機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)減速器的帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

1、河北工程大學(xué)第1章 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)，主要包括擬定傳動(dòng)方案、選擇原動(dòng)機(jī)、確定總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比以及計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。1.1 擬定傳動(dòng)方案機(jī)器通常由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作機(jī)三部分組成。傳動(dòng)裝置將原動(dòng)機(jī)的動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)傳遞給工作機(jī)，合理擬定傳動(dòng)方案是保證傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)質(zhì)量的基礎(chǔ)。課程設(shè)計(jì)中，根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)，擬定傳動(dòng)方案，分析傳動(dòng)方案的優(yōu)缺點(diǎn)。 傳動(dòng)方案應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件，工作可靠，而且要求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，成本低，傳動(dòng)效率高，操作維護(hù)方便。圖2-2 1v帶傳動(dòng)；2電動(dòng)機(jī)；3圓柱傳動(dòng)減速器；4聯(lián)軸器；5輸送帶；6滾筒1.2選擇原動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)1.2.1

2、確定電動(dòng)機(jī)的功率電動(dòng)機(jī)功率選擇直接影響到電動(dòng)機(jī)工作性能和經(jīng)濟(jì)性能的好壞：若所選電動(dòng)機(jī)的功率小于工作要求，則不能保證工作機(jī)正常工作；若功率過(guò)大，則電動(dòng)機(jī)不能滿載運(yùn)行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費(fèi)。1. 帶式輸送機(jī)所需的功率 由1中公式（2-3）得： 設(shè)計(jì)題目給定：輸送帶拉力f（n）=7.5kn 輸送帶速度v(m/s)=0.55 m/s 2. 計(jì)算電動(dòng)機(jī)的輸出功率根據(jù)文獻(xiàn)1（機(jī)械零件設(shè)計(jì)指導(dǎo)關(guān)陽(yáng)等編 遼寧科學(xué)技術(shù)出版）表22確定個(gè)部分效率如下：彈性聯(lián)軸器：（兩個(gè)）滾動(dòng)軸承（每對(duì)）：（共四對(duì)，三對(duì)減速器軸承，一對(duì)滾筒軸承）圓柱齒輪傳動(dòng)：（精度7級(jí)）傳動(dòng)滾筒效率：v帶傳動(dòng)效率：得電動(dòng)

3、機(jī)至工作機(jī)間的總效率:輸送機(jī)效率:電動(dòng)機(jī)的輸出功率：2.2.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速1. 計(jì)算滾筒的轉(zhuǎn)速由公式計(jì)算滾筒轉(zhuǎn)速：工作機(jī)的轉(zhuǎn)速：設(shè)計(jì)題目給定：滾筒直徑d=365mm輸送帶速度v(m/s)=0.55 m/s電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1500電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y132m-4。其主要參數(shù)如下：表2-1電動(dòng)機(jī)相關(guān)參數(shù)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速計(jì)算輸出功率軸伸長(zhǎng)中心高軸頸鍵槽寬y132m-47.5kw1460 r/min5.00kw80mm135mm38mm10mm皮帶速度皮帶拉力滾筒直徑工作條件每天時(shí)間設(shè)計(jì)壽命轉(zhuǎn)速功率0. 55m/s7500n365mm平穩(wěn)連續(xù)16小時(shí)8年28.79r/min4.125kw表2-2帶式輸

4、送機(jī)相關(guān)參數(shù)2.3傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配由選定電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速可得傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比對(duì)于多級(jí)傳動(dòng)計(jì)算出總傳動(dòng)比后，應(yīng)合理地分配各級(jí)傳動(dòng)比，限制傳動(dòng)件的圓周速度以減少動(dòng)載荷。 2.3.1計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速 可得：總傳動(dòng)比2.3.2合理分配各級(jí)傳動(dòng)比由參考文獻(xiàn)1中表23，取帶傳動(dòng)比，則 兩級(jí)減速器傳動(dòng)比由于減速箱是展開(kāi)布置，所以，取高速級(jí)傳動(dòng)比，由得低速級(jí)傳動(dòng)比為，從而高速級(jí)傳動(dòng)比為表2-3傳動(dòng)比分配 總傳動(dòng)比電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速電機(jī)-高速軸高速軸-中間軸中間軸-低速軸滾筒轉(zhuǎn)速730r/min=3=4.78=3.54 28.79 r/m

5、in2.4算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)為進(jìn)行傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算，應(yīng)首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，一般按由電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)之間運(yùn)動(dòng)傳遞的路線推算各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。2.4.1 0軸（電機(jī)軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.4.2 軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.4.3 軸（中間軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.4.4 軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.4.5 軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 各項(xiàng)指標(biāo)誤差均介于+0.5%-0.5%之間。各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)見(jiàn)表4：帶式傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸 名功率 p/kw轉(zhuǎn)矩 t/nmm 轉(zhuǎn)速 n/r/min傳動(dòng)比 i效率 /%電 機(jī) 軸532.71146

6、0399 軸4.7593.22486.674.7897 軸4.61432.31101.813.5497 軸4.471484.2128.761 軸4.381455.2228.7698注：各軸輸出都是依據(jù)該軸輸入乘以該軸承效率得出，一對(duì)滾動(dòng)球軸承效率取0.99.第3章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 減速箱外傳動(dòng)零件帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1.2 v帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1、確定計(jì)算功率由2中表8-7查得工作情況系數(shù)由2中公式8-21：2、選擇v帶的帶型根據(jù)及,由2中圖8-11選用a型3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑由2中表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑驗(yàn)算帶速按2中公式8-13驗(yàn)算帶的速度因

7、為,故帶速合適。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)2中公式8-15a計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由2中表8-8取4、確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 根據(jù)2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22計(jì)算所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由2中表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度計(jì)算實(shí)際中心距由2中公式8-23計(jì)算5、驗(yàn)算小帶輪上的包角根據(jù)2中公式8-25計(jì)算：6、計(jì)算帶的根數(shù)z計(jì)算單根v帶的額定功率由和,查2中表8-4a得根據(jù)和a型帶查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26：計(jì)算v帶的根數(shù)z 取3根7、計(jì)算單根v帶的初拉力的最小值根據(jù)2中公式8-27： 其中q由2中表8-3得b型帶應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。8、

8、計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值由1中公式8-28得： 9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 查2中表8-10得大、小帶輪總寬度：v型帶傳動(dòng)相關(guān)數(shù)據(jù)見(jiàn)表3-0v。表3-0 v型帶傳動(dòng)相關(guān)數(shù)據(jù)計(jì)算功率（kw）傳動(dòng)比i帶速v (m/s)帶型根數(shù)單根初拉力（n）壓軸力（n）5.5311.64.a3150.20862.49小帶輪直徑(mm)大帶輪直徑(mm)中心距(mm)基準(zhǔn)長(zhǎng)度（mm）帶輪寬度(mm) 小帶輪包角1504505102000483.2 減速器內(nèi)傳動(dòng)零件高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)3.2.1選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)按照已經(jīng)選定的傳動(dòng)方案，高速級(jí)齒輪選擇如下：1. 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)2. 齒輪精度等級(jí) 帶式輸

9、送機(jī)為一般機(jī)器速度不高，按照2中表10-8，選擇7級(jí)精度（gb10095-88）3. 材料 由2中表10-1選擇：兩者材料硬度差為40hbs 小齒輪 40cr 調(diào)質(zhì) 硬度280hbs大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 硬度240hbs4. 試選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取 齒數(shù)比3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1. 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)小齒輪轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)齒寬系數(shù)：由文獻(xiàn)2中表107知齒寬系數(shù)由文獻(xiàn)2中圖10-21d 按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限： 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由文獻(xiàn)2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為1% 安全系數(shù)s=1由文獻(xiàn)

10、2中式10-12 計(jì)算 由式試算小齒輪分度圓直徑 計(jì)算圓周速度 計(jì)算齒寬b 計(jì)算齒寬與齒高比模數(shù) 齒高 計(jì)算載荷系數(shù)據(jù) 7級(jí)精度。由圖10-8查動(dòng)載荷系數(shù)直齒輪由文獻(xiàn)2中表10-2查得使用系數(shù)由文獻(xiàn)2中表10-4用插入法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)由 在文獻(xiàn)2中查圖10-13 得 故載荷系數(shù) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻(xiàn)2中式10-10a得 計(jì)算模數(shù)m 3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由文獻(xiàn)【1】中式10-5彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式1. 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 由文獻(xiàn)2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由文獻(xiàn)2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)

11、計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由2中式10-12 計(jì)算載荷系數(shù)k 查取齒形系數(shù)由2中表10-5查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2中表10-5查得 計(jì)算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大2. 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積有關(guān)，可取由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)2.92并根據(jù)gb1357-87就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù) 取實(shí)際傳動(dòng)比：傳動(dòng)比誤差： 允許3.2.4、高速級(jí)齒輪幾何

12、尺寸計(jì)算分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 取 圓周力：徑向力：表3-1 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪2032634.153110294.5108102大齒輪141423415.5429973.3 減速器內(nèi)傳動(dòng)零件低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)3.3.1選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 傳動(dòng)速度不高，選擇7級(jí)精度（gb10095-88） 材料選擇小齒輪 40cr 調(diào)質(zhì) 硬度280hbs大齒輪 45 調(diào)質(zhì) 硬度240hbs 選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 3.3.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1.確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù) 小齒輪傳

13、遞的扭矩由2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)由2中表10-7選取齒寬系數(shù)由2中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 由2中式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為1% 安全系數(shù)s=1由2中式10-12 2.計(jì)算 計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入 計(jì)算圓周速度 計(jì)算寬度b 計(jì)算齒寬與齒高比模數(shù)m 齒高 計(jì)算載荷系數(shù)據(jù) 7級(jí)精度。由2中圖10-8查動(dòng)載荷系數(shù)；直齒輪。由2中表10-2查得使用系數(shù)。由2中表10-4用插入法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí) 由 查2中圖10-13得 故載荷系數(shù) 按實(shí)際的載

14、荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2中式10-10a得 計(jì)算模數(shù)m 3.3.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由2中式10-5彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式 1. 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 由2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由2中式10-12 計(jì)算載荷系數(shù)k 查取齒形系數(shù)由2中表10-5查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2中表10-5查得 計(jì)算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大2.設(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)2中表101就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值計(jì)算小齒輪齒數(shù) 計(jì)算大齒輪齒數(shù) 實(shí)際傳動(dòng)比：傳動(dòng)比誤差： 允許3.3.4、低速級(jí)齒輪幾何尺寸計(jì)算 分度圓直徑

15、 中心距 齒輪寬度 表3-2低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪2053253.0632160147.5170160大齒輪98490477.55001553.4 軸的設(shè)計(jì)輸入軸的設(shè)計(jì)3.4.1確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸入軸材料選定為40cr，鍛件，調(diào)質(zhì)。2、求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù),計(jì)算作用在輸入軸的齒輪上的力：輸入軸的功率 輸入軸的轉(zhuǎn)速 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 圓周力：徑向力：3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)制處理，根據(jù)2中表153，取 3.4.2初步設(shè)計(jì)輸入軸的結(jié)構(gòu)根據(jù)軸向定位

16、要求初步確定軸的各處直徑和長(zhǎng)度已知軸最小直徑為，由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝大帶輪，故應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)系列值，為了與外連接件以軸肩定位，故取b段直徑為。初選滾動(dòng)軸承。因該傳動(dòng)方案沒(méi)有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點(diǎn)各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6311（參考文獻(xiàn)3），其尺寸為，為防止箱內(nèi)潤(rùn)滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油板，根據(jù)需要應(yīng)分別在兩個(gè)擋油板的一端制出一軸肩，故：。由于軸承長(zhǎng)度為21mm，根據(jù)4中圖5.3擋油板總寬度為18mm故，根據(jù)箱座壁厚，取12

17、且齒輪的右端面與箱內(nèi)壁的距離，則取，根據(jù)4中圖5.3，而擋油板內(nèi)測(cè)與箱體內(nèi)壁取3mm，故。根據(jù)參考文獻(xiàn)1表3-1知中間軸的兩齒輪間的距離，估取，且中間軸的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為，因，故。設(shè)計(jì)軸承端蓋的總寬度為45mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為30mm，故。根據(jù)根據(jù)帶輪寬度可確定圖3-1輸入軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖.4.3按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 軸的受力簡(jiǎn)圖圖3-2 輸入軸的受力簡(jiǎn)圖 （）計(jì)算支座反力h面 v面 （）計(jì)算h面及v面的彎矩，并作彎矩圖h面da段： 當(dāng)時(shí)，在d處當(dāng)時(shí)，在a處bc段： 當(dāng)時(shí)，

18、在b處當(dāng)時(shí)，在c處v面（）計(jì)算合成彎矩并作圖 （）計(jì)算并作圖（）校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件，校核危險(xiǎn)點(diǎn)即c截面圓周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取，由2中表15-1查得，軸彎曲疲勞極限結(jié)論：強(qiáng)度足夠。圖軸的載荷分析圖3.5軸的設(shè)計(jì)輸出軸的設(shè)計(jì)3.5.1初步確定軸的最小直徑 1、確定軸的材料輸出軸材料選定為45號(hào)鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。2求作用在齒輪上的力根據(jù)輸出軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)、低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)幾何尺寸及參數(shù)，計(jì)算作用在輸出軸的齒輪上的力：輸出軸的功率 輸出軸的轉(zhuǎn)速 輸出軸的轉(zhuǎn)矩 .初步確定軸的最小直徑 3.5.2初步設(shè)計(jì)輸出軸的結(jié)構(gòu)輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸

19、器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取，則：初選聯(lián)軸器按照計(jì)算應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-85,選用型號(hào)為hl7的y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故取半聯(lián)軸器長(zhǎng)度。 3根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長(zhǎng)度 圖3-4輸出軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長(zhǎng)度根據(jù)已確定的，由于g段軸長(zhǎng)與半聯(lián)軸器的軸轂長(zhǎng)相同，為了使聯(lián)軸器以軸肩定位，故取f段直徑為。初選滾動(dòng)軸承。因該傳動(dòng)方案沒(méi)有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點(diǎn)各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)，由軸承

20、產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承61924（參考文獻(xiàn)3），其尺寸為，根據(jù)需要在擋油板的一端制出一軸肩，故。由于軸承長(zhǎng)度為22mm，擋油板總寬為18mm故，根據(jù)兩齒輪中心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁為12mm，而擋油板內(nèi)測(cè)與箱體內(nèi)壁取3mm，另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內(nèi)，距離取3mm，綜上累加得出，。根據(jù)高速軸的尺寸和低速軸的部分尺寸可以算出設(shè)計(jì)軸承端蓋的總寬度為44mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為30mm，故。按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（1）

21、繪制空間受力圖（2）作水平面h和垂直面v內(nèi)的受力圖，并計(jì)算支座反力h面 v面 （3）計(jì)算h面及v面內(nèi)的彎矩，并作彎矩圖h面v面（4）計(jì)算合成彎矩并作圖（5）計(jì)算并作圖圖3-5 輸出軸的受力簡(jiǎn)圖（6）校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件，校核危險(xiǎn)點(diǎn)即c截面圓周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取，由2中表15-1查得，軸彎曲疲勞極限所以，強(qiáng)度是足夠的。圖軸的載荷分析圖3.6軸的設(shè)計(jì)中速軸的設(shè)計(jì)1、中速軸的功率 中速軸的轉(zhuǎn)速 中速軸的轉(zhuǎn)矩 2、初步確定軸的最小徑因?yàn)橹虚g軸最小徑與滾動(dòng)軸承配合，故同時(shí)選取滾動(dòng)軸承，根據(jù)軸的最小徑初步選取型號(hào)為6414的深溝球軸承，其尺寸為。根據(jù)前兩個(gè)軸的尺寸，不難得出中速軸

22、的尺寸，故其各部分計(jì)算省略。；圖3-4 中間軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖第4章 部件的選擇與設(shè)計(jì)4.1軸承的選擇軸系部件包括傳動(dòng)件、軸和軸承組合。4.1.1輸入軸軸承1. 軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷；軸承轉(zhuǎn)速；軸承的預(yù)期壽命2.軸承型號(hào)的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值按照3 表22-1選擇的6211軸承 4.1.2輸出軸軸承1.軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 ；軸承承受的轉(zhuǎn)速 軸承的預(yù)期壽命 2.軸承型號(hào)的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值按照3 表22-1選擇的61924軸承

23、4.1.3中間軸軸承1.軸承類型的選擇由于中間軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 ；軸承承受的轉(zhuǎn)速 軸承的預(yù)期壽命 2.軸承型號(hào)的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值按照3表22-1選擇的6014軸承.4.2輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強(qiáng)度計(jì)算1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇a型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸，由2中表6-1選擇。鍵長(zhǎng)根據(jù)皮帶輪寬度b=118選取鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)l=110. 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸

24、高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-20032、輸出軸鍵連接 輸出軸與齒輪4的鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般8級(jí)以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a型）。據(jù)，由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。由輪轂寬度及鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)。 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-2003 輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接據(jù)輸出軸傳遞的扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。查國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-85。選用hl7型彈性聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器孔徑。 選擇鍵連接的類型及尺寸據(jù)輸出軸軸端直徑，聯(lián)軸器y型軸孔，軸孔長(zhǎng)度選取a型普通平鍵 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由2中式6-1得，強(qiáng)