機械設計基礎課程設計熱處理車間帶式輸送機傳動裝置設計

1、學號課程設計題目熱處理車間帶式輸送機傳動裝置設計教學院機電工程學院專業(yè)機械設計制造及其自動化 （車輛工程方向）班級姓名指導教師2010年12月16日20102011學年第1學期機械設計基礎課程設計任務書設計名稱熱處理車間帶式輸送 機傳動裝置設計班級08車輛地點j2-503一、課程設計目的課程設計是機械設計基礎課程重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。課程設計的基本目的是：1. 綜合運用機械設計基礎和其它先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓 寬所學的知識。2. 通過課程設計，逐步樹立止確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握機械設計的一般規(guī) 律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。3.

2、通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，進行全面的機械設計基 本技能的訓練。二、課程設計內容課程設計的內容主要包括：傳動裝置總體方案的分析；電動機的選擇；傳動系統(tǒng)的計算；傳動零件、 軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；裝配圖和零件圖的繪制；撰寫設計計算說明書。課程設計中要求完成以下工作：1減速器裝配圖1張（a1圖紙）；2. 減速器零件圖2張（a3圖紙）；3. 設計計算說明書1份。附：（一）設計數(shù)據(jù)已知條件題號6輸送帶拉力f（n）2750輸送帶速度v（m/s）2.5卷筒直徑d（mm）360（二）工作條件該傳動裝置要求采用單級斜齒圓柱齒輪傳動，單向連續(xù)傳送，載荷平穩(wěn)，空載

3、起動，每班8小時工 作制，每日兩班，使用期限10年（每年按300天計算），運輸帶允許速度誤差為5%。（三）運動簡圖（四）設計計算說明書內容0、封面（題目、班級、姓名、學號、指導老師、時間，采用統(tǒng)一格式）1、目錄（標題、頁次）2、設計任務書（裝訂原發(fā)的設計任務書）3、前言（題目分析、傳動方案的擬訂等）4、電動機的選擇，傳動系統(tǒng)計算（計算電動機所需的功率、選擇電動機、分配各級傳動比，計算各軸 轉速、功率和扭矩）5、傳動零件的設計計算（確定帶傳動，齒輪傳動的主要參數(shù)）6、軸的設計計算及校核7、軸承的選擇和計算8、鍵聯(lián)接的選擇和校核9、聯(lián)軸器的選擇10、箱體的設計（主要結構和設計計算及必要的說明）11

4、、潤滑和密封的選擇、潤滑劑的型號及容量、減速器的附件及說明12、設計小結（設計體會、本次計的優(yōu)缺點及改進意見等）13、參考資料（資料的編號,作者，書名，出版單位和出版年、月）三、進度安排第15周周一電動機的選擇和傳動系統(tǒng)計算、帶傳動的設計計算周二齒輪傳動的設計計算、低速軸的設計周三低速軸的校核、高速軸的設計、軸承的選擇、聯(lián)軸器的選擇周四軸承的校核、普通平鍵的選擇及校核、箱體的結構設計、潤滑材料、潤滑方式和密封型式的選擇周五1田i減速器裝配圖第16周周一畫減速器裝配圖周二畫減速器裝配圖周三1田i零件圖周四整理、裝訂計算說明書周五答辯四、基本要求課程設計教學的基本要求是：1. 能從機器功能要求出發(fā)

5、，分析設計方案，合理地選擇電動機、傳動機構和零件。2. 能根據(jù)機器的工作狀況分析和計算作用在零件上的載荷，合理選擇零件材料，正確計算零件工作能 力和確定零件主要參數(shù)及尺寸。3. 能考慮制造工藝、安裝與調整、使用與維護、經濟性和安全性等問題，對零件進行結構設計。4. 繪制圖樣表達設計結果，圖樣符合國家制圖標準，尺寸及公差標注完整、正確，技術要求合理、全 面。5. 在客觀條件允許的情況下，初步掌握使用計算機進行設計計算和使用計算機繪制裝配圖、零件圖的 方法。機電基礎教學部2010.11.26目錄一、電動機的選擇7二、總傳動比及各軸傳動比分配8三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算9四、帶傳動設計10五、

6、齒輪傳動設計12六、軸的設計計算 15七、軸承的校核計算23八、鍵的校核計算26九、聯(lián)軸器的選擇27十、減速器的結構設計28十一、潤滑與密封30十二、小結31參考文獻（一）設計目的：通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝 置設計過程。（二）傳動方案的分析：機器一般是rh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，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效 率高和使用維

7、護方便。本設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， 第二級傳動為單級斜齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸佼其他形式大，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，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。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)代機器中應用最為廣泛的機 構之一。本設計采用的是單級斜齒輪傳動。一、電動機的選擇設計說明及數(shù)據(jù)計算備注1. 選擇電動機的類型按照工作耍求和條件選用y系列一般用途的全封閉口扇式籠型二和異步電動機。2. 選擇電動機的容晁根據(jù)原始數(shù)據(jù)，運輸帶拉

8、力f和運輸帶速度v，可得運輸帶所需功率p砂=fv=2750x2. 5=6. 875kw。電動機的所需的工作功率kw由電動機至運輸帶的傳動總效率為nix ( n2 xn2) xn：ixn txn5取4尸0.96(卷筒)，尸0.99(2對深溝球軸承)，7?尸0.97(齒輪精度為8級，不包扌占軸承效果)，。尸0.99(彈性聯(lián)軸器)，/7f0.96 (v帶傳動)，則4尸0. 96x0. 99x0. 97x0. 99x0. 96=0. 88可以求得電機的功率只二空邕=6. 875kw/0. 88= 7. 81 kw3. 確定電動機轉速卷筒軸的工作轉速為 n = 60v x 1000/( 3t £

9、;) =60x2. 5x1000/ ( 3. 14x360 )=132. 70r/min查表得傳動比的合理范圍，取v帶傳動的傳動比(產24,單級圓柱齒輪減速器傳動比厶=35,則總傳動比合理范圍為厶=620,故電動機轉速的可選范圍為心二 z.x/2 二(620)x132.70 二 796.22654r/min查機械設計手冊得符合這一范圍的同步轉速w 1000r/min和1500r/mirio根據(jù)容量和轉速，由機械設計手冊查出適用的電動機型號式中:"1 “ 2 " 3、 弘、心分別為卷 筒、軸承、齒輪 傳動、聯(lián)軸器、v 帶的傳動效率。所査表為機械設 計課程設計指導 書第167頁

10、表 12-1常見機械 傳動的主要性 能。電動機型號額定功率(kw)滿載轉速 (r/min)堵轉轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩質量(kg)y160m-41114602.22.3123y160l-6119702.02.0147綜合考慮傳動裝置的尺寸、重量和價格，選定電動機型號為y160m-4。二. 總傳動比及各軸傳動比分配設計說明及數(shù)據(jù)計算備注因選定的電動機型號為y160m-4,滿載轉速nf1460r/min和工作機主動軸轉速n=132. 7r/min,可得傳動裝置總傳動比為：nftl 1460 = 11.00n 132.70總傳動比為各級傳動比久、認 厶人的乘積，即in = /1xj2x/32

11、n式中厶、,2分因此分配傳動裝置傳動比2；=厶x 22別為帶傳動和為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取3. 2 （實際的傳動比要在設計v帶傳動減速器的傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑z比計算），則減速器的傳動比為：比。l 11.0071= 3. 2ti3.44zl 3.272=3. 44三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算設計說明及數(shù)據(jù)計算i軸為主 動齒輪軸，ii軸為從 動齒輪軸。為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩（或功率）。如將傳動裝置各軸由 高速至低速依次定為i軸、i軸，以及厶，12,為相鄰兩軸間的傳動比；"2,為和鄰兩軸間的傳動效率；pi, p2,為各軸間的輸入功率

12、（kw）；t, l,為各軸的輸入轉矩（nm）;m, n2»為各軸的轉速（r/min）,按電動機軸至卷筒運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。1. 各軸轉速電動機轉軸轉速n二1460r/niin（取滿載時候的轉速）i 軸（高速軸）轉速 ni = zl=1460/3. 2 r/min =456. 25r/min11ii 軸（低速軸）轉速 n2 = ”|二456.25/3.44 r/min =132. 63r/min12卷筒軸轉速n：j =血=132. 63r/min2. 各軸輸入功率pa =pw=llkwpl = llkwx n5=llx 0. 96=10. 56kwp2 = n2

13、 n3=10. 56x0. 99x0. 97=10. 14kwi 二 p2 n 2 h lio. 14x0. 99x0. 99二9. 94kw3. 各軸輸入轉矩to= 9550x-=9550x 仃 1/1460）=71. 95 nn）nti= 9550x =9550x(10. 56/456. 25)=221. 04 n ml =9550x = 9550x (10. 14/132. 63) =730. 13 n m n2t、=9550xpw/n3二9550x6. 785/132. 63=488. 55 n m運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表:軸名功率p(kw)轉矩t (n -m)轉速nr/min

14、傳動比1效率n輸入輸出輸入輸出電動機軸1171.9514603.20. 96i軸1110. 5671.95221.01456.253. 440. 93ii軸10. 5610. 14221.04730. 13132. 6310. 98w軸10. 1410. 14730.13488. 55132.63四、帶傳動設計設計說明及數(shù)據(jù)計算備注1.選擇普通v帶型號所查表為機 械設計基礎査表得血=1.2,可得第218頁表pc = a；p=1.2xllkw=13. 2kwo13-8工作情況查機械設計基礎第219頁圖13-15可知應選用b型v帶。系數(shù)kao2.確定帶輪基準直徑山和d2查機械設計基礎第219頁表1

15、3-15取山=140mm,可得d2 = ndi(l-e)/ni = idi(l- e )=1460x140x(1-0. 02)/456. 25=439. 04mm由表 13-9 取 d2=450mm由 di =140mn), d2=450nim 求得的實際傳動比 i 1 二d2/dl二450/140二3. 21nl=n/i=l460/3.21=454. 83r/min誤差：6= (nl-nl) /nix 100%= (456.25-439.04) /456. 25 x 100%=3. 77%<5%3.驗算帶速nxdxn由帶速公式 v二一= (1460x140x3. 14)/(60xl00

16、0)m/s=10. 70m/s1000x60介于525m/s范圍內，合適。4.確定帶長和中心距a由帶長公式可得a o=l. 5 (di+d2)= 1. 5x (140+450)二885mm有范圍 413mm 二 0. 7 (di+dj w a ow2 (di+dj二 1180mm初定中心距a o=900mtn,由帶長公式得帶長7iz r ,、e一a)?lo 2 o+ (£ +) +2"4a()兀(450-140)2=2x900m】n+ (140 + 450)】mn+nun = 2753mm24x900所查表為機 械設計基礎查表選用二2500mm,由公式得實際中心距笫212頁

17、表a=a0+ (ld-lo) /2=885mm+(2753-2500)/2=1011. 5mm13-4普通v5.驗算小帶輪上的包角a】帶的基準長度由包角公式得系列l(wèi)d及長度系數(shù)k"二 180° l x57. 3°a=180-(450-140)/1011.5 x57. 3° =162. 44° 163° >120°，合適。6.確定帶的根數(shù)p11出1%相粉m笛小才彳耳“ 一°iu 山 u j tlk xx h 畀厶 倚7侃+“)心心所查表分別為今 n0=1460r/min, dl=140mm 查表 13-3 得

18、p。=2. 82kw.機械設計基由式(13-9)得傳動比礎第235頁i=d2/dl(l- e ) =450/140x0. 98=3. 30 ; ap0 = 0. 46kw；由a二163° ,查表13-7得心二0.96；有表13-2得 心二1.09。13 2z二:=4. 07o帶數(shù)只能是整數(shù)，故取z=5(0.46 + 2.82)x0.96x1.03取5根。7. 計算軸上的壓力查機械設計基礎第212頁表13-1得q = 0. 17kg/m,故可得初壓力500. 2.5 “2f。=l (-1)+4十=(500x13.2) /(5xl0. 55) (2. 5/0. 96-1)+0. 17x1

19、0. 70220. 17n。得作用于軸上的壓力為fq 二 2zf( sin =2x5x220xsin81. 5=2175. 83noo 28. 帶輪的設計通過前面計算得知小帶輪直徑為140mm,大帶輪直徑為450伽，故小帶輪結構采用實心式，大帶輪結構采用輻板式。采用iit150鑄鐵制造，表面調質處理。表13-2,表13-3,表 13-5 表,表13-7, 表13-8 ,表13-9.五、齒輪傳動設計設計說明及數(shù)據(jù)計算備注1.選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。根據(jù)所選擇傳動方案，選用閉式軟齒面(換度小于350)直齒圓柱標準齒輪傳動。大、小齒輪均選軟齒面。小齒輪的材料選用45調質鋼，齒面

20、硬度為1972861ibs,大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面硬度為156217hbs。二者硬度差應小于50hbs。 齒輪精度初選8級。2. 初步選収主要參數(shù)取力=20, z2 =iz!=3. 44x20=6& 869,取則d =0.8,3. 按齒面接觸疲勞強度設計計算按下面公式計算小輪分度圓直徑2kt. u +1 _/zfzr、,di 2 31 ( ) 確定各參數(shù)值：yuqh1) 載荷系數(shù) 查表取k二1.5；2) 小齒輪名義轉矩ti= 9550x-=9550x(10. 56/456. 25)=221. 04 n mm3) 材料彈性影響系數(shù) 查表得ze二18&4) 區(qū)域系數(shù)zh

21、=2. 5；所查表為機 械設計基礎 第171頁表 11-45)許用應力 査圖得o nii滬620mpa,。lllin2-400mpa,查表，按一般可靠要求取s,.= l. 1,null 二"limi.二620mpa/l 1 二564mpa, s h0 h 2hlim2 mqompa/1. l=364mpa,sh取兩式計算中的較小值,即o=364mpa；于是（kt）22x1.5x1.146x104.7 + 1 z188x2.5x2二3!（） mm3640.8=95. 4mmo確泄模數(shù)訃算模數(shù)呂沙.4/2w.77z】所查表為機 械設計基礎 第171頁表 11-4所查圖為機 械設計基礎 第

22、166頁圖 11-1,所查表 為機械設計 基礎第171 頁表11-5m=5nim.取標準值5.按齒根彎曲疲勞強度校核計算按彎曲疲勞強度公式校核 o fi=(2ktiyfaiysai)/(bm2zl)0 f2=(。fl yf/s合2)/ yrhysmi)式中：1)小輪分度圓直徑 di =mzi =5x20mm= 100mm；2）齒輪嚙合寬度 b=d di =0. 8x95. 4mm=76. 32mm；3) 取 b2=80, bl=854) 許用應力 查圖得=480mpa, 。f說=340mpa, 査表，取sf =1.3,則0二 6 吶=480m% 二 369mp。，l fj,sf1.3%譏 34

23、0mp262mpq；f 2sf1.35) 計算齒輪的彎曲強度：齒形系數(shù) 丫陸1二2. 93 y$ai=l. 57 yf32=2. 24ya2=1.82o p1= (2kay附y(tǒng)q / (bm2z1) =39. 6mpa< 。j° f2=( 0 flyfa2ysa2)/ (yf81 ysal) =35. lmpat。f2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。6. 兒何尺寸計算：di = mz) =5x20nim=100nim；d2 = mz2 =5x94mm-470niin；a - m z j + m z 2 _ 285mm：" 2 -7. 驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度

24、v= (71 dim/ (60 x 1000)=3. 14x100x 600/ (60 x 1000)=3. 14m/s此速度6m/s查表可知選擇8級精度合適。所查圖為機 械設計基礎 第167頁圖11-1所查圖為機 械設計基礎第171頁圖11-5所查表為機 械設計基礎第168頁表11-2六、軸的設計計算設計說明及數(shù)據(jù)計算備注i、低速軸設計1.擬定軸上零件的裝配方案如下圖：齒輪3,套筒4,右端軸承5,軸承端蓋8,聯(lián)軸器7,軸端擋圈11依次從 軸的右端向左端安裝，而左端只安裝軸承1及其端蓋。圖13-12軸的結構1 一軸端擋圈2-鍵3半聯(lián)軸離4一軸承蓋5-滾動軸承6套筒7齒輪8鍵9"-滾動

25、軸承10軸承蓋2. 確定軸上零件的定位和固定方式如上圖：軸上零件的軸向定位與固定用軸肩，套筒等來實現(xiàn)，零件的周向定位和固定 用鍵來實現(xiàn)，以防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，保證其準確的工作 位置。3. 按鈕轉強度估算軸的直徑查機械設計 基礎第245 頁表14-2取c 值為110選45號鋼，輸入功率pl=10. 56kw；輸出軸轉速n=456. 25r/mino查表14-2得到8 （118-107）取 110=31. 46mm考慮到有鍵槽，軸徑一般要增加5%,故dain=（l+5%）x31. 46mm=33. 03mm4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度和直徑（參見上圖）1）從聯(lián)

26、軸器開始左起第一段，由于聯(lián)軸器處有一鍵槽，取軸徑4>34nun,所選軸承尺 寸查機械設 計基礎第178 頁表 11-5 所得2）左起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段直徑取4）52mm,根據(jù)軸承蓋的裝拆及 便于對軸承添加潤滑脂的要求。根據(jù)軸承座的厚度l二50mm及軸承端蓋的厚度和墊圈的厚度則 取 1>2二k+e+l+o 廠b-o , k=13, e=10, l=50, b=21, a t=2, a =10,得 l2=44mm3）左起第三段，該段裝滾動軸承，因為軸承僅有徑向力，選用深溝球軸承6211,其尺寸 為 dxdxb=55mmx 100mmx21mm,該段直徑為 4>

27、55mm,長度為 l3 二軸承寬 + （0. 080. l）a + （10 20）mm,取 l3 =45mm；4左）起第四段，該段裝有齒輪，直徑取4>58mm,齒輪寬b=80mm為了保證定位的可靠性， 取軸段長度為l產78mm5）左起的第五段，考慮齒輪的軸向定位，需要有定位軸肩，取軸肩直徑為4）64mm,長度為l5 =1.4hh=0. 07d+l）（0. ld+5）=10mm；6）左起第六段，其直徑應等于滾動軸承內圈內徑，取4>55mm長度4 =b+a+a4+ （23）,取l6=35nun；5. 求齒輪上作用力的大小、方向作用在齒輪上的轉矩為：t2 =515. 6n m圓周力：ft

28、2=2t2/d2=2x515. 6/470=2194n;f徑向力：fr2=ft2*tan20- =799n；法向力：fn=一 =2334ncosqft2, fr2的方向如下圖所示。6. 軸承的支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立如下圖所示力學模型。 垂直面的支反力：riv =f2v=ft2/2=1097 n；a點為右端軸 承中心，c點 為齒輪中心，b點為右端軸 承中心，d點 為聯(lián)軸器段 中心水平面的支反力：rih=f2h= -399. 5n;彎矩計算：m2h=r2h x l3=-28963. 8nmmm2v=rzv x 13=79532. 5nmm合成彎矩：m2二

29、jm 2h 2 + m 2v 2 =84642. 3nmmt2=473400nmm抗彎截面系數(shù)：w二(3. 14xd?) /32=17315. 8mm3抗扭截面系數(shù)：wt=(3. 14xd?)、16=36461. 2mm3a b=m2/w=4. 89mpa =t2/wt=14. 14mpa當量應力：o e= o b2+4(0.6t)2l/2=ll. 28mpa <60mpa故確定的尺寸是安全的。(1)低速軸材料的選擇低速軸選用45#鋼調質處理硬度217255hbs(2)低速軸尺寸的確定由于dmin=33. 03,故而取最小直徑dl=34mm厶即最小直徑處軸長度，由聯(lián)軸器決定初步選擇wh7

30、型滑塊聯(lián)軸器查【2】p16表1-27得c=l. 6d2=dl+2c+2=34+2xl. 6+2=39. 2mm£2 = £4*-l-jk-l-af 4a- 0 =66mw由于“由軸承的寬度決定，故先初選軸承考慮選用深溝球軸承 查【2】p65表6-1選用6211內徑55mm查【2】p65表6-1得坷又因為選用脂潤滑方式空上安裝齒輪，考慮加工測量方便，故心=血«“由齒寬決定現(xiàn)已知齒寬亦=6 j （用于斷面限徑）4 = 11««= 55wm& 一弓3低速軸受力分析12 u11566%35(1d50556055低速軸受力分析與彎矩圖如下分度圓直

31、徑 4 = 3x12q»wi=36qww圓周力查機械設計 基礎第205 頁表13-2取c 值為112所選軸承尺 寸查機械設 計基礎第178 頁表 11-5 所得徑向力% =竝taia=275l6mxtihi<r=w0l6 臚徑向力略"4 =57.5 4-66 4-10.5=9&&nm 耳=(46-10.5) +36.5 =72m« (,=36.5+11+(35-1&3=72««支承反力在水平面為1001.6x7272+72=-5oo.8/t在垂直平面上為275l67x7272+72=1375.8351(軸承a. b

32、的總支承反力為2 探.=貝比"“ =jsocqxitm »n* = 14$4.15m在水平面上，齒輪所在軸截面為查表13-10確冷.=35 =-500.8x72m>jww= 360576men在垂直面上，齒輪所在軸截面為亞= b75j35k72#m=99c6012¥m«合成彎矩，齒輪所在軸截面為斗= jvffnq mmko immm=105420v-mw4低速軸強度校核因齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其 抗彎截面系數(shù)為322d。1 mx®5 14x5.5x(60-5.5)2_ j"322x60

33、-19289.09抗扭截面系數(shù)為iwxso5 14x15x(60-15)2 _3"162x60-40484.08%彎曲應力為if2 105420 _ ssol = =bba = 5l47mmxf jf 19289.09扭剪應力為他495600 斗 r=-=ia = 12.24aawt 40w4.0896按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當量應力為巧=j<a+4(«)j =卜汗-h4x(0.6xl224)aa<s=19.74ifm查【1 p240表14-1得6=650咖查【1】p246 表 14-3 得=因為s mj

34、1= 601靱1故軸強度足夠5.求齒輪上作用力的大小、方向定e, f作用在齒輪上的轉矩為：t2 =515. 6n m圓周力：f滬2t2/d2=2x515. 6/470=2194n;f徑向力：fr2=ft2*tan20- =799n；法向力：fn=2334ncosafi2, f2的方向如下圖所zk。6.軸承的支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立如下圖所示力學 模型。垂直面的支反力：r>v二f2v二f12/2二1097 n；水平面的支反力：rih=f2h= -399. 5n;彎矩計算：m21lr211x 1.3=-28963. 8nnunm2v=rzvx 13=7

35、9532. 5nmm合成彎矩：m2=a/m2i12 +m2v2 =84642. 3nmmt2=473400nmm抗彎截面系數(shù)：w= (3. 14xd?) /32=17315. 8mm3抗扭截面系數(shù)：wt= (3. 14xd?)、16=36461. 2mm30 b=m2/w=4. 89mpa=t2/wt=14. 14mpa當量應力：。尸。/+4(0. 6f)2"ii.28mpa <60mpa故確定的尺寸是安全的。11.繪制軸的工作圖見軸工作圖。ii、高速軸設計1. 擬定軸上零件的裝配方案如下圖：齒輪，套筒，右端軸承，軸承端蓋，帶輪依次從軸的右端向左端安裝，而 左端只安裝軸承1及其

36、端蓋。2. 確定軸上零件的定位和固定方式如下圖：軸上零件的軸向定位與固定用軸肩，套筒等來實現(xiàn)，零件的周向定位和固 定用鍵來實現(xiàn)，以防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，保證其準確的工 作位置。3. 按鈕轉強度估算軸的直徑選45號鋼，輸入功率p=7. 2kw；輸出軸轉速n=600r/min<>可得 dn c3 =27mm 考慮有鍵槽，則 didi=27x (1+5%) =2& 37mmv n4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度和直徑(參見上圖)1) 從帶輪開始右起第一段，由于帶輪處有一鍵槽，取“ 30mm,li=e (z-1) +2f- (23) =5859mm取

37、 li=58nun2) 右起第二段，考慮帶輪的軸向定位要求，該段直徑取4)36mm,根據(jù)軸承蓋的裝拆 及便于對軸承添加潤滑脂的要求，l尸l+e+k+at-b,故取該段長l2 =57mm;根據(jù)箱體的 相關計算軸承底座為l=50mm,軸承蓋厚度為12mm, e取10mm,墊片為at =2mm.,因為 是脂潤滑要加10-15mm, k取28mm.所以l2取74mm。3) 右起第三段，該段裝滾動軸承，因為軸承僅有徑向力，選用深溝球軸承6208,其 尺寸為 d x d x b=40mmx 80mmx 18mm,該段直徑為 4> 40mm, l3 =b+ a 3+ a +2. 5=43mm 4) 右

38、起第四段，該段直徑是42mm,長度l產83mm5) 右起第五段，取軸段長度為l5 =7. 5mm,為了保證定位的可靠性，直徑取 由于齒頂圓減去齒根圓的一半減去tl大于2. 5倍的模數(shù)(x>2. 5m),所以齒輪和軸之間 仍是鍵連接形式。6) 右起第六段，其直徑應等于滾動軸承內圈內徑，取4)40mm,長度le =35mm；內壁 bx=2 a i+l5=2* 10+78=98mm.a 】略大于 l“ 取 10mm5. 求齒輪上作用力的大小、方向作用在齒輪上的轉矩為：ti =9. 55x 106x7. 2/600=114. 6nm圓周力：ftl2t/d 產2292n徑向力：fn=ftitan2

39、0- =834. 22n；q=fq=2439. in陥,f“,q的方向如下圖所示。6. 軸承的支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立如下圖所示力學 模型。水平面的支反力：rah =-q(1i+ 12.43)+fri*l3/(i2+i3) =-1874 n；rrh =-q - rah + fri =1465 n垂直面的支反力：rav=rbv=-ftil2/(12+13)= -1465n軸承 a 的支承反力：ra= (rah2+rav2) 1/2=2378. 7n軸承b的支承反力：rb= (rbh2+rbv2) 1塔2098. 5n7. 畫彎矩圖齒輪鍵槽剖面處的彎矩：水平

40、面彎矩：nk=qli=11327. 4nmmmih=rbh13=102 176nmni垂直面的彎矩:miv=rav12=-93574. 2ntnm,合成彎矩：血二臨二94257nmm.mi= (mih2+miv2) 1/2=136012nmm8. 畫轉矩圖t =117. 64nmkmvmte9. 判斷危險截面并驗算強度抗彎截面系數(shù)：w=3. 14d33/32=5880mm3抗扭截面系數(shù)：wt=3. 14d33/16=l 1437mm3最大彎曲應力：0 a=miv/w=15. 13mpa最大抗扭應力：< =tix1000/wt=12. 72mpa當量應力： 。尸。a2+4(0. 6 if

41、"2=20. 6mpa 查表得o - j=60mpa,0e 二 14.4mpaa_j。故確定的尺寸是安全的。10. 繪制軸的工作圖，見軸工作圖。七、軸承的校核計算設計說明及數(shù)據(jù)計算備注1. 高速齒輪軸滾動軸承設計查表知在100' c以下工作ft =1, fp =1. 2已選6208軸承，其cr =29. 5kn不受軸向力pa=rf2386. 6npb=rb=2067. 8n用 p=pa校核lh=10760n2 (ftc/ fpp) 3=811920h>10xl6x300=48000h故所選軸承符合要求。2. 低速齒輪軸滾動軸承設計查表知在100* c以下工作ft =1,

42、 fp =1. 5已選6211軸承，其g =43. 2kn不受軸向力pa=pb=rb=1558. 62n八、用 p二pa 校核u=10760n2 (fic/ fpp) =826000h>48000h故所選軸承符合要求。設計說明及數(shù)據(jù)計算備注1.電動機轉軸上的鍵連結1) 選取平鍵尺寸因所選擇電動機的型號為y132m-4,查機械設計手冊得知電動機轉軸直徑為4>38mnb 軸轂長度=60mm,故選擇a型普通平鍵，査表得知平鍵的剖面尺寸，寬度=10mm,高 =8mm,取鍵長l=50mm。小帶輪上槽寬=10mm,槽深=3. 3mm。2) 校核鍵的聯(lián)接強度查表得op=50 60mpa。由公式得

43、鍵上應力j =4t/(dhl)=11.89mpa因5在。訂允許范圍內，故校核后平鍵的強度符合要求。2帶輪鍵連結1) 選擇平鍵尺寸選擇a型普通平鍵，根據(jù)軸帶輪處直徑d=30mm,查表得知平鍵的剖面尺寸，寬度=8mm, 高=7mm,因裝帶輪軸段長l=58mm,取鍵長為56mm。2) 校核鍵的聯(lián)接強度大帶輪使用鑄鐵制造，查表得二5060mpa。由公式得鍵上應力o p =4t/(dhl)=38. 98mpa因。卩在。j允許范圍內，故校核后平鍵的強度符合要求。3.低速齒輪軸上的鍵連結齒輪鍵連結1) 選擇平鍵尺寸選擇a型普通平鍵，根據(jù)軸4處直徑d=58mm,查表得知平鍵的剖面尺寸，寬度=16mm, 高=1

44、0mm,因裝齒輪軸段長l=80mm,取鍵長為70mm。2) 校核鍵的聯(lián)接強度齒輪使用鋼材料，查表得二125150mpa。由公式得鍵上應力j =4t/(dh 1)=50. 8mpa因s在。訂允許范圍內，故校核后平鍵的強度符合要求。聯(lián)軸器鍵連結1) 選擇平鍵尺寸選擇a型普通平鍵，根據(jù)軸聯(lián)軸器處直徑d二48mm,查表得知平鍵的剖面尺寸，寬度 =14mm,高=9mm,因裝聯(lián)軸器軸段長l=110mni,取鍵長為100mm。2) 校核鍵的聯(lián)接強度聯(lián)軸器使用碳鋼材料，查表得0p=125150mpa<>由公式得鍵上應力o p =4t/(dhl)=47. 74mpa因5在oj允許范圍內，故校核后平鍵

45、的強度符合要求。所查表為機 械設計基礎 第163頁表 10-6所查表為機 械設計基礎第165頁表10-7九、聯(lián)軸器的設計設計說明及數(shù)據(jù)計算備注1. 聯(lián)軸器類型選擇由于機組傳遞功率較小，單向運傳載荷不大，空載啟動，運轉平穩(wěn)，結構較為簡單， 為便于提高其制造和安裝精度，使其軸線偏移量較小，故選用彈性聯(lián)軸器，制造材料使 用碳鋼。2. 聯(lián)軸器的載荷計算t=470. 86nm3. 聯(lián)軸器型號選擇根據(jù)t, d二48mm等條件，查機械設計手冊gb/t5272-2002選用hl3型滑塊聯(lián)軸器， 許用轉速n=3200r/min,軸孔直徑為48mm,符合要求。其中k.a為工況 系數(shù)，查機 械設計基礎 第218頁表

46、13-8,取ke. 2十、減速器的結構設計設計說明及數(shù)據(jù)計算備注箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。本箱體采用灰鑄鐵制造?；诣T鐵具有很好的鑄造性能和減振性能。為了便于軸系部件 的安裝和拆卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱體用螺栓聯(lián)接成一體。軸承 座的聯(lián)接螺栓靠近軸承座孔。為保證箱體具有足夠的剛度，在軸承孔附近加支撐肋。為保 證減速器安置在基礎上的穩(wěn)定性并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底座采 用兩縱向長條形加工基面。根據(jù)所設計齒輪及軸的尺寸，初步確定減速箱的箱體尺寸為：長x寬x高=540mmx 300mmx 440mm,其余各尺寸如下表：

47、減速器機體結構尺寸+名稱符號減速器形式及尺寸mm機座壁厚80. 025a + 1 取9機蓋壁厚610. 02a + 1,因其小于8,故取其為8機座凸緣厚度b1.5 6 = 13.5 取其為 14機蓋凸緣厚度bl1.56 1 = 12機座底凸緣厚度b22.5 6 = 22.5地腳螺釘直徑df0. 036a + 12 = 24地腳螺釘數(shù)目n因a<250,故取n = 4軸承旁聯(lián)接螺栓 直徑dl0. 75df = 15,因螺栓為標準件，故取其直徑dl = 18機蓋與機座聯(lián)接 螺栓直徑d2（0.50. 6）df = 12聯(lián)接螺栓d2的間距1150200,取其值為150軸承端蓋螺釘直 徑d3（0.4

48、0. 5）df =8窺視孔蓋螺釘直d4（0. 30. 4） df =10徑定位銷直徑d（0.70. 8） d2 = 8df, dl, d2至外機 壁距離cl34, 24, 18df, d2至凸緣邊緣 距離c22& 16軸承旁凸臺半徑r120凸臺高度h8外機壁至軸承座端面距離11cl+c2+（812）=50齒輪端面與內機壁距離a2> 6 =8大齒輪取12,小齒輪取9. 5機蓋，機座肋厚ml, mml 0. 85 6 1 =7, mo. 85 6 =8軸承蓋外徑d1,d2dl=120, d2=150o di, d2 分別為軸承 6208, 6211外圈外徑。軸承端蓋凸緣厚 度t（1

49、1.2）d3 = 10軸承旁聯(lián)接螺栓 距離s160畫得草圖及附屬零件的名稱和作用如下1 -箱座：用于安裝傳動零件及其它附屬零件2 -箱蓋：用于安裝傳動零件及其它附屬零件3 -上、下箱聯(lián)接螺栓：將上、下箱聯(lián)結成一個整體4 -通氣孔：使箱體內熱漲氣體自由逸出，達到箱體內外氣壓相等，提高箱體有縫隙處的密封性能。5 -窺視孔蓋板：檢查孔用于檢查齒面接觸斑點和齒側間隙，了解嚙合情況，以及注入潤滑油。檢查孔蓋板用于防止污物進入箱體內和潤滑油飛濺出來。6 -吊耳：用于搬運及拆卸機蓋。7定位銷：保證軸承座孔的安裝精度。8 -油標尺：用來檢查油面高度，以保證有正常油量。9 -放油螺栓：用于排出污油，注油前用螺塞堵住。10 -平鍵：用于聯(lián)接其它傳動機構，如帶輪，聯(lián)軸器。11 -油封：防止?jié)櫥惋w濺出來。12 -齒輪軸：用于安裝傳動齒輪。13 -擋油環(huán)：防止箱體內潤滑油進入軸承。14 -軸承：用于支撐齒輪軸。15 -軸承端蓋：防止軸承潤滑脂泄漏及污物進入軸承。17