帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

1、目 錄第1章 設(shè)計(jì)任務(wù)書1第2章 傳動(dòng)方案分析2第3章 電機(jī)的選擇2第4章 傳動(dòng)比分配3第5章 運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4第6章 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5第7章 齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)的設(shè)計(jì)6第8章 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算18第9章 滾動(dòng)軸承的選擇及壽命40第10章 鍵的選擇及強(qiáng)度計(jì)算44第11章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)45第12章 密封件，潤滑劑及潤滑方式的選擇49第13章 設(shè)計(jì)小結(jié)49第14章 參考文獻(xiàn)50第一章、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)。1.2已知條件1.2.1機(jī)器功用 由輸送帶傳送機(jī)器的零、部件；1.2.2工作情況 單向運(yùn)輸，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35c；1.2.3運(yùn)動(dòng)要求 輸

2、送帶運(yùn)動(dòng)速度誤差不超過5%；滾筒傳動(dòng)效率為0.96；1.2.4使用壽命 8年，每年350天，每天16小時(shí)；1.2.5動(dòng)力來源 電力拖動(dòng)，三相交流，電壓380/220v；1.2.6檢修周期 半年小修，二年中修，四年大修；1.2.7生產(chǎn)規(guī)模 中型機(jī)械廠，小批量生產(chǎn)。1.3主要技術(shù)數(shù)據(jù)1.3.1輸送帶工作拉力f= 3.6 kn；1.3.2輸送帶工作速度v= 0.55 m/s；1.3.3滾筒直徑d= 380 mm；1.3.4電機(jī)轉(zhuǎn)速n= 1500 r/min.1.4設(shè)計(jì)工作及內(nèi)容： 1.4.1傳動(dòng)方案的確定；1.4.2電機(jī)選型；1.4.3傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算；1.4.4帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)；1.4.5減

3、速器設(shè)計(jì)(齒輪、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算、軸承、連接件、潤滑和密封方式選擇，機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計(jì))；1.4.6聯(lián)軸器選型設(shè)計(jì)；1.4.7繪制減速器裝配圖和零件工作圖；1.4.8編寫設(shè)計(jì)說明書；1.4.9設(shè)計(jì)答辯。1.5傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)1.5.1 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。1.5.2 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.5.3 確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將v帶設(shè)置在高速級(jí)。 圖1-1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖1.6設(shè)計(jì)任務(wù)： 應(yīng)完成：減速器裝配圖一張；齒輪、軸的零件圖 2 張；設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份。第二章、 傳動(dòng)方案分析已知:已知輸送帶

4、工作速度為0.55m/s，滾筒直徑為380mm,輸送帶工作拉力為3.6kn。連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)載荷較平穩(wěn)有輕微振動(dòng)，使用壽命為8年。該傳送機(jī)有輕微振動(dòng)，由于v帶有緩沖吸振能力，采用v帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用v帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅度降低了成本。減速器部分用兩級(jí)圓柱齒輪減速器。第三章、 電機(jī)的選擇3.1傳動(dòng)裝置的總效率 =0.85為v帶的效率,為四對(duì)滾動(dòng)軸承的效率，為每對(duì)齒輪嚙合的效率，為聯(lián)軸器的效率，為滾筒傳動(dòng)效率。3.2卷筒的轉(zhuǎn)速.工作機(jī)主動(dòng)軸所需功率電動(dòng)機(jī)的輸出功率 3.3由表可選取電動(dòng)機(jī)功率3.4電動(dòng)機(jī)常選用

5、y系列三向異步電動(dòng)機(jī)，根據(jù)所需功率在設(shè)計(jì)手冊(cè)中選擇y112m-4型。y112m-4型電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)如下表3-1所示：表3-1 y112m-4型電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)額定功率4kw滿載轉(zhuǎn)速1440r/min同步轉(zhuǎn)速1500r/min電動(dòng)機(jī)伸出端直徑d28mm電動(dòng)機(jī)伸出端 安裝長度e60mm機(jī)座中心高h(yuǎn)112mm第四章、 傳動(dòng)比分配4.1總傳動(dòng)比 = 4.2各級(jí)傳動(dòng)比分配： 為了使傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為緊湊，據(jù)機(jī)設(shè)p4表2-1所述，取v型帶傳動(dòng)比=3.5，則得減速器的傳動(dòng)比i： 高速齒輪嚙合的傳動(dòng)比為低速齒輪嚙合的傳動(dòng)比為 由=（1.31.4），則取=4.3 =3.4本章結(jié)論：=3.5 、 =4.3 、 =3.4。第五

6、章、 運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 5.1各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算 5.2各軸輸入功率的計(jì)算 按電動(dòng)機(jī)的額定功率=4kw計(jì)算各軸輸入功率:i軸的輸入功率: 軸的輸入功率： 軸的輸入功率： 5.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算i軸的轉(zhuǎn)矩軸的轉(zhuǎn)矩軸的轉(zhuǎn)矩各軸功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩列于表5-1：表5-1 功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩表軸名功率（kw）轉(zhuǎn)速（r/min）轉(zhuǎn)矩（nm）i3.8041288.083.7296370.063.65291192.10第六章、 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)外傳動(dòng)帶選為普通v帶傳動(dòng)6.1確定計(jì)算功率工作情況系數(shù)ka：據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表8-7查得ka=1.2計(jì)算功率： 6.2選擇v帶的帶型 由 、 由圖8-11選取v帶型號(hào)為： a型v帶6

7、.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v6.3.1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-6和8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90mm。6.3.2驗(yàn)算帶速。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度帶速在5-25m/s范圍內(nèi)，合適。6.3.3計(jì)算大帶輪的直徑。根據(jù)式（8-15），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由表8-8知是a型帶的基準(zhǔn)直徑系列6.4確定v帶中心距和基準(zhǔn)長度6.4.1據(jù)式（8-20）初定中心距 取，符合6.4.2由式（8-22）得帶長查表8-2，對(duì)a型帶選用。6.4.3由式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距。6.5驗(yàn)算小帶輪包角 合適6.6計(jì)算v帶根數(shù)z6.6.1計(jì)算單根v帶的額定功率 由=90mm和，查表8-4a得。據(jù)

8、， 和a型帶，查表8-4b得查表8-5得，表8-2得，則有：6.6.2 計(jì)算v帶的根數(shù)z取3根6.7求作用在帶輪軸上的壓力查表8-3得q=0.1kg/m，故由式8-27得單根v帶的初拉力：作用在軸上的壓力1178.76n6.8帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)帶輪寬度:查表8-10得e=15mm,fmin=9mm,取b=50mm查表得小帶輪的輪轂長度50mm,大帶輪輪轂長度為60mm第七章、 齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)的設(shè)計(jì)7.1高速齒輪。7.1.1選擇齒輪材料和熱處理方式 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用8級(jí)精度，有方案圖知齒輪為直齒圓柱齒輪。大小齒輪都選用鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為40-50hrc。齒面硬度240hbc。7.1.

9、2選擇齒數(shù)、選齒寬系數(shù)。1) 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7取。 2) 由圖10-21（d）取接觸疲勞極限。3) 選取載荷系數(shù)。4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。6) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)7) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率、安全系數(shù) 則：7.1.3計(jì)算小齒輪分度圓直徑1) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即2) 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬4) 計(jì)算齒寬與齒高之比取小齒輪齒數(shù)為24,則：模數(shù)齒高5) 計(jì)算載荷系數(shù)k。根據(jù)，、8級(jí)精度。兩支承相對(duì)于小齒輪非對(duì)稱布置時(shí)由圖10-8查得，；直齒輪，；由表10-2查得使用系數(shù)，；由表10-4用插值法查得8級(jí)精度

10、、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)。由，查表10-13得；故載荷系數(shù)7.1.4校核所得分度圓直徑由式10-10a得計(jì)算模數(shù)。 1) 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由式10-5得彎曲強(qiáng)度的計(jì)算公式為：2) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全疲勞系數(shù)，由式10-12得計(jì)算載荷系數(shù)k。查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得： 、 。3) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。小齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲程度所決定的承載能力，而吃面接觸疲勞強(qiáng)

11、度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)，就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值。按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑則算出小齒輪的齒數(shù)。大齒輪的齒數(shù)，這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了吃面接觸強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。7.1.5幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑： 計(jì)算中心距：計(jì)算齒輪寬度：取，。7.1.6驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度取，。實(shí)際傳動(dòng)比安全。齒輪傳動(dòng)的作用力及計(jì)算載荷（）。由式10-3有圓周力 徑向力 軸向力 7.2 低速齒輪。7.2.1選擇齒輪材料和熱處理方式 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用8級(jí)精度，有方案圖知齒輪為直齒圓柱齒輪。大小齒輪都選用鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為40-5

12、0hrc。齒面硬度240hbc。7.2.2選擇齒數(shù)、選齒寬系數(shù)。1) 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7取。 2) 由圖10-21（d）取接觸疲勞極限。3) 選取載荷系數(shù)。4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。6) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)7) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率、安全系數(shù) 則：7.2.3計(jì)算小齒輪分度圓直徑1) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即2) 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬4) 計(jì)算齒寬與齒高之比取小齒輪齒數(shù)為24,則：模數(shù) 齒高 5) 計(jì)算載荷系數(shù)k。根據(jù)，、8級(jí)精度。兩支承相對(duì)于小齒輪非對(duì)稱布置時(shí)由圖10-8查得，；直齒輪，；由表10-2查得

13、使用系數(shù)，；由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)。由，查表10-13得；故載荷系數(shù)校核所得分度圓直徑由式10-10a得計(jì)算模數(shù)。 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算有式10-5得彎曲強(qiáng)度的計(jì)算公式為：確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全疲勞系數(shù)，由式10-12得計(jì)算載荷系數(shù)k。查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得： 、 。計(jì)算大小齒輪的并加以比較。小齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲程度所決定的承載能力，

14、而吃面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)，就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值。按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑則算出小齒輪的齒數(shù)。大齒輪的齒數(shù)，這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了吃面接觸強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑： 計(jì)算中心距：計(jì)算齒輪寬度：取，。驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度取，。實(shí)際傳動(dòng)比安全。齒輪傳動(dòng)的作用力及計(jì)算載荷（）。由式10-3有圓周力 徑向力 軸向力 (3)高低齒輪的參數(shù)列表如下：表7-1 齒輪參數(shù)名 稱高速級(jí)低速級(jí)模數(shù)(mm)2.54中心距（mm）186.25292齒數(shù)282712192分度圓直徑（mm）70108302.5

15、368齒寬(mm)7511370108材料及熱處理鋼調(diào)質(zhì)鋼調(diào)質(zhì).齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。如圖5-1所示，其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖圖5-1 低速齒結(jié)構(gòu)第八章、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)8.1、 中間軸8.1.1中間軸的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩。據(jù)表上述表5-1知：, , 8.1.2 作用在齒輪上的力據(jù)第七章設(shè)計(jì)計(jì)算知： 8.1.3 初步確定軸的最小直徑據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（15-2）初步估算最小直徑，選取軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3取中間軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑。為使所選與軸承的轂孔直徑相適應(yīng)，故同時(shí)選取軸承型號(hào)。因

16、軸承同時(shí)收油徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，據(jù)由軸承產(chǎn)品中初步選取30208。其尺寸為。故8.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 擬定軸上零件的裝配方案。采用如圖8-1所示裝配方案。圖8-1 中間軸裝配方案2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度取按裝低速齒的安裝軸段，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂寬為113mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取。取軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，且軸環(huán)右端定位高速齒的左端。為使兩輪保持一定間隙又保證定位要求，取。取安裝高速齒軸段的直徑。齒輪左端軸肩定位，右端與油軸承之

17、間采用套筒定位，已知齒輪輪轂寬，則為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，齒輪段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，?。▍⒖磮D8-1）。則：已知滾動(dòng)軸承寬，軸上零件的周向定位齒輪的周向定位均采用平鍵連接，按，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-1查得平鍵截面。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。同樣，小齒輪與軸的連接選用平鍵為。輪轂與軸的配合均為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選軸的直徑公差為。確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角，各軸肩處圓角半徑均為1.5。8.1.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算圖（圖

18、8-2）。對(duì)于30208型圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為。圖8-2 軸的載荷分析圖據(jù)圖計(jì)算各平面的支反力及彎矩求軸上的載荷，將計(jì)算出的f,m值列于表8-1：表8-1 各平面的支反力及彎矩載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t抗彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及表8-1中的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力又已選定軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 ，故安全。8.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。1).判斷危險(xiǎn)截面據(jù)受力彎矩圖及結(jié)構(gòu)圖分析知，只需校核截面左右兩側(cè)即可.2).截面左側(cè):抗彎截面系

19、數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩m為截面上的扭矩t截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力由教材表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，, 經(jīng)插值后可查得又由附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2的尺寸系數(shù);由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊(cè)得碳鋼的特性系數(shù)，取，取則計(jì)算安全系數(shù)值，得 故可知其安全3).截面右側(cè):抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩m 截面上的扭矩t截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出。，并取，

20、于是得， 軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為所以截面左側(cè)的安全系數(shù)為故可知其安全至此，中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核完畢。8.2、 高速軸8.2.1中間軸的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩。據(jù)表上述表5-1知：， ， 8.2.2 作用在齒輪上的力據(jù)第七章設(shè)計(jì)計(jì)算知： 8.2.3 初步確定軸的最小直徑據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（15-2）初步估算最小直徑，選取軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3取高速軸的最小直徑是安裝帶輪處軸的直徑（圖8-3）取. 8.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 擬定軸上零件的裝配方案。采用如圖8-3所示裝配方案。圖8-3 高速軸軸裝配方案2) 根據(jù)軸向定位的要

21、求確定軸的各段直徑和長度為了滿足大帶輪的軸向定位要求，軸段右側(cè)需制出一軸肩。故， 。大帶輪與軸配合的轂孔長度為50mm，故取段的長度為。初選滾動(dòng)軸承。為使所選與軸承的轂孔直徑相適應(yīng)，故同時(shí)選取軸承型號(hào)。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承30207。其尺寸為。則 而 。取按裝低速齒的安裝軸段，右端軸承采用套筒定位，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段應(yīng)短于輪轂寬度，故取。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取。取軸環(huán)處的直徑，。軸環(huán)寬度，取。軸承端蓋的總寬度為（有減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪的輪轂右端面的

22、距離，則，。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取（參看圖8-3）。則：已知滾動(dòng)軸承寬，則，3) 軸上零件的周向定位帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵連接，按，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-1查得平鍵截面。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合的良好對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為同樣，帶輪與軸的連接選用平鍵為。輪轂與軸的配合均為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選軸的直徑公差為。4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角，各軸肩處圓角半徑均為1。8.2.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算圖（圖8

23、-4）。對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為。圖8-4 軸的載荷分析圖據(jù)圖計(jì)算各平面的支反力及彎矩求軸上的載荷，將計(jì)算出的f,m值列于表8-2：表8-2 各平面的支反力及彎矩載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t抗彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及表8-2的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力又已選定軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 ，故安全。8.2.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。1).判斷危險(xiǎn)截面據(jù)受力彎矩圖及結(jié)構(gòu)圖分析知，只需校核截面左右兩側(cè)即可.2).截面左側(cè):抗彎截面系數(shù)

24、抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩m為截面上的扭矩t截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力由教材表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。因， 經(jīng)插值后可查得又由附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2的尺寸系數(shù);由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊(cè)得碳鋼的特性系數(shù)，取，取則計(jì)算安全系數(shù)值，得 故可知其安全3).截面右側(cè):抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩m 截面上的扭矩t 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是

25、得， 軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為所以截面左側(cè)的安全系數(shù)為故可知其安全至此，高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核完畢。8.3、 低速軸8.3.1低速軸的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩。據(jù)表上述表5-1知：， ， 8.3.2 作用在齒輪上的力據(jù)第七章設(shè)計(jì)計(jì)算知： 8.3.3 初步確定軸的最小直徑據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（15-2）初步估算最小直徑，選取軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3取高速軸的最小直徑顯然是聯(lián)軸器處的直徑（圖8-5）。為了使所選直徑.與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小

26、于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手選用hl5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8.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案。采用如圖8-5所示裝配方案。圖8-5 低速軸軸裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段左側(cè)需制出一軸肩。故，右端采用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑，即。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，為了保證軸端擋圈質(zhì)壓在半聯(lián)軸器端面上而不壓在軸端面上故取段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。初選滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品中選取30214。其尺寸為。則 而 。右端軸承采用軸

27、肩進(jìn)行定位，據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)知30214型軸承的定位軸肩高度，因此取。取安裝齒輪處的軸段的直徑，齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段應(yīng)短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取。則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。軸承端蓋的總寬度為（有減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪的輪轂右端面的距離，則，。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取（參看圖8-5）。則：已知滾動(dòng)軸承寬，5) 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器、齒輪的周向定位

28、均采用平鍵連接，按，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-1查得平鍵截面。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合的良好對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵為。半聯(lián)軸器與軸的配合均為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選軸的直徑公差為。6) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角，各軸肩處圓角半徑均為2。8.3.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算圖（圖8-6）。對(duì)于30214型圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為。圖8-6 軸的載荷分析圖據(jù)圖計(jì)算各平面的支反力及彎矩求軸上的載荷，將計(jì)算出的f,m值列于表8

29、-3：表8-3 各平面的支反力及彎矩載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t抗彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及表8-2的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力又已選定軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 ，故安全。8.3.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。1).判斷危險(xiǎn)截面據(jù)受力彎矩圖及結(jié)構(gòu)圖分析知，只需校核截面左右兩側(cè)即可.2).截面右側(cè):抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩m為截面上的扭矩t截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力由教材表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。因， 經(jīng)插值后可查得又由

30、附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2的尺寸系數(shù);由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊(cè)得碳鋼的特性系數(shù)，取，取則計(jì)算安全系數(shù)值，得 故可知其安全3).截面左側(cè):抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩m 截面上的扭矩t截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是得， 軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為所以截面左側(cè)的安全系數(shù)為故可知其安全至此，低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核完畢。第九章、 滾動(dòng)軸承的選擇及校

31、核9.1高速軸上軸承的設(shè)計(jì)和校核9.1.1確定軸承的類型和參數(shù)。采用圓錐滾子軸承，選取左右軸承為3027標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)，單列圓錐滾子軸承： 。 9.1.2軸承正裝，軸的受力情況分析。求得徑向力9.1.3求得派生軸向力（查課本表13-5得y=1.9）由表13-6，取載荷系數(shù)，又因?yàn)?則 因，取。所以所選軸承可用,至此，高速軸上的軸承校核完畢。9.2中間軸上軸承的設(shè)計(jì)和校核9.2.1確定軸承的類型和參數(shù)：采用圓錐滾子軸承，選取左右軸承為30308e標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)，單列圓錐滾子軸承： 。 9.2.2軸承正裝，軸的受力情況分析：求得徑向力9.2.3求得派生軸向力（查課本表13-5得y=1.9）由表13-6

32、，取載荷系數(shù)，又因?yàn)?則： 因，取。所以所選軸承可用。至此，中間軸上的軸承校核完畢。9.3低速軸上軸承的設(shè)計(jì)和校核9.3.1確定軸承的類型和參數(shù)：采用圓錐滾子軸承，選取左右軸承為30312e標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)，單列圓錐滾子軸承： 。 9.3.2軸承正裝，軸的受力情況分析：求得徑向力9.3.3求得派生軸向力（查課本表13-5得y=1.7）由表13-6，取載荷系數(shù)，又因?yàn)?則： 因，取。所以所選軸承可用。至此，軸3上的軸承校核完畢。第十章、 鍵的選擇及校核10.1高速軸與帶輪用鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核選用a型平鍵,查手冊(cè)選鍵,鍵材料用鋼，查表得許用應(yīng)力,鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度按公式得擠壓應(yīng)力

33、所以鍵的強(qiáng)度足夠。 10.2高速軸與小齒輪用鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核選用a型平鍵,查手冊(cè)選鍵，鍵材料用45鋼，查表得許用應(yīng)力，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度按公式得擠壓應(yīng)力所以鍵的強(qiáng)度足夠。10.3 中間軸與大齒輪用鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核選用a型平鍵,查手冊(cè)選鍵，鍵材料用45鋼，許用應(yīng)力，鍵的工作長度按公式得擠壓應(yīng)力所以鍵的強(qiáng)度足夠。10.4 中間軸與小齒輪用鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核選用a型平鍵,查手冊(cè)選鍵，鍵材料用45鋼，許用應(yīng)力，鍵的工作長度按公式得擠壓應(yīng)力所以鍵的強(qiáng)度足夠。10.5 低速軸與大齒輪用鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核選用a型平鍵,查手冊(cè)選鍵，鍵材料用45鋼，許用應(yīng)力，鍵的工作長度按

34、公式得擠壓應(yīng)力所以鍵的強(qiáng)度足夠。10.6低速軸與聯(lián)軸器用鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核選用a型平鍵,查手冊(cè)選鍵，鍵材料用45鋼，許用應(yīng)力，鍵的工作長度按公式得擠壓應(yīng)力所以鍵的強(qiáng)度足夠。第十一章、 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪嚙合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.11.1 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度11.2 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh為40mm，為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精加工，其表面

35、粗糙度為11.3 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為r=3。機(jī)體外型簡單，拔模方便.11.4 對(duì)附件設(shè)計(jì) a 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔處應(yīng)設(shè)計(jì)凸臺(tái)，以便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面，并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6螺釘緊固b 放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器，不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)設(shè)置凸臺(tái)，并加封油圈加以密封。c 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油

36、尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.e 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.f 定位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一個(gè)圓錐定位銷，以提高定位精度.g 吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如表11-1：表11-1 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑m20地腳螺釘數(shù)目查手冊(cè)4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m16機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接