654523965機械設(shè)計課程設(shè)計帶式運輸機傳動系統(tǒng)設(shè)計（含全套CAD圖紙）

1、貴州師范大學機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書2011-2012學年第一學期 學院：機電工程學院 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化 學生姓名：liuray 學號：課程設(shè)計題目：帶式運輸機傳動系統(tǒng)設(shè)計指導教師： 全套cad圖紙，聯(lián)系1538937062012年01月09日目錄1、 傳動方案擬定42、 電動機的選擇43、 分配的傳動系統(tǒng)的傳動比64、 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算6五、傳動零件的設(shè)計及幾何尺寸的計算7 5.1低速級直齒輪傳動設(shè)計及校核85.2高速級齒輪傳動的設(shè)計及校核136、 軸的設(shè)計計算20 6.1中間軸的設(shè)計20 6.2輸入軸的設(shè)計28 6.3輸出軸的設(shè)計337、 滾動軸承的校核計算41

2、7.1 7310c軸承的校核計算41 7.2 7307c軸承的校核計算43 7.3 7316c軸承的校核計算45八、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計47九、設(shè)計總結(jié)56帶式運輸機傳動系統(tǒng)設(shè)計(第二組10）1. 帶式運輸機傳動系統(tǒng)示意圖2. 工作條件 運輸機工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)，單班制工作（每班按8h計算），使用年限8年，每年250天，允許運輸帶速度誤差為5%。 3. 原始數(shù)據(jù)（所選題號10）已知條件：運輸帶拉力f=4200n 運輸帶速度v=2.05m/s 卷筒直徑d=680mm 總體設(shè)計（文中未注明出處的圖和表均來源于課本教材機械設(shè)計/龍振宇主編.北京：機械工業(yè)出版社，2002.7）1 傳動方案的擬定根據(jù)

3、已知條件計算出工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機，可估算出傳動裝置的總傳動比i約為1530。2 電動機的選擇1) 電動機類型的選擇：電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2) 電動機功率的選擇： 因為運輸機工作平穩(wěn)，查課本258頁表10-5得工況系數(shù) ，取設(shè)計方案的總效率 本設(shè)計中電動機輸出軸與減速器輸入軸間聯(lián)軸器的傳動效率（2個），取；一對滾動軸承的傳動效率（3對），?。ㄇ蜉S承）；一對閉式圓柱齒輪的傳動嚙合效率（2對），當齒輪精度為8級（不含軸承效率）稀油潤滑時??；減速器輸出軸與驅(qū)動卷筒軸間的聯(lián)軸

4、器傳動效率，取。則傳動系統(tǒng)的總效率工作機所需要的有效功率為 電機所需功率為查手冊y系列三相異步電動機型號與技術(shù)數(shù)據(jù)表選取電動機的額定功率為3)電動機轉(zhuǎn)速的選擇：選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機。4) 確定電動機的型號：根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查y系列三相異步電動機型號與技術(shù)數(shù)據(jù)表可知，電動機型號為y160m-4或y160l-6。相據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和滾筒轉(zhuǎn)速可算出總傳動比 ?，F(xiàn)將此兩種電動機的數(shù)據(jù)和總傳動比列于下表中： h=160mm 方案號電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min總傳動比堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩nm最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩nm1y16

5、0m-4111500146025.342.22.22y160l-611100097016.842.02.0由上表可知，方案1中電動機轉(zhuǎn)速高，價格低。故初選電動機型號為y160m-4。查表知，該電動機中心高h=160mm，軸外伸軸徑為，軸外伸長度為。三.分配的傳動系統(tǒng)的傳動比 按兩級大齒輪浸油深度相近，以使?jié)櫥啽愕脑瓌t推薦高速級傳動比應(yīng)大于低速級傳動比，其中。取,則 四.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算（1）各軸轉(zhuǎn)速：（2）各軸的輸入功率：（2）各軸轉(zhuǎn)矩各傳動軸的運動和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩傳動比效率電動機軸14601171.7515.734.4210.990.960.961i146010.89

6、71.23ii254.8010.46359.11iii57.65101379.41卷筒軸57.65101379.415 傳動零件的設(shè)計及幾何尺寸的計算本設(shè)計中的雙級圓柱齒輪減速器是二級減速器中最簡單的一種，由于齒輪相對于軸承位置不對稱，軸應(yīng)具有較大的剛度，用于載荷平穩(wěn)的場合，高速級常用斜齒，低速級用斜齒和直齒。故高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動，低速級選用直齒圓柱齒輪傳動。且設(shè)計中的減速器為一般用途減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。 已知輸入功率，小齒輪的轉(zhuǎn)速，壽命為8年（每年工作250天），單班制（每天工作8h）。1. 低速級直齒輪傳動設(shè)計（1） 選擇材料。查表9-5小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)處理，；大齒

7、輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，計算時取，。（二者材料硬度差，合適）（2） 按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計由式 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。齒寬系數(shù)。查課本表9-10知，軟齒面、非對稱布置取。齒數(shù)比u：對減速運動。載荷系數(shù)k：初選（直齒輪、非對稱布置）。確定許用接觸應(yīng)力由式 a. 接觸疲勞極限應(yīng)力由圖9-34c查得， ，（按圖中mq查值）。b.安全系數(shù)查表9-11，取。c.壽命系數(shù)。由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，式中 , , 查圖9-35得，（均按曲線1查得）故 計算小齒輪分度圓直徑取初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)。取，取。b. 計算模數(shù)。，取標準值3mm。c. 計算分度圓直徑。（合適）；。d. 計算中心距。e. 計算齒寬。

8、（3） 驗算齒面接觸疲勞強度由式彈性系數(shù) 由表9-9查得，。節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖9-29查得，。重合度系數(shù)由 則載荷系數(shù)k a.使用系數(shù)。由表9-6查得b.動載系數(shù)。由查圖9-23（初選8級精度）。c.齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整，可得d.齒間載荷分配系數(shù)。由表9-8先求 由前可知 則 故 驗算齒面接觸疲勞強度（4） 驗算齒根彎曲疲勞強度由式 由前可知，。載荷系數(shù)k。a. 使用系數(shù)同前，即。b. 動載系數(shù)同前，即。c. 齒向載荷分布系數(shù)。由圖9-25，當，時，查出。d. 齒間載荷分配系數(shù)。由，查表9-8，知，又由 ，得。故 。齒形系數(shù)。由，查

9、圖9-32，得，。齒根應(yīng)力修正系數(shù)。由，查圖9-33得，。重合度系數(shù)。同前，。許用彎曲應(yīng)力。由式。式中彎曲疲勞極限應(yīng)力，由圖9-36c，查得：,(按mq查值)；安全系數(shù)，由表9-11 取；壽命系數(shù)，由，查圖9-37，得；尺寸系數(shù)，由，查圖9-38，。則 驗算齒根彎曲疲勞強度 故彎曲疲勞強度足夠。（5） 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取中心距 （6） 確定齒輪制造精度由前計算知查表9-13，確定齒輪第公差組為8級精度，第、公差組與第組同為8級。按機械設(shè)計手冊推薦確定其齒厚偏差，小齒輪為gj，在其零件工作圖上標記為：8gj gb/t10095-1988，大齒

10、輪齒厚偏差為hk，其在零件工作圖上標記為：8hk gb/t10095-1988。（7）確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄1） 2.高速級斜齒輪傳動設(shè)計（1）選定齒輪材料和精度等級選擇材料。查課本表9-5小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)處理；大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，計算時取，二者材料硬度差。運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（gb/t10095-1988）。（2） 按齒面接觸強度初步設(shè)計由簡化設(shè)計公式計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒寬系數(shù)。查課本表9-10?。ㄜ淉X面、非對稱布置）。齒數(shù)比u。對減速運動。載荷系數(shù)k。因速度高，非對稱布置，取。許用接觸應(yīng)力由式 b. 接觸疲勞極限應(yīng)力。 同直齒

11、，。b.安全系數(shù)。查課本表9-11，取。c.壽命系數(shù)。由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，式中 , , 查圖9-35 （均按曲線1查得）故 計算小齒輪分度圓直徑初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)。取,取。b. 初選。c. 計算法向模數(shù)。選取標準模數(shù)。d. 計算中心距a。為便于箱體加工及測量，將a圓整，取。e. 計算實際螺旋角。 。f. 計算分度圓直徑。 （合適）。 驗證：，正確。g. 輪齒寬度。，圓整取。（3） 驗算齒面接觸強度由式 彈性系數(shù)。由表9-9 查得，。節(jié)點區(qū)域系數(shù)。由圖9-29 查得，。重合度系數(shù)。先由縱向重合度，知。故 螺旋角系數(shù)。圓周力。載荷系數(shù)k。a. 使用系數(shù)。由表9-6查得。b.動載系數(shù)。

12、由查圖9-23，（初取8級精度）。c.齒向載荷分布系數(shù)。由表9-7，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整，可得 d.齒間載荷分配系數(shù)。由查表9-8，式中 則 故 驗算齒面接觸疲勞強度 (4)驗算齒根彎曲疲勞強度由式 由前已知：。載荷系數(shù)k。a. 使用系數(shù)同前，即。b.動載系數(shù)同前，即。c.齒向載荷分布系數(shù)。由圖9-25，當 時，查出d.齒間載荷分配系數(shù)。由前可知： ，則由式 則前面已求得 故 可得 齒形系數(shù)。由當量齒數(shù) 查圖9-32，得 齒根應(yīng)力修正系數(shù)。由，查圖9-33，得 重合度系數(shù)。由前可知：。螺旋角系數(shù)。由式 。由前計算，則計算時取及，。許用彎曲應(yīng)力。由式 a.彎曲疲勞

13、極限應(yīng)力。 同直齒，即。b.安全系數(shù)。由表9-11取。c.壽命系數(shù)。由，查圖9-37， d.尺寸系數(shù)。由，查圖9-38，。則 驗算齒根彎曲疲勞強度故彎曲疲勞強度足夠。（5） 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 中心距 （6） 確定齒輪制造精度由查表9-13確定齒輪第級公差組為8級精度。第、公差組與組同為8級。按機械設(shè)計手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為gj，在其工作圖上標記為：8gj gb/t 10095-1988，大齒輪齒厚偏差為hk，在其工作圖上標記為：8hk gb/t10095-1988。（7）確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄1）六軸的設(shè)計計算

14、由于中間傳動軸上有大小兩個齒輪，輸入軸和輸出軸軸長的確定應(yīng)以軸為參照，故應(yīng)先設(shè)計軸。1. 中間軸的設(shè)計已知：。 軸上齒輪： ， （左旋）， （1）選擇軸的材料選用45鋼，正火處理。估計軸的直徑小于100mm，由表13-1查得：（2）按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13-2得，?。ù溯S為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸）。則因最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%，即 取標準值（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定各軸段的直徑考慮軸上的兩個齒輪分別由軸的兩端裝拆，此處裝大齒輪和小齒輪處的軸頭直徑均取為40mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為2.5mm，軸環(huán)和

15、軸頭半徑差為倍的倒角尺寸，所以軸環(huán)直徑取50mm。兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于40mm，同時考慮滾動軸承內(nèi)徑的標準值，所以軸頸直徑取為35mm。初選軸承類型及型號因軸承受徑向和軸向載荷的聯(lián)合作用，所以選用角接觸球軸承。根據(jù)軸頸直徑為35mm，初選7307c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝大齒輪和小齒輪處的軸頭長度分別取為54mm和97mm。取軸環(huán)寬度，小齒輪端面到減速器內(nèi)壁距離取為13mm。軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mm，所以右端套筒長度為18mm，左端套

16、筒長度為21mm，由機械設(shè)計手冊查得7307c軸承的寬度為21mm。軸端倒角尺寸取為2mm，所以裝左軸承的長度為46mm，裝右端軸承段軸的長度為43，軸的全長為248mm。軸上零件的周向固定大齒輪及小齒輪處均采用a型普通平鍵聯(lián)接，由手冊查得截面尺寸為，長度取為50mm和90mm。確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標準查得。（4） 軸的受力分析軸上扭矩 由前可知：齒輪上的作用力確定跨距左端支反力作用點至大齒輪上力作用點間距離為右端支反力作用點至小齒輪上力作用點間距離為兩齒輪上力作用點間的距離為作計算簡圖（見圖6-1b）

17、求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6-1c、d）截面3的彎矩 求垂直面內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖（見圖6-1e、f）截面3的彎矩 截面2的彎矩 作合成彎矩m圖（見圖6-1g）截面3的合成彎矩 截面2的合成彎矩 作扭矩t圖（見圖6-1h）圖6-1（5）軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算確定危險截面：由圖6-1a所示看出，軸上多個截面存在應(yīng)力集中，但截面和截面所受載荷較小，可不考慮。截面和直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，故課排除，截面和直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，也可排除。所以只需對截面和進行安全系數(shù)校核。a. 截面的安全系數(shù)校核計算應(yīng)力集中系數(shù)：

18、名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表13-9（a型普通平鍵）絕對尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表13-11（精車、表面粗糙度表面未強化處理）等效系數(shù)查表13-13得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑，鍵槽寬，鍵槽深，查表13-14得截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅，平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，；安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù) 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù) 取，合適。b. 截面的安全系數(shù)計算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按，查表13-8得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，

19、應(yīng)按其計算安全系數(shù)。絕對尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面的彎矩為，故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，合適。（6）校核鍵連接的強度兩個齒輪間軸上所受的扭矩相同，安裝兩齒輪處的軸頭直徑及鍵的截面尺寸也相同，大齒輪處鍵長較短，故應(yīng)校核該處鍵聯(lián)接的強度。鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強度和剪切強度校核由表4-1查得，故合適。由前計算可知大齒輪上力的作用點到減速箱內(nèi)壁距離為，小齒輪上力的作用點到減速箱內(nèi)壁距離為。2.輸入軸的設(shè)計已知：。 齒輪：。 電動機軸徑。 （1）選擇軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按軸所承受的扭矩初

20、估軸的最小直徑由式，查表13-2得因最小直徑在裝聯(lián)軸器處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%，即 ?？紤]到輸入軸要與電動機軸通過聯(lián)軸器聯(lián)接，故取標準值。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定各軸段的直徑安裝聯(lián)軸器處軸頭直徑取為42mm，考慮軸上有多處需設(shè)軸肩，且軸上齒輪直徑與軸徑相差不大，故輸入軸設(shè)計為齒輪軸?？紤]右端安裝軸承處還需設(shè)一軸肩，該處軸徑取為54mm，兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于54mm，同時考慮滾動軸承內(nèi)徑的標準值，所以軸頸直徑取50mm。軸頸與安裝聯(lián)軸器之間軸肩直徑取為46mm。初選軸承類型及型號因軸承受徑向和軸向載荷的聯(lián)合作用，所以選用角接觸球軸承。根據(jù)軸頸直徑為50mm，初選7310c軸承，軸承采

21、用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。確定各段軸的長度根據(jù)軸在減速箱內(nèi)的布置，箱內(nèi)部分等長，外伸部分取為160，其中安裝聯(lián)軸器部分取為110mm，總長為413mm。齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。加工有齒輪部分的軸頭長度為64mm。取第一處軸環(huán)寬度，齒輪端面到減速器內(nèi)壁距離取為12mm。軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mm,所以左端套筒長度為17mm，右端套筒長度為16mm，由機械設(shè)計手冊查得7310c軸承的寬度為27mm。軸端倒角尺寸取為2mm，所以裝左軸承段軸的長度為46mm，裝右端軸承段軸的長度為43mm，軸的全長為413mm。軸上零件的周向固定聯(lián)軸器處采用a型普通平鍵聯(lián)接，由手冊查得截面尺寸

22、為，長度取為100mm。確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為2mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標準查得。（5） 軸的受力分析軸上扭矩 由前可知：齒輪上的作用力確定跨距左端支反力作用點至齒輪上力作用點間距離為右端支反力作用點至齒輪上力作用點間距離為作計算簡圖（見圖6-2b） 求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6-2c、d）截面2的彎矩 圖6-2 求垂直面內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖（見圖6-2e、f）截面2的彎矩 作合成彎矩m圖（見圖6-2g）截面2的合成彎矩 作扭矩t圖（見圖6-2h）（5）軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算確定危險截面：由圖6-2

23、a所示看出，軸上多個截面存在應(yīng)力集中，但截面、所受載荷較小，可不考慮。截面應(yīng)力集中較大。所以只需對截面進行安全系數(shù)校核。截面的安全系數(shù)校核計算有效應(yīng)力集中系數(shù)：軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按，查表13-8得。名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)見上述絕對尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表13-11（精車、表面粗糙度表面未強化處理）等效系數(shù)查表13-13得；截面上的應(yīng)力：截面的彎矩為，故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，合適。（6）校核聯(lián)軸器處鍵連接的強度鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強度和剪切強度校核由表4-1查得，故合適。3.輸出軸的設(shè)計已知：。 軸上齒輪

24、：。 （1）選擇軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13-2得因最小直徑在裝聯(lián)軸器處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大5%，即 。取標準值。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定各軸段的直徑安裝聯(lián)軸器處軸徑取為60mm?？紤]軸上的齒輪由軸端裝拆，此處裝齒輪的軸頭直徑取為85mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為2.5mm，軸環(huán)和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸，所以軸環(huán)直徑取95mm。兩端裝軸承處的軸頸應(yīng)小于85mm，同時考慮滾動軸承內(nèi)徑的標準值，所以軸頸直徑取為80mm。外伸部分減速器外壁至安裝聯(lián)軸器處軸段直徑70

25、mm。初選軸承類型、型號和聯(lián)軸器類型因軸承受徑向和軸向載荷的聯(lián)合作用，所以選用角接觸球軸承。根據(jù)軸頸直徑為80mm，初選7316c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。根據(jù)聯(lián)軸器軸孔直徑為60mm，選用y型，聯(lián)軸器。確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用軸肩和套筒進行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，所以裝齒輪處的軸頭長度取為和89mm。取軸環(huán)寬度，考慮輸出軸上齒輪要和中間軸小齒輪配合，齒輪右端面到減速器內(nèi)壁距離取為17mm。軸承端面到減速器內(nèi)壁的距離取為5mm，所以右端套筒長度為22mm，左端套筒長度取為21mm，由機械設(shè)計手冊查得7316c軸承

26、的寬度為39mm。軸端倒角尺寸取為2mm，所以裝左軸承段軸的長度為60mm，裝右端軸承段軸的長度為65，左端軸承定位軸肩至軸環(huán)軸段的長為60mm。箱外安裝聯(lián)軸器部分長為140mm，外伸軸總長取為180mm。軸全長為462mm。軸上零件的周向固定齒輪及聯(lián)軸器處均采用a型普通平鍵聯(lián)接，由手冊查得截面尺寸分別為、，長度取為80mm和130mm。確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標準查得。（6） 軸的受力分析軸上扭矩 由前可知：齒輪上的作用力確定跨距左端支反力作用點至齒輪上力作用點間距離為右端支反力作用點至齒輪上力作用點間距

27、離為作計算簡圖（見圖6-3b）求水平面內(nèi)支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6-3c、d）截面2的彎矩 求垂直面內(nèi)支反力和，并作垂直面內(nèi)彎矩圖（見圖6-3e、f）圖6-3截面2的彎矩 作合成彎矩m圖（見圖6-3g）截面2的合成彎矩 作扭矩t圖（見圖6-3h）（5）軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算確定危險截面：由圖6-3a所示看出，軸上多個截面存在應(yīng)力集中，但截面、截面、截面和截面所受載荷較小，可不考慮。截面和直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，也可排除。所以只需對截面和進行安全系數(shù)校核。a. 截面的安全系數(shù)校核計算應(yīng)力集中系數(shù)：名稱根據(jù)數(shù)值有效應(yīng)力集中系數(shù)查表13-9（a型普通平鍵）絕

28、對尺寸系數(shù)查表13-10（軸徑）表面狀態(tài)系數(shù)查表13-11（精車、表面粗糙度表面未強化處理）等效系數(shù)查表13-13得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑，鍵槽寬，鍵槽深，查表13-14得截面上的應(yīng)力：彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅，平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，；安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù) 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù) 取，合適。b. 截面的安全系數(shù)計算應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面處有兩種應(yīng)力集中。軸直徑變化過渡圓角的應(yīng)力集中，由，按，查表13-8得。過盈配合處的應(yīng)力集中，由查表13-9得。由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計算安全系數(shù)

29、。絕對尺寸系數(shù)、表面狀態(tài)系數(shù)及等效系數(shù)同前。截面上的應(yīng)力：截面的彎矩為，故，安全系數(shù)：彎曲安全系數(shù)：扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：綜合安全系數(shù)取，合適。（6）校核鍵聯(lián)接的強度因為齒輪處和聯(lián)軸器處所受扭矩相同，但齒輪處鍵長較聯(lián)軸器處短許多，故只需校核齒輪處鍵聯(lián)接的強度。鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強度和剪切強度校核由表4-1查得，故合適。7、 校核所選軸承由前知：輸入軸所選軸承為7310c型，由設(shè)計手冊查得有關(guān)數(shù)據(jù)：。中間軸所選軸承為7307c型，由設(shè)計手冊查得有關(guān)數(shù)據(jù)：。輸出軸所選軸承為7316c型。由設(shè)計手冊查得有關(guān)數(shù)據(jù)：。由表14-6可知：預(yù)期壽命。1. 7310c軸承的校核計算已知：輸入軸的軸頸直

30、徑，轉(zhuǎn)速，支承a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力，軸上承受的軸向力，方向如圖7-1所示。（1）計算兩支承的徑向載荷 （2） 計算兩支承的軸向載荷 對于7000c型軸承，軸承內(nèi)部軸向力，其中e為表14-7中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向載荷未知，故先初取進行試算（取常用軸承的近似平均值）。 對于軸承a 對于軸承b ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： 兩次計算的e值相差不大，因此確定：，。（3） 計算兩軸承的當量動載荷 對于軸承a 因 ，查表14-7得： （用插值法） 對于軸承b 因 ，查表14-7得： （用插值法）

31、（4） 計算軸承的基本額定壽命 取、中大者計算，將代入下式 查表14-4，因軸承在正常溫度下工作，則； 查表14-5，取減速器載荷系數(shù)，球軸承； 則 該軸承滿足使用要求。2. 7307c軸承的校核計算已知：中間軸的軸頸直徑，轉(zhuǎn)速，支承a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力，軸上承受的軸向力，方向如圖7-2所示。（1）計算兩支承的徑向載荷 （5） 計算兩支承的軸向載荷 對于7000c型軸承，軸承內(nèi)部軸向力，其中e為表14-7中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向載荷未知，故先初取進行試算（取常用軸承的近似平均值）。 對于軸承a 對于軸承b ，查表14-7得： ，查表14

32、-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： 兩次計算的e值相差不大，因此確定：，。（6） 計算兩軸承的當量動載荷 對于軸承a 因 ，查表14-7得： （用插入法） 對于軸承b 因 ，查表14-7得： （用插入法） （7） 計算軸承的基本額定壽命 取、中大者計算，將代入下式 查表14-4，因軸承在正常溫度下工作，則； 查表14-5，取減速器載荷系數(shù)，球軸承； 則 該軸承滿足使用要求。3. 7316c軸承的校核計算已知：輸出軸的軸頸直徑，轉(zhuǎn)速，支承a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力，軸上不受軸向力。預(yù)期壽命。（1）計算兩支承的徑向載荷已知：輸出軸的軸頸直徑，轉(zhuǎn)速，支承

33、a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力。（1）計算兩支承的徑向載荷 （8） 計算兩支承的軸向載荷 對于7000c型軸承，軸承內(nèi)部軸向力，其中e為表14-7中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向載荷未知，故先初取進行試算（取常用軸承的近似平均值）。 ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： 兩次計算的e值相差不大，因此確定：，。（9） 計算兩軸承的當量動載荷 對于軸承a 因 ，查表14-7得： （用插值法） 對于軸承b 因 ，查表14-7得： （用插值法） （10） 計算軸承的基本額定壽命 取、中大者計算，將代入下式 查表14-4，

34、因軸承在正常溫度下工作，則； 查表14-5，取減速器載荷系數(shù)，球軸承； 則 該軸承滿足使用要求。8 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為便于軸系部件的裝拆，箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面取軸的中心線所在平面。下面對箱體進行具體設(shè)計：1. 減速器的組成結(jié)構(gòu)（1）通用零件傳動件：直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪等，傳動件決定減速器的技術(shù)特性。軸：傳動件裝在軸上以實現(xiàn)運動和功率的傳遞，減速器普遍采用階梯軸，傳動件與軸多以平鍵連接。軸承：軸承是支撐軸的部分，在減速器中廣泛采用滾動球軸承。密封裝置：在輸入輸出軸外伸處，為防止灰塵，水質(zhì)及其他雜質(zhì)侵入軸承，以及防止?jié)櫥瑒┩饴?，須在軸承蓋孔中設(shè)置密封裝置，密封裝置可分為接觸式密封

35、裝置和非接觸式密封式裝置（油溝密封等）兩類。本設(shè)計采用接觸式密封中性能較好的橡膠油封。 （2）箱體減速器箱體是用以支持和固定軸系零件，保證傳動件的嚙合精度、良好潤滑劑及密封的重要零件箱體重量約占減速器重量的一半。（3） 附件為了使減速器具備完善的性能，如注油、排油、通氣、吊運、檢查油面高度等，在減速器上常需要設(shè)置某些裝置和零件，這些統(tǒng)稱為減速器附件，他們主要包括窺視孔蓋、通氣器、油標、放油螺塞、定位銷、起蓋螺釘、起吊裝置、軸承蓋等。2. 箱體的材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。3. 減速器附件的設(shè)計(1)窺視孔和窺視孔蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可以用來注入潤滑油，故窺視孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小 應(yīng)便于檢查操作，箱蓋上放蓋板的便面應(yīng)設(shè)置一個高度為3-6mm的凸臺。主要數(shù)據(jù)及簡圖如下：aba1/a2螺釘1159075/95dl個數(shù)b1/b2hrm815450/70310(2)通氣孔減速器工作時，由于摩擦發(fā)熱，箱體內(nèi)的溫度升高，氣壓增大，易導致潤滑油從縫隙處向箱外滲漏，為使箱體內(nèi)外氣壓較為一致，通常在箱體頂部或窺視孔蓋上設(shè)計通氣器，是箱體內(nèi)的熱氣自由溢出，達到箱體內(nèi)外氣壓相等，從而保證起密封性能。通氣孔的形式很多，簡易的通氣孔用帶孔螺釘制成，用于比較清潔的場合，