帶式運(yùn)輸機(jī)上同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)

1、綜合課程設(shè)計(jì)報(bào)告設(shè)計(jì)題目 帶式運(yùn)輸機(jī)上同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì) 學(xué)號(hào)1 姓名1 學(xué)號(hào)2 姓名2 目錄一、設(shè)計(jì)題目及要求3二、電動(dòng)機(jī)的選擇4三、計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比5四、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5五、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算61.V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算62.斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算8六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算131.高速軸的設(shè)計(jì)132.低速軸的設(shè)計(jì)183.中速軸的設(shè)計(jì)25七、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算30八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算32九、聯(lián)軸器的選擇33十、減速器附件的選擇和箱體的設(shè)計(jì)33十一、潤(rùn)滑與密封35十二、設(shè)計(jì)小結(jié)35十三、參考資料35一、設(shè)計(jì)題目及要求 1、設(shè)計(jì)題目帶式運(yùn)輸機(jī)上同軸式二級(jí)圓柱齒輪減

2、速器設(shè)計(jì) 2、設(shè)計(jì)條件及要求1.傳動(dòng)方案要求如圖所示2.設(shè)計(jì)內(nèi)容：選擇合適的電動(dòng)機(jī)、聯(lián)軸型號(hào)，設(shè)計(jì)減速器。3.工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35 度4.使用年限：8年5.生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn) 6.原始數(shù)據(jù)已知條件運(yùn)輸帶工作拉力F（N）9500運(yùn)輸帶工作速度v（m/s）1.6卷筒直徑D(mm)5502、 電動(dòng)機(jī)的選擇 1.電動(dòng)機(jī)類型選擇按工作要求和工作條件，按工作要求和工作條件，選用一般用途的（IP44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2.電動(dòng)機(jī)容量 1.工作機(jī)功率 2.電動(dòng)機(jī)的輸出功率 傳動(dòng)裝置總效率 式中V帶傳動(dòng)傳遞效率，滾動(dòng)軸承傳遞效率，圓柱斜齒

3、輪傳遞效率，聯(lián)軸器傳遞效率。故 3. 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 （1）、卷筒轉(zhuǎn)速 （2）、由參考書(shū)I表17-9查得普通V帶傳動(dòng)比范圍，表2-1查 得同軸式兩級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比，故總傳動(dòng)比 （3）、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 由參考書(shū)I表27-1可知，符合這一要求的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速有 ,考慮的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速太高， 的電動(dòng)機(jī)體積大而且貴，故考慮選擇同步轉(zhuǎn)速為的電 動(dòng)機(jī)。3.電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定 由參考書(shū)I表27-1選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y180M-4，額定功率為， 滿載轉(zhuǎn)速為，同步轉(zhuǎn)速為。3、 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比： 2.各級(jí)平均傳動(dòng)比： 3.各級(jí)轉(zhuǎn)速若取，則，對(duì)同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器有 ，

4、所得符合一般圓柱齒輪傳動(dòng)和兩級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的常用范圍。4、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1.各軸轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 2. 各軸功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即 3.各軸轉(zhuǎn)矩 高速軸中速軸低速軸卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）490.00165.0055.5555.55功率（kW）17.57517.05116.54316.214轉(zhuǎn)矩（）342.5986.92844.02787.5五、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算1. V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算（1）確定計(jì)算功率 由于是帶式輸送機(jī)，設(shè)每天工作12個(gè)小時(shí)，由參考書(shū)II（V帶設(shè)計(jì)部分未作說(shuō)明皆查此書(shū)）表8-7得

5、， 工作情況系數(shù)，則 （2）選擇V帶的帶型 由，查圖8-11知選用B型V帶。（3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑。 驗(yàn)算帶速v。按式(8-13)驗(yàn)算帶的速度 ,故帶速合適。 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式(8-15a),計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑。 （4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由，得，故選。所以，由參考書(shū)II，表8-2，選。由。 （5）小帶輪上的包角 （6）確定帶的根數(shù) 計(jì)算單根V帶的額定功率 由，查表8-4a得根據(jù)，和B型帶，查表8-4b得。則 計(jì)算V帶的根數(shù)z 取7根。 （7）計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得B型帶的單位

6、長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.18kg/m，所以 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。 （8）計(jì)算壓軸力 （9）結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 大帶輪，采用輪輻式帶輪。有參考書(shū)I表25-5，。 2.斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 選用斜齒圓柱齒輪 由參考書(shū)III，表14-3，選用7級(jí)精度 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) 初選取螺旋角 (2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式(10-21）試算，即 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c)由圖10-26查得， d)

7、小齒輪傳遞的傳矩 e)由表10-7選取齒寬系數(shù) f)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) g)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 h)由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： i)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) j)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 k)許用接觸應(yīng)力 計(jì)算 a)試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得 b)計(jì)算圓周速度 c)齒寬b及模數(shù)mnt e)計(jì)算縱向重合度 f)計(jì)算載荷系數(shù)K 由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因表10-3查

8、得；圖10-13查得，故載荷系數(shù)： g)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得 h)計(jì)算模數(shù) (3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式(10-17) 確定計(jì)算參數(shù)a) 計(jì)算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù)由表10-5查得e) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得f) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取疲勞系數(shù)，由圖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。由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。由式(10-12)得 g) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較 故大齒輪的數(shù)值大。 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算的結(jié)果，由齒面

9、接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取，則。（4）幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 將中心距圓整為254mm按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取計(jì)算齒根圓直徑 計(jì)算齒頂圓直徑 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級(jí)小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級(jí)小齒輪右旋大齒輪左旋。 各齒輪參數(shù)見(jiàn)下表：高速級(jí)低速級(jí)小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動(dòng)比2.97模數(shù)(mm)4螺旋角中心距(mm)23

10、3齒數(shù)31923192齒寬(mm)135130135130直徑(mm)分度圓128.03379.97128.03379.97齒根圓118.03369.97118.03369.97齒頂圓136.03387.97136.03387.97旋向左旋右旋右旋左旋六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.高速軸的設(shè)計(jì) （1）高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）高速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）490.0017.575342.5 （2）作用在軸上的力 已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為=128.03 ，根據(jù)參考書(shū)II（軸的設(shè)計(jì)計(jì)算部分未作說(shuō)明皆查此書(shū)）式(10-14)，則 （3）初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取

11、軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） I II III IV V VI VII2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 對(duì)于IV-V段：由于小齒輪的齒寬為135mm,為了使擋油盤(pán)壓在齒輪上而不壓在軸上，故取。取齒輪輪轂寬度為,由經(jīng)驗(yàn)公式，所以取。 對(duì)于III-IV段和VI-VII段：這兩段安裝滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。III-IV段的軸徑應(yīng)該略小于IV-V段軸徑，并參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30317，其尺寸為d

12、5;D×T=85mm×180mm×44.5mm，故d-=d-=85mm，。對(duì)于III-IV段的長(zhǎng)度，初步設(shè)定擋油盤(pán)的寬度為15.5mm,則。 V-VI段：該段用于對(duì)滾子軸承進(jìn)行軸向定位，由經(jīng)驗(yàn)公式,故，取。 II-III段：該段用于裝配透蓋，初步設(shè)定透蓋內(nèi)氈圈油封為的氈圈油封，透蓋總寬度為39mm,透蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=21mm，故取L-=60mm，。 I-II段：該段用于裝配V帶，V帶的寬度為L(zhǎng)1 =139mm,-段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=137mm。為了滿足V帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=75mm。4）確

13、定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑取r=1.5mm。 各段長(zhǎng)度、直徑及配合說(shuō)明軸段編號(hào)長(zhǎng)度（mm）直徑（mm）配合說(shuō)明-13775與V帶輪鍵聯(lián)接配合-6080定位軸肩-6285與滾動(dòng)軸承30317配合，擋油盤(pán)-13390與小齒輪鍵聯(lián)接配合-10102定位軸環(huán)-4585與滾動(dòng)軸承30317配合總長(zhǎng)度447mm5）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的受力簡(jiǎn)圖 各受力點(diǎn)的確定：帶輪軸壓力取帶輪輪轂寬B=139mm的中點(diǎn)，查參考書(shū)I表21-3，對(duì)于30317型軸承，a=36mm,故 。齒輪受力點(diǎn)去齒輪輪轂的中點(diǎn)，故 受力分析： 豎直方向： 解得 受力圖及彎矩圖： 水平方向

14、： 解得 受力圖及彎矩圖：總彎矩： 扭矩圖： T=342.5N·m 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出B截面是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的的值列于下表：載荷垂直面H水平面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。2.低速軸的設(shè)計(jì)(1) 低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）55.516.5432844.0(2) 作用在軸上的力已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 (3)

15、初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)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)表15-3，取，于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 對(duì)于III-IV段：由于大齒輪的齒寬為130mm,為了使擋油盤(pán)壓在齒輪上而不壓在軸上，故取。取齒輪輪轂寬度為,由經(jīng)驗(yàn)公式，所以取。 對(duì)于I-II段和IV-V段：這兩段安裝滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。IV-V段的軸徑應(yīng)該略小于III-IV段軸徑，并參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承3031

16、7，其尺寸為d×D×T=85mm×180mm×44.5mm，故，。對(duì)于IV-V段的長(zhǎng)度，初步設(shè)定擋油盤(pán)的寬度為18mm,則。 II-III段：該段用于對(duì)滾子軸承進(jìn)行軸向定位，由經(jīng)驗(yàn)公式,故，取。 V-VI段：該段用于裝配透蓋，初步設(shè)定透蓋內(nèi)氈圈油封為的氈圈油封，透蓋總寬度為39mm,透蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=21mm，故取，。 VI-VII段：該段用于連接半聯(lián)軸器，根據(jù)整軸的直徑和工要求，初步選定聯(lián)軸器為HL6聯(lián)軸器,所以取。 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=107mm,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VI-VII段的長(zhǎng)

17、度應(yīng)比L略小一些，現(xiàn)取 。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑r=1.5mm。 各段長(zhǎng)度、直徑及配合說(shuō)明軸段編號(hào)長(zhǎng)度（mm）直徑（mm）配合說(shuō)明-4585與滾動(dòng)軸承30317配合-10102軸環(huán)-12890與大齒輪以鍵聯(lián)接配合-64.585與滾動(dòng)軸承30317配合,擋油盤(pán)-6080與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-10575與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長(zhǎng)度412.5mm5）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的受力簡(jiǎn)圖 各受力點(diǎn)確定：齒輪受力點(diǎn)取齒輪輪轂的B=130mm的中點(diǎn)，查參考書(shū)I表21-3，對(duì)于30317型軸承，a=36mm,故 受力分析： 豎直方向： 解得：

18、受力圖及彎矩：水平方向： 解得：受力圖及彎矩：總彎矩：扭矩圖：T=2844.0N·m 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出B截面是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面： 截面，只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過(guò)渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面，無(wú)需校

19、核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來(lái)看，截面B上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)。 截面右側(cè)：抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面右側(cè)的彎矩為： 截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得： 截

20、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?。?經(jīng)插值后可查得： 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為： 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： 由附圖3-2得尺寸系數(shù)：由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合系數(shù)值為： 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , ??； , ?。挥谑?，計(jì)算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得 故可知其安全。 截面左側(cè)：抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩及應(yīng)力分布為： ，截面上的扭矩及扭矩切應(yīng)力為： ，過(guò)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

21、加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：故得綜合系數(shù)值為： 所以軸在IV左側(cè)的安全系數(shù)為： 故該軸在IV右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。3.中速軸的設(shè)計(jì)(1) 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）165.0017.051986.9(2) 作用在軸上的力已知小齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 已知大齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)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)表15-3，取,于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）：2） 根據(jù)軸向定位及工作要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度：

22、 II-III段，安裝大齒輪，由低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算，取，。 IV-V段，安裝小齒輪，由高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算，取，。 I-II段和V-VI段，安裝軸承和擋油盤(pán)，軸承選取30317型圓錐滾子軸承，所以。根據(jù)高速軸和低速軸的設(shè)計(jì)及齒輪的配合要求，可以求得。 III-IV段，用于齒輪的定位，故直徑應(yīng)稍大于裝配齒輪的軸的直徑，取。按照整個(gè)減速器的裝配要求，高速軸和低速軸中間間隔取10mm,可以求得。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑r=1.5mm。 各段長(zhǎng)度、直徑及配合說(shuō)明軸段編號(hào)長(zhǎng)度（mm）直徑（mm）配合說(shuō)明-64.585與軸承30317配合，擋油盤(pán)-12890與大齒輪鍵

23、聯(lián)接配合-120100定位軸環(huán)-13390與小齒輪鍵聯(lián)接配合-6285與軸承30317配合，擋油盤(pán)總長(zhǎng)度507.5mm5）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的受力簡(jiǎn)圖： 各受力點(diǎn)確定：大小齒輪受力點(diǎn)都取齒輪輪轂的中點(diǎn)，B1=130mm，B2=135mm，查參考書(shū)I表21-3，對(duì)于30317型軸承，a=36mm,故 受力分析： 豎直方向： 解得： 受力圖及彎矩：水平方向： 解得： 受力圖及彎矩：總彎矩：扭矩圖：T=986.9N·m 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出C截面是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩6）按彎

24、扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。七、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 1.軸承預(yù)期壽命 因?yàn)樵摐p速器六個(gè)軸承選的都是30317型圓錐滾子軸承，由軸的設(shè)計(jì)計(jì)算知低速軸上的載荷最大。因此只需核算低速軸軸承。由參考書(shū)I表21-3查得：。 2.求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過(guò)程中可知： ， ， 3.求兩軸承的計(jì)算軸向力和 由參考書(shū)I表21-3查得30317型圓錐滾子軸承的計(jì)算系數(shù)。則 由前面計(jì)算出軸向力： 所以，則軸有向左竄的趨勢(shì)，相當(dāng)于左邊的軸承1被壓緊，右邊的軸承

25、2被放松，但實(shí)際上軸必須處于平衡位置，所以被壓緊的軸承1所受總軸向力必須與平衡，即： 4.求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由參考書(shū)II表13-6，取載荷系數(shù)，則： 5.驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)椋园摧S承1的受力大小驗(yàn)算 故所選軸承滿足壽命要求。八、鍵連接的選擇及校核計(jì)算 由參考書(shū)II式6-2得 由參考書(shū)II表6-2，因鍵、軸和輪轂的材料都是45鋼故取 由參考書(shū)II表6-1，選取普通圓頭平鍵的主要尺寸如下1.V帶輪處的鍵 由選普通圓頭平鍵，鍵長(zhǎng) 鍵的工作長(zhǎng)度： 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度： 2.高速軸上小齒輪處的鍵 由選普通圓頭平鍵，鍵長(zhǎng) 鍵的工作長(zhǎng)度： 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度： 3.中速軸上大齒輪處的鍵 由選普通

26、圓頭平鍵，鍵長(zhǎng) 鍵的工作長(zhǎng)度： 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度4.中速軸上小齒輪處的鍵 由選普通圓頭平鍵，鍵長(zhǎng) 鍵的工作長(zhǎng)度： 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度： 5.低速軸上大齒輪處的鍵 由選普通圓頭平鍵，鍵長(zhǎng) 鍵的工作長(zhǎng)度： 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度： 6.聯(lián)軸器周向定位的鍵 由選普通圓頭平鍵，選最長(zhǎng)鍵 鍵的工作長(zhǎng)度： 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度： 因該鍵強(qiáng)度不夠，故采用雙鍵，對(duì)稱布置，則該雙鍵的工作長(zhǎng)度為 九、聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩，查參考書(shū)I表22-1，選用HL6聯(lián)軸器75×142GB5014-2003，其公稱扭矩為符合要求。十、減速器箱體設(shè)計(jì) 1.減速器附件選擇 1）窺視孔和視孔蓋 查參考書(shū)I（減速器附件的選擇部分未作說(shuō)明皆查此書(shū)）表24-1，選用檢查孔蓋，檢查孔， 。2）通氣器 表24-3選擇帶過(guò)濾網(wǎng)的通氣器3）油面指示器 查表23-9，選用油標(biāo)尺。4）放油孔和螺塞 查表24-6，選用外六角油塞及封油墊 。5）起吊裝置 查表24-8，選用箱蓋吊耳 ， 箱座吊耳，6）定位銷 查表20-4，選用2個(gè)圓錐銷GB/T 117-2000 A12 407）起蓋螺釘 查表19-10，選用2個(gè)2. 減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸減速器