帶式運(yùn)輸機(jī)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書

機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書題目：帶式運(yùn)輸機(jī)指導(dǎo)老師：學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：所屬院系：專業(yè)：班級(jí)：完成日期：新疆大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院年代目錄第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書31.1設(shè)計(jì)題目3帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)3Word資料1.2帶式運(yùn)輸機(jī)數(shù)據(jù)31.3工作條件31.4使用限期31.5生產(chǎn)批量及加工條件3第二章電動(dòng)機(jī)的選擇42.1選擇電動(dòng)機(jī)的種類42.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量42.3機(jī)械裝置傳動(dòng)比范圍52.4運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算5第三章圓柱斜齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)63.1開(kāi)始齒輪減速，齒輪參數(shù)計(jì)算63.2閉式齒輪減速器齒輪參數(shù)計(jì)算9第四章傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)154.1輸入軸的設(shè)計(jì)154.2輸出軸的設(shè)計(jì)20第五章鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算245.1高速軸與聯(lián)軸器的連接245.2低速軸與大齒輪的聯(lián)接25第六章軸承的選擇及校核計(jì)算256.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核256.2輸出軸的軸承計(jì)算與校核錯(cuò)誤!不決義書簽。第七章聯(lián)軸器的選擇277.1載荷計(jì)算277.2型號(hào)計(jì)算27第八章減速器的潤(rùn)滑和密封278.1減速器的潤(rùn)滑278.2減速器的密封28第九章減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸28第十章設(shè)計(jì)總結(jié)30第十一章參照文件31第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)Word資料

1—電動(dòng)機(jī)2—聯(lián)軸器3—斜齒圓柱齒輪減速器4—開(kāi)式齒輪傳動(dòng)5—帶式運(yùn)輸機(jī)（三）帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖如右圖所示（開(kāi)式齒輪傳動(dòng)嚙合點(diǎn)地點(diǎn)自行確立）。1.2帶式運(yùn)輸機(jī)數(shù)據(jù)（從數(shù)據(jù)表中選擇）運(yùn)輸機(jī)滾筒軸功率P=3.2kW運(yùn)輸機(jī)滾筒軸轉(zhuǎn)速n=74r/min運(yùn)輸帶滾筒直徑D=300mm滾筒輪中心高度H=300mm1.3工作條件用于鍋爐房運(yùn)煤，三班制工作，每班工作四小時(shí)，空載啟動(dòng)，單向、連續(xù)運(yùn)行，載荷安穩(wěn)。1.4使用限期工作限期為十年，每年工作300天；檢修時(shí)期隔為三年。1.5生產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)。1.6設(shè)計(jì)任務(wù)（1）選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)；（2）確立開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的主要參數(shù)及尺寸；（3）設(shè)計(jì)一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器；（4）選擇聯(lián)軸器。1.7詳盡作業(yè)及要求（1）設(shè)計(jì)計(jì)算手稿一份（含完好的設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程及設(shè)計(jì)草圖）；（2）減速器裝置圖一張（A1號(hào)圖紙，AutoCAD繪圖打印）；（3）部件圖兩張（A3號(hào)圖紙，繪制大齒輪和低速軸，要求其一為手繪）；（4）設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份（Word電子版打?。?。1.8設(shè)計(jì)限期2017年7月1日至21日（第19~21周）Word資料二．電動(dòng)機(jī)的選擇2.1選擇電動(dòng)機(jī)的種類按工作要乞降工作條件采納Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V。2.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量電動(dòng)機(jī)所需工作功率Pwp傳動(dòng)裝置的總效率=3聯(lián)軸器傳動(dòng)效率10.99，圓柱齒1*2*3*4*5輪傳動(dòng)效率20.98，開(kāi)式齒輪傳動(dòng)效率40.94，轉(zhuǎn)動(dòng)軸承傳動(dòng)效率30.983（三對(duì)），傳動(dòng)滾筒效率50.96。則傳動(dòng)裝置的總效率為3450.824。所需電動(dòng)機(jī)功率為=123PdPw3.23.883kw0.824因?yàn)殡妱?dòng)機(jī)額定功率ped一般大于Pd,即pedpd，所以ped4kw，nw74r/min（已知），一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍（1-5），開(kāi)式齒輪傳動(dòng)比范圍（2-5），所以總傳動(dòng)比范圍I'a2-25）,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍n'dI'anw(2-25)74(148-1850)r/min。切合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500和3000r/min?，F(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速Word資料1500及1000r/min750三種方案進(jìn)行比較。查閱相關(guān)資料得出電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于下表。表2.1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比。電動(dòng)機(jī)額定功同步轉(zhuǎn)速/滿載電動(dòng)機(jī)方案價(jià)格/元傳動(dòng)比ia型號(hào)率/kW轉(zhuǎn)速nm/r/min）質(zhì)量/kg1Y112M-41500/1440459101.5ia42Y132M-41000/960751443i63Y160M14750/7209018600.75i選擇Y112M-4型2.3傳動(dòng)比的范圍nm1440總傳動(dòng)比ia19.46nw74電動(dòng)機(jī)和減速器的輸入軸是同軸的他們之間的傳動(dòng)比為i011，一級(jí)斜圓柱齒輪的傳動(dòng)比為i124.86，開(kāi)式齒輪的傳動(dòng)比為i2319.4644.86圖2.1電動(dòng)機(jī)的主要外形2.4運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算軸（電動(dòng)機(jī)軸）Word資料P0Pd3.88kwn0nm1440r/minT09550P095503.8825.7N/mn01440軸（高速軸）P1P0013.880.993.84kwn01440n11440r/mini011T19550P195503.8425.47N/mn11440軸（中間軸）P2P1233.764*0.98*0.983.65kwn2n11440296.3r/minT29550P295503.65117.67N/mi124.86n2296.3軸（低速軸）P3P223.615*0.983.58kwn3n2296.3r/minT39550*P395503.58115.32N/mn3296.3由【１】P26例題得1軸的輸出功率為：P'1P10.983.84*0.983.760kw輸出轉(zhuǎn)矩：T'1T10.9825.47*0.9824.96N/m2軸'2'P23.650.983.58T2T2P0.98軸P'3P33.58kwT'3T'2115.32N/m表2.2各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)電動(dòng)機(jī)1軸2軸3軸Word資料轉(zhuǎn)速r/mi3296.3輸入功kw3.883.843.653.58輸出功kw3.583.583.58輸入轉(zhuǎn)矩25.7325.47117.67115.32N/m輸出轉(zhuǎn)矩24.96115.32115.32N/m三．圓柱斜齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)3.1開(kāi)始齒輪減速，齒輪參數(shù)計(jì)算１.齒輪資料的選擇（１）小齒輪由表【2】11-1資料選擇40Cr,硬度280HBS（調(diào)質(zhì)辦理）δ=600大齒輪資料45鋼硬度240HBS(調(diào)質(zhì)辦理)δ=650兩者的硬FE1FE2度差為40HBS。（2）一般工作機(jī)器，采納8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=25，大齒輪齒數(shù)z2=25×4=100，取z2=99。（4）初選螺旋角b=14°（。5）壓力角a=20°2.按齒根曲折疲憊強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪的主要參數(shù)齒輪按８級(jí)精度計(jì)算，由表【2】11-3取載荷系數(shù)K＝1.6，由表【2】11-1取齒寬系數(shù)d1。106P'小齒輪上的轉(zhuǎn)矩T9.551115.32N/m齒數(shù)取Z1=25，則大齒n1輪Z2=4*25=100，取Z2=99。Word資料計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)Zv1Z125，cos327.364cos314Zv2Z299108.363cos3cos314由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)【2】11-8，11-9得YFa12.56YFa22.17YSa11.62YSa21.83由表【2】11-5取SF1.25則FE1600480MpaFE2650520MpaF11.25F21.25SFSFYFa1*YSa12.56*1.620.00864480F1YFa2*YSa22.17*1.830.00764520F2YFa1*YSa1>YFa2*YSa2對(duì)小齒輪進(jìn)行曲折強(qiáng)度計(jì)算。F1F2法向模數(shù)Mn>=32kT2*YFa1Ysa1*cos1.689d*Z1F1圓周速度vd=mz/cos=1.689×25/cos14°=43.516mm1nt1πd1n1π×43.516×296.3v=60×1000=60×1000=.67m/s齒高：**h=(2ha+c)mn=(2×1+0.25)×1.689=3.8mmWord資料由表【2】4-1，取模數(shù)Mn=2z1z2127.792mm圓整為a=130mm中心距a=a2cos修正螺旋角：arcosZ1Z2arcos259917.404即：=17°29′2″2a2*130大小齒輪的分度圓直徑z1Mn52.419mmd2z2Mnd1207.58mmcoscos齒寬b=dd1取b2=53mmb1=58mmm【2】P183主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=25、z2=99，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，螺旋角=17.484°17°29′2″，中心距a=130mm，齒寬b1=58mm、b2=53mm。表3.1齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z2599螺旋角β左17°29′2″右17°29′2″齒寬b58mm53mm分度圓直徑d52.419mm207.58mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mmWord資料全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha56.419mm211.58mm齒根圓直徑dfd-2×hf47.419mm202.58mm3.2.閉式齒輪減速器齒輪參數(shù)計(jì)算1．選擇齒輪資料并確立初步參數(shù)1）選擇小齒輪資料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。2）一般工作機(jī)器，采納8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=25，大齒輪齒數(shù)z2=25×4.86=121.5，取z2=122。（4）初選螺旋角=14°。（5）壓力角=20°。（6）試選載荷系數(shù)K=1.6。表【2】11-3（7）計(jì)算小齒輪傳達(dá)的轉(zhuǎn)矩T=25.47N/m1（8）采納齒寬系數(shù)φd=1。【2】表11-6(9)查表得資料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2【2】表11-42.按齒根曲折疲憊強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪的主要參數(shù)Word資料（1）計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩'6P1T19.55*10*25.47n1按電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷安穩(wěn)，按8級(jí)精度和系數(shù)，載荷系數(shù)K=1.6H（2）計(jì)算接觸疲憊許用應(yīng)力[]查表得小齒輪和大齒輪的接觸疲憊極限分別為Hlim1=700MPa、Hlim2=550MPa，由表【2】表11-4取無(wú)效概率為1%,安全系數(shù)SH1,得;H1lim700H1700MpaSH1H2lim550H2550MpaSH1取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲憊許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=550MPa（3）試算小齒輪分度圓直徑d12.323kT1u1(ZE)2duHd12.3231.6*25.47*4.861(188.9)233.105mm14.865504）調(diào)整小齒輪分圓直徑5）度①圓周速度vπd1tn1π×33.105×1440v=60×1000=60×1000=2.49m/s②齒寬bWord資料b=φd=1×33.105=33.105mmd1t③確立模數(shù)mn=d1cos/z1=33.105×cos14°/25=1.407mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm。5）幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距(z1+z2)mn()×2a==25+122=151.496mm2cosβ2×cos14°中心距圓整為a=150mm。（6）按圓整后的中心距修正螺旋角(z1+z2)mn=arccos(25+122)×2=11.484°=arccos2a2×150即：=11°29′2″（7）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑z1mn25×2d1=cosβ=cos11.484°=51.02mmz2mn122×2d2=cosβ=cos11.484°=248.979mm（8）計(jì)算齒輪寬度b=d×d1=1×51.02=51.02mm取b2=52mm、b1=57mm。3.校核齒根曲折疲憊強(qiáng)度Word資料（1）齒根曲折疲憊強(qiáng)度條件F=≤[F]①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=25/cos311.484°=26.562ZV2=Z2/cos3=122/cos311.484°=129.623②由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.58YFa2=2.17YSa1=1.62YSa2=1.83③計(jì)算齒根曲折疲憊許用應(yīng)力[F]由表【2】表11-4查得小齒輪和大齒輪的曲折疲憊極限分別為Flim1=600MPa、Flim2=450MPa取安全系數(shù)S=1.25[F]1=FE1600S480Mpa1.25[]2=FE2450FS1.25④齒根曲折疲憊強(qiáng)度校核F12kT1*Ya1*Ysa1131.02MpaF1480Mpa所以安全。bm2Z1F2YFa2*Ysa2124.48Mpa480Mpa所以安全。F1YFa1Ysa1F1⑤齒輪的圓周速度由表【2】表11-2得Vd1n133.1051440601000602.49m1000s經(jīng)過(guò)計(jì)算證明設(shè)計(jì)在安全范圍內(nèi)。（2）.主要設(shè)計(jì)結(jié)論Word資料齒數(shù)z1=25、z2=122，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，螺旋角=11.484°=11°29′2″，中心距a=150mm，齒寬b1=57mm、b2=52mm。（3）.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算表3.2齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z25122螺旋角β左11°29′2″右11°29′2″齒寬b57mm52mm分度圓直徑d51.02mm248.979mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha55.02mm252.979mm齒根圓直徑dfd-2×hf46.02mm243.979mm中心距a150m150m四.傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)4.1輸入軸的設(shè)計(jì)Word資料依據(jù)軸得工作條件，選軸的資料為45鋼，調(diào)質(zhì)辦理。所選的電動(dòng)機(jī)為Y112M4由【1】表6-167查得電動(dòng)機(jī)伸出軸直徑D=28mm,伸出長(zhǎng)E=60mm。1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P=3.84KWn=1440r/minT=25.47Nm111按式【1】11-3d1minc3p11233.8415.5mmn1440最小直徑處有一個(gè)鍵槽為了安裝聯(lián)軸器d1min15.5(10.04)16.54mm取d120mm輸入軸的最小直徑明顯是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)采納聯(lián)軸器型號(hào)LT4。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表【1】17-1考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:Tca=KAT1=1.3×25.47=33.1Nm依據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件查表【1】6-97半聯(lián)軸器的孔徑為20mm故取d12=20mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為38mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖4.1輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)Word資料5.依據(jù)軸向定位的要求確立軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=30。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比聯(lián)軸器轂孔長(zhǎng)度L略短一些，現(xiàn)取l12=36mm。2）初步選擇轉(zhuǎn)動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，應(yīng)采納角接觸球軸承。參照工作要求并依據(jù)d23=25mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7206C表【1】6-66，其尺寸為d×D×T=30×62×16mm，故d34=d78=30mm，而l34=l78=16mm。軸承采納軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，所以，取d45=d67=36mm。3）因?yàn)辇X輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=57mm，d56=d1=51.02mm4）依據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有必定Word資料距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=16mm，考慮箱體的鍛造偏差，在確立滾動(dòng)軸承地點(diǎn)時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，則l45=+s=16+8=24mml67=+s=24mm至此，已初步確立了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:依據(jù)7206C軸承查手冊(cè)得a=14.2mm聯(lián)軸器中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=38/2+50+14.2=83.2mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=57/2+16+24-14.2=54.3mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=57/2+24+16-14.2=54.3mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=FtL3=998.4×54.3=499.2NL2+L354.3+54.3FNH2=FtL2=998.4×54.3=499.2NL2+L354.3+54.3垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：F=FrL3+Fad1/2=370.8×54.3+202.7×51.02/2=233NNV1L2+L354.3+54.3F=Fad1/2-FrL2=202.7×51.02/2-370.8×54.3=-137.8NNV2L2+L354.3+54.33）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：Word資料截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=499.2×54.3Nmm=27107Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=233×54.3Nmm=12652NmmMV2=FNV2L3=-137.8×54.3Nmm=-7483Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M=22=29914NmmMH+MV11M=22=28121NmmMH+MV22作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：平常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必需時(shí)也對(duì)其余危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。依據(jù)公式14-5），取=0.6，則有：22M+αT3()1()2ca=Me==2W0.1×51.023MPaw=2.5MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有必定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽視單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力爭(zhēng)以下：圖4.2輸入軸的彎扭受力爭(zhēng)Word資料4.2輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P=3.65KWn=296.3r/minT=117.67Nm2222.求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2=248.979mm則:Ft=2T22×117.67×1000==945.2Nd2248.979tanαtan20F=Fn=351Ncosβcos11.484rtFa=Fttan=945.2×tan11.484°=191.9NWord資料3.初步確立軸的最小直徑先初步估量軸的最小直徑。采納軸的資料為45鋼，調(diào)質(zhì)辦理，依據(jù)表，取:C112，于是得3P233.65dmin=C×=25.9mm=112×296.3n2輸出軸的最小直徑是安裝開(kāi)式小齒輪處的軸徑，因?yàn)榘惭b鍵將軸徑增大5%，故采納:d12=27mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖4.3輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.依據(jù)軸向定位的要求確立軸的各段直徑和長(zhǎng)度Word資料1）為了滿足開(kāi)式小齒輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=32mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=37mm，為保證開(kāi)式小齒輪定位靠譜，取l12=58-2=56mm。2）初步選擇轉(zhuǎn)動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，應(yīng)采納角接觸球軸承。參照工作要求并依據(jù)d23=32mm，由軸承產(chǎn)品目錄中采納角接觸球軸承7207C，其尺寸為d×D×T=35mm×72mm×17mm，故d34=d67=35mm；而l67=17mm右端轉(zhuǎn)動(dòng)軸承采納軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7207C型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，所以，取d56=42mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45=40mm；齒輪的左端與左軸承之間采納套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=52mm，為了使套筒端面靠譜地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=50mm。4）依據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離=16mm，考慮箱體的鍛造偏差，在確立轉(zhuǎn)動(dòng)軸承地點(diǎn)時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知轉(zhuǎn)動(dòng)軸承的寬度T=17mm，則l34=T+s++2.5+2=17+8+16+2.5+2=45.5mml56=s++2.5=8+16+2.5=26.5mm至此，已初步確立了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核Word資料1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:依據(jù)7207C軸承查手冊(cè)得a=15.7mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=52/2-2+45.5-15.7=53.8mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=52/2+26.5+17-15.7=53.8mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1=FtL3=945.2×53.8=472.6NL2+L353.8+53.8FNH2=FtL2=945.2×53.8=472.6NL2+L353.8+53.8垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：F=FrL3+Fad2/2=351×53.8+191.9×248.979/2=397.5NNV1L2+L353.8+53.8FNV2=Fad2/2-FrL2=191.9×248.979/2-351×53.8=46.5NL2+L353.8+53.83）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=472.6×53.8Nmm=25426Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=397.5×53.8Nmm=21386NmmMV2=FNV2L3=46.5×53.8Nmm=2502Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：22M1=MH+MV1=33224NmmWord資料22M2=MH+MV2=25549Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：平常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必需時(shí)也對(duì)其余危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。依據(jù)公式14-5），取=0.6，則有：22M+αT3()1()2ca=Me=20.6×117.67×1000W=MPaw0.1×403=12.2MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有必定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽視單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力爭(zhēng)以下：圖4.4輸出軸的彎扭受力爭(zhēng)Word資料五．鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算5.1高速軸與聯(lián)軸器的連接軸徑d120在17-20mm范圍內(nèi)由表【1】6-57得尺寸b*h=6*6采納圓頭一般平鍵。因?yàn)樵摱屋S長(zhǎng)L=36mm所以鍵長(zhǎng)l'26mm。鍵的擠壓強(qiáng)度校核表10-11得許用應(yīng)力p60Mpa。又因?yàn)閿D壓強(qiáng)度條件p4T425.410332.654p60Mpadhl'20626所以鍵滿足強(qiáng)度要求。Word資料5.2低速軸與大齒輪的連接1）輸出軸與大齒輪處鍵該處采納一般平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×45mm，接觸長(zhǎng)度:l'=45-12=33mm【2】10-11鍵的擠壓強(qiáng)度校核表10-11得許用應(yīng)力p60Mpa。又因?yàn)閿D壓強(qiáng)度條件4T4117.6710360Mpap'4083344.57pdhl所以鍵滿足強(qiáng)度要求.六．軸承的選擇及校核計(jì)算條件依據(jù)，軸承估計(jì)壽命：Lh=10×1.5×8×300=36000h6.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表【2】16-4查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×370.8+0×202.7=370.8N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:ε60n1360×1440C=P106Lh=370.8×106×36000=5413NWord資料3）選擇軸承型號(hào):查課本表【1】6-66，選擇:7206C軸承，Cr=17.8KN，由課本式【2】16-3有：106C10/3hP60n110617.8×10003=1.286=370.8×10≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。6.2輸出軸的軸承計(jì)算與校核初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表【2】16-4查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×351+0×191.9=351N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:ε60n1360×296.3C=P106Lh=351×106×36000=3025N3）選擇軸承型號(hào):查課本表【1】6-66選擇:7207C軸承，Cr=23.5KN，由課本式【2】16-4有：106C10/3Lh=P60n110623.5×100037=60×296.3351=1.69×10≥LhWord資料所以軸承預(yù)期壽命足夠。七．聯(lián)軸器的選擇7.1載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T1=25.47Nm由表【2】17-1查得KA=1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT1=1.3×25.47=33.1Nm7.2型號(hào)選擇采納LT4型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=63Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=5700r/min由表【1】6-99，軸孔直徑為20mm，軸孔長(zhǎng)度為38mm。Tca=33.1Nm≤T=63Nmn1=1440r/min≤n=5700r/min聯(lián)軸器滿足要求，故適用。八．減速器的潤(rùn)滑和密封8.1減速器的潤(rùn)滑1）齒輪的潤(rùn)滑通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法依據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。因?yàn)榇簖X輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。2）軸承的潤(rùn)滑軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類。其余，也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)Word資料滑的。采納哪一類潤(rùn)滑方式，可以依據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。因?yàn)榇簖X輪圓周速度v=2.49m/s＞2m/s，所以采納油潤(rùn)滑。8.2減速器的密封為防