ivz軸承如何

㈠ 急求機械高手幫幫我

一種單級圓柱齒輪減速器，主要由主、從動變位齒輪、軸承、擋圈、端蓋、主、副殼體、花鍵軸、內花鍵套法蘭、壓蓋、軸承座組成。

其特點是主動變位齒輪是台階式的，一端部齒輪與從動變位齒輪聯接，另一端部與軸承、擋圈固定聯接，軸承的外套與軸承座聯接，軸承座與副殼體表面聯接固定。

此減速器由於主、從齒輪採用變位齒輪，主動變位齒輪的另一端部增加軸承、軸承座，改變過去的懸臂狀態，加強齒輪的工作強度，提高了減速器的壽命。

下面是設計說明書：

修改參數：輸送帶工作拉力：2300N

輸送帶工作速度：1.5m/s

滾筒直徑：400mm

每日工作時數：24h

傳動工作年限：3年

機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器目錄

設計任務書……………………………………………………1

傳動方案的擬定及說明………………………………………4

電動機的選擇…………………………………………………4

計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5

傳動件的設計計算……………………………………………5

軸的設計計算…………………………………………………8

滾動軸承的選擇及計算………………………………………14

鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16

連軸器的選擇…………………………………………………16

減速器附件的選擇……………………………………………17

潤滑與密封……………………………………………………18

設計小結………………………………………………………18

㈡ 如何安裝SKF雙列圓錐滾子軸承及其有哪些方法

安裝雙列圓錐滾子軸承時，各軸承部件必須按照正確的順序安裝。部件以一個字母識別。同一軸承的所有部件均標有相同系列號，這樣如果幾個軸承要同時安裝，也沒有部件混淆的危險。

在軋鋼機的大部分應用中，外圈上的載荷方向是恆定的，因此只有外圈滾道的大約四分之一承受載荷。所以，外圈的側面分為四個區域，以I至IV標記。載荷區域I的標記還同一條通過外圈外表面的線相連。

軸承第一次安裝時，通常將I區域放在載荷作用方向上。軋輥軸承座重新安裝時，外圈應旋轉90度，使下一個區域承受載荷。如果需要，詳細安裝說明可同軸承一起提供。

安裝較小的TDI結構的軸承時，應注意相對較薄的中間圈不發生因擠壓變形，例如在擰緊軸承罩螺絲時。這會引起軸承的軸向游隙過小或預載荷過高。因此，建議通過在軸承罩上提供適合軸承寬度的插口，將這種軸承裝入軸承座。

㈢ 帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

㈣ CM6132普通車床電氣控制電路設計

1.序言

本次課程設計任務是CM6132車床主傳動設計。由於CM6132車床是精密，高精密加工車床，要求車床加工精度高，主軸運轉可靠，並且受外界，振動，溫度干擾要小，因此，本次設計是將車床的主軸箱傳動和變速箱傳動分開設計，以盡量減小變速箱，原電機振動源對主軸箱傳動的影響。

本次課程設計包括CM6132車床傳動設計，動力計算，結構設計以及主軸校核等內容，其中還有A0大圖紙的CM6132車床主傳動的結構圖、

本次課程設計師畢業課程設計前一次對我們大學四年期間機械專業基礎知識的考核和檢驗。它囊括了理論力學，材料力學，機械原理，機械設計，機械製造裝備設計等許多機械學科的專業基礎知識，因此稱之為專業課程設計。它不僅僅是對我們專業知識掌握情況的考核和檢驗，也是一次對我們所學的知識去分析，去解決生產實踐問題的運用。由於本次課程設計實踐恰與2010年考研沖刺期沖突，因此在編寫課程設計說明書，設計CM6132主傳動結構圖的過程中難免有不少紕漏和錯誤，懇請老師指正。

2.傳動設計

本次設計在分析研究所掌握的資料的基礎上，用計演算法或類比法確定所設計主軸變速箱的極限轉速公比，求出轉速極速，選擇電動機的轉速和功率，擬定合適的結構式，結構網和轉速圖，然後擬定傳動方案並繪制傳動系統圖，確定轉速比和齒輪齒數及帶輪直徑等。

2.1確定轉速極速

根據任務要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，轉速公比φ=1.41.則轉速范圍Rn：

Rn=Nmax/Nmin=44.4 （1）

依據φ，Rn，可求得主軸轉速級數Z:

Z=lgRn/lgφ+1=11.98=12 （2）

2.2確定結構式及結構網

由於結構上的限制，變速組中的傳動副數目通常選用2或3為宜，故其結構式為：Z=2^（n）*3^（m）.對於12級傳動，其結構式可為以下三種形式：

12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；

在電動機功率一定的情況下，所需傳遞的轉矩越小，傳動件和傳動軸的集合尺寸就越小。因此，從傳動順序來講，盡量使前面的傳動件多以些，即前多後少原則。故本設計採用結構式為：

12=3*2*2

圖1中，從軸I到軸II有三隊齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動速度；從軸II到軸III有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動速度，故從軸II到軸III可得到3*2=6種不同的傳動速度；同理，軸III到軸IV有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動速度，故從軸I到軸IV共可得到3*2*2=12種不同的傳動轉速。

圖1 3*2*2傳動方案

在制定機床傳動方案時，常將傳動鏈特性的相關關系畫成圖，以供比較選擇。該圖即為結構網圖。結構網只表示各傳動副傳動比的相關關系，而不表示數值， 因而繪製成對稱形式(圖2)。由於主軸的轉速應滿足級比規律（從低到高間成等比數列，公比為φ），故結構網上相鄰兩橫線間代表一個公比φ。

為了使一根軸上變速范圍不超過允許值，傳動副輸越多，級比指數應小一些。考慮到傳動順序中有前多後少原則，擴大順序應採用前小後大的原則，即所謂的前密後疏原則。故本設計採用的結構式為：

12=3（1）*2（3）*2（6）

12:級數。

3，2，2：按傳動順序的各傳動組的傳動副數。

1，3，6：各傳動組中級比間的空格數，也反映傳動比及擴大順序。

該傳動形式反映了傳動順序和擴大順序，且表示傳動方向和擴大順序一致。圖2為該傳動的結構式。

圖2 12=3(1)*2(3)*2(6)結構網

2.3繪制轉速圖

繪制CM6132車床轉速圖前，有必要說明兩點：

（1）為了結構緊湊，減小振動和雜訊，通常限制：

a：Imin>=1/4;

b：Imax<=2(斜齒輪<=2.5);

所以，在一個變速組中，變速范圍要小於等於8，對應本次設計，轉速圖中，一個軸上的傳動副間最大不能相差6格。

c：前緩後急原則；

即傳動在前的傳動組，其降速比小，而在後的傳動組，其降速比大。

（2）CM6132車床轉速圖與它的主傳動系統圖密切相關。故在繪制它的轉速圖錢，先要確定其主傳動系統圖。

圖3 CM6132普通車床主傳動系統圖

如圖3所示，CM6132型普通車床採用分離式傳動，即變速箱和主軸箱分離。III，IV軸為皮帶傳動。在主軸箱的傳動中採用了背輪機構（IV，V同軸線），解決了傳動比不能過大（受極限傳動比限制）的問題。

CM6132型普通車床（12級轉速，公比φ=1.41）採用了背輪機構後的轉速圖，如圖4所示。圖中軸號的順序對應傳動系統圖圖3.

圖4 CM6132型普通車床轉速圖

由於最高轉速Nmax=2000rpm，且CM6132機床功率一般為3.0KW左右。為滿足轉速和功率要求，選擇Y系列三相非同步電動機型號為：Y100L2-4,其技術參數見下表.

表1 Y100L2-4型電動機技術數據

2.4 齒輪齒數的估算

為了便於設計和製造，同一傳動組內各齒輪的模數常取為相同。此時，各傳動副的齒輪齒數和相同。

顯然，齒數和太小，則小齒輪的齒數少，將會發生根切，或造成其加工齒輪中心孔的尺寸不夠（與傳動軸直徑有關），或造成加工鍵槽（傳遞運動需要）時切穿齒根；若齒數和太大，則齒輪結構尺寸大，造成主傳動系統結構龐大。因此，應根據傳動軸直徑等適當選取。

本次設計共包含I-II軸傳動組，II-III軸傳動組，IV-V傳動組和V-VI(主軸)傳動組四個齒輪副傳動組。現根據各傳動組內傳動副的傳動比草擬出多種齒數和，見下表2，至於具體

每對傳動副齒數和和各齒輪齒數的確定留待各軸直徑估算確定後再確定。

表2 各種傳動比齒輪齒數和及齒數

2.5帶輪直徑的確定

本次設計中，存在著電動機到I軸，III軸到VI的兩組皮帶輪傳動，其傳動比分別為1.43：1和1:1.一般機床上採用V帶，根據電動機轉速和功率即可確定帶型號，傳動帶數2~5個最佳。

根據帶輪傳遞功率和轉速，對於電動機到I軸選擇A型帶，I軸上帶輪直徑D2=180mm，電動機軸上帶輪直徑D1=176mm，採用5根帶。

III軸到IV軸選擇A型帶（A帶直徑小，承載能力強），III軸上帶輪直徑D3=140mm，IV軸上帶輪直徑D4=140mm，採用2根帶。

3.動力計算

3.1電機功率的確定

如前所述，對於國產CM6132普通車床，機床功率一般為3.0KW.選擇Y100L2-4型號非同步電動機。其額定功率為3KW.

3.2主軸的估算

在設計之初，由於確定的僅僅是一個方案，具體構造尚未確定，因此只能根據統計資料，初步確定主軸的直徑。

3.2.1主軸前端軸頸的直徑D1

表3 各類機床主軸前端軸頸的直徑D1

圖5 機床主軸結構圖

如表3所示，本次設計，選擇D1=80mm。

3.2.2主軸後軸頸D2

一般機床主軸後軸頸D2=（0.7~0.85）D1,取D2=60mm。

需要說明的是，主軸的前後軸頸一般指主軸上與滾動軸承配合的那段軸頸，故D1,D2應為5的整數倍。

3.3中間傳動軸的初算

根據生產經驗，一般機床每根軸的當量直徑d與其傳遞的功率P,計算轉速Nj，以及允許的扭轉角[Ф]有如下經驗公式：

d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) （3）

式中，P：該傳動軸傳遞的額定功率，P=η*Pe，單位KW。

η：電機到該軸傳動件傳動效率總值。

d：當量直徑，單位cm。

Nj：計算轉速，單位rpm。

對於花鍵軸，軸內徑一般要比d小7%。

3.3.1允許扭轉角[Ф]的確定

一般，機床各軸的允許扭轉角參考值見表4.

表4 機床各軸允許扭轉角[Ф]

本次設計，中間傳動軸允許扭轉角[Ф]均取1.2°。

3.3.2計算轉速Nj的確定

計算轉速Nj是指主軸或其他傳動軸傳遞全部功率的最低轉速，對於等比傳動的中型通用機床，主軸計算轉速一般為：

Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)

故本次設計，Nj=125rpm。根據轉速圖圖4，即可確定各軸的計算轉速見下表。

表5 各軸的計算轉速

3.3.3 各軸傳遞功率的確定

各軸的傳遞功率N=η*Pe。在確定各軸效率時，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時，取小值以彌補軸承帶來的誤差。一般機床上格傳動元件的效率見下表。

表6 機械傳動效率

變速箱圓柱齒輪傳動選取8級精度，主軸箱精度要求高，選取7級精度。由表4，表5，表6以及公式（3）即可確定各軸傳遞效率以及當量直徑。見下表：

表7 機床各中間傳動軸傳遞功率及計算直徑

3.4齒輪模數的估算

按接觸疲勞強度或彎曲強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系統各參數都已知道的情況後方可確定，所以，只在草圖完成後校核用。在畫草堂前，先估算，再選用標准齒輪模數，一般同一變速組中的齒輪取同一模數，一個主軸，變速箱中的齒輪採用1~2種模數。傳動功率的齒輪模數一般取大於2mm。在中型機床中，主軸變速箱中的齒輪模數常取2.5，3，4mm。

由中心距A及齒數Z1,Z2，可求齒輪模數為：

m=2A/(Z1+Z2) (4)

根據生產實踐經驗，按齒面點蝕估算的齒輪中心距有如下公式：

A>=370(P/Nj)^(1/3) （5）

式中，Nj：大齒輪的計算轉速，單位為rpm。

P：該齒輪傳遞功率，單位為KW。

從I軸到II軸，P=2.85KW,Nj=1400rpm，則AI II>=46.9mm。

從II軸到III軸，P=2.76KW,Nj=1000rpm，則AII III>=52.0mm。

從III軸到IV 軸，P=2.55KW,Nj=355rpm，則AIII IV>=71.4mm。

由（4）以及表2各軸齒輪傳動齒數和，對於最小齒數和，則有各軸應滿足的最低模數。

故對於I軸，II軸，（Z1+Z2）min=48，AI II>=46.9mm，則m>=1.95mm。

對於II軸，III軸，（Z1+Z2）min=46，AI II>=52.0mm，則m>=2.26mm。

對於III軸，IV軸，（Z1+Z2）min=76，AI II>=71.4mm，則m>=1.87mm。

因而，對於變速箱內圓柱齒輪傳動，統一取m=2.5mm。由於主軸傳遞扭矩大，故對於主軸箱內齒輪模數取3mm。

3.5各軸直徑及各齒輪齒數的確定。

在生產實際中，軸上齒輪的傳動主要靠周向鍵連接來實現的，花鍵連接以其對中性好，導向性能好，應力集中小等優點獲得廣泛應用。因而本次設計中，所有的傳動軸均採用花鍵軸，通過各軸的當量直徑來選取適當標準的花鍵軸徑，再通過花鍵軸徑來選取軸上各齒輪傳動副的齒數。具體各花鍵軸尺寸，齒輪齒數和的選取見下表。

表8 各花鍵軸參數以及相應傳動副齒輪齒數和

這里需要說明三點：

（1）花鍵軸參數尺寸代表Z-D*d*b。Z表示花鍵軸齒數，D表示花鍵軸大徑，d表示小徑，b表示齒寬，具體圖樣見下圖：

圖6 矩形花鍵軸

（2）齒輪齒數的選取，應保證齒輪齒根與花鍵軸大徑配合的輪轂面不得小於3~5mm。

（2）如A0圖紙繪制的CM6132車床主傳動系統圖所示，軸IV做成帶有齒輪的中空軸套，起卸荷左右，這樣可將帶輪的張緊力引起的徑向力通過軸套，滾動軸承傳至機身上，保證主軸的運轉不受帶輪張緊力的影響。

（4）III軸和IV軸間為皮帶輪1：1傳功。

4 結構設計

結構設計包括主軸箱，變速箱的結構，以及傳動件（傳動軸，軸承，齒輪，帶輪，離合器，卸荷裝置等），主軸組件，箱體以及連接件的結構設計和布置等等。

4.1齒輪的軸向布置

本次設計中有多處使用了滑移齒輪，而滑移齒輪必須保證當一對齒輪完全脫離後，令一對齒輪才能進入嚙合，否則會產生干涉或變速困難。所以與之配合的固定齒輪間的距離應保證留有足夠的空間，至少不少於齒寬的兩倍，並留有Δ=1~2mm的間隙。

齒輪齒寬一般取b1=（6~12）m，對變速箱內齒輪傳動副模數m=2.5mm，我設計的齒輪寬度b=6m=15mm 。而對於主軸箱內m=3mm，b2=20mm，故變速箱內相鄰固定齒輪間距離B應不小於32mm。

圖7 齒輪的軸向布置

4.2傳動軸及其上傳動元件的布置

4.2.1 I軸的設計

圖8 I軸及其上傳動元件布置圖

I軸上為三聯滑移齒輪，相應的花鍵軸段尺寸為6-32*28*7。左右端均選取深溝球軸承，其型號分別為6205，6206。右端為5齒皮帶輪，與I軸平鍵連接，電機工頭右端V帶輪將動力傳至I軸，又通過滑移齒輪傳動力至II軸。

4.2.2 II軸的設計

圖9 II軸及其上傳動元件布置圖

II軸上為5個固連齒輪，左邊3個為與I軸配合的齒輪，右邊2各與III軸配合。相應花鍵軸段尺寸為6-32*28*7，左，右端均為型號為6205的深溝球軸承。動力從I軸傳至II軸，並通過右邊兩齒輪傳動力至III軸。

4.2.3 III軸的設計

圖10 III軸及其上傳動元件布置圖

III軸上有2聯滑移齒輪，與II軸的2個固定齒輪嚙合。與之配合的相應花鍵軸段尺寸為6-35*30*10。左，右均為型號為6206的深溝球軸承。左端為2齒皮帶輪，動力從II軸傳至III軸，再通過左邊的V帶輪傳動力至IV軸。

4.2.4 IV軸的設計

圖11 IV軸及其上傳動元件布置圖

IV 軸實際上是帶有齒輪，並套在主軸左端的套筒。兩個型號為6214的深溝球軸承支撐套筒增加其剛度。左端為2齒皮帶輪，左邊螺母可調整其軸向位置。動力從III軸徑皮帶輪傳至IV軸，再通過右邊齒輪將動力傳出。

4.2.5 V軸的設計

圖12 V軸及其上傳動元件布置圖

V軸實際上是背輪機構，其上2個滑移齒輪，與控制主軸內齒離合器滑動的撥叉盤用螺栓固連在一起，進而達到變速目的。與之配合的花鍵軸尺寸參數為6-40*35*10。左右均為型號為6206的深溝球軸承。當撥動滑移齒輪，使左端齒輪與IV軸齒輪嚙合時，主軸將得到低6級轉速。若撥動滑移齒輪，使與之故連得撥叉主軸上齒輪直接與IV軸齒輪嚙合時，主軸將得到高8級轉速。

4.2.6主軸的設計

圖13 主軸及其上傳動元件布置圖

主軸上裝有受V軸（背輪機構）上撥叉盤控制的內齒離合器，以及固連在主軸上的與V軸右端小齒輪的齒輪。當IV軸齒輪直接與內齒離合器嚙合時，主軸將得到高6級轉速。當脫開時，故連齒輪與背輪機構恰好接通，通過兩個1：2.8的減速，主軸將得到低6級轉速。

由於主軸比較長，為提高其剛度，本設計採用三支撐方式，其結構要求箱上的3個支撐孔應有高的同軸度，否則溫升和空載功率增大。但3孔同軸加工難度大，一般選中或後支撐為輔助支撐，只有載荷較大，軸產生彎曲變形時，輔助支撐才起作用。

本設計，前支撐作為主要支撐點，選擇雙列短圓柱滾子軸承，型號為NU316型，它承載能力大，摩擦系數小，溫升低，極限轉速高，能很好的滿足設計要求，但不能承受軸向力。本設計在中支撐處選擇兩列51214型推力球軸承，在作輔助支撐的同時，配合前支撐承受軸向力。後支撐採用內圓外錐式滑動軸承，一方面，它能滿足高速，高精度，重載，以及同時承受較大軸，徑向力的要求；另一方面，它能將主軸由前向後的軸向力，充分的傳至機身上，保證主軸良好的運轉精度和動力性能。各滾動軸承均有螺母調整其軸向間隙，內圓外錐式滑動軸承可通過雙向背帽調整其徑向間隙。

4.3主軸的強度校核

主軸作為車床的輸出軸，一方面，通過卡盤帶動被夾工件回轉，另一方面，由於主軸精度，性能要求較高，導致其結構及其上傳動元件布置較復雜，因而主軸一般都較粗，且均做成中空軸，以保證在同等材料用量下，有較高的強度，剛度以及疲勞強度。

本次設計，只針對主軸進行強度校核，其它軸，以及剛度，疲勞強度校核限於篇幅不作討論。

本次設計，主軸的動力來源有兩種，一是通過背輪機構獲得低6級轉速，一是通過內齒離合器獲得高6級轉速。這兩種情況下，主軸的受力狀況顯然不同，因而應分別進行受力分析並校核。

另外，車床主軸前端一般布置卸荷裝置，可將切削過程中的切削力傳至機身上，故在強度校核時不考慮切削力的影響。

由於主軸同時承受彎矩和轉矩，在進行校核時，按彎矩和轉矩的合成強度條件進行校核，根據第三強度理論，可推得：

σc=Mc/W=sqrt（M^2+（ε*T）^2）/W <=[σ-1b] （6）

本設計主軸的材料為經調質處理的45鋼，它的許用疲勞強度[σ-1b]=60Mpa。

在驗算前，先進行一些簡略處理一簡化計算。主軸的結構簡圖如圖13所示，其上傳動元件具體的軸向位置如A0圖紙所示。這里，由於中間支撐僅做輔助支撐，在進行受力分析時，並不將其看做是支撐反力點。左右軸承集中反力作用點，均看做作用在軸承支撐的中點處。現將主軸上各傳動元件的作用點位置和距離表示如下：

圖14 主軸及其上元件軸向位置簡圖

4.3.1 高6級傳動時強度驗算

這種情況下，主軸上右邊的固定齒輪受力，其受力簡圖如圖15所示。

轉矩 T1=9.55*10^3*P1/N1 =9.55*10^3*3*0.84/45 =531N*m

圓周力 Ft1=T1*10^3/（d1/2） =531*10^3/（76*3/2）=4658N

徑向力 Fr1=Ft1*tan（20°）=1695N

水平面上的支反力：FA1=db/（da+db）*Ft1=132/（280+132）*4658N=1492N

FB1= Ft1-FA1=3166N

垂直面上的支反力：FA1』= db/（da+db）*Fr1=543N

FB1』=Fr1-FA1』=1152N

截面C處的水平彎矩：Mc=280*FA1*10^（-3）=418N*m

截面C處的垂直彎矩：Mc』=280*FA1』*10^（-3）=152N*m

截面C處的合成彎矩：Mc1=sqrt（Mc^2+Mc』^2）=445N*m

因主軸單向回轉，視轉矩為脈動循環，ε=[σ-1b]/ [σ0b]=0.6，則截面C處的當量彎矩為：

Mvc1= sqrt（Mc1^2+（ε*T1）^2）=547N*m

軸的受力圖，轉矩圖，彎矩圖如圖15所示。

按彎扭合力來校核軸的強度：

截面C處當量彎矩最大，故可能為危險截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。[σ-1b]=60Mpa，

σc=Mc/W=Mc/0.1dc^3 =547*10^3/（0.1*75^3）=13.0Mpa< [σ-1b]=60Mpa

所以其強度足夠。

圖15 低6級軸的強度計算

4.3.2 高6級傳動時強度計算

這種情況下，主軸左邊的內齒離合器直接與IV軸外齒嚙合。其受力簡圖如圖16所示。同理有：

轉矩 T2=9.55*10^3*P2/N2 =9.55*10^3*3*0.84/355 =67.8N*m

圓周力 Ft2=T2*10^3/（d2/2） =67.8*10^3/（27*3/2）=1674N

徑向力 Fr2=Ft2*tan（20°）=609N

水平面上的支反力：FA2=db/（db-da）*Ft2=552/（552-140）*1674N=2242N

FB2= Ft2-FA2=-568N

垂直面上的支反力：FA2』= db/（db-da）*Fr2=816N

FB2』=Fr2-FA2』=-207N

截面A處的水平彎矩：Ma=140*Ft2*10^（-3）=234N*m

截面A處的垂直彎矩：Ma』=280*Fr2』*10^（-3）=85.2N*m

截面A處的合成彎矩：Ma1=sqrt（Ma^2+Ma』^2）=249N*m

同理，截面A處的當量彎矩為：

Mva1= sqrt（Ma1^2+（ε*T2）^2）=252N*m

軸的受力圖，轉矩圖，彎矩圖如圖16所示。

同樣，截面A處當量彎矩最大，故可能為危險截面。已知Ma=Mva1=252N*m。[σ-1b]=60Mpa，

σa=Ma/W=Ma/0.1dc^3 =252*10^3/（0.1*65^3）Mpa =9.2Mpa< [σ-1b]=60Mpa

所以其強度也足夠。

圖16 高6級軸的強度計算

綜上所述，兩種情況下主軸的強度均足夠，故本次設計的主軸尺寸滿足要求。

5.小節

這次專業課程設計師大四上學期進行一次非常關鍵，非常重要的課程設計，它也是畢業設計前最後一次關於機械專業基礎知識的課程設計。我個人對這次設計非常重視。

由於這次課程設計時間與考研沖突，因此很多內容特別是A0圖紙的CM6132機床傳動系統的結構圖完成得比較倉促，其中不乏一些小錯誤和不合理之處。比如I軸上的三聯滑移齒輪布置安排不合理，直接導致滑移齒輪間間距比較大（為了留出空間，保證齒輪之間不幹涉），進而影響了I軸的軸向尺寸乃至整個變速箱的尺寸大小。再比如，變速箱內的多對齒輪嚙合時，沒有考慮採用公用齒輪，以減少II軸上固定齒輪的個數，從而減小II軸的軸向尺寸。還有，連接變速箱與主軸箱的V帶輪尺寸較小，與龐大的主軸箱不是很協調，主軸兩邊端蓋設計得也不盡合理……

當然，通過這次課程設計，也讓我學習了很多，使我本人對機械專業的認識更深，對機床內部傳動系統的結構更加清晰，而這些都是大學里課堂上的書本知識所不可能獲得的，普通的考試所不可能考核檢驗的。從這個方面來說，課程設計不僅僅是考試以外一種考核和檢驗學生知識掌握情況以及運用能力方面的重要補充方式，同時學生通過課程設計，對專業基礎知識和專業領域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎實，為以後從事機械工作，以及進行生產實踐活動，奠定了良好的基礎。

6.參考文獻

1.彭文生等主編. 機械設計. 第1版. 北京：高等教育出版社，2002

2.李余慶等主編. 機械製造裝備設計. 第2版. 北京：機械工業出版社，2008

3.唐增寶等主編. 機械設計課程設計. 第1版. 武漢：華中科技大學出版社，2006

4.吳宗澤 主編. 機械零件設計設計受冊[M]. 第1版. 北京：機械工業出版社，2004

㈤ 螺旋千斤頂的設計

一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件：帶式輸送機連續單向運轉，工作平穩無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5% ；兩班制工作（每班按8小時計算），使用期限10年，小批量生產。
具體的設計任務包括：
（1）傳動方案的分析和擬定；
（2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數的計算；
（3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）；
（4）軸和軸承組合設計（軸的結構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）；
（5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）；
（6）聯軸器的選擇；
（7）減速器的潤滑與密封；
（8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）；
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件：運輸帶的有效拉力 F=3000N，傳送帶的速度為 v=2m/s，滾筒直徑為 D=300mm。連續單向運轉，工作平穩無過載。
1、 傳動方案的擬定
採用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。
（1）、類型：採用Y系列三相非同步電動機
（2）、容量選取：工作機有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
設 ：V型帶效率
：滾動軸承效率
：閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率
:彈性聯軸器效率
：捲筒軸效率
ŋ6: 滾筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
傳動裝置總效率為：
ŋ總= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
電動機所需功率為：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《機械設計基礎課程設計》附錄二， 選取電動機的額定功率 Pe=7.5kW
（3）、確定電動機轉速
滾筒轉速為：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min
因帶傳動的傳動比2-4為宜，齒輪傳動的傳動比3-5為宜，則
最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉速可選范圍為：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min
可選的同步轉速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min
三種，三種方案的總傳動比分別為：
i =7.61 i =11.3 =22.76
考慮到電動機轉速越高，價格越低，尺寸越小，結構更緊湊，故選用同步轉速為 的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，得此電動機的型號為 Y132M-4。
電動機型號：Y132M-4
額定功率 ：7.5
滿載轉速 ：1440
啟動轉矩 ：2.2
最大轉矩 ：2.2
由電動機具體尺寸參數 ，得
中心高： 132mm
外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315
底腳安裝尺寸 ：216 178
地腳螺孔直徑 ：12
軸外伸尺寸 ：38 80
裝鍵部位尺寸 ：10 33 38
2、 計算傳動裝置的總傳動比並分配傳動比
（1）、總傳動比： i總=11.3
（2）、分配傳動比：取帶傳動比 i帶=2.8，則減速器傳動比 i齒=11.3/2.8=4。
三、 傳動裝置的運動和動力參數計算
1、各軸轉速計算
nⅠ= ／i帶=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齒=514.286／4.0=127.4 r／min
滾筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各軸輸入功率計算
PⅠ= Pd ŋ帶=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、 各軸輸入轉矩計算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、傳動零件的設計計算
（一）、V帶及帶輪的設計
已知條件：電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm，電動機的輸出功率為 7.5kw。滿載轉速為 1440r／min。每天運轉時間為16小時（八小時每班，兩班制），I軸轉速為 514.286 r／min
齒輪傳動傳動比：
i=nⅠ／nⅡ=4
（1） 、確定計算功率 每天運轉時間為16小時的帶式輸送機的工況系數 =1.2。則 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、 選擇V帶型號
查表知選A型帶
並考慮結構緊湊性等因素，初選用窄V帶SPA型。
（3）、確定帶輪的基準直徑 和
I、初選小帶輪直徑
一般取 ，並取標准值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm，由 ，故滿足要求。
II、驗算帶速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s
一般應使 ，故符合要求。
III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確，考慮滑動率 ，取 =0.01
有 =（1- ）i帶 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm
取標准值 =350mm
則傳動比 i=2.8
對減速器的傳動比進行修正，得減速器的傳動比 i=4
從動輪轉速為 n2=127.4r／min
IV、確定中心距和帶長
【1】 由式 ，可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
（需使 a》700）
【2】 初算帶長
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm
Δ=（D2-D1）／2=112.5mm
L= +2a+Δ ／2=2402mm
選取相近的標准長度 Ld=2500mm
【3】 確定中心距
實際中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r／min
i帶=2.8
得 =1.93kw
又根據SPA帶 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表，長度系數
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同時由 =164.7°得包角系數 Ka=0.964
【2】、計算帶的根數z
Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079
取z=5
SPA帶推薦槽數為1-6，故符合要求。
VI、 確定初拉力
單位長度質量 q=0.1kg／m
單根帶適宜拉力為：=161.1N
VII、 計算壓軸力
壓軸力為：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N
VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動，故可用調節中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm，小帶輪的直徑為 da1=125mm。對於小帶輪，由於其與電動機輸出轉軸直接相連，故轉速較高，宜採用鑄鋼材料，
又因其直徑小，故用實心結構。
對於大帶輪，由於其轉速不甚高，可採用鑄鐵材料，牌號一般為HT150或HT200，
又因其直徑大，故用腹板式結構。

（二）、齒輪設計
已知條件：已知輸入功率P1=6.94kw ，轉速為 n1=514.286 r/min，齒數比 u=4，單向運轉，載荷平穩，每天工作時間為16小時，預計壽命為10年。
（1）、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級
A、採用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械，速度不高，選用8級精度。
C、查表 小齒輪材料為45鋼，調質處理，平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼，正火處理，平均齒面硬度為200 HBS。
（2）、初步計算齒輪參數
因為是閉式齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、 Ad==85
B、 計算齒輪轉矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm
C、 取齒寬系數
齒數比為u=4
D、 取 ,則大齒輪的齒數: =84
E、 接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
應力循環次數
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數為 =1, =1.1
取安全系數SH=1
則接觸應力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa

則 =85
>=66mm 取d1=70mm
（3）、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、計算載荷系數
查表得使用系數
由 v=1.77 ，8級精度，查圖得動載系數
查表得齒間載荷分配系數
查表得齒向載荷分布系數 （非對稱布置，軸剛性小）
得
3、 確定模數： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取標准模數為 .5
4、計算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、計算齒寬
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm， b1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪：
齒頂圓直徑：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齒根圓直徑：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齒輪：
齒頂圓直徑：
da2=297.5mm
齒根圓直徑：
df2=285.25mm
（4）、校核齒根彎曲強度
由
式中各參數的含義
1、 的值同前
2、查表齒形系數 Ya1=2.8 Ya2=2.23
應力校核系數 Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、許用彎曲應力
查圖6-15（d）、（c）的彎曲疲勞強度系數為
=1

查圖得彎曲疲勞壽命系數
，取安全系數 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
滿足齒根彎曲強度。
（5）結構設計
小齒輪的分度圓直徑為 ，故可採用實心結構
大齒輪的分度圓直徑為 ，故應採用腹板式結構
（6）、速度誤差計算
經過帶輪和齒輪設計後，
滾筒的實際轉速n= /i= =127.57r/min
滾筒理論要求轉速為 127.4r/min
則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
（一）、低速軸的設計校核
低速軸的設計
已知：輸出軸功率為 =6.66KW，輸出軸轉矩為 =499.286Nm，輸出軸轉速為 =127.4r/min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、 選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，查得
2、 求輸入軸的功率，轉速及扭矩
已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、 初步估算最小軸徑
最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼，C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
則d=45mm
為使所選直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器。
聯軸器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，則有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理論上該聯軸器的計算轉矩應小於聯軸器的公稱轉矩。
從《機械設計基礎課程設計》 查得採用 型彈性套柱聯軸器。
該聯軸器所傳遞的公稱轉矩
取與該軸配合的半聯軸器孔徑為 d=50mm，故軸徑為d1=45mm
半聯軸器長 ，與軸配合部分長度 L1=84mm。
軸的結構設計
裝聯軸器軸段I-II:
=45mm，因半聯軸器與軸配合部分的長度為 ，為保證軸端擋板壓緊聯軸器，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，取 =81mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 =50mm，
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取 =45mm.
（3）、裝左軸承軸段III-VI：
由於圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為
D×d×B=100×55×21，故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm，軸承與箱體內壁的距離s=5～10（取 =10），箱體內壁與齒輪距離a=10～20mm（一般取 ）以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差（此處取4）等尺寸決定：
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
（4）、裝齒輪軸段IV-V：
考慮齒輪裝拆方便，應使d4>d3=55mm， 軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定，取 =77mm。
（5）、軸環段V-VI：
考慮齒輪右端用軸環進行軸向定位，取d5=70mm。
軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。
（6）、自由段VI-VII：
考慮右軸承用軸肩定位，由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm，取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內壁距離 ，軸環距箱體內壁距離 決定，則 =19mm。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6211型軸承，d7=55mm，軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內壁距離決定，取 。
軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。
半聯軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm，選用平鍵為10×8×70，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 .為便於加工，齒輪、半聯軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，
並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為
d2=294mm，
則圓周力

徑向力

軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩
a、 水平面上的彎矩

b、 垂直面上的彎矩
c、 合成彎矩M
d、 扭矩
T=T =499286Nmm

e、 畫計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面B、C處的當量彎矩為

=299939Nmm
f、 按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
A截面直徑最小，故校核其強度

查表得 ，因 ，故安全。
g、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

（二）、高速軸的設計校核
高速軸的設計
已知：輸入軸功率為PⅠ=6.94 kw ，輸入軸轉矩為TⅠ= 128.87Nm
，輸入軸轉速為nⅠ=514.286 r／min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21，z2=84，m=3.5， 。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，由表查得
1、 求輸出軸的功率 ，轉速 及扭矩 。
已求得 =127.4 r／min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小軸徑
最小軸徑 d min=
由表可知，當選取軸的材料為45鋼，C取110
d min=26.2 mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
則 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、 軸的結構設計
（1）、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據大帶輪的輪轂寬度B決定，已知 =60mm，為保證軸端擋板壓緊帶輪，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，故取 =57mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取
（3）、裝左軸承軸段III-IV：
由於圓柱直齒輪無軸向力及 ,初選深溝球軸承，型號6207，其尺寸為 , 。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內壁距離 ，等尺寸決定： 。
（4）、間隙處IV-V：
高速軸小齒輪右緣與箱體內壁的距離 。
取 ，
（5）、裝齒輪軸段V-VI：
考慮齒輪裝拆方便，應使 ，取 ，軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定，取 。
（6）、軸段VI-VII：
與軸段IV-V同。 。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6207型軸承， B=17mm ，軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、 軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為 。同理由 ，選用平鍵為 ，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4、 考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 。
為便於加工，齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm，則
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
則圓周力

徑向力

軸向力 Fa=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C處的彎矩
1、 水平面上的彎矩

2、 垂直面上的彎矩

3、 合成彎矩M

4、 扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、 計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面C、A、D處的當量彎矩為

6 、 按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直徑最小，故校核該截面的強度

因 ，故安全。

5、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
I、 帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 ，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 。
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
II、 小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
TI=128872Nmm, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
鍵連接設計
III、 大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為
現校核其強度：
TII=499.286 Nm， ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
IV、 半聯軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑 ，半聯軸器的長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
七、 滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算
已知條件：
採用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ，都小於350mm。且工作狀態溫度不甚高，故採用兩端固定式支承結構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置，另一端用彈性擋圈固定。
軸承外圈在座孔中的軸向位置採用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內圈與軸的配合採用基孔制，採用過盈配合，為 。
軸承外圈與座孔的配合採用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上，不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入，拆卸時藉助於壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對於輸出軸承，內徑為d=55mm，轉速為n=127.4 ，則
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理，對於輸入軸承，內徑為35，轉速為514.286 r/min
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油 浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對於輸出軸承，其接觸處軸的圓周速度

故可採用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算
已知條件：
1軸承 ,

2軸承

軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2
則軸承2的軸向載荷

軸承1軸向載荷為
.
且低速軸的轉速為127.4
預計壽命 =16 57600h
I、計算軸承1壽命
6、 確定 值
查《機械設計基礎課程設計》表，得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷 。
7、 確定e值
對於深溝球軸承，則可得 e=0.44
8、 計算當量動載荷P
由
<e
由表查得 ,則

9、 計算軸承壽命
由 =
查可得 ,取 ；查表可得 （常溫下工作）；6207軸承為深溝球軸承，壽命指數為 ，則
>
故滿足要求。
II、計算軸承2壽命
1、確定 值
查《機械設計基礎設計》，得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷 。
2、 確定e值
對於深溝球軸承6200取，則可得e=0.44
4、 計算當量動載荷P
由

由表10-5查得 ,則
P=Fr2=1687N
5、 計算軸承壽命
由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常溫下工作）；深溝球軸承軸承，壽命指數為 ，則
> ,故滿足要求。
八、 聯軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯軸器為彈性套柱銷聯軸器，型號為 ，其公稱轉矩為 ，而計算轉矩值為：
，故其強度滿足要求。
九、箱體結構設計
箱體採用灰鑄鐵鑄造而成，採用剖分式結構，由箱座和箱蓋兩部分組
成，取軸的中心線所在平面為剖分面。
箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。
機體內零件的密封、潤滑
低速軸上齒輪的圓周速度為：

由於速度較小，故採用油池浸油潤滑，浸油深度為：

高速軸上的小齒輪採用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M8螺釘緊固。
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並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，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，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.
E 定位銷：
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.
F 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.

總結：機箱尺寸

名稱 符號 結構尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱底座凸緣厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱蓋上的肋厚
7
軸承旁凸台的高度
39
軸承旁凸台的半徑
23
軸承蓋的外徑
140/112
地
腳
螺
釘 直徑
M16
數目
4
通孔直徑
20
沉頭座直徑
32
底座凸緣尺寸
22
20
連
接
螺
栓 軸承旁連接螺栓直徑
M12
箱座的連接螺栓直徑
M8
連接螺栓直徑
M18
通孔直徑
9
沉頭座直徑
26
凸緣尺寸 15
12
定位銷直徑
6
軸承蓋螺釘直徑
M8A
視孔蓋螺釘直徑
M6
吊環螺釘直徑
M8
箱體內壁至軸承座端面距離
55
大齒輪頂圓與箱體內壁的距離
12
齒輪端面與箱體內壁的距離
15

十、潤滑與密封
滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定
十一、設計小結
十二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖 第六版》朱輝、陳大復等編 上海科學技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》 陳立德主編 高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊 第一版》王三民主編 化學工業出版社
4、《機械設計 第四版》邱宣懷主編 高等教育出版社

我的設計作業F=3000N V=2m/s D=300mm

㈥ ivz軸承質量怎麼樣

ivz軸承質量很好，位列軸承十大品牌排行榜。ivz軸承產自日本，在同行業中是頂尖的品牌，選用的是上等材質製作而成，使用年限長，不會輕易損毀，是很好的軸承。

㈦ 一級圓柱齒輪減速箱的設計

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社

㈧ 一級減速器軸的設計過程中，各軸段長度尺寸如何確定

根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：

軸段1：L1= （根據大帶輪寬確定的）

軸段2：L2= m+e+螺釘頭部厚度+5~10

軸段3：L3=軸承寬度B+結構確定

軸段4：L4=結構確定

軸段5：L5=小齒輪齒寬

軸段6：L6=結構確定

軸段7：L7＝軸承寬度B+結構確定

(8)ivz軸承如何擴展閱讀：

一、減速器軸按承受載荷的情況可分為：

1、轉軸

既支承傳動件又傳遞動力，承受彎矩和扭矩兩種作用。我們實測的減速器中 的軸就屬於這種軸。

2、 心軸

只起支承旋轉機件的作用而不傳遞動力，即只承受彎矩作用。

3、傳動軸

主要傳遞動力，即主要承受扭矩作用。

二、減速器使用方法：

1、在運轉200~300小時後，應進行第一次換油，在以後的使用中應定期檢查油的質量，對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期連續工作的減速機，按運行5000小時或每年一次更換新油，長期停用的減速機，在重新運轉之前亦應更換新油。

減速機應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用，牌號相同而粘度不同的油允許混合使用；

2、換油時要等待減速機冷卻下來無燃燒危險為止，但仍應保持溫熱，因為完全冷卻後，油的粘度增大，放油困難。注意：要切斷傳動裝置電源，防止無意間通電；

3、工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時應停止使用，檢查原因，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉；

4、用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速機的運轉情況和檢驗中發現的問題應作認真記錄，上述規定應嚴格執行。

㈨ 設計一個帶式傳動裝置電動機轉矩為2800，帶速為1.5M/S捲筒直徑為400mm,該如何設阿

是用電動機通過一個減速器帶動輸送帶捲筒吧？先按給定數據選電機型號，再分配傳動比，逐步計算