膠帶輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計.doc

河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設(shè)計任務(wù)書 目錄第一章 設(shè)計任務(wù)書2第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計4第三章 v 帶傳動的設(shè)計計算7第四章 高速級齒輪設(shè)計9第五章 低速級齒輪傳動設(shè)計14第六章 各軸設(shè)計方案19第七章 軸的強度校核25第八章 滾動軸承選擇和壽命計算39第九章 鍵連接選擇和校核33第十章 聯(lián)軸器的選擇和計算35第十一章 潤滑和密封形式的選擇36第十二章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇37總 結(jié)39參考資料39第一章 設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：膠帶輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計1、機器的功能要求膠帶輸送機是機械廠流水作業(yè)線上運送物料常用設(shè)備之一，其主要功能是由輸送帶完成運送機器零、部件的工作。2、機器工作條件（1）載荷性質(zhì) 單向運輸，載荷較平穩(wěn)；（2）工作環(huán)境 室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35c；（3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%；滾筒傳動效率為0.96；（4）使用壽命 8年，每年350天，每天16小時；（5）動力來源 電力拖動，三相交流，電壓380/220v；（6）檢修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生產(chǎn)條件 中型機械廠，小批量生產(chǎn)。3、工作裝置技術(shù)數(shù)據(jù)（1）輸送帶工作拉力：f=10.8kn；（2）輸送帶工作速度：v=1.3m/s；（3）滾筒直徑：d=400mm。二、設(shè)計任務(wù)1、設(shè)計工作內(nèi)容（1）膠帶輸送機傳動系統(tǒng)方案設(shè)計（包括方案構(gòu)思、比選、決策）；（2）選擇電動機型號及規(guī)格；（3）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（4）減速器設(shè)計(包括傳動零件、軸的設(shè)計計算，軸承、連接件、潤滑和密封方式選擇，機體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計)；（5）v帶傳動選型設(shè)計；（6）聯(lián)軸器選型設(shè)計；（7）繪制減速器裝配圖和零件工作圖；（8）編寫設(shè)計說明書；（9）設(shè)計答辯。2、提交設(shè)計成品 需要提交的設(shè)計成品：紙質(zhì)版、電子版（以班級學號中文姓名作為文件名）各1份。內(nèi)容包括：（1）減速器裝配圖一張；（2）零件圖2張 (完成的傳動零件、軸和箱體的名稱)；（3）設(shè)計計算說明書一份。三、設(shè)計中應(yīng)注意事項1.計算和繪圖應(yīng)交替進行，并注意隨時整理結(jié)果，列表保存。2.設(shè)計中要貫徹標準。（標準件和標準尺寸）3.全面考慮問題：強度、結(jié)構(gòu)、加工工藝等。4.設(shè)計應(yīng)有創(chuàng)造性，多方案比較，擇優(yōu)選用。5.設(shè)計過程中注意培養(yǎng)獨立工作能力。6.提交的設(shè)計成品應(yīng)符合指導教師給出的格式要求。四、設(shè)計階段1.計劃階段；2.方案設(shè)計；3.技術(shù)設(shè)計；4.設(shè)計文件匯總。五、完成時間要求在2013年12月10日之前完成全部設(shè)計任務(wù)。指導教師：姚貴英2013年9月2日第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計一、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示二、電動機的選擇1電動機容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率設(shè)：對v帶效率。=0.96 對滾動軸承效率。=0.99為齒式聯(lián)軸器的效率。=0.99為7級齒輪傳動的效率。=0.98輸送機滾筒效率。=0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率：工作機所需的電動機攻率為：y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：，因此綜合應(yīng)選電動機額定功率2、電動機的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速查表得v帶傳動比范圍為i12,4；二級圓柱齒輪減速器的傳動比為i2 8,60 ?？倐鲃颖鹊姆秶鸀?6,240；則電動機的轉(zhuǎn)速范圍為993,14897。方案比較方案號型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1y160l-218.5kw300029302 y180m-418.5kw15001470 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案2的傳動比較小，傳動傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小。因此可采用方案2，選定電動機的型號為y180m-4。其主要參數(shù)如下表：方案號型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩2y180m-418.5kw150014702.02.2三、傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比： 四、傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數(shù)設(shè)計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：0軸電動機軸 1軸減速器高速軸2軸減速器中間軸3軸減速器低速軸4軸工作機軸號電動機減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速r/mi8662.0362.03功率kw16.916.7316.2315.7415.43轉(zhuǎn)矩nm109.79108.69585.132423.552375.32聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比15.554.271傳動效率0.990.970.970.9801第三章 v帶傳動的設(shè)計計算1、確定功率pcka為工作情況系數(shù)，查課本表8-7可得ka=1.2即 pc=kaped=1.218.5=22.2kw2、 選擇v帶的型號根據(jù)計算功率pc=22.2kw，主動輪轉(zhuǎn)速n1=1470r/min，由課本圖8-11選擇b型普通v帶。3、 確定帶輪基準直徑dd1、dd2由課本表8-8和圖8-11得=125mm取大帶輪的基準直徑由課本表選取標準值dd2=600mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為4、 驗算帶速v帶速在525的范圍內(nèi)。5、 確定帶的基準長度ld和實際中心距a根據(jù)課本（8-20）式得得初定中心距，由課本式(8-22)得：查課本表8-2可得：ld=3150mm由課本（8-23）式得實際中心距為中心距的變動范圍為6、 檢驗小帶輪包角1由課本式（8-17）得7、 確定v帶根數(shù)z由dd1=140mm和n0=1470r/min，查表得p0=2.85kw。根據(jù)n0=1470r/min，i=4.29和b型帶，查表得p0=0.47kw。查表得k=0.925，kl=1.07。取z=7根。8、 求初拉力f0及帶輪軸上的壓力fp查表得b型普通v帶的每米長質(zhì)量q=0.18kg/m，根據(jù)課本式（8-27）得單根v帶的初拉力為由課本(8-28)式得作用在軸上的壓力fp為9、 設(shè)計結(jié)果選用7根b型v帶，中心距a=967mm，帶輪直徑dd1=140mm，dd2=600mm，軸上壓力fp=3694.6n。第四章 高速級齒輪設(shè)計已知條件為16.73kw，小齒輪轉(zhuǎn)速=1470r/min，傳動比5.55，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年，兩班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。一、選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數(shù)1、按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2、減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7級精度（gb10095-88）3、選用材料，由表10-1可選擇小齒輪的材料為40gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者的材料硬度相差40hbs。4、選小齒輪齒數(shù)為z1=20，大齒輪z2=5.5520=111。二、按齒面接觸強度設(shè)計1、確定各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)kt=1.3。（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。（3）由課本表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。（4）由課本表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度極限hlim1=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限hlim2=550mpa。（6）由課本式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.90；khn2=0.95。（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失誤概率1%，安全系數(shù)s=1，由課本式（10-12）得2、計算（1）試算小齒輪分度圓直徑（2）計算圓周速度v。（3）計算齒寬b。（4） 計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=5.01m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.14；直齒輪，kh=kf=1；由課本表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，kh=1.422。由b/h=8.9，kh=1.422查圖10-13的kf=1.45；故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.1411.422=1.621（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由課本式(10-10a)得 （7）計算模數(shù)m。三、按齒根彎曲強度設(shè)計由課本式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式為1、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1=500mpa；大齒輪的彎曲強度極限fe1=380mpa；（2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.85，kfn2=0.88;（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由課本式（10-12）得（4）計算載荷系數(shù)k。k=kakvkfkf=11.1411.45=1.653（5）查取齒形系數(shù)。由課本表10-5查得 yfa1=2.80；yfa2=2.17。（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由課本表10-5查得 ysa1=1.55；ysa2=1.80。（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，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承受能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.38并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=70.04mm，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1=z1m=282.5=70mm d2=z2m=1552.5=388mm（2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度b=dd1=170=70mm，取b2=70b1=75mm。5、齒輪的圓周速度v查表可知，選7級精度是合適的。第五章 低速級齒輪傳動設(shè)計 已知條件為輸入功率16.23kw，小齒輪轉(zhuǎn)速=264.86r/min，傳動比4.27由電動機驅(qū)動，工作壽命8年，兩班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1、傳動方案為直齒圓柱齒輪傳動。2、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88）.3、材料選擇。由教材機械設(shè)計第八版，表10-1可選擇小齒輪的材料為40gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者的材料硬度相差40hbs。4、選小齒輪齒數(shù)為z1=25，大齒輪齒數(shù)為z2=254.27=107。二、按齒面接觸強度設(shè)計1、確定各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)kt=1.3.（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。（3）由課本表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。（4）由課本表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度極限hlim1=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限hlim2=550mpa。（6）由課本式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.90；khn2=0.95。（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失誤概率1%，安全系數(shù)s=1，由課本式（10-12）得2、計算（1）試算小齒輪分度圓直徑（2）計算圓周速度v。（3）計算齒寬b。（4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.6m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.08；直齒輪，kh=kf=1；由課本表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，kh=1.435。由b/h=11.1，kh=1.435查圖10-13的kf=1.45；故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.0811.435=1.55（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由課本式(10-10a)得（7）計算模數(shù)m。三、按齒根彎曲強度設(shè)計由課本式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式為1、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1=500mpa；大齒輪的彎曲強度極限fe1=380mpa；（2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.88，kfn2=0.90;（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由課本式（10-12）得（4）計算載荷系數(shù)k。k=kakvkfkf=11.0811.45=1.566（5）查取齒形系數(shù)。由課本表10-5查得 yfa1=2.62；yfa2=2.18。（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由課本表10-5查得 ysa1=1.59；ysa2=1.79。（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，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承受能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.03并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=122.623mm，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。四、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1=z1m=492.5=122.5mm d2=z2m=2092.5=522.5mm（2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度b=dd1=1122.5=122.5mm，取b2=122b1=127mm。五、齒輪的圓周速度v查表可知，選7級精度是合適的。第六章 各軸設(shè)計方案一、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、求1軸上的功率p1=16.73kw，轉(zhuǎn)速n1=1470r/min，轉(zhuǎn)矩t1=108.69nm。2、計算作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3、初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217-255hbs查表取a0=112，于是得為軸的最小直徑。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖： 1 2 3 4 5 6 7軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，查手冊選用lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=32mm，半聯(lián)軸器長度l=82mm。與軸配合的輪轂孔長度為l1=60mm。（2） 確定各軸段的直徑和長度軸段1：為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段1直徑為d1=32mm。為證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段1總長為。軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：d2=35mm。對于軸承端蓋的寬度有取軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取l=50mm。軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為6307深溝球軸承。寬度。所以軸段1直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。軸段4：取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取s=8mm，已知滾動軸承寬度為21mm，l=21+8+16+（70-66）=49mm，取其長度為49mm。軸段5：齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d5=32mm。軸環(huán)寬度，取l5=21mm。軸段6：取這段的直徑d4=40mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取l4=66mm。軸段7：為支撐軸頸，用來安裝軸承。直徑為32mm，長度為82mm。二、中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、求2軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩2、計算作用在齒輪上的力： 轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3、初步估算軸的直徑：選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217-255hbs查表取a0=112根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。4、確定軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸結(jié)構(gòu)如圖所示。 1 2 3 4 5（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度該軸（中間軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。軸段1：為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為6309深溝球軸承。寬度。所以軸段直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。軸段2：為安裝齒輪部分，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為51mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。軸段3:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6，則軸環(huán)處直徑d3=52mm。軸環(huán)寬度，取l3=12mm。軸段4：為安裝齒輪部分，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為80mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l4=76mm。軸段5：為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位，長度。三、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、求軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩2、計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩： 圓周力： 徑向力：3、初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217-255hbs查表取a0=112根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖 1 2 3 4 5 6 7選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為lx5，與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段1的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（j型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。（2）確定各軸段的直徑和長度軸段1:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為6310深溝球軸承。寬度。所以軸段1直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。取擋油盤寬度為30mm，則軸段1的長度為。軸段2：為安裝齒輪部分，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為72mm，為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。軸段3：齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=6mm，則軸環(huán)處直徑d3=62mm。軸環(huán)寬度，取l3=12mm。軸段4：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。長度為綜合計算后得到的。軸段5：為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段5直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。其長度為。軸段6：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。軸承端蓋的寬度為20mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l6=50mm。軸段7:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段7直徑為。為保證定位要求，半聯(lián)軸器左端用一套筒定位，軸段7的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段7總長為。第七章 軸的強度校核一高速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖作出彎矩圖。先將三維坐標轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。圓周力徑向力在垂直面上：解得：在水平面上：解得：危險截面在安裝齒輪處所以軸安全。彎矩圖如下： 二、中間軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。圓周力：徑向力：作用在小齒輪上的力圓周力：徑向力：在垂直面上解得： 在水平面上解得： 所以軸安全。三、低速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。圓周力：徑向力：在垂直面上解得：在水平面上解得：危險截面在安裝齒輪處所以軸安全。彎矩圖如下： 第八章 滾動軸承選擇和壽命計算一、高速軸上的軸承 采用6307型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價格最低。內(nèi)徑d=35mm 外徑d=80mm 寬度b=21mm校核1軸軸承是否滿足工作要求1、求軸承徑向支反力fr1、fr2（1）垂直平面支反力fv1、fv2 （2）水平面支反力fh1fh2 （3）合成支反力fr1、fr22、計算軸承的當量載荷pr1、pr2（1）查表13-5有x1=1，y1=0，取fp=1.1 得（2）查表13-5有x2=1，y2=0，取fp=1.1 得 因此軸承1危險。3、校核所選軸承（1）由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承，查表13-7取溫度系數(shù)ft=1，計算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號最終確定為：6307 中間軸上軸承采用6309型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價格最低。內(nèi)徑d=30mm 外徑d=72mm 寬度b=19mm校核軸軸承是否滿足工作要求（2）求軸承徑向支反力、 （a）垂直平面支反力、 （b）水平面支反力、 （c）合成支反力、（3）計算軸承的當量載荷、查表13-5有：，取，得：查表13-5有：，取，得：因此軸承2危險。二、低速軸上軸承采用6309型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價格最低.內(nèi)徑d=45mm 外徑d=100mm 寬度b=25mm校核軸軸承是否滿足工作要求（1）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、 （b）水平面支反力、 （c）合成支反力、（2）計算軸承的當量載荷、查表13-5 有：，取，得：查表13-5有：，取，得：，因此軸承2危險。（3）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承，查表13-7取溫度系數(shù)ft=1，計算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號最終確定為：6309第九章 鍵連接選擇和校核一、高速軸上鍵的選擇和校核1、鍵的選擇選用普通圓頭平鍵a型，軸徑；查表13-20得（聯(lián)軸器）鍵1：（小齒輪）鍵2：2、鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度，根據(jù)鍵的長度系列選鍵長鍵1：；鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：，則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強度足夠取鍵標記為：鍵1：632 gb1096-79 鍵2：840 gb1096-79二、中間軸上鍵的選擇和校核1鍵的選擇選用普通圓頭平鍵a型，軸徑；查表13-20得（大齒輪）鍵1：（小齒輪）鍵2：2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度，根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。鍵1：鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：，則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強度足夠取鍵標記為：鍵1：1040 gb1096-79 鍵2：1063 gb1096-79三、低速軸上鍵的選擇和校核1鍵的選擇選用普通圓頭平鍵a型，軸徑；查表13-20得：（大齒輪）鍵1：（聯(lián)軸器）鍵2：2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度，根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。鍵1：；鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：，則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強度足夠取鍵標記為：鍵1：1463 gb1096-79 鍵2：1270 gb1096-79第十章 聯(lián)軸器的選擇和計算 高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為tl4，與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（j型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。 低速軸上選擇聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為hl3，與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（j型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。第十一章 潤滑和密封形式的選擇一、傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑 因為齒輪圓周速度，并且傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用油潤滑，箱體內(nèi)選用sh0357-92中的50號油潤滑，裝至規(guī)定高度。圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3060mm。2 滾動軸承的潤滑 軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。二、減速器密封為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А?.軸外伸端密封毛氈圈油封。2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封擋油環(huán)3.箱體結(jié)合面的密封箱體結(jié)合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度應(yīng)為6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大。第十二章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇箱座壁厚：，所以，取。箱蓋壁厚：，所以，取。箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：b=12mm，b1=12mm，b2=20mm。箱座、箱蓋的加強肋厚：。地腳螺釘?shù)闹睆剑篸f=20mm；數(shù)目：6。軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：；箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：d2=12mm 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目：軸：軸承蓋外徑：（其中，d為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑?。軸承旁凸臺高度和半徑：r1=c2=22mm。齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：=10mm。齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：=11mm。軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離，=10mm。旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離：=14.5mm。齒頂