機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置

1、目錄一 設(shè)計(jì)任務(wù)書.2 二. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì) 2三 電動(dòng)機(jī)的選擇 3 四 V帶設(shè)計(jì) 6五帶輪的設(shè)計(jì) 8六齒輪的設(shè)計(jì)及校核 9七高速軸的設(shè)計(jì)校核 14八低速軸的設(shè)計(jì)和校核 21九 .軸承強(qiáng)度的校核 29十鍵的選擇和校核 31十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇32十二. 箱體的設(shè)置 33十三. 減速器附件的選擇 35十四.設(shè)計(jì)總結(jié)37十五。參考文獻(xiàn)38一任務(wù)設(shè)計(jì)書題目A：設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號(hào) 205 206207 208209 210 211212213214帶工作拉力F（N）600620640660680700720740760780帶速度V（m/s）1.51.6

2、1.51.51.41.41.51.31.41.2卷筒直徑D（mm）260330300280270290310270270240 工作條件：一半制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運(yùn)輸帶于卷筒及支撐間.包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在F中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：十臺(tái)。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工78級(jí)齒輪及蝸輪。動(dòng)力來源：電力，三相交流（380/220）。運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%。設(shè)計(jì)工作量：1.減速器裝配圖一張（A3） 2.零件圖（13） 3.設(shè)計(jì)說明書一份個(gè)人設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)： 運(yùn)輸帶的工作拉力 T(N)_660_ 運(yùn)輸機(jī)帶速V（m/s） _1.5_卷

3、筒直徑D（mm） _280_已給方案三選擇電動(dòng)機(jī)1傳動(dòng)裝置的總效率：=122345式中：1為V帶的傳動(dòng)效率，取1=0.99；22為兩對滾動(dòng)軸承的效率，取2=0.99；3為一對圓柱齒輪的效率，取3=0.97;4為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取4=0.96；5為運(yùn)輸滾筒的效率，取5=0.96。所以，傳動(dòng)裝置的總效率=0.99*0.99*0.99*0.97*0.96*0.96=0.867電動(dòng)機(jī)所需要的功率 P=FV/=660*1.5/（0.867×1000）=1.14KW2卷筒的轉(zhuǎn)速計(jì)算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.5/3.14*280=102.3r/min V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比

4、范圍為;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版142頁一級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為i23，10 ；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版413頁總傳動(dòng)比的范圍為6，40；則電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為615,4092;3選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)：根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需的功率，并考慮電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高，總傳動(dòng)比越大，減速器的尺寸也相應(yīng)的增大，所以選用Y100L-6型電動(dòng)機(jī)。額定功率1.5KW，滿載轉(zhuǎn)速940（r/min）,額定轉(zhuǎn)矩2.0（N/m）,最大轉(zhuǎn)矩2.0（N/m） 4、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比總傳動(dòng)比ib=n/nw=940/102.3=9.19式中：為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；為工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速。取V帶的傳動(dòng)比為i

5、1=3，則減速器的傳動(dòng)比i2=ib/3=3.1;5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)6.計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速。軸：n1=n/i1=940/3=710r/min;軸：n2=n1/i2=104 r/min卷筒軸：n3=n2=104r/min7.計(jì)算各軸的功率軸：P1=P1=1.140.99=1.1286(KW);軸P2=P123=1.12860.990.97=1.084(KW);卷筒軸的輸入功率：P3=P242=1.0840.960.99=1.03(KW)8計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：T1=9550P/n=95501.14/940=11.58N·m軸的轉(zhuǎn)矩：T2=T1*i1*1*2=11.5

6、8*3*0.99*0.99=34.04 N·m軸的轉(zhuǎn)矩：T3=T2i2*23=34.04 3.10.990.97=101.3N·m 第二部分 傳動(dòng)零件的計(jì)算四.V型帶零件設(shè)計(jì) 1.計(jì)算功率：-工作情況系數(shù)，查表取值1.2;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版156頁-電動(dòng)機(jī)的額定功率2.選擇帶型根據(jù)，n=940,可知選擇Z型；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版157頁由表86和表88取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑則從動(dòng)輪的直徑為 據(jù)表88，取mm3.驗(yàn)算帶的速度=4.427m/s機(jī)械設(shè)計(jì)第八版157頁4.427m/s 25m/sV帶的速度合適4、確定普通V帶的基準(zhǔn)長度和傳動(dòng)中心矩根據(jù)0.7(+)<<2(+)，初步確定

7、中心矩機(jī)械設(shè)計(jì)第八版152頁=400mm5.計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度：= =1403.4mm機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁由表82選帶的基準(zhǔn)長度=1400mm6.計(jì)算實(shí)際中心距a=402mm 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁驗(yàn)算小帶輪上的包角= >1207.確定帶的根數(shù)ZZ 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁由， 查表84a和表84b得 =0.28，=0.02查表85得：0.96,查表82得：1.14，則Z =1.254/(0.28+0.02)0.96 1.14=3.82取Z=4根8.計(jì)算預(yù)緊力機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁查表8-3得q=0.06（kg/m）則=55.64N9.計(jì)算作用在軸上的壓軸力=411.799N 機(jī)械設(shè)計(jì)

8、第八版158頁五.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)帶輪的材料采用鑄鐵主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑，故采用腹板式（或?qū)嵭氖剑?，從?dòng)輪基準(zhǔn)直徑，采用孔板式。六齒輪的設(shè)計(jì)傳動(dòng)比的分配（1）總傳動(dòng)比IZ=940/102.3=9.19減速器的傳動(dòng)比為i減=9.19/3=3.06（2） 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算0軸（電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩）：T1=9550P/n=95501.14/940=11.58N·m1軸(高速軸既輸入軸)T2=T1*i1*1*2=3.83*4*0.99*0.99=34.04 N·m2軸(低速軸既輸出軸)T3=T2i2*23=10.876.9250.990.97=101.3N·m【h2為軸承的效率

9、】根據(jù)以上數(shù)據(jù)，我們可以把它列成一個(gè)表格，更能清楚的了解數(shù)據(jù)：表2軸名 功率P/kw轉(zhuǎn)距T/N.m轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)軸(0軸)1.128611.589401軸1.08434.431332軸1.03101.3102.2 3.12·1輸入軸斜齒輪的設(shè)計(jì)已知電動(dòng)機(jī)額定功率P=1.5kw,轉(zhuǎn)速940r/min,各軸的轉(zhuǎn)速如：表3轉(zhuǎn)動(dòng)軸電機(jī)軸 （0軸）輸入軸 （1軸）輸出軸 （1軸）轉(zhuǎn)速n940313102齒數(shù)比33.1由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命年限為10年，二班制工作，轉(zhuǎn)向不變單向運(yùn)行，有輕微的振動(dòng)，啟動(dòng)載荷為名義載荷的K=1.3。1.選擇齒輪的精度等級(jí)、材料、齒數(shù)1）·

10、;精度的選擇輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)動(dòng)速度不高,為普通減速器，故選用7級(jí)精度(GB10095-88)，要求齒面精糙度2）·材料的選擇選擇小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，其硬度為280HBS,大齒輪為45鋼（正火），其硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）·確定齒輪齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)Z120，大齒輪齒數(shù)為Z220x360，取Z2604）·選取螺旋角。初選螺旋角b14°【參照圓柱直齒輪來設(shè)計(jì)】2確定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則由于該減速器為閉式齒輪傳動(dòng)，且兩齒輪均為齒面硬度HBS小于350和軟齒面，齒面點(diǎn)蝕是主要的失效形式，應(yīng)先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，確定齒輪的

11、主要參數(shù)和尺寸，然后再按彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根的彎曲強(qiáng)度按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)d1t（1）確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) K=1.2 2)計(jì)算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩3）由機(jī)械設(shè)計(jì)表107選取齒寬系數(shù)d14）由機(jī)械設(shè)計(jì)表106查得材料得彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa1/21/2 5）由機(jī)械設(shè)計(jì)表1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim2=550 MPa 6）由圖1030選取區(qū)域系數(shù) ZH=2.4337）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh60*313*1*（2*8*365*10）1.96x109N2=0.638) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖101

12、9取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90, KHN2=0.959)計(jì)算疲勞許用應(yīng)力取實(shí)效概率為1，安全系數(shù)S1，由公式可得：H1=0.90x600 MPa=540MPaH2=0.95x550 MPa=522.5 MPa (2)計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t46.2mm2）計(jì)算圓周速度vv0.757m/s3）計(jì)算齒寬bbd·d1t 1x46.2=46.2mm4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) mnt=46.2xcos14°/20=2.254齒高 h=2.25 mnt = 4.8=9.6255）計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)v0.757m/s，8級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖108查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.

13、1經(jīng)表面硬化的斜齒輪， KHa=KFa=1.352;由表102查得使用系數(shù)開KA=1;由表104用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KHb1.417由=9.625，KHb1.417，查圖1013得KFb1.46故動(dòng)載荷系數(shù): K= KA KV KHa KHb=1*1.1*1.352*1.417=2.16)按校正所算得得分度圓直徑，由公式可得：d1=d1t=46.2x=54.2mm7)計(jì)算模數(shù)m. m=2.2543.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) mn1·確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1） 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=440MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE2420MPa2

14、） 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=8.6, KFN2=0.923） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由公式可得F1=0.86x440 /1.4MPa=270.28 MPaF2=0.92X420 /1.4MPa=276MPa4)計(jì)算載荷系數(shù)K K= KA KV KFa KFb=1*1.1*1.426*1.46=2.15）根據(jù)縱向重合度eb=1.903，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.886）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv121.5zv2657)查取齒形系數(shù)由表105查得 YFa1 =2.72, YFa2=2.138)查取應(yīng)力校正系數(shù)由105查得 YSa1 =1.57 YSa2

15、=1.849）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較0.01580.0142大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算mn0.968mm對比計(jì)算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=1mm,已滿足彎曲強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=55.8mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 z154.14取 z155，則z2u ·z13.1x55=170.54.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=114.8mm將中心距圓整為115mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 barccos= arccos=14.13因b值改變不多，故參數(shù)ea、Kb、ZH等不必修正。（3）計(jì)算大、小

16、齒輪的分度圓直徑 d1=56.23md2=173.8mm(4)計(jì)算齒輪寬度b=d·d1=1x56.23=56.23mm圓整后取B257mm； B160mm5.選擇潤滑方式閉式齒輪傳動(dòng)，齒輪的圓周速度v12m/s,常將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑(推薦使用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油，潤滑油運(yùn)動(dòng)粘度.)七軸的設(shè)計(jì)與校核高速軸的計(jì)算。（1）選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為HBS220抗拉強(qiáng)度極限B650MPa屈服強(qiáng)度極限s360MPa彎曲疲勞極限1270MPa剪切疲勞極限1155MPa許用彎應(yīng)力1=60MPa 二初步估算軸的最小直徑由前面的傳動(dòng)裝置的參數(shù)可知= 313 r/m

17、in; =1.1286(KW)；查表可取=115； 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版370頁表15-3=17.634mm三軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖（軸1），從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取=18 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故段的長度應(yīng)比帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為50 mm，現(xiàn)取l1=50。帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度，取=1.5mm，則=21 mm。軸承端蓋的總寬度為20 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取蓋端的外端面與

18、帶輪的左端面間的距離=30 mm，故取=50 mm.2.初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用圓錐滾動(dòng)軸承，由于軸=21 mm，故軸承的型號(hào)為6205，其尺寸為25mm，52mm, mm.所以=24mm，= =15mm3.取做成齒輪處的軸段的直徑=27mm，=60mm取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a10mm， 考慮到箱體的鑄造誤差，4.在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s4mm，則s+a4mm10mm14mm=27mm同理=s+a=14mm，=27 mm至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑（3）軸上零件的軸向定位齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵

19、鏈接（詳細(xì)的選擇見后面的鍵的選擇過程）（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm (四)計(jì)算過程 1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖，如圖，對于6208深溝球滾軸承的，簡支梁的軸的支承跨距： L= = -2a= 10+60+14+14+10-2 7.5=88mm=50+50+7.5=107.5mm，=14+7.5+30=52.5 mm, =30+14+5=52.5mm2.作用在齒輪上的力= =556.36N203.05N計(jì)算支反力水平方向的M=0，所以 ，=331.92N0, =331.92N垂直方向的M=0，

20、有0， =180.20N0, =180.20N計(jì)算彎矩水平面的彎矩= =17425.8垂直面彎矩9460.5合成彎矩=19828.25=19828.25根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力331.92N331.92N180.20N180.20N彎矩=17425.89460.5總彎矩=19828.25=19828.25扭矩T=115803.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，

21、軸的計(jì)算應(yīng)力 =31.15QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。4.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核

22、。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因?yàn)閂的右側(cè)是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×3032700mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×3035400mm3截面V左側(cè)的彎矩為11731.7截面V上的扭矩為=11580截面上的彎曲應(yīng)力=4.345Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=6.44Mpa軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92

23、故得綜合系數(shù)值為： 2.267 1.831又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為=21.85=33.718.33>>S=1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。八低速軸的計(jì)算1.軸的材料選取選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為HBS220抗拉強(qiáng)度極限B650MPa屈服強(qiáng)度極限s360MPa彎曲疲勞極限1270MPa剪切疲勞極限1155MPa許用彎應(yīng)力1=60MPa

24、2.初步估計(jì)軸的最小直徑軸上的轉(zhuǎn)速 功率由以上機(jī)械裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算部分可知 =100.97；=1.084 取=11511.92輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取.則=173700按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（軟件版）R2.0，選TL5型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑，長度L62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。故取25mm3.擬定軸的裝配方案4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取d=25mm, 。因I-II軸

25、右端需要制出一個(gè)定位軸肩，故?。?）初選滾子軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)d30mm，選取單列圓錐滾子軸承30207型,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)：軸承直徑：d35mm ； 軸承寬度：B17mm，D=72mm 所以， （3）右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取30207型軸承的定位軸肩高度h=1.5mm,因此，取（4）取做成齒輪處的軸段-的直徑44mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為46mm,?。?）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右

26、端面間的距離l 30mm， 故?。?）因?yàn)榈退佥S要和高速軸相配合，其兩個(gè)齒輪應(yīng)該相重合，所以取=24mm.=24 mm.(7）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細(xì)選擇過程見后面的鍵選擇）。（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm參考課本表152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm4.計(jì)算過程1.根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。確定軸承的支點(diǎn)位置大致在軸承寬度中間。故 因此作為簡支梁的支點(diǎn)跨距 計(jì)算支反力 作用在低速軸上的=1171.2N=4

27、26.39N水平面方向 MB0, 故 =0, 垂直面方向 MB0， 故F0,2)計(jì)算彎距水平面彎距= =26528.6垂直面彎矩11235.219657.9合成彎矩=28809=28231.36根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯鯿截面為最危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表3：載荷水平面H垂直面V支反力彎距M總彎距扭距TT101.3N·m5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度+強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa6.58 MPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60MPa，因<1，故安全。6.精確校核軸的疲勞強(qiáng)

28、度1)判斷危險(xiǎn)截面截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側(cè)即可，因?yàn)镮V的左側(cè)是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面I

29、V右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×4438518.4mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×44317036.8mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為:M28809.0×14110.53 N·mm 1.656MPa截面上的扭矩截面上的扭轉(zhuǎn)切力:5.946Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.20 則0.8×2.201.76軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.29 1.85又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05

30、所以軸在截面的右側(cè)的安全系數(shù)為=96.4622.321.33>S1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。 九.軸承強(qiáng)度的校核1.高速軸上的軸承校核按照以上軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步選用型號(hào)30207型的圓錐滾子軸承。1）軸承的徑向載荷軸承D 587.9N軸承B 766.38N求兩軸承的計(jì)算軸向力對于30207型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中e為判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力N則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（軟件版）R2.0得30207型軸承的基本額定動(dòng)載荷C54.2KN。按照

31、表13-5注1），對應(yīng)的e值為0.37，Y值為1.6。用線性插值法求Y值故 X=0.4 Y1.6求當(dāng)量動(dòng)載荷P 4）驗(yàn)算軸承壽命，根據(jù)式（13-5）h已知軸承工作壽命為因?yàn)?，故所選軸承滿足工作壽命要求。2.低速軸上的軸承的校核選用圓錐滾子軸承6003，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（軟件版）R2.0得基本額定動(dòng)載荷軸承的徑向力計(jì)算：軸承1 779.3N軸承2 576.17N 因?yàn)?<，以軸承1為校核對象 Pr=779.3N=17896668h>58400h所選軸承合適。十鍵的選擇和校核1.選擇鍵的鏈接和類型一般7級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求。應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（

32、A型）根據(jù)d25mm，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b8mm，鍵高h(yuǎn)=7mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L25mm2.校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100-120MPa,取其平均值。110MPa.鍵的工作長度lL-b=25-8=17mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=0.5×7=3.5mm由式（6-1）得，故合適。鍵的類型為鍵7×25 GB/1096-19793.帶輪上的鍵的選擇帶輪處鍵位于軸端，選擇 鍵 C832 GB/T109679，查表得公稱尺寸b×h=6×6 長度L=32mm，鍵材料用45

33、鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力100120Mpa，取鍵的工作長度lL-b32-626mmk0.5h0.5×63.0mm。 故合適。4.大齒輪上的鍵的選擇選擇 鍵 12×45 GB/T109679，查表得公稱尺寸b×h=12×8長度L=45mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力100120Mpa，取鍵的工作長度lL-b45-1233mmk0.5h0.5×84mm。故合適。5.聯(lián)軸器上的鍵的選擇鍵位于軸端，選單圓頭平鍵（C型）b=8mm,h=7mm,L=40mm.工作長度lL-B=40-8=32mm，k0.5h0.5×7=3.5mm故合適。

34、選擇鍵C40×8 GB/T1096-1979十一減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇1.潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運(yùn)動(dòng)表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪V1=d1n1/(60×1000)=3.14×25×313/(60×1000)=0.409m/s<2m/s低速齒輪 V2=d2n2/(60×1000)=3.14×44×101.3/(60×1000)0.233m/s<2m/s由于V均小

35、于2m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤滑。2.潤滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN2潤滑脂。3.密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個(gè)零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單。所以用氈圈油封。 十二箱體的設(shè)置名稱計(jì)算公式結(jié) 果機(jī)座壁厚=0.025a

36、+1810mm機(jī)蓋壁厚11=0.02a+188mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.515 mm機(jī)蓋凸緣壁厚b1=1.5112 mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+12=17.90420mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=44 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 16 mm箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) 12 mm聯(lián)接螺栓d2間距L=150200160 mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) 10 mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) 8 mm定位銷直徑d=(0.70.8) 10 mm軸承旁凸臺(tái)半徑R=CRf=24mmR1=20mmR2=16mm軸

37、承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=97mmD12=105mmD13=125mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D21=122mmD22=130mmD23=150mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.214 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>10 mmdf,d1,d2至外機(jī)壁距離C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸臺(tái)邊緣距離C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm機(jī)殼上部（下部）凸緣寬度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d116mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df16mm十三減速器附件的選擇1.觀察