1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書題 目 設(shè)計電動機(jī)卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置 專業(yè)班級 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 * * 理 工 大 學(xué) 2010年12月點(diǎn)擊圖片進(jìn)入CAD編輯，2007版西 安 理 工 大 學(xué)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名 邊朋博 班級 08機(jī)械設(shè)計制造及其自動化（1）班 學(xué) 號 08102080128 指導(dǎo)教師 職 稱 教研室 題目 設(shè)計電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置 編號W-10傳動系統(tǒng)圖：原始數(shù)據(jù)：鋼繩拉力鋼繩速度卷筒直徑17免下載券地址:8330工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，小批量生產(chǎn)，單班制工作，使用期限8年，運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%要求完成：1.減速器

2、裝配圖1張（A2）。2.零件工作圖2張（箱體和軸）。3.設(shè)計說明書1份，6000-8000字。開始日期 2010 年 12 月 6 日 完成日期 2010 年 12 月 31 日 2010年 12 月 1 日目錄免下載券地址:1電機(jī)選擇12選擇傳動比32.1總傳動比32.2減速裝置的傳動比分配33各軸的參數(shù)43.1各軸的轉(zhuǎn)速43.2各軸的輸入功率43.3各軸的輸出功率43.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩43.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩53.6各軸的運(yùn)動參數(shù)表64.蝸輪蝸桿的選擇74.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型74.2選擇材料74.3按計齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算進(jìn)行設(shè)74.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸84.5校核齒根彎曲

3、疲勞強(qiáng)度94.6驗(yàn)算效率104.7精度等級公差和表面粗糙度的確定105圓柱齒輪的設(shè)計115.1材料選擇115.2按齒面接觸強(qiáng)度計算設(shè)計115.3計算125.4按齒根彎曲強(qiáng)度計算設(shè)計135.5取幾何尺寸計算146 軸的設(shè)計計算166.1蝸桿軸166.1.1按扭矩初算軸徑166.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計166.2蝸輪軸176.2.1輸出軸的設(shè)計計算176.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計186.3蝸桿軸的校核196.3.1求軸上的載荷196.3.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度226.4蝸輪軸的強(qiáng)度校核246.4.1精度校核軸的疲勞強(qiáng)度256.4.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度277.滾動軸承的選擇及校核計算307.1蝸桿軸上的軸承

4、的選擇和壽命計算307.2蝸桿軸上軸承的選擇計算318.鍵連接的選擇及校核計算358.1輸入軸與電動機(jī)軸采用平鍵連接358.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接358.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接359聯(lián)軸器的選擇計算379.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸器379.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器3710.潤滑和密封說明3910.1潤滑說明3910.2密封說明3911拆裝和調(diào)整的說明4012減速箱體的附件說明4113.設(shè)計小結(jié)4214參考文獻(xiàn)43西安理工大學(xué)1電機(jī)選擇工作機(jī)所需輸入功率所需電動機(jī)的輸出功率傳遞裝置總效率式中：蝸桿的傳動效率0.75：每對軸承的傳動效率0.98：直齒圓柱齒輪的傳動效率0

5、.97：聯(lián)軸器的效率0.99：卷筒的傳動效率0.96所以 故選電動機(jī)的額定功率為4kw符合這一要求的同步轉(zhuǎn)速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min電機(jī)容量的選擇比較：表1.1 電動機(jī)的比較方案型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/r/min滿載轉(zhuǎn)速/r/min重量價格1Y160M-84750720重高2Y132M-641000960中中3Y112M-4415001440輕低考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸 重量及成本，可見第二種方案較合理，因此選擇型號為：Y132M-6D的電動機(jī)。2選擇傳動比2.1總傳動比 2.2減速裝置的傳動比分配 所以 3各軸的參數(shù)將傳動裝置各軸從高速到低速依

6、次定為I軸 II軸 III軸 IV軸 ：、 、 、 、 依次為電動機(jī)與I軸 I軸與II軸 II軸與III軸 III軸與V軸的傳動效率 則：3.1各軸的轉(zhuǎn)速 3.2各軸的輸入功率 軸 軸 軸 軸 3.3各軸的輸出功率 軸 軸 軸 軸 3.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī) 軸 軸 軸 軸 3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機(jī) 軸 軸 軸 軸 3.6各軸的運(yùn)動參數(shù)表表3.1 各軸的運(yùn)動參數(shù)表軸號功率轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸43.557835.392796010.991軸3.52333.457935.038834.338096031.08752軸2.58892.25718

7、00.620784.599730.88060.73513軸2.51172.4615776.754761.218530.88060.97024卷軸2.38762.33982953.532894.4577.720.95064.蝸輪蝸桿的選擇 4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T100851998 選擇ZI4.2選擇材料蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造4.3按計齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算進(jìn)行設(shè)（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計進(jìn)行計算，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計進(jìn)行設(shè)計，再校對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)1

8、P254式（11-12）， 傳動中心距由 前面的設(shè)計知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2，按Z=1,估取，則：（2）確定載荷系數(shù)K因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻(xiàn)1P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則（3）確定彈性影響系數(shù)因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有（4）確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑 和中心距的比值，從文獻(xiàn)1P253圖11-18中可查到（5）確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度45HRC，可從文獻(xiàn)1P254表11-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù)則 （6）計

9、算中心距: 取a=160mm，由 i=30，則從文獻(xiàn)1P245表11-2中查取，模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑從圖中11-18中可查，由于，即以上算法有效。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）蝸桿軸向尺距 = 25.133mm直徑系數(shù)q= =10齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚（2）蝸輪 蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù) 驗(yàn)算傳動比，這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內(nèi)。蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑4.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù) 從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.55螺旋角系數(shù)：許用彎曲應(yīng)力：從文獻(xiàn)1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造

10、的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56MPa壽命系數(shù) 可以得到：<因此彎曲強(qiáng)度是滿足的。4.6驗(yàn)算效率已知；與相對滑動速度有關(guān)。 從文獻(xiàn)1P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。4.7精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙度，此處從略。詳細(xì)情況見零件圖。5圓柱齒輪的設(shè)計 P=2.5117KW ， i=4.05.1材料選擇（1）小齒輪的材料為40，硬度為28

11、0,大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240,二者之差為40。（2）精度等級選8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。（4）選壓力角為。5.2按齒面接觸強(qiáng)度計算設(shè)計按式（10-21）試算，即（1）確定公式中的各參數(shù)試選載荷系數(shù)，。計算小齒輪的傳遞扭矩由文獻(xiàn)1P205表10-7選齒寬系數(shù)。由文獻(xiàn)1P201表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。由文獻(xiàn)1P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 由文獻(xiàn)1P206式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。由文獻(xiàn)1P207圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。計算疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)，由文獻(xiàn)1P205

12、式（10-12）得 5.3計算（2）試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值（2）計算圓周速度（3）計算齒寬 （4）齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由文獻(xiàn)1P194圖10-8查的動載荷系；直齒輪，。由文獻(xiàn)1P193表10-2查的使用系數(shù) ：由文獻(xiàn)1P196表10-4用插值法6級精度，小齒輪相對支撐對稱分布由，查文獻(xiàn)1P198圖10-13得；故載荷系數(shù) （6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，由文獻(xiàn)1P204式（10-10）得（7）計算摸數(shù)5.4按齒根彎曲強(qiáng)度計算設(shè)計由文獻(xiàn)1P201式（10-5）得彎曲強(qiáng)度計算設(shè)計（1）公式內(nèi)容的各計算值由文獻(xiàn)1P208圖10-20查得

13、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由文獻(xiàn)1P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)由文獻(xiàn)1P205式（10-12）得 計算載荷系數(shù)查齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)1P200表10-5查的 。 查取應(yīng)力校正值系數(shù)。由文獻(xiàn)1P200表10-5查的 。計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的值大（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4.5879并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按

14、接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由 取 取這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.5取幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距 圓整取a=333mm（3）計算齒輪寬度 6 軸的設(shè)計計算6.1蝸桿軸蝸桿上的功率P 轉(zhuǎn)速N和轉(zhuǎn)矩分T別如下：P= 3.5223kw N=960r/min T=35.2156Nm6.1.1按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)值，硬度為根據(jù)文獻(xiàn)式，并查教材表15-3，取考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則：因此選6.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間

15、，兩隊(duì)軸承對成分布，蝸桿由軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查文獻(xiàn)1P351表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機(jī)連接處電動機(jī)輸出軸的直徑查文獻(xiàn)3P172表13-10選用HL6型號彈性套柱銷聯(lián)軸器。表6.1 蝸桿軸聯(lián)軸器參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑2503800608232因此選擇段長度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為。端：因?yàn)槎ㄎ讳N鍵高度，因此，。軸承端蓋的總長為20mm,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為所以，段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=

16、44，查文獻(xiàn)3選用7209AC型號滾子承。 L=24mm角接觸球軸承一端用油環(huán)定位（寬度為6mm），油環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。段：直徑軸環(huán)寬度b ,在滿足強(qiáng)度下，又要節(jié)省材料取軸肩寬度為；，；。V段：由前面的設(shè)計知蝸桿的分度圓直徑 齒頂圓直徑 ,蝸輪的喉圓直徑。查文獻(xiàn)1P250表11-4材料變形系數(shù)所以蝸輪齒寬綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離 故選L=130mm 圖6.1 蝸桿軸結(jié)構(gòu)6.2蝸輪軸6.2.1輸出軸的設(shè)計計算（1）輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩： P=2.5371kw , N=30.8806r/min ,T=784.5997Nm（2）求作用在軸上的力 （3）初步確定軸徑的最小直徑選

17、用鋼，硬度根具文獻(xiàn)1P370中式，并查文獻(xiàn)1P370表15-3，取考慮到鍵槽，將直徑增大10%，則；所以，選用6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，周向定位則采用過度配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查文獻(xiàn)1P表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取由輸出端開始往里設(shè)計。查機(jī)械設(shè)計手冊選用HL5彈性柱銷聯(lián)

18、軸器。表6.2 蝸輪軸聯(lián)軸器參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑HL4125040008411255I-II段：，。軸上鍵槽取，。II-III段：因定位軸肩高度，考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取。-IV段：初選用角接觸球軸承，參照要求取型號為7213AC型圓錐滾子軸承，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離a=20mm，考慮到箱體誤差在確定滾動軸承時應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8。已知所選軸承寬度T=23，則。-V段：為安裝蝸輪軸段，蝸輪齒寬取L=90mm，由于為了使套筒能壓緊蝸輪則mm。V-VI段：-V段右端為軸環(huán)的軸向定位，mmVI-VII段：。圖6.2 蝸輪軸結(jié)構(gòu)（3

19、）軸上零件的周向定位 蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按 由文獻(xiàn)1P106表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）參考文獻(xiàn)1P365表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個軸肩的圓角半徑為126.3蝸桿軸的校核6.3.1求軸上的載荷圖6.3 蝸桿軸受力分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時，應(yīng)從文獻(xiàn)3中查取得值。對于7

20、209AC型軸承，由文獻(xiàn)3P193中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算的截面的 、 及 的值計算過程及結(jié)果如下：表6.3 蝸桿軸上的載荷載荷HV支反力N322832281191.251191.25彎矩M總彎矩M扭矩T=34.3380（1）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)1P373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(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力：，故安全。6.3.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險截面截

21、面II、III、IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面II、III、IV均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面V左右即可。（2）截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左

22、側(cè)彎矩截面E上扭矩=800.6199軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)1P362表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)1P40附表3-2查取，因，,又由文獻(xiàn)1P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)1P42附圖3-2尺寸系數(shù)， 文獻(xiàn)1P44附圖3-4 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 又由文獻(xiàn)1P39表3-1與文獻(xiàn)1P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù)?。?， 。計算安全系數(shù)故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的。（3）截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)1P373表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由文獻(xiàn)1P43附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故按磨削加

23、工，文獻(xiàn)1P44附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 ， 則按文獻(xiàn)1P25式（3-12）和文獻(xiàn)1P25式（3-12a）故得綜合系數(shù)為 又由文獻(xiàn)1P39附表3-1與文獻(xiàn)1P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù)?。?，取計算安全系數(shù)故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此蝸桿軸的設(shè)計即告結(jié)束。6.4蝸輪軸的強(qiáng)度校核6.4.1求軸上的載荷圖6.4 受力分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時，應(yīng)從文獻(xiàn)3中查取得值。對于7213AC型軸承，由文獻(xiàn)3P193中查得。因此，作為簡支梁的軸的支

24、承跨距 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面的 、 及 的值計算過程及結(jié)果如下：表6.4 軸上的載荷載荷HV支反力N322832281191.251191.25彎矩M總彎矩M扭矩T=800.6199（1） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)1P373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(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力：，故安全6.4.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險截面截面II、III只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中

25、均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面II、III均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面III和IV處過盈處配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右即可。（2）截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎截面E上扭矩=

26、800.6199軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)1P362表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)1P40附表3-2查取，因，,又由文獻(xiàn)1P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)1P42附圖3-2尺寸系數(shù)， 文獻(xiàn)1P44附圖3-4 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 又由文獻(xiàn)1P39表3-1與文獻(xiàn)1P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù)??； ， 計算安全系數(shù)故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的（3）截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)1P373表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由文獻(xiàn)1P43附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故文獻(xiàn)1P44附圖3-4 表面質(zhì)量

27、系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 ， 則按文獻(xiàn)1P25式（3-12）和文獻(xiàn)1P25式（3-12a）故得綜合系數(shù)為 又由文獻(xiàn)1P39附表3-1與文獻(xiàn)1P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù)取； ，取計算安全系數(shù)>>S=1.5故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此軸的設(shè)計即告結(jié)束。7.滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：。7.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算（1）軸承的選擇采用角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選擇角接觸球軸承的型號為7209C，主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速（2）壽命計算因蝸桿軸所

28、受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力該軸承所受的徑向力約為對于70000型軸承，按文獻(xiàn)1P322表13-7軸承派生軸向力，其中為文獻(xiàn)1P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，查文獻(xiàn)1P321表13-5得角接觸球軸承判斷系數(shù) 所以當(dāng)量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為當(dāng)量動載荷所以，應(yīng)用核算軸承的壽命因?yàn)槭乔蜉S承，所以取指數(shù)軸承計算壽命減速器設(shè)計壽命所以滿足壽命要求。7.2蝸桿軸上軸承的選擇計算（1）軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=65mm，選用角接觸球軸承的型號為7213C。主要參數(shù)如下： 基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速 （2）壽命計算對于70000

29、C型軸承，按文獻(xiàn)1P322表13-7軸承派生軸向力，其中為文獻(xiàn)1P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算：按文獻(xiàn)1P322式（13-11）得由文獻(xiàn)1P321表13-5進(jìn)行插值計算，得，。再計算： 兩次計算的值相差不大，因此可以確定，。（3）軸承當(dāng)量動載荷、因?yàn)?由文獻(xiàn)1P321表13-5分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按文獻(xiàn)1P319表13-6，取。則：軸承計算壽命 減速器設(shè)計壽命 所以滿足壽命要求。（3）靜載荷計算查機(jī)械零件手冊可知，角接觸球軸承當(dāng)量靜載荷因載荷穩(wěn)定，無沖擊

30、，所以取靜強(qiáng)度安全系數(shù)所以滿足強(qiáng)度條件（4）極限工作轉(zhuǎn)速計算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立，所以他們的極限工作轉(zhuǎn)速一定滿足要求。8.鍵連接的選擇及校核計算8.1輸入軸與電動機(jī)軸采用平鍵連接根據(jù)軸徑，查文獻(xiàn)2P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵8×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)1P106表6-2查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻(xiàn)1P106式（6-1）得： 所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計要求。8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接根據(jù)軸徑，查文獻(xiàn)2 P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵20×70GB/T1096-2003鍵

31、、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)1P106表6-2查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻(xiàn)1P106式（6-1）得： 所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計要求。8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據(jù)軸徑，查文獻(xiàn)1P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵16×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)1P106表6-2查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻(xiàn)1P106式（6-1）得： 所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計要求。9聯(lián)軸器的選擇計算9.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸器（1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查文獻(xiàn)1P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機(jī)作原

32、動機(jī)情況下?。?）型號選擇根據(jù)前面的計算，電機(jī)輸出軸，選擇彈性聯(lián)軸器TL6型。主要參數(shù)如下：公稱扭距（滿足要求）許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度9.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器（1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查文獻(xiàn)1P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機(jī)作原動機(jī)情況下?。?）型號選擇根據(jù)前面的計算，蝸輪輸出軸，選擇彈性銷柱聯(lián)軸器HL4型。主要參數(shù)如下：公稱扭距 許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度10.潤滑和密封說明10.1潤滑說明因?yàn)槭窍轮檬轿仐U減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；潤滑油使用50號機(jī)械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，

33、因?yàn)檩S承轉(zhuǎn)速v<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。10.2密封說明在試運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤滑脂。11拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因?yàn)橛蜗洞笮⒂绊戄S承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點(diǎn)，側(cè)隙和接觸斑點(diǎn)是由傳動精度確定的，可查手冊。當(dāng)傳動側(cè)隙及接觸斑點(diǎn)不符合精度要求時，可以對齒面進(jìn)行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。12減速箱體的附件說明機(jī)座和箱

34、體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機(jī)座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性，未能進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強(qiáng)度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。13.設(shè)計小結(jié) 早在大一的時候我就看著學(xué)長每天也是這么忙的在做課程設(shè)計，當(dāng)時我就很不理解，我們專業(yè)有這么忙嗎？現(xiàn)在我才知道了，原來我們專業(yè)是很有意思，能夠讓人學(xué)到很多知識。轉(zhuǎn)眼間，我就大三了，拿到任務(wù)書時我是非常的興奮，當(dāng)時心里就想一定要把課程設(shè)計做好。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計主要分為四個階段。第一階段，設(shè)計計算階段。在這一階段中在老師的開題講座中，我明白了我們本課程