搅拌机的传动装置(共31页)

精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业目录精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第一章 设计题目、任务及具体作业一、设计题目一、设计题目用于搅拌机的传动装置,传动装置简图(如图 1-1 所示)。图 1-1 传动装置简图1. 工作条件：单班制工作，空载启动，单向、连续运 转，载荷平稳，工作环境灰尘较大。2. 原始数据：传动装置输出转矩 T: 26N mT 3. 传动装置输出转速 n: 180r/minn 4. 使用期限 ：工作期限为八年。5. 生产批量及加工条件：小批量生产。二、设计任务二、设计任务1. 选择电动机型号；2. 设计减速器；3. 选择联轴器。三、具体作业三、具体作业1. 减速器装配图一张；2. 零件工作图二张（大齿轮，输出轴） ；3.3. 设计说明书一份.1开式齿轮传动2搅拌机3电动机4传动装置精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第二章 确定传动方案传动方案反映的是运动和动力传动路线和各部件的组成和联系关系。合理的传动方案首先要满足机器的功能要求，例如：传递功率的大小、转速和运动方式。此外还要适应工作条件（工作场地、环境、工作制度等） ，满足工作的可靠、结构简单、尺寸紧要、传动效率高、使用便利、工艺性和经济性合理等要求。根据机器的功能要求以及传动比大小，拟定以下几种传动方案：一、采用二级圆柱直齿轮减速器（如图 21 所示）图 21 二级圆柱直齿轮减速器该减速器的特点是：适于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便，但结构尺寸较大。二、采用一级蜗杆减速器（如图 22 所示）图 22 一级蜗杆减速器 该减速器的特点是：结构紧凑、简单，加工装配方便，但传动效率较低，在长期连续使用时就不经济，适用于载荷较小、间歇工作的场合。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业三、采用二级圆锥圆柱齿轮加带传动（如图 23 所示）图 23 二级圆锥圆柱齿轮加带传动 该减速器的特点是：减速器内部结构简单，易于加工安装，尺寸较小，但外部由于加上一级带传动而使尺寸明显增大，使整体尺寸比较大。最优方案的选择经过各方面的综合考虑，选择方二级圆柱直齿轮减速器.精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第三章第三章 选择电动机选择电动机一、选择电动机类型和结构形式一、选择电动机类型和结构形式电动机的类型和结构形式是通过电源、工作条件和载荷等特点来选择的。对于搅拌机来说选择 Y 系列电动机，主要用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及具有良好启动性能的场合。电动机的结构选择开启式。二、选择电动机的容量二、选择电动机的容量按照给定的实验数据：输出转速为，输出转速为，180r/minn 26N mT 则工作所需的功率为由设计为二级圆柱直齿轮减速传动，则设计使用以下零件以及零件的传动效率如下：8 级精度的一般圆柱齿轮（油润滑） 0.97 深沟球轴承 （稀油润滑） 0.99 弹性联轴器 0.99 则电动机至动作机之间传动的总效率为2322321230.97 0.99 0.990.85 工作机实际所需要的电动机输出功率为由所选的电动几的额定功率应等于或大于所需要的功率，选用 Y801-2，额定功率为 0.75，满载转速 2825。kwr/min三、确定电动机的转速三、确定电动机的转速按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围则电动机转速的可选范围为1 2()4 4 1802880wnii nkw 所以选用额定功率 3000的电动机.选用 Y801-2 电动机。kw182 260.4995509550wwTnpkw0.490.5760.85wdpkwPkw精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业四、传动装置的总传动比四、传动装置的总传动比传动装置的总传动比应传动装置的各级传动比，由展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比为 取，有，则，12(1.31.5)ii121.4ii21 22221.41.415.69iiiiii23.35i 。即高速减速的传动比为，低速传动比为。二级圆柱齿14.69i 14.69i 23.35i 轮减速器单级减速器的传动比，均在此范围内，所以传动比适合。4612ii、五、传动装置的运动和动力参数五、传动装置的运动和动力参数0 0 轴（电动机轴）轴（电动机轴）转速 02825minmnnr功率 00.576dppkw转矩 0000.576955095501.9472825mindpkwTTNmnr1 1 轴（高速轴）轴（高速轴）转速 102825min2825min1mnrnri功率 1010.576 0.990.564dppkw转矩 1110.564955095501.9072825minpkwTNmnr2 2 轴（中速轴）轴（中速轴）转速 1212825min602.345min4.49nrnri功率 21120.564 0.99 0.970.537ppkw转矩 2220.537955095508.514602.345minpkwTNmnr3 3 轴（低速轴）轴（低速轴）转速 232602.345min179.80min3.35nrnri282515.69180mwnin精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业功率 32230.537 0.99 0.970.510ppkw转矩 3330.5109550955027.09179.80minpkwTNmnr4 4 轴（输出轴）轴（输出轴）转速 343179.80min179.80min1nrnri功率 43340.510 0.99 0.990.4896ppkw转矩 4440.48969550955026.00179.80minpkwTNmnr六、各轴的转速、功率和转矩六、各轴的转速、功率和转矩表 3-1 各轴的转速、功率和转矩轴0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 n（r/min）28252825602.35179.8179.8功率 P(Kw)0.5670.5640.5370.5100.490转矩 T(Nm)1.9471.9078.51427.0926.00精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第四章第四章 齿轮设计齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 齿轮类型按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度等级。3. 齿轮材料选择由机械设计（表 101） ，选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45 号钢，硬度为 240HBS。二者材料硬度差为 40HBS。4. 齿轮齿数选择小齿轮齿数高速轴齿数为，中速轴齿数为,则大齿轮的齿120Z 324Z 数高速轴齿数为,取；中速轴齿数为21 120 4.6993.8ZZ i394Z ,取。43 224 3.3580.4ZZ i480Z 二、按齿面接触强度计算二、按齿面接触强度计算由设计计算公式（10-9a）进行计算即1. 确定公式中的各计算数值A.试选择载荷系数1.3tK B.计算高速轴小齿轮传递的转矩1110.564955095501.9072825minpkwTNmnrC.由表 10-7 选取齿宽系数1d D.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPaE.由表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限 为，大齿轮的接触强度极限为。1600HLimMPa2550HLimMPammZuuKTdHEd3211132. 2精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业F.由式 10-13 计算应力循环次数 9116060 2825 1 (1 8 300 8)3.69 10Nn jLh 981213.96 108.82 104.69NNi882328.82 102.67 103.35NNiG.由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 10.92HNK20.94HNK30.96HNKH.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数，由式1s （10-12）得1110.92 600552HNHLimHKMPaMPaS2220.94 550517HNHLimHKMPaMPaS3330.94 600564HNHLimHKMPaMPaS4440.96 550528HNHLimHKMPaMPaS2. 相关计算1)、高速轴的相关计算A.计算高速轴小齿轮分度圆直径，代入中较小值1tdH22133111.3 1097 4.69 1 189.92.32()2.32()17.1714.69517tEtdHK TZudmmuB.计算圆周速度11117.17 28252.5460 100060 1000td nvm sC.计算齿宽111 17.1717.17dtbdmm D.计算齿宽与齿高之比模数 11117.170.858520tdmmmZ齿高 112.252.25 0.85851.93hmmm齿宽与齿高之比 1117.178.901.93bh精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业E.计算载荷系数根据，齿轮为 8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数；12.54vm s1.12VK 直齿轮，假设,由表 10-3 查得；由表 10-2 查得100AtK F bN m1.2HFKK使用系数；由表 10-4 查得 8 级精度小齿轮相对支承非对称布置时，1AK 2231.150.18(1 0.6)0.31 10HddK 代入数据得，31.150.18(1 0.6)0.31 1017.171.443HK由，查图 10-13 得,故载荷系数8.90b h 1.443HK1.35FK1 1.2 1.2 1.4431.939AVHHKK K KK F.按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径,由式 10-10a 得331117.171.939 1.319.62ttddK KmmG.计算模数1119.620.96320dmmmZ2)、低速轴的相关计算A.计算低速轴小齿轮分度圆直径，代入中较小值2tdH22333311.3 8514 3.35 1 189.92.32()2.32()28.5213.35528tEtdHKTZudmmuB.计算圆周速度33328.52 602.3450.89960 100060 1000td nvm sC.计算齿宽331 28.5228.52dtbdmm D.计算齿宽与齿高之比模数 33328.521.1924tdmmmZ齿高 332.252.25 1.192.678hmmm齿宽与齿高之比 3328.5210.072.678bhE.计算载荷系数根据，齿轮为 8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数；30.926vm s1.12VK 直齿轮假设,由表 10-3 查得；由表 10-2 查得使100AtK F bN m1.2HFKK精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业用系数；由表 10-4 查得 8 级精度小齿轮相对支承非对称布置时，1AK 2231.150.18(1 0.6)0.31 10HddK 代入数据得，31.150.18(1 0.6)0.31 1028.521.447HK由，查图 10-13 得,故载荷系数10.65b h 1.447HK1.40FK1 1.08 1.2 1.4471.875AVHHKK K KK F.按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径,由式 10-10a 得333328.111.875 1.331.76ttddK KmmG.计算模数3331.761.3224dmmmZ三、按齿根弯曲强度计算三、按齿根弯曲强度计算由式 10-5 得弯曲强度设计公式为322()FSdFY YKTmZ1. 高速轴的齿根弯曲强度计算1)、确定公式中的各计算值A.由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿1500FEMPa轮的弯曲强度极限2380FEMPaB.由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，10.85FNK20.88FNKC.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式 10-12 得1.4s 1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaSD.计算载荷系数 K1 1.12 1.2 1.351.8144AVHHKK K KK E.查取齿数及应力校正系数由表 10-5 查得 ；12.80FaY11.55saY 22.26FaY21.74saYF.计算大小齿轮的并加以比较FaSaFY Y精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业1112.80 1.550.014297303.57FaSaFYY2222.26 1.740.016463238.86FaSaFYY2)、设计计算3122 1.8144 28250.0164630.6520mmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度的计算的模数，由于齿轮模数的大小主要是取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可以取弯曲强度算得的模数，由于要求模数，所以取模数。按接触强度计算的分度圆直径1.5m 1.5m ，算出小齿轮的齿数119.62dmm1119.62131.5dZm由生产批量及加工条件为小批量生产，所以齿数最适宜，则取，17Z 120Z 大齿轮齿数，取。214.69 2093.8ZuZ294Z 2. 低速轴的齿根弯曲强度计算1)、 确定公式中的各计算值A.由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿1500FEMPa轮的弯曲强度极限2380FEMPaB.由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，10.85FNK20.88FNKC.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式 10-12 得1.4s 3330.85 500303.571.4FNFEFKMPaS4440.88 380238.861.4FNFEFKMPaSD.计算载荷系数 K1 1.08 1.2 1.401.8144AVHHKK K KK E.查取齿数及应力校正系数由表 10-5 查得 ；32.65FaY31.58saY 42.226FaY41.764saYF.计算大小齿轮的并加以比较FaSaFY Y精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业3332.65 1.580.01379303.57FaSaFYY4442.226 1.7640.01644238.86FaSaFYY2)、 设计计算3322 1.8144 602.3450.016440.3924mmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度的计算的模数，由于齿轮模数的大小主要是取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可以取弯曲强度算得的模数，由于要求模数，所以取模数。按接触强度计算的分度圆直径1.5m 1.5m ，算出小齿轮的齿数332.32dmm3331.76211.5dZm由生产批量及加工条件为小批量生产，所以齿数最适宜，则取，17Z 321Z 大齿轮齿数。433.35 2471ZuZ四、几何尺寸计算四、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径1120 1.530dZ mmm2294 1.5141dZ mmm3321 1.531.5dZ mmm4471 1.5106.5dZ mmm2. 计算中心矩12130 14185.522ddamm34331.5 106.56922ddamm3. 计算齿轮宽度，取，111 3030dbdmm 135Bmm230Bmm，取，331 31.531.5dbdmm 337Bmm432Bmm精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业五、验算五、验算11122 1907127.1330tTFNd，合适111 127.134.2410030AtK FN mmN mmb23322 8514540.5731.5tTFNd，合适331 540.5717.1610031.5AtK FN mmN mmb六、各齿轮主要的相关参数六、各齿轮主要的相关参数表 4-1 各齿轮主要的相关参数齿轮 1齿轮 2齿轮 3齿轮 4模数1.51.51.51.5齿数20942171分度圆直径3014131.5106.5齿轮宽度35303732齿根圆直径26.25137.2527.75102.75精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第五章第五章 轴的设计轴的设计一、高速轴一、高速轴1、高速轴上的功率、转速、转矩转速 102825min2825min1mnrnri功率 1010.576 0.990.564dppkw转矩 1110.564955095501.9072825minpkwTNmnr2、求作用在齿轮上的力圆周力 11122 1907127.1330tTFNd径向力 11tan127.13 tan2046.27rtFFN3、初步确定轴的最小直径选取轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表 15-3 取，于是得0112A 133min010.5641126.52825PdAmmn为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，由表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，1caATK T1.3AK 则11.3 19072479.1caATK TN mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表 GB4323-84 选用 TL2 型caT弹性柱塞联轴器，其公称转矩为 31500，半联轴器的孔径，故取N mm12dmm，半联轴器的长度为 32，半联轴器与轴配合的毂孔长度12A Bdmmmm120lmm4、轴的结构设计A.根据轴向定位的要求确定轴各段直径长度精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业为了满足半联轴器的轴向定位要求 A-B 轴段右端需制出轴肩，故 B-C 段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径；半联18b cdmm20Dmm轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不是压120lmm在轴的端面上，故 A-B 的长度比 略短一点，取1l18A BlmmB.初步选择滚动轴承。因为轴承同时受有轴向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选定 0 基本游离组标准精度级的深沟球轴18B Cdmm承，轴承 6004，其尺寸为，故204212dDBmmmmmm。右端球轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查 6004 型轴承20C DF Gddmm的定位轴肩高度为，故取。3hmm26E FdmmC.取安装齿轮处的轴段 D-E 的直径由齿轮 1 直径为 30，则轴与齿轮可以为一起，则.轴承端盖mm35D Elmm的宽度为 20，便于安装拆装方便则取，所以.取齿轮距mm30lmm50B Clmm箱体内壁之间的距离为，考虑到箱体铸造误差则球轴承于箱体内壁之间10amm有一端的距离 ，取，小齿轮 2 的齿宽为，取，则 s4smm37lmm5cmm537 10456E Flclasmm 12 10426C DlBasmm5、轴上零件的轴向定位半联轴器与周的轴向定位均采用平键连接，半联轴器与轴的联接选用平键（GB 1095-79） ，键槽用键槽铣刀加工长度为 10，半联轴器44b hmmmmmm与轴的配合为，滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的直76HK径公差为。6m6、确定轴上倒角的倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角， 各轴肩处的圆周半径为0.8 451.0Rmm7、高速轴的结构（如图 6-1 所示）图 61 高速轴二、中速轴二、中速轴1、 中速轴上的功率、转速、转矩精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业转速 1212825min602.345min4.49nrnri功率 21120.564 0.99 0.970.537ppkw转矩 2220.537955095508.514602.345minpkwTNmnr2、 求作用在齿轮上的力圆周力 22222 8514120.77141tTFNd径向力 22tan120.77tan2043.96rtFFN3、 轴的结构设计A.初步选择滚动轴承因为轴承同时受有轴向力的作用，故选用深沟球轴承，由轴承产品目录中初步选定 0 基本游离组标准精度级的深沟球轴承，轴承 6004，其尺寸为，故。球轴承采用挡圈进行轴204212dDBmmmmmm20A BE Fddmm向定位，故取挡圈直径为 20mm 。B.取安装齿轮处的轴段 B-C、D-E 的直径由齿轮 2 的分度圆直径为 141mm，则取，齿轮右侧由轴肩定位，22B Cdmm由手册查 6004 型轴承的定位轴肩高度为，故取。由齿轮 33hmm26C Ddmm直径为 31.5，则轴与齿轮可以为一起，则。mm37D Elmm4、 轴上零件的轴向定位齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接，齿轮与轴的联接选用平键（GB 1095-79） ，键槽用键槽铣刀加工长度为 26，半联轴器66b hmmmmmm与轴的配合为，滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的直76HK径公差为6m5、 确定轴上倒角的倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角，各轴肩处的圆周半径为1.0 451.0Rmm6、 中速轴的结构（如图 62 所示）图 62 中速轴精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业三、低速轴三、低速轴1、 低速轴上的功率、转速、转矩转速 232602.345min179.80min3.35nrnri功率 32230.537 0.99 0.970.510ppkw转矩 3330.5109550955027.09179.80minpkwTNmnr2、 求作用在齿轮上的力圆周力 33322 27090172031.5tTFNd径向力 33tan1720 tan20626rtFFN3、 初步确定轴的最小直径选取轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表 15-3 取，于是得0112A 333min030.51011215.85179.80PdAmmn为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，由表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，3caATK T1.3AK 则31.3 2709035217caATK TN mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表 GB4323-84 选用 TL4 型caT弹性柱塞联轴器，其公称转矩为 63000，半联轴器的孔径，故N mm20dmm取，半联轴器的长度为 52，半联轴器与轴配合的毂孔长度20A Bdmmmm。138lmm4、 轴的结构设计A.根据轴向定位的要求确定轴各段直径长度为了满足半联轴器的轴向定位要求 A-B 轴段右端需制出轴肩，故 B-C 段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径；半联25b cdmm30Dmm轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不是压138lmm在轴的端面上，故 A-B 的长度比 略短一点，取1l36A Blmm精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业B.初步选择滚动轴承因为轴承同时受有轴向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选定 0 基本游离组标准精度级的深沟球轴25B Cdmm承，轴承 6004，其尺寸为，故305513dDBmmmmmm。30C DG HddmmC.取安装齿轮处的轴段 G-H 的直径由齿轮 4 直径为 106.5，齿轮的右端左轴承采用套筒定位。已知齿轮轮mm毂的宽度为 32 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂长度，mm故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，30G Hlmm0.07hd3hmm则轴环处的直径，轴环宽度，取。轴承端盖的总38C Ddmm1.4bh6E Flmm宽度为 20，便于安装拆装方便则取，所以取齿轮距箱体mm30lmm50B Clmm内壁之间的距离为，考虑到箱体铸造误差则球轴承于箱体内壁之间有一13amm端的距离 ，取，则 s4smm213 134232G HlBasmm 13 13430C DlBasmm5、 轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与周的轴向定位均采用平键连接。按由手册查的平键截F Gd面（GB 1095-79） ，键槽用键槽铣刀加工，长度为 32同时108b hmmmmmm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为；76Hn半联轴器与轴的联接选用平键（GB 1095-79） ，键槽用键槽铣刀66b hmmmm加工长度为 32，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承的轴向定位是借过mm76Hn渡配合来保证的此处选轴的直径公差为。6m6、 确定轴上倒角的倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角， 各轴肩处的圆周半径为0.8 451.0Rmm7、 求轴上的载荷作出轴的简图（图 64）在确定轴的支点位置时，应从手册中查取值，对a于 6006 深沟球轴承由手册中查的，因此作为简支梁轴承的跨矩为26aBmm117，根据轴的计算图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图 63 所示）从轴的结mm构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是危险截面，现计算处的的值列如下表 61 中HVMMM、表61 处的载荷水平面 H垂直面 V1819NHFN1298.1NVFN支反力 F2901NHFN2327.9NVFN弯矩 M49549.5HMN18033.82VMN总弯矩52729MN扭矩 T27090TN mm精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业的值HVMMM、图 63 轴的弯矩图和扭矩图8、 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力0.3 2222333()(52729)(0.3 27090)13.570.1 34MTcaMPaW 前面已经选用 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得。因此160MPa，故安全。160caMPa9、 精度校核轴的疲劳强度A.判断危险截面截面 A、B、C、D 只受扭转作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定，所以截面 A、B、C、D 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 F、G 处为过盈配合引起的应力集中严重，从受载的情况来看，截面上的应力较大。截面的应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面也不必校核。截面 F、G 显然更不必校核。因键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 G精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业左右两侧即可。B.截面 G 左侧抗弯截面系数 3330.10.1 343930.4Wdmm抗扭截面系数 3330.20.2 347860.8Wdmm截面 G 左侧的弯矩为 55.5 175272936577.855.5MN mN m截面 G 上的扭矩为 327090TN mm截面上的弯曲应力 365.7789.313930.4bMMPaMPaW截面上的扭转切应力 3270903.457860.8TTTMPaMPW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得，640BMPa，1275MPa1155MPa过盈配合处的值，由附表 3-8 用于插入法求出，并取，k0.8kk于是得 ， 2.54k0.80.8 2.542.032kk轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 0.92由碳钢的特性系数，取，取0.10.20.10.050.10.05故得综合系数为1112.5412.630.92kK 1112.03212.140.92kK 所以截面 G 左侧的安全系数为127511.232.63 9.31 0.1 0amSK 115541.033.453.452.140.0522amSK 222211.23 41.0310.831.511.2341.03caS SSSSS故可知其安全。C.截面 G 右侧精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业抗弯截面系数 3330.10.1 302700Wdmm抗扭截面系数 3330.20.2 305400Wdmm截面 G 右侧的弯矩为 55.5 175272936577.855.5MN mN m截面 G 上的扭矩为 327090TN mm截面上的弯曲应力 365.77813.552700bMMPaMPaW截面上的扭转切应力 3270905.025400TTTMPaMPW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得，640BMPa，1275MPa1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表 3-2 查取。因、， ，经插值后可查得 1 300.033r d 34 301.13D d 2.021.40又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 0.82q0.85q故有效应力集中系数按式（附 3-4）为1(1)1 0.82 (2.02 1)1.84kq 1(1)1 0.85 (1.4 1)1.34kq 由附图 3-2 得尺寸系数；由附图 3-3 得扭转尺寸系数。0.850.9轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 0.92故得综合系数为11.841112.250.850.92kK 11.341111.540.920.92kK 所以截面 G 右侧的安全系数为12758.122.25 13.550.1 0amSK 115538.841.54 2.51 0.05 2.51amSK 22228.12 38.847.951.58.1238.84caS SSSSS精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业故该轴在截面 G 右侧的强度也是安全的。第六章 键的设计选择 一、输入轴上的键选择、输入轴上的键选择1、 连接键的选择，其轴段直径为 12mm，查得键的截面尺寸为：宽度 b=4mm，高度 h=4mm。有带轮的宽度并参考键的长度系列，取键长 L=10mm。2、 校核键连接的强度，由式得3210pTkld 合适。32 1.907 1026.492 6 12ppMPa 二、二、 中间轴上的键的选择中间轴上的键的选择1、 大齿轮上键的选择，其轴段直径为 22mm，查得键的截面尺寸为：宽度 b=6mm，高度 h=6mm。由齿轮的宽度并参考键的长度系列，取键长 L=28mm。2、 校核键连接的强度，由式得3210pTkld合适。32 8.514 1011.733 22 22ppMPa三、三、 输出轴上的键的选择输出轴上的键的选择1、 齿轮键的选择其轴段直径为 34mm，查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm，高度 h=8mm。由齿轮的宽度并参考键的长度系列，取键长 L=26mm。校核键连接的强度由式得3210pTkld 合适。32 27.09 1015.326 4 34ppMPa 2、 连接键的选择，其轴段直径为 20mm，查得键的截面尺寸为：宽度 b=6mm，高度 h=6mm。由齿轮的宽度并参考键的长度系列，取键长 L=28mm。校核键连接的强度，由式得3210pTkld ，适合32 27.09 1032.253 28 20ppMPa精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第七章第七章 轴承的选择轴承的选择因为轴上为直齿圆柱齿轮，没有轴向力，所以选择深沟球轴承，根据机械的运转时间，得轴承的最少寿命08 300 1024000hLh 。一、一、 输入轴的轴承的选择输入轴的轴承的选择选取 6004 型轴承，校核轴承寿命，则9380CN，1.5 46.2769.405PrPf FNN，得 合适。336670101093801.456 10606069.405hhPcLhLnf Pn二、二、 中间轴的轴承的选择中间轴的轴承的选择选取 6004 型轴承，校核轴承寿命，则9380CN，1.5 43.9665.94PrPf FNN，得，适合3336667010101093807.96 1060606065.94hhhPccLLhLn Pnf Pn三、三、 输出轴的轴承的选择输出轴的轴承的选择选取 6006 型轴承，校核轴承寿命，则13200CN，1.5 626939PrPf FNN，得 合适。3366501010132002.575 106060939hhPcLhLnf Pn精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第八章第八章 箱体的结构设计箱体的结构设计一、箱体的结构一、箱体的结构根据箱体与轴的配合、与轴承的配合、与齿轮的配合，取铸铁减速器箱体其主要结构尺寸如表 9-1 所示：表 9-1 尺寸表名 称符号减速器型式及尺寸关系箱座厚度10mm箱盖厚度18mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座凸缘厚度b15mm箱座底凸缘厚度b225 mm地脚螺钉直径df24 mm地脚螺钉数目n6轴承旁边联结螺栓直径d116 mm盖与座联结螺栓直径d214 mm联接螺栓 d2 的间距l344mm轴承端盖螺钉直径d310 mm视孔盖螺钉直径d48mm定位销直径d13 mm至外箱壁距离、至凸缘边缘距离C1C230mm26mm轴承旁凸台半径R120mm凸台高度h7mm外箱壁至轴承座端面距离l160mm铸造过度尺寸x,yX=3mm,y=15mm精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业大齿轮顶圆与内箱壁距离19.6mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖，箱座肋厚m1、mm1=8mm, m=8mm,轴承端盖外径D2高速轴的：D2=118mm中速轴的：D2=130mm低速轴的：D2=160mm轴承旁联接螺栓距离S高速取 S=194mm,中速取 S=227mm, 低速取 S=243mm二、箱体上附件的设计二、箱体上附件的设计（1）视孔及视孔盖,视孔盖结构及尺寸如图 9-1 所示： (a) (b)图 9-1 结构尺寸图精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业（2）油标图 9-2 所示 （3）放油孔及放油螺塞图 9-3 图 9-2 油标 图 9-3 放油螺塞 如上图杆式油标，螺纹直径选为 M16，则相应系数为： 216dmm36dmm35hmm12amm 8bmm5cmm26Dmm122Dmm放油螺塞的直径取为，则相应的其他参数为：16 1.5M 026Dmm23Lmm12lmm13amm19.6Dmm（4）旋盖式油杯由于油杯为标准件,所以综合考虑,选定为旋盖式油杯,型号为 A50 GB 1154，结构如图 9-4(1)为通气孔 (2)为油杯内撑 (3)为放油口 (4)为油杯盖 图 9-4 油杯精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业对箱体的装配及配合要求 ，根据减速器的工作环境，为闭式工作，而且有多处相对运动，所以应该考虑密封及润滑情况，根据箱体及齿轮的润滑，所以运用浸油润滑，对于轴承，运用箱体上的回油槽回油润滑。对减速器的密封，在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油。剖分面涂密封胶。由于箱体为铸铁的，所以考虑到外观及使用要求，表面涂漆。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第九章第九章 设计小结设计小结本次的课程设计，我们综合运用了各方面的知识，如机械设计、机械原理、工程材料、机械制造基础、材料力学、理论力学、Auto CAD、Solid edge 等科目，在本次的设计中，我学会了把自己所有的知识学以致用，综合考虑各方面的因素，如质量，体积，材料，造价，安装，工艺等。通过本次的作业，让我们有了一个对问题的整体把握，最重要的是使我掌握了设计的基本步骤和设计的逻辑思维，相信在不久将来我们就都可以胜任一件复杂的机械设计工作，进而我们可以做一名机械设计的工程师。在设计中，也遇到了许多问题，设计也不是很合理，如箱体的工艺性，齿轮的计算不够精确,螺钉的数量和大小的选用也不够合理,起用吊环和吊钩的设计有许多地方都是凭着自己的所谓的经验等等缺陷，不过在最后都得到了妥善的解决，或是自己有了一定的认识与体会，能够确信下一次会合理的解决这些问题，并且在本次的设计中，对一些问题还有了一些突破性的认识，如只有多做才能够积累足够的经验，只有自己动手了，才能发现问题，有了自己的经验，才会在设计初选时能根据经验作出合理的初想。通过这次的课程设计，既是让我们锻炼自己的能力，也是对我们知识的一次全方位的检验，让我们能够在实践中发现自己的问题与不足，然后才能鞭策自己去学习、解决问题，也只有这样，我们才能在前进中不断的提升自己的实力，不断充实自己，让自己成长为一个合格的机械工程师。精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业第十章第十章 主要参考文献主要参考文献1. 吴宗泽，罗圣国主编。机械设计课程设计手册。北京：高等教育出版社，19922. 濮良贵，纪名刚主编。机械设计。第七版。北京：高等教育出版社，19963. 徐灏主编。机械设计手册。北京：机械工业出版社，19914. 周开勤主编。机械零件手册。第四版。北京：高等教育出版社，19945. 吴宗泽主编。机械结构设计。北京：机械工业出版社，19886. 章日晋等主编。机械零件的结构设计。北京：机械工业出版社，19877. 减速器实用技术手册编委会编。减速器实用技术手册。北京：机械工业出版社，19928. 齿轮手册编委会。齿轮手册。北京：机械工业出版社，19909. 机械工业部洛阳轴承研究所编。全国滚动轴承产品样本，199510. 余梦生，吴宗泽主编。机械零部件手册造型设计指南。北京：机械工业出版社，199611. 廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编。互换性与技术测量第四版。中国计量出版社，2001