機械設計課程設計模板.doc

《機械設計課程設計模板.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計模板.doc（54頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

上海海事大學 機械設計課程設計 (二級圓柱齒輪減速器) 計算說明書 姓 名：朱 震 學 院：物流工程學院 專 業(yè)：機械電子工程(港口機械)101 學 號：201110210034 組 別：第6組 指導老師：羅紅霞 設計時間：2014.2.24-2014.3.14 目 錄 前言(任務書)……………………………………………………3 第一節(jié) 概述 …………………………………………………5 第二節(jié) 傳動裝置的總體設計 …………………………………6 第三節(jié) 傳動件設計計算……………………………………10 第四節(jié) 軸系零部件設計計算……………………………………26 第五節(jié) 箱體設計及潤滑劑、潤滑方式和密封裝置的設計……45 第六節(jié) 圖紙設計…………………………………………51 第七節(jié) 設計小結………………………………………………53 第八節(jié) 參考資料………………………………………………54 機械設計課程設計任務書 (兩級齒輪減速器) 班級: 機械111 ，姓名: 朱 震 ，學號: 201110210034 ，指導教師: 羅紅霞 日期: 2014 年 2 月 24 日至 2014 年 3 月 14 日 一、傳動系統(tǒng)參考方案(見圖) 帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機卷筒5，帶動輸送帶6工作。 二、原始數(shù)據(jù)(將與組號對應的原始數(shù)據(jù)填入以下空格中) 輸送帶有效拉力 F= 4500N； 輸送帶工作速度v=0.8m/s (允許誤差±5%)； 輸送機滾筒直徑d=350mm； 減速器設計壽命為10年。 三、工作條件 兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。 四、設計任務 每位學生應完成以下任務： 1.設計計算說明書 包括封面、目錄、章節(jié)內(nèi)容(可參考講義)、小節(jié)、參考文獻等基本內(nèi)容，其中章節(jié)內(nèi)容必須寫出各計算項目、步驟、公式和計算數(shù)據(jù)，并將主要計算結果整理成表格。設計計算說明書的頁數(shù)一般不少于20頁。 2.總裝配圖 畫出兩級齒輪減速器總裝配圖，必須含標題欄、明細表、技術要求和主要配合尺寸及外形尺寸等。 3.軸類零件 畫出輸入軸和中間軸的零件工作圖各一張，標出詳細尺寸、公差、粗糙度，含標題欄、技術要求等。 4.齒輪 畫出低速軸齒輪的零件工作圖，要求同上。 以上任務均要求在計算機上完成。設計計算說明書為Word文檔，圖紙設計采用AutoCAD。 五、提交資料 1.1~4項任務所完成的電子版資料； 2.計算說明書打印稿(A4紙打印，將任務書放在目錄之后、正文之前)； 3.總裝配圖和零件圖打印輸出(A4紙打印，附在計算說明書最后)。 機械設計課程設計 (二級圓柱齒輪減速器) 計算說明書 第一節(jié) 概述 1、 設計題目與內(nèi)容 1.設計題目 帶式運輸機的傳動裝置。 2.設計內(nèi)容 ⑴傳動裝置的總體設計 ①擬定傳動方案； ②選擇電動機； ③確定總傳動比及分配各級傳動比； ④計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。 ⑵傳動件和軸系零部件的設計計算 包括：帶傳動、齒輪傳動以及軸的設計計算，鍵、軸承、聯(lián)軸器的選擇計算等。 ⑶減速器裝配圖設計 ⑷齒輪、軸的零件圖設計 二、設計過程 1.準備工作 明確設計任務和要求；集中指導；減速器拆裝實驗。 2.傳動裝置的總體設計 根據(jù)設計要求，擬定傳動總體布置方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。 3.傳動件設計計算 帶傳動、齒輪傳動設計。 4.軸系零部件設計計算 軸設計計算(結構設計和強度驗算)、軸承、聯(lián)軸器的選擇計算及鍵聯(lián)接計算(注：該過程與草圖設計交叉進行)。 5.裝配圖設計 完成正規(guī)圖設計；必要時對原計算或結構作相應修改。 6.零件圖設計 完成規(guī)定的零件工作圖設計。 7.整理和編寫計算說明書 第二節(jié) 傳動裝置的總體設計 總體設計一般按以下步驟進行： 一、擬定傳動方案 綜合考慮工作要求、工作條件等因素，擬定合理的傳動方案。 二、選擇電動機 確定電動機類型、結構、容量(額定功率)和轉速，并在產(chǎn)品目錄中查出其型號和尺寸。 1.選擇電動機類型和結構型式 根據(jù)工作條件，本設計方案中選用Y系列三相籠型異步電動機。 2.選擇電動機額定功率 對于不變載荷下長期連續(xù)運行的機械，要求 Ped≥Pd。Ped為所選電動機額定功率，Pd為根據(jù)工作要求所需的電動機功率。 Pw ——運輸帶所需功率，KW ηa——由電動機至運輸帶的總效率 ⑴確定 Pw 運輸帶所需功率： ⑵確定a V帶傳動效率 ； 一對齒輪傳動效率 一對滾動軸承效率 ； 彈性聯(lián)軸器效率 卷筒效率 綜上：電動機所需的工作功率 因，選取電動機的額定功率 3.確定電動機轉速 式中，V帶傳動的傳動比，兩級齒輪減速比，則總的傳動比范圍為 選擇電動機轉速為1500r/m 4、選擇電動機型號 根據(jù)《機械設計課程設計手冊》表12-1及上式計算結果，選取電動機型號為Y132M1-6。 選得電動機機型參數(shù)如下表： 型 號 額定功率 KW 同步轉速 r/min 滿載轉速 r/min 中心高H mm 軸伸尺寸 D×E mm 裝鍵部位尺寸F×GD mm Y132S－4 5.5 1500 1440 132 38×80 10×33 2、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、確定總傳動比 ——電動機滿載轉速，1440r/min 2. 各級傳動比分配 (1)帶傳動比 根據(jù)推薦值2~3，選取=2.5 (2)各級齒輪傳動比、 ——兩級齒輪傳動比 為使兩級齒輪傳動中的大齒輪直徑相近，浸油深度接近相等，推薦，選取，同時因 故=4.16， 二、計算各軸轉速、功率和轉矩(運動和動力參數(shù)) 按照轉速從高到低將減速器三根軸依次定為Ⅰ軸、Ⅱ軸和Ⅲ軸。 1. 計算各軸轉速 滿載轉速 I軸轉速 II軸轉速： III軸轉速： 卷筒轉速： 2.計算各軸輸入功率 I軸功率： II軸功率： III軸功率： 卷筒軸功率： 3.計算各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩： 4.整理動力參數(shù) (P=1/30000*T兀n) 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 卷筒 轉速r/min 960 384 101.05 37.15 37.15 功率Kw 4 3.84 3.72 3.61 3.54 轉矩n*m 39.79 95.50 352.01 928.74 810.17 第三節(jié) 傳動件設計計算 一、帶傳動設計計算 電動機與減速器之間采用普通V帶傳動，有關設計計算方法已在《機械設計》課程中介紹。 [注意事項]： ⑴根據(jù)帶輪直徑并考慮帶傳動的滑動率(ε=0.01)計算實際傳動比和從動輪轉速，并對減速器傳動比和輸入轉矩作修正。 ⑵注意帶輪尺寸與傳動裝置外廓尺寸的協(xié)調。一般應使小帶輪半徑不超過電動機中心高，大帶輪半徑不超過減速器中心高，必要時進行修正。 ⑶帶輪結構尺寸參閱教材或設計手冊(減速器設計中主要用到大帶輪寬度)。 1.確定設計功率 工況：兩班制(每天工作16h)，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)； 查156頁表8-7得工作情況系數(shù) 2.選擇帶型 ，，由157頁圖8-11選擇A型V帶，且小帶輪直徑范圍為112≦≦140 3.確定帶輪基準直徑、 查詢相關表格選擇小帶輪直徑為 由P157表8-8得 取 校核實際傳動比： 誤差為0，故大帶輪直徑可用。 4.驗算帶的速度 ，符合要求。 5.確定中心距和V帶長度 根據(jù) 可得 初步選擇 V帶計算基準長度為 查詢相關表格選取實際帶長 則實際中心距 ： 計算中心距變動范圍： 6.計算小帶輪的包角 7.確定V帶根數(shù) V帶根數(shù)可以用下式計算: 根據(jù)152頁表8-4a，8-4b得；；由表8-5,8-2分別查；，則： 故選取z=4。 8.計算初拉力 查詢相關表格得V帶質量,則初拉力為： 9.計算作用在軸上的壓力 10.帶傳動設計計算結果如下表所示： 類型 小帶輪直徑 大帶輪直徑 小帶輪帶速 帶長 A型帶 300 6.28 1600 中心矩 小帶輪包角 帶根數(shù) 初拉力()min 壓軸力()min 459 158.15 4 151.79 1192.31 二、齒輪傳動設計計算 工作條件：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。 I 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算如下： 1.選擇材料，熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理， 大齒輪正火處理，由P191表10-1得齒面硬度： 小齒輪： 大齒輪： 平均硬度： ，在30-50HBW之間。 選用8級精度(C8)。 2.初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按照齒面接觸疲勞強度進行計算。其設計公式為： (1) 確定小齒輪傳遞扭矩 (2)初步確定載荷系數(shù) 因v值未知，不能確定，故初選載荷系數(shù),暫定。 (3)選定齒寬系數(shù) 由205頁表10-7，取齒寬系數(shù) (4)確定彈性系數(shù)和節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由201頁表10-6 查得彈性系數(shù) 初選螺旋角，由圖10-30查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) (5)初步選定大小論齒數(shù) 齒數(shù)比 小齒輪齒數(shù)初選 則大齒輪齒數(shù)，取 (6)確定重合度 由215頁圖10-26查得端面重合度： ,， (7)確定許用接觸應力 可用下式計算： 由210頁圖10-21,a查得接觸疲勞極限應力為： 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為： 由206頁圖10-18查得壽命系數(shù) 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 則小齒輪的許用接觸應力為： 大齒輪的許用接觸應力為： ?。? 初算小齒輪的分度圓直徑，得： 3.確定傳動尺寸 (1)計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) 因： 查194頁圖10-8得動載系數(shù), 查197頁表10-4得 齒向載荷分布系數(shù)，， 查195頁表10-3得 齒間載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù) (2)對進行修正 因K與有較大的差異，故需對由計算出的進行修正,即按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑： (3)初次確定模數(shù) (可省略) (4)計算縱向重合度，并確定螺旋角影響角度系數(shù) 查p217 10-28得=0.85 4.按齒根彎曲疲勞強度設計 (1)計算當量齒數(shù) (2)查取齒形系數(shù)、應力矯正系數(shù) 由P200表10-5查得 根據(jù)線性插入法得 (3)計算彎曲疲勞許用應力 由P209圖10-21查得彎曲疲勞極限應力為 由P206圖10-18查得：彎曲疲勞壽命系數(shù) 安全系數(shù) 取 則： (4)計算大、小齒輪的并加以比較 取大，大齒輪的數(shù)值大。 (5)計算最終模數(shù) 選取為3。 5.設計計算 (1)齒數(shù)計算 ，選取=23 ， 選取=84 (2)計算中心距 中心距取整為166mm。 (3)按圓整后的中心距修正螺旋角 誤差較小，無需調整。 (4)計算大小齒輪的分度圓直徑 (5)計算齒輪寬度 圓整后取 6.計算結果整理如下: 名稱 公式 小齒輪 大齒輪 模數(shù) 3 3 齒數(shù) Z 壓力角 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 傳動比 分度圓直徑 齒頂高 mm mm 齒根高 mm mm 齒全高 mm mm 齒頂圓直徑 m mm 齒根圓直徑 mm mm 齒距 mm mm 齒厚、槽寬 mm mm 頂隙 mm mm 中心距 mm 螺旋角 齒寬 mm mm 7.結構設計 大齒輪 軸Ⅱ上大齒輪采用選用腹板式結構，見附圖。 II低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算如下： 1.選擇材料，熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度： 小齒輪： 大齒輪： 平均硬度： ，在30-50HBW之間。 選用8級精度（C8）。 2.初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按照齒面接觸疲勞強度進行計算。其設計公式為： 小齒輪傳遞扭矩為： 因v值未知，不能確定，故初選載荷系數(shù),暫定 由205頁表10-7，取齒寬系數(shù) 由201頁表10-6 查得彈性系數(shù) 初選螺旋角，由圖10-30查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 齒數(shù)比 小齒輪齒數(shù)初選 則大齒輪齒數(shù)，取 由215頁圖10-26查得端面重合度： ，， 許用接觸應力可用下式計算 由210頁圖10-21,a查得接觸疲勞極限應力為： 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為： 由206頁圖10-18查得壽命系數(shù) 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 則小齒輪的許用接觸應力為： 大齒輪的許用接觸應力為： ?。? 初算小齒輪的分度 圓直徑，得： 3.確定傳動尺寸 (1)計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) 因： 查194頁圖10-8得動載系數(shù), 查197頁表10-4得：齒向載荷分布系數(shù)， 查195頁表10-3得： 齒間載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù) (2)對進行修正 因K與有較大的差異，故需對由計算出的進行修正，即按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑： (3)初次確定模數(shù) (可省略) 取 (4)計算縱向重合度，并確定螺旋角影響角度系數(shù) 查p217 10-28得=0.85。 4.按齒根彎曲疲勞強度設計 (1)計算當量齒數(shù) (2)查取齒形系數(shù)、應力矯正系數(shù) 由P200表10-5查得 根據(jù)線性插入法得 (3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由P209圖10-21查得彎曲疲勞極限應力為 ， 由P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 則： (4)計算大、小齒輪的并加以比較 取大，大齒輪的數(shù)值大。 (5)計算最終模數(shù) 選取為3。 5.設計計算 (1)齒數(shù)計算 ，選取=34 ， 選取=89 (2)計算中心距 中心距取整為190mm。 (3)按圓整后的中心距修正螺旋角 誤差較小，無需調整。 (4)計算大小齒輪的分度圓直徑 (5)計算齒輪寬度 圓整后取 6.計算結果整理如下 名稱 公式 小齒輪 大齒輪 模數(shù) 3 3 齒數(shù) Z 壓力角 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 傳動比 分度圓直徑 mm mm 齒頂高 mm mm 齒根高 mm mm 齒全高 mm mm 齒頂圓直徑 m mm 齒根圓直徑 mm mm 齒距 mm mm 齒厚、槽寬 mm mm 頂隙 mm mm 中心距 mm 螺旋角 齒寬 mm mm 總傳動比校核： 誤差 第四節(jié) 軸系零部件設計計算 齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設計和校核，鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和膠合提供數(shù)據(jù)，其計算如下： I.高速軸的設計與計算 1.已知條件 軸上的功率、轉速和轉矩若取每級齒輪傳動功率(包括軸承效率在內(nèi))，則：3.84kw ；384r/min ；。 2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并且對重量以及結構尺寸無特殊的要求，故由表8-26選常用的45鋼，調質處理。 3.求作用在軸上的力 已知高速級的小齒輪 ，則： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 壓軸力： 4.初算最小軸頸 查p370 15-3選取C=112，則： 對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7%， ；；(電動機部分合格) 5.結構設計 (1)確定軸的結構構想 (2)相關數(shù)據(jù)的確定 a.機體內(nèi)壁間距離L： 式中： 、、——分別為第一級齒輪傳動中小齒輪、大齒輪和第二級齒輪傳動中小齒輪的齒寬；，,。 ——齒輪端面至機體內(nèi)壁距離，P158表11-1；取 ——齒輪間距，可取。取 b.機體內(nèi)壁至軸承座端面距離 式中： ——機座壁厚，P158表11-1； 、——扳手操作空間，P161表11-2。 c.外伸軸總長 (3)確定各軸段的直徑和長度 ①.確定軸段①的各段直徑和長度 因為軸I的最小直徑不小于電動機軸頸，經(jīng)查表得，電動機軸頸為38mm，故該軸段的最小直徑為。大帶輪與軸配合的轂孔長度，為了保證軸的擋圈只壓在大帶輪輪轂上而不壓在軸的端面上，故①段的長度應比略短一些，現(xiàn)取,。 ②.確定軸段②的各段直徑和長度 為了滿足大帶輪的軸向定位要求，②軸段左端需制出一軸肩，故?、诙蔚闹睆?8mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與軸承右端面間的距離，為了使軸端蓋能夠完全固定軸承的位置，故取，48mm。 ③.確定軸段③的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和較小的軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)48mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取2基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6210。 取 ,。 ④.確定軸段④的各段直徑和長度 經(jīng)計算取 ⑤.確定軸段⑤的各段直徑和長度 兩端軸承均采取擋油環(huán)和軸肩定位。若定位左側軸承，則V段軸 頸應為57mm，及。由于該段齒輪的直徑很小，齒根圓 到鍵槽底部的距離e<2mt，故將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸。此軸段的寬度等于齒輪的齒寬，直徑為小齒輪吃定遠直徑,。 為定位右側軸軸承端蓋的總寬度為9.6mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。 ⑥.確定軸段⑥的各段直徑和長度 已經(jīng)算得軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離，機體間內(nèi)壁距離 ，外伸軸總長，已知深溝球軸承寬度 ,取及壁厚，則，，。 至此，已初步確定了軸I的各段直徑和長度。 (4)軸I上零件的周向定位 大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，查表得截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，選用平鍵為，大帶輪與軸的配合為為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m7。 (5)確定軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩處的圓角半徑見圖。 6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖： (1)求支座反力 A:水平(面)方向反力 圓周力： 徑向力： 軸向力： 壓軸力： B.豎直(面)反力 (2)繪制彎矩圖 A. 水平方向彎矩 B.豎直方向彎矩 C.合成彎矩 (3)繪制扭矩圖 T=95500N·mm 7.按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 ，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得。因此， ，故安全。 II.中速軸的設計與計算 1.已知條件 軸上的功率、轉速和轉矩若取每級齒輪傳動功率(包括軸承效率在內(nèi))則：3.72kw ；105.21r/min ；。 2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并且對重量以及結構尺寸無特殊的要求，故由表8-26選常用45鋼，調質處理。 3.求作用在齒輪上的力 因已知軸Ⅱ的上大小齒輪的螺旋角及度圓直徑為，,， 則 齒輪二 圓周力： 徑向力： 軸向力： 齒輪三 圓周力： 徑向力： 軸向力： 4.初算最小軸頸 查表考慮到軸端不承受轉矩，故取較小值C=112，則 對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7%，故 5.軸的結構設計 (1)軸的結構構想如圖所示 (2)相關數(shù)據(jù) L=225mm (3)確定各軸段的直徑和長度 ①.確定軸段①⑤的各段直徑和長度 因為中間軸的最小直徑40mm，故軸段I的直徑為40mm。為了滿足軸承的軸向定位要求，Ⅰ軸段左端需制出一軸肩，故取Ⅱ段的直徑，右端用軸端擋圈定位。因軸承同時受有徑向力和較小的軸向力的作用，故選用深溝球軸承。 參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取2基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6208。 軸承端蓋的總寬度為9.6mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)，根據(jù)軸端的定位要求，經(jīng)計算取,。 ②.確定軸段②的各段直徑和長度 此軸段選取直徑為。此軸段的寬度等于齒輪的齒寬，。 ③.確定軸段③的各段直徑和長度 此處軸肩是為了固定左右大小齒輪故選取，。 ④.確定軸段④的各段直徑和長度 此處軸端為了與齒輪進行配合，選取，。 (4)軸Ⅰ上零件的周向定位 大齒輪：與軸的周向定位采用平鍵連接。按，查表得截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，選用平鍵為,齒輪與軸的配合為為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m7。 小齒輪：與軸的周向定位采用平鍵連接。按，查表得截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，選用平鍵為,齒輪與軸的配合為為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m7。 (5) 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。 6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖： (1)求支座反力 A:水平(面)方向反力 B.豎直(面)反力 (2)繪制彎矩圖 A. 水平方向彎矩 B.豎直方向彎矩 C.合成彎矩 (3)繪制扭矩圖 7.按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得。因此，，故安全。 III.低速軸的設計與計算 1.已知條件 軸上的功率 轉速和轉矩若取每級齒輪傳動功率(包括軸承效率在內(nèi))則：3.61kw ；40.31r/min ；。 2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并且對重量以及結構尺寸無特殊的要求，故由表8-26選常用的45鋼，調質處理。 3.求作用在齒輪上的力 因已知軸Ⅱ的上大小齒輪的螺旋角及度圓直徑為，，則： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 4.軸的結構設計 (1)軸的結構構想如圖所示 (2)相關數(shù)據(jù) (3)確定各軸段的直徑和長度 ①.確定軸段①的各段直徑和長度 因為低速軸的最小直徑應不小于軸Ⅰ的最小直徑，且與聯(lián)軸器孔徑相符(已選定彈性套柱銷聯(lián)軸器)，故該軸段的最小直徑為聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 ②.確定軸段②的直徑和長度 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ軸段左端需制出一軸肩，故取Ⅱ段的直徑63mm，右端用軸端擋圈定位。后經(jīng)算得軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離。 ③.確定軸段③的直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和較小的軸向力的作用，故選 用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，取安裝軸承的軸段直徑為。 軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6211，取，。 ④.確定軸段⑥的直徑和長度 兩端軸承均采取擋油環(huán)和軸肩定位。若定位左側軸承，則VI段軸徑應為，此軸段的寬度等于低速級大齒輪的齒寬，。 ⑤.確定軸段④⑤的直徑和長度 為定位低速級大齒輪，作為軸肩的軸段V的直徑應為。取為定位右側軸承，作為軸肩的V-VI段軸的直徑應為。后經(jīng)計算的。 ⑥.確定軸段⑦的直徑和長度 軸承端蓋的總寬度為9.6mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，同時為了使軸端蓋能夠完全固定軸承的位置，故取，前面已確定。 (4)軸Ⅰ上零件的周向定位 半聯(lián)軸器：與軸的周向定位采用平鍵連接。按，查表得截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m7。 大齒輪：與軸的周向定位采用平鍵連接。按，查表得截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m7。 (5)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為。 6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖： (1)求支座反力 A:水平(面)方向反力 B.豎直(面)反力 (2)繪制彎矩圖 A. 水平方向彎矩 B.豎直方向彎矩 C.合成彎矩 (3)繪制扭矩圖 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得。因此，，故安全。 改正：齒輪1的受力 (4)聯(lián)軸器的選用 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，考慮到轉矩變化很小，查P351表14-1得 取 則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-2003，選用HL4彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 (5)鍵連接計算及強度校核 1.高速軸上鍵 大帶輪 選擇鍵連接的類型和尺寸 大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm.由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=45,比輪轂寬度(B=61mm)小些。 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應力=100~120MPa，取平均值， =110MPa。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可得 ，可以。 故取GB/T 1096。 2.中速軸上鍵 大齒輪 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm.由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50,比輪轂寬度(B=71mm)小些。 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應力=100~120MPa，取平均值， =110MPa。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可得 ，可以。 故取GB/T 1096。 小齒輪 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm.由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80,比輪轂寬度(B=110mm)小些。 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應力=100~120MPa，取平均值， =110MPa。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可得 ，可以。 故取GB/T 1096。 3.低速軸上鍵 大齒輪 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm.由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80,比輪轂寬度(B=105mm)小些。 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應力=100~120MPa，取平均值， =110MPa。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可得，可以。 故取GB/T 1096。 半聯(lián)軸器 選擇鍵連接的類型和尺寸 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。 根據(jù)查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm.由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80,比輪轂寬度(B=84mm)小些。 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應力=100~120MPa，取平均值， =110MPa。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可得 ，可以。 故取GB/T 1096。 (5)軸承壽命的校核 初選軸承 軸名 軸承 代號 外形尺寸（mm） 內(nèi)徑d 寬度B 軸Ⅰ 6210 50 20 軸Ⅱ 6208 40 20 軸Ⅲ 6211 55 30 1.軸Ⅰ軸承6210(只校核受力更大的軸承) a.求比值 b.初步計算當量動載荷P 根據(jù)式(13-8a) 按照表13-6，，取。 按照表13-5，X=1，Y=0 按照6210軸承樣本或設計手冊選擇=23200N c.驗算6210軸承的壽命 2.軸ⅠⅠ軸承6208（只校核受力更大的軸承） a.求比值 b.初步計算當量動載荷P 根據(jù)式(13-8a) 按照表13-6，，取。 按照表13-5，X=1，Y=0 按照6208軸承樣本或設計手冊選擇=23200N c.驗算6208軸承的壽命 3.軸III軸承6211 a.求比值 b.初步計算當量動載荷P 根據(jù)式(13-8a) 按照表13-6，，取。 按照表13-5，X=1，Y=0 c.驗算6211軸承的壽命 第五節(jié) 箱體設計及潤滑劑、潤滑方式和密封裝置的設計 一、確定箱體的基本參數(shù)： 機座壁厚 機蓋壁厚 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機座底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 取用 地腳螺栓數(shù)目 軸承旁螺栓直徑 取用 機蓋與機座連接螺栓直徑 取用 軸承蓋螺釘直徑 取用 窺視孔螺釘直徑 取用 定位銷直徑 取用 軸承旁凸臺半徑 查表 外機壁至軸承座端面距離 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 機蓋、機座肋板厚 通氣器：簡易通氣器 第6節(jié) 圖紙設計 1.低速大齒輪 2. 高速軸 3.中速軸 4.裝配圖 第七節(jié) 設計小結 在經(jīng)過上一個學期對機械設計的課程學習之后，本學期的前三周進行了三周的機械設計課程設計。上個學期初我們也進行了一周的機械原理課程設計。上次的機械原理課程設計是我們上大學以來的第一次課程設計，雖然不是很復雜，但也遇到了一些問題和困難。在老師同學的幫助下和自己的努力下順利完成了。這次的機械設計課程設計相比上學期的要復雜得多，無論是計算還是畫圖都更復雜也更花時間和精力。經(jīng)過三周的努力,在不斷的請教老師和同學的幫助下終于完成了機械設計課程設計。這次的課程設計也讓我感觸很深。 剛看到這次課程設計的題目的時候覺得有些無從下手。在經(jīng)過老師在課上的講解之后，發(fā)現(xiàn)這次的課程設計實際上基本上大部分都是上學期機械設計學過的相關內(nèi)容。這次是要分小組來做，也就是有很多需要同學之間合作的內(nèi)容。 在分好小組之后我們就開始了對數(shù)據(jù)的計算。計算比我們想象中的還要復雜。本以為只是把已有的數(shù)據(jù)代入公式里計算就行，但是因為減速器機構及較復雜零件也很多，我們的計算花了很多時間。首先要從功能要求出發(fā)，制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件；然后按工作狀況分析和計算作用在零件上的載荷，合理選擇零件材料，正確計算零件的工作能力和確定零件尺寸；最后考慮制造工藝、使用維護、經(jīng)濟和安全等問題，對機器和零件進行結構設計。先是列出計算公式然后代入數(shù)據(jù)去算，要算的數(shù)據(jù)很多、計算量很大。計算之后還需要繼續(xù)校驗驗證是否符合標準。這次在我們在小組中我主要是負責進行驗算數(shù)據(jù)和整理計算說明書。在拿到其他組員計算好的數(shù)據(jù)后我再次進行驗算，因為計算量大很多地方難免會出錯，所以為了確保正確就反復多次計算修改了幾遍。最后再回過頭來整理計算說明書，要對說明書的格式和說明書中的一些內(nèi)容做些補充。說明書的頁數(shù)也很多，一頁一頁看下來也比較花時間進度也很慢。最終在我們組員幾個人的合作下終于完成了這次的課程設計?？吹阶罱K的裝配圖和計算書時我們也覺得很有成就感。 歷時三個星期的設計結束了，這一設計過程不僅是對我們知識應用能力的考驗，更是對我們的細致，認真，耐心和與人合作的團隊精神的考驗，而這些品質，無疑是我們未來作為一個機械工程師必須和應有的職業(yè)品質，也為明年的畢業(yè)設計打下了一個很好的基礎。這次的課程設計磨練了我們的細心和耐心，同時團隊合作也培養(yǎng)了我們與人合作的能力，加深了我們同學之間的感情。但我們這次的設計也還是有很多不足之處，仍需要進一步改進。在以后的此類課程設計中我們應吸取這次的經(jīng)驗教訓，更加完善設計。 第八節(jié) 參考資料 [1] Russell C.Hibbeler,《Mechanics of Materials》.重慶大學出版社(第六版)； [2] 孟瑤琴,王志偉.《機械設計基礎》.北京理工大學出版社(第二版)； [3]《畫法幾何和機械設計》（第六版）.上?？茖W技術大學出版社； [4] 鄭江，許瑛.《機械設計》.北京大學出版社； [5] 哈爾濱工業(yè)大學理論力學研究室.《理論力學(Ⅰ)》.高等教育出版社； [6] 孔凌嘉，王曉力.《機械設計》.北京理工大學出版社； [7] 楊明忠.《機械設計》.武漢科技大學出版社； [8] 王為，汪建曉.《機械設計》.華中科技大學出版社； [9] 戴枝榮，張遠明.《工程材料》（第二版）.高等教育出版社； [10] Ye Zhonghe, Lan Zhaohui,M.R.Smith.《機械原理》.高等教育出版社； - 54 -