機械設計課程設計(二級減速器)說明書.doc

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吉 林 大 學 設 計 計 算 說 明 書 設計題目: 機械設計—熱處理車間鏈板式運輸機的傳動裝置—二級減速器 學院:生物與農(nóng)業(yè)工程學院 專業(yè):包裝工程 180103班10 號 卡號: 200105178 設 計 者: 張觀純 指導教師: 曾平 2004 年9 月 5 日—2004年9月26日 目 錄 一、設計任務書 2 （一）設計題目： 2 （二）設計要求： 2 （三）設計數(shù)據(jù)： 2 （四）設計內(nèi)容 2 二、傳動方案擬定與分析 2 三、電動機的選擇 3 四、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比 4 五、計算傳動裝置的運動，動力參數(shù) 4 六、傳動零件設計計算 5 ㈠、 錐齒輪傳動設計 5 ㈡、 圓柱齒輪傳動設計 9 七、減速器裝配草圖設計 12 ㈠、 選擇結(jié)構(gòu)方案 12 ㈡、 初繪裝配草圖 13 ㈢、 校核低速軸上的鍵聯(lián)接，軸與軸承 15 ㈣、 校核滾動軸承的壽命和鍵聯(lián)結(jié)強度 19 八、聯(lián)軸器的選擇 21 九、潤滑和密封 22 十、設計小結(jié) 22 十一、參考資料 22 機械設計課程設計—二級減速器 一、 設計任務書： （一）設計題目： 設計熱處理車間鏈板式運輸機的傳動裝置—二級減速器 （二）設計要求： 鏈板運輸機由電機驅(qū)動；電機轉(zhuǎn)動經(jīng)傳動裝置帶動鏈板式運輸機的驅(qū)動鏈輪轉(zhuǎn)動，拖動輸送鏈移動，運送原料或產(chǎn)品，輸送機的使用壽命為5年，每日兩班工作，連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，單向轉(zhuǎn)動，輸送鏈速5%，工作效率為0.95,該機器由機械廠小批生產(chǎn)。 （三）設計數(shù)據(jù)： 輸送鏈拉力F=2200牛，輸送鏈速度V=1.35m/s 驅(qū)動鏈輪直徑D=240mm （四）設計內(nèi)容: 1、 確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動簡圖。 2、 選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。 3、 傳動裝置中的傳動零件設計計算。 4、 繪制傳動裝置中減速器裝配圖一張（A0）。 5、 繪制減速器箱體（A1）,齒輪及軸的零件圖各一張（A2）。 6、 編寫設計計算說明書一份。 二、傳動方案擬定與分析: 1、 設計要求電動機軸與工作軸垂直，且傳動比較大,同時為使傳動更加平穩(wěn)，齒輪強度應較高，考慮采用直齒錐齒輪-斜齒圓柱齒輪傳動。 2、 錐齒輪的加工比較困難,特別是大尺寸錐齒輪。一般應放在高速級，以減小其直徑和模數(shù)。但需注意，當錐齒輪的速度過高時，此時還應考慮能否達到制造精度及成本問題。 3、 采用閉式齒輪傳動，可以得到良好的潤滑與密封，更能適應在鑄造車間繁重惡劣的條件下長期工作，且使用與維護方便。 4、 綜上所訴，所采用的系統(tǒng)傳動方案如下圖所示： 計算及說明 結(jié)果 三、電動機的選擇： 1、 擇電動機類型： 按已知條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機。 2、 擇電動機的容量： Pw = = = 3.126 kw 8級精度錐齒輪傳動效率ηg1 = 0.95 , 滾子軸承效率ηr = 0.98 , 聯(lián)軸器效率ηc = 0.99，8級精度圓柱齒輪傳動效率ηg2 = 0.97 , 則η = ηg1ηg2ηr 3ηc 2 = 0.950.970.9830.992 = 0.85 Pd = = = 3.678 kw 3、 確定電動機轉(zhuǎn)速： 工作機軸轉(zhuǎn)速為 nw = ==112.2 r/min , 按機械設計課程設計指導書表2 – 4推薦的各級傳動比范圍i = 8~15，可見電動機轉(zhuǎn)速可選范圍：nd = ianw = (8~15)112.2 = 897.6~1683 r/min，考慮到重量和價格，選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min 的Y系列異步電動機Y132S – 6，其滿載轉(zhuǎn)速nm = 960 r/min 。 主要機型號及主要尺寸： 型號：Y132M1-6，額定功率Pd=4kw,滿載轉(zhuǎn)速nm = 960 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min,電動機中心高H=132mm,外伸軸直徑和長度D=38mm,E=80mm. 四、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比： 1、 傳動裝置總傳動比：i = = 8.6 2、 分配傳動比裝置各級傳動比：i = i1i2 ， 取 i1 = 0.25i，得 i1 = 2.15，i2 = =4 . 五、計算傳動裝置的運動，動力參數(shù)： 1、各軸轉(zhuǎn)速： nⅠ= 960 r/min nⅡ= nⅠ/ i1= 960/2.15= 446.5 r/min nⅢ= nⅡ/ i2= 446.5/4= 112.5 r/min 工作機軸：nw= nⅢ= 112.5r/min 2、各軸功率： PⅠ=Pdηc= 3.6780.99= 3.641 kw PⅡ= PⅠηrηg1= 3.6410.980.95 = 3.390 kw PⅢ= PⅡηrηg2 = 3.3900.980.97 = 3.223 kw 工作機軸：Pw= PⅢηrηc=3.2230.980.989= 3.126 kw 3、各軸轉(zhuǎn)矩： 電機軸：Tw=9550Pw/nw=95503.126/122.5= 243.70 Nm TⅠ=9550 PⅠ/ nⅠ= 95503.641/960=36.22 Nm TⅡ=9550 PⅡ/ nⅡ= 95503.390/446.5=72.570 Nm TⅢ=9550 PⅢ/ nⅢ= 95503.223/122.5=251.262 Nm 工作機軸：Tw=9550Pw/ nw=95503.126/122.5=243.70Nm 傳動裝置運動和運動參數(shù)計算結(jié)果： 軸 參數(shù) 電動機軸 I軸 II軸 III軸 工作機軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 960 960 446.5 122.5 122.5 功率 P（kw） 3.678 3.641 3.390 3.223 3.126 轉(zhuǎn)矩（N.m） 36.288 36.22 72.570 251.262 243.370 傳動比I 1 2.15 4 1 效率 0.99 0.922 0.876 0.85 六、傳動零件設計計算： ㈠、錐齒輪傳動設計： 1、 擇齒輪材料，熱處理，精度等級： 齒輪材料選用45鋼，軟齒面齒輪傳動，選小齒輪調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220~230HBS, 取225HBS；大齒輪正火，齒面硬度為190~200HBS，取195HBS，精度等級為8級。 3、 選擇齒輪齒數(shù)、齒寬系數(shù)： 選z1=23，z2=i1 z1= 49。45 , 取z2= 50，u = = =2.17 錐齒輪推薦齒寬系數(shù)ΨR = 0.25 ~ 0.3 ，因齒輪懸臂布置，取ΨR = 0.26 。 4、 確定相關系數(shù)： COSδ1 = = = 0.9082 , δ1 = 21.84 COSδ2 = = =0.4185，δ2 = 65.157 當量齒數(shù)：zv1 = = 25 zv2 = = 119 當量齒輪端面重合度: = 1.88 – 3.2 (+) = 1.725 5、 按齒面接觸疲勞強度計算： 設計公式 ≥ mm 確定式中各項數(shù)值： 因載荷平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速不高，可初選載荷系數(shù)Kt=1.5； T1= 9.55 PⅠ/ nⅠ =95503.641/960=36.22Nmm ; 由表9-7，選取ZE=189.8， ZH= 2.5， Zε= 0.88 由式9-12，N1=60n1jLn=609601163005=1.3824109 N2= N1/i1=5.44108 由圖9-15，按允許一定點蝕，查得ZN1=0.99 , ZN2=1.02 由圖9-16d,按小齒輪齒面硬度平均值235HBS,在MQ和ML線中間查取σHlim1=550Mpa 同理，在圖9-16c中查取σHlim2=390Mpa。 由表9-8，選取SHmin=1.00 [σ]H1=σHlim1 ZN1/SHmin=5500.99/1.00 = 544.5 Mpa [σ]H2=σHlim2 ZN2/SHmin=3901.02/1.00 = 397.8 Mpa 取[σ]H2 = 397.8 Mpa設計齒輪傳動參數(shù) 將確定出的各值代如接觸強度設計式中得： d1t ≥ = 87.06 mm = = 3.80 m/s 由表9-5，查取得KA=1.00， 由圖9-7，查取得KV=1.22， 由圖9-10，查取得Kβ=1.2， 由表9-6，查取得Kα=1.2， 則K=KAKVKβKα=1.7568. d1 = d1t(K/Kt)1/3 = 87.06(1.7568/1.5)1/3 = 91.77 mm m = d1 /z1= 91.77/23 = 3.99 mm 選取錐齒輪大端標準模數(shù) m = 4 6、 校核齒根彎曲疲勞強度： = ≤ = 0.25 + = 0.25 + = 0.685 由圖9-19，圖9-20按zv查取得 YFa1 = 2.57，YSa1 = 1.61 YFa2 = 2.18，YSa2 = 1.81 由圖9-21查取得YN1= 0.88, YN2 = 0.90 由圖9-22c,按小齒輪齒面硬度均值225HBS,在ML線上查取得 σFlim1=440Mpa,同理，在圖9-22b上查取得σFlim2=350Mpa 由表9-8，選取SFmin=1.25 [σ]F1=σFlim1 YN1/SFmin= 309.76 Mpa [σ]F2=σFlim2 YN1/SHmin= 252 Mpa 將確定出的各項數(shù)值代如彎曲強度校核公式得： = = 55.6Mpa < [σ]F1 = =53.6 Mpa < [σ]F2 齒根彎曲疲勞強度足夠。 7、 確定錐齒輪傳動的主要幾何參數(shù)： d1 = m z1= 423 = 92 mm ， d2 = m z2= 450 = 200 mm R = = = 110.07 mm b = = 0.26110.07 = 28.62 mm 取齒寬 B1 = B2 = 29mm df1 = d1 - 2 hf COSδ1 = 92 - 21.240.9082 = 83.28 mm df2 = d2 - 2 hf COSδ2 = 200 - 21.240.4185 = 195.98mm da1 = d1 + 2 ha COSδ1 =92 + 240.9082= 99.27 mm da2 = d2 + 2 ha COSδ2 = 200 + 240.4185 = 203.35 mm ㈡、圓柱齒輪傳動設計： 1、 選擇齒輪材料，熱處理，精度等級： 齒輪材料選用45鋼，軟齒面齒輪傳動，選小齒輪調(diào)質(zhì)，齒面硬度為230 ~ 240HBS,取235HBS；大齒輪正火，齒面硬度為190 ~ 200HBS，取195HBS，精度等級為8級。 2、 選取齒輪齒數(shù)和螺旋角： 閉式軟齒面齒輪傳動，z3可多選些，初選z1=27，z2= i2z1 = 108 ，傳動比i2 = 108/27 = 4，初選 β = 15。 3、 按齒面接觸疲勞強度設計： 對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度設計，校核齒根彎曲疲勞強度。 設計公式 ≥ mm 確定式中各項數(shù)值： 因載荷有中等沖擊，可初選載荷系數(shù)Kt=1.5 T1 = 9.55 PⅡ/ nⅡ = 72507 Nmm ; 由表9-10，選取 ψd = 0.9 由表9-7， 選取ZE = 189.8 由圖9-14，選取ZH = 2.42 = [ 1.88 – 3.2( + )] COSβ = [ 1.88 – 3.2( + )]COS15 = 1.673 εβ = 0.318ψd z1 tgβ = 0.3180.927tg 15=2.07 由圖9-13，查得Zε= 0.77，Zβ = 0.98 N1 = 60n2 j Ln = 60446.51163005= 6.4296108 N2= N1/i2 = 1.6074108 由圖9-15，按允許一定點蝕，查得ZN1= 1.03 , ZN2=1.13 ; 由圖9-16d,按小齒輪齒面硬度平均值235HBS,在MQ和ML線中間查取σHlim1=540Mpa 同理，在圖9-16c中查取σHlim2=390Mpa, 由表9-8，選取SHmin = 1.00 [σ]H1 = σHlim1 ZN1/SHmin = 556.2Mpa [σ]H2 = σHlim2 ZN2/SHmin = 440.7 Mpa 取[σ]H2 = 440.7 Mpa設計齒輪傳動參數(shù) 將確定出的各值代如接觸強度設計式中得： d1t ≥ = 57.17 mm v = = 1.336 m/s 由表9-5， 查取得 KA=1.0 由圖9-7， 查取得 KV=1.1 由圖9-10，查取得 Kβ=1.08 由表9-6， 查取得 Kα=1.2 則 K = KA KV Kβ Kα = 1.4256 d1 = d1t (K / Kt) 1/3 = 56.2mm mn = d1 cos β / z3= 2.01 mm 由表9-1，選取第一系列標準模數(shù)mn = 2mm 齒輪主要尺寸： a=mn ( z1+z2 )/ 2 cos β = 139.76 mm 取其中心距a = 140 mm , 則 β = arcos [ mn ( z1+ z2 ) /2a ] = 14.30 d1= mn z1 / cos β = 56.00 mm d2= mn z2 / cos β = 224.00 mm b = ψd d3 = 50.4 mm 取B2 = 52mm , B1 = 56 mm 4、 校核齒根彎曲疲勞強度： = ≤ 計算當量齒輪端面重合度 εαn = εα / cos 2 βb αt = arctg ( tgαn/cos β)= 20.6 cos βb = cosαn / cos αt= 0.969 εαn= εα / cos 2 βb = 1.64 / 0.969 2= 1.782 Yε = 0.25 + 0.75 / εαn = 0.25 + 0.75 / 1.782= 0.671 由圖9-28，查取得Yβ = 0.87 zv1 = z1 / cos 3 β = 30 zv2 = z2 / cos 3 β = 120 由圖9-19，圖9-20按zv查取得 YFa1 = 2.53，YSa2 = 1.62 YFa1 = 2.18，YSa2 = 1.81 由圖9-21查取得YN1 = 0.89 ， YN2 = 0.92 由圖9-22c,按小齒輪齒面硬度均值235HBS ，在ML線上查取得σFlim1= 340 Mpa，同理，在圖9-22b上查取得 σFlim2 = 310 Mpa。 由表9-8，選取SFmin= 1.25 [σ]F1= σFlim1 YN1 / SFmin = 242.08 Mpa [σ]F2= σFlim2 YN2 / SHmin = 228.16 Mpa 將確定出的各項數(shù)值代如彎曲強度校核公式得： = = 84.93Mpa < [σ]F1 = = = 80.95Mpa < [σ]F2 齒根彎曲疲勞強度足夠。 七、減速器裝配草圖設計： ㈠、選擇結(jié)構(gòu)方案： 1、 減速器箱體的結(jié)構(gòu)：鑄造的臥式剖分箱體 2、 軸承類型及潤滑方式：齒輪脂潤滑，軸承采用角接觸滾子球軸承，由于第二級級齒輪的圓周速度v＜2m/s時，軸承采用脂潤滑。 3、 軸承蓋的結(jié)構(gòu)形式：凸緣式軸承蓋 4、 軸承組合結(jié)構(gòu)方案：兩端固定式 5、 鑄造減速器機體主要結(jié)構(gòu)尺寸： 機座壁厚：δ = 10 mm， 機蓋壁厚：δ1 = 10 mm， 機座凸緣厚度：b=15mm， 機蓋凸緣厚度b1= 15 mm， 機座底凸緣厚度：b2=25mm， 地腳螺釘直徑：df=16mm， 地腳螺釘數(shù)目：n=4, 軸承旁連接螺栓直徑：d1=12mm， 蓋與座連接螺栓直徑：d2= 10mm， 連接螺栓間距：l≤150 ~ 200mm, 軸承端蓋螺釘直徑：d3= 8mm, 窺視孔蓋螺釘直徑：d4=6mm, 定位銷直徑：d=8mm， df，d1，d2至外和內(nèi)機壁距離：cf1=22mm ， c11 = 18mm， c21=16mm ， d1、d2 至凸緣邊緣距離： c12=16 mm， c22=14mm， 軸承旁凸臺半徑 R1=16mm，h待定， 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離：Δ1=10mm， 齒輪端面與內(nèi)機壁距離：Δ2=10mm， 機座肋厚：m1=10mm， 機蓋肋厚m=10mm， 軸承端蓋外徑及軸承旁連接螺栓距離：SⅠ=DⅠ2=122mm，SⅡ=DⅡ2=102mm， ㈡、初繪裝配草圖： 1、 初估軸徑： 設計公式為 d ≥ mm Ⅰ軸：取C = 112 ，dmin = = 17.47 mm 由于這段軸上有鍵，增大3%，為17.994mm，圓整為20mm d1 = 27 mm ， d2 = d4 =30 mm， d3 = 36mm ， d5 = 22 mm . 軸向尺寸確定：階梯軸的軸向尺寸是由軸上零件的位置，配合長度及支撐機構(gòu)決定的，應根據(jù)軸上零件和箱體尺寸具體確定。 Ⅱ軸：取C=112，dmin = = 22.01 mm 由于這段軸上有鍵，增大3%，為22.67 mm，圓整為35 mm d1 = d3 42 mm， d2 = 50 mm, d4 =35 軸向尺寸確定：階梯軸的軸向尺寸是由軸上零件的位置，配合長度及支撐機構(gòu)決定的，應根據(jù)軸上零件和箱體尺寸具體確定。 Ⅲ軸：取C=112，dmin = = 33.31mm 由于這段軸上有鍵，增大3%，為34.27 mm，圓整為35 mm d1 = 40mm ， d2 = d6 =45 mm， d3 = 52 mm ， d4 = 58mm， d5 = 48mm . 軸向尺寸確定：階梯軸的軸向尺寸是由軸上零件的位置，配合長度及支撐機構(gòu)決定的，應根據(jù)軸上零件和箱體尺寸具體確定。 2、 各軸簡圖及尺寸見下圖： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 其他軸向尺寸根據(jù)箱體尺寸確定。由上圖可知，Ⅰ軸選擇7206C型軸承，Ⅱ軸選擇 7207C型軸承，Ⅲ軸選擇7209C型軸承。 ㈢、校核第三根軸的鍵聯(lián)接，軸與軸承： 1、 軸的強度校核計算： ①、輸出軸的功率為 P3 =3.223 kw ; ②、輸出軸的轉(zhuǎn)速為 n3 = 122.5 r/m ; ③、輸出軸的扭矩為 T3 = 251262 Nmm 2、 作用在齒輪上的力為： d2 = = = 224 mm = = 2243.4 N Fr =Ft*tgαn/cosβ=846.8N Fa=Ft*tgβ=616.2N 4、 求軸上的支反力及力矩： 軸的結(jié)構(gòu)設計如圖 ( a ) ， 軸的彎矩矩圖如圖( b ) 圖 ( a ) 由所確定的內(nèi)力圖（b）可確定出簡支梁的支承距離: L1 = 72.3 mm , L2 = 119.3 mm , L3 =80mm 據(jù)此求出齒輪所在的截面B的MH，Mv,M及Mca的值： 水平方向的受力情況： 由 可得 RH1=1396.9 RH2=Ft-RH1=2243.4-1396.9=846.5N MH=RH1*L1=1396.9*72.3=100995.87N.mm 垂直平面上的受力情況： Rv1=167.1， Rv2=Fr-Rv1=846.8-167.1=679.7 N.mm Mv1=Rv1*L1=167.1*72.3=12081.33 N.mm Mv2=Rv2*L2=679.7*119.3=81088.21 N.mm 合成彎矩：M1=101715.9 N.mm，M2=12920.13 N.mm 圖（b） 扭矩：T = 251262 Nmm 當量彎矩：Mca1=M1=101715.8 N.mm Mca2=198754.1 N.mm 5、 按彎扭合成應力校核軸的強度： 校核危險截面B的強度： <[ -1]bMPa 前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，由表11-1查得[σ-1]b=60Mpa,因為 σca = 14.38 N/mm2 ＜ [σ-1]b = 60 N/mm2，故安全。 6、 精確校核軸的疲勞強度： 1）.判斷危險截面 截面D，Ⅱ，Ⅲ，C只受扭矩作用，且軸各段直徑變化不太大，所以均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅵ，Ⅶ處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載情況看，截面B上Mca2最大，但應力集中不大，故截面B也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因此該軸只需校核截面Ⅵ即可。由于Φ58軸段直徑較大，古僅校核截面Ⅵ左側(cè)面就可以了。 2）.計算安全系數(shù) 截面Ⅵ左側(cè)面抗彎截面模量W = 0.1d3 = 11059.2 mm3 抗扭截面模量 wT = 0.2d3 = 22118.4mm3 作用于截面Ⅵ上彎矩M為 M = 129520.13(119.5-26)/119.5 = 101292.8Nmm 作用于截面Ⅵ上扭矩為 T = 251262 Nmm 截面上的彎曲應力為 σb= M / W = 101292.8 / 11059.2 = 9.16 N/mm2 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應力為TT = T /wT = 251262/ 22118.4 = 11.36 N/mm2 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表11-1查得σB=640Mpa， σ-1=275Mpa，T-1=155Mpa，截面Ⅵ左側(cè)由于軸肩圓角形成的理論應力 集中系數(shù)ασ及ατ按附表3-2查取。因r / d = 2.5 / 48 = 0.052，D / d = 58 / 48 = 1.21，于是由表3-2，按r / d = 0.04及D / d = 1.2，經(jīng)內(nèi)插后可查 得：ασ = 1.996，ατ = 1.594 又由附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為 qσ = 0.82，qτ = 0.85 故有效應力集中系數(shù)為 kσ=1+ qσ(ασ-1)=1+ 0.82(1.996-1) = 1.8167 kτ =1+ qτ(ατ-1) =1+ 0.85(1.594-1) = 1.5049 由附圖3-2得尺寸系數(shù) εσ=0.73；由附圖3-3得尺寸系數(shù)ετ = 0.85 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 βσ = βτ = 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 βq = 1，按下式計算可得綜合影響系數(shù)值為 Kσ = ( kσ / εσ+ 1 / βσ-1 ) 1 / βq = (1.8167 / 0.73+1 / 0.92-1 )1 = 2.58 Kτ = ( kτ / ετ+ 1 / βτ-1 ) 1 / βq = (1.5049 / 0.85+1 /0.92 -1)1 =1.8574 截面Ⅵ左側(cè)附近由于過盈配合引起的應力集中系數(shù)按附表3-8用插入法 求得為 kσ / εσ = kτ / ετ = 3.471 故得綜合影響系數(shù)值為 Kσ = ( kσ / εσ+1 / βσ-1 ) 1 / βq = (3.471+1 / 0.92-1)1 = 3.5039 Kτ = ( kτ / ετ+1 / βτ-1 ) 1 / βq = (3.471+1 / 0.92-1)1 = 3.5039 取KσKτ中的較大值，所以取Kσ=3.5039 ，Kτ=3.5039，故軸截面Ⅵ左側(cè)的計算安全系數(shù)Sca值可按下式計算得:=801754 Sca=5.5969>=1.5 截面Ⅵ右側(cè)軸徑較粗，因此不必進行強度較核，故該軸在截面Ⅵ的強度足夠。 ㈣、 校核滾動軸承的壽命和鍵聯(lián)結(jié)強度： 1、 校核滾動軸承的壽命： ①、計算軸承承受的徑向載荷R1和R2 R1=1406.86 R2=1085.61 ②、計算軸承的軸向載荷A1和A2 查設計手冊（GB/T 292-93）,7209C軸承的C = 29.8 KN，C0 = 23.8 KN 對于70000C型軸承，按表12-14，軸承內(nèi)部派生軸向力S=e R,其中e為表12-12中的判斷系數(shù)，其值由A/C0的大小來確定，但現(xiàn)由于軸承軸向力A未知，故先估取e=0.4,因此可估算， S1=0.4R1= 0.41406.86 =562.74 N S2=0.4R2 = 0.41085.61 = 434.24 N 因為S1 + Fa = 562.74 +616.2 = 1178.94 > S2 = 434.24 N 所以軸承2壓緊，軸承1放松。故 A1= S1= 562.74N A2= S1+ Fa = 1178.94 N A1/ C0 = 562.74/ 23800 = 0.02364 A2/ C0 = 1178.94 / 23800 = 0.04953 由表12-12線性插值得e1 = 0.393， e2 = 0.42，再計算 所以：S1=e1*R1=0.393*1406.86=552.89N S2=e2*R2=0.42*1085.61=455.96N 同理：由軸向載荷判斷比較可知軸承2“壓緊”，軸承1“放松”故： A1= S1 = 522.89 N A2 = S1+Fa = 1169.09 N A1/C0=522.89/23800=0.02323 A2/C0=1169.09/23800=0.04912 ③、計算軸承的當量動載荷P1和P2 因為A1 / R1= e1= 0.393=e1 A2 / R2 = 1.0769 > e2=0.42 由表12-12可查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對于軸承1 X1=1，Y1= 0 對于軸承2 X2 = 0.44， Y2= 1.331 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，按表12-13，fp=1.2~1.8，取fp = 1.5 P1= fp (X1 R1+ Y1 A1) = 1.1 ( 11406.86 + 0) = 1547.55 N P2= fp (X2 R2+ Y2 A2) = 1.1 ( 0.441085.61 + 1.3311169.09 ) = 2237.1 N ④、計算軸承壽命 因為P2 ＞P1 該對軸承的最短壽命為 =321592>530016=24000h 所以該軸承壽命為321592h 。 2、 校核鍵聯(lián)結(jié)的強度： 1)、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般八級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)d =48 mm從標準中查得鍵的截面尺寸為： 寬度b = 14 mm，高度h =9 mm，油輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L = 40 mm(比輪轂寬度小些)。 2)、校核鍵聯(lián)接的強度 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由表5-1查得許用擠壓應力為100~120Mpa， 取其平均值為110Mpa， 鍵的工作長度l = L-b = 40-14= 26 mm， 鍵與輪轂槽的接觸高度k = 0.5 h = 0.59 = 4.5 mm，由式（5-1）可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足。 同理：校核第二根軸軸上的鍵聯(lián)接強度，查得鍵的尺寸：b=12,h=8,l=36 取 鍵的工作長度l = L-b = 36-12= 24 mm， 鍵與輪轂槽的接觸高度k = 0.5 h = 0.58= 4 mm，由式（5-1）可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足。 校核第一根軸軸上的鍵聯(lián)接強度，查得鍵的尺寸：b=8,h=7,l=24 取 鍵的工作長度l = L-b = 24-8= 16 mm， 鍵與輪轂槽的接觸高度k = 0.5 h = 0.57= 3.5 mm，由式（5-1）可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足。 八、聯(lián)軸器的選擇： 1、 低速軸末端對外接聯(lián)軸器，該軸功率P = 3.223 KW，轉(zhuǎn)速n = 122.5 r / min， 軸端直徑為35 mm。 2、 類型選擇 為了隔離震動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 3、 載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩T = 251.262 Nm 由表14-1查得kA = 1.5，故由式（14-3）得計算轉(zhuǎn)矩為 Tca = kA T = 1.5251.262 = 376.893 Nm 4、 型號選擇 從GB5014-85中查得HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為630 Nm， 許用最大轉(zhuǎn)速為5000r/min，軸徑為30～48 mm，故合用。 九、潤滑和密封： 閉式減速器中傳動件常采用油浴潤滑，軸承一般采用滾子軸承，因v＜2m/s, 實現(xiàn)油潤滑比較困難，軸承應采用脂潤滑。上下箱蓋之間用水玻璃密封。因齒面應力小于350～500N/mm2，對一般齒輪采用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-87）, 選N100。工作溫度在-10～110。C的一般中負荷機械設備軸承潤滑，選用鈉基潤滑脂（GB492-89）, 選ZN2。 十、設計小結(jié)： 機械設計課程設計是重要的實踐性環(huán)節(jié)，是對機械設計課程所學知識的一次具體的應用和實踐，這對于我們增強對于所學知識，方法的實際應用能力很有幫助。通過這次課程設計，使我對于實際生產(chǎn)中的設計計算過程有了一個更加形象，生動和鮮明的了解和體會。在這個過程中鍛煉了我通過各種手段解決問題的能力，同時鍛煉了我們應用和查閱各種設計資料進行設計的能力。 由于在這次設計過程中應用了計算機輔助設計，使我對例如CATIA，CAD等工程軟件的了解應用水平有了很大的提高，這對于我來說是一次十分難得的機會，很有助于我們將來在實際工作中的應用。我也體會到了應用計算機輔助設計的優(yōu)點，增強了我學習工程軟件的興趣?？傊?，這次課程設計使我在各方面都有了新的提高。 非常感謝曾老師的辛勤指導和不厭其煩的教誨！也感謝學校為我們提供的這次難得的鍛煉機會。 十一、參考資料： 1、 寇尊權(quán)主編，機械設計課程設計，長春：吉林科學技術出版社，1999 2、 譚慶昌，趙洪志，曾平主編，機械設計，長春：吉林科學技術出版社，1999 3 、侯洪生主編，機械工程圖學，北京：科學出版社，2001 4 、田祝蔭主編，制圖CAD，吉林大學制圖教研室，2000 5、 尤春風主編，CATIA V5機械設計，北京：清華大學出版社，2002 Pw=2.97kw η = 0.85 Pd = 3.678 kw nm = 960 r/min i = 8.6 i1 = 2.15 i2 =4 nⅠ=960r/min nⅡ=446.5r/min nⅢ=112.5r/min nw=112.5r/min PⅠ= 3.641kw PⅡ= 3.390 kw PⅢ= 3.223 kw Pw = 3.126 kw Tw= 243.70Nm TⅠ= 36.22 Nm TⅡ= 72.570 Nm TⅢ= 251.262 Nm Tw= 243.70 Nm 齒輪材料45鋼 小齒輪齒面硬度為225HBS 大齒輪齒面硬度為195HBS z1=23, z2=50 u=2.17 δ1 = 21.84 δ2 = 65.157 T1= 36.22Nmm [σ]H1=544.5Mpa [σ]H2=397.8Mpa m=4 [σ]F1=309.76Mpa [σ]F2=252Mpa σF1=55.6 Mpa σF2=53.6 Mpa d1 =92mm d2 = 200 mm R = 110.07 mm B1 = B2 = 29mm df1 = 83.28 mm df2 = 195.98 mm da1 = 99.27 mm da2 = 203.35mm 齒輪材料45鋼 小齒輪齒面硬度為230~240HBS, 取235HBS 大齒輪齒面硬度為190~200HBS, 取195HBS z1=27 , z2= 108 i2 = 4 T1 = 72507 Nmm εα= 1.673 εβ = 2.07 [σ]H1=561.6Mpa [σ]H2=440.7 Mpa mn= 2.0 mm a = 142 mm β = 14.30 d1 = 56.00 mm d2 = 224.00 mm B1 = 56mm B2 = 52 mm [σ]F1=242.08Mpa [σ]F2=228.16Mpa σF1 = 84.93 Mpa σF2 =80.95 Mpa d1min = 20 mm d2min = 35 mm d3min = 35 mm = 2243.4 N = 846.8 N = 616.2 N L1 = 72.3 mm L2 = 119.3 mm L3 = 80 mm σca=14.38N/mm2 [σ-1]b=60Mpa M=90458.51Nmm T=231210Nmm σb=7.24N/mm2 TT= 9.25N/mm2 有效應力集中系數(shù) kσ = 1.8167 kτ = 1.5049 綜合影響系數(shù)值 Kσ = 2.58 Kτ = 1.8574 綜合影響系數(shù)值 Kσ = 3.5039 Kτ = 3.5039 Sca= 5.60＞S=1.5 強度足夠 R1=1297.82N R2 = 957.23 N S1 = 519.128 N S2 = 382.892 N e1 =0.393 e2 =0.42 A1 = 522.89 N A2 = 1169.09 N P1 = 1946.73 N P2 = 2784.68 N Lh = 215005 h [σ] p= 110 Mpa σ= 89.48 Mpa σ =35.97MPa σ =59.11MPa Tca = 376.893 Nm 傳動件采用油浴潤滑N100 軸承采用脂潤滑ZN2 上下箱蓋之間用水玻璃密封 歡迎您的光臨，Word文檔下載后可修改編輯.雙擊可刪除頁眉頁腳.謝謝！希望您提出您寶貴的意見，你的意見是我進步的動力。贈語； 1、如果我們做與不做都會有人笑，如果做不好與做得好還會有人笑，那么我們索性就做得更好，來給人笑吧！ 2、現(xiàn)在你不玩命的學，以后命玩你。3、我不知道年少輕狂，我只知道勝者為王。4、不要做金錢、權(quán)利的奴隸；應學會做“金錢、權(quán)利”的主人。5、什么時候離光明最近？那就是你覺得黑暗太黑的時候。6、最值得欣賞的風景，是自己奮斗的足跡。7、壓力不是有人比你努力，而是那些比你牛幾倍的人依然比你努力。