機械設計課程設計計算說明書設計題目：皮帶運輸機傳動裝置車輛工程專業081班設計者：指導教師：2016年7月14日（xx理工大學）

目錄:課程設計任務書 3課程設計說明書 51、傳動裝置總體設計方案 52、電動機的選擇 53、V帶傳動的設計 64、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 75、計算傳動裝置的運動和動力參數 76、齒輪的設計 8高速級齒輪的設計計算 8低速級齒輪的設計計算 117、選定聯軸器的類型 148、輸出軸及傳動軸承的設計 15傳動軸承設計 15輸出軸設計 16軸的校核計算 169、中間軸及傳動軸承的設計 21傳動軸承設計 21中間軸設計 21軸的校核計算 2210、輸入軸及傳動軸承的設計 27傳動軸承設計 27輸入軸設計 28軸的校核計算 2911、鍵的設計和計算 3312、箱體結構的設計 3413、潤滑密封設計 36機械設計總結 37參考文獻 37xx理工大學機械設計課程設計任務書課題名稱：皮帶運輸機傳動裝置設計者：詹麗冬學號：200824213設計數據及要求課題號：__03___技術數據：輸送帶有效拉力F=_2000___N；帶速V=_0.9____m/s滾筒直徑D=__250___mm工作條件及技術要求：電源：380V；工作年限：10年工作班制：兩班；運輸機單向運轉，工作平穩。傳動裝置簡圖：設計要求：總要求：（1）樹立正確的設計思想，結合生產實際，綜合地考慮經濟性、實用性、可靠性、安全性和先進性諸方面的因素，嚴肅認真地進行設計，設計一律在設計室進行。（2）在設計中遇到的問題，要隨時查閱資料，積極思考，提出個人見解。不要簡單的向指導老師索取答案，更不能盲目抄襲，（3）充分發揮自己的主觀能動性和創造性，對各種資料中所附的減速器結構圖要作仔細的研究和比較，以明確優劣、正誤，根據特定的工作條件作具體的分析，取長補短，創造性地進行設計，力爭使設計最優。（4）保質、保量、按時、獨立地完成設計任務。計算部分：（1）選取合適的電動機；（2）計算三角皮帶傳動（3）計算并確定減速器內各傳動件的尺寸和結構；（4）按純扭初步計算減速器內各軸直徑，選鍵，確定軸的結構；（5）對減速器選擇合適的聯軸器。繪圖部分（1）用A0圖紙繪制減速器裝配圖一張，并注上裝配尺寸、配合代號、技術要求、減速器特性、標題欄和零件明細表。（2）繪制零件零件工作圖（A3）2張（軸、齒輪），應做到：標注正確完整，技術要求經濟合理，符合生產實際。（3）必須符合設計規范，采用新標準。編寫設計說明書一份，格式、封面均按有關規定。內容包括：目錄設計任務書設計計算過程（簡明扼要、書寫工整并附有必要的簡圖）設計總結（即心得體會）參考文獻將圖紙按規定疊好，連同設計說明書一起裝入檔案袋（自備），準備答辯。答辯。進度計劃與時間安排：初步計算1天繪制減速器草圖及核算2天繪制減速器總裝配圖3.5天繪制零件工作圖1.5天整理說明書1天答辯1天課程設計方案說明書一、傳動裝置總體設計方案:1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。其傳動方案如下：初步確定傳動系統總體方案如傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率：＝0.96×××0.98×0.96×0.97＝0.816；為V帶的效率,η2為一對滾動軸承的效率，η3為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為8級精度，油脂潤滑，為聯軸器的效率，η5為卷筒的傳動效率,η6為一對滑動軸承的效率。二、電動機的選擇電動機所需工作功率為：Pd=Pwηa=工作機卷筒軸的轉速為：n＝=68.75r/min，經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i0，＝2~4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i，＝8～40，則總傳動比合理范圍為ia，＝16～160，電動機轉速的可選范圍為nd，＝ia，×n＝（16～綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L2—4的三相異步電動機，額定功率為3.0kw,額定電流8.8A，滿載轉速1420r/min，同步轉速1500r/min。型號HABCDEF×GDGKbb1b2hAABBHAL1Y100L2-41001601406328608×724122051801052454017614380三、V帶傳動的設計為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初選帶傳動傳動比i01、確定計算功率P由教材8-7表查的工作情況系數KA=1.1，故Pca=KA2、選擇V帶的型號根據Pca、n3、確定帶輪的基準直徑dd初選小帶輪的基準直徑dd1。由教材表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑d驗算帶速v。按式（8-13）驗算帶的速度：v=因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。dd2=idd1=2.3×90mm=207mm，根據表8-8圓整為4、確定V帶的中心距a和基準長度L根據0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+帶所需的基準長度：Ld0≈2a0+π2（dd1+dd2）+（dd1-d由表8-2選帶的基準長度Ld計算實際中心距a：a≈a0+L中心距的變化范圍為375~432mm5、驗算小帶輪上的包角αα≈6、計算帶的根數z計算單根V帶的額定功率P由dd1=90mm和n1=1420r/min，查表8-4a得根據n1=1420r/min，i=2.3和A型帶，查表8-4b得ΔP查表8-5得Kα=0.958，表8-2得KPr=（P0+ΔP0）*Kα*KL計算V帶的根數zZ=PcaPr7、計算單根V帶的初拉力的最小值（由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以（F0）min=500（2.5-K應使帶的實際初拉力F0>8、計算壓軸力Fp（F

帶輪主要參數：小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）帶的根數z傳動比90200400125042.2四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、總傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝nm/n＝1420/2、分配傳動裝置傳動比：＝×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。根據＝2.2，得減速器傳動比為＝＝20.65/2.2＝9.39考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取＝1.4i=3.63，則＝＝2.59各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.23.632.59五、計算傳動裝置的運動和動力參數1、各軸轉速

＝＝1420/2.2＝645.45r/min

＝＝645.45/3.63＝177.81r/min

＝

/

＝177.81/2.59=68.75r/min==68.75r/min2、各軸輸入功率＝×＝2.21×0.96＝2.12kW

＝×η2×＝2.12×0.99×0.98＝2.06kW

＝×η2×＝2.06×0.99×0.98＝2.00kW＝×η5×η4=2.00×0.99×0.98＝1.94kW各軸輸入轉矩=××N·m電動機軸的輸出轉矩=9550=9550×2.21/1420=14.86N·m所以:＝××=14.86×2.2×0.96=31.38N·m＝×××=31.38×3.63×0.99×0.98=110.51N·m＝×××=110.51×2.59×0.99×0.98=277.69N·m=××=277.69×0.99×0.98=269.41N·m運動和動力參數結果如下表軸名功率PKW轉矩TNm轉速r/min輸入輸入電動機軸14201軸2.1231.38645.452軸2.06110.51177.813軸2.00277.6968.754軸1.94269.4168.75六、齒輪的設計1、高速傳動齒輪的設計計算<一>、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）、選用直齒圓柱齒輪傳動。2）、運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為：高速級小齒輪選用45Cr(調質)，齒面硬度為280HBS；高速級大齒輪選用鋼（調質），齒面硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS4）選小齒齒數=24，大齒輪齒數Z=i×Z=3.63×24=87.12取Z=88<二>、按齒面接觸強度設計（1）、確定公式內的各計算數值:試選載荷系數=1.3計算小齒輪傳遞的轉矩=31.38N·m由表10-7選取齒寬系數?d由表10-6查得材料的彈性影響系數=189.8MPa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σ計算應力循環次數N1=60n1jLh=60×645.45×1×（2×N2=1.8589×109/3.63=5.1209由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.93；K計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1[]==0.93×600=558MPa[]==0.96×550=528MPa、計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[]中較小的值計算圓周速度vv=計算齒寬bb==1×43.79=43.79mm計算齒寬與齒高之比模數=齒高h=2.25=2.25×1.825=4.105==10.67計算載荷系數K根據v=1.48m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數K=1.12；直齒輪K由表10-2查得使用系數=1由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K=1.418由=10.67，K=1.418查圖10-13得K=1.35；故載荷系數K=KAKKHαK=1×1.12×1×1.418=1.588按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得d計算模數mm=<三>、按齒根彎曲強度計算彎曲強度的設計公式為≥確定公式內各計算數值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85,計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得[]=[]=計算載荷系數KK=KAKKFαK=1×1.12×1×1.35=1.512查取齒形系數由表10-5查得=2.65=2.208查取應力校正系數由表10-5查得=1.58=1.778計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大（2）、設計計算m≥3對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數1.39并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1Z1大齒輪齒數Z2這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。<四>、幾何尺寸計算（1）、計算分度圓直徑dd(2)、計算中心距a=(3)、計算齒輪寬度b=?dd取B2=48mm2、低速傳動齒輪的設計計算<一>、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）、選用直齒圓柱齒輪傳動。2）、運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為：速級小齒輪選用45Cr(調質)，齒面硬度為280HBS；高速級大齒輪選用鋼（調質），齒面硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS4）選小齒齒數=24，大齒輪齒數Z=i×Z=2.59×24=62.12取Z=63<二>、按齒面接觸強度設計（1）、確定公式內的各計算數值:試選載荷系數=1.3計算小齒輪傳遞的轉矩=110.51N·m由表10-7選取齒寬系數?d由表10-6查得材料的彈性影響系數=189.8MPa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σ計算應力循環次數N1=60n1jLh=60×177.81×1×（2×N2=5.1209×108/2.59=1.9771由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.96；K計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1[]==0.96×600=576MPa[]==0.98×550=539MPa、計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[]中較小的值計算圓周速度v

v=π計算齒寬bb==1×67.557=67.557mm計算齒寬與齒高之比模數=齒高h=2.25=2.25×2.815=6.33==10.67計算載荷系數K根據v=0.63m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數K=1.08；直齒輪K由表10-2查得使用系數=1由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K=1.418由=10.67，K=1.424查圖10-13得K=1.35；故載荷系數K=KAKKHαK=1×1.08×1×1.424=1.538按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得d計算模數mm=<三>、按齒根彎曲強度計算彎曲強度的設計公式為≥（1）、確定公式內各計算數值、由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa、由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.88,、計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得[]=[]=d)、計算載荷系數KK=KAKKFαK=1×1.08×1×1.35=1.458e)、查取齒形系數由表10-5查得=2.65=2.268f)、查取應力校正系數由表10-5查得=1.58=1.736g)、計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大（2）、設計計算m≥3對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數2.08并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1Z大齒輪齒數Z2這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。<四>、幾何尺寸計算（1）、計算分度圓直徑dd（2）、計算中心距a=（3）、計算齒輪寬度b=?dd取B2=72.5mm七、選定聯軸器的類型減速器低速軸和工作機軸相連的聯軸器，由于轉速較低，傳遞轉矩較大，安裝同心度不能保證，應選用有良好補償位移偏差性能的無彈性元件的撓性聯軸器——金屬滑塊聯軸器。八、輸出軸及傳動軸承的設計1、傳動軸承的設計⑴、求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=2.00KW=68.75r/min=277.69N.m對標準齒輪，嚙合角α=20°⑵、求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=190而F=FF⑶、初步確定各軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據教材取d因為低速軸最小直徑處安裝聯軸器有一個鍵槽，所以輸出軸的最小直徑d低速軸最小直徑是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號查,選取因為計算轉矩小于聯軸器許用轉矩,所以選取金屬滑塊聯軸器kl6其許用轉矩為500N.m，半聯軸器的孔徑d1=38mm,聯軸器軸孔的長度L=82mm，⑷.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=82mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現取初步選擇滾動軸承.因軸承只承受軸向力的作用,故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的深溝球軸承.DB軸承代號50902062102．輸出軸的設計（1）.對于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;而.靠近聯軸器端的滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得6209深溝球軸承定位軸肩高度10>mm,1）、取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為72.5mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環寬度,取b=8mm.2）、軸承端蓋的總寬度為33mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定).根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離,故取.3）、取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8,已知滾動軸承寬度B=20高速齒輪輪轂長L=48,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.4）.軸上零件的軸向定位齒輪、半聯軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=16×10，鍵槽用鍵槽銑刀加工，根據鍵槽長為56mm，同時為了保證齒輪的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為10mm×8mm×63mm，半聯軸器與軸的配合為H7k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。5）.確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖（2）、求軸上載荷首先根據結構圖作出軸的計算簡圖確定頂軸承的支點位置時,對于6210球軸承,b=20mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.F=FFT=277.69N.m根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出軸的危險截面，危險界面的具體受力情況情況已求出。（3）．按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據==2151534.322前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得[]=60MP因此σca（4）、精確校核軸的疲勞強度.⑴.判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以A、Ⅱ、Ⅲ、B無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.⑵.截面Ⅶ右側。抗彎系數W=0.1=0.1=12500抗扭系數=0.2=0.2=25000截面Ⅶ的右側的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=277.69截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力τT==軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得：因經插入后得ασ軸性系數為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數取0.1取0.05計算安全系數S=10.73S=16.7>S=1.5截面Ⅳ右側抗彎系數W=0.1=0.1=16637.5抗扭系數=0.2=0.2=33275截面Ⅳ左側的彎矩M為M=截面Ⅳ上的扭矩為=277.69N.m截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力==，過盈配合處的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8，于是得=3.16=2.53K=K=綜合系數為：K=3.25K=2.62碳鋼的特性系數取0.1取0.05安全系數S=12.32Sτ==≥S=1.5故該軸在截面右側的強度也是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。九、中間軸及其傳動軸承的設計1、傳動軸承的設計⑴、求輸出軸上的功率P2，轉速n2，轉矩P2=2.06KWn2T2=110.51N．m對標準齒輪，嚙合角⑵、求作用在齒輪上的力已知低速級小齒輪的分度圓直徑為=72.5而F=FF已知高速級大齒輪的分度圓直徑為174mm，所以F=1270.23N，Fr2=462.33N⑶、初步確定各軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據教材取d（4）、根據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.因軸承只承受軸向力的作用,故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據dminDB軸承代號30621662062、中間軸的設計（1）、對于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;.故.靠近低速級小齒輪的滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得6209深溝球軸承定位軸肩高度10>mm1）、取安裝低速級小齒輪處的軸段;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為78mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取.齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取，兩圓柱齒輪間的距離c=16，。2)、安裝高速級大齒輪處的軸段,齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪轂的寬度為48mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取3）、取齒輪距箱體內壁之距離a=17.5,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=10,軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)已知滾動軸承寬度B=16,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.4）.軸上零件的軸向定位低速級小齒輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=12×8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，根據鍵槽長為63mm，同時為了保證齒輪的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，高速級大齒輪與軸的連接，選用平鍵為12mm×8mm×32mm，半聯軸器與軸的配合為H7k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。5）.確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖（2）、求軸上載荷首先根據結構圖作出軸的計算簡圖確定頂軸承的支點位置時,對于6206球軸承,b=16mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.L1=73.5mmF=FF已知高速級大齒輪的分度圓直徑為174mm，所以F=1270.23N，Fr2=462.33NFFFFT=110.51N.m根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出軸的危險截面，危險界面的具體受力情況情況已求出。（3）．按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據==2129791.032前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得[]=60MP因此σca（4）、精確校核軸的疲勞強度.⑴.判斷危險截面從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面III和VI處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面III的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面III左右兩側需驗證即可.⑵.截面III左側。抗彎系數W=0.1=0.1=4287.5抗扭系數=0.2=0.2=8575截面Ⅶ的右側的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=110.51截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力τT==軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得：因經插入后得ασ軸性系數為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數取0.1取0.05計算安全系數S=4.15S=14.4>S=1.5所以它是安全的截面III右側抗彎系數W=0.1=0.1=8518.4抗扭系數=0.2=0.2=17036.8截面III左側的彎矩M為：截面III上的扭矩為=110.51N.m截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力==，過盈配合處的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8，于是得=3.48=2.78K=K=綜合系數為：K=3.57K=2.87碳鋼的特性系數取0.1取0.05安全系數S=6.46Sτ=≥S=1.5故該軸在截面右側的強度也是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。十、輸入軸及其傳動軸承的設計1、傳動軸承的設計⑴、求輸出軸上的功率P1，轉速，轉矩P1=2.12KW=645.45r/min=31.38N．m對標準齒輪，嚙合角α=20°⑵、求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為=48而F=FF⑶、初步確定各軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據教材取d因為高軸最小直徑處安裝大帶輪開有一個鍵槽，所以輸出軸的最小直徑d低速軸最小直徑是安裝大帶輪處的直徑,為了使所選的軸與大帶輪內孔吻合,故需同時計算大帶輪內安裝孔參數因為大帶輪ddB=3e+2f=14.7×3+2×9=62mm,L≥B,L=1.5~2因此d≥31mm，⑷.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足帶輪要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。帶輪與軸配合的轂孔長度L1=65mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現取初步選擇滾動軸承.因軸承只承受軸向力的作用,故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的深溝球軸承.DB軸承代號40801862082．主動軸的設計（1）.對于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;而.靠近帶輪端的滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得6209深溝球軸承定位軸肩高度10>mm,1）、由于高速軸上安裝的小齒輪直徑很小，因此采用齒輪軸的形式。;已知齒輪的寬度為55mm,故取.同時V-VI段軸不起到定位作用，只滿足強度要求即可2）、軸承端蓋的總寬度為33mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定).根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與齒輪左端面間的距離,故取.3）、取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8,已知滾動軸承寬度B=19低速小齒輪輪轂長L=78,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.4）.軸上零件的軸向定位帶輪與軸的軸向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=10×8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，根據鍵槽長為50mm，同時為了保證帶輪的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。5）.確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖（2）、求軸上載荷確定頂軸承的支點位置時,對于6208球軸承,b=18mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距。L1=103mm，L2=154mm，L3=60mmF=FT=31.38N.m根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出軸的危險截面，危險界面的具體受力情況情況已求出。（3）、按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據==2168362.612前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得[]=60MP因此σca（4）、精確校核軸的疲勞強度.⑴.判斷危險截面該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側需驗證即可。⑵.截面Ⅶ右側。抗彎系數W=0.1=0.1=6400抗扭系數=0.2=0.2=12800截面Ⅶ的右側的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=31.38截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力τT==軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得：因經插入后得ασ軸性系數為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數取0.1取0.05計算安全系數S=5.33S=75.76>S=1.5截面Ⅳ左側抗彎系數W=0.1=0.1=13265.1抗扭系數=0.2=0.2=26530.2截面Ⅳ左側的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=31380N.m截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力==，過盈配合處的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8，于是得=3.16=2.53K=K=綜合系數為：K=3.25K=2.62碳鋼的特性系數取0.1取0.05安全系數S=9.53Sτ==≥S=1.5故該軸在截面兩側的強度都是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。十一、鍵的設計和計算①選擇鍵聯接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據軸的設計供選用了一下幾種尺寸的平鍵：16mm×10mm×56mm；10mm×8mm×63mm；12mm×8mm×63mm；12mm×8mm×32mm；10mm×8mm×50mm；②校和鍵聯接的強度查表6-2得[]=100—120MP工作長度l63-10=53mm63-12=51mml4l5③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度KK=0.5h=4mmK=0.5h=4mmK4K5由式（6-1）得：σp1=68.79＜[σp2=37.32＜[σp3σp4σp5所有的鍵都合適取鍵標記為：鍵1：10×63AGB/T1096-1979鍵2：16×56AGB/T1096-1979鍵3：12×63AGB/T1096-1979鍵4：12×32AGB/T1096-1979鍵5：10×50AGB/T1096-1979十二、箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1、機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2、考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。（1）、因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm（2）、為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為6.33、機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4、對附件設計（1）、窺視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固（2）、油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）、油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.（4）、通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.（5）、蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.（6）、位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.（7）、吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果機座壁厚δ10箱蓋壁厚δδ19箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數目a<250mm時,n=44軸承旁聯接螺栓直徑M12機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.5~0.6）M8連接螺栓的間距l150—200mm軸承端蓋螺釘直徑=（0.4~0.5）6視孔蓋螺釘直徑=（0.3~0.4）6定位銷直徑=（0.7~0.8）12，，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4.2221813，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表4.21611軸承旁凸臺半徑R116、11凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離=++（5~8）40內機壁至軸承座端面距離=δ+++（5~8）50大齒輪頂圓與內機壁距離>1.2δ16齒輪端面