用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)

1、用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一.任務(wù)設(shè)計(jì)書(shū)題目A:設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置D«|1.IL動(dòng)力:&傳動(dòng)裝邀原始數(shù)據(jù):戳搗舞號(hào)A|A2:5.1恥ABaqAjo但輜咼上作拉力F(NJISO.Ot2Q0Z100響25002BOO33(W400Q'%46003000運(yùn)輸祈工澤謹(jǐn)嵐 V (mft1. J1.1*1-i.2L.«U25240atm .200350350400SOD250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

2、等規(guī)模機(jī)械廠，可加工 78級(jí)齒輪及蝸輪。動(dòng)力來(lái)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（ 1 3）3. 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份個(gè)人設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶的工作拉力 T（N/m）_4800運(yùn)輸機(jī)帶速 V（m/s ）1.25卷筒直徑 D（ mm）_500已給方案三. 選擇電動(dòng)機(jī)1. 傳動(dòng)裝置的總效率：n =n 1 n 2n 2n 3n 4 n 5式中：n 1為V帶的傳動(dòng)效率，取n 仁0.96 ；n 2n 2為兩對(duì)滾動(dòng)軸承的效率，取n 2=0.99 ；n 3為一對(duì)圓柱齒輪的效率，取n 3=0.97;n為彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器

3、的效率，取n4=0.98 ;n 5為運(yùn)輸滾筒的效率，取n 5=0.96。所以，傳動(dòng)裝置的總效率n 電動(dòng)機(jī)所需要的功率P=FV/ n =4800*1.25/ (0.86 X 1000) =6.97KW2卷筒的轉(zhuǎn)速計(jì)算nw=60*1000V/ n D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/minV 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍為 i 1 2 ,4 ; 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版 142 頁(yè)一級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為i2 8 , 10 ;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版413頁(yè)總傳動(dòng)比的范圍為 16， 40；則電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為 763,1908;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)

4、，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Y160M-6型電動(dòng)機(jī)。額定功率7.5KW 滿載轉(zhuǎn)速971( 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=971/47.7=20.3式中：n為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；nw 為工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速。取V帶的傳動(dòng)比為i1=3，則減速器的傳動(dòng)比i2=ib/3=10.03;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I(mǎi)軸：n1= n/i1=971/3=323.6 r/min;H軸：n2=ni/6.76=47.7; r/

5、min卷筒軸： n3=n2=47.7 r/min7. 計(jì)算各軸的功率I 軸：P仁P n 仁6.97 0.96=6.5184(KW);H軸 P2=P1 n 2n 3=6.5184 0.99 0.97=6.25(KW);卷筒軸的輸入功率： P3=P2 n n 2=6.25 0.98 0.99=6.06(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：T仁9550 P/n=9660 6.97/97仁68.5 N mI軸的轉(zhuǎn)矩：T2=T1*i1* n 1* n 2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N mH軸的轉(zhuǎn)矩：T3=T2 i2* n 2 n 3=195.3 6.76 0.99 0.97=

6、1267.8N 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：PCA K A P 1.3 7.5 9.75k A 工作情況系數(shù)，查表取值 1.3; 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版 156 頁(yè)電動(dòng)機(jī)的額定功率2. 選擇帶型157頁(yè)根據(jù)Pca 9.75 , n=971,可知選擇B型；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版由表8- 6和表8-8取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑d 才 14°mm則從動(dòng)輪的直徑為d 420d 2據(jù)表 8 8，取 d450mmb23. 驗(yàn)算帶的速度60d=3J=7.11m/s機(jī)械設(shè)計(jì)第八版157頁(yè)7.11m/s25m/sV帶的速度合適4、確定普通V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心矩根據(jù)0.7( dd1 + dd

7、2)< ao<2(dd1 + dd2)，初步確定中心矩機(jī)械設(shè)計(jì)第八版152頁(yè)a =1000mmo5. 計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度:L do2a(d d )/2 (d d )2/4a' did2' d2dr02 1000 3.14 (450 140)/2(450140) /(4 1000) =2950.6mm機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)由表8- 2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=3150mm6. 計(jì)算實(shí)際中心距aa a ° (L d L J/2=1000 (3150 2950.6)/2/2=1100mm機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)驗(yàn)算小帶輪上的包角11 1800(dd2 dd1)57.3

8、0/a=163.9090°7. 確定帶的根數(shù)ZZ=Pca機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)(P。 p°)k ki由 n 971r/ min , d 140mm i 3查表 8 4a 和表 8 4bd1得 P0=1.68，P°=0.31查表8- 5得：k 0.955,查表8-2得：r 1.07，則Z =(PoPcaPo)k ki=9.75心.68+0.31)0.9551.07=4.794取Z=5根8. 計(jì)算預(yù)緊力F 0 500鳥(niǎo)(竺1) qv2機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158頁(yè)廠0 VZ kv查表 8-3 得 q=0.18 (kg/m)則 F0 500975 (-2151) 0.18 7.

9、112=230.8N07.11 50.9559. 計(jì)算作用在軸上的壓軸力機(jī)械設(shè)計(jì)第八版158Fp 2zF0sin( 1/2)2 5 230.8 sin 81.95° =2285.2N頁(yè)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d d1 140，故采用腹板式（或?qū)嵭氖剑瑥膭?dòng)輪基準(zhǔn)直徑d2450，采用孔板式六. 齒輪的設(shè)計(jì)1.選定齒輪的類(lèi)型，精度等級(jí)，材料以及齒數(shù)；(1) .按傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；(2) .減速器運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，工作速度不是太高，所以選用7級(jí)精度(GB10095-88 ；(3) .選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為45Gr(調(diào)質(zhì))，硬度

10、為280HBS大齒輪的材料為45剛(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS二者的材料硬度相差為40HBS(4) .選小齒輪的齒數(shù)為24,則大齒輪的齒數(shù)為24 6.76=162.24，取Z 2 = 1632按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算，即d1t 2.323 kT1 ：1( Ze )機(jī)械設(shè)計(jì)第八版203頁(yè)選用載荷系數(shù)K t=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T 1 955 105P 1/n 1 955 105 6.518/480 佗9684 104N/mm由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù)1 ;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版205頁(yè)d 丿1 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8 MPa?由圖10-21d按齒面

11、硬度查得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)度極限Hiim2=550MPa3. 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Ni = 60ni jLh=60 323.6 1(24 365 10) =1.7 109 ;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版 206頁(yè)N =2.522 109 /6.76= 0.37 1092取接觸疲勞壽命系數(shù)K hn1=0.89, K hn2=0.895;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版207頁(yè)4. 計(jì)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lim 1=534KHN 1SHN 2皿=492.25機(jī)械設(shè)計(jì)第八版205頁(yè)5. 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力1) 試算小齒輪分度圓的直徑d 1t，帶入 H中

12、較小的值d1t2.323 KtT1 ：1( Ze)=2.32dH3 1.3 12.9684 104V 17.766.761(189.8 )2(492.25)=71mm(1) 計(jì)算圓周的速度V60 100060 1000V 丄丘= 314 71 3236=1.20mm/s(2) 計(jì)算齒寬bbdd it=1 71mm=71mm(3) 計(jì)算齒寬和齒高之比。d模數(shù)m 衛(wèi)=2.95 mmtz i齒高 h 2.25m =2.25 2.95=6.63 mmb 103=“h 6.58(4 )計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)V=1.2mm/s;7級(jí)精度，可查得動(dòng)載系數(shù)k =0.6 ;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版194頁(yè)v直齒輪 k h K

13、 f =1;HF可得使用系數(shù)k =1;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版193頁(yè)A用插圖法差得 7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，k h =1.423 ；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版196頁(yè)由b 10.68，k =1.423 可得 K =1.36hHF故載荷系數(shù) K K K K K =1 0.6 1 1.423=0.8538AVHH機(jī)械設(shè)計(jì)第八版192頁(yè)(5 )按實(shí)際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。d1t=7130.85381.3=61.6mm（6 ）計(jì)算模數(shù)md !_61.6=2.56z 2416. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的計(jì)算公式m 3 2KT21（YFaYsa）;機(jī)械設(shè)計(jì)第八版201頁(yè)d Z1F（1）確定公式

14、內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1）查表可得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 fei =500Mpa;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限fe2=380 Mpa機(jī)械設(shè)計(jì)第八版209頁(yè)2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)K =0.86, K =0.87 ；FN11FN 273）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得KFN1 FE1S羋嚴(yán)T MpaKFN 2 FE2 =S =0.87 3801.4=236.14 Mpa計(jì)算載荷系數(shù)KK K K K K = 1 0.6 1 1.36 =0.816A VFF查取齒形系數(shù)查得 Y2.65Fa1機(jī)械設(shè)計(jì)第八版200頁(yè)6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。查表可得Y二1.58Sal機(jī)械設(shè)計(jì)第八版200頁(yè)

15、Fa22.06丫 Sa2=* 1.97YFaYsa計(jì)算大，小齒輪的F并加以比較。Y Fa1Y Sa1265 1.85 =0.0159307.14Y YFa2 Sa2 =F 22.06 1.97 =0.0172236.14大齒輪的數(shù)值大。0.0172 =1.84（2）設(shè)計(jì)計(jì)算大齒輪的齒數(shù)Z =6.76 3仁2102這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，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，避免了浪費(fèi)4.幾何尺寸的計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d i=z im=64mmd 2=Z 2 m=420mm（2）計(jì)算中心距d da 12 =242mm2（3）計(jì)算齒輪的寬度bdd i 64 mm七

16、. 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HBS= 220抗拉強(qiáng)度極限（T B= 650MPa屈服強(qiáng)度極限(T s= 360MPa彎曲疲勞極限(T- 1 = 270MPa剪切疲勞極限t- 1 = 155MPa許用彎應(yīng)力(T- 1=60MPa二初步估算軸的最小直徑p 6.5184(KW);查機(jī)械設(shè)計(jì)第由前面的傳動(dòng)裝置的參數(shù)可知n二323.6 r/min;1表可取a =115；O7八版370頁(yè)表15-3d min A。二 115 ?S=31.26mm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

17、、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(zhǎng)度1. 軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑d 1，取d =32 mm為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故I段的長(zhǎng)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h=47mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度 h 0.07d0.1d ，取h=2.5 mm,11則d 皿=37 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(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的 要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離1=30 mm故取I =50 mm.2. 初步選責(zé)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，故選用深溝球滾動(dòng)

18、軸承，由于軸 d皿=37 mm故軸承的型號(hào)為6208,皿-w其尺寸為d 40mm D 80mm, B 18mm所以d皿評(píng)=d 卄=40mm I=18mm3. 取做成齒輪處的軸段V-W的直徑 d =45mm I =64mmV - WV - W取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a= 10mm 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s = 4mm貝卩I iv v s+a= 4mim- 10mm= 14mmd w -V =48mm至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長(zhǎng)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鏈接(詳細(xì)的選擇見(jiàn)后面的鍵的選擇過(guò)程)(4) 確

19、定軸上的倒角和圓角尺寸參考課本表15-2,取軸端倒角為1X45°，各軸肩處的圓角半徑R=1.2mm(四)計(jì)算過(guò)程1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，如圖，對(duì)于6208深溝球 滾軸承 的 a 9mm簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L=II I皿-WIV -VV-W-2a=L i=47+5O+9=106mmL 2=55 mm，L 彳膠亦2作用在齒輪上的力Ft工二 2 195-3=916.6Nd2420FrtanFn 333.6Nt cosFt 916.6N計(jì)算支反力水平方向的藝M=0,所以FHN2-110 Ff550F hn2=458.3NF NH1-110 F t .650，F(xiàn)nh1=541.6N

20、垂直方向的藝M=0,有F NV1.110 Fr-65 0,Fnv1=197NF NV2-110 Fr-55 0,F nv2=166.8N計(jì)算彎矩水平面的彎矩M CH F NH2 L 3= 458.365=29789.5 N mm垂直面彎矩M CV2 F NV2 L3!66.8 6510840N mm合成彎矩M C1 = ： M 2ch M 2cv i =31700N mmM C2 = M 2ch M 2cv2 =31700n mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)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Mv、M H及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反Fnhi 541.6NFhv

21、i 197N力Fnh2 458.3NFhv2 166.8N彎矩M H =29789.5 N mmM V1 M V2 10840N mm總彎矩M1=31700N mmM 2=31700N mm扭矩T=195300N mm3.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15- 5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a = 0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力2 2caMc ( T )W31.72(0.6 195.3)3 lOOOgsiQMPa32已由前面查得許用彎應(yīng)力（T- 1=60Mpa,因1，故安全。4.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A,H

22、,皿，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)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,n,m, B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和 v和VI處的過(guò)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(guò)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。

23、2）截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)： W= 0.1d3= 0.1 x 453= 9112.5mm=155 MPa,1 1并取=0.92抗扭截面系數(shù)：0.2d3= 0.2 x 453= 18225mm截面V左側(cè)的彎矩為M 3170013256.3655截面V上的扭矩為=195300截面上的彎曲應(yīng)力匕 M 13256.36 =1.45Mpab W 9112.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T 工=21.45MpaWt軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得 B=640 MPa, B=275Mpa過(guò)盈配合處的k /的值，由課本附表3-8用插入法求出,k /0.8 k /, k /= 2.18貝S k /0.8 X 2.

24、18 = 1.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)1 = 2.180.921 = 2.267故得綜合系數(shù)值為：k11k = 1 = 1.744 1 = 1.8310.92又由課本§ 3- 1及§ 3-2得炭鋼得特性系數(shù)=0.1 0.2，取=0.1=0.05 0.1，取=0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為=83.62.267 1.451.831 0.-=7.681.831 21.45/2 0.05 21.45/2mSeass.s2 s283.6 7.6883.627.6827.652>>S=1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s= 1.

25、6 ）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循 環(huán)不對(duì)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HB= 220抗拉強(qiáng)度極限（T B= 650MPa屈服強(qiáng)度極限（T s= 360MPa彎曲疲勞極限（T- 1 = 270MPa剪切疲勞極限t- 1 = 155MPa許用彎應(yīng)力（T- 1=60MPa2. 初步估計(jì)軸的最小直徑軸上的轉(zhuǎn)速n2功率P2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=47.7P2 =6.25 kw取 Ao=115n2r / min ；1156.2547.758.4 mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸

26、器處的直徑di ii .為了使所選的軸的直徑di |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TeaKaT2，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取Ka 1.5.則Tea KaT2 = 1.5 1307.2 =1906800N mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 G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(cè)（軟件版） R2.0，選HL5型彈性套柱銷(xiāo)連軸器，半聯(lián) 軸器孔的直徑 d| 60mm，長(zhǎng)度 L = 142mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1107mm。故取 d| | = 60mm3. 擬定軸的裝配方案耳噥他盤(pán)配含處:IT IIIIV4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度(1)

27、選取d|=60mm, I=i07mm。因I-II軸右端需要制出一個(gè)定位軸肩，故取d川=70mm(2) 初選滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照 工作要求，由軸知其工作要求并根據(jù)dn-m= 70mm選取單列圓錐滾子軸承33015型,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)：軸承直徑：d= 75mm; 軸承寬度：B= 31mm D=115mm所以，dm iv dv vi 75mm(3) 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取33215型軸承的定位軸肩高度h=2mm因此，取dvi VII 79mm(4) 取做成齒輪處的軸段W - V的直徑d八=85mm齒輪的右端與右軸承之間采用

28、套筒定位，齒輪的寬度為64I 皿-IVR= 1.2mmR= 1.2mmmm取 lv vi 62mm(5) 軸承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離I = 30mm 故取III hi =50mm( 6)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 =42mm.IV-在=32 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(guò)程見(jiàn)后面的鍵選擇)。( 8)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表15 2,取軸端倒角為1 X45°,各軸肩處的圓角半徑為參考課本表15 2,取軸端倒角為1

29、 X45°,各軸肩處的圓角半徑為4. 計(jì)算過(guò)程1.根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。確定軸承的支點(diǎn)位置大致在軸承寬 度中間。故 L!=157mmL2 65mmL3 55mm因此作為簡(jiǎn)支梁的支點(diǎn)跨距L2+ L3=65mm+55mm=120mm.計(jì)算支反力作用在低速軸上的Ft 2T2 =2 1307.2 1000 =6220Nd2420F r F ttan =2263.8N水平面方向EMB= 0,Fnh4 120 Ft 65=0 故 Fnh4=3369NF=0, Fnh3 Ft FNH4 6220N3369N2851N垂直面方向藝MB= 0,Fnv4 120 Fr 65 0,故 Fnv4

30、 1226N藝 F= 0, Fnv3 Fr Fnv4 2263.8N1226N1037.8N2）計(jì)算彎距水平面彎距M ch Fnh4 L 3= 3369 55 = 185295n mm垂直面彎矩M cv3 F nv3 |_2 1037.8 65 67457N mmM CV4 Fnv4 |_3 1226 55 67430N mm合成彎矩M C1 = M 2ch M 2cv3 =197190N mmc截面為最危險(xiǎn)截面,M C2 = M 2ch m 2cv4 =197190n mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯?現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的Mv、Mh及M的值列于下表3：載荷水平面H垂直面V

31、支反力Fnh3 2851NFNH43369NFnv3 1037.8NFnv4 1226N彎距MM h 185295N mmM cv3 67457N .mmM cV4 67430N.mm總彎距M1197190N.mmM 2197190N.mm扭距TT= 1307.2 N m5.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15-5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a= 0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力caMe2( T )2W1972(0.6 1307 )2 10000.1 853MPa= 13.166 MPa已由前面查得許

32、用彎應(yīng)力(T- 1 = 60MPa因ea<(T- 1，故安全6.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1）判斷危險(xiǎn)截面截面A,H,皿，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)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,n,m, B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和IV和v處的過(guò)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(guò)盈配合及槽引起的應(yīng) 力集中均在兩端）,而且這里軸的直

33、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IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)： W= 0.1d3= 0.1 x 853= 61412.5mm抗扭截面系數(shù)：WF 0.2d 3= 0.2 x 853= 122825mm彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M= 197190X 62 = 100112 N mm65b = = 30970.055 MPa = 1.63MPaW 61412.5截面上的扭矩T11307N m截面上的扭轉(zhuǎn)切力：t =衛(wèi)=1307000 MPa = 10.6MpaWT122825過(guò)盈配合處的k /的值，由課本附表3-8用插入法求出,

34、k /0.8 k /，k /= 2.20則 k /0.8 X 2.20 = 1.76軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)故得綜合系數(shù)值為：k11k = 1 = 2.20 1 = 2.290.92k = 1 = 1.7611 = 1.850.92并取=0.92又由課本§ 3- 1及§ 3-2得炭鋼得特性系數(shù)=0.1 0.2，取=0.1=0.05 0.1，取=0.05所以軸在截面W的右側(cè)的安全系數(shù)為2.29 1.0780.1 0=103.301401.85 5.60/2 0.05 5.60/2=26.32SS103.30 26.32103.30226.32225.50

35、5>S= 1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取 s= 1.6 ）故該軸在截面W右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)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)32007型的單列圓錐滾子軸承1）軸承的徑向載荷軸承 DRdR2dhR2dv一 1463.762532.812=1557.716N軸承 BRbR2bhR2bv1463.892532.812=1557.716N求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2對(duì)于32007型軸承，按表13-7 ,軸承派生軸向力Fd eFr，其中e為判斷系數(shù)，其值由Fa/C0的大

36、小來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力Fa未知，故先初取e = 0.4,因此可估算Fd1 0.4Fr1 0.4 1557.716N623.09NFd2 0.4Fr1 0.4 1557.716N 623.09N則 Fai Fdi 623.09N、 Fa2 Fd2 623.09N查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版)R2.0得32007型軸承的基本額定動(dòng)載荷 C= 70.5KNCo = 89.5KN。按照表13-5注1)，取f。14.7,則相對(duì)軸向載荷為f0Fa/C014.7 623.09/89500 ，在表中介于 0.1720.345之間，對(duì)應(yīng)的 e值為0.190.22 , Y值為1.992.30。用線性插值法求 Y值Y

37、= 1.99+ (2.30-1.99 ) x( 0.345-0.279 ) / (0.345-0.172 ) = 2.108故 X=0.4 Y = 2.1083) 求當(dāng)量動(dòng)載荷PP = fp(XFr YFa)= 1.2 (0.4 1557.716 2.108 623.09) N = 2323.872N4) 驗(yàn)算軸承壽命，根據(jù)式(13-5)Lh=106 / 60n (C/P) =106/(60 284) (47800/232387210/3h= 1385462.192h已知軸承工作壽命為L(zhǎng)h=10 300 16= 48000h因?yàn)長(zhǎng)h Lh，故所選軸承滿足工作壽命要求。2. 低速軸上的軸承的校核

38、選用深溝球軸承61812,查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版)R2.0得基本額定動(dòng)載荷Cr 47.8KN,C032.8KN軸承的徑向力計(jì)算：軸承 1 F =，F(xiàn)2NH3 F 2NV3 =1290.32Nr1軸承2Fr2 = F 2NH 4 F 2NV4 =1825.35N因?yàn)?F1 <Fr2，以軸承2為校核對(duì)象r17Pr=Fr2 =1825.35NLh=106/6On (C/P) =106 /(60 79.78) (47800/1825.53)33h=3750347.275h> Lh 48000h所選軸承合適。十.鍵的選擇和校核1. 選擇鍵的鏈接和類(lèi)型一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求。應(yīng)選

39、用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵/ A型)根據(jù)d= 45mm從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b= 14mm鍵高h(yuǎn)=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L= 70mm2. 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p=100-120MPa,取其平均值。p = 110MPa.鍵的工作長(zhǎng)度I = L-b=70-14=56mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k= 0.5h=0.5 x 9=4.5mm由式/ 6-1)得,16.37MPad K l 4.5 56 45P 110MPa故合適。鍵的類(lèi)型為鍵14X 70 GB/1096-19793. 帶輪上的鍵的

40、選擇帶輪處鍵位于軸端，選擇 鍵C8 63 GB/T1096- 79,查表得公稱尺寸bx h=8X 7長(zhǎng)度L=63mm鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力p = 100120Mpa取p=110MPa鍵的工作長(zhǎng)度I = L-b = 63-8 = 55mmk=0.5h = 0.5 x 7 = 3.5mm32T 103d K l32 92.81 10355 3.5 2834.44MPaP 110MPa故合適4. 大齒輪上的鍵的選擇選擇鍵70 X20 GB/T1096-79,查表得公稱尺寸 bx h=20X 12長(zhǎng)度L=70mm鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應(yīng)力p = 100120Mpa取p=110M

41、Pa鍵的工作長(zhǎng)度I = L-b = 70-20 = 50mmk=0.5h = 0.5 x 12= 6mm32.53MPa d K l 6 50 66P 110MPa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=14mm,h=9mm,L=80mm.工作長(zhǎng)度 I = L-B=80-14=66mm k = 0.5h = 0.5 x 9=4.5mm32T 10 d K I32 322 104.5 60 8027.10MPaP 110MPa故合適。選擇鍵 C80X 14 GB/T1096-19791一.減速箱的潤(rùn)滑方式和密封種類(lèi)的選擇1. 潤(rùn)滑方式的選擇在減速器中，良好的潤(rùn)滑可以減少

42、相對(duì)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V nd 1n1/(60 x 1000)=3.14 x 45 x 284/(60 x 1000)=0.669m/s<2m/s低速齒輪V2= nd2n2/(60 x 1000)=3.14 x 66x 79.78/(60 x 1000) = 0.276 m/s<2m/s由于V均小于2m/s,而且考慮到潤(rùn)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(rùn)滑，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤(rùn)滑。2. 潤(rùn)滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，

43、故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN- 2 潤(rùn)滑脂。3. 密圭寸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(rùn)滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承 蓋上開(kāi)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(kāi)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(jiǎn)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33 =0.025a+1 > 810mm機(jī)蓋壁厚313 i=0.02a+188mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.5 315 mm機(jī)蓋凸緣壁厚bi = 1.5 3

44、i12 mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.5 325mm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di=0.75 d f16 mm箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直d2=（0.5 0.6） d f12 mm徑d聯(lián)接螺栓d2間距L=150 200160 mm軸承蓋螺釘直徑d3=（0.4 0.5） d f10 mm窺視孔螺釘直徑d4=（0.3 0.4） d f8 mm定位銷(xiāo)直徑d=（0.7 0.8） d210 mm軸承旁凸臺(tái)半徑Ri =C?R=24mmR=20mmR?=16mmD二 D+2.5d3D1=97mm軸承蓋螺釘分布圓直徑（D為軸承孔直徑

45、）D2=105mmD3=125mmD21=122mm軸承座凸起部分端面直D2 = D1+2.5d 3D2=130mm徑D2a=150mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離厶1 i>1.2 514 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距 2> 510 mm離 2Cf=30mmdf,d i,d 2至外機(jī)壁距離G = 1.2d+（5 8）Ci=20mmC2=20mmC2f=24mmdf,d i,d 2至凸臺(tái)邊緣距C2C2i=20mm離C22=16mmK=54mm機(jī)殼上部（卜部）凸緣K= Ci+ C2K=40mm寬度K>=36mm軸承孔邊緣到螺釘di中e=（1 1.2）d i16mm心線距離軸承座凸起部分寬度LiCf + C2f +