機械設計課程設計-帶式運輸機的二級圓柱齒輪減速器傳動裝置.doc

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1、1.機械設計課程設計任務書(3)一. 設計題目 設計某帶式運輸機的二級圓柱齒輪減速器傳動裝置。該傳動裝置的傳動路線為：電動機聯(lián)聯(lián)軸器二級圓柱齒輪減速器套筒滾子鏈傳動運輸機鼓輪軸。配置如示意圖所示。 單班工作， 實際工作時間為上班時間的70， 工作期限為五年。設運輸機鼓輪軸上的阻力矩為，鼓輪的轉速=60 rmin（設計時允許有的偏差），數(shù)據(jù)分組如下表。T（N.m）10001100120013001400150016001700180019002000任務分配T（N.m）210022002300任務分配二 設計要求、設計傳動裝置中的各傳動零件；、完成二級圓柱齒輪減速器的設計、繪制裝配圖；3、用計算

2、機繪圖，繪制低速級大齒輪及其輸出軸零件圖；4、編制設計計算說明書一份。 注：鏈傳動的傳動比可取1.52，裝配圖應選擇適當?shù)谋壤L制在0號圖紙上。三 傳動配置示意圖1電動機2聯(lián)軸器3減速器4鏈傳動5運輸機鼓輪6運輸帶2.傳動裝置的設計 2.1.各主要部件選擇部件 因素 選擇動力源 電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高低速級齒輪均做成斜齒軸承 減速器的軸向力不大球軸承聯(lián)軸器結構簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈設計計算過程設計計算結果2.2 電動機的選擇 2.2.1.各主要零部件效率的選擇工作機所需的有效功率彈性聯(lián)軸器傳動效率為=0.99滾動軸承傳動效率為=0.99圓柱齒輪的傳動（8

3、級精度）效率為=0.97鏈傳動的效率為=0.96 2.2.2.電動機功率的計算與選擇電動機的輸出有效功率查得型號Y164M-4三相異步電動機參數(shù)為額定功率P=11kW滿載轉速1460r/min同步轉速 1500r/min電機的輸出有效功率為=10.137kW選用型號Y164M-4的三相異步電動機設計計算過程設計計算結果2.3計算總傳動比及分配各級傳動比 2.3.1.計算總傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；是電動機的滿載轉速，r/min； 為工作機輸入軸的轉速，r/min。計算如下， 2.3.2.分配各級傳動比取=2 取 得 ：高

4、速級齒輪傳動比 ：低速級齒輪傳動比 24.333 12.167 4.127 2.948設計計算過程設計計算結果2.4 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)運算傳動裝置從電機到工作機油三軸，依次為1,2,3軸1.各軸轉速 1460r/min =1460/4.127=353.768r/min /353.768/2.948=120.003r/min2各軸功率 Kw kW kW 3各軸轉矩電動機的輸出轉矩 =353.768r/min=120.003r/min設計計算過程設計計算結果3.傳動零件的設計計算 3.1減速器內傳動的傳動零件的設計計算 3.1.1高速級齒輪傳動設計計算 1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確

5、定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數(shù)122，大齒輪齒數(shù)2114.12722=90.794,取Z2=91。5）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即）確定公式內的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得（）計算小齒輪傳遞的轉矩 （）由表選取齒寬系數(shù)設計計算過程設計計算結果（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)

6、次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)設計計算過程設計計算結果 （）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖查得動載荷系數(shù) 由表查得 由圖查得由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由式） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)設計計算過程設計計算結果（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù) （）計算當量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖10-20C

7、查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式10-12得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大設計計算過程設計計算結果2)設計計算對比計算結果，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2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有取，則4幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為148mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正） 計算大、小齒輪的分度圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后??；=2mm

8、設計計算過程設計計算結果3.1.2 低速級齒輪傳動設計計算1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數(shù)129，大齒輪齒數(shù)212.94829=85.492,取Z2=85。5）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即）確定公式內的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得（）計算小齒輪傳遞的轉矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù) 設計計算過程設計計算結

9、果（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)設計計算過程設計計算結果（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由式） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù) 設計計算過程設計計算結

10、果（）計算當量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算 設計計算過程設計計算結果對比計算結果，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2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有取，則4幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為178mm）按圓整后的中心距修正螺旋角3）計算大、小齒輪的分

11、度圓直徑4）計算齒輪寬度圓整后??；3.2 減速器內傳動零件的基本參數(shù) 3.2.1 高速級齒輪的基本參數(shù) =2.5mm設計計算過程設計計算結果序號名稱符號參數(shù)1法面模數(shù)2螺旋角3分度圓直徑 4齒頂高5齒根高6全齒高7齒頂圓直徑8齒根圓直徑9中心距3.2.2 低速級齒輪基本參數(shù)序號名稱符號參數(shù)1法面模數(shù)2螺旋角3分度圓直徑 4齒頂高5齒根高6全齒高7齒頂圓直徑8齒根圓直徑9中心距設計計算過程設計計算結果3.3 減速器外部傳動件的設計計算 3.3.1 鏈傳動的設計計算額定功率 1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火2 確定計算功率由表96查得，由圖913

12、查得，單排鏈，則計算功率為：3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)及查圖911，可選28A-1。查表91，鏈條節(jié)距為。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取。相應得鏈長節(jié)數(shù)為，取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。查表98得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心中心距為：設計計算過程設計計算結果5 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號28A-1查圖914可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為設計計算過程設計計算結果4減速器軸及其軸承裝置、鍵的設計 4.1. 2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.中間軸上的功率轉矩2.求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 3.初定軸

13、的最小直徑 選軸的材料為鋼，調質處理。由表15-3，取，由式初步估算軸的最小直徑考慮到軸上有兩個鍵，所以直徑增加5%,故取最小直徑37mm4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初選型號7208AC的角接觸球軸承參數(shù)如下，基本額定動載荷基本額定靜載荷 故，軸段1和7的長度與軸承寬度相同,故取，考慮到安裝及定位，兩端軸設計計算過程設計計算結果承均采用套筒定位，。2). 軸段3上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬

14、相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。3) 軸段5上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。4）在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，低速級小齒輪左端面也應距離箱體內壁一段距離a，取a=16mm，所以，同樣高速級大齒輪取距離內壁距離c=17mm，則。至此，已經(jīng)初步確定軸的各段直徑和長度，取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，

15、（3）軸上零件的周向定位 兩個齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，低速級小齒輪的鍵按查表6-1查得圓頭平鍵（A型），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣，高速級大齒輪的鍵為，配合也選擇一樣。滾動軸承的周向定位是由過渡配合來決定的，此處的軸的直徑尺寸公差為j6。設計計算過程設計計算結果（4）確定軸上倒角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為。中間軸的結構布置5.軸的受力分析、彎矩的計算(1)齒輪的軸向力平移到到軸上所產(chǎn)生的彎矩（2）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上總支承反力：設計計算過程設計計算結果(3).計算彎矩在水平

16、面上：在垂直面上：總彎矩(4).計算轉矩并作轉矩圖6作受力、彎距和扭距圖設計計算過程設計計算結果7.選用校核鍵().低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全().高速級大齒輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，設計計算過程設計計算結果查表，得 ，鍵校核安全.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)式及數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為前已選軸的材料為鋼，調質處理，由表查得，校核安全.精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面既不受扭矩作用，也不受彎矩作用；只受彎矩作用，所以

17、無需校核。由于的直徑是最大的，受到的彎矩與扭矩不是很大，所以不需校核。由彎矩圖和扭矩圖可以看出軸段中心左端及軸段中心右端只受彎矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定，所以均不需校核。在軸段中間處受到的彎矩最大同時還有扭矩的作用，雖然軸段也受到彎矩與扭矩的作用，但是兩個齒輪的軸直徑都是一樣的，所以只需校核軸段的中心處即2處端面，2截面的左右截面是一樣的。（2）2截面抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=9733.6抗扭系數(shù) =0.2=0.2=19467.2截面2彎矩M為 截面2上的扭矩為 =278140截面上的彎曲應力W=9733.

18、6=19467.2設計計算過程設計計算結果截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。由表15-1查得： 過盈配合處的，由附表插值法求出，于是得 =3.49 =2.79軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 K=K=碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)得S=S=故可知是安全的。=K=3.58K=2.88S=15.8S=6.05=5.67設計計算過程設計計算結果10.校核軸承和壽命（1）計算軸承的力1）軸承徑向載荷和派生軸向力軸承A徑向載荷派生軸向力為 軸承B徑向載

19、荷派生軸向力為2）軸承的軸向載荷外加軸向載荷兩個軸承均采用正裝，所以軸承A的軸向力為 （2）計算當量動載荷 由表查得基本額定動載荷，基本額定靜載荷 軸承A ,查表13-5得X=0.41,Y=0.87,按表13-6,取,故，校核安全。設計計算過程設計計算結果軸承B ,查表13-5得X=1,Y=0,故，校核安全。 （3）.校核軸承壽命 因為,故只需校核軸承A的壽命，該軸承壽命該軸承壽命預期計算壽命，故安全。4.2 1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.輸入軸上的功率轉矩求作用在齒輪上的力設計計算過程設計計算結果3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為40Cr，調質處理。根據(jù)表，取，于是由式初步估算軸的

20、最小直徑考慮到軸上有兩個鍵，所以直徑增加5%,故取最小直徑23mm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Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則， 查機械設計手冊，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩250000N。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L52，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖），根據(jù)齒輪的結構，此軸只有做成齒輪軸才符合強度要求，因此此軸為齒輪軸。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位

21、要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=38mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)，初選型號7206AC軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，設計計算過程設計計算結果故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取。3)讓高速級小齒輪齒寬中心與大齒輪中心對準，取滾動軸承到內壁的距離為s=8mm，齒輪中心島內壁的距離是相等的，則為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4的直徑應根據(jù)7206AC的角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定。4）該軸為齒輪軸，所以，mm，取軸承到內壁

22、的距離為s=8mm，為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應根據(jù)7206AC的角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定,即，小齒輪中心到右端距離與中間軸的大齒輪到右端面是一樣的，故。5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，（3）軸上零件的周向定位 齒輪不用周向定位，半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得圓頭平鍵(A型)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承的周向定位是由過渡配合來決定的，此處的軸的直徑尺寸公差為j6。（4）確定軸上倒角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為。 輸入軸的結構布置設計計算過程設計計算結果5受力分析、彎距的計算 （1）)齒輪的軸向力平移

23、到到軸上所產(chǎn)生的彎矩（2）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上總支承反力：(3).計算彎矩在水平面上： 垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 (4).計算轉矩并作轉矩圖設計計算過程設計計算結果6作受力、彎距和扭距圖7.選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（C型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全.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的強度，但是這是齒輪軸，在該處直徑是最大的，所以危險截面為的右端面根據(jù)式及數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為設計計算過程設計計算結果已選軸的材料為40Cr，調質處理，由表查得，校核安全.精確校核軸的疲勞強度

24、. 判斷危險截面只受扭矩作用，右端只受彎矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定，所以均不需校核。在最大的彎矩處同時又扭矩的作用，但是該軸為齒輪軸，直徑較大，所以也不需校核，段軸均不需校核，在最右截面為最大彎矩處，同時也有扭矩作用，因此最危險的截面為的右截面。2）右截面抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=4665.6抗扭系數(shù) =0.2=0.2=9331.2截面彎矩M為 截面上的扭矩為 =70520截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為40Cr，調質處理。由表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-

25、2查取。因 經(jīng)插值后可查得 又由圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為W=4665.6=9331.2=70520=7.56MPa設計計算過程設計計算結果 =0.83所以有效應力集中系數(shù)按式表3-4為 k=1+=k=1+（-1）=由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 K=合金鋼的特性系數(shù) 取0.2 取0.1于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)得S=S=故可知是安全的。10.校核軸承和壽命（1）計算軸承的力1）軸承徑向載荷和派生軸向力軸承A徑向載荷派生軸向力為k=2

26、k=1.66K=2.19S=23.26S=9.99=9.18設計計算過程設計計算結果軸承B徑向載荷派生軸向力為2）軸承的軸向載荷外加軸向載荷兩個軸承均采用正裝，所以軸承的軸向力為 （2）計算當量動載荷 由表查得基本額定動載荷，基本額定靜載荷 軸承A ,查表13-5得X=0.41,Y=0.87,按表13-6,取,故，校核安全軸承B ,查表13-5得X=1,Y=0,故，校核安全。（3）.校核軸承壽命因為,故只需校核軸承A的壽命， 設計計算過程設計計算結果該軸承壽命該軸承壽命預期計算壽命，故安全。4.3 3軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 1.輸入軸上的功率轉矩求作用在齒輪上的力3.初定軸的最小直

27、徑 選軸的材料為鋼，調質處理。由表15-3，取，由式初步估算軸的最小直徑考慮到軸上有兩個鍵，所以直徑增加5%,故取最小直徑55mm這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：，為保證鏈輪與箱體的距離，取設計計算過程設計計算結果4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)初選型號7212AC的角接觸球軸承參數(shù)如下，基本額定動載荷基本額定靜載荷 故，軸段3和8的長度與軸承寬度相同,故取，考慮到安裝及定位左端采用套筒定位mm，考慮到軸承的安裝，軸承端蓋的長度，取，。2)軸段6上安裝齒輪,低速級大齒輪安裝

28、時，齒寬中心應對準小齒輪的中心，軸承距內壁的距離為s=8mm，則。為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段6的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取.3）大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取。4)右軸承距內壁的距離s=8mm，考慮到三根軸在箱體內壁的長度是一樣，右軸承采用的是軸肩定位，因此，。5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，（3）軸上零件的周向定位 大齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，低速級大齒輪的鍵按查表6-1查得圓頭平鍵（A型），鍵槽用鍵槽設計計算過程設計計算結果銑刀加工，長為80mm

29、，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ，鏈輪與軸的配合，也采用平鍵連接，按查表6-1查得圓頭平鍵（A型），長度L=80mm，配合為，滾動軸承的周向定位是由過渡配合來決定的，此處的軸的直徑尺寸公差為j6。 （4）確定軸上倒角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為。 輸出軸的結構布置5.軸的受力分析、彎矩的計算(1)齒輪的軸向力平移到到軸上所產(chǎn)生的彎矩（2）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上設計計算過程設計計算結果總支承反力：（3）計算彎矩水平面彎矩 在C處，在B處，垂直面彎矩在C處 合成彎矩圖 在C處在B處，（4）計算轉矩，并作轉矩圖6作受力、彎距和扭距圖設

30、計計算過程設計計算結果7選用校核鍵）低速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全2）高速級鏈輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全設計計算過程設計計算結果.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B）的強度，根據(jù)式及數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為前已選軸的材料為鋼，調質處理，由表查得，校核安全.精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面既不受彎矩也不受扭矩，故不需校核。左段不受扭矩的作用，只受彎矩的作用，也不需校核。右段既有彎矩的作用也有扭矩的作用，但是在B截面有最

31、大的彎矩，所以B截面是危險截面，B截面的左右兩個面是一樣的。（2）B截面抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=32850.9抗扭系數(shù) =0.2=0.2=65701.8截面B彎矩M為 截面2上的扭矩為 =786040截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。由表15-1查得： 過盈配合處的，由附表插值法求出，于是得=3.77 =3.016W=32850.9=65701.8=786040設計計算過程設計計算結果軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 K=K=碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05于是，計算安全

32、系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)得S=S=故可知是安全的。10.校核軸承和壽命（1）計算軸承的力1）軸承徑向載荷和派生軸向力軸承A徑向載荷派生軸向力為軸承B徑向載荷派生軸向力為K=3.86K=3.10S=14.7S=5.63=5.26設計計算過程設計計算結果2）軸承的軸向載荷外加軸向載荷兩個軸承均采用正裝，所以軸承的軸向力為（2）計算當量動載荷 由表查得基本額定動載荷，基本額定靜載荷 軸承A ,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故，校核安全軸承B ,查表13-5得X=0.41,Y=0.87，故，校核安全。3）.校核軸承壽命因為,故只需校核軸承A的壽命， ,該軸承壽命該軸承壽命

33、。設計計算過程設計計算結果預期計算壽命，故安全5減速器潤滑與密封 5.1.減速器的潤滑方式1潤滑方式的選擇 因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑，兩個大齒輪的直徑相差不大，均可以潤滑到。軸承利用大齒輪的轉動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。2.潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業(yè)齒輪油LAN-100.5.2.減速器的密封方式1.由于1、2、3軸與軸承接觸處的速度都不大，所以采用氈圈密封和半粗羊毛氈加以密封。2.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。3.觀察孔和油孔等出接合面的密封

34、在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封設計計算過程設計計算結果6.機座箱體結構尺寸機座壁厚=0.025a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1220mm地腳螺釘數(shù)目a1.230mm齒輪端面與箱體內壁距離16mm箱蓋、箱座肋厚，6.8mm，6.8mm設計計算過程設計計算結果7.設計總結經(jīng)過三個星期的努力,我終于將機械設計課程設計做完了.在這次設計過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知

35、識欠缺和經(jīng)驗不足，本設計是根據(jù)設計任務的要求，設計一個展開式二級圓柱減速器。首先確定了工作方案，并對帶傳動、齒輪傳動軸箱體等主要零件進行了設計。零件的每一個尺寸都是按照設計的要求嚴格設計的，并采用了合理的布局，使結構更加緊湊。盡管這次設計的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了設計一個完整機械的步驟與方法;也對機械制圖、AutoCAD軟件有了更進一步的掌握 ，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改

36、，工作量差不多等于重做。因此對我們來說，嚴謹?shù)膽B(tài)度是非常重要?？傮w來說,我覺得做這種類型的設計對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應用才能很好的完成包括機械設計在內的所有工作的。對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。設計計算過程設計計算結果參考文獻1吳宗澤，羅圣國，高志，李威.機械設計課程設計手冊M.4版.北京:高等教育出版社,20122濮良貴，紀名剛.機械設計M.8版.北京：高等教育出版社，20063龔溎義.機械設計課程設計圖冊M.3版北京：高等教育出版社，19894孫恒，陳作模，葛文杰.機械原理M.7版.北京：高等教育出版社，20065大連理工大學工程圖學教研室.機械制圖M.6版.北京：高等教育出版社，20076劉鴻文.材料力學M.5版.北京：高等教育出版社，20117王伯平.互換性與技術測量M.2版.北京：機械工業(yè)出版社，201246