蝸桿-圓柱齒輪減速器課程設計

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文檔簡介

1、　　機械設計課程設計　　計算說明書　　設計題目：減速器　　機電學院系專業(yè) 班　　設計者： </p&g

2、t;　　學號： 　　指導教師： 　　年月日　　目錄　　一、電動機選擇………………………………………………………

3、4　　傳動零件的設計……………………………………………… 6　?。ㄒ唬X輪的設計計算……………………………………………… 6　　1高速級蝸輪蝸桿傳動的設計計算……………………………… 6　　2低速級齒輪傳動的設計計算…………………………………… 10<

4、;/p>　?。ǘp速器鑄造箱體的主要結構尺寸…………………………… 15　?。ㄈ┹S的設計計算………………………………………………… 16 　　1 高速軸設計計算及校核………………………………………… 16　　2中間軸設計計算及校核…

5、……………………………………… 21　　3低速軸設計計算及校核………………………………………… 28　　三、其他附件的選擇………………………………………………… 32　　四、密封與潤滑…………………………………………………… 33　　五、總結………………

6、………………………………………… 33　　六、參考文獻……………………………………………………… 35　　設計目的：　?。?）通過課程設計使學生綜合運用機械設計基礎課程及有關先修課程的知識，起到鞏固深化，融會貫通及擴展有關機械設計方面知識的運用，樹立正確的設計思想；&

7、lt;/p>　?。?）通過課程設計的實踐，培養(yǎng)學生分析和解決工程實際問題的能力，使學生掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法和步驟。　?。?）通過課程設計，學習運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關技術資料等，培養(yǎng)學生機械設計的基本技能。　　2. 設計方案：

8、　　設計運輸機的蝸桿－圓柱齒輪減速器；　　（1）已知條件：運輸帶工作拉力F=6500N，運輸帶工作速度V=0.45m/s，卷筒直徑D=350mm.　?。?）傳動裝置簡圖，如下：　?。?）相關情況說明　　工作條件：單班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較穩(wěn)

9、定，室內(nèi)工作，清潔；　　使用壽命：8年，四年一大修，二年一中修，半年一小修；　　生產(chǎn)條件：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)力；　　動力來源：電力，三相交流，電壓380V；　　輸送帶速度允許誤差 5%。　　3. 設計要求

10、：　　減速器裝配圖1張；　　零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）；　　設計計算說明書一份。　　一、電動機的選擇　　1.

11、總體傳動方案　　初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖1所示。　　蝸桿－圓柱齒輪減速器。傳動裝置的總效率ηa　　＝0.992×0.80×0.992×0.97×0.96＝0.717；　　=0.99為軸承的效率，=0.80為

12、蝸輪的效率，=0.99為彈性聯(lián)軸器的效率，=0.97為齒輪的效率，＝0.96為輸送機效率。　　電動機的選擇　　按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，電壓為380v　　工作機有效功率為：＝3kw　　工作機所需工作功率為：

13、＝4.25kw　　工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：＝24.5kw　　所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：＝9（10～40)×(3～6)×24.5=750～6000r/min　　因此選擇Y132S-4電機其主要性能如表1所示，安裝尺寸如表2所示。　　表1 Y123S-4型

14、電動機的主要性能　　表2 Y123S-4電動機的安裝尺寸　　3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配　?。?）總傳動比　　=59　　（2）&#

15、160;分配傳動比　　=(0.03～0.06)×59=3　　=19.7　　4.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算　?。?）各軸轉(zhuǎn)速

16、　　Ⅰ軸 nI＝=1440r/min　?、蜉S nII＝nI/ i1＝73 r/min　　Ⅲ軸 nIII＝nII/ i2＝24r/min　　卷筒軸 nIV=nIII=24　?。?）各軸輸入功率<

17、p>　?、褫S PI＝P0×＝4.25×0.99＝4.22 kW　?、蜉S PII＝PI×＝4.22×0.8＝3.37kW　　Ⅲ軸 PIII＝PII××＝3.37×0.99×0.97＝3.24 kW　　卷筒軸 P

18、IV= PIII××=3.24×0.99×0.96=3.08 kW　　（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩　　電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 =2.82×N·㎜　?、褫S TI＝×=2.8× N·㎜<

19、/p>　　Ⅱ軸 TII＝TI×i1×=44.128 N·㎜　?、筝S TIII＝TII×i2××=12.7× N·㎜　　卷筒軸 TIV= TIII××=12.08× N·㎜</

20、p>　　表3 蝸桿－圓柱齒輪傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　二、傳動零件的設計　　1.齒輪的設計計算　　（一）高速級蝸輪蝸桿傳動的設計計算　　1.選擇蝸桿傳動類型</

21、p>　　根據(jù)GB/T10085—1988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）　　2.齒輪材料，熱處理及精度　　蝸桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬火后硬度為45—55HRC　　蝸輪：鑄錫磷青銅ZCuSn10Pl,金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100

22、　3.按齒面接觸疲勞強度進行設計　　根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度，傳動中心距 　　確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T　　按z=2, 估取效率渦輪=0.8，則　　=574857N·㎜

23、;　　（2）確定載荷系數(shù)K　　取載荷分布不均系數(shù)K =1，選取選用系數(shù)K=1，取動載系數(shù)K=1.05，則　　K= KK K=1.05　?。?）確定彈性影響系數(shù)Z=160MPa　　(4)確定彈性系數(shù)<p&g

24、t;　　設蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a=0.35，因此=2.9　　(5)確定許用接觸應力[]　　根據(jù)蝸輪材料為ZCnSn10Pl，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，查得蝸輪的基本許用應力[]?=268Mpa　　應力循環(huán)次數(shù)N=60j nL=60×1××19

25、200=8.42×10　　壽命系數(shù)=0.7662　　則，[]=×[]?=0.7662×268=205.3Mpa　?。?）計算中心距　　=145.55mm</p&

26、gt;　　取中心距a＝160mm,i=19.7,　　因此，取m=6.3，蝸桿分度圓直徑d=63mm。這時d/a=0.39，查圖11—18可查得接觸系數(shù)?=2.72　　因為, ?< 因此，以上計算結果可用　　4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及尺寸&l

27、t;b>　　蝸桿：　　軸向齒距P=m=3.14×6.3=19.792㎜；直徑系數(shù)q=d/m=10；齒頂圓直徑d= d+2×m=63+2×1×6.3=75.6㎜；齒根圓直徑= d－2m(h+)=63－2×6.3(1+0.2)=47.88㎜；分度圓導程角=11?18´36"；蝸桿軸向齒厚S=m/2=9.8

28、96㎜。　　蝸輪：　　蝸輪齒數(shù)z=41;變位系數(shù)x=-0.1032;　　驗算傳動比i= z/z=41/2=20.5,傳動比誤差（20.5－19.7）/19.7=4.06%,是允許的。　　蝸輪分度圓直徑d=mz=6.3×41=

29、258.3㎜　　蝸輪喉圓直徑 d= d+2h=＝258.3+2×6.3(1－0.1032)=269.6㎜　　蝸桿齒根圓直徑 = d－2h=＝258.3－2×6.3×(1－0.1032+0.2)=241.88㎜　　蝸輪咽喉母圓半徑 r=a－ d/2=160－269.6/2=25.

30、2㎜　　5.校核齒根彎曲疲勞強度　　當量齒數(shù)z= z/(cos)=41/(cos11.31?）³＝43.48　　根據(jù)x=-0.1032, z=43.48 ,因此，=2.46　　螺旋角系數(shù)Y=1－=1－11.31?/140?=0.9192&

31、lt;p>　　許用彎曲應力[]=[]´·　　由ZCuSn10Pl制造的蝸輪的基本許用應力[]´=56Mpa　　壽命系數(shù)＝0.611　　[]=56×0.611＝34.216MPa　　=20MPa</b&g

32、t;　　彎曲強度滿足。　　6.驗算效率　　=（0.95～0.96）tan/tan(+)　　已知＝11?18´36"＝11.31?；=arctanf<

33、;p>　　用插值法得f=0.00223、=1.2782　　代入得=0.855，大于原估計值，因此不用計算　　蝸桿速度：　　因此選用上置蝸桿　　7.熱平衡計算</b&g

34、t;　　取t=20°C 　　從K=14-17.5 取K=17W/（m²·C）　　由式（8-14） 　　=67.57°C〈 85°C 　?。ǘ┑退偌夶X輪傳

35、動的設計計算　　1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)　?。?）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。　　（2）運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度（GB 10095－88）。　?。?）材料選擇。由表10－1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS

36、，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。　?。?）選小齒輪齒數(shù)=24,大齒輪齒數(shù)＝3×24＝72，初選螺旋角＝14?。　　2.按齒面接觸強度設計　　按式（10—21）試算，即 　　（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值<

37、/p>　　1）試選Kt＝1.6　　2）由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)＝2.433　　3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=44.128N·㎜　　4）由表10－7選取尺寬系數(shù)＝1　　5）由圖10－26查得＝0.78，＝0.87，則＝＋＝1.65</p

38、>　　6）由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.8Mpa　　7）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的解除疲勞強度極限＝550MPa。　　8）由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)　　＝60×73×1×19200＝8.4×

39、　　＝2.8×　　9）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)＝0.98；＝0.97　　10）計算接觸疲勞許用應力　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得　　=588MP

40、a 　　=533.5MPa　　=560.75MPa　　計算　　1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算器公式得　　=91.8㎜</b

41、>　　2）計算圓周速度　　v==0.351m/s　　3）計算齒寬b及模數(shù)　　b＝91.8㎜　　=3.71㎜&l

42、t;/p>　　h=2.25=2.25×3.7mm=8.35㎜　　b/h=91.8/8.35=10.994　　計算縱向重合度　　==0.318×1×24×tan14?=1.903<

43、p>　　5）計算載荷系數(shù)K　　已知載荷平穩(wěn)，所以取使用系數(shù)=1　　根據(jù)v=0.318m/s,7級精度，由表10—8查得動載系數(shù)=1.01；由表10—4查得=1.429，由圖10—13查得=1.36,由表10—3查得=1.4。故載荷系數(shù)　　=1×1.01

44、5;1.4×1.429=2.02　　6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得　　=99.24㎜　　7）計算模數(shù)　　==4.01㎜</b&g

45、t;　　3.按齒根彎曲強度設計　　由式(10—17)　　確定計算參數(shù)　　1）計算載荷系數(shù)　　=1×1.01

46、×1.4×1.36=1.923　　根據(jù)縱向重合度＝1.903，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88　　計算當量齒數(shù)　?。?6.27　?。?8.82<

47、;/b>　　4）查取齒型系數(shù)　　由表10－5查得=2.5919；=2.222　　5）查取應力校正系數(shù)　　由表10－5查得=1.596；=1.7676　　6）由圖10-20c查得小齒輪的彎

48、曲疲勞強度極限=500 Mpa,；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380Mpa　　7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.94，=0.98　　8）計算彎曲疲勞許用應力　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式（10－12）得　　=335.71

49、　　=266　　9）計算大、小齒輪的并加以比較　　==0.01232　　==0.01477　　大齒

50、輪的數(shù)值大。　?。?）設計計算　　=2.8㎜　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3，已可滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算分度圓直徑=99

51、.24來計算=32.1　　取=32,=u×=96　　4.幾何尺寸計算　?。?）計算中心距　　a=197.88㎜<p&g

52、t;　　將中心距圓整為198㎜　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角　　＝14?8´28"　　因β值改變不多，故參數(shù)等不必修正，　?。?）計算大、小齒輪的分度圓直徑<b

53、>　　=99㎜　　=297㎜　?。?）計算齒輪寬度　　＝1×99＝99㎜　　圓整后取

54、　　減速器鑄造箱體的主要結構尺寸　　按經(jīng)驗公式計算，其結果列于表4：　　表 4　　表5 連接螺栓扳手空間、值和沉頭直徑表㎜　　3.軸的設計計算</b

55、>　?。ㄒ唬㊣軸的設計計算　　軸I上的功率=4.216kw, 轉(zhuǎn)速=1440r/min,轉(zhuǎn)矩=2.80×N·㎜，軸II上的轉(zhuǎn)距＝44.128×　　2.求作用在蝸桿蝸輪上的力　　已知蝸桿的分度圓直徑=63㎜，蝸輪分度圓直徑＝258.3㎜&

56、lt;/p>　　而　　3初步確定軸的最小直徑，取=112，于是得　　㎜　　計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取=1.5　　N·㎜<

57、/p>　　選用LT4彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000N·㎜。半聯(lián)軸器的孔徑＝20㎜，故取=20㎜,半聯(lián)軸器長度L＝52㎜，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度＝38㎜　　4.軸的結構設計　　（1）擬定軸上零件的裝配方案　　如

58、圖所示的裝配方案　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm,=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=30mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度=38mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度略短一些

59、，現(xiàn)取=36mm　　2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，并根據(jù)＝25mm,選取32306，其尺寸，故＝30㎜,而=50mm,軸肩高度h=3mm,,因此=36㎜　　3）取蝸桿軸軸段直徑㎜,蝸桿齒寬=79㎜,經(jīng)磨削后＝79+25=104㎜,即＝141㎜　　4）軸承端蓋的總

60、寬度為25mm，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要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故=40mm　　5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取=65㎜　　至此已初步確定軸的各段直徑和長度。　?。?）軸上零件的周向定位　　為了保證

61、半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵按直徑查表查得平鍵截面，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸　　參考表15-2取軸端倒角1×45?。各軸肩處的圓角半徑取R1。　　軸的強度計算<p&g

62、t;　?。?）求兩軸承受到的徑向載荷和　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則　　，　　1081N　　=514.3N</p&g

63、t;　?。?）求兩軸承的計算軸向力和　　對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力,其中，Y是對應表13-5中的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32306的基本額定載荷C=81500N, =96500N。e=0.31，Y=1.9。　　因此可得

64、　　=284.5N　　=135.3N　　按式（13—11）得 =3552.3N　　=135.3N　　因為，故X=0.40, Y=1.9;</p&g

65、t;　　, 故X=1, Y=0;　　因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表13—6，=1.1。則　　=7899.9N　　=565.7N　?。?）驗算軸承壽命</p&

66、gt;　　因為，所以按軸承1的的受力大小驗算　　故所選選軸承滿足壽命要求。　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.9mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。　　從軸的結構設計以及彎矩和

67、扭矩圖中　　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）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應變。應取，軸的計算應力為　　=9.28MPa

68、　　已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[]=60MPa。因此，故安全。　　II軸的設計計算　　1.軸II上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩＝44.128×　　軸III上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩＝12.7×　　2.

69、求作用在齒輪上的力　　蝸輪：　　小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑＝297㎜　　3.初步確定軸的最小直徑，取=112　　㎜4軸的機構設計　　1）擬定軸上零件的

70、裝配方案　　如圖所示的裝配方案　　2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　?。?）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)=50mm,選取7310B，其尺寸故 ==50㎜,

71、（2）取安裝齒輪處的軸段直徑==55mm,齒輪的又端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，蝸輪寬度㎜，取其寬度為56㎜，故取=52mm,小齒輪=106㎜,故取=102mm,齒輪的采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm,=65mm,=40㎜　?。?）為了保證蝸輪蝸桿的嚙合，取為了保證斜齒的嚙合，取蝸輪端面到內(nèi)機壁的距離；為了保證斜齒的嚙合，取小齒輪端面到內(nèi)機

72、壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則=T+++(56－52)=63mm, =T+++(106－102)=50mm　　至此已初步確定軸的各段直徑和長度。　　（4）軸上零件的周向定位　　按由表查得平鍵截面，長為，按由表查得平鍵截面，長為，同時為了

73、保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸　　參考表15-2取軸端倒角2×45?。各軸肩處的圓角半徑取R2。　　軸的強度計算　?。?）求兩

74、軸承受到的徑向載荷和　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則　　，　　，　　6748.4N&

75、lt;b>　?。?908N　?。?）求兩軸承的計算軸向力和及軸上軸向力　　對于角接觸球軸承7310B，按表13-7，軸承的派生軸向力,其中，Y是對應表13-5中的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的7310B的基本額定載荷C=68200N, =48000N；e＝1.14。＝1265.7N

76、;　　因此可得　　=7693N　　=2175N　　按式（13—12）得 =7693N　　=6427.3N</p

77、>　　因為，故X=1, Y=0；　　, 故X=0.35,Y=0.57；　　因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表13—6，=1.1。則　　=7423N　　=4764.5N&

78、lt;/p>　?。?）驗算軸承壽命　　因為，所以按軸承1的的受力大小驗算　　故所選選軸承滿足壽命要求。　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于角接觸球軸承7310B，由手冊中查得a=47.5mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭

79、矩圖。　　從軸的結構設計以及彎矩和扭矩圖中　　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）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應變。應取，軸的計算應力為　　=

80、22.58MPa　　已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[]=60MPa。因此，故安全。　　7、精確校核軸的疲勞強度　　1判斷截面II左右兩側為危險截面　　2、截面II左側&

81、lt;p>　　抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1×50=12500mm　　抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2×50=25000 mm　　截面II左側的彎矩M為M=111579.6×24/52=51498.3N·mm　　截面II上的扭矩T=441280N·mm&

82、lt;/p>　　截面上的彎曲應力=M/W=13.9Mpa　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應力= T/ W=209000/18225=4.12Mpa　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按表查取，因r/d

83、=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,,經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.36　　軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q=0.85　　故有效應力集中系數(shù)為k=1+ q(-1)=1.82　　k=1+ q(-1)=1.306　　由尺寸系數(shù)=0.63.扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)

84、=0.78　　軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)==0.92　　軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則得綜合系數(shù)為　　K= k/+1/-1=2.99　　K= k/+1/-1=1.76　　碳鋼的特性系數(shù)=0.1~0.2，取=0.1</p&

85、gt;　　=0.05~0.1，取=0.05　　計算安全系數(shù)S值，則得：　　S=/（K+）=6.62 　　S=/（K+）=14.93　　S=（SS）/（S+ S）=6.05>>S=1.5<

86、;p>　　故可知其安全　?、劢孛鍵I右端　　抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1*55=16638mm　　抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2*55=33275mm　　彎矩M及彎曲應力為： M=

87、51498.3N·mm　　=M/W=113.9Mpa　　扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應力為：T=441280N·mm　　= T/ W=4.12Mpa　　過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53

88、　　軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92　　故得綜合系數(shù)為：K= k/+1/-1=3.25　　K= k/+1/-1=2.62　　因此，軸在截面IV右側的安全系數(shù)為：　　S=/（K+）=6.09<

89、p>　　S=/（K+）=15.3　　S=（SS）/（S+ S）=5.66>>S=1.5　　故該軸在截面II右側的強度也足夠　　III軸的設計計算　　1軸III上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩＝12.7×</p&g

90、t;　　2求作用在齒輪上的力　　已知大齒輪的分度圓直徑＝297㎜　　3初步確定軸的最小直徑，取=112　　㎜　　計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取=1.3　　N

91、83;㎜　　選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000N·㎜。半聯(lián)軸器的孔徑＝60㎜，故取=60㎜,半聯(lián)軸器長度L＝142㎜，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度＝107㎜　　4軸的機構設計　?。?）擬定軸上零件的裝配方案

92、　　如圖所示的裝配方案　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度h=3mm,d=66mm; 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=68mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度=107mm,故I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取

93、=104mm　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)=66㎜,選取7214AC軸承，其尺寸　　故＝70㎜　　3）取安裝大齒輪處的軸段直徑=55mm,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短

94、于輪轂寬度，其寬度為100㎜，故取=96mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度h=6mm,=87mm,=9㎜　　4）軸承端蓋的總寬度為47mm，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要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故=62mm　　5）為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到內(nèi)機壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在

95、確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則=B++=46mm, =B+++(100－96)=50mm　　至此已初步確定軸的各段直徑和長度。　　至此已初步確定軸的各段直徑和長度。　　6）軸上零件的周向定位　　為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，按由表

96、查得平鍵截面，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為；按由表查得平鍵截面，長為，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的　　7）確定軸上圓角和倒角尺寸　　參考表15-2取軸端倒角2×45?。各軸肩處的圓角半徑取R2。　　5精確校核軸的疲勞強度</p

97、>　　1判斷截面VII左右兩側為危險截面　　2、截面VII右側　　抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.1×70=34300mm　　抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2×50=68600 mm

98、截面VII右側的彎矩M為M=[510009.7×(86-48)]/86=225353.13N·mm　　截面VII上的扭矩T=1270000N·mm　　截面上的彎曲應力=M/W=6.57Mpa　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應力= T/ W=209000/18225=18.51Mpa</p&g

99、t;　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,,經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.32　　軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q=0.85<

100、;p>　　故有效應力集中系數(shù)為k=1+ q(-1)=1.82　　k=1+ q(-1)=1.272　　由尺寸系數(shù)=0.68,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.81　　軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)==0.92　　軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則得綜合系數(shù)為<

101、;p>　　K= k/+1/-1=2.76　　K= k/+1/-1=1.66　　碳鋼的特性系數(shù)=0.1~0.2，取=0.1　　=0.05~0.1，取=0.05　　計算安全系數(shù)S值，則得：　　S=/（K+）=14.42

102、 　　S=/（K+）=9.79　　S=（SS）/（S+ S）=8.1>>S=1.5　　故可知其安全　?、劢孛鎂II左端　　抗彎截面

103、系數(shù)W=0.1d=0.1×75=42188mm　　抗扭截面系數(shù)W=0.2 d=0.2×75=84375mm　　彎矩M及彎曲應力為：M=225353.1N·mm　　=M/W=5.34Mpa　　扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應力為：T=12700000N

104、3;mm　　= T/ W=15Mpa　　過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得　　k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53　　軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92　　故得綜合系數(shù)為：K= k/

105、+1/-1=3.25　　K= k/+1/-1=2.62　　因此，軸在截面VII左側的安全系數(shù)為：　　S=/（K+）=15.1　　S=/（K+）=7.74　　S=（SS）/（S+ S）=6.97>>S=1.5</p

106、>　　故該軸在截面VII左側的強度也足夠。　　三、其他附件的選擇　　1．視孔蓋　　選用A=140mm的視孔蓋。　　2．通氣器<

107、;/p>　　選用簡易通氣器M20×1.5　　3．油面指示器　　根據(jù)指導書表14.13，選用桿式油標M20　　4．油塞　　根據(jù)指導書表14.14，選用M20&#

108、215;1.5型油塞和墊片　　5．起吊裝置　　根據(jù)指導書，箱蓋選用吊耳d=16mm　　6．定位銷　　根據(jù)指導書表11.30，選用銷GB/T 117-2000 A8×35

109、;　　7．起蓋螺釘　　選用螺釘M12×30　　四、密封與潤滑　　1．齒輪的潤滑　　采用浸油潤滑，由于高速級蝸桿浸油深度30~5

110、0mm，取深h=32mm。根據(jù)指導書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。　　2．滾動軸承的潤滑　　選用脂潤滑。根據(jù)表16-4 ，選用滾動軸承脂ZGN69-2。密封方法的選取由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸的軸承兩端采用凸緣式端蓋。　　五、總結

111、　　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(lián)系生產(chǎn)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(zhì)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

112、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(shù)字

113、，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(jīng)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(xiàn)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(chǎn)品。因此，全力追索不斷增殖的設計能力才是

114、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(xiàn)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(xiàn)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

115、選用各種零部件時是個人根據(jù)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(xiàn)了創(chuàng)新的思想。　　六、參考文獻　　參考書目　　王連明，宋寶玉主編.機械設計課程設計.3版.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2007

116、　　濮良貴，紀名剛主編. 機械設計. 8版. 北京：高等教育出版社，2006　　孫恒，陳作模主編. 機械原理. 6版. 北京：高等教育出版社，2005　　徐紹軍主編.工程制圖. 長沙：中南大學出版社.，2003　　王昆，何小柏，汪信遠主編. 機械設計課程設計. 北京：高等教育出版社，2002&

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