課程設(shè)計,完整

1、前言 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是高等工業(yè)學(xué)校多數(shù)專業(yè)第一次全面的機(jī)械設(shè)計訓(xùn)練，是機(jī)械設(shè)計課的最后一個重要教育環(huán)節(jié)，其目的是： （1）培養(yǎng)學(xué)生綜合運用機(jī)械設(shè)計及相關(guān)課程知識解決機(jī)械工程問題的能力，并使所學(xué)知識得到鞏固和發(fā)展； （2）學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法和步驟； （3）進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖（其中包括計算機(jī)輔助設(shè)計）和學(xué)習(xí)使用設(shè)計資料、手冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。 此外，機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計還為專業(yè)課設(shè)計和畢業(yè)設(shè)計奠定了基礎(chǔ)。 此書是我們組在完成此次課程設(shè)計之后對整個設(shè)計計算過程的整理總結(jié)，主要包括整個設(shè)計的主要計算及簡要說明，對于必要的地方，還有相關(guān)簡圖說明。對于一些需要的地方，還包括一些技術(shù)說明

2、，例如在裝配和拆卸過程中的注意事項；傳動零件和滾動抽成的潤滑方式及潤滑劑的選擇。使我們圖紙設(shè)計的理論依據(jù)。 當(dāng)然，由于我們是第一次進(jìn)行機(jī)械設(shè)計，還有很多考慮不到或不周的地方，有很多零件尺寸材料選擇的時候考慮不周全，希望老師在審閱時予以指正。 2014年3月10日 目錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書-3第二部分 傳動裝置的總體設(shè)計-3第三部分 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算-5第四部分 傳動零件的設(shè)計計算-6第五部分 軸的設(shè)計計算-18第六部分 減速器的附件-32第七部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)-36第八部分 潤滑油及潤滑方式的選擇-37第九部分 密封及密封的選擇-38總結(jié)-39參考文獻(xiàn)-39第一部分 設(shè)計任務(wù)書設(shè)

3、計題目： 帶式輸送機(jī)傳動裝置的設(shè)計。1.已知條件（1）機(jī)器功用 由輸送帶傳送機(jī)器的零、部件；（2）工作情況 單向運輸，載荷較平穩(wěn)，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 年，每年 天，每天 小時；（5）動力來源 電力拖動，三相交流，電壓 380/220 V；（6）檢修周期 四年大修，二年中修，半年小修；（7）生產(chǎn)規(guī)模 中型機(jī)械廠，批量生產(chǎn)。2.設(shè)計數(shù)據(jù)：詳見下表 工作拉力F/(KN) 2.4輸送帶速度 1.3卷筒直徑 500電機(jī)同步轉(zhuǎn)速1500r/min:3.要求：（1） 完成傳動裝置的計算。（2） 完成各零

4、件的設(shè)計、選擇計算。（3） 認(rèn)真計算和制圖，保證計算正確。第二部分 傳動裝置的總體設(shè)計一、傳動方案1、 設(shè)計要求：卷筒直徑D=500 mm，牽引力F= 2.4N，運輸帶速度V= 1.3m/s，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平衡，空載啟動，使用年限8年，每年使用300天，每天16小時，運輸帶的速度誤差允許5%。2、 減速器采用二級圓柱齒輪減速器總體布局如圖所示1- 電機(jī)2- 傳送帶3- 減速器4- 聯(lián)軸器5- 輪6- 傳送帶7- 軸承（六個）二、電動機(jī)的選擇 1、電動機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動機(jī)（工作要求：連續(xù)工作機(jī)器）。 2、電動機(jī)功率選擇： （1）傳動裝置的總功率：（查指導(dǎo)書表1-7） =卷筒所

5、需要的有效效率3.12kw所需電動機(jī)功率：p=3.59kw滾筒軸轉(zhuǎn)速：=49.68計算總傳動比及分配各傳動比i=28.99分配傳動裝置的傳動比 由指導(dǎo)書可知 = 3.22 （2）確定電動機(jī)的型號 根據(jù)指導(dǎo)書121表中Y型電動機(jī)數(shù)據(jù)選擇： 因為在設(shè)計任務(wù)書中必須選擇同步轉(zhuǎn)速為 r/min的電由 所以選擇 型電動機(jī)電動機(jī)型號額定功率P/kW電動機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速 第三部分 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 1、 各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min） 高速軸一的轉(zhuǎn)速 =720 r/min 中間軸二的轉(zhuǎn)速 =159.65r/min低速軸三的轉(zhuǎn)速 =49.58r/min =49.58r/m

6、in 2、 各軸的輸入功率 P(kW)=2.995kw=2.94kw=2.88kw=2.82kw3、 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（Nm） 高速軸一的輸入轉(zhuǎn)矩 T1=9550P1/n1=39.73N.m 中間軸二的輸入轉(zhuǎn)矩 T2=9550P2/n2=175.61N.m 低速軸三的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550P3/n3=554.20N.m根據(jù)以上數(shù)據(jù)列出各軸的傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表電機(jī)軸軸1軸2軸3滾動軸4功率P/kW5.53.9843.9053.8273.751轉(zhuǎn)矩T/( Nm)36.48 39.73175.61554.20/轉(zhuǎn)速n/(r/min)1440 720159.6549.58 49.58

7、傳動比i 24.513.221.0效率0.96 0.980.98/ 第四部分 傳動零件的設(shè)計計算一、帶的設(shè)計與計算1、確定計算功率，選取V帶型號：查表得=1.11.13.59=3.95kw =720r/min由圖811可選 A型（機(jī)械設(shè)計 第九版）2、 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 驗證帶速v3、 由表87和89 取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=100mm = i =2100=200 =200mm驗算帶的速度V 按式子813驗算的速度 m/s 57.54120 能滿足要求。 7、計算V帶根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率根據(jù)/100 =1440 r/min 得1.3128kw 由表84 =1.06 kw根據(jù)r/mi

8、n i=2 和A 型查表得=0.17kw由表85得0.96，由表82得0.93=(1.3128+0.1692)0.930.96=1.33 2）計算V帶的根數(shù)zz 2.97 取 3 根 8、作用在帶輪軸上的力由表83得A帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F= 146.0N 壓力軸的最小值:F2Z F=24137.7sin()=1089N2、 齒輪的設(shè)計與計算4.2.1 高速級傳動斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由機(jī)械設(shè)計第九版選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：由機(jī)械設(shè)計第九版選擇小

9、齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為=19 ，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i1 取Z286 5）初選螺旋角1按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由式（10-21）進(jìn)行計算（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選=1.3 區(qū)域系數(shù)=2.433 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)1。 查課本P202表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 計算由式子10-21計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)=arctan=(tan /cos)=arctan(tan20/cos14)=20.562=arccoscos/(+2hcos)=a

10、rcos cos20.562/( +2cos14)=30.84 =arccoscos/(+2hcos)=arcos cos20.562/( +2cos14)=23.70=（(tan-tan)+ （tan-tan)/2= 1.62=tan/=1.51 = 0.727由公式10-23可螺旋角系數(shù)=0.985計算接觸疲勞許用應(yīng)力由課本P209圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 60nj 607201（283008）1.659109 1,.659109/4.51=3.678108由課本P2

11、07圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.92；KHN20.95。計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=552 =523 則許用接觸應(yīng)力為：523 試算小齒輪分度圓直徑=36.97mm 調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度= =1.393 m/s 計算齒寬b b136.97=36.97mm 2)計算實際載荷系數(shù)計算載荷系數(shù)K。由表10-2查的使用系數(shù)=1.0根據(jù)1.393m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)K1.05 齒輪圓周力=2.15 =58.15n/mm100n/mm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K=1.4由課本表10-4用插值法

12、查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K1.416K KK K 11.051.41.416=2.082 3)由式10-12可得按實際載荷系數(shù)算的分度圓直徑dd36.97=43.251mm 計算模數(shù)2.209mm 3.按齒跟彎曲強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式（1） 確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)=1.3由表10-18 可得計算用彎曲疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù)=arctan(tancos)=arctan(tan14cos20.562)=13.140 = =1.707 =0.25+0.75/ = 0.689由式10-19可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) =1=0.824 計算當(dāng)量齒數(shù)。=20.80 =94.14

13、 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本表10-17得齒形系數(shù)2.77 ；2.21 查課本表10-18應(yīng)力校正系數(shù)1.57 ；1.81 查課本圖10-25得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)極限。查課本圖10-24得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.89 ；K0.91 。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 =317.86Mpa =247Mpa計算大小齒輪的 并加以比較。=0.0137 =0.0162 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=0.0162 試算齒輪模數(shù)=1.589mm 2）調(diào)整齒輪模數(shù)分度圓直徑 d=31.12mm計算圓周速度=1.172m/s 計算齒寬b b31.12mm

14、 h=b/h=8.703 計算實際載荷系數(shù)計算載荷系數(shù)K。由表10-2查的使用系數(shù)=1根據(jù)1.172m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)=1.04齒輪圓周力=2.52=80.84n/mm100n/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)1.4由課本表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，1.04 K K 11.041.41.31=1.907 由式10-13可得按實際載荷系數(shù)算的的齒輪模數(shù) =1.805mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m2 mm，但為了同時滿足接觸疲勞

15、強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d45.251來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z= d/=20.983 取 z=21 ziz194.71 取=95 互質(zhì) 幾何尺寸計算（1）算中心距 a=119.55將中心距圓整為120 （2）按要求設(shè)計的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角 arccosarccos=14.84 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d=43.45 d196.56（4）計算齒輪寬度B143.45=43.45mm 圓整后取 b2 44 mm；b1 50 mm由于計算后14,所以滿足齒輪強(qiáng)度高速級齒輪設(shè)計（1）選用7級精度（2）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為2

16、80HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS（3） 選小齒輪齒數(shù)23 ，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i1 74.06 ，取Z2 75（4） 初選螺旋角14o1按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由式（10-21）進(jìn)行計算（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選 區(qū)域系數(shù)=2.433 小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩為T=9.55P/n=175.61N/mm 查課本表10-7選取齒寬系數(shù)1 查課本表10-5得材料的彈性影響系數(shù)計算=arctan=(tan /cos)=arctan(tan20/cos14)=20.56=arccos=30.295=arccos=24.122 =1.634=1.826Z=0.6827由式10-23可得

17、 =0.985由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 60nj 60159.6451（283008）3.678103.67810/3.22=1.14210由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)0.95；0.97。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=570 533.5 則許用接觸應(yīng)力為：534 試計算小齒輪分度圓直徑=58.75mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度=0

18、.49m/s 計算齒寬b b58.75mm 計算實際載荷系數(shù)計算載荷系數(shù)K。由表10-2查的使用系數(shù)=1根據(jù)0.49m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)K1.01齒輪圓周力=5.97810N=101.774N/m100N/m查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2 由課本表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，K1.421K KK K 11.011.21.421=1.722 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 dd64.516計算模數(shù) 2.721mm2按齒跟彎曲強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式（2） 確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)=1.3由表10-18 可得計算用彎曲疲

19、勞強(qiáng)度重合度系數(shù) =arctan(tancos)=arctan(tan14cos20.562)=13.14 =17.23 =0.685由式10-19可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) =1-=0.787 計算當(dāng)量齒數(shù)。=25.178=82.101 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本表10-17得齒形系數(shù)2.51 ；2.24 查課本表10-18應(yīng)力校正系數(shù)1.59 ；1.77 查課本圖10-25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。查課本圖10-24得彎曲疲勞壽命系數(shù)0.91 ；0.94 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 =325Mpa =255.14Mpa計算

20、大小齒輪的 并加以比較。=0.0123=0.0155因為大齒輪的大于小齒輪的，所以取=0.0155試計算模數(shù)=1.8936 調(diào)整齒輪模數(shù) 分度圓直徑 =44.95mm計算圓周速度=0.376 m/s 計算齒寬b b=44.95 mm b/h=10.55 計算實際載荷系數(shù)計算載荷系數(shù)K。由表10-2查的使用系數(shù)根據(jù)0.376m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)=1.01齒輪圓周力=7.81410=173.82N/m100N/m查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.2由課本表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， 1.417 有圖10-13得 =1.38則載荷系數(shù)為=

21、1.673由式10-13可按實際載荷系數(shù)算的齒輪模數(shù)=2.06 取=2.5 =64.516mm=25.04取=27 =u=87 互質(zhì)幾何尺寸計算a=146.86考慮模數(shù)從2.06增加到2.5，為此將中心距減小圓整為150（2）按要求設(shè)計的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角arccos18.195 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d71.05 d228.94（4） 計算齒輪寬度 （5） b71.05mm b=77 b=72由于計算后14,所以滿足齒輪強(qiáng)度斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計和校核丶鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)。1.高速級齒輪傳動的作用力(1) 已知條件

22、 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=39728，轉(zhuǎn)速n=720r/min，高速級齒輪的螺旋角=14.84，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑d=43.45(2) 齒輪1的作用力 圓周力為 F=1828.7N其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 F=688.6N其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為 F=1828.7tan14.84=484.5N其方向可用左手法則確定，即用左的手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為F=2013.2N(3)齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，方向相反2.低速級齒輪轉(zhuǎn)動的作用力已知條件

23、(1) 已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=175608，轉(zhuǎn)速n=159.645r/min，低速級齒輪的螺旋角=18.195。為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d=71.05(2)齒輪3的作用力 圓周力為 F=4943.2N其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為F=1893.9N其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力為 F=4943.2tan18.195=1623.8N其方向可用右手手法則確定，即用右手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為F=5537.3N（3）齒輪4的作用力 從動

24、齒輪4各個力與主動輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用力相反。軸系件設(shè)計1.1 高速軸的設(shè)計計算已知條件高速軸的傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，傳遞轉(zhuǎn)矩，齒輪1分度圓直徑為，齒輪寬度。選擇軸的材料帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高,載荷不大，故軸材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。初算軸上的最小直徑查Error! Reference source not found.表15-3，取 =C=19.30軸與聯(lián)軸器相連，有一個鍵槽，應(yīng)增大軸徑，即19.30+19.30（0.030.05）=19.8820.26 圓整取=21 mm 。（齒輪處可能出現(xiàn)的鍵槽在確定高速軸是否為齒輪軸后再考慮是否進(jìn)行修正）結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的初步構(gòu)想設(shè)計及構(gòu)想圖

25、如圖 31所示，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計 (b) 齒輪軸圖 01高速軸結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖高速軸齒輪較小，可能需要做成齒輪軸。先假設(shè)高速軸為非齒輪軸來進(jìn)行設(shè)計1.1.1 軸段1的設(shè)計(1)軸段1上安裝帶輪，此段設(shè)計應(yīng)與帶輪輪轂軸孔設(shè)計同步進(jìn)行。初定軸段1的軸徑=22mm，帶輪輪轂的寬度為（1.52.0)=3344 mm 結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu)=3042，取帶輪輪轂的寬度=35mm，軸段1略小于輪轂寬度=32mm（2）在確定軸段2的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。軸肩高度h=（0.070.1）=1.542.2 。軸段2的軸徑=+2（1.542

26、.2）=25.0826.4，則=26mm(3) 軸承與軸段3及軸段7，考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸軸承。暫取軸承為7206c，由表得軸承內(nèi)徑d=30 mm外徑D=62mm 寬度B=16mm 內(nèi)圈定位軸肩直徑=36mm 外圈定位內(nèi)徑D=56mm，在軸上力作用點與外圈大端面的距離a=14.2mm，故取軸段3的直徑=30mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm，擋油環(huán)軸孔寬度初定為=15mm，則=31mm。通常一根軸上的兩軸承應(yīng)取相同的型號，則=30mm，=3

27、1mm(4)齒輪和軸段5 該段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定= 42mm，則可得該處鍵的尺寸為bh=12mm8mm，輪轂鍵槽深度為=3.3mm，則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為e=-=2.23mm6.25mm =50mm(5)軸段4和軸段6的設(shè)計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則=35mm，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段6的長度=7mm =89mm（6）軸段2的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度幾軸承端蓋零件有關(guān)。軸承座寬度為(58),下箱座壁厚=6.758 ，取，取軸承旁連接螺栓為M,則c=24 c=20 箱體軸承座寬度5760，取

28、L=58mm；可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為d=M20則有軸承端蓋連接螺釘為0.4d=0.420=8mm,由表8-30得軸承端蓋凸緣厚度取為B=10mm；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為=2mm；端蓋連接螺釘查表8-29采用螺釘GB/T5781 M825;為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離K=28mm，帶輪采用腹板式，螺釘?shù)牟鹦犊臻g足夠。則=50mm(7) 軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=14.2，則由圖11-9可得軸的支點及受力點間的距離為 =81.7mm =130.8mm =48.8mm鍵連接 帶輪與軸

29、承1間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得其型號為鍵845GB/T 1096-1990軸的受力分析（1） 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖11-10b所示（2） 計算軸承支承反力 在水平面上為=806.99N=式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為=1828.7-496.89=1331.81N軸承1的總支承反力為=947.70N軸承2的總支承反力為=1331.81N（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖11-10c.d.e所示在水平面上，a-a剖面右側(cè)=a-a剖面左側(cè)為=-b-b剖面為=-在垂直平面上為=合成彎矩，a-a剖面左側(cè)=74318.24a-a剖面右側(cè)為=69822.89b-b剖面為=

30、94333.09(4) 畫彎矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖11-10f所示，=397287. 校核軸的強(qiáng)度因b-b剖面彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故b-b剖面為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為 W=2649.38抗扭截面系數(shù)為=5298.75彎曲應(yīng)力為 31.83扭剪應(yīng)力為7.50按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)為0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為=33.08由表8-26查的45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查的軸的許用應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。8.校核鍵連接強(qiáng)度 帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 =27.89鍵，軸及帶輪的材料都選為鋼，由表8-33查的，強(qiáng)度足夠9. 校核軸承的壽命

31、（1） 計算軸承的軸向力 由表11-9查7208c軸承的=36800N =25800N由表9-10查的7208c軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1,2的內(nèi)部軸向力分別為 379.08N =532.73N外部軸向力A=469.2N ,各軸向力方向如圖11-11所示 1001.93N則兩軸承德軸向力分別為 1001.93N 532.73N(2) 計算當(dāng)量動載荷 由0.06 ,查表11-9得e=0.42，因2.63 ,故X= 0.44 Y= 1.35 ,則軸承1的當(dāng)量動載荷為 1723.34N由0.021 ,查表11-9得e=0.40，因=0.4=e 故X=1 ,Y= 0 ,則軸承2的當(dāng)量動載荷為13

32、31.81N（3） 校核軸承壽命 因,故只需校核軸承1的壽命， 軸承在100C以下工作，查表8-34得。查表8-35得載荷系數(shù)軸承1的壽命為50217h ，故軸承壽命足夠中間軸的設(shè)計與計算已知條件高速軸的傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，傳遞轉(zhuǎn)矩，齒輪分度圓直徑為，齒輪寬度。選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故軸材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。初算軸上的最小直徑查表9-8，取=C=29.03mm結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖如圖11-6所示(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2） 軸承的選擇與軸段1及軸段5的設(shè)計 該軸段上安裝軸承，

33、其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]齒輪有軸向力的存在，選用角接觸軸承。軸承1,5上安裝軸承，其直徑既應(yīng)便于軸承的安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承7207c。經(jīng)驗算，軸承7027c的壽命不滿足減速器的預(yù)期壽命要求，則改變直徑系列，取7209c進(jìn)行設(shè)計計算，由表11-9得軸承內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm，定位軸肩直徑=52mm，外徑定位直徑=78mm，對軸的力作用點與外圈大端面的距離=18.2mm，故=45mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=45mm（3） 軸段2和軸段4的設(shè)計 軸段2上安裝齒輪3，取軸段4上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應(yīng)分別略大于和，可初定

34、=49mm齒輪2輪轂寬度范圍為（1.21.5）=58.873.5，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，左端采用肩軸定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段2和軸段4的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取72mm =40mm(4)軸段3 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍（0.070.1）=3.434.9mm，取其高度為h=4mm，故=57mm。齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面具箱體內(nèi)壁距離均取為10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為10mm，則箱體內(nèi)壁之間的距離為

35、mm齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離mm，則軸段3的長度為mm（5） 軸段1和軸段5的長度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為mm，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段1的長度為 軸段5的長度為（6） 軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離18.2mm，則由圖11-6可得軸的支點及受力點間的距離為 鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵16100GB/T1096-1990和鍵1663GB/T1096-1990軸的受力分析（1） 畫軸的受力簡圖 軸的受

36、力簡圖如圖11-7b所示（2） 計算支承反力 在水平面上為 式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖11-7c，d和e所示在水平面上，a-a剖面圖左側(cè)為a-a剖面圖右側(cè)為b-b剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為b-b剖面左側(cè)為b-b剖面右側(cè)為（4） 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖11-7f所示，T=175610N校核軸的強(qiáng)度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為a-a剖面左側(cè)彎曲

37、應(yīng)力為a-a剖面右側(cè)的彎曲應(yīng)力為扭剪應(yīng)力為按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為，故a-a剖面右側(cè)為危險截面由表8-26查的45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為取鍵 軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查的，強(qiáng)度足夠。齒輪3處的鍵長與齒輪2處的鍵，故其強(qiáng)度也足夠。校核軸承壽命(1) 計算軸承的軸向力 由表11-9查的7209c軸承得，。由表9-10查的7209c軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1 2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力，各軸向力方向如圖11-8所示則兩軸

38、承的軸向力分別為因為，故只需校核軸承1的壽命（2） 計算軸承1的當(dāng)量動載荷 由，查表11-9得，因e，故 ，則當(dāng)量動載荷為 （3） 校核軸承壽命 軸承在100C以下工作，查表8-34得。對于減速器，查表8-35得載荷系數(shù)軸承1的壽命為 減速器預(yù)期壽命為，故軸承壽命足夠。1.2低速軸的設(shè)計計算已知條件低速軸的傳遞的功率 ,轉(zhuǎn)速，齒輪4分度圓直徑,齒輪寬度選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。初算直徑查表9-8得，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取小值，則軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大，軸端最細(xì)處直徑42.2743.09結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想

39、如圖11-12所示（1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 該減速器發(fā)熱小，軸不長，故采用兩端固定的方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計（2） 聯(lián)軸器及軸段1 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-7，取，則計算轉(zhuǎn)矩 由表8-7查的GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250，許用轉(zhuǎn)速4750r/min，軸孔范圍3048mm?？紤]d43.09，取聯(lián)軸器轂孔直徑45mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 4884GB/T5014-2003,相應(yīng)的軸段1的直

40、徑，其長度略小于轂孔寬度，?。?） 密封圈與軸段2 在確定軸段2的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位；軸肩高度。軸段2的軸徑，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查表8-27，選氈圈55JB/ZQ4606-1997,則（4） 軸承與軸段3及軸段6的設(shè)計 軸段3和軸段6上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?？紤]齒輪有軸向力的存在，選用角接觸軸承?，F(xiàn)暫取軸承為7212c，由表11-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位直徑，軸上定位端面圓角半徑最大為對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初