葡萄收獲機傳動部分機械設計課程設計

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p><b>　　說明書</b></p><p>　　設計題目：葡萄收獲機傳動部分</p><p><b>　　專業(yè)： </b></p><p><b>　　姓名： </b>&l

2、t;/p><p><b>　　指導教師：</b></p><p><b>　　設計時間：</b></p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　一、 設計任務1</b></p><p><b>　　1

3、.總體布置圖1</b></p><p><b>　　2.工作情況1</b></p><p><b>　　3.原始數據:1</b></p><p><b>　　4.設計任務1</b></p><p><b>　　5.設計內容1</b>&

4、lt;/p><p>　　二、 傳動方案的擬定及說明2</p><p>　　三、電動機的選擇2</p><p>　　1、電動機容量的選擇2</p><p>　　2、電動機轉速的選擇2</p><p>　　四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3</p><p>　　五、計算傳動裝置的運動和動

5、力參數3</p><p>　　六、傳動件的設計計算4</p><p>　　1、設計V帶和帶輪4</p><p>　　2、 齒輪的設計7</p><p>　　1、高速級部分齒輪傳動的設計7</p><p>　　2、 低速級部分齒輪傳動的設計13</p><p><b>　　七

6、、軸的設計17</b></p><p>　　1、高速軸的設計17</p><p>　　2、中速軸的設計19</p><p>　　3、低速軸的設計22</p><p>　　八、滾動軸承的選擇及計算25</p><p>　　1. 高速軸上的軸承25</p><p>　　2.

7、中速軸上的軸承26</p><p>　　3. 低速軸上的軸承28</p><p>　　九、鍵聯接的選擇及校核計算28</p><p>　　1、V帶輪處的鍵29</p><p>　　2、中速軸上大齒輪處的鍵29</p><p>　　3、中速軸上小齒輪處的鍵29</p><p>　　4、

8、中速軸上連接聯軸器的鍵29</p><p>　　5、低速軸上大齒輪處的鍵29</p><p>　　6、低速軸上連接聯軸器的鍵29</p><p>　　十、箱體的的結構設計30</p><p>　　十一、潤滑的選擇和計算32</p><p><b>　　齒輪的潤滑32</b></p

9、><p><b>　　軸承的潤滑32</b></p><p>　　十二、密封的選擇32</p><p><b>　　課程設計總結32</b></p><p><b>　　參考文獻32</b></p><p><b>　　設計任務</b

10、></p><p>　　設計題目:葡萄收獲機傳動部分(由發(fā)動機到執(zhí)行部分的傳動部分，至少需要兩路輸出） </p><p><b>　　1.總體布置圖</b></p><p><b>　　2.工作情況</b></p><p><b>　　工作平穩(wěn)、單向運轉<

11、;/b></p><p><b>　　3.原始數據:</b></p><p><b>　　4.設計任務</b></p><p>　?。?）葡萄收獲機傳動部分（由電動機到執(zhí)行部分的傳動部分，兩路輸出）裝配圖1張（A0或A1）；</p><p>　　(2）零件圖4張（箱體、軸、齒輪等重要的非標準件

12、）；</p><p>　　(3）設計計算設計說明書1份（10000字左右）。</p><p><b>　　5.設計內容</b></p><p>　　(1)傳動裝置總體設計方案 </p><p><b>　　(2)電動機的選擇</b></p><p>　　(3)確定傳

13、動裝置的總傳動比和分配傳動比</p><p>　　(4)計算傳動裝置的運動和動力參數</p><p>　　(5)設計V帶和帶輪 </p><p><b>　　(6)齒輪的設計</b></p><p>　　(7)傳動軸及其軸上零件的設計與校核</p><p><b>　　(8)

14、箱體結構設計</b></p><p><b>　　(9)潤滑密封設計</b></p><p>　　傳動方案的擬定及說明</p><p>　　電機輸出后通過離心離合器將動力傳遞帶小帶輪上，通過帶傳動將能量輸出到減速箱內，再通過展開式減速箱的二級齒輪傳動達到任務要求的輸出轉速和轉矩指標，通過第二根和第三根軸輸出，其中第二根軸是輸出高轉速

15、，第三根軸輸出低轉速。一級齒輪傳動減速采用斜齒輪，二級齒輪傳動采用圓柱直齒輪傳動。</p><p><b>　　三、電動機的選擇</b></p><p>　　1、電動機容量的選擇</p><p>　　查表可知，V帶傳動的效率，通用減速器齒輪精度為6~8級，選擇圓柱齒輪精度為7級，其傳動效率</p><p>　　可得工作機

16、所需電動機功率</p><p><b>　　電動機額定功率 。</b></p><p>　　由于負載是穩(wěn)定的，無需進行過載能力的校核：當電動機不帶動負載時，也無需進行啟動條件的校核。</p><p>　　2、電動機轉速的選擇</p><p>　　傳動系統選擇V帶傳動和兩級圓柱齒輪減速器（展開式），其中V帶傳動的常用傳動比

17、為2~4，最大傳動比為7；兩級圓柱齒輪減速器（展開式）的傳動比為8~40，要求的輸出轉速分別為</p><p><b>　　所以電動機轉速</b></p><p>　　對比上述三種方案，方案2比較合適，所以選擇電動機型號Y90S-6,其額定功率</p><p>　　四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比</p><p>

18、　　對于低轉速輸出軸,總的傳動比為 </p><p>　　對于高轉速輸出軸,總的傳動比為 </p><p>　　V帶傳動的常用傳動比為2~5,由于低速輸出軸的總傳動比較高,故V帶傳動選用較高的傳動比,取 .</p><p>　　則減速器對應于兩個輸出軸的傳動比分別為</p><p><b>　　高速級傳動比 </b>

19、</p><p>　　傳動系統的各級傳動比分別為</p><p>　　五、計算傳動裝置的運動和動力參數</p><p><b>　?、俑鬏S轉速</b></p><p><b>　?、诟鬏S功率</b></p><p><b>　?、鄹鬏S轉矩</b><

20、/p><p>　　六、傳動件的設計計算</p><p><b>　　1、設計V帶和帶輪</b></p><p><b>　　①確定計算功率</b></p><p>　　傳動系統的工作載荷較穩(wěn)定,變動微小,一般為空載或輕載啟動,假設每天工作時</p><p>　　間為10~16小時

21、,則工作狀況系數 </p><p><b>　　計算功率</b></p><p>　　小帶輪轉速n=910 r/min</p><p><b>　?、谶x擇V帶的帶型</b></p><p>　　根據計算功率 和小帶輪轉速n，可確定V帶的帶型為Z</p><p><b&g

22、t;　　Z帶的截面尺寸為</b></p><p>　?、鄞_定帶輪的基準直徑 并驗算帶速v</p><p>　　V帶Z型槽的最小基準直徑 =50mm，一般情況下，應保證 。</p><p><b>　　初選小帶輪的直徑 </b></p><p>　　V帶的帶速不宜過低或過高，一般應使v=5~25 m/s,最高不

23、應超過30 m/s。</p><p>　　帶速v= 4764mm/s=4.8m/s，符合一般要求。</p><p>　　計算大帶輪的基準直徑 </p><p>　　再根據普通V帶輪的基準直徑系列表加以適當圓整，</p><p>　　選擇大帶輪的基準直徑 </p><p>　?、艽_定中心距a并選擇V帶的基準長度 <

24、/p><p><b>　　初定中心距 為</b></p><p>　　所以所選的中心距范圍為420mm≤ ≤1200mm</p><p>　　初選中心距 =600mm。</p><p><b>　　計算相應的帶長</b></p><p>　　帶的基準長度根據 選擇， </p

25、><p>　　傳動的實際中心距近似為</p><p>　　考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張</p><p>　　緊的需要，常給出中心距的變動范圍</p><p>　?、蒡炈阈л喩系陌?lt;/p><p>　　小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，小帶輪上的總摩擦力小于大帶輪上的總</p

26、><p>　　摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生</p><p>　　為了提高帶傳動的工作能力，應使</p><p><b>　　符合要求。</b></p><p><b>　?、薮_定帶的根數z</b></p><p><b>　?、叽_定帶的初拉力 </b&g

27、t;</p><p>　　單根V帶的所需的最小初拉力為</p><p>　　對于先安裝的V帶，初拉力 </p><p>　?、嘤嬎銕鲃拥膲狠S力</p><p>　　為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力 </p><p><b>　?、酼帶輪的設計</b></p>

28、<p>　　因為功率較小，所以帶輪材料可選工程塑料。</p><p><b>　　齒輪的設計</b></p><p>　　1、高速級部分齒輪傳動的設計</p><p>　?、龠x定齒輪類型、精度等級、材料及齒數</p><p>　　根據傳動方案，選用標準斜齒圓柱齒輪傳動。</p><p>

29、　　減速器的速度不高，選用7級精度（GB 10095-88）。</p><p>　　小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度</p><p>　　為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　選擇小齒輪齒數為 20，大齒輪齒數 </p><p>　　選取螺旋角β。初選螺旋角β= .

30、</p><p>　?、诎待X面接觸強度設計</p><p>　　由設計計算公式進行試算，即</p><p><b>　　試選 </b></p><p><b>　　小齒輪傳遞的轉矩 </b></p><p><b>　　選取齒寬系數 </b></p

31、><p><b>　　選擇區(qū)域系數 </b></p><p>　　斜齒輪傳動的端面重合度 </p><p>　　材料的彈性影響系數 </p><p><b>　　齒數比μ=6.1</b></p><p>　　按齒面硬度差的小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸</p>

32、<p><b>　　疲勞強度極限 。</b></p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數</b></p><p>　　取接觸疲勞壽命系數 </p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，</p><p><

33、;b>　　許用接觸應力</b></p><p>　　試算小齒輪的分度圓直徑 由公式算得</p><p><b>　　計算圓周速度。</b></p><p><b>　　計算齒寬b及模數 </b></p><p><b>　　計算縱向重合度 </b></p

34、><p><b>　　計算載荷系數K</b></p><p>　　已知使用系數 ,根據v=0.357 m/s，7級精度，查圖可得動載系數 ;</p><p>　　查表得 根據b/h=9.14, ，查圖得 查表</p><p><b>　　得 </b></p><p><b&

35、gt;　　故動載系數</b></p><p>　　按實際動載荷系數校正所算出的分度圓直徑，</p><p><b>　　計算模數 </b></p><p>　?、郯待X根彎曲強度設計</p><p>　　彎曲強度的設計公式為</p><p>　　查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 </p

36、><p>　　取彎曲疲勞壽命系數 </p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4，</p><p><b>　　計算載荷系數</b></p><p>　　根據縱向重合度 可查圖得螺旋角影響系數 </p><p><b>

37、　　計算當量齒數</b></p><p><b>　　查取齒形系數 </b></p><p><b>　　查取應力校正系數 </b></p><p>　　計算大、小齒輪的 ,并加以比較。</p><p><b>　　大齒輪的數值大</b></p>&l

38、t;p><b>　　設計計算</b></p><p>　　對比此結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的</p><p>　　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</p><p>　　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</p><p

39、>　　模數 1.5 mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸</p><p><b>　　疲勞</b></p><p>　　強度算得的分度圓直徑 來計算齒數。</p><p><b>　　取 。</b></p><p><b>　?、軒缀纬叽缬嬎?lt;/b>

40、;</p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　將中心距圓整為142 mm</p><p>　　按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，所以參數 等不必修正。</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>&

41、lt;b>　　計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　圓整后取 </b></p><p>　　低速級部分齒輪傳動的設計</p><p><b>　?、冽X數的選擇</b></p><p>　　選擇直齒輪，選小齒輪數為，大齒輪齒數，初選螺旋角ß=。</p>

42、;<p>　?、诎待X面接觸強度設計</p><p>　　按設計計算公式（10-21）進行試算，即</p><p>　　確定公式內的各計算數值</p><p><b>　　試選擇載荷系數 。</b></p><p>　　小齒輪傳遞的轉矩 。</p><p>　　由表10-7選取齒寬系數

43、 。</p><p>　　由表10-6查得材料彈性影響系數。</p><p>　　由圖10-21d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。</p><p>　　由式10-13計算應力循環(huán)次數。</p><p>　　由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力：&

44、lt;/p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，由式(10-12)得</p><p><b>　　許用接觸應力</b></p><p><b>　　計算</b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得</p><p><b>　　計算圓周速度&

45、lt;/b></p><p><b>　　計算齒寬b及齒高比</b></p><p><b>　　計算載荷系數K</b></p><p>　　根據,7級精度，由圖10-8查的動載系數；</p><p><b>　　直齒輪，</b></p><p>

46、　　由表10-2查得使用系數</p><p>　　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，。</p><p>　　由查圖10-13得；故載荷系數</p><p>　　按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得</p><p><b>　　計算模數m</b></p>

47、<p><b>　　,</b></p><p>　?、郯待X根彎曲強度設計</p><p>　　由式(10-5)得彎曲強度的計算公式為</p><p><b>　　確定計算數值</b></p><p>　　由圖10-20c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；</p&

48、gt;<p>　　由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式(10-12)得</p><p>　　計算載荷系數 </p><p><b>　　查取齒形系數</b></p>&

49、lt;p><b>　　由表10-5查得</b></p><p><b>　　查取應力校正系數</b></p><p><b>　　由表10-5查得</b></p><p>　　計算大、小齒輪的，并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數值大</b&

50、gt;</p><p><b>　　設計計算</b></p><p>　　對比計算的結果，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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算的的模數2.53并就近圓整為標準值mm，按接觸強度算的的分度圓直徑，

51、算的小齒輪齒數</p><p><b>　　大齒輪齒數 </b></p><p>　　這樣設計出齒輪傳動，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。</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算分度圓直徑&

52、lt;/b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p><b>　　計算齒輪寬帶</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　5.結構設計及繪制齒輪零件圖（見附錄）</p><p><b>　

53、　七、軸的設計</b></p><p><b>　　1、高速軸的設計</b></p><p>　　高速軸上的功率、轉速和轉矩</p><p><b>　　作用在軸上的力</b></p><p>　　已知低速軸上齒輪的分度圓直徑為，則</p><p>　　初步確定軸

54、的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調制處理。取 于是得</p><p>　　高速軸的最小直徑顯然是與V帶輪連接出的軸直徑，取此處直徑為22mm。</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　選用下圖所示的裝配方案 </p><p>　?、?Ⅱ

55、 Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ </p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的隔斷直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足V帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑=23mm。V帶輪與軸配合的長度L1=80mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L1略短一些，現取=7

56、6。</p><p>　　2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾</p><p>　　子軸承。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、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為d×D×T=25×52×17，故取,</p><p>　　3） 軸上齒輪的的分度圓直徑為40，有輪

57、轂為45mm,故取。</p><p>　　4）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）。根據</p><p>　　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</p><p>　　右端面間的距離L=30mm，故取。 </p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p>

58、<p><b>　　軸上零件的周向定位</b></p><p>　　齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 由表查得</p><p>　　V帶輪與軸的連接，選用平鍵為8mm×7mm×65mm，V帶輪與軸的配合為 。</p><p>　　滾動軸承與軸的是用過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。<

59、;/p><p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　查表，去軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖。</p><p><b>　?。?）求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊</p><p>

60、　　中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由手冊查得a=12.6mm。因此，作為</p><p>　　簡支梁的軸的支撐跨距 122+56=178mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎</p><p><b>　　矩圖和扭矩圖。</b></p><p>　　根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖</p>

61、<p>　　可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于</p><p><b>　　下表。</b></p><p>　?。?）按彎矩合成應力校核軸的強度</p><p>　　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C）的</p><p>　　強度。根據上表的數據

62、，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取</p><p>　　α=0.6，軸的計算應力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，查得[ ]=60MPa。因此 [ ]，</p><p><b>　　故安全。</b></p><p><b>　　2、中速軸的設計</b></

63、p><p>　　中速軸上的功率、轉速和轉矩</p><p><b>　　作用在軸上的力</b></p><p>　　已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則</p><p>　　已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則</p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p&

64、gt;<p>　　1）先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得 </p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑d1</p><p>　　2）為了使所選軸直徑與聯軸器孔徑相配合，故需同時選取聯軸器號。聯軸器的計算轉矩 Tca=KAT3 查表14-1,考慮到轉矩變化小，可取KA=1.3 則Tca=KAT

65、3=1.3×153=198.9N·m， 查按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用LT6型彈性套柱銷聯軸，其公稱轉矩為250N·m。半聯軸器的孔徑d=32mm，=32mm，半聯軸器長度L=82mm， 半聯軸器與軸配合的轂孔長度=60mm</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　擬訂軸上零件

66、的裝配方案（如圖）</p><p>　?、?Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ</p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯軸器的軸向定位，Ⅱ-Ⅲ軸段端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑=38mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度=60mm，為了保證軸端檔

67、圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現取=58mm。</p><p>　　2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據=40mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308X2，其尺寸為d×D×T=40mm×62mm×15mm。</p><p>

68、;　　3）取安裝齒輪處的軸段直徑=45mm，齒輪的軸端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度B=40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂長度故取=36mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=2.5mm，則軸環(huán)直徑=48mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取=12mm。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為20m（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，

69、取端蓋的外端面與聯軸器左端面間的距離L=30mm，故取50mm。</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p><b>　　軸上零件的周向定位</b></p><p>　　齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接，按=45mm由表6-1查的平鍵截面14mm×9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm，同樣

70、與小直齒輪配合的平鍵采用14mm×9mm×70mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，同樣，半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為10mm×8mm×42mm，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。</p><p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考表15-2，取軸端倒角，各軸肩處圓角半徑見圖</p>

71、<p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6004型深溝球軸承，由手冊中查得a=31mm。因此，軸的支撐跨距為+</p><p>　　根據軸的計算簡圖作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截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、

72、MV及M的值列于下表。</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　根據式(15-5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力</p><p>　　已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。</p><p><b>　　3、低速軸的設計</b></

73、p><p>　?。?）低速軸上的功率、轉速和轉矩</p><p>　?。?）作用在軸上的力</p><p>　　已知低速軸上齒輪的分度圓直徑為，寬度B=則</p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得

74、 </p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑d1</p><p>　　2）為了使所選軸直徑與聯軸器孔徑相配合，故需同時選取聯軸器號。聯軸器的計算轉矩 Tca=KAT3 查表14-1,考慮到轉矩變化小，可取KA=1.3 則Tca=KAT3=1.3×5=6.5N·m， 查按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用LT2型彈性套柱銷聯軸

75、，其公稱轉矩為16N·mm。半聯軸器的孔徑d=14mm，=14mm，半聯軸器長度L=32mm， 半聯軸器與軸配合的轂孔長度.=20mm</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）</p><p>　?、?Ⅱ Ⅲ Ⅳ

76、 Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ</p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?。?）為了滿足半聯軸器的軸向定位， Ⅶ-Ⅷ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅶ 段的直徑=18mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度=20mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅶ-Ⅷ段的長度應比略短一些，現取=18mm。</p>

77、<p>　?。?）初步選擇滾動軸承。軸承只受徑向力故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據=18mm 選取標準精度級的深溝球軸承6204，其尺寸，d×D×B=20×47×14 故取==20mm，=14mm。</p><p>　　右端端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得6204型軸承的定位高度h=2.5mm，因此，取得=30。</p><p&g

78、t;　　取安裝齒輪處的軸段直徑=30mm，齒輪的軸端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度B=78mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂長度故取=74mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=2.5mm，則軸環(huán)直徑=35mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取=12mm。</p><p>　　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）。根據軸承端蓋的裝拆，取端

79、蓋的外端面與聯軸器左端面間的距離L=30mm，故取50mm。</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p><b>　　軸上零件的周向定位</b></p><p>　　齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接，按由表6-1查的平鍵截面8mm×</p><p>　　7mm，鍵槽用鍵

80、槽銑刀加工，長為60mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，同樣，半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為5mm×5mm×10mm，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。</p><p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考表15-2，取軸端倒角，各軸肩處圓角半徑見圖</p><p><b>　　求

81、軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6004型深溝球軸承，由手冊中查得a=31mm。因此，軸的支撐跨距為</p><p>　　根據軸的計算簡圖作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截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。</p>&

82、lt;p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　根據式(15-5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力</p><p>　　已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。</p><p>　　八、滾動軸承的選擇及計算</p><p><b>　　軸承預期壽命 <

83、/b></p><p><b>　　高速軸上的軸承</b></p><p>　　選用30205型圓錐滾子軸承，查《機械課程設計簡明手冊》表8-26得 ，</p><p>　　(1)求兩軸承所受到的徑向載荷和</p><p>　　由高速軸的校核過程中可知：</p><p><b>　

84、　，</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　(2)求兩軸承的計算軸向力和</p><p>　　由《機械設計》表13-7得 </p><p><b>　　因為</b></p><p><b>　　所以</b><

85、;/p><p>　　(3)求軸承當量動載荷和</p><p><b>　　取載荷系數 </b></p><p><b>　　(4)驗算軸承壽命</b></p><p>　　因為，所以按軸承2的受力大小驗算</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><

86、;p><b>　　中速軸上的軸承</b></p><p>　　選用32908X2型圓錐滾子軸承，查《機械課程設計簡明手冊》表8-26，得 ，</p><p>　　(1)求兩軸承所受到的徑向載荷和</p><p>　　由中速軸的校核過程中可知：</p><p><b>　　，</b></p

87、><p><b>　　，</b></p><p>　　(2)求兩軸承的計算軸向力和</p><p>　　由《機械設計》表13-7得 </p><p><b>　　因為</b></p><p><b>　　所以</b></p><p>

88、　　(3)求軸承當量動載荷和</p><p>　　由《機械設計》表13-6，取載荷系數 </p><p><b>　　(4)驗算軸承壽命</b></p><p>　　因為，所以按軸承2的受力大小驗算</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p><b>　　低速軸上的軸承

89、</b></p><p>　　選用6204深溝球軸承，查《機械課程設計簡明手冊》表8-23，得 </p><p>　　(1)求兩軸承所受到的徑向載荷和</p><p>　　由高速軸的校核過程中可知：</p><p>　　(2)求軸承當量動載荷和</p><p>　　由《機械設計》表13-6，取載荷系數 &l

90、t;/p><p><b>　　(3)驗算軸承壽命</b></p><p>　　因為，所以按軸承1的受力大小驗算</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　九、鍵聯接的選擇及校核計算</p><p>　　由《機械設計》式(6-1）得 </p><p>　

91、　鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2，取</p><p><b>　　1、V帶輪處的鍵</b></p><p>　　取普通平鍵8×7×65GB1096-79</p><p><b>　　鍵的工作長度</b></p><p>　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度</p&g

92、t;<p>　　2、中速軸上大齒輪處的鍵</p><p>　　取普通平鍵14×9×25GB1096-79</p><p><b>　　鍵的工作長度</b></p><p>　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度</p><p>　　3、中速軸上小齒輪處的鍵</p><p>　

93、　取普通平鍵14×9×70GB1096-79</p><p><b>　　鍵的工作長度</b></p><p>　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度</p><p>　　4、中速軸上連接聯軸器的鍵</p><p>　　取普通平鍵10×8×42GB1096-79</p><

94、p><b>　　鍵的工作長度</b></p><p>　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度</p><p>　　5、低速軸上大齒輪處的鍵</p><p>　　取普通平鍵8×7×60GB1096-79</p><p><b>　　鍵的工作長度</b></p><p&

95、gt;　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度</p><p>　　6、低速軸上連接聯軸器的鍵</p><p>　　取普通平鍵5×5×10GB1096-79</p><p><b>　　鍵的工作長度</b></p><p>　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度</p><p>　　聯接擠壓強度不夠，而

96、且相差甚遠，因此考慮采用雙鍵，相隔180°布置。</p><p>　　則該雙鍵的工作長度為</p><p>　　十、箱體的的結構設計</p><p>　　箱體起著支承軸系、保證傳動件和軸系正常運轉的重要作用，選用箱體結構形式為剖分式，箱體的毛坯制造方法為鑄造箱體。材料選用牌號為HT200的灰鑄鐵。</p><p><b>

97、　　箱座高度</b></p><p>　　對于傳動件采用浸油潤滑的減速器，箱座高度除了應滿足齒頂圓到油池底面的距離不小于30~50mm外，還能使箱體能容納一定量的潤滑油，以保證潤滑和散熱。</p><p>　　箱底至箱底內壁的距離：=20mm。</p><p>　　最大的齒頂圓的直徑：=243.8mm。</p><p><b

98、>　　由箱座高度為</b></p><p><b>　　取H=180mm。</b></p><p>　　箱體結構尺寸如下表所示。</p><p>　　箱體結構尺寸（單位：mm）</p><p><b>　　箱體要有足夠的剛度</b></p><p>　　箱座

99、、箱蓋、軸承座、底座凸緣等的壁厚尺寸、肋板和軸承座螺栓凸臺的設計如表4-9所示。</p><p><b>　　箱體附件的選擇</b></p><p>　?。?）窺視孔和視孔蓋</p><p>　　窺視孔應設在箱蓋頂部能看見齒輪嚙合區(qū)的位置，大小以手能伸入箱體內檢查操作為宜。</p><p>　　窺視孔處應設計凸臺以便于加

100、工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并考慮密封。</p><p><b>　?。?）通氣器</b></p><p>　　通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設置金屬網。</p><p>　　選擇通氣器類型的時候應考慮其對環(huán)境的適應性，其規(guī)格尺寸應與減速器大小相適應，在此采用M18×1.5</p>

101、<p><b>　　（3）油面指示器</b></p><p>　　油面指示器應設置在便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位，如低速軸附近。</p><p>　　油標尺的結構簡單，在減速器中較常采用。油標尺上有表示最高及最低油面的刻線。裝有隔離套的油尺可以減輕油攪動的影響。油標尺安裝位置不能太低，以避免油溢出油標尺座孔。在此選用油標尺M16</p><

102、;p><b>　?。?）放油孔和螺塞</b></p><p>　　放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，座箱上裝螺塞處應設置凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不凈。現選用外六角油塞及墊片M16×1.5</p><p><b>　?。?）起吊裝置</b></p><p&g

103、t;　　采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。其結構尺寸在設計時可以進行適當修改。</p><p><b>　?。?）定位銷</b></p><p>　　常采用圓錐銷作定位銷。兩定位銷之間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯接凸緣的對角處，并應作非對稱布置。定位銷的長度應大于箱蓋、箱座凸緣厚度之和。</p><p><b>　?。?）起蓋螺

104、釘</b></p><p>　　起蓋螺釘設置在箱蓋聯接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與箱蓋凸緣螺釘直徑相同，螺釘端部制成圓柱形并光滑導角或制成半球形。</p><p>　　十一、潤滑的選擇和計算</p><p><b>　　齒輪的潤滑</b></p><p>　　因齒輪的圓周速度較小

105、，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。</p><p>　　高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。</p><p>　　選用牌號為L-AN32的全損耗系統用油，其主要用于一般機床齒輪減速箱、中小型機床導軌。</p><p><b>　　軸承的潤滑</b></p>

106、<p>　　因潤滑油中的傳動零件（浸油齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑。</p><p><b>　　十二、密封的選擇</b></p><p>　　輸入端和輸出端滾動軸承選用氈圈密封。其適用于氈圈處軸的表面圓周速度較小的場合，對粗、半粗及航空用氈圈其最大圓周速度分別為3m/s、5m/s、7m/s，工作溫度t≤90°C。因此，現選

107、用的型號分別為：輸入端選用氈圈16FZ/T92010-91，輸出端選用氈圈55FZ/T92010-91。</p><p><b>　　課程設計總結</b></p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　吳潔、宗振奇.機械設計課程設計[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2011</p><p

108、>　　駱素君、朱詩順.機械課程設計簡明手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，2006</p><p>　　濮良貴、紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社,2006</p><p>　　季林紅、閆紹澤.機械設計綜合實踐[M].北京：清華大學出版社，2011。</p><p>　　殷玉楓.機械設計課程設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.</p>

109、;<p>　　零件及裝配的三維截圖</p><p><b>　　高速軸</b></p><p><b>　　中速軸</b></p><p><b>　　低速軸</b></p><p><b>　　大斜齒輪</b></p><