機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置二級直齒圓柱齒輪減速器

1、第1章 概述 1.1機(jī)械課程設(shè)計的目的課程設(shè)計目的在于培養(yǎng)機(jī)械設(shè)計能力。課程設(shè)計是完成機(jī)械制造及自動化專業(yè)全部課程學(xué)習(xí)的一次較為全面的、重要的、必不可少的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，其目的為：1. 通過課程設(shè)計培養(yǎng)綜合運(yùn)用所學(xué)全部專業(yè)及專業(yè)基礎(chǔ)課程的理論知識，解決工程實(shí)際問題的能力，并通過實(shí)際設(shè)計訓(xùn)練，使理論知識得以鞏固和提高。2. 通過課程設(shè)計的實(shí)踐，掌握一般機(jī)械設(shè)計的基本方法和程序，培養(yǎng)獨(dú)立設(shè)計能力。3. 進(jìn)行機(jī)械設(shè)計工作基本技能的訓(xùn)練，包括訓(xùn)練、計算、繪圖能力、計算機(jī)輔助設(shè)計能力，熟悉和運(yùn)用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范等）。1.2 設(shè)計的內(nèi)容和任務(wù)1.2.1設(shè)計的內(nèi)容本設(shè)計的題目為帶式輸送機(jī)傳動

2、裝置，由圖可知是二級直齒圓柱齒輪減速器，設(shè)計的主要內(nèi)容包括以下幾方面：（1）擬定、分析傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)；（2）選擇電動機(jī)，計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)；（3）進(jìn)行傳動件的設(shè)計計算，校核軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵等；（4）繪制減速器裝配圖及典型零件圖；（5）編寫設(shè)計計算說明書。1.2.2 設(shè)計的任務(wù)（1）減速器裝配圖1張（a0圖紙）（2）零件圖（a3，2張以上）（3）設(shè)計說明書1份1.3 設(shè)計的步驟遵循機(jī)械設(shè)計過程的一般規(guī)律，大體上按以下步驟進(jìn)行：1. 設(shè)計準(zhǔn)備 認(rèn)真研究設(shè)計任務(wù)書，明確設(shè)計要求和條件，認(rèn)真閱讀減速器參考圖，拆裝減速器，熟悉設(shè)計對象。2. 傳動裝置的總體設(shè)計 根據(jù)設(shè)計要求擬定傳

3、動總體布置方案，選擇原動機(jī)，計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)。3. 傳動件設(shè)計計算 設(shè)計裝配圖前，先計算各級傳動件的參數(shù)確定其尺寸，并選好聯(lián)軸器的類型和規(guī)格。一般先計算外傳動件、后計算內(nèi)傳動件。4. 裝配圖繪制 計算和選擇支承零件，繪制裝配草圖，完成裝配工作圖。5. 零件工作圖繪制 零件工作圖應(yīng)包括制造和檢驗(yàn)零件所需的全部內(nèi)容。6. 編寫設(shè)計說明書 設(shè)計說明書包括所有的計算并附簡圖，并寫出設(shè)計總結(jié)。第2章 傳動裝置的總體設(shè)計傳動裝置的總體設(shè)計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機(jī)、確定總傳動比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)。2.1選擇原動機(jī)電動機(jī)由于輸送機(jī)的工作條件是連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工

4、作時有輕微的振動，使用期限是10年，載荷不大，所以我初選用的電動機(jī)是y系列的電動機(jī)。2.1.1確定電動機(jī)的功率 電動機(jī)功率選擇直接影響到電動機(jī)工作性能和經(jīng)濟(jì)性能的好壞：若所選電動機(jī)的功率小于工作要求，則不能保證工作機(jī)正常工作；若功率過大，則電動機(jī)不能滿載運(yùn)行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費(fèi)。1. 帶式輸送機(jī)所需的功率 由1中公式（2-3）得pw=fw*vw=5800*0.75/1000w=5800*0.75/1000*0.96=4.53kw設(shè)計題目給定：輸送帶拉力f（n）=5.8kn 輸送帶速度v(m/s)=0.75 m/s 2. 計算電動機(jī)至工作機(jī)間的總效率：由課程設(shè)計課本p

5、13頁，查得：1=0.96 2=0.98 3=0.98 4=0.995=0.96 （其中1，2，3，4，5分別為帶傳動、軸承、圓柱齒輪、聯(lián)軸器、卷筒的傳動效率）所以得電動機(jī)至工作機(jī)間的總效率： 3.所需電動機(jī)的功率：2.1.2確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 同一類型、相同額定功率的電動機(jī)低速的級數(shù)多，外部尺寸及重量較大，價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機(jī)則與其相反，設(shè)計時應(yīng)綜合考慮各方面因素，選取適當(dāng)?shù)碾妱訖C(jī)轉(zhuǎn)速。三相異步電動機(jī)常用的同步轉(zhuǎn)速有，常選用或的電動機(jī)。1. 計算滾筒的轉(zhuǎn)速由公式計算滾筒轉(zhuǎn)速：工作機(jī)的轉(zhuǎn)速：設(shè)計題目給定：滾筒直徑d=410mm輸送帶速度v(m/s)=0.75

6、m/s2. 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速由參考文獻(xiàn)2（機(jī)械設(shè)計）中表181可知兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為，由參考文獻(xiàn)1 v帶傳動比范圍為，所以總傳動比合理范圍為，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍是：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min,由于市場上供應(yīng)最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機(jī)。所以 由參考文獻(xiàn)1中表17-7查得: 選擇電動機(jī)的型號為：y160m-6,其主要參數(shù)如下： 表2-1電動機(jī)相關(guān)參數(shù)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速計算輸出功率軸伸長中心高軸頸鍵槽寬y180l-87.5kw970 r/min5.6kw110mm18

7、0mm48mm14mm表2-1-1帶式輸送機(jī)相關(guān)參數(shù)皮帶速度皮帶拉力滾筒直徑工作條件每天時間設(shè)計壽命轉(zhuǎn)速功率0. 5m/s58000n410mm連續(xù)單向，有振動16小時10年34.954r/min7.5kw2.2傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配由選定電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸的轉(zhuǎn)速可得傳動裝置的總傳動比對于多級傳動計算出總傳動比后，應(yīng)合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷。 2.2.1計算總傳動比由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸的轉(zhuǎn)速 可得：總傳動比2.2.2合理分配各級傳動比由課程設(shè)計中表32，取帶傳動比，則 兩級減速器傳動比由于減速箱是展開布置，再由課程設(shè)計15

8、頁公式（3-7），所以，取高速級傳動比，則低速級傳動比表2-2傳動比分配 總傳動比電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速電機(jī)-高速軸高速軸-中間軸中間軸-低速軸滾筒轉(zhuǎn)速970r/min=33.5992.5734.95r/min2.3算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)為進(jìn)行傳動件的設(shè)計計算，應(yīng)首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，一般按由電動機(jī)至工作機(jī)之間運(yùn)動傳遞的路線推算各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)。2.3.1 0軸（電機(jī)軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.3.2 軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.3.3 軸（中間軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.3.4 軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.3.5 軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 各項指標(biāo)誤

9、差均介于+0.5%-0.5%之間。各軸運(yùn)動和動力參數(shù)見表4：表2-3各軸運(yùn)動和動力參數(shù)軸名功率p (/kw)轉(zhuǎn)矩t（n/ m）轉(zhuǎn)速n (r/min)傳動比i效率電機(jī)軸7.573.8497030.96軸7.2212.66323.333.5990.98軸6.91734.5389.842.570.98軸6.641814.1634.95410.96滾筒軸6.441759.2134.954第3章 傳動零件的設(shè)計計算3.1 減速箱外傳動零件帶傳動設(shè)計 3.1.1帶傳動設(shè)計要求：1. 帶傳動設(shè)計的主要內(nèi)容 選擇合理的傳動參數(shù)；確定帶的型號、長度、根數(shù)、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結(jié)構(gòu)和尺寸

10、等。2. 設(shè)計依據(jù) 傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原動機(jī)種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉(zhuǎn)速等。3. 注意問題 帶傳動中各有關(guān)尺寸的協(xié)調(diào)，如小帶輪直徑選定后要檢查它與電動機(jī)中心高是否協(xié)調(diào)；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調(diào)。小帶輪孔徑要與所選電動機(jī)軸徑一致；大帶輪的孔徑應(yīng)注意與帶輪直徑尺寸相協(xié)調(diào)，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應(yīng)注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段的最小軸徑。3.1.2 v帶傳動設(shè)計計算1、確定計算功率由2中表8-7查得工作情況系數(shù)由2中公式8-21：2、選擇v帶的帶型根據(jù)及小帶輪的轉(zhuǎn)速,由2中圖8-11選用b型3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速初選小

11、帶輪的基準(zhǔn)直徑由2中表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑驗(yàn)算帶速按2中公式8-13驗(yàn)算帶的速度因?yàn)?故帶速合適。計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)2中公式8-15a計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由2中表8-8取4、確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長度 根據(jù)2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22計算所需的基準(zhǔn)長度 由2中表8-2選帶的基準(zhǔn)長度，修正系數(shù)為計算實(shí)際中心距由2中公式8-23計算5、驗(yàn)算小帶輪上的包角根據(jù)2中公式8-25計算：6、計算帶的根數(shù)z計算單根v帶的額定功率由和,查2中表8-4a得根據(jù)和b型帶，查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26： 取5根7、計算單根

12、v帶的初拉力的最小值根據(jù)2中公式8-27，和由表8-3得q=0.18kg/m 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。8、計算壓軸力壓軸力的最小值由1中公式8-28得： 9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 查2中表8-10得大、小帶輪總寬度：v型帶傳動相關(guān)數(shù)據(jù)見表3-0v。表3-0 v型帶傳動相關(guān)數(shù)據(jù)計算功率（kw）傳動比i帶速v (m/s)帶型根數(shù)單根初拉力（n）壓軸力（n）937.11b5226.492189.46小帶輪直徑(mm)大帶輪直徑(mm)中心距(mm)基準(zhǔn)長度（mm）帶輪寬度(mm) 小帶輪包角1404205412000118150.343.2 減速器內(nèi)傳動零件高速級齒輪設(shè)計3.2.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及

13、齒數(shù)按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：1. 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪精度等級 帶式輸送機(jī)為一般機(jī)器速度不高，按照2中表10-8，選擇7級精度（gb10095-88）3. 材料 由2中表10-1選擇：兩者材料硬度差為40hbs 小齒輪 40cr 調(diào)質(zhì) 硬度280hbs大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 硬度240hbs4. 試選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取 齒數(shù)比3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)小齒輪轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)齒寬系數(shù)：由文獻(xiàn)2中表107知齒寬系數(shù)由文獻(xiàn)2中圖10-21d 按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限： 計算

14、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由文獻(xiàn)2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為1% 安全系數(shù)s=1由文獻(xiàn)2中式10-12 計算 由式試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b 計算齒寬與齒高比模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)據(jù) 7級精度。由圖10-8查動載荷系數(shù)直齒輪由文獻(xiàn)2中表10-2查得使用系數(shù)由文獻(xiàn)2中表10-4用插入法查得7級精度 在文獻(xiàn)2中查圖10-13 得 故載荷系數(shù) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻(xiàn)2中式10-10a得 計算模數(shù)m 3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度計算由文獻(xiàn)【1】中式10-5彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 由文獻(xiàn)2中圖10-20c查得小齒輪的

15、彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由文獻(xiàn)2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由2中式10-12 計算載荷系數(shù)k 查取齒形系數(shù)由2中表10-5查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2中表10-5查得 計算大小齒輪的 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)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)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)，可取由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)2.72并根據(jù)gb1357-87就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出

16、小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù) 取實(shí)際傳動比：傳動比誤差： 允許3.2.4、高速級齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑 中心距 圓整得a=205mm 齒輪寬度 取 表3-1 高速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪2032053.655298795大齒輪106318903.3 減速器內(nèi)傳動零件低速級齒輪設(shè)計3.3.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用直齒圓柱齒輪傳動 傳動速度不高，選擇7級精度（gb10095-88） 材料選擇小齒輪 45號鋼 調(diào)質(zhì) 硬度280hbs大齒輪 45號鋼 調(diào)質(zhì) 硬度240hbs 選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 3.3.2按

17、齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1.確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的扭矩由2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)由2中表10-7選取齒寬系數(shù)由2中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 由2中式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為1% 安全系數(shù)s=1由2中式10-12 2.計算 計算小齒輪分度圓直徑，代入 計算圓周速度 計算寬度b 計算齒寬與齒高比模數(shù)m 齒高 計算載荷系數(shù)據(jù) 7級精度。由2中圖10-8查動載荷系數(shù)；直齒輪。由2中表10-2查得使用系數(shù)。由2中表10-4用插入法查得7級精度、小齒輪相對

18、非對稱布置時 查2中圖10-13得 故載荷系數(shù) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2中式10-10a得 計算模數(shù)m 3.3.3按齒根彎曲強(qiáng)度計算由2中式10-5彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式 1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 由2中圖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 由2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由2中式10-12 計算載荷系數(shù)k 查取齒形系數(shù)由2中表10-5查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2中表10-5查得 計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大2.設(shè)計計算 根據(jù)2中表101就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值計算小齒輪齒數(shù) 計算大齒輪齒數(shù) 取實(shí)際傳動比：傳動

19、比誤差： 允許3.3.4、低速級齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距圓整，取 齒輪寬度 表3-2低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪2052552.60728140140大齒輪733651353.3.5 校核滾筒的轉(zhuǎn)速 工作機(jī)，即滾筒的實(shí)際轉(zhuǎn)速為：工作機(jī)的誤差：5%，所以，符合標(biāo)準(zhǔn)。3.4 軸的設(shè)計輸入軸的設(shè)計3.4.1確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸入軸材料選定為45號鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。2、求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運(yùn)動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：輸入軸的功率 輸入軸的轉(zhuǎn)速 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 圓周力：

20、徑向力：3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)2中表153，取 3.4.2初步設(shè)計輸入軸的結(jié)構(gòu)根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度已知軸最小直徑為，由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝大帶輪，故應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)系列值，為了與外連接件以軸肩定位，故取b段直徑為。初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速323.33r/min，載荷不大，故選用內(nèi)圈有單擋邊的圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取nj211e，其尺寸為55*100*21，根據(jù)需要，在軸承的右邊加上一個套筒，其長度為22，根據(jù)需要，應(yīng)該在套筒的右邊制作一個軸肩故：。由于軸承長度為21mm，套

21、筒長度為22mm,加上套筒離下一個軸肩相距2mm,所以。由齒輪的寬度，知,取設(shè)計軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為30mm，故。根據(jù)帶輪寬度可確定 輸入軸的簡圖.4.3按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度1、軸的受力簡圖（）計算支座反力h面 v面 （）計算h面及v面的彎矩，并作彎矩圖h面da段： 當(dāng)時，在d處當(dāng)時，在a處bc段： 當(dāng)時，在b處當(dāng)時，在c處v面（）計算合成彎矩并作圖 （）計算并作圖（）校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件，校核危險點(diǎn)即c截面圓周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取

22、，由2中表15-1查得，軸彎曲疲勞極限結(jié)論：強(qiáng)度足夠。3.5軸的設(shè)計輸出軸的設(shè)計3.5.1初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸出軸材料選定為45號鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。2求作用在齒輪上的力根據(jù)輸出軸運(yùn)動和動力參數(shù)、低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力：輸出軸的功率 輸出軸的轉(zhuǎn)速 輸出軸的轉(zhuǎn)矩 3.5.2初步設(shè)計輸出軸的結(jié)構(gòu)輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取，則：初選聯(lián)軸器按照計算應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查表17-5標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003,選用

23、型號為lx5的y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故取半聯(lián)軸器長度。 3根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 圖3-4輸出軸結(jié)構(gòu)簡圖軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度根據(jù)已確定的，由于g段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長相同，為了使聯(lián)軸器以軸肩定位，故取f段直徑為。初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用內(nèi)圈有單擋邊的圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取nj217的滾子軸承，其尺寸為，初選，。由于軸承長度為28mm，套筒長度為17mm故，根據(jù)兩齒輪中心定位，且設(shè)中速軸上，另外 設(shè)計軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)

24、設(shè)計而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為32mm，故。按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（1）繪制空間受力圖（2）作水平面h和垂直面v內(nèi)的受力圖，并計算支座反力h面 v面 （3）計算h面及v面內(nèi)的彎矩，并作彎矩圖h面v面（4）計算合成彎矩并作圖（5）計算并作圖圖3-5 輸出軸的受力簡圖（6）校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件，校核危險點(diǎn)即c截面圓周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取，由2中表15-1查得，軸彎曲疲勞極限所以，強(qiáng)度是足夠的。3.6軸的設(shè)計中速軸的設(shè)計1、中速軸的功率 中速軸的轉(zhuǎn)速 中速軸的轉(zhuǎn)矩 2、初步確定軸的最小徑因?yàn)橹虚g軸最小

25、徑與滾動軸承配合，故同時選取滾動軸承，根據(jù)軸的最小徑初步選取型號為nj210的滾子軸承，其尺寸為。根據(jù)前兩個軸的尺寸，不難得出中速軸的尺寸。尺寸如下圖：； （1）繪制空間受力圖（2）作水平面h和垂直面v內(nèi)的受力圖，并計算支座反力h面 , v面， （3）計算h面及v面內(nèi)的彎矩，并作彎矩圖h面c點(diǎn)：v面（4）計算合成彎矩并作圖（5）計算并作圖（6）校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件，校核危險點(diǎn)即d截面圓周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取，由2中表15-1查得，軸彎曲疲勞極限所以，強(qiáng)度是足夠的。第4章 部件的選擇與設(shè)計4.1軸承的選擇軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合。4.1.1輸入軸軸承1. 軸承類型

26、的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷；軸承轉(zhuǎn)速；軸承的預(yù)期壽命2.軸承型號的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值按照3 表22-1選擇的nj211e軸承 4.1.2輸出軸軸承1.軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 ；軸承承受的轉(zhuǎn)速 軸承的預(yù)期壽命 2.軸承型號的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值按照3 表22-1選擇的nj217e軸承4.1.3中間軸軸承1.軸承類型的選擇由于中間軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 ；軸承承受的轉(zhuǎn)速 軸承的預(yù)期壽命

27、2.軸承型號的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值按照3表22-1選擇的nj210e軸承.4.2輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強(qiáng)度計算1、輸入軸鍵連接(1)和皮帶輪連接的鍵由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇a型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸，由2中表6-1選擇。鍵長根據(jù)皮帶輪寬度b=99,選取鍵的長度系列取鍵長l=90. 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-2003（2）與齒輪連接的軸上的鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸由于齒輪不在軸端

28、，故選用圓頭普通平鍵（a型）。據(jù)，由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。由輪轂寬度及鍵的長度系列取鍵長。 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-20032、輸出軸鍵連接 輸出軸與齒輪4的鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般8級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a型）。據(jù)，由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。由輪轂寬度及鍵的長度系列取鍵長。 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓

29、應(yīng)力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-2003 輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接據(jù)輸出軸傳遞的扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。查國家標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-85。選用xl5的y型彈性聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器孔徑。 選擇鍵連接的類型及尺寸據(jù)輸出軸軸端直徑，聯(lián)軸器y型軸孔，軸孔長度選取a型普通平鍵 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-20032、中間軸鍵連接 中間軸與齒輪2的鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般8級

30、以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a型）。由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。取鍵長。 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 gb/t 1096-2003中間軸與齒輪3的鍵連接 選擇鍵連接的類型及尺寸一般8級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a型）。由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。取鍵長。鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和齒輪的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。選鍵 gb/t 1096-20034.3軸承端蓋的設(shè)計與選擇4.3.1類型根據(jù)箱體設(shè)計，選用凸緣式軸承端蓋。各軸上的端蓋：悶蓋和透蓋：參照4表4.8 悶蓋示意圖 透蓋示意圖表4-1三個軸的軸承蓋ddddd0螺釘孔數(shù)ne1m b 1d111401259110016626.6341551217014010311016