機(jī)械設(shè)計帶式傳動

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計(論文)題目: 二級直齒圓柱齒輪減速器 學(xué)生姓名 專 業(yè)_ 學(xué) 號_ 班 級_ 指導(dǎo)教師 成 績_ 工程技術(shù)學(xué)院 2012年 1 月目 錄1 前言42 傳動裝置的總體設(shè)計52.1比較和選擇傳動方案52.2選擇電動機(jī)52.3 計算總傳動比和分配各級傳動比62.4 計算傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)73 傳動零件的設(shè)計計算83.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算83.2 第二級齒輪傳動設(shè)計計算124 畫裝配草圖164.1 初估軸徑164.2 初選聯(lián)軸器164.3 初選軸承174.4 箱體尺寸計算185 軸的校核計算195.1 高速軸受力分析195.2 中速軸校核計算235.3 低速軸校核計算266

2、 軸承驗算306.1 高速軸軸承驗算306.2 中速軸軸承驗算316.3 低速軸軸承驗算317 鍵聯(lián)接的選擇和計算327.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算327.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算337.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算337.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算338 齒輪和軸承潤滑方法的確定338.1 齒輪潤滑方法的確定338.2 軸承潤滑方法的確定349 密封裝置的選擇3410 結(jié)論34參考文獻(xiàn)351前言 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是在完成機(jī)械設(shè)計課程學(xué)習(xí)后，一次重要的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學(xué)生第一次較全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，也是對機(jī)械設(shè)計課程的全面復(fù)習(xí)和實踐

3、。其目的是培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計和有關(guān)選修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計方面的知識。本次設(shè)計的題目是帶式運(yùn)輸機(jī)的減速傳動裝置設(shè)計。根據(jù)題目要求和機(jī)械設(shè)計的特點作者做了以下幾個方面的工作：決定傳動裝置的總體設(shè)計方案，選擇電動機(jī)，計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)，傳動零件以及軸的設(shè)計計算，軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算， 機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計和參數(shù)的確定，繪制裝配圖及零件圖，編寫計算說明書。關(guān)鍵詞：減速器 帶式運(yùn)輸機(jī) 機(jī)械設(shè)計 疲勞強(qiáng)度 計算及說明結(jié)果2傳動裝置的總體設(shè)計2.1比較和選擇傳動方案1、設(shè)計要求

4、：卷筒直徑D=220mm，牽引力F=1500N,線速度V=1.1m/s，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平衡，空載啟動，使用年限8年，批量生產(chǎn)，兩班制工作，運(yùn)輸帶的速度誤差允許±5%。2、電動機(jī)直接由聯(lián)軸器與減速器連接，減速器由聯(lián)軸器與卷筒連接3、減速器采用二級圓柱齒輪減速器4、方案簡圖如下： 2.2選擇電動機(jī)按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型系列的三相交流電源電動機(jī)。（1）、傳動滾筒所需要的有效功率輸送帶工作拉力F =1.5kN；輸送帶工作速度v = 1.1m/s；（2）傳動總效率 （分別是聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率）分別取=0.99、=0.98

5、、=0.97、=0.96（3）電動機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為按教材表181，二級圓柱齒輪減速器的傳動比故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由設(shè)計手冊取電動機(jī)型號：Y100L1-4 2.3計算總傳動比和分配各級傳動比電動機(jī)型號為Y100L1-4則總傳動比為：兩級齒輪傳動比公式： 取系數(shù)1.4有 2.4 計算傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)1) 計算各軸轉(zhuǎn)速 對高速軸 中間軸 低速軸 2) 計算各軸輸入功率電機(jī)軸輸出功率 高速軸輸入功率 中間軸輸入功率 低速軸輸入功率卷筒軸輸入功率3) 計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩高速軸輸入轉(zhuǎn)矩高速軸輸出轉(zhuǎn)矩中間軸輸入轉(zhuǎn)矩中間軸輸出轉(zhuǎn)矩低速軸輸入轉(zhuǎn)矩低速軸輸出轉(zhuǎn)矩卷筒軸

6、輸入轉(zhuǎn)矩卷筒軸輸出轉(zhuǎn)矩F =1.5kNv = 1.1m/s電動機(jī)型號：Y100L1-4 效率P(KW)轉(zhuǎn)矩T()轉(zhuǎn)速n（r/min）傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸2.0213.4914301.00.99軸11.9981.96013.35513.08814304.5780.95軸21.9011.86358.156.938312.3633.2700.95軸31.8071.771180.6017795.5421.00.97卷筒軸1.7531.718175.22171.7195.5423傳動零件的設(shè)計計算3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算(高速級減速齒輪設(shè)計)1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1

7、)選用直齒圓柱齒輪傳動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由有機(jī)設(shè)書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：有機(jī)設(shè)書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù) 取2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由圖10-21d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

8、強(qiáng)度極限；6)由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得: MPa MPa(2）計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，,代入數(shù)值： = 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高比b/h 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機(jī)設(shè)書）查得動載系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由表10-3查得 由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由,查圖10-13得,故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 7)計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲強(qiáng)度

9、設(shè)計 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù) 2）由圖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 3)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 4)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 6)查取應(yīng)力較正系數(shù)由表10-5查得 7)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算： =對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m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

10、輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.051mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來計算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有選用直齒圓柱齒輪傳動，小齒輪齒數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) 取 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4、幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (2)計算中心距(4)計算齒輪寬度 取 , 3.2低速級減速齒輪設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用直齒圓柱齒輪傳動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由有機(jī)設(shè)書表10-8知，選用7級精度（GB1009

11、5-88）3)材料選擇：有機(jī)設(shè)書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù) 取2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由圖10-21d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；6)由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)

12、力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得: MPa MPa(2）計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，,代入數(shù)值： = 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高比b/h 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機(jī)設(shè)書）查得動載系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由表10-3查得 由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 4由,查圖10-13得,故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 7)計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為(2) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù) 2）由圖10-2

13、0c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 3)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 4)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 6)查取應(yīng)力較正系數(shù)由表10-5查得 7)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算： = 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.72mm,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，但為了同時滿

14、足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來計算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有：小齒輪齒數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) 取 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4、幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (2)計算中心距(4)計算齒輪寬度 取 , 4 畫裝配草圖4.1 初選軸徑1） 高速軸的設(shè)計（1）選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理.（2）初步計算軸的最小直徑 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式： ，選用40Cr調(diào)質(zhì)鋼，查機(jī)設(shè)書P370表1

15、5-3，取軸上有鍵槽時，會削弱軸的強(qiáng)度。對于直徑的軸，單鍵時軸徑增大5%-7%，雙鍵時增大10%-15%，故 在第一部分中已經(jīng)選用的電機(jī)Y100L1-4,D=28。查指導(dǎo)書P99，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，故。（3）結(jié)構(gòu)設(shè)計如零件圖2）中間軸的設(shè)計（1）選擇材料：45鋼調(diào)質(zhì)，如上，取 A0=110（2） 確定軸的最小直徑： 考慮鍵槽的影響，?。?）結(jié)構(gòu)設(shè)計如零件圖。3）低速軸的設(shè)計（1）材料，45鋼調(diào)質(zhì)，如上，取 A0=110（2）確定軸的最小直徑： 取d3min=30mm（3）結(jié)構(gòu)設(shè)計如零件圖。4.2、聯(lián)軸器初步選擇選擇原則：高速軸輸入端選彈性聯(lián)軸器，聯(lián)軸器要與電機(jī)軸匹配 低速軸輸出端選無彈性元件

16、撓性聯(lián)軸器根據(jù)設(shè)計手冊101頁表8-9和第94頁表8-2有：高速軸：彈性柱銷聯(lián)軸器LX2 低速軸：凸緣聯(lián)軸器GY54.3 軸承的初步選擇1）高速輸入軸 6005, d=25mm D=47mm, B=12mm2）中間軸 6206, d=30mm,D=62mm，B=16mm3）低速輸出軸 6208，d=40mm D=80mm, B=18mm4.4 箱體尺寸計算箱體尺寸計算 a=81.5mm名稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果箱座壁厚0.025a+3=5.0488mm箱蓋壁厚10.02a+3=4.6388mm箱蓋凸緣厚度b11.5112mm箱座凸緣厚度b1.512mm箱座底凸緣厚度b22.520mm地腳螺釘直徑df

17、0.036a+12=14.9318mm地腳螺釘數(shù)目na250,n=4 ；a250500,n=6，a500時，n=84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75df12mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df10mm連接螺栓d2的間距L150200180mm軸承端蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df6mm視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6mm定位銷直徑d（0.70.8）d26mmd1 d2 df至外箱壁距離C1表11-2C1f=24mmC11=18mmC12=16mmd1 df d2凸緣邊遠(yuǎn)距離C2表11-2C2f=22mmC21=16mmC22=14mm軸承旁凸臺半徑R1C2116mm凸臺高度h

18、根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+（510）40mm鑄造過渡尺寸x,y表1-38x=3mmy=15mm大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離11.210mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210mm箱蓋箱座肋厚m1,mm10.851， m0.85m1=7mmm=7mm軸承端蓋外徑D2D+（55.5）d3D21=85mmD22=107mmD23=85mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般取sD2S1=85mmS2=107mmS3=85mm5、軸的設(shè)計與校核計算5.1 高速軸尺寸設(shè)計與分析 1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案：（1）高速軸

19、結(jié)構(gòu)考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（），選用齒輪軸。選用圓頭（A型）普通平鍵，鍵的尺寸為 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為。角接觸軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此時選軸的直徑尺寸公差為m6。（2）確定軸各段直徑和長度I各軸段直徑名稱依據(jù)確定結(jié)果（mm）考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)直徑配合，聯(lián)軸器選WH4型,且軸的最小直徑為11.72mm20聯(lián)軸器定位 23考慮軸承選用代號為6005 d=25mmD=47mm, B=12mm25考慮軸承定位28考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（），選用齒輪軸35251軸段安裝聯(lián)軸器：半聯(lián)軸器寬度 ，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上取 。2軸段的長度：，其

20、中為聯(lián)軸器的內(nèi)端面至軸承端蓋凸緣厚度， ，取 ；為軸承端蓋凸緣厚度，； 為軸承蓋的上端面至軸承座孔邊緣的距離，取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離，考慮到箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應(yīng)距內(nèi)壁一段距離，取，已知軸承寬度，箱座厚度，查手冊則得L=43，則。取52mm3軸段的長度：應(yīng)考慮軸承的定位擋油環(huán)和軸承的內(nèi)壁的距離，。4軸段長度：取軸上兩齒輪間的距離，。5軸段長度：其長度與齒寬相同，。6軸段長度：。 各段軸長度列表如下: 名稱長度/mm50522572.54030b高 高速軸受力分析如下小齒輪分度圓直徑 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時，深溝球軸承的中心，因此，作為簡支

21、梁的軸的支承跨距為，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，計算該截面出的力與矩： 載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩5.2中間軸的尺寸設(shè)計1、選擇軸的材料該軸同樣選取40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。2由前面計算可知軸的最小直徑取3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（2）各軸的直徑和長度 1)根據(jù)，選用深溝球軸承6306，尺寸得，為了使齒輪3便于安裝，故取，軸承第三段起軸向定位作用，故 第四段裝齒輪2，為了齒輪2的軸向定位，取直徑2)第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的齒寬略小所以，由指導(dǎo)書得 ， ，則中間軸的尺寸如下（3）

22、軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)，查表6-1得第二段鍵的尺寸為，同理可得第四段鍵的尺寸為mm滾動軸承與軸采用過度配合來保證，選用直徑尺寸公差m6（4）軸上零件的軸向定位 軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與擋油環(huán)定位，齒輪采用擋油環(huán)與軸肩定位；5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑為1mm（6）求軸上的載荷 已知 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時，對于深溝球軸承支撐點位置在其中心，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖可以看出兩齒輪中心截面受彎矩較大，分別計算兩截面處的力與矩：如圖所示

23、支持力F彎矩M總彎矩扭矩 5.3 低速軸尺寸計算與受力分析校核1、選擇軸的材料該軸同樣選取40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。2、初步計算軸的最小直徑有前面計算的 d3min=30mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長度 1），聯(lián)軸器采用軸肩定位 則，聯(lián)軸器選擇彈性軸銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度為，為了保證半聯(lián)軸器軸向的可靠定位，故取 2）初步確定滾動軸承 因軸承受徑向力大而軸向力作用小，轉(zhuǎn)速較小，載荷大，故選用深溝球軸承6208，故,為了便于齒輪安裝，為了使齒輪有較好的軸向定位，取 軸承，為了便于安裝和齒輪的定位取，其

24、他長度由軸1和軸2的計算方法求得， 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位采用普通A型平鍵連接，根據(jù)選擇軸上的鍵為，半聯(lián)軸器的周向定位采用普通C型平鍵連接，根據(jù)選擇軸上鍵為，滾動軸承與軸采用過度配合來保證，直徑公差m6； 4）軸上零件的軸向定位 軸承采用凸緣式端蓋和擋油環(huán)來定位，齒輪軸向定位則采用軸肩與擋油環(huán)定位 5）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角，各軸肩處圓角半徑為1mm。 （6）求軸上的載荷 1）求軸上的力 已知 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，由于是深溝球軸承，則支撐點在軸承的中心，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩

25、較大，分別計算兩截面處的力與矩：F 載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩（6）按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度，根據(jù)機(jī)設(shè)書P373式（15-5）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故取=0.6,軸的計算應(yīng)力 其中前面已選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機(jī)設(shè)書P362表15-1，得：，因此，故安全。(7)、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）、判斷危險截面由軸的結(jié)構(gòu)圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面1因加工齒輪有尺寸變化，引起應(yīng)力集中，故該截面左側(cè)需校核驗證2)、截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎

26、矩M為：截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)設(shè)書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機(jī)設(shè)書P40附表3-2查取因 經(jīng)插入后得： 又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 則： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù) 取 取則可計算安全系數(shù) ， 故可知其安6.軸承驗算6.1 高速軸軸承驗算1)已知軸承的預(yù)計壽命 L=2×8×300×8=38400h

27、由所選軸承系列6005，查指導(dǎo)書P123表知額定動載荷C=10KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計算軸向力 對于6208型軸承，沒有軸向力，因此 于是軸向力為：4)當(dāng)量動載荷P 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定球軸承60056.2 中速軸軸承驗算1)已知軸承的預(yù)計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6206，查指導(dǎo)書P123表知額定動載荷C=19.5KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計算軸向力 對于6208型軸承，

28、沒有軸向力，因此 于是軸向力為：4)當(dāng)量動載荷P 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定球軸承62066.3 低速軸軸承驗算1)已知軸承的預(yù)計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6208，查指導(dǎo)書P123表知額定動載荷C=29.5KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計算軸向力 對于6208型軸承，沒有軸向力，因此 于是軸向力為：4)當(dāng)量動載荷P 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承2

29、的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定球軸承62087 鍵聯(lián)接的選擇和計算6.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 軸與聯(lián)軸器相連的鍵 1）選用鍵的系列 2）鍵的工作長度，鍵與輪轂、槽的接觸高度，則有： ，所以合適7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算1）選用鍵的系列 2）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材查得許用應(yīng)力，取，鍵的工作長度，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度，則有：，所以合適7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 1）選用鍵的系列 2）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材查得許用應(yīng)力，取，鍵的工作長度，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度，則有：，所以合適7.4低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計

30、算 1）選用鍵的系列 2）鍵的工作長度，鍵與輪轂、槽的接觸高度，則有： ，所以合適7 齒輪和軸承潤滑方法的確定7.1 齒輪潤滑方法的確定傳動件的潤滑：對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設(shè)計部分可知傳動件的圓周速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內(nèi)需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不小于3050mm,此減速器為40mm。選用標(biāo)準(zhǔn)號為SH0357-92的普通工業(yè)齒輪油潤滑，裝至高速級大齒輪齒根圓以上、低速級大齒輪三分之一半徑R以下。7.2 軸承潤滑方法的確定 由前面?zhèn)鲃蛹O(shè)計部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對軸承采用潤滑脂潤滑，為此在軸承旁裝有擋油環(huán)以防止?jié)櫥魇?。采用牌號?的鈣基潤滑脂（GB491-87）。9