帶式運輸機及二級圓柱齒輪減速器的設計

武漢生物工程學院 畢業(yè)論文 (設計 ) 題 目 名 稱 二級直齒圓柱齒輪減速器設計 題 目 類 別 畢業(yè)設計 系 別 機電工程系 專 業(yè) 班 級 機械設計制造及其自動化 08 級 05 班 學 生 姓 名 張 瓏 指 導 教 師 阮中尉 輔 導 教 師 阮中尉 1 緒論 .設計的目的及意義 . 2 減速器的發(fā)展狀況 . 3 減速器的發(fā)展趨勢 . 傳動方案的擬定 .動機的選擇。 .動比的分配。 .動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算： . 齒輪的設計 .速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 .核齒根彎曲疲勞強度 . 10 4 低速級直齒圓柱齒輪傳動 . 11 5 軸的設計算 .速軸（ 1 軸）的設計 . 間軸（ 2 軸）的設計 .速軸（ 3 軸）的設計 . 20 6 滾動軸承的選擇 . 22 7 鍵聯(lián)結(jié)和聯(lián)軸器的選擇 . 24 8 箱體上個部分尺寸計算 . 26 9 參考文獻 . 28 10 設計小結(jié) . 28 1 緒論 隨著社會的發(fā)展和人民生活水平的提高，人們對產(chǎn)品的需求是多樣化的，這就決定了未來的生產(chǎn)方式趨向多品種、小批量。在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著齒輪減速器，它是一種不可缺少的機械傳動裝置 . 它是機械設備的重要組成部分和核心部件。目前，國內(nèi)各類通用減速器的標準系列已達數(shù)百個，基本可滿足各行業(yè)對通用減速器的需求。國內(nèi)減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產(chǎn)品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產(chǎn)品質(zhì)量已達到國外先進工業(yè)國家同類產(chǎn)品水平，承擔起為國民經(jīng)濟各行業(yè)提供傳動裝置配套的重任，部分產(chǎn)品還出口至歐美及東南亞地區(qū)，推動了中國裝配制造業(yè)發(fā)展 設計的目的及意義 齒輪傳動在機器中是用以協(xié)調(diào)原動機與工作機之間的矛盾，是改變機器的轉(zhuǎn)速，扭矩的重要環(huán)節(jié)，具有實用可靠，傳動效率很高等優(yōu)點，是機械傳動中最重要的，也是應用最廣泛的一種機械傳動形式。齒輪技術(shù)在一定程度上標志著機械工程技術(shù)的水平 ， 具有體積小、質(zhì)量輕、傳動效率高、加工成本相對較低、性價比較高等優(yōu)點，對 圓柱齒輪 減速 機 進行性能分析，有利于提高減速 機 的工作性能和設計水平，充分發(fā)揮 這 種應用前景十分廣闊和很有研究價值的減速器。而目前對該減速 機 的分析研究工 作較的優(yōu)越性，對其進行結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化和推廣使用具有重要的理論和實際意義。 1 2 減速器的發(fā)展狀況 國內(nèi)的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量 比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上 還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用 的大型減速器（ 500上），多從國外進口，花去不少的外匯。 60 年代開 始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體 積小、機械 效率高等優(yōu)點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率， 功率一般都要小于 40于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面 沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量 輕、機械效率高等這些基本要求。 90 年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪） 減 速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷 的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，效率亦高 。 國內(nèi)有少數(shù)高等學校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工 作，一些研究論文，在利用 擺線齒輪作平動減速器開展了一些工 作 。 1 3 減速器的發(fā)展趨勢 當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低 的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材 料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其 傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近 報導，日本住友重工研制的 高精度減速器，美國 司研制的 傳動原理和結(jié)構(gòu)上與本項目類似或相近，都 為目前先進的齒輪減速器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小 體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進材 料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新， 平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機的連體結(jié)構(gòu)，也是 大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。目前， 超小型的減速器的研究成 果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機器人等領(lǐng) 域中，微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動機 的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。 究內(nèi)容 （ 1） 查閱相關(guān)資料，明確設計任務和要求，了解減速器的設計要求，在此 基礎上進行總體方案的論證與設計。撰寫開題報告。 （ 2）制定減速器的工作要求，并按照工作環(huán)境進行工藝設計。 （ 3）根據(jù)其中一個齒輪，進行齒輪和軸承的配合設計。 （ 4）對齒輪和的選擇進行強度校核計 算，對軸承的強度校核進行計算。 （ 5）進行該減速器的工藝結(jié)構(gòu)設計，并對主要零件進行結(jié)構(gòu)設計。 （ 6）繪制該減速器的裝配圖和主要零件圖。 （ 7）翻譯指定外文文獻資料。 （ 8）編寫設計說明書。 2 傳動方案的擬定 1 原始數(shù)據(jù) （ 1）運輸帶工作拉力 F=4 2）運輸帶工作速度 V=s (3)輸送帶滾筒直徑 D=450 4）傳動效率 工作條件 兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向） 運轉(zhuǎn)，工作環(huán)境 多塵，中小批量 生 產(chǎn)，使用期限 10 年，年工作 300 天。 設計要求： 1、完成設計說明書一份，約 8000 字。 2、完成帶式傳輸裝置總體設計及減速器部裝圖、零件圖。 3、完成減速器所有零件圖及裝配。 帶式輸送機由電動機驅(qū)動，電動機 1 通過聯(lián)軸器 2 將動力傳入減速器 3， 在經(jīng)聯(lián)軸器 4 傳至輸送機滾筒 5，帶動輸送帶 6 工作。傳動系統(tǒng)中采用兩 級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪 相對于軸承位置不對稱， 因 此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱 齒輪傳動。 動機的選擇。 按設計要求及工作條件選用 Y 系列三相異步電動機臥式封閉結(jié)構(gòu) 380V。 （ 1）電動機容量的選擇。 根據(jù)已知條件由計算得知工作所需有效功率。 工作機所需功率 ; 傳動裝置總體效率 彈性聯(lián)軸器效率 滾動軸承效率 閉式齒輪傳動 效率 卷筒效率 算得傳動系 統(tǒng)總效率 工作機所需電動機功率 =4000× 000× 文獻 1表 20列 Y 系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)可以確定，滿足 0常二級圓柱齒輪減速器傳動比取 =8 40 應取 10 （ 2）電動機轉(zhuǎn)速選擇 根據(jù)已知條件由計算得知輸 送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速 0× 1000v/450=60000× 450=常二級圓柱齒輪減速器傳動比取 i=8 40 N=8 文獻 1表 20步選同步轉(zhuǎn)速為 1500 和 3000 的電機，對應于額 定功率為 電動機號分別取 、 和 三種。將三種電動機有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應算得的總傳動比 列于下表： 方案號 電動機型號 額定功率（ 同步轉(zhuǎn)速（ r/ 滿載轉(zhuǎn)速（ r/ 總傳動比 電動機質(zhì)量/ 0 3000 2900 4 二 0 1500 1440 8 三 0 1000 960 i 85 通過對這三種方案比較：一 電機重量輕，但傳動比大，傳動裝置外輪 廓尺寸 大，結(jié)構(gòu)不緊湊；二與三比較，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸， 質(zhì)量，價格及傳動比，可以看出，如果傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用三方案 最好即： 列 動比的分配。 帶式輸送機傳動系統(tǒng)總傳動比 I=nm/60/以兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比 =了便于兩級圓柱齒輪減速器采用侵油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相 同 ，齒面硬度 50,齒寬系數(shù)相等時?？紤]面接觸強度接近相等的條 件，取兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比 :=速級傳動比為 動系統(tǒng)各傳動比分別為： 動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算： 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算。 1 軸（減速器高速軸）： =1=9550× 60=n· m 2 軸（減速器中間軸） n2=n1/60/2=9550× M 3 軸（減速器低速軸） n3=n2/3=9550× M 4 軸（輸送機滾筒軸） n4=n3/=4=9550× 31N· M (1軸輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩 2=3=2=3=上述計算結(jié)果和傳動比及傳動效率匯總?cè)缦卤?1 軸名 輸入 （ 輸出 （ 輸入 （ 輸出 （ 轉(zhuǎn)速 r/動比 i 效率 1 60 1 31 于所設計的減速器中兩級齒輪傳動 3 齒輪的設計 按軟齒面閉式齒輪傳動設計計算路線，分別進行高速級斜齒圓柱齒輪傳動 的設計計算和低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算。 速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 (1)選擇材料及熱處理，精度等級，齒數(shù) 2齒寬系數(shù) d，并初選螺旋 角 考慮減速器要求結(jié)果緊湊故大小齒輪均用 40質(zhì) 處理后表面淬火， 因載荷較平穩(wěn)，齒輪速度不是很高，故初選 7 級精度，齒數(shù)面宜多取，選 小齒輪齒數(shù) 4, 大齒輪齒數(shù) 24=96, 按軟齒面齒輪非對 稱安裝查文獻 2表 取齒寬系數(shù) d=實際傳動比 6/24=4,誤差（ （ ± 5%， 在設計給定的± 5%范圍內(nèi)可用。 (1)確定 公式中各式參數(shù)； 1）載荷系數(shù) 試選 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1000000× 60=M 3）材料系數(shù) 查文獻 2表 4）大，小齒輪的接觸疲勞極限 按齒面硬度查文獻 2圖 5）應力循環(huán)次數(shù) 1/U=69120000 6)接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻 2圖 7）確定許用接觸應力 取安全系數(shù) (2)設計計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑 ）計算圓周速度 v 3）計算載荷系數(shù) k 文獻 2表 使用系數(shù) 根據(jù) v=m/s 按 7 級精度查 文獻 2圖 動載系數(shù) 圖 (3)計算齒輪傳動的幾何尺寸； 1）計算模數(shù) m m=d1/4標準取模數(shù) m=2）兩輪分度圓直徑 d1=24=60d2=90=225）中心距 a a=m(z1+2=(24+90)/2=）齒寬 b b=60=60 b1=55mm 0）齒全高 h h= 核齒根彎曲疲勞強度 由文獻 2式（ (1)確定公式中各參數(shù)值 ; 1)大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 查文獻 2圖 40 60 2)彎曲疲勞壽命系數(shù) 查文獻 2圖 3)許用彎曲應力 取定彎曲疲勞安全系數(shù) ,應力修正系數(shù) 應力修正系數(shù) 齒輪的數(shù)值大，應按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度 (2)校核計算 所以 彎曲疲勞強度足夠 . 4 低速級直齒圓柱齒輪傳動 擇齒輪材料及熱處理方法 選擇 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為 220280軟 齒閉 式傳動，載荷平穩(wěn)齒輪速度不高，初選 7 級精度，小齒輪齒數(shù) 30，大 齒輪齒數(shù) 30=87，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻 2 表 齒寬系 d=實 際傳動比 87/30=誤差 ( ± 5%，在設計給定的± 5% 范圍內(nèi)可用 齒面接觸疲勞強度設計 (4)確定公式中各式參數(shù)； 7）載 荷系數(shù) 選 ）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1000000× ）材料系數(shù) 文獻 2表 10）大，小齒輪的接觸疲勞極限 按齒面硬度查文獻 2圖 11）應力循環(huán)次數(shù) 12）接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻 2圖 13）確定許用接觸應力 (5)設計計算 5）試計算小齒輪分度圓直徑 6）計算圓周速度 v V=0× 1000=s 7）計算載荷系數(shù) k 查文獻 2表 使用系數(shù) 1 根據(jù) v=s 7 級精度查文 獻 2圖 動載系數(shù) 圖 K = k= KA k v k × 1=）校正分 度圓直徑 6)計算齒輪傳動的幾何尺寸； 6）計算模數(shù) m m=d1/0=標準取模數(shù) m=）兩輪分度圓直徑 d1=30=75mm d2=80=200）中心距 a a=m(z1+2=(30+80)/2=）齒寬 b b= 75=75mm b1=5mm 0mm 50）齒全高 h h 核齒根彎曲疲勞強度 由文獻 2式（ (4)確定公式中各參數(shù)值 ; 6)大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 查文獻 2圖 并加以比較取其中最大值代入公式計算 小齒輪的數(shù)值大，應按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度 (5)校核計算 所以 彎曲疲勞強度足夠。 5 軸的設計與計算 在完成了帶式傳輸機傳動系統(tǒng)運動及動力參數(shù)的計算和減速器兩級 齒輪傳動的設計計算之后，接下來可進行減速器軸的設計，滾動軸承的 選擇，鍵的選擇和聯(lián)軸器的選擇。 速軸（ 1 軸）的設計 （ 1）繪制軸的布置簡圖和初定跨距 軸的布置入圖 4 17mm 0mm 5mm 0mm 5 考慮相鄰齒輪設軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 s=10 齒輪與箱體內(nèi)壁設軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 k=10為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸 c=6m 初取軸承寬度分別為 mm n mm n mm n 2222203 2 1 3 根軸的支架跨度分別為 (c+k)+s+92(c+k)+s+89(c+k)+s+94（ 2）高速軸（ 1 軸）的設計 擇軸的材料及熱處理； 軸上齒輪的直徑較小，（ 用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材 料及熱處理和齒輪的材料及熱處理一致，選用 40 軸的受力分析 軸的受 力簡圖如圖示； 圖中 921 +c+k+=5141（ a）計算齒輪的嚙合力， T1/*40299=t1*t1*（ b）求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖； 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖，如圖示： 軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如上圖示 （ c）求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖，如圖示 （ d）求截面 C 處彎矩 強度校核 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理，由文獻 2表 得 1 60 故，彎扭合成強度滿足要求 軸的初步計算； 由文獻 2中式（ 式（ 按文獻 2中表 材料為 40質(zhì) b735 文獻 2中表 用彎曲應力值 1 =60取折算系數(shù) 以上數(shù)值代入軸計算截面（ c 截面）直徑計算公式 軸的結(jié)構(gòu)設計， 按經(jīng)驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑， 1.2)( 27 （ 參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑， 取減速器高速軸的軸端直徑 25據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度其 中軸頸，軸頭結(jié)構(gòu)尺寸與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑： 35 30 35 40 47 安裝半聯(lián)軸器處軸段直徑：第一組 : 25 28 30 30 35 第二組： 30 32 35 38 40 第三組： 32 35 38 40 42 （注：因此軸段安裝的半聯(lián)軸器與電動機軸安裝的半聯(lián)軸器為同一型號 聯(lián)軸器，故此軸段直徑應在電動機軸直徑所在同一組數(shù)據(jù)中選定。） 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸可參考文獻 1表 5定。 （注：在安裝聯(lián)軸器處，當直徑受到軸頸直徑和聯(lián)軸器軸徑限制時，允 許按 d1=d+(2 取值；或此處不計算軸肩，可借助于套筒實現(xiàn)聯(lián)軸器 的軸向定 位。） 間軸（ 2 軸）的設計 選擇軸的材料及熱處理， 選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)， 軸的受力分析 軸的受力簡圖（略）圖中 891 +c+k+=+c+k+=67（ a）計算齒輪的嚙合力； T1/512N t1*t1*T2/（ b）求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖 (c）求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖，軸在垂直面內(nèi)的受 力簡圖（略）； （ d）求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖； (軸向力 于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采 用兩端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承 B 上） 按文獻 1表 5減速器中間軸的危險截面直徑 0據(jù)軸上零 件的布置，安裝和定位的需要，初定各軸的直徑及長度其中軸頸、軸頭結(jié)構(gòu) 尺寸應與軸上相關(guān)零件的結(jié)果尺寸。聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑： 35 40 45 40 35 安裝齒輪處軸段長度：軸段長度 =輪轂長度 2（注：減速器中間軸的結(jié)構(gòu)見下圖 速軸（ 3 軸）的設計 選擇軸的材料及熱處理， 選用 45 號鋼調(diào)質(zhì) 軸的受力分析 軸的受力簡圖所示 圖中 943 +c+k+=（ a）計算齒輪的嚙合力； T3/*13900/200=1399N t4/（ b）求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖， 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如圖所示 （ c）求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖； 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖所示 （ d）求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖； b=76000 T=1399*200/2=139900 (軸的合力彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖略 ) 軸的初步計算； 由文獻 2式（ 式（ 按文獻 2中表 的材料為 45 號鋼調(diào)質(zhì) b=640 按文獻 2表 用彎曲應力值得 60 取折算系數(shù) = 6 將以上數(shù)值代入軸計算截面（ c 截面）直徑計算公式 ： 在此軸段開有一個鍵槽時，直徑增大 4%，計算截面直徑 d c 的最小直徑 軸的結(jié)構(gòu)設計； 按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑， 按文獻 1表 5減速器低速軸的危險截面直徑 0根據(jù)軸上零件的位置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度， 其中軸頸、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌 考慮。 軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑： 40 45 50 55 50 45 :此軸段直徑可根據(jù)結(jié)構(gòu)需要按所列聯(lián)軸器標準軸孔直徑選定。 安裝 齒輪處軸段長度：軸段長度 =輪轂長度 2 滾動軸承的選擇 （ 1）高速軸（ 1 軸）上滾動軸承的選擇； 按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定 式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承預期壽命取為。 3800h 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力 向力 承 工作轉(zhuǎn) 速 n=960 r/選滾動軸承 6207 276文獻 3中表 18本額定負荷基 本額定靜負荷 C r =25500N C 15200 N 因， 003 軸承滿足要求 6207 軸承 d=35=17=72 Z=9 （ 2）中間軸（ 2 軸）上滾動軸承的選擇； 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩 端固定式軸 承組合式，軸承類型選為深溝球軸 承，軸承預期壽命 取為 L h 43800h 。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力 向力 軸承工作轉(zhuǎn)速 n=選滾動軸承 6207 276文獻 3表 18本額定動 負荷 C r 25500N ，基本額定靜負荷 C 15200N 。 6207 軸承 d=35=17=72 Z=9 （ 3）低速軸（ 3 軸）上滾動軸承的選擇； 按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固 定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承預期壽命取為 3800h。 由前計算結(jié)果知，軸承所受徑向力 承工作轉(zhuǎn)速 n=r/ 初選滾動軸承 6209 276文獻 3表 18本額定動負 荷 2050N 按文獻 2中表 擊負荷系數(shù) r*009 軸承 D=85=19mm d=45mm z=10 滾動軸承的選擇應注意：高速軸（ 1 軸）上滾動軸承的 D 值中 間軸（ 2 軸） 上滾動軸承的 D 值，中間軸（ 2 軸）上滾動軸承的 D 值低速軸（ 3 軸）上滾動軸承的 D 值。 7 鍵聯(lián)結(jié)和聯(lián)軸器的選擇 （ 1）高速軸（ 1 軸）上鍵和聯(lián)軸器的選擇； 由前計算結(jié)果知：高速軸 (1 軸）的工作轉(zhuǎn)矩 T=作轉(zhuǎn)速 n=960r/ 按文獻 2中表 作情況系數(shù)取 取 計算轉(zhuǎn)矩 m =m 選 彈性套柱銷聯(lián)軸 b=8mm h=7=52按文獻 3中表 15選鍵 : 8× 7 b=8mm h=7 =52按文獻 2表 的許用擠壓應力和許用剪應力分別取為 鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。 （ 2）中間軸（ 2 軸）上鍵的選擇； 由前計算結(jié)果知：中間軸（ 2 軸） 由 n=r/通 右邊一個） 由 d=40, l=68 選 b× h=12× 8,b=12, l=8 35(5 10) =25 30l 按文獻 3中表 15選鍵 b=12mm h=8003 1095/812 L=70mm l=16文獻 2中表 的許用擠壓應力和許用剪切應力分別取為 p 110 90 文獻 4中式 7式 7別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度 p=4000T/000× 0× 8× 70= =2000T/000× 0× 12× 70= 故鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。 選 A 型普通平鍵（軸左邊一個） 40 L2268 L 2270(5 10) 60 65文獻 3中表 15選鍵 12810952003： b=12mm h=8=36且鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求（略）。 （ 3）低速軸（ 3 軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇； 由前計算結(jié)果知：低 速軸（ 3 軸）的工作轉(zhuǎn)矩 m，工作轉(zhuǎn) n=r/ A 型普通平鍵 d 3138 80 80(5 10) 65 70文獻 3中表 15選鍵 12810952003： b=12mm h=8=68按文獻 2中表 的許用擠壓應力和剪切應力分別取為 110 90 按文獻 4中式 7 7別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度， p=4000T/000× 0× 8× 68= =2000T/000× 0× 12× 68= 故鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。 按文獻 2表 作情況系數(shù) A K 取 K 計算轉(zhuǎn)矩 m= m 選 彈性套柱銷聯(lián)軸器， 按文獻 3中表 17 軸器 43232002。許用轉(zhuǎn)矩 T 710N m 許用轉(zhuǎn)速 n 3000 r 因 T T,n n，故該聯(lián)軸器滿足要求。 選 A 型普通平鍵； 5L,32=112 4文獻 3中表 15選鍵 : b=12mm h=8=80按文獻 2表 的許用擠壓應力和許用剪切應力分別取為。 按文獻 4中式 7式 7別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度 p=4000T/000× 0× 8× 80= =2000T/000× 0× 12× 80= 故鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。 8 箱體上個部分尺寸計算 按文獻 3表 算箱體的各部分尺寸， 通氣器選用（ 2 型） 取 B/D=22=23mm,l=12a=2mm,mm,d=式油標 取 d=mm,6mm,mm,h=35mm,a=12mm,b=8mm,c=5=261=22視孔蓋 取 M8,5782R=(5 10) A=100+5 A+2= B= 體寬 00 B+× D=28mm,e=s=21=27mm,h=15mm,b=3mm,=1mm,c=1=25=2油孔上的墊圈 取 1.5 d=20B/座吊鉤 K=2=24H=h=2r=6b=20箱蓋吊耳環(huán) d =b=16R=d=16e=16 參考文獻 1機械設計課程設計 機械工業(yè)出版社 2006. 2機械設計 高等教育出版社 2006 3機械原理 機械工業(yè)出版社 2007 4工程力學 高等教育出版社 2004. 5機械工程材料 機械工業(yè)出版社 2007. 6互換性與測量技術(shù)基礎 機械工業(yè)出版社 2009. 7工 程制圖 機械工業(yè)出版社 2007. 8機械制造技術(shù) 機械工業(yè)出版社 2008. 9計算機輔助設計組合機床主軸箱 2002. 10非標準設備設計 上海交通大學出版社 1999 10 設計小結(jié) 畢業(yè)設計是一個非常重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關(guān)先修課程（如機械制圖、理論力學、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合 運用，使理論知識和生產(chǎn)實踐密切的結(jié)合起來，使自己受益匪淺。而且，本次設計是我們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓自己樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了自己對機械工程設計的獨立工作能力；讓自己具有了初步的機構(gòu)選型與組合和確定傳動方案的能力；為自己今后的設計工作打了良好的基礎，同時，也鍛煉了自己整體思考問題的思維能力。作出了很好的鋪墊作用。 通過本次畢業(yè)設計，還提高了自己的計算和制圖能力；能夠比較熟悉地運用有關(guān)參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉有關(guān)的國家標準和行業(yè)標準，獲得了一個工程技術(shù)人員在機械設計方面所 必須具備的基本技能訓練。