裝配圖二級直齒輪減速器設(shè)計(論文+DWG圖紙)

裝配圖二級直齒輪減速器設(shè)計(論文+DWG圖紙),裝配,二級,齒輪,減速器,設(shè)計,論文,dwg,圖紙 一、 設(shè)計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器1 要求：擬定傳動關(guān)系：由電動機、V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構(gòu)成。2 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產(chǎn)，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。3 知條件：運輸帶卷筒轉(zhuǎn)速， 減速箱輸出軸功率馬力，二、 傳動裝置總體設(shè)計：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(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下：三、 選擇電機. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.96每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.96聯(lián)軸器的傳動效率：0.993卷筒的傳動效率：0.96說明：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率： 2確定電機轉(zhuǎn)速：查指導(dǎo)書第7頁表1：取V帶傳動比i=24二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：符合這一范圍的轉(zhuǎn)速有：750、1000、1500、3000根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)速r/min重量總傳動比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.793Y132M1-64KW100096073Kg50.534Y160M1-84KW750720118Kg37.89綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速質(zhì)量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：分配傳動比：取 則取經(jīng)計算注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比，為低速級傳動比。五 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。. 各軸轉(zhuǎn)速：2各軸輸入功率：3各軸輸入轉(zhuǎn)矩：運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表：軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.6736.59601軸3.523.48106.9105.8314.862軸3.213.18470.3465.6683軸3.053.021591.51559.619.14軸32.971575.61512.619.1六 設(shè)計V帶和帶輪：1.設(shè)計V帶確定V帶型號查課本表13-6得： 則根據(jù)=4.4, =960r/min,由課本圖13-5，選擇A型V帶，取。查課本第206頁表13-7取。為帶傳動的滑動率。驗算帶速： 帶速在范圍內(nèi)，合適。取V帶基準(zhǔn)長度和中心距a：初步選取中心距a：，取。由課本第195頁式（13-2）得：查課本第202頁表13-2取。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：。驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：。求V帶根數(shù)Z：由課本第204頁式13-15得：查課本第203頁表13-3由內(nèi)插值法得。 EF=0.1=1.37+0.1=1.38 EF=0.08 查課本第202頁表13-2得。查課本第204頁表13-5由內(nèi)插值法得。=163.0 EF=0.009=0.95+0.009=0.959則取根。求作用在帶輪軸上的壓力：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：。七 齒輪的設(shè)計：1高速級大小齒輪的設(shè)計：材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10C圖得： 。故 。按齒面接觸強度設(shè)計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù) 計算中心距：由課本第165頁式11-5得： 考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取 則取 實際傳動比：傳動比誤差：。齒寬：取高速級大齒輪： 高速級小齒輪： 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得： 按最小齒寬計算： 所以安全。齒輪的圓周速度： 查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。2低速級大小齒輪的設(shè)計：材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10C圖得： 。故 。按齒面接觸強度設(shè)計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù)計算中心距： 由課本第165頁式11-5得： 取 則 取計算傳動比誤差：合適齒寬：則取 低速級大齒輪： 低速級小齒輪： 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：按最小齒寬計算：安全。齒輪的圓周速度：查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。八 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座厚度10箱蓋厚度9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M12蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112342218，至凸緣邊緣距離查手冊表1122816外箱壁至軸承端面距離=+（510）50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.215齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚98.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）九 軸的設(shè)計：1高速軸設(shè)計： 材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊第9頁表1-16取。L1=1.75d1-3=60。因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段裝配軸承且，所以查手冊62頁表6-1取。選用6009軸承。L3=B+2=16+10+2=28。段主要是定位軸承，取。L4根據(jù)箱體內(nèi)壁線確定后在確定。裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸： 查手冊51頁表4-1得：得：e=5.96.25。段裝配軸承所以 L6= L3=28。2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為作用在軸1帶輪上的外力： 求垂直面的支反力：求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支承力：由得NN求并繪制水平面彎矩圖：求F在支點產(chǎn)生的反力：求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：F在a處產(chǎn)生的彎矩：求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應(yīng)力，則：因為，所以該軸是安全的。3軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則 因此所該軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖如下：5鍵的設(shè)計與校核: 根據(jù)，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由于在范圍內(nèi)，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵:鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取=50得查課本155頁表10-10所選鍵為：中間軸的設(shè)計：材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取C=100。根據(jù)課本第230頁式14-2得：段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+=18+10+10+2=40。裝配低速級小齒輪，且取，L2=128，因為要比齒輪孔長度少。段主要是定位高速級大齒輪，所以取，L3=10。裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+3+=18+10+10+2=43。校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94作用在2、3齒輪上的圓周力： N 徑向力：求垂直面的支反力計算垂直彎矩：求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖：求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：求危險截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑： n-n截面: m-m截面: 由于，所以該軸是安全的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取則，軸承使用壽命在年范圍內(nèi)，因此所該軸承符合要求。彎矩及軸的受力分析圖如下：鍵的設(shè)計與校核：已知參考教材表10-11，由于所以取因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為: 從動軸的設(shè)計：確定各軸段直徑計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強度計算，由式14-2得：考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取查手冊9頁表1-16圓整成標(biāo)準(zhǔn)值，取為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設(shè)置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標(biāo)準(zhǔn)值，因此取。設(shè)計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承6215:。設(shè)計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取設(shè)計另一端軸頸，取，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 輪裝拆方便，設(shè)計軸頭，取，查手冊9頁表1-16取。設(shè)計軸環(huán)及寬度b使齒輪軸向定位，故取取,確定各軸段長度。有聯(lián)軸器的尺寸決定(后面將會講到).因為,所以軸頭長度因為此段要比此輪孔的長度短其它各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。（4）校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當(dāng)量彎矩。作用在齒輪上的圓周力： 徑向力：求垂直面的支反力：計算垂直彎矩：.m求水平面的支承力。計算、繪制水平面彎矩圖。求F在支點產(chǎn)生的反力求F力產(chǎn)生的彎矩圖。F在a處產(chǎn)生的彎矩：求合成彎矩圖?？紤]最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當(dāng)量彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應(yīng)力，則：考慮到鍵槽的影響，取因為，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則,該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：（7）鍵的設(shè)計與校核：因為d1=63裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L1=107初選鍵長為100,校核所以所選鍵為: 裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L6=122初選鍵長為100,校核所以所選鍵為:.十 高速軸大齒輪的設(shè)計因 采用腹板式結(jié)構(gòu)代號結(jié)構(gòu)尺寸和計算公式結(jié)果輪轂處直徑72輪轂軸向長度84倒角尺寸1齒根圓處的厚度10腹板最大直徑321.25板孔直徑62.5腹板厚度25.2電動機帶輪的設(shè)計 代號結(jié)構(gòu)尺寸和計算公式結(jié)果 手冊157頁38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm十一.聯(lián)軸器的選擇：計算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯(lián)軸器。十二潤滑方式的確定：因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。十三.其他有關(guān)數(shù)據(jù)見裝配圖的明細表和手冊中的有關(guān)數(shù)據(jù)。十四.參考資料： 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊(第二版)清華大學(xué) 吳宗澤，北京科技大學(xué) 羅圣國主編。機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書（第二版）羅圣國，李平林等主編。機械課程設(shè)計（重慶大學(xué)出版社）周元康等主編。機械設(shè)計基礎(chǔ)（第四版）課本楊可楨 程光蘊 主編。25一、 設(shè)計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器1 要求：擬定傳動關(guān)系：由電動機、V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構(gòu)成。2 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產(chǎn)，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。3 知條件：運輸帶卷筒轉(zhuǎn)速， 減速箱輸出軸功率馬力，二、 傳動裝置總體設(shè)計：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(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下：三、 選擇電機. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.96每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.96聯(lián)軸器的傳動效率：0.993卷筒的傳動效率：0.96說明：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率： 2確定電機轉(zhuǎn)速：查指導(dǎo)書第7頁表1：取V帶傳動比i=24二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：符合這一范圍的轉(zhuǎn)速有：750、1000、1500、3000根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)速r/min重量總傳動比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.793Y132M1-64KW100096073Kg50.534Y160M1-84KW750720118Kg37.89綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速質(zhì)量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：分配傳動比：取 則取經(jīng)計算注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比，為低速級傳動比。五 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。. 各軸轉(zhuǎn)速：2各軸輸入功率：3各軸輸入轉(zhuǎn)矩：運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表：軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.6736.59601軸3.523.48106.9105.8314.862軸3.213.18470.3465.6683軸3.053.021591.51559.619.14軸32.971575.61512.619.1六 設(shè)計V帶和帶輪：1.設(shè)計V帶確定V帶型號查課本表13-6得： 則根據(jù)=4.4, =960r/min,由課本圖13-5，選擇A型V帶，取。查課本第206頁表13-7取。為帶傳動的滑動率。驗算帶速： 帶速在范圍內(nèi)，合適。取V帶基準(zhǔn)長度和中心距a：初步選取中心距a：，取。由課本第195頁式（13-2）得：查課本第202頁表13-2取。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：。驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：。求V帶根數(shù)Z：由課本第204頁式13-15得：查課本第203頁表13-3由內(nèi)插值法得。 EF=0.1=1.37+0.1=1.38 EF=0.08 查課本第202頁表13-2得。查課本第204頁表13-5由內(nèi)插值法得。=163.0 EF=0.009=0.95+0.009=0.959則取根。求作用在帶輪軸上的壓力：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：。七 齒輪的設(shè)計：1高速級大小齒輪的設(shè)計：材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10C圖得： 。故 。按齒面接觸強度設(shè)計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù) 計算中心距：由課本第165頁式11-5得： 考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取 則取 實際傳動比：傳動比誤差：。齒寬：取高速級大齒輪： 高速級小齒輪： 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得： 按最小齒寬計算： 所以安全。齒輪的圓周速度： 查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。2低速級大小齒輪的設(shè)計：材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10C圖得： 。故 。按齒面接觸強度設(shè)計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù)計算中心距： 由課本第165頁式11-5得： 取 則 取計算傳動比誤差：合適齒寬：則取 低速級大齒輪： 低速級小齒輪： 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：按最小齒寬計算：安全。齒輪的圓周速度：查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。八 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座厚度10箱蓋厚度9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M12蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112342218，至凸緣邊緣距離查手冊表1122816外箱壁至軸承端面距離=+（510）50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.215齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚98.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）九 軸的設(shè)計：1高速軸設(shè)計： 材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊第9頁表1-16取。L1=1.75d1-3=60。因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段裝配軸承且，所以查手冊62頁表6-1取。選用6009軸承。L3=B+2=16+10+2=28。段主要是定位軸承，取。L4根據(jù)箱體內(nèi)壁線確定后在確定。裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸： 查手冊51頁表4-1得：得：e=5.96.25。段裝配軸承所以 L6= L3=28。2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為作用在軸1帶輪上的外力： 求垂直面的支反力：求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支承力：由得NN求并繪制水平面彎矩圖：求F在支點產(chǎn)生的反力：求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：F在a處產(chǎn)生的彎矩：求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應(yīng)力，則：因為，所以該軸是安全的。3軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則 因此所該軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖如下：5鍵的設(shè)計與校核: 根據(jù)，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由于在范圍內(nèi)，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵:鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取=50得查課本155頁表10-10所選鍵為：中間軸的設(shè)計：材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取C=100。根據(jù)課本第230頁式14-2得：段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+=18+10+10+2=40。裝配低速級小齒輪，且取，L2=128，因為要比齒輪孔長度少。段主要是定位高速級大齒輪，所以取，L3=10。裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+3+=18+10+10+2=43。校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94作用在2、3齒輪上的圓周力： N 徑向力：求垂直面的支反力計算垂直彎矩：求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖：求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：求危險截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑： n-n截面: m-m截面: 由于，所以該軸是安全的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取則，軸承使用壽命在年范圍內(nèi)，因此所該軸承符合要求。彎矩及軸的受力分析圖如下：鍵的設(shè)計與校核：已知參考教材表10-11，由于所以取因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為: 從動軸的設(shè)計：確定各軸段直徑計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強度計算，由式14-2得：考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取查手冊9頁表1-16圓整成標(biāo)準(zhǔn)值，取為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設(shè)置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標(biāo)準(zhǔn)值，因此取。設(shè)計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承6215:。設(shè)計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取設(shè)計另一端軸頸，取，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 輪裝拆方便，設(shè)計軸頭，取，查手冊9頁表1-16取。設(shè)計軸環(huán)及寬度b使齒輪軸向定位，故取取,確定各軸段長度。有聯(lián)軸器的尺寸決定(后面將會講到).因為,所以軸頭長度因為此段要比此輪孔的長度短其它各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。（4）校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當(dāng)量彎矩。作用在齒輪上的圓周力： 徑向力：求垂直面的支反力：計算垂直彎矩：.m求水平面的支承力。計算、繪制水平面彎矩圖。求F在支點產(chǎn)生的反力求F力產(chǎn)生的彎矩圖。F在a處產(chǎn)生的彎矩：求合成彎矩圖?？紤]最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當(dāng)量彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應(yīng)力，則：考慮到鍵槽的影響，取因為，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則,該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：（7）鍵的設(shè)計與校核：因為d1=63裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L1=107初選鍵長為100,校核所以所選鍵為: 裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L6=122初選鍵長為100,校核所以所選鍵為:.十 高速軸大齒輪的設(shè)計因 采用腹板式結(jié)構(gòu)代號結(jié)構(gòu)尺寸和計算公式結(jié)果輪轂處直徑72輪轂軸向長度84倒角尺寸1齒根圓處的厚度10腹板最大直徑321.25板孔直徑62.5腹板厚度25.2電動機帶輪的設(shè)計 代號結(jié)構(gòu)尺寸和計算公式結(jié)果 手冊157頁38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm十一.聯(lián)軸器的選擇：計算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯(lián)軸器。十二潤滑方式的確定：因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。十三.其他有關(guān)數(shù)據(jù)見裝配圖的明細表和手冊中的有關(guān)數(shù)據(jù)。十四.參考資料： 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊(第二版)清華大學(xué) 吳宗澤，北京科技大學(xué) 羅圣國主編。機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書（第二版）羅圣國，李平林等主編。機械課程設(shè)計（重慶大學(xué)出版社）周元康等主編。機械設(shè)計基礎(chǔ)（第四版）課本楊可楨 程光蘊 主編。25