帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告(WPS打開(kāi))

1、東 莞 理 工 學(xué) 院機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)與計(jì)算學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 201341101109系 別： 機(jī)械工程學(xué)院專(zhuān)業(yè)班級(jí)：2013機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化1班 指導(dǎo)教師: 韓利芬 教授起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日東 莞 理 工 學(xué) 院機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)與計(jì)算學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 201341101109系 別： 機(jī)械工程學(xué)院專(zhuān)業(yè)班級(jí)：2013機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化1班 指導(dǎo)教師: 韓利芬 教授起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一 設(shè)計(jì)題目(一) 帶式輸

2、送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)與計(jì)算二、傳動(dòng)布置方案帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置如下圖所示,為一級(jí)帶傳動(dòng),兩級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。FVD三、傳動(dòng)裝置工作條件已知帶式輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)滾筒的圓周力(牽引力) F 、帶速V、卷筒直徑D，輸送機(jī)在常溫下連續(xù)單向工作, 載荷較平穩(wěn), 工作壽命8年，每年300個(gè)工作日，每日工作8小時(shí)。四、原始數(shù)據(jù)學(xué) 號(hào)123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320

3、學(xué) 號(hào)131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380學(xué) 號(hào)252627282930313233343536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)3203603203803003003003603003203

4、80300學(xué) 號(hào)373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300學(xué) 號(hào)495051525354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)3503403

5、00320300290300360270310260280五、設(shè)計(jì)要求1.按比例繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖一張（A0或A1）2.按比例繪制零件圖兩張3.編寫(xiě)設(shè)計(jì)計(jì)算書(shū)一份說(shuō)明：要求在設(shè)計(jì)計(jì)算中加強(qiáng)計(jì)算機(jī)應(yīng)用，至少采用計(jì)算機(jī)輔助繪圖完成一張圖紙。學(xué)生按表中學(xué)號(hào)對(duì)應(yīng)數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)。目 錄1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)1.1 選擇電動(dòng)機(jī)1.2 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比1.3 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算2. 普通V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)3. 減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.1 高速級(jí)漸開(kāi)線標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.2 低速級(jí)漸開(kāi)線標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)4. 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算5. 軸的設(shè)計(jì)5.1 I軸（輸入軸）的設(shè)計(jì)5.2 II軸

6、（中間軸）的設(shè)計(jì)5.3 III軸（輸出軸）的設(shè)計(jì)6. 滾動(dòng)軸承的選擇與計(jì)算7. 鍵連接的選擇與強(qiáng)度校核8. 聯(lián)軸器的選擇9. 減速器附件的選擇10. 潤(rùn)滑與密封設(shè)計(jì)小結(jié)參考文獻(xiàn)設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1.1電動(dòng)機(jī)的選擇1.1.1電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 按工作條件和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)，為臥式閉環(huán)結(jié)構(gòu)，電源電壓為380V。1.1.2電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇滾筒（工作機(jī)）的轉(zhuǎn)速：根據(jù)表2-1，V帶傳動(dòng)的常用傳動(dòng)比范圍為24；根據(jù)表2-2，兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比范圍為35；則總傳動(dòng)比的合理范圍i=18100,所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍1.1.3電動(dòng)機(jī)容量的確定 為了計(jì)算電動(dòng)

7、機(jī)的輸出功率Pd,先要確定從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總效率，即傳動(dòng)裝置的總效率，由表12-8，得：；則： 則所需電動(dòng)機(jī)的輸出功率 kW根據(jù)額定功率Ped>=Pd=3.479kw,以及滿足工作機(jī)轉(zhuǎn)速的情況下，選取電機(jī)同步轉(zhuǎn)速為3000r/min。1.1.4電動(dòng)機(jī)選擇參數(shù)查表19-1，選用Y112M-2型三相異步交流電動(dòng)機(jī)，由表19-3得具體參數(shù)如下： (1)額定功率：4kW (2)滿載轉(zhuǎn)速nm：2890r/min (3)外形尺寸：400mm*245mm*265mm (4)電動(dòng)機(jī)中心高：112mm (5)軸伸尺寸：60mm (6) 軸伸直徑：28mm1.2傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比1.2.1總傳動(dòng)比的確定

8、由電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm=2890r/min及工作機(jī)轉(zhuǎn)速nw=98.95r/min，可得傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比為：設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1.2.2各級(jí)傳動(dòng)比的分配取帶傳動(dòng)比，則由總傳動(dòng)比得齒輪系傳動(dòng)比由兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比分配原則：系數(shù)取1.35時(shí)，聯(lián)立解得，1.3傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算帶傳動(dòng)效率=0.95；;；表2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/N.m轉(zhuǎn)速n/r.min-1傳動(dòng)比效率電動(dòng)機(jī)軸3.47911.496289020.954.440.963.290.9610.95I軸3.30521.8431445軸3.17393.108325.450軸3.046294.06698.921

9、軸2.985288.17798.921r/minN.m設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果2.普通V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1）確定計(jì)算功率根據(jù)設(shè)計(jì)的工作條件由表8-8查得工作情況系數(shù)，故計(jì)算功率 （2）選擇V帶的帶型 根據(jù)、小帶輪轉(zhuǎn)速，由157頁(yè)圖8-11選用普通V帶的帶型為A型帶。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 由表8-7知A型V帶最小基準(zhǔn)直徑，由8-9初選小帶輪即取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 驗(yàn)算帶速： 故帶速合適 計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)表8-9圓整為200。（4）確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度根據(jù)式8-20，初定中心距必須滿足，即滿足，初定中心距。計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度： 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度，實(shí)際中心距（5）驗(yàn)算小

10、帶輪上的包角 故包角合適。（6）確定帶的根數(shù) 計(jì)算單根V帶的額定功率 由，查表8-4得 查表8-6，選取包角修正系數(shù)，由表8-2得，于是 計(jì)算V帶的根數(shù) 因此，選取V帶根數(shù)2根（7）計(jì)算單根V帶的初拉力 由表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量，所以 （8）計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力 綜上所述，選用A型普通V帶2根，帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度1430mm。帶輪基準(zhǔn)直徑 ， ，中心距控制在。小帶輪包角，單根V帶初拉力，壓軸力。A型V帶3.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.1 高速級(jí)漸開(kāi)線標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.1.1選定齒輪類(lèi)型、材料及齒數(shù) 1）確定齒輪類(lèi)型：兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪 ，8級(jí)精度2）材料選擇： 齒輪

11、材料選用閉式軟齒面。參考表10-1，選取小齒輪材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為280HBS；大齒輪材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 3） 選小齒輪齒數(shù)，故大齒輪齒數(shù)4）選取螺旋角：初選螺旋角= 3.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1）確定公式中的各計(jì)算值 試選載荷系數(shù) 計(jì)算小齒輪傳遞的力矩 小齒輪作不對(duì)稱(chēng)布置，查表10-7，選取齒寬系數(shù)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)（均采用鍛鋼制造）由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)由公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪 8級(jí)精度閉式軟齒面小齒輪材料為40Cr28

12、0HBS大齒輪材料為45鋼240HBS設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果由公式10-23可得螺旋角系數(shù)由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為，安全系數(shù)取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力2）計(jì)算小齒輪分度圓直徑3）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計(jì)算圓周速度 計(jì)算齒寬根據(jù)，8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果查表10-3，8級(jí)精度斜齒輪計(jì)算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得 故載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 3.1.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

13、設(shè)計(jì) 1）確定公式中的各計(jì)算值 試選載荷系數(shù) 由式10-18計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)由式10-19可得彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)計(jì)算：當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力校正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 由圖10-22查取彎曲疲勞壽命。 取彎曲疲勞安全系數(shù) ； 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取大齒輪的值為的值2） 試算齒輪模數(shù)3） 調(diào)整齒輪模數(shù)計(jì)算根據(jù)圓周速度8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)計(jì)算齒寬計(jì)算齒寬與齒高之比并根據(jù)表10-4用插值法查得，查圖10-13得 計(jì)算載荷系數(shù)： 由式10-13可按實(shí)際

14、載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5,按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù) ，取則大齒輪齒數(shù)，取與互為質(zhì)數(shù)。3.1.4幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 考慮模數(shù)由1.129mm增大圓整至1.5mm，為此將中心距減小圓整為100mm。按圓整后的中心距修正螺旋角計(jì)算小、大齒輪分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度取3.1.5齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核1）確定公式中的各計(jì)算值 由，查圖10-20選取區(qū)域系數(shù)由公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) 由公式10-23可得螺旋角系數(shù) 根據(jù)圓周速度 ，8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)由查表10-4用插值法得 故載荷系數(shù)由式10-22，

15、得滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度3.1.4齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核1）確定公式中的各計(jì)算值 由式10-18計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) 由式10-19可得彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力校正系數(shù) 3.1.5中已知，并根據(jù)齒寬與齒高之比，查圖10-13得 計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù)式10-17，得到 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。3.1.5主要設(shè)計(jì)結(jié)論、，齒寬小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按8級(jí)精度設(shè)計(jì)。3.2 低速級(jí)漸開(kāi)線標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.2.1選定齒輪類(lèi)型、材料及齒數(shù) 1）確

16、定齒輪類(lèi)型：兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪 ，8級(jí)精度2）材料選擇： 齒輪材料選用閉式軟齒面。參考表10-1，選取小齒輪材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為280HBS；大齒輪材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 4） 選小齒輪齒數(shù)，故大齒輪齒數(shù)4）選取螺旋角：初選螺旋角= 3.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1）確定公式中的各計(jì)算值 試選載荷系數(shù) 計(jì)算小齒輪傳遞的力矩 小齒輪作不對(duì)稱(chēng)布置，查表10-7，選取齒寬系數(shù)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)（均采用鍛鋼制造）由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)由公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用

17、重合度系數(shù)由公式10-23可得螺旋角系數(shù)由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為，安全系數(shù)取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力2）計(jì)算小齒輪分度圓直徑3）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計(jì)算圓周速度 計(jì)算齒寬 根據(jù)，8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)查表10-3，8級(jí)精度斜齒輪計(jì)算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得 故載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 3.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1）確定公式中的各計(jì)算值 試選載荷系數(shù) 由式10-18計(jì)

18、算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)由式10-19可得彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)計(jì)算：當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力校正系數(shù) 由圖10-24c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。 由圖10-22查取彎曲疲勞壽命。 取彎曲疲勞安全系數(shù) 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取大齒輪的值為的值4） 試算齒輪模數(shù)5） 調(diào)整齒輪模數(shù)計(jì)算根據(jù)圓周速度8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)計(jì)算齒寬計(jì)算齒寬與齒高之比并根據(jù)表10-4用插值法查得，查圖10-13得 計(jì)算載荷系數(shù)： 由式10-13可按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0,按接觸

19、疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù) ，取則大齒輪齒數(shù)，取與互為質(zhì)數(shù)。3.2.4幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距將中心距減小圓整為120mm。按圓整后的中心距修正螺旋角計(jì)算小、大齒輪分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度取3.2.5齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核1）確定公式中的各計(jì)算值 由，查圖10-20選取區(qū)域系數(shù)由公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) 由公式10-23可得螺旋角系數(shù) 根據(jù)圓周速度 ，8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)由查表10-4用插值法得 故載荷系數(shù)由式10-22，得滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度3.2.4齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核1）確定公式中的各計(jì)算值 由式10-18計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) 由式10-19

20、可得彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力校正系數(shù) 3.1.5中已知，并根據(jù)齒寬與齒高之比，查圖10-13得 計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù)式10-17，得到 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。3.2.5主要設(shè)計(jì)結(jié)論、，齒寬小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按8級(jí)精度設(shè)計(jì)。第4章 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算箱座壁厚：，取8考慮鑄造工藝，所以壁厚都不應(yīng)小于8，因此取箱蓋壁厚： ，取8箱座凸緣厚度：箱蓋凸緣厚度：箱座底凸緣厚度：地腳螺栓直徑：，取18mm地腳螺栓數(shù)目：軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：，取14mm箱蓋與箱座

21、聯(lián)接螺栓直徑： 取10mm聯(lián)接螺栓的間距：取180mm軸承端蓋螺釘直徑：，取8mm視孔蓋螺釘直徑：，取6mm定位銷(xiāo)直徑：，取8mm 由表4-2，得至外箱壁距離：，至凸緣邊緣距離：軸承旁凸臺(tái)半徑：凸臺(tái)高度：外箱壁至軸承座端面距離：，取53mm大齒輪圓頂（蝸輪外圓）與內(nèi)機(jī)壁距離：取10齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離：取10箱蓋、箱座助厚： ，軸承端蓋外徑：軸承旁聯(lián)接螺栓距離：第5章 軸的設(shè)計(jì)5.1 I軸（輸入軸）的設(shè)計(jì)5.1.1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速；功率 ；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 5.1.2確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）。根據(jù)表153，取 初步估算軸的最小直徑 由于最小軸段截面上要開(kāi)1

22、個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5% 輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶傳動(dòng)大帶輪處的直徑，由于帶輪非標(biāo)準(zhǔn)件，按優(yōu)先數(shù)系選取標(biāo)準(zhǔn)直徑為20mm。a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=28mm；定位軸肩直徑為30mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度 調(diào)整墊片厚度 箱體內(nèi)壁到齒輪端面距離 ：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸

23、器的內(nèi)孔徑，。 ：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較增大4mm， ：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7205AC ：考慮軸承安裝的要求，查表15-41得7205AC軸承安裝要求，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇。 ：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 ：過(guò)渡軸段，要求與軸段相同，故選取。 ：滾動(dòng)軸承軸段，要求與軸段相同，故選取。各軸段長(zhǎng)度的確定 ：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取。 ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取。 ：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取。 ：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬

24、度確定，選取。 ：由小齒輪的寬度確定，取。 ：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取。 ：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取。軸段1234567直徑(mm)20242531363125長(zhǎng)度(mm)408415885116175.1.4彎-扭合成強(qiáng)度校核a.畫(huà)高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力分度圓直徑：作用在齒輪上的力：圓周力： 徑向力： 軸向力：第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離。 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件

25、輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類(lèi)型和布置方式有關(guān)在水平面內(nèi)軸承A處水平支承力：軸承B處水平支承力：在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：軸承B處垂直支承力：軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：截面B在水平面上彎矩：截面C左側(cè)在水平面上彎矩：截面C右側(cè)在水平面上彎矩：截面D在水平面上的彎矩：e.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面上彎矩：截面B在垂直面上彎矩：截面C在垂直面上彎矩：截面D在垂直面上彎矩：f.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩：截面B處合成彎矩：截面C左側(cè)合成彎矩：截面C右側(cè)合成彎矩：截面D處合成彎矩：g.

26、轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 ：作彎矩，扭矩圖如下：5.1.4按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為查表得40Cr，調(diào)質(zhì)處理，則軸的許用彎曲應(yīng)力=70MPa，<，所以強(qiáng)度滿足要求。5.2. 軸（中間軸）的設(shè)計(jì)（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n2=325.45r/min；功率P2=3.173kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=93108Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表15-12選用45，調(diào)質(zhì)處理，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=30mm

27、（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離t遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計(jì)成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。確定各段軸直徑 d1：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=30mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7206AC d2：過(guò)渡軸段，故選取d2=36

28、mm。 d3：軸肩段，故選取d3=40mm。 d4：過(guò)渡軸段，故選取d4=36mm。 d5：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=30mm。各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=36mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取L2=60mm。 L3：軸肩段，取L3=6mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取L4=42mm。L5：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=37mm。軸段12345直徑(mm)3036403630長(zhǎng)度(mm)366064237（5）彎扭

29、合成強(qiáng)度校核a.畫(huà)中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖應(yīng)定性繪出一系列相關(guān)圖b.計(jì)算作用在軸上的力分度圓直徑：,作用在齒輪上的力：圓周力： 徑向力： 軸向力： c.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到齒輪2中點(diǎn)距離，齒輪2到齒輪3中點(diǎn)距離,齒輪3中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離軸承A在水平面內(nèi)支反力軸承B在水平面內(nèi)支反力軸承A在垂直面內(nèi)支反力軸承B在垂直面內(nèi)支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩e.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面

30、內(nèi)彎矩截面C在垂直面內(nèi)彎矩截面D在垂直面內(nèi)彎矩f.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩截面C右側(cè)合成彎矩截面C左側(cè)合成彎矩截面D右側(cè)合成彎矩截面D左側(cè)合成彎矩f.繪制扭矩圖5.2.3校核軸的強(qiáng)度因軸截面D左邊處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為查表15-12得45鋼調(diào)質(zhì)處理，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1=60MPa，<-1，所以強(qiáng)度滿足要求。5.3. 軸（輸出軸）的設(shè)計(jì)（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n3=98.921r/min；功率P3=3.046kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T3=294066Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由于中間軸

31、受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=45mm（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析。低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=14×9mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=63mm；定位軸肩直徑為43mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。各軸段直徑的確定 d1：用于連接鏈輪，直徑大小為鏈輪的內(nèi)孔徑，d1=45mm。 d2：密封處軸段，

32、左端用于固定鏈輪軸向定位，根據(jù)鏈輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=50mm,查表16-111，故用：O形橡膠密封圈42.5 d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=55mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7211AC d4：考慮軸承安裝的要求，查得7211AC軸承安裝要求da=64mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=64mm。 d5：軸肩，故選取d5=69mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=62mm。 d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=55mm。各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：根據(jù)鏈輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=(1.52)d

33、1，故取67.5mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=62mm。 L3：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取L3=21mm。 L4：過(guò)渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=64mm。 L5：軸肩，選取L5=10mm。 L6：由低速級(jí)大齒輪寬度確定，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=60mm。 L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=33.5mm。軸段1234567直徑(mm)45505564696255長(zhǎng)度(mm)67.5602164106043（5）彎-扭合成強(qiáng)度校核a.畫(huà)低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖

34、b.計(jì)算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）分度圓直徑：作用在齒輪上的力：圓周力： 徑向力： 軸向力：c.計(jì)算作用在軸上的支座反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=91.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=114.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=64.5mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH低速軸上外傳動(dòng)件施加在軸上的徑向力Q=1007.1N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：e.畫(huà)彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：在水平面上，軸截面B處所受彎矩：在水平面上，大齒輪所在軸

35、截面C處所受彎矩： 在水平面上，軸截面D處所受彎矩：在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：在垂直面上，軸截面C所受彎矩：在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：f.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：截面B處合成彎矩：截面C左側(cè)合成彎矩：截面C右側(cè)合成彎矩：截面D處合成彎矩：g.繪制扭矩圖T=294066N.mm作彎矩圖，扭矩圖如下5.3.3.校核軸的強(qiáng)度因c處軸截面彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為查表15-12得45鋼調(diào)質(zhì)處理，許用彎曲應(yīng)力-1=60MPa，<-1，所以強(qiáng)度滿足要求。 6.滾動(dòng)軸承的選擇和壽命計(jì)算6.1

36、高速軸上的軸承壽命計(jì)算軸承型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度基本額定動(dòng)載荷7205AC25mm52mm15mm15.8kN要求壽命為(8年）。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。;查表13-52得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表13-62得=1，,查表13-42可知ft=1取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。6.2中間軸上的軸承壽命計(jì)算軸承型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度基本額定動(dòng)載荷7206AC30mm62mm16mm22kN軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=22kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=

37、192000h。軸承B 軸承1 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。;查表13-52得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表13-62得=1，,查表13-42可知ft=1取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。6.3低速軸上的軸承壽命計(jì)算軸承型號(hào)內(nèi)徑外徑寬度基本額定動(dòng)載荷7211AC55mm100mm21mm50.5kN軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=50.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=19200h。軸承B 軸承A 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得

38、到合成支反力：由于計(jì)算可知，軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”。;查表13-52得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表13-62得=1，查表13-42可知ft=1取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。第7章 鍵連接的選擇與校核7.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用普通A型鍵，查課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表14-24，根據(jù)，選取鍵的工作長(zhǎng)度，大帶輪材料為鑄鐵，由課本表6-2查得鍵的許用擠壓應(yīng)力，鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力所選鍵滿足強(qiáng)度要求。7.2中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核選用普通A型鍵，查課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表14-24，根據(jù)，選取鍵的工作長(zhǎng)度，低速級(jí)小齒輪材料為

39、40Cr，由課本表6-2查得鍵的許用擠壓應(yīng)力，鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力所選鍵滿足強(qiáng)度要求。7.3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用普通A型鍵，查課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表14-24，根據(jù)，選取鍵的工作長(zhǎng)度，高速級(jí)大齒輪材料為45鋼，由課本表6-2查得鍵的許用擠壓應(yīng)力，鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力所選鍵滿足強(qiáng)度要求。7.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用普通A型鍵，查課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表14-24，根據(jù)，選取鍵的工作長(zhǎng)度，低速級(jí)大齒輪材料為45鋼，由課本表6-2查得鍵的許用擠壓應(yīng)力，鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力所選鍵滿足強(qiáng)度要求。7.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用普通A型鍵，查課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表14-24，根據(jù)，選取鍵的工

40、作長(zhǎng)度，聯(lián)軸器材料為45鋼，由課本表6-2查得鍵的許用擠壓應(yīng)力，鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力所選鍵滿足強(qiáng)度要求。第8章 聯(lián)軸器的選擇（1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3;計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=Nm（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào) 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為T(mén)L7彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩Tn=500Nm，許用轉(zhuǎn)速n=3600r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=45mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。 Tc=382.29Nm<Tn=500Nm n=98.921r/min<n=3600r/min第9章 減速器的密封與潤(rùn)滑9.1減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄

41、和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。9.2齒輪的潤(rùn)滑閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤(rùn)滑方式。圓周速度v12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少