帶式運輸機機械傳動裝置設(shè)計

1、電子科技大學(xué)成都學(xué)院電子工程系課程設(shè)計題目名稱 帶式運輸機機械傳動裝置設(shè)計 學(xué)生姓名 祝 韜 學(xué)號 1340840601 專業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 指導(dǎo)教師 李 世 蓉 2015年 12月制機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任書姓名：祝 韜 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化 班級：機械六班 學(xué)號：1340840601設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機的機械傳動裝置運動簡圖： 原始數(shù)據(jù)已知條件運輸帶牽引力F/N運輸帶線速度v/()驅(qū)動滾筒直徑D/mm數(shù)據(jù)19002.4320工作條件及要求：1 使用期5年，雙班制工作，單項傳動。2 載荷有輕微沖擊。3 運送煤、鹽、沙等松散物品。4 運輸帶線速度允許誤差為±5%

2、。5 在中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn)。設(shè)計工作量：1 減速器裝配圖1張（圖幅A0）。2 軸類零件工作圖1張（比例1:1）。3 齒輪零件工作圖1張（比例1:1）。4 設(shè)計計算說明書1份。指導(dǎo)教師：李世蓉 教研室主任（組長）：李世蓉目 錄第一章 緒論.3第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案.4第三章 電動機的選擇.6 3.1 電動機的選擇.6 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.7第四章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).8第五章 V帶的設(shè)計.10 5.1 V帶的設(shè)計與計算.10 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計.11第六章 齒輪傳動的設(shè)計.14 6.1 選精度等級，材料及齒數(shù).14 6.2計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù).15

3、6.3 幾何尺寸計算.16 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度.16 6.5 主要設(shè)計結(jié)論.18 6.6 齒輪參數(shù)總結(jié)和計算.18第七章 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計.19 7.1 輸入軸的設(shè)計.19 7.2 輸出軸的設(shè)計.22第八章 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.27 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.27 8.2 輸出軸鍵選擇與校核.27第九章 軸承的選擇及校核計算.28 9.1 輸入軸的軸承計算與校核.28 9.2 輸出軸的軸承計算與校核.28第十章 聯(lián)軸器的選擇.30第十一章減速器的潤滑和密封.31 11.1 減速器的潤滑.31 11.2 減速器的密封.31第十二章 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.32

4、心得.34參考文獻.34第一章 緒論本說明書主要是根據(jù)設(shè)計任務(wù)書的要求，進行一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計。內(nèi)容主要包括：（1）研究設(shè)計任務(wù)書，明確設(shè)計任務(wù)和要求，制訂設(shè)計計劃。（2）傳動裝置的總體設(shè)計，包括設(shè)計簡圖的繪制、動力裝置的計算及選擇、傳動比的分配、各傳動軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算等。（3）傳動裝置的主體設(shè)計，包括齒輪傳動的主要參數(shù)的設(shè)計計算。（4）裝配草圖的設(shè)計和繪制，包括主要零件的強度計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計、強度校核、壽命計算等。（5）裝配圖的繪制。（6）零件工作圖的設(shè)計和繪制。（7）設(shè)計成果檢查及設(shè)計總結(jié)。在設(shè)計過程中運用了機械原理、機械設(shè)計基礎(chǔ)、機械制圖、工程力學(xué)、材料力學(xué)、公差與互換性等

5、多門課程知識，因此是一個非常重要的綜合性實踐環(huán)節(jié)，也是一次全面的、規(guī)范的實踐訓(xùn)練。通過這次訓(xùn)練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓(xùn)練了綜合運用機械設(shè)計課程和其他相關(guān)課程的基礎(chǔ)理論并結(jié)合生產(chǎn)實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關(guān)機械設(shè)計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設(shè)計，使我們掌握了一般機械設(shè)計的程序和方法，樹立正確的工程設(shè)計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學(xué)的工程設(shè)計能力和創(chuàng)新能力。（3）培養(yǎng)了我們查閱和使用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊、圖冊及相關(guān)技術(shù)資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理方面的能力。

6、第二章：傳動裝置總體設(shè)計方案2.1初始數(shù)據(jù)：設(shè)計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)：運輸帶牽引力F=1900N。運輸帶線速度V=2.4m/s。驅(qū)動滾筒直徑D=320mm。，2.2傳動方案的分析和擬定：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單（一

7、）級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是單級直齒輪傳動。 減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。方案一 ：二級展開式圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點：傳動效率高，適用功率和速度范圍廣，使用壽命長，如果作為減速器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，橫向尺寸較大，中間軸較長，剛度差，中間軸潤滑較困難。方案二：鏈 單級圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點：傳動比一般小于

8、5，傳動功率可達數(shù)萬瓦，效率較高，工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應(yīng)用廣泛，但鏈傳動部均勻有沖擊，根據(jù)要求此方案舍去。方案三：帶單級圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點：傳動比一般小于10，傳遞功率大，效率高，工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應(yīng)用廣泛。根據(jù)題目要求及上述分析，采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。2.3傳動簡圖：2.4計算傳動裝置效率：ha=h1h23h3h4h5=0.96×0.983×0.98×0.99×0.96=0.84h1

9、為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三章：電動機選擇內(nèi)容結(jié)論3.1電動機選擇：已知速度V=2.4m/s則：工作機的功率： P=FV/1000 =1900×1.4÷1000 =4.56kw電動機所需功率： =4.56÷0.84 =5.43kw卷筒的轉(zhuǎn)速： nw=60×1000V/D =60000×2.4÷（×320） =143.2 r/s 經(jīng)查（各種傳動比的傳動比表.6）表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=23，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=46，

10、則總傳動比合理范圍為I a=418，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd = ia×n = (4×18)×143.2 = 572.82577.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速=1440r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm475×315216×14012mm38×8010×

11、33電動機主要參數(shù)：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/r.堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-45.514402.22.368以上數(shù)據(jù)查表機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表.186和II.189.3.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.2.1總傳動比：由電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia= nm /n =1440÷143.2 =10.063.2.2分配傳動比： I a=i0×i式中、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 =2.3，則減速器傳動比為:i=I a/ =10.06÷2.3 =4

12、.37P=4.56kw=5.43kwnw=143.2 r/s=1440r/minI a=10.06i=4.37第四章：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)內(nèi)容結(jié)論4.1各軸轉(zhuǎn)速：輸入軸：n I = nm/i0 = 1440/2.3 = 626.09 r/min輸出軸：n II = n I/i = 626.09/4.37= 143.27r/min電機軸：nm = 1440 r/min卷筒軸：n= n II=143.27 r/min4.2各軸輸入功率：輸入軸：PI = P d×h1 = 5.43×0.96 = 5.21kw輸出軸：PII =PI×h2×h3=5.21

13、×0.98×0.98= 5.01 kw工作機軸：PIII = PII×h2×h4 = 4.7×0.98×0.99= 4.86 kw4.3各軸輸出功率：輸入軸：PI' = PI×h2= 5.21×0.98=5.11 kw輸出軸：PII' = PII×h2 = 5.01×0.98=4.91 kw 工作機軸：PIII' = PIII×h2 =4.86×0.98 =4.76kw4.4各軸輸入轉(zhuǎn)矩：Td = =9550×5.43÷1440 =

14、36.01Nm所以：輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 36.01×2.3×0.96 = 79.51 Nm輸出軸：TII = TI×i×h2×h3 = 79.51×4.37×0.98×0.98 = 333.71 Nm工作機軸：TIII = TII×h2×h4 = 333.71×0.98×0.99 = 323.77 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸： TI' = TI×h2 = 79.51×0.98 =77.92 Nm輸出軸：TII&#

15、39; = TII×h2 = 333.71×0.98=327.04 Nm工作機軸：TIII' = TIII×h2 =323.77×0.98= 317.29 NmN I= 626.09 r/minn II= 143.27r/minnm = 1440 r/minn=143.27 r/minp=5.21 kwPII =5.01kwPIII =4.86kwPI' =5.11kwPII' =4.91kwPIII'=4.76kwTd =36.01 NmTI =79.51 NmTII =333.71 NmTIII =323.77 NmT

16、I' =77.92 NmTII' =327.04 NmTIII' = 317.29 Nm運動和動力參數(shù)結(jié)果整理如下表：軸 名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T(Nm)轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸5.4336.0114402.30.96 軸5.215.1179.5177.92626.094.370.96 軸5.014.91333.71327.04143.2710.96卷筒軸4.864.76323.77317.29143.27第五章：V帶的設(shè)計內(nèi)容結(jié)論5.1V帶的設(shè)計與計算：5.1.1確定計算功率P ca： 查（機械設(shè)計第九版表8-8）得工作情況系數(shù)KA = 1.

17、2，P ca = K A P d = 1.2×5.43kW = 6.516 kW 5.1.2選擇V帶的帶型 根據(jù)P ca、nm由圖選用A型（查機械設(shè)計第九版圖8-11）。5.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d d 并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。查（機械設(shè)計第九版表8-9）表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 125mm。2）驗算帶速v:v=dd1n160×1000=9.42m/s因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑:dd2 = i0dd1 = 2.3×125 = 287.5 mm根據(jù)（機械

18、設(shè)計第九版表8-9），取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 315 mm5.1.4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L d 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 600 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準(zhǔn)長度:Ld0 =2×600+2125+315+(315-125)24×600 1906 mm查（機械設(shè)計第九版表8-2）表選帶的基準(zhǔn)長度Ld = 1940 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0：a a0 + (L d - Ld0)/2 = 600 + (1940 - 1906)/2 mm 617 mm 按課本公式，中心距變化范圍為587.9 675.2mm。5.1.5驗算小帶輪上的包角a

19、1：a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（315 - 125)×57.3°/617 162°> 120°5.1.6計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率P r： 由dd1 = 125 mm和nm = 1440 r/min，查（機械設(shè)計表8-4）表得單根V帶傳送功率P0 = 1.9096kW。 根據(jù)nm = 1440 r/min，i0 = 2.3和A型帶，查（機械設(shè)計第九版表8-5（機械設(shè)計第九版表8-9）表得DP0 = 0.17 kW。 查（機械設(shè)計第九版表8-6）表得

20、Ka = 0.954，查表8-2得KL =1.02，于是P r = (P0 + DP0) KaKL = (1.9096 + 0.17)×0.954×1.02 kW = 2.02 kW 2）計算V帶的根數(shù)z：z = P ca/P r = 6.516/2.02 = 3.23 所以V帶根數(shù)取4根。5.1.7計算單根V帶的初拉力F0：查（機械設(shè)計第九版表8-3）表得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以：F0 = =500(2.5-0.954)×6.5160.954×4×9.42+0.105×9.422=149 N5.1.8計

21、算壓軸力FP：FP = 2zF0sin(a1/2) = 2×149×sin(162/2) =1177 N5.2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.1小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖：2）小帶輪 主要尺寸計算：代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd1125mmdadd1+2ha125+2×2.75130.5mmd1(1.82)d(1.82)×3872.2mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52) × 3868.4mm5

22、.2.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計算：代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 25mm25mm分度圓直徑dd1315mmdadd1+2ha315+2×2.75320.5mmd1(1.82)d(1.82)×2547.5mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×2545mmh12903pnza 29035.11626.09×246.34mmh20.8h10.8*46.3437.07mmf10.2h10.2*46.34 9

23、.27mmb10.4 h10.4*46.34 18.50mmb20.8 b10.8*18.50 14.8mmf20.2 h20.2*37.07 7.41mmP ca =6.52 kW選用A型V帶dd1 = 125 mm帶速合適dd2 = 315mmL d = 1940 mma0 617 mma1162°P0 = 1.9096 kWDP0 = 0.17 kWKa = 0.954KL = 1.02P r =2.02kwz =4q = 0.105 kg/mF0 =149 NFP = 1177 N第六章：齒輪傳動的設(shè)計內(nèi)容結(jié)論6.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），

24、齒面硬度250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為220HBS。（2）一般工作機器，選用7級精度。（3）選小齒輪齒數(shù) z1 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 24×4.37 =104.88，取z2= 105。（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)K H t = 1.4。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 79470 N/m選?。C械設(shè)計第九版表10-7）齒寬系數(shù)d = 1。查（機械設(shè)計第九版圖10-20）圖取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查（機械設(shè)計第九版表10-5）表得材料的彈性影響系數(shù)

25、ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arc cosz1cosa/(z1+2ha*) = arc cos24×cos20°/(24+2×1) = 29.841°aa2 = arc cosz2cosa/(z2+2ha*) = arc cos105×cos20°/(105+2×1) = 22.761°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24×(tan29.841°-tan20°

26、)+105×(tan22.761°-tan20°)/2 = 1.73重合度系數(shù)：Ze = = = 0.87計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查（機械設(shè)計第九版圖10-25d）得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 570 MPa。6.2計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×626.09×1×5×300×2×8 =9.02×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 9.02×108/4.37

27、 = 2.06×108查（機械設(shè)計第九版圖10-23）取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.99、KHN2 = 0.96。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 594 MP asH2 = = = 547.2 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 =547.2 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 58.99 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度：v = = = 1.93 m/s 齒寬bb = = =58.99mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查（機械設(shè)計第九版表10-2）表得使用系數(shù)KA

28、= 1.25。根據(jù)v = 1.93 m/s、7級精度，查（機械設(shè)計第九版圖10-8）圖 查得動載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×79.5/58.99 = 2695 NKAFt1/b = 1.25×2695/58.99 = 57.11 N/mm < 100 N/mm查（機械設(shè)計第九版表10-3）表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。查（機械設(shè)計第九版表10-4）表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KHb = 1.31。由此，得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1.25×

29、1.05×1.2×1.31 =2.063）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = =58.99× = 67.13 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m n = d1/z1 = 67.13/24 = 2.8 mm取模數(shù)為2mm。6.3幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 = z1m = 24×2 = 68 mmd2 = z2m = 149×2= 298 mm（2）計算中心距a = (d1+d2)/2 = (68+298)/2 = 183 mm（3）計算齒輪寬度b = dd1 = 1×68 = 68 mm取b2 = 68、b1 = 75。6.4校核

30、齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF 1）確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye=0.25+0.75/ea = 0.67由齒數(shù)，查（機械設(shè)計第九版圖10-17）圖得齒形系數(shù)和（機械設(shè)計第九版圖10-18）圖得應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.15 YFa2 = 2.05YSa1 = 1.82 YSa2 = 1.95計算實際載荷系數(shù)KF查（機械設(shè)計第九版表10-3）表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.0根據(jù)KHb = 1.31，結(jié)合b/h = 10.67查（機械設(shè)計第九版圖10-13）圖得KFb = 1.28則載荷系數(shù)為KF = K AK v K FaK Fb = 1

31、.25×1.05×1.0×1.28 = 2.19計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 420 MPa、sFlim2 = 410 MPa。查（機械設(shè)計第九版圖10-22）圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.90、KFN2 = 0.92取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 270 MPa sF2 = = = 269.43 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 98.7MPa sF1sF2 = = =100.85 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。6.5主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 34、z2 = 1

32、49，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 185 mm，齒寬b1 = 68mm、b2 = 75 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z34149齒寬b75mm68mm分度圓直徑d68mm298mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高ham× h a2mm2mm齒根高h fm× (h a +c)4.5mm4.5mm全齒高hha + h f6.5mm6.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha72mm302mm齒根圓直徑d fd-2×hf59mm289mmZ1

33、=24Z2=105小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為220HBS。（2）一般工作機器，選用7級精度。d = 1ZH = 2.5ZE = 189.8 MPa1/2ea= 1.73sHlim1 = 600 MPasHlim2 = 570 MPasH = sH2 =547.2 MPaV=1.93m/sb=58.99mmK a =1.25K v=1.05KHa = 1.2KHb = 1.31KH=2.06m=2mmd1=68mmd2=298mma=185mmKF= 2.19齒數(shù)z1 = 34、z2 = 149，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 2

34、0°，中心距a = 185 mm，齒寬b1 = 75mm、b2 =68 mm。第七章：傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器設(shè)計內(nèi)容結(jié)論7.1 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 5.11 Kw n1 = 626.09r/min T1 =77.9 Nm7.1.2求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 68 mm則:Ft = = = 22900 NFr = Ft×tana =22900×tan20° = 833.49 N7.1.3初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)（減速器設(shè)計實例

35、精解表15-3）表，取A0 = 110，得：d min = A0× = 110× = 22.15 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%，故選取:d12 = 25 mm7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖7.1.5根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 31 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 34 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取L12

36、 = 52 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d56 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為25，則L34 = L56 = 17+25 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以L45 = B = 75 mm，d45 = d1 = 68 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取L23

37、= 58mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。7.1.6軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = 48/2+50+17/2 = 82.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 65/2+32+9-17/2 = 65 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 65/2+9+32-17/2 = 65 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1350.4 NFNH2 = = = 1350.4 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1482.8 NFNV2 = = = 125

38、7.6 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1350.4×65 Nmm = 87776 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 1207.63×82.5 Nmm = 99629 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1482.8×65 Nmm = -96382 NmmMV2 = FNV2L3 = 1257.6×65 Nmm = 81744 Nmm分別作水平面彎矩圖（c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 130361 NmmM2 = = 119945 Nmm

39、作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。，由（機械設(shè)計第九版公式14-4）取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 6.4 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 輸出軸的設(shè)計7.2.1求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 4.7 KW n2 = 143.28 r/min T2 = 312.77 Nm7.2.2求

40、作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 240 mm則:Ft = = = 2606.4 NFr = Ft×tana = 2606.4×tan20° = 948.1 N7.2.3初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查（減速器設(shè)計實例精解表9-8）表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 35.9 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2，查（

41、機械設(shè)計表14-1）表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT2 = 1.5×312.77 = 469.2 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。7.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖7.2.5根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(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 = 47mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)

42、軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取L12 = 80 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 47 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d67 = 50 mm。 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6210型軸承的定位軸肩高度h = 4mm，因此，取d56 = 60 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d

43、45 = 52 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 68mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L45 = 56 mm。 4）根據(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 = 50 mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。7.2.6軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6210深溝球軸承查手冊得T= 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 60/2-2+48.5+58-20/2 = 124.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 60/2+11.5+35-20/2 = 66.

44、5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 907.5 NFNH2 = = = 1698.9 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 330.1 NFNV2 = = = 618 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 907.5×124.5 Nmm = 112984 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 330.1×124.5 Nmm = 41097 Nmm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 = = 120226 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4

45、）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa= 13.4 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：Ft= 22900 NFr = 833.49Nd min = 22.15 mm:d12 = 25mmd23 = 30 mm擋圈直徑D = 34 mm大帶輪寬度B =68 mmL12 = 52mm選擇深溝球

46、軸承6207d34 = d56 = 35 mm擋油環(huán)的寬度為25L34 = L56 =42 mmL45 = 75 mmd1 = 68 mmL1=82.5 mmL2 = 65 mmL3=65mmFNH1 =1350.4 NFNH2 =1350.4 NFNV1= -1482.8 NFNV2 =1257.6 NMH =87776NmmMV0 = 99629 NmmM1 =130361NmmM2 =119945Nmmsca =6.4 MPaFt =2606.4 NFr =948.1 N軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理dmin=35.9 mmTca =469.2 Nmd12 = 40 mm軸配合的轂孔長度為8

47、4 mm軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mmd12=42mmL12=80mmd23=47mmL23=50mmd34=d67=50mmL34=42mmL67=39mmd45=52mmL45=66mmd56=60mmL56=6mmFNH1=907.5 NFNH2= 1698.9 NFNV1=330.1 NFNV2 =618 NMH =112984NmmMV= 41097 NmmM=120226Nmmsca=13.4 MPa第八章：鍵連接的選擇及校核計算內(nèi)容結(jié)論8.1 輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L= 8mm×7mm×4