機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(帶式運(yùn)輸機(jī)的展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì))

1、<p><b>　　課程設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></p><p>　　課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) </p><p>　　設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)的展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪</p><p>　　減速器的設(shè)計(jì) </p><p>　　專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造及自動(dòng)化班級(jí)

2、： </p><p>　　學(xué)生姓名: 學(xué) 號(hào): </p><p>　　起迄日期: 2012 年 12月 31 日 ~ 2013 年1月 6日 </p><p>　　指導(dǎo)教師: </p><

3、;p><b>　　課程設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></p><p><b>　　課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書</b></p><p>　　課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) </p><p>　　設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)的展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪</p><p>　　減速器的

4、設(shè)計(jì) </p><p>　　專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 班級(jí)： </p><p>　　學(xué)生姓名: 學(xué) 號(hào): </p><p>　　指導(dǎo)教師: </p><p><b>　　目 錄</b><

5、;/p><p>　　第1章 設(shè)計(jì)任務(wù)1</p><p>　　第2章 傳動(dòng)方案分析2</p><p>　　第3章 原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配2</p><p>　　3.1原動(dòng)件的選擇2</p><p>　　3.1.1工作機(jī)有效功率2</p><p>　　3.1.2查各零件傳動(dòng)效率值3

6、</p><p>　　3.1.3電動(dòng)機(jī)輸出功率3</p><p>　　3.1.4工作機(jī)轉(zhuǎn)速3</p><p>　　3.1.5選擇電動(dòng)機(jī)3</p><p>　　3.2傳動(dòng)比的分配4</p><p>　　第4章 各軸動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算4</p><p>　　4.1.各軸轉(zhuǎn)速4<

7、/p><p>　　4.2.各軸輸入功率：4</p><p>　　4.3.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：4</p><p>　　4.4.各軸的轉(zhuǎn)矩5</p><p><b>　　4.5誤差5</b></p><p>　　5.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)與校核計(jì)算5</p><p>　　5.1.選擇齒輪

8、材料，熱處理方式和精度等級(jí)5</p><p>　　5.2齒輪傳動(dòng)校核計(jì)算6</p><p>　　5.2.1高速級(jí)6</p><p>　　5.2.2低速級(jí)10</p><p>　　第6章 軸徑計(jì)算及軸的校核15</p><p>　　6.1初算軸徑15</p><p>　　6.2軸的校

9、核16</p><p>　　6.2.1中間軸（軸II）16</p><p>　　6.2.2輸入軸（軸I）21</p><p>　　6.2.3輸出軸(軸III)24</p><p>　　第7章 鍵的校核28</p><p>　　7.1.輸入軸（軸I）上鍵的校核28</p><p>　

10、　7.2.中間軸（軸II）上鍵的校核28</p><p>　　7.3.輸出軸（軸III）上鍵的校核28</p><p>　　第8章 軸承的壽命的校核29</p><p>　　8.1.輸入軸（軸I）上軸承壽命的校核29</p><p>　　8.2.中間軸（軸II）上軸承壽命的校核30</p><p>　　8.

11、3.輸出軸（軸III）上軸承壽命的校核31</p><p>　　第9章 選擇聯(lián)軸器32</p><p>　　第10章 潤(rùn)滑方式32</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)32</b></p><p><b>　　第1章 設(shè)計(jì)任務(wù)</b></p><p>　　設(shè)計(jì)任

12、務(wù)如圖1.1所示，帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置，其中帶的圓周力F=1600N</p><p>　　帶速v=2m/s滾筒直徑D=450mm；工作條件：兩班制連續(xù)工作，工作時(shí)有輕度震動(dòng)。使用壽命8年，每年按300天計(jì)算，軸承受命為齒輪壽命的三年以上。運(yùn)輸鏈的、速度誤差為鏈速度的。</p><p>　　1.電機(jī)　　2. 聯(lián)軸器　　3齒輪傳動(dòng)　　　4聯(lián)軸器　　5.卷筒 6.運(yùn)輸帶</p>

13、<p>　　圖1.1帶式傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖</p><p>　　第2章 傳動(dòng)方案分析</p><p>　　減速方案選用兩級(jí)減速，傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如上圖1-1所示</p><p><b>　　此方案的特點(diǎn)：</b></p><p>　　(1)齒輪傳動(dòng)具有承載能力大、效率高、允許速度高、尺寸緊湊、壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)，因此在傳動(dòng)

14、系統(tǒng)中一般應(yīng)首先采用齒輪傳動(dòng)。由于斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好，故在高速級(jí)或要求傳動(dòng)平穩(wěn)的場(chǎng)合，常采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。</p><p>　　(2)帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)、吸振等特點(diǎn)，且能起過(guò)載保護(hù)作用。但由于它是靠摩擦力來(lái)工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)帶速較低時(shí)，傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸較大。在設(shè)計(jì)時(shí)，為了減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)將其布置在高速級(jí)。</p><p>　　(3

15、)本傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比不大，采用二級(jí)傳動(dòng)，帶傳動(dòng)平穩(wěn)、吸振且能起過(guò)載保護(hù)作用，故在高速級(jí)布置一級(jí)帶傳動(dòng)。在帶傳動(dòng)與帶式運(yùn)輸機(jī)之間布置一臺(tái)單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。</p><p>　　第3章 原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配</p><p><b>　　3.1原動(dòng)件的選擇</b></p><p>　　3.1.1工作機(jī)有效功率

16、</p><p>　　3.1.2查各零件傳動(dòng)效率值</p><p>　　聯(lián)軸器（彈性）效率，</p><p><b>　　軸承效率 ，</b></p><p><b>　　齒輪效率 </b></p><p><b>　　滾筒效率</b></p>

17、;<p><b>　　故：</b></p><p>　　3.1.3電動(dòng)機(jī)輸出功率</p><p>　　3.1.4工作機(jī)轉(zhuǎn)速</p><p>　　電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：</p><p><b>　　取1000</b></p><p>　　3.1.5選擇電動(dòng)機(jī)<

18、;/p><p>　　選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4，同步轉(zhuǎn)速1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，額定功率4Kw</p><p>　　表1.電動(dòng)機(jī)外形尺寸</p><p><b>　　3.2傳動(dòng)比的分配</b></p><p>　?。?）.理論總傳動(dòng)比</p><p><b>　?。?/p>

19、2）.傳動(dòng)比分配</b></p><p><b>　　故 ， </b></p><p>　　第4章 各軸動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算</p><p><b>　　4.1.各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　4.2.各軸輸入功率：</p><p>　　4.3.電機(jī)輸出

20、轉(zhuǎn)矩：</p><p><b>　　4.4.各軸的轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　4.5誤差</b></p><p>　　表2.帶式傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) </p><p>　　5.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)與校核計(jì)算</p><p>　　5.1.選擇齒輪材料，熱處理方式和精度

21、等級(jí)</p><p>　　考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面，閉式。</p><p><b>　　選用8級(jí)精度。</b></p><p>　　5.2齒輪傳動(dòng)校核計(jì)算</p><p><b>　　5.2.1高速級(jí)</b></p&

22、gt;<p><b>　　1．傳動(dòng)主要尺寸</b></p><p>　　因?yàn)辇X輪傳動(dòng)形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻(xiàn)[1]P138公式8.13可得：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　?。?）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： &

23、lt;/p><p>　?。?）初選=24, 則</p><p>　　式中： ——大齒輪數(shù)； </p><p>　　——高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比。</p><p>　?。?）由參考文獻(xiàn)[1] P205 表10-7，選取齒寬系數(shù)。</p><p>　?。?）初取螺旋角。由參考文獻(xiàn)[1]P215公式圖10-26可計(jì)算齒輪傳動(dòng)端面重

24、合度：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P216得 </p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P217圖10-28查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。</p><p>　?。?）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：</p><p><b>　　齒輪當(dāng)量齒數(shù)為</b><

25、/p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P200表10-5查得齒形系數(shù)=2.65，=2.17</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P200表10-5查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.58，=1.80</p><p>　?。?）許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)[1] P205公式10-12算得：</p&

26、gt;<p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P208圖10-20（c）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為：</p><p><b>　　和。</b></p><p>　　取安全系數(shù)=1.25。</p><p>　　小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：</p><p>　　式中：——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)

27、；</p><p>　　——齒輪工作時(shí)間。 </p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P206圖10-18查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為： </p><p><b>　　故許用彎曲應(yīng)力為 </b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　所以

28、 </p><p><b>　　初算齒輪法面模數(shù)</b></p><p><b>　　2 ．計(jì)算傳動(dòng)尺寸</b></p><p><b>　?。?）計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P193表10-2查得使用</p><p

29、>　　由參考文獻(xiàn)[1] P194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P196表10-4查得齒向載荷分布系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)，則</p><p>　?。?）對(duì)進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)</p><p><b>　　圓整為 <

30、;/b></p><p>　　（3）計(jì)算傳動(dòng)尺寸。</p><p><b>　　中心距 </b></p><p><b>　　圓整為106mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑

31、 </p><p><b>　　大齒輪分度圓直徑 </b></p><p><b>　　圓整b=40mm</b></p><p><b>　　取 ， </b></p><p>　　式中： ——小齒輪齒厚；</p><p><b>　　——大齒輪

32、齒厚。</b></p><p>　　3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P218公式10-20 </p><p><b>　　式中各參數(shù)：</b></p><p><b>　?。?）齒數(shù)比。</b></p><p>　?。?）由

33、參考文獻(xiàn)[1] P201表10-6查得彈性系數(shù)。</p><p>　?。?）由參考文獻(xiàn)[1] P217圖10-30查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。</p><p>　　（4）由參考文獻(xiàn)[1] P205公式10-12計(jì)算許用接</p><p><b>　　觸應(yīng)力</b></p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[1] P

34、209</p><p>　　圖10-21分別查得，</p><p>　　； </p><p>　　——壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P206圖10-18查得 ，；</p><p>　　——安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P147表8.7查得。故 </p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。&

35、lt;/p><p><b>　　5.2.2低速級(jí)</b></p><p><b>　　1．傳動(dòng)主要尺寸</b></p><p>　　因?yàn)辇X輪傳動(dòng)形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻(xiàn)[1]P216公式10-17可得：</p><p><b>　　式中各

36、參數(shù)為：</b></p><p>　?。?）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：</p><p>　　（2）初選=23, 則</p><p>　　式中： ——大齒輪數(shù)； </p><p>　　——低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比。</p><p>　?。?）由參考文獻(xiàn)[1] P205 表10-7，選取齒寬系數(shù)</p>&

37、lt;p>　?。?）初取螺旋角。由參考文獻(xiàn)[1]P215公式圖10-26可計(jì)算齒 </p><p><b>　　輪傳動(dòng)端面重合度：</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P216得 </p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P217圖10-28查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3

38、。</p><p>　?。?）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：</p><p><b>　　齒輪當(dāng)量齒數(shù)為</b></p><p><b>　　， </b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P200表10-5查得齒形系數(shù)=2.618，=2.215</p><p>　　由參考文

39、獻(xiàn)[1] P200表10-5查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.593， </p><p><b>　　=1.776</b></p><p>　?。?）許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)[1] P205公式10-12算得：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P208圖10-20（c）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限</p><p><b>

40、;　　應(yīng)力分別為：</b></p><p><b>　　和。</b></p><p>　　取安全系數(shù)=1.25。</p><p>　　小齒輪3和大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：</p><p>　　式中：——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)；</p><p>　　——齒輪工作時(shí)間。

41、 </p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P206圖10-18查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為：</p><p>　　故許用彎曲應(yīng)力為 </p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　初算齒輪法面模數(shù)

42、</b></p><p><b>　　2 .計(jì)算傳動(dòng)</b></p><p><b>　?。?）計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P193表10-2查得使用</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；</p><p

43、>　　由參考文獻(xiàn)[1] P196表10-4查得齒向載荷分布系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1] P195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)，則</p><p>　　對(duì)進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)</p><p><b>　　圓整為 </b></p><p>　?。?）計(jì)算傳動(dòng)尺寸。</p>&l

44、t;p><b>　　中心距 </b></p><p><b>　　圓整為155mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角 </b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑 </p><p>　　大齒輪分度圓直徑 </p><p>

45、<b>　　圓整b=55mm</b></p><p><b>　　取 ， </b></p><p>　　式中： ——小齒輪齒厚；</p><p><b>　　——大齒輪齒厚。</b></p><p>　　3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>　　由參

46、考文獻(xiàn)[1] P218公式10-20 </p><p><b>　　式中各參數(shù)：</b></p><p><b>　?。?）齒數(shù)比。</b></p><p>　?。?）由參考文獻(xiàn)[1] P201表10-6查得彈性系數(shù)。</p><p>　　（3）由參考文獻(xiàn)[1] P217圖10-30查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域

47、系數(shù)。</p><p>　?。?）由參考文獻(xiàn)[1] P205公式10-12計(jì)算許用接觸 </p><p><b>　　應(yīng)力</b></p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[1] P209</p><p>　　圖10-21分別查得，</p><p><b>　??；<

48、/b></p><p>　　——壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P206圖 </p><p>　　10-18查得 ，；</p><p>　　——安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1] P147表8.7查 </p><p><b>　　得。</b></p><p><b>　　故 </b

49、></p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。</p><p>　　第6章 軸徑計(jì)算及軸的校核</p><p><b>　　6.1初算軸徑</b></p><p>　　按照需要取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由[1]P370表15-3取故有：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P370公式

50、15-2可得：</p><p>　　輸入軸的最小直徑：?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對(duì)軸徑的要求，最后取。</p><p>　　中間軸的最小直徑：?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命的要求，最后取</p><p>　　輸出軸的最小直徑：?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對(duì)軸徑的要求，最后取。</p><p>　　式中：——由許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力確定的系

51、數(shù)</p><p><b>　　6.2軸的校核</b></p><p>　　6.2.1中間軸（軸II）</p><p>　　1.齒輪2（高速級(jí)從動(dòng)輪）的受力計(jì)算：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P213公式10-14可知</p><p>　　式中：——齒輪所受的圓周力，N；</p>

52、;<p>　　——齒輪所受的徑向力，N；</p><p>　　——齒輪所受的軸向力，N； </p><p>　　2.齒輪3（低速級(jí)主動(dòng)輪）的受力計(jì)算：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P213公式10-14可知</p><p>　　式中：——齒輪所受的圓周力，N；</p><p>　　——齒輪所受的徑

53、向力，N；</p><p>　　——齒輪所受的軸向力，N；</p><p>　　3.齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為：</p><p>　　4.軸向外部軸向力合力為：</p><p>　　5.計(jì)算軸承支反力：</p><p><b>　　豎直方向，軸承1</b></p><

54、p><b>　　軸承2</b></p><p>　　水平方向，軸承1 ， </p><p>　　軸承2，與所設(shè)方 向相反。</p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：</p><p>　　6.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩</p>

55、<p>　　a-a剖面左側(cè)，豎直方向</p><p><b>　　水平方向</b></p><p>　　b-b剖面右側(cè)，豎直方向</p><p><b>　　水平方向</b></p><p>　　a-a剖面右側(cè)合成彎矩為</p><p>　　b-b剖面左側(cè)合成彎矩為

56、</p><p>　　故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面。</p><p><b>　　計(jì)算應(yīng)力</b></p><p>　　初定齒輪2的軸徑為=32mm，軸轂長(zhǎng)度為10mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)[1]P106表6-1選擇=10×8，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=35mm，連接鍵由P106表6-1選擇=12×8，t=5mm,=3

57、2mm，轂槽深度=3.3mm。</p><p><b>　　由</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　故齒輪3可與軸分離。</p><p>　　又a-a剖面右側(cè)（齒輪3處）危險(xiǎn)，故：</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)</b

58、></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)</b></p><p><b>　　彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</b></p><p><b>　　8.計(jì)算安全系數(shù)</b></p><p>　　對(duì)調(diào)

59、質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P362表15-1知:</p><p>　　抗拉強(qiáng)度極限=640MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限=275 Mpa</p><p>　　剪切疲勞極限=155Mpa</p><p>　　軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)附圖3-4查得</p><p>　　絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖3-2

60、和3-3查得：</p><p>　　又由3-1及3-2的碳鋼的特性系數(shù)</p><p>　　鍵槽應(yīng)力綜合系數(shù)得：（插值法）</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數(shù)</p><p><b>　　7</b></p><p>　　許用安全系數(shù)[S]=1.

61、5~1.8，顯然S>[S]，故危險(xiǎn)截面是安全的</p><p>　　6.2.2輸入軸（軸I）</p><p>　　1.計(jì)算齒輪上的作用力</p><p>　　由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力</p><p>　　2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：</p>

62、<p>　　3.計(jì)算軸承支撐反力</p><p><b>　　豎直方向，軸承1</b></p><p><b>　　軸承2</b></p><p><b>　　水平方向，軸承1 </b></p><p>　　， </p><

63、;p><b>　　軸承2，</b></p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：</p><p>　　4.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩</p><p><b>　　a-a剖面左側(cè)：</b></p><p><b>　　豎直方向 <

64、;/b></p><p><b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p><b>　　a-a剖面右側(cè)：</b></p><p><b>　　豎直方向</b></p><p>&l

65、t;b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　故危險(xiǎn)截面在a-a剖面左側(cè)。</p><p><b>　　5.計(jì)算截面應(yīng)力</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)</b></p>&l

66、t;p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p><b>　　彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　扭剪應(yīng)力</b></p><p><b>　　6．計(jì)算安全系數(shù)</b></p><p>　　對(duì)調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]

67、P362表15-1知:</p><p>　　抗拉強(qiáng)度極限=640Mpa</p><p>　　彎曲疲勞極限=275 Mpa</p><p>　　剪切疲勞極限=155Mpa</p><p>　　軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)附圖3-4查得</p><p>　　絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖3-2和3-3查得：</p>

68、<p>　　又由3-1及3-2的碳鋼的特性系數(shù)</p><p>　　鍵槽應(yīng)力綜合系數(shù)得：（插值法）</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數(shù)</p><p>　　許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險(xiǎn)截面是安全的</p><p>　　6.2.3輸出軸(軸I

69、II)</p><p>　　1.計(jì)算齒輪上的作用力</p><p>　　由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力</p><p>　　2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：</p><p>　　3.計(jì)算軸承支撐反力</p><p><b>　　豎直方向

70、，軸承1</b></p><p><b>　　軸承2</b></p><p>　　水平方向，軸承1 ， </p><p><b>　　軸承2，</b></p><p>　　軸承1的總支撐反力：</p><p>　　軸承2的總支撐反力：<

71、/p><p>　　4.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩</p><p>　　a-a剖面左側(cè)，豎直方向 </p><p><b>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　a-a剖面右側(cè)，豎直方向</p><p><b

72、>　　水平方向</b></p><p><b>　　其合成彎矩為</b></p><p>　　故危險(xiǎn)截面在a-a剖面左側(cè)。</p><p><b>　　5.計(jì)算截面應(yīng)力</b></p><p>　　初定齒輪4的軸徑為=40mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)[1]P106表6-1選擇=12

73、15;8，t=5mm,=28mm</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)</b></p><p><b>　　彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　扭剪應(yīng)力</b></p><

74、p><b>　　6．計(jì)算安全系數(shù)</b></p><p>　　對(duì)調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P362表15-1知:</p><p>　　抗拉強(qiáng)度極限=640Mpa</p><p>　　彎曲疲勞極限=275 Mpa</p><p>　　剪切疲勞極限=155Mpa</p><p>　　軸

75、磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)附圖3-4查得</p><p>　　絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖3-2和3-3查得：</p><p>　　又由3-1及3-2的碳鋼的特性系數(shù)</p><p>　　鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)得：（插值法）</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數(shù)</p><p&g

76、t;　　許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險(xiǎn)截面是安全的</p><p><b>　　第7章 鍵的校核</b></p><p>　　7.1.輸入軸（軸I）上鍵的校核 </p><p>　　聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P106表6-1選擇=8×7，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm</p>

77、;<p>　　聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力</p><p>　　由于鍵，軸的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P106表6-2查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！</p><p>　　7.2.中間軸（軸II）上鍵的校核 </p><p>　　齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力</p><p>　　齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力</p><

78、;p>　　由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P106表6-2查得</p><p>　　，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！</p><p>　　7.3.輸出軸（軸III）上鍵的校核 </p><p>　　聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[1]P106表6-1選擇=10×8，t=5mm,=70mm。軸徑為=35mm</p><p>

79、;　　聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力 </p><p>　　齒輪選用雙鍵連接，180度對(duì)稱分布。參考文獻(xiàn)[1]P106表6-1選擇=12×8，t=5mm,=28mm。軸徑為=44mm</p><p>　　齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力</p><p>　　由于鍵，軸的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！</p><p>

80、　　第8章 軸承的壽命的校核</p><p>　　8.1.輸入軸（軸I）上軸承壽命的校核</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]P191表8-33查7206C軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷=17.8KN，基本額定靜負(fù)荷=12.8KN</p><p>　　軸承1的派生軸向力為：</p><p>　　軸承2的派生軸向力為：</p><

81、;p>　　由于故軸承2為松端，軸承1為緊端</p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承2的軸向力</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P321表13-5可查得：</p><p><b>　　又</b></p>

82、;<p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P320~321表13-4，13-6得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承1的壽命</p

83、><p>　　已知工作年限為8年單班,故軸承預(yù)期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p>　　8.2.中間軸（軸II）上軸承壽命的校核</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]P191表8-33查7207C軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷=23.5KN，基本額定靜負(fù)荷=17.5KN</p><p>　　軸承1的派

84、生軸向力為：</p><p>　　軸承2的派生軸向力為：</p><p>　　由于故軸承1為松端，軸承2為緊端</p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承2的軸向力</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P321表13-5可

85、查得：</p><p><b>　　又</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P320

86、~321表13-4，13-6得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承1的壽命</p><p>　　已知工作年限為8年單班,故軸承預(yù)期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p>　　8.3.輸出軸（軸III）上軸承壽命的校核</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[2]P191表8-33查7208C軸承得軸承基

87、本額定動(dòng)負(fù)荷=26.8KN，基本額定靜負(fù)荷=20.5KN</p><p>　　軸承1的派生軸向力為：</p><p>　　軸承2的派生軸向力為：</p><p>　　由于故軸承1為松端，軸承2為緊端</p><p><b>　　故軸承1的軸向力，</b></p><p><b>　　軸承

88、2的軸向力</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P321表13-5可查得：</p><p><b>　　又</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　

89、取</b></p><p>　　根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P320~321表13-4，13-6得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承1的壽命</p><p>　　已知工作年限為8年單班,故軸承預(yù)期壽命</p><p>　　，故軸承壽命滿足要求</p><p>　　第9章 選擇聯(lián)軸器</p&

90、gt;<p>　　由于電動(dòng)機(jī)的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻(xiàn)[2]P196表8-36選擇聯(lián)軸器為L(zhǎng)x1型彈性柱銷聯(lián)軸器，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉(zhuǎn)矩大，所選聯(lián)軸器的額定轉(zhuǎn)矩大，故選Lx3型，孔徑取35mm。</p><p>　　第10章 潤(rùn)滑方式</p><p>　　由于所設(shè)計(jì)的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤(rùn)滑方式選用油潤(rùn)滑，軸承的潤(rùn)滑

91、方式選用脂潤(rùn)滑?？紤]到減速器的工作載荷不是太大，參考文獻(xiàn)[3]P781表14-2故潤(rùn)滑油選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903——1995），牌號(hào)選68號(hào)。潤(rùn)滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。參考[3]P779表14-1軸承的潤(rùn)滑脂選用通用鋰基潤(rùn)滑脂（GB 7324——1994）。牌號(hào)為2號(hào)。由于軸承選用了脂潤(rùn)滑，故要防止齒輪的潤(rùn)滑油進(jìn)入軸承將潤(rùn)滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑?rùn)滑油污染。所以要軸承與集體內(nèi)壁之間設(shè)置擋油環(huán)。&

92、lt;/p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　?。?］濮良貴，紀(jì)名剛.《機(jī)械設(shè)計(jì)》（第八版）［Ｍ］.高等教育出版社，2006.</p><p>　?。?］楊光等主編《.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2010.</p><p>　　[3] 毛謙德，李振清主編《機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)》（第三版）［

93、Ｍ］. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006</p><p>　　[4] 朱理主編《機(jī)械原理》(第二版)［Ｍ］高等教育出版社</p><p>　　[5]劉鴻文主編《材料力學(xué)》（第五版）［Ｍ］高等教育出版社.</p><p>　　[6]徐學(xué)林主編《互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)》［Ｍ］（第二版）湖南大學(xué)出版社.</p><p>　　[7]龐國(guó)星主編《工程材料與