4×1.387=2.194 f. 按實際載荷系數校正所得分度圓直徑 由式 　　　　………………… ⑤ 得 mm=33.54 mm g. 計算模數 =cosβ/=33.54×cos/25 mm =1.3 mm =30.19 mm =1.52 m/s b=36.23 mm =1.17 mm h =2.64 mm b/h=13.74 =2.378 =1 =1.08 =1.4 =1.4 =1.387 =1.352 =2.194 =33.54 mm =1.3 mm （3）按齒根彎曲疲勞強度設計 按式計算 1） 確定計算系數 a. 計算載荷系數 由式 …………………… ⑥ 得=1×1.13×1.4×1.352=2.14 b. 根據縱向重合度=2.378 查圖表（P圖10-28） 得螺旋角影響系數=0.87 c. 計算當量齒數 =27.37 =96.33 d. 查取齒形系數 查圖表（P表10-5）=2.563 ，=2.187 e. 查取應力校正系數 查圖表（P表10-5）=1.604 ，=1.786 f. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，彎曲疲勞壽命系數=0.85 ，=0.88 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380 MPa ，由式 ……………………… ⑦ 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPa g. 計算大小齒輪的并加以比較 =2.563×1.604/303.57=0.01354 =2.187×1.786/238.86=0.01635 大齒輪的數值大 =2.14 =0.87 =27.37 =96.33 =2.563 =2.187 =1.604 =1.786 S=1.4 =0.85 =0.88 =500 MPa =380 MPa =303.57 MPa =238.86 MPa =0.01354 =0.01635 2） 設計計算 mm =0.97 mm 由以上計算結果，取=2 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=33.54 mm計算應有的齒數 =33.54×cos/2=16.27 取=28 ，則=3.52×28=98 =2 mm =28 =98 （4） 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 mm =129.86 mm 將中心距圓整為130 mm 2） 按圓整的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數 ， ，等不必修正 3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 =28×2/cos =57.78 mm =98×2/ cos =202.22 mm 4） 計算齒輪寬度 =1.2×57.78mm=69.34mm 圓整后取=75mm ，=70mm =130 mm =57.78 mm =202.22mm =75mm =70mm 5） 結構設計 由e＜2，小齒輪做成齒輪軸 由160mm<<500mm ，大齒輪采用腹板式結構 2. 低速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數 a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調質），硬度為275HBS 大齒輪：45鋼（調質），硬度為236HBS d. 初選小齒輪齒數=25 ，=25×3.12=78 e. 選取齒寬系數=1.2 （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 ……………… ⑧ 7級精度 （GB10095-85） 小齒輪： 40Cr（調質）275HBS 大齒輪： 45鋼（調質）236HBS =25 =78 =1.2 1） 確定公式內各計算數值 a. 試選=1.3 b. 確定小齒輪傳遞的轉矩=130.61 =1.3061× c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數=189.8 d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa ，=530MPa e. 由式②確定應力循環(huán)次數 =60×272.73×1×72000=1.178× =1.178×/3.12=3.776× f. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數 =0.90 ，=0.95 g. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由式⑦得 =0.9×600MPa=540MPa =0.95×530MPa=503.4MPa 2）計算 a. 由式⑧試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=503.4MPa得 =mm =69.22 mm b. 計算圓周速度 =3.14×272.73×69.22/60000m/s=0.99 m/s c. 計算齒寬 =1.2×69.22 mm=83.06 mm d. 計算模數、齒寬高比 模數=/=69.22/25 mm=2.77 mm 齒高=2.25=2.25×2.77 mm=6.23 mm 則/=83.06/6.23=13.33 e. 計算載荷系數 根據=0.99 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數=1.06 ，直齒輪=1 ，由=1.2和=83.06 mm ，根據式③得=1.398 由/=13.33和=1.398查圖表（P圖10-13）得=1.352 故根據式④得=1.482 f. 按實際載荷系數系數校正所得分度圓直徑。由式⑤得=72.31 mm g. 計算模數 =72.31/25 mm=2.89 mm =1.3 =1.3061× =189.8 =600MPa =530MPa =1.178× =3.776× =0.90 =0.95 S=1 =540MPa =503.4MPa 69.22 mm =0.99 m/s 83.06 mm =2.77 mm =6.23 mm /=13.33 =1.06 =1 =1 =1.398 =1.352 =1.482 =72.31 mm =2.89 mm （3） 按齒根彎曲強度設計 計算公式為 ……………… ⑨ 1） 確定公式內各計算數值 a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。 b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數=0.85 ，=0.88 c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數=1.4 ，由式得=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa =0.88×380/1.4MPa=236.86MPa d. 計算載荷系數。由式⑥得=1×1.06×1×1.352=1.433 e. 查取齒形系數。查圖表（P表10-5）得=2.62 =2.224 f. 查取應力校正系數。查圖表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.758 g. 計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.62×1.59/303.57 =0.01372 =2.224×1.758/238.86=0.01637 大齒輪的數值大 =500MPa =380MPa =0.85 =0.88 =1.4 =303.57MPa =236.86MPa =1.433 =2.62 =2.224 =1.59 =1.758 =0.01372 =0.01637 2） 設計計算 mm=2.01mm 由以上計算結果，取模數=3mm。按分度圓直徑=72.31mm計算應有的齒數得=72.31/3=24.1取=25 ，則=3.12×25=78 =3 mm =25 =78 （4） 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 =3×（25+78）/2 mm=154.5mm 2） 計算分度圓直徑 mm=75 mm mm=234mm 3） 計算齒輪寬度 =1.2×75 mm=90 mm 取=95 mm ，=90 mm =154.5 mm =75 mm =234 mm =95 mm =90 mm （5）結構設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結構 大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構 七、 軸的設計 （一） 高速級軸（軸II）的設計 已知=3.96 kw ，=960r/min ，=39.39 =19.70 1. 求作用在齒輪上的力 =2×19.70××cos/57.78 N =660.92N N=248.19 N N=167.85 N 圓周力 ，徑向力及軸向力的方向如圖所示 2． 初步確定軸的最小直徑。先按式 ………………………… ⑩ 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。查圖表（P表15-3），取=105，得 mm=16.84 mm 輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處的直徑。選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩公式為 ……………………… （11） 查圖表（P表14-1），取=1.3 ，則=1.3×39.39 =51.21 根據=51.21及電動機軸徑D=38 mm，查標準GB4323-84，選用TL6型彈性套柱銷聯軸器。確定軸最小直徑=35 mm 3． 軸的結構設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方案 =660.92 N =248.19 N =167.85 N 16.84 mm =51.21 =35 mm （2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 聯軸器采用軸肩定位，I-II段=35 mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=38mm ，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導書表13-19），取擋圈直徑=45mm，=80mm 2） 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據=38mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6008，其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm ，故=40mm 3） 取=44mm，=80mm 4） 由指導書表4-1知箱體內壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=60mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為40.2mm，到聯軸器的距離為15.8mm，則=56mm 5） 取小齒輪距箱體內壁的距離為=12mm，大齒輪2和與齒輪3之間的距離c=10mm，滾動軸承端面距箱體內壁=12mm則 =15+12+12-5=34mm =34 mm =110mm =45mm =35 mm =80mm =38mm =56mm =40mm =34 mm =80mm =44mm =110mm =80mm =40mm =34mm =12mm c=10mm =12mm =60mm （3）軸上零件的周向定位 半聯軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=35 =mm，=80mm 查圖表（P表6-1）選用鍵=10mm×8mm×70mm 。 滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 I-II段： 鍵C10×70GB1096-79 滾動軸承內圈與軸的配合：m6 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6×，各軸肩處圓角半徑為R1 軸端倒角： 1.6× 軸肩圓角：R1 （二）中速軸（III軸）的設計 已知=3.73 kw，=130.61 ，=272.73r/min 1．求作用在齒輪上的力 =660.92 N ，=248.19 N，=167.85 N =2×130.61/0.075N=3482.93N =1267.68 N 軸上力的方向如下圖所示 =660.92N =248.19N =167.85N =3482.93N =1267.68N 2．初步確定軸的最小直徑 根據式（10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查圖表（P表15-3），取=110 ，于是得 110×mm=26.31mm 。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為=30mm 軸III材料：45鋼調質處理 =30mm 3．軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 （2）確定軸的各段直徑和長度 1）根據=30mm 取=30mm，軸承與齒輪2，之間采用套筒定位，取=32mm，齒輪2與齒輪3之間用套筒定位，取=34mm ，齒輪3采用軸肩定位，取h=3mm ，則=40mm ，由于軸環(huán)寬度b≥1.4h 軸II的設計，取=c=10mm 因為=95 mm ，=70mm 取=92 mm ，則=70+10+3-3mm=80mm =70-2mm=68mm 2）初步選擇滾動軸承 由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II相對于機座固定，則III軸應兩端游動支承，選取外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取0組游隙，0級公差的N系列軸承N206，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于軸承內圈受軸向力，軸端不受力，軸承內圈軸端采用圓螺母與墊片緊固，根據GB812-88（指導書表13-17）選用M27×1.5規(guī)格的圓螺母及相應的墊片，圓螺母厚度m=10mm，墊片厚度s=1mm，則取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，則 =14.5+11+16+3-2mm=42.5mm 選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為27mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按=34mm ，=92 mm =32mm ，=70mm =32mm ，=68mm 查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=10mm×8mm×56mm 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m6 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-2），取軸端倒角為1.0×，各軸肩處的圓角半徑為R1 =M27 16mm =30mm =42.5mm =32mm =80mm =34mm =92 mm =40mm 10mm =32mm =68mm =30mm 42.5mm =M27 =16mm =14.5mm =11mm III-IV段： 鍵10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段 鍵10mm×8mm×56mm 倒角： 1.0× 圓角半徑：R1 （三）低速軸（軸IV）的設計 已知=3.51 kw ，=383.53 ，=87.4r/min 1．求作用在軸上的力 =3482.93N =1267.68N 2．初步確定軸的最小直徑 按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖表（P表15-3）取=112 ，于是得 112×mm=38.35mm 。該軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，選取聯軸器的型號。 根據式（11），查圖表（P表14-1），取=1.3 ，則 =1.3×383.53=498.59 根據=498.59，查標準GB5014-85（指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL3型彈性柱銷聯軸器。選取軸孔直徑d=42mm，其軸孔長度L=112mm，則軸的最小直徑=42mm 3．軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案 =3482.93N =1267.68N 軸IV聯軸器： HL3型彈性柱銷聯軸器 D=42mm L=112mm =42mm （2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=42mm，為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=48mm，聯軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19），取=55mm，=110mm 2）初步選擇滾動軸承 根據軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm 故=50mm 3）軸承采用套筒定位，取=58mm，=36mm 4）根據軸頸查圖表（P表15-2，指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段=62mm，齒輪采用軸肩定位，根據h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，則=74mm ，軸環(huán)寬度b≥1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm 5）查圖表（指導書表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm 6）根據軸II，軸III的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離=10mm，則=+++c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm =81mm =+++c+2.5--16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm 7）根據箱體內壁至軸承座孔端面的距離=60mm，及=10mm，B=20mm，根據指導書表9-9，取軸承蓋的總寬度為39.6mm，軸承蓋與聯軸器之間的距離為=20.4mm則=60mm =50mm =36mm =58mm =81mm =62mm =8mm =62mm =89.7mm =74mm 10mm =58mm =81mm =50mm =36mm =48mm =60mm =42mm =110mm =10mm =20.4mm 軸用彈性擋圈： 擋圈GB894.1-86-62 滾動軸承：6210 軸端擋圈： 擋圈GB892-86 55 （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查圖表（P表6-1）得 IV’-IV段：b×h×L=18mm×11mm×80mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 IV’-IV段： 鍵18×80GB1096-79 VIII-IX段： 鍵C12×100GB1096-79 滾動軸承與軸的配合：m6 軸端倒角： 1.6× （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6×。軸上圓角=1.0mm，=1.6mm 軸上圓角： =1.0mm =1.6mm 4．求軸上的載荷 軸的計算簡圖如下圖所示，由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6210，a=10mm， 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處 是危險截面， L=162mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 表4 危險截面所受彎矩和扭矩 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F =633.84N =1741.465N 彎矩 =102682 =282117.33 總彎矩M =300222.89 扭矩T T=407502.81 5. 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力 =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此＜，故軸安全。 =11.727MPa =60MPa 八、 軸承的選擇和校核計算 已知軸承的預計壽命為=72000h 1．輸入軸承的選擇與計算 由軸II的設計知，初步選用深溝球軸承6008，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力==299.62 N，=0，ε=3 ，轉速n=960r/min 1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6008的基本額定動載荷C=13200N，基本額定靜載荷=9420N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2×（1×299.62+0）N =359.54N 3）驗算軸承壽命 h =859127h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6008。 =72000h =299.62 N =0 ε=3 n=960r/min C=13200N =9420N X=1 Y=0 =1.2 P=359.54N =859127h 深溝球軸承6008 2．軸III上的軸承選擇與計算 由軸III的設計已知，初步選用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=1176.74N，=0，ε=10/3，n=272.73r/min 1）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206的基本額定動載荷C=36200N，基本額定靜載荷=22800N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2×（1×1176.74+0）N =1412.09N 3）驗算軸承壽命 h =3035776h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206 =1176.74N =0 ε=10/3 n=272.73r/min C=36200N =22800N X=1 Y=0 =1.2 P=1412.09N =3035776h 外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206 3．輸出軸上的軸承選擇與計算 由軸IV的設計知，初步選用深溝球軸承6210，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力==3706.46 N，=0，ε=3 ，轉速n=87.4/min 1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6210的基本額定動載荷C=27000N，基本額定靜載荷=19800N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.0，則 P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N =3706.46N 3）驗算軸承壽命 h =73714h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。 =3706.46N =0 n=87.4/min C=27000N =19800N X=1 Y=0 =1.0 P=3706.46N =73714h 九、鍵連接的選擇與校核計算 1．輸入軸與聯軸器的鍵連接 1) 由軸II的設計知初步選用鍵C10×70，=39.39 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×39.39/4×65×35MPa =8.66MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵C10×70 選用 鍵C10×70GB1096-79 2．齒輪2（2’）與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×56，==65.305 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=56mm-10mm=46mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×65.305/4×46×32MPa =22.18MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×56 3．齒輪3與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×80，==130.61 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=80mm-10mm=70mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×130.61/4×70×34MPa =27.44MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×80 選用： 鍵10×56GB1096-79 選用： 鍵10×80GB1096-79 4．齒輪4與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設計知初步選用鍵18×80，==383.53 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=80mm-18mm=62mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得 =2×383.53/5.5×62×62MPa =36.28MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵18×80 選用： 鍵18×80GB1096-79 5．聯軸器與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設計知初步選用鍵12×100，==383.53 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=100mm-12mm=88mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×383.53/4×88×42MPa =51.88MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵12×100 選用： 鍵12×100GB1096-79 十、聯軸器的選擇 1．輸入軸（軸II）的聯軸器的選擇 根據軸II的設計，選用TL6型彈性套柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如下表所示 型號 T（） （r/min） （mm） L（mm） 轉動慣量（） TL6 250 3800 35 82 0.026 2．輸出軸（軸IV）的聯軸器的選擇 根據軸IV的設計，選用HL3型彈性柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如下表所示 型號 T（） （r/min） （mm） L（mm） 轉動慣量（） HL3 630 5000 42 112 0.6 十一、減速器附件設計 1．視孔蓋 選用A=120mm的視孔蓋。 2．通氣器 選用通氣器（經兩次過濾）M18×1.5 3．油面指示器 根據指導書表9-14，選用2型油標尺M16 4．油塞 根據指導書9-16，選用M16×1.5型油塞和墊片 5．起吊裝置 根據指導書表9-20，箱蓋選用吊耳d=20mm 6．定位銷 根據指導書表14-3，選用銷GB117-86 A6×30 7．起蓋螺釘 選用螺釘M8×20 視孔蓋： A=120mm 通氣器： M18×1.5 油面指示器： 2型油標尺M16 油塞： M16×1.5 吊耳： d=20mm 定位銷： 銷GB117-86 A6×30 起蓋螺釘： M8×20 十二、潤滑與密封 1．齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取為油深h=57mm。根據指導書表16-1，選用全損耗系統用油 L-AN22。 2．滾動軸承的潤滑 由于軸承的=38400<160000 =8181.9<160000 =4370<160000 故選用脂潤滑。根據表16-4 ，選用滾動軸承脂ZGN69-2 3．密封方法的選取 由于凸緣式軸承端蓋易于調整軸向游隙，軸II及軸IV的軸承兩端采用凸緣式端蓋，而嵌入式端蓋易于安裝和加工，軸III選用外圈無擋邊滾子軸承，故選用嵌入式端蓋。由于采用脂潤滑，軸端采用間隙密封。 齒輪潤滑： L-AN22 h=57mm =38400 =8181.9 =4370 滾動軸承脂： ZGN69-2 總結 機械設計是機電類專業(yè)的主要課程之一，它要求學生能結合課本的學習，綜合運用所學的基礎和技術知識，聯系生產實際和機器的具體工作條件，去設計合用的零部件及簡單的機械，起到從基礎課程到專業(yè)課程承先啟后的橋梁作用，有對機械設計工作者進行基礎素質培養(yǎng)的啟蒙作用。 機械設計課程設計的過程是艱辛而又充滿樂趣的，在這短暫的三個星期里，我們不僅對機械的設計的基本過程有了一個初步的認識和了解，即初步接觸到了一個真機器的計算和結構的設計，也通過查閱大量的書籍，對有關于機械設計的各種標準有了一定的認識，也加強了對課本的學習和認識。 通過這次的設計，我認識到一些問題是我們以后必須注意的。第一，設計過程決非只是計算過程，當然計算是很重要，但只是為結構設計提供一個基礎，而零件、部件、和機器的最后尺寸和形狀，通常都是由結構設計取定的，計算所得的數字，最后往往會被結構設計所修改。結構設計在設計工作中一般占較大的比重。 第二，我們不能死套教材，教材中給出的一些例題或設計結果，通常只是為表明如何運用基礎知識和經驗資料去解決一個實際問題的范例，而不是唯一正確的答案。所以我們必須要學會查閱各種書籍和手冊，利用現有的資源再加上自己的構想和創(chuàng)新，才能真正完成一個具有既有前景和使用價值又能普遍推廣，價格低廉的新產品。因此，全力追索不斷增殖的設計能力才是學習機械設計的中心思想。 第三，創(chuàng)新是一個民族的靈魂，是我們國家興旺發(fā)達的不竭動力。創(chuàng)新在機械設計過程當中體現的更是淋漓盡致，我們所設計出來的東西必須得超過以前的才具有社會實用價值，因此我們首先要有敢于突破束縛、突破慣例和大膽否定現有的一些東西，同時也要有寬廣而堅實的基礎知識和創(chuàng)新思維與細心觀察的能力。雖然在這次的設計過程當中大部分都是參照教材和手冊所設計，只有小部分是通過自己創(chuàng)新所形成，但在選用各種零部件時是個人根據標準選定的，以使各種零部件組裝成最好的一個減速器。因此也體現了創(chuàng)新的思想。 這次設計的分流式二級圓柱齒輪減速器通過采用配對的斜齒輪，既具有人字齒重合度大，運轉平穩(wěn)，無軸向力的優(yōu)點，又免