機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說明書：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

1、景德鎮(zhèn)陶瓷學(xué)院機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)共享者：F-0設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 學(xué) 院： 專 業(yè)： 班 級(jí)： 設(shè) 計(jì) 者： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 2014年1月3日課程設(shè)計(jì)任務(wù)書2013 2014 學(xué)年第 1 學(xué)期學(xué)院： 專業(yè)班級(jí)： 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ) 設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 完成期限：自 2013 年 12 月 30 日至 2014 年 1 月 3 日共 1 周內(nèi)容及任務(wù)一、傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖二、原始數(shù)據(jù)帶的圓周力F/N帶速v（m/s）滾筒直徑D/mm8501.6280三、工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差為±

2、5%。三、設(shè)計(jì)任務(wù)1、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份，內(nèi)容包括：傳動(dòng)方案的分析與擬定、原動(dòng)機(jī)的選擇、傳動(dòng)比及分配、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)、軸的設(shè)計(jì)、軸承的選擇和校核、鍵連接的選擇和校核、聯(lián)軸器的選擇、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、減速器附件的選擇、潤滑和密封、課程設(shè)計(jì)總結(jié)和參考文獻(xiàn)。2、A1裝配圖1張進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2013.12.302014.01.01編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書2014.01.022014.01.03繪制裝配圖主要參考資料1 王繼煥.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)（第二版）.武漢：華中科技大學(xué)出版社，2011.32 金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)（第二版）.武漢：華中科技大學(xué)出版社，2

3、011.4指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日目 錄一、擬定傳動(dòng)方案4二、選擇電動(dòng)機(jī)5三、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及其分配7四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力學(xué)計(jì)算8五、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)9六、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)11七、軸的設(shè)計(jì)13八、軸承的選擇和校核21九、鏈連接的選擇和校核23十、聯(lián)軸器的選擇25十一、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)26十二、減速器附件的選擇28十三、潤滑和密封31十四、課程設(shè)計(jì)總結(jié)32十五、參考文獻(xiàn)32一、擬定傳動(dòng)方案結(jié) 果1. 傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖（設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)中的單級(jí)圓柱齒輪減速器）4 2 1、V帶傳動(dòng)63 2、運(yùn)輸帶 3、單級(jí)圓柱齒輪減速器1 4、聯(lián)軸器 5、電動(dòng)機(jī)5 6、卷筒圖1

4、1 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 1、 工作條件：三班制,使用年限10年,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),小批量生產(chǎn),運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%。2、 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=850N；帶速V=1.6m/s；滾筒直徑D=280mm。3、傳動(dòng)方案的分析：機(jī)器一般是由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作裝置組成。傳動(dòng)裝置是用來傳遞原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力、變換其運(yùn)動(dòng)形式以滿足工作裝置的需要,是機(jī)器的重要組成部分。本設(shè)計(jì)中原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī),工作機(jī)為皮帶輸送機(jī)。傳動(dòng)方案采用了一級(jí)傳動(dòng),為單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)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(jī)器中應(yīng)用最為廣泛的機(jī)構(gòu)之一。本設(shè)計(jì)采用的是單級(jí)直齒輪傳動(dòng)。傳

5、動(dòng)方案首先要滿足工作機(jī)的要求,如傳遞的功率和轉(zhuǎn)速。此外,還應(yīng)該滿足結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、成本低、傳動(dòng)效率高、工作可靠、環(huán)境適應(yīng)和操作維護(hù)方便等要求。但是要同時(shí)滿足所有要求是不可能的,所以,應(yīng)當(dāng)根據(jù)具體的設(shè)計(jì)任務(wù)統(tǒng)籌兼顧,有側(cè)重的滿足工作機(jī)的主要要求。若是多級(jí)傳動(dòng),應(yīng)對(duì)多級(jí)傳動(dòng)中各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行合理的布置。而我選擇的是一級(jí)圓柱齒輪減速器,所以就不詳述了。F=850NV=1.6m/sD=280mm二、選擇電動(dòng)機(jī)結(jié) 果1、電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇：按已知的工作要求和條件,可以選用 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)(380V)。因?yàn)閅系列電動(dòng)機(jī)具有高效、節(jié)能、噪音小、振動(dòng)小、運(yùn)行安全可靠的特點(diǎn),安裝尺寸和功率等級(jí)符

6、合國際標(biāo)準(zhǔn)。 電動(dòng)機(jī)的外殼結(jié)構(gòu)形式可選擇防護(hù)式。2、電動(dòng)機(jī)容量的選擇：(1)傳動(dòng)裝置的總效率：總=帶×軸承2×齒輪×聯(lián)軸器=0.97×0.99×0.99×0.98×0.99=0.92其中,查【2】(表10-2)機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值,確定各部分的效率：聯(lián)軸器效率為0.99,滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率為0.99(一對(duì)),齒輪傳動(dòng)效率為0.98。(2)電機(jī)所需的工作功率：Pd=FV/(1000總機(jī))=850×1.60/(1000×0.92×0.86 )=1.71kW其中,三相異步電動(dòng)機(jī)的工作效率可取0.

7、86。因載荷平穩(wěn),電動(dòng)機(jī)額定功率Pcd略大于Pd即可,由【2】第十九章表19-1所示Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù),選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率Pcd為2.2 kW。3、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇：滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000V/D=60×1000×1.6/(×280)=109.13r/min根據(jù)【2】(表2-1),取V帶傳動(dòng)比iv=24,單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍ic=35,則合理總傳動(dòng)比i的范圍為i=620,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為:nd=i×nw=(620)×109.13=654.52082.6r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/

8、min、1000r/min和1500r/min。由于750 r/min無特殊要求,不常用,因此僅將1000r/min、1500r/min同步轉(zhuǎn)速兩種方案進(jìn)行比較由【2】表19-1查出有二種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào),查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于表2-1中：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比1Y100L1-42.2kW1500 r/min1430 r/min13.102Y112M-62.2kW1000 r/min940 r/min8.61表2-1綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比,比較兩種方案可知：方案2因電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低,傳動(dòng)裝置尺寸較大,價(jià)格較高。方案1適

9、中。故選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y100L1-4。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型,所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速,選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y100L1-4。其主要性能：額定功率：2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速1430r/min,額定轉(zhuǎn)矩2.2。Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)總=0.92Pd=1.71kW nw=109.13r/min電動(dòng)機(jī)型號(hào)：Y100L1-4三、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及其分配結(jié) 果我們知道,合理的分配各級(jí)傳動(dòng)比,是傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要問題,它將直接影響傳動(dòng)裝置的外廓尺寸、重量及潤滑條件。所以分配傳動(dòng)比要注意以下幾點(diǎn)：(1)各級(jí)傳動(dòng)比一般應(yīng)在常用的范圍內(nèi),不得超過最大值。單級(jí)傳動(dòng)比的常用值和最大值可查【2】中

10、表2-1。(2)各級(jí)傳動(dòng)零件應(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào),結(jié)構(gòu)均勻,避免傳動(dòng)零件之間發(fā)生相互干涉或安裝不便。(3)應(yīng)盡量使傳動(dòng)裝置獲得較小的外廓尺寸和較小的重量。計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=1430/109.13=13.102、分配各級(jí)傳動(dòng)比(1) 取i帶=4(V帶常用傳動(dòng)比iv=24)(2) i總=i齒×i 帶i齒=i總/i帶=13.10/4=3.275。i總=13.10i帶=4i齒=3.275四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié) 果1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速(r/min)V帶高速軸=滿載轉(zhuǎn)速nm=1430(r/min) 減速器高速軸n1=nm/i 帶=1430

11、/4=357.5(r/min)減速器低速軸n2=n1/i齒=357.5/3.275=109.10(r/min)傳動(dòng)滾筒軸n3=n2=109.10(r/min) 2、計(jì)算各軸的功率(KW)電動(dòng)機(jī)實(shí)際輸出功率Pd=1.71減速器高速軸P1=Pd×帶=1.71×0.97=1.66KW減速器低速軸P2=P1×軸承2×齒輪=1.66×0.99×0.99×0.98=1.59KW3、 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩Td=9.55Pd/nm=9550×1.71/1430=11.36Nm減速器高速軸T1=9.55P1/n1 =9550&

12、#215;1.66/357.5=44.344Nm減速器低速軸 T2 =9.55P2/n2=9550×1.59/109.10=138.45Nmn1=357.5 (r/min) n2=109.10(r/min)n3=109.10(r/min)P1=1.66KWP2=1.59KWTd=11.36NmT1=44.344NmT2=138.45Nm五、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)結(jié) 果設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意檢查帶輪尺寸與傳動(dòng)裝置外廓尺寸的相互關(guān)系。帶輪結(jié)構(gòu)形式主要由帶輪直徑大小決定。帶傳動(dòng)的主要失效形式是打滑和帶的破壞。因此,帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則為：在保證不打滑的條件下,使帶具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。1、確定設(shè)計(jì)功率 根據(jù)傳

13、遞的功率Pc、載荷性質(zhì)、原動(dòng)機(jī)種類和工作情況等確定設(shè)計(jì)功率 ： P=KA×Pc其中P為設(shè)計(jì)功率,KA工作情況系數(shù),Pc為所需傳遞的額定功率。由【1】中(表9-7)可知KA=1.2,Pc=Pd=1.71 KW，P=1.2×1.71 KW=2.05 KW2、 選擇帶型查【2】中(表18-5)得：選用A型普通V帶3、 確定帶輪基準(zhǔn)直徑國標(biāo)中規(guī)定了普通V帶帶輪的最小基準(zhǔn)直徑和帶輪的直徑系列(見【1】中表9-3)。其他條件不變時(shí),帶輪基準(zhǔn)直徑越小,帶傳動(dòng)越緊湊,但帶內(nèi)的彎曲應(yīng)力也越大,使帶輪的疲勞強(qiáng)度減弱,傳動(dòng)效率下降。因此,選擇小帶輪基準(zhǔn)直徑時(shí),應(yīng)使得dd1>dmin,并取標(biāo)

14、準(zhǔn)直徑。 取dd1=100mm> dmin=75mm一般情況下,可以忽略滑動(dòng)率的影響,通過【1】中（P122表達(dá)式9-21）計(jì)算出大帶基準(zhǔn)直徑dd2 ， dd2=nm/n1×dd1 =1430/357.5×100=400mm。4、驗(yàn)算帶速由【1】課本P122表達(dá)式9-22得帶速V：V=dd1nm/60×1000=×100×1430/60×1000=7.49m/s在525m/s范圍內(nèi),帶速合適。5、 確定帶長和中心距初定中心距：0.7(dd1+dd2)<a0=500mm<2(dd1dd2)帶長：Ld=2a0+(dd1+

15、dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0=2×500+3.14(100+400)/2+(400-100)×(400-100)/(4×500)=1830mm根據(jù)【1】中(表9-2)選取相近的Ld=1800mm確定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1830)/2=485mm考慮安裝、調(diào)整、和補(bǔ)償緊張的需要,中心距應(yīng)有一定的變化范圍：amin=a-0.015Ld,amax=a+0.03Ld。所以中心距的變化范圍是458mm<a<539mm。6、驗(yàn)算小帶輪包角1=180°-57.3 °×(dd2-dd1)

16、/a=180°-57.3°×(400-100)/485=144.6°>120°(適用)7、確定帶的根數(shù)(1)計(jì)算單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1=100和n1=1430,查【1】中(表9-4)得：P0=1.32KW。(2)根據(jù)nm=1430 r/min,傳動(dòng)比i帶=4,Ld=1800mm和1=144.6°,查【1】中P119(表9-5)和P120(表9-6)得P0=0.17 KW,K=0.92,KL=0.99。計(jì)算【P0】=(P0+P0)×K×KL=1.357 KW。(3)計(jì)算帶的根數(shù)Z>= P/【P0

17、】=1.49所以,V帶取2根。8、確定單根帶的初拉力由【1】中P112(表9-1)查得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.11kg/m,由【1】中公式(9-30)計(jì)算單根V帶的初拉力：F0=500P(2.5- K)/(K×z×v)+qV2F0=500×2.05×1.58/(0.92×7.49×2)+0.11×7.49×7.49=123.7N9、計(jì)算軸上壓力作用在軸承的壓力FQFQ=2×Z×F0×sin(1/2)=2×2×123.7sin(156.40°/2)=48

18、4.4N。P=2.05 KW選用A型普通V帶 dd1=100mmdd2=400mmV=7.49m/sLd=1800mma=485mm1=144.6°P0=1.32KW【P0】=1.357 KWP=2.05KWZ=2F0=123.7NFQ=484.4N六、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)結(jié) 果1、齒輪傳動(dòng)失效形式 (1)齒輪折斷 (2)齒面點(diǎn)蝕 (3)齒面磨損 (4)齒面膠合 (5)塑性變形2、設(shè)計(jì)準(zhǔn)則在設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)時(shí),應(yīng)按照可能出現(xiàn)的主要失效形式,。懸著相應(yīng)的強(qiáng)度計(jì)算方法,確定齒輪主要參數(shù)和尺寸,然后再進(jìn)行其他方面的強(qiáng)度校核,以保證在規(guī)定的試用期間內(nèi)不發(fā)生任何形式的失效。3、選擇齒輪材料與熱處理 所設(shè)計(jì)

19、齒輪傳動(dòng)屬于閉式傳動(dòng),而且?guī)捷斔蜋C(jī)的工作載荷比較平穩(wěn),對(duì)減速器的外廓尺寸沒有限制,為了便于加工,采用軟齒面齒輪傳動(dòng)。小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,齒面平均硬度為240HBS；大齒輪選用45鋼,正火調(diào)質(zhì)處理,齒面平均硬度為190HBS。4、參數(shù)選擇確定有關(guān)參數(shù)如下：(1).傳動(dòng)比i齒輪= 3.275,由于采用軟齒面閉式傳動(dòng),故齒數(shù)取,Z1=20,所以：Z 2 = i齒輪×Z1=3.275×20=65.5，取Z 2 =66。(2).查資料【1】(P147表11-2),取電動(dòng)機(jī)載荷系數(shù)K=1.2。(3).由于是單級(jí)齒輪傳動(dòng),且兩支承相對(duì)齒輪為對(duì)稱布置,兩輪均為軟齒面,查資料【1】

20、(P151表11-5),取齒寬系數(shù)=1.0。5、確定許用應(yīng)力 小齒輪的齒面平均硬度為240HBS.許用應(yīng)力可根據(jù)表：查【1】(P145表11-1),通過線性插值來計(jì)算,H 1=513+(240-217)/(255-217)×(545-513) MPa =532MPaF 1=301+(240-217)/(255-217)×(315-301) MPa =309MPa 大齒輪的齒面平均硬度為190HBS,查參考資料：【1】(P145表11-1),通過線性插值來計(jì)算, H 2=491Mpa F 2=291 MPa6、計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)距 ：T1=44344Nmm7、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)

21、算由【1】(P148表11-3),知=189.8,取較小的許用接觸應(yīng)力H 2代入：d1>=2.32KT/(u+1)/u(/H 2)21/3 =51(mm) 式中：d 1小齒輪的分度圓直徑,T 1小齒輪的轉(zhuǎn)矩,u齒數(shù)比,u= Z 2/ Z1 齒寬系數(shù),H 2許用接觸應(yīng)力。齒輪的模數(shù)為 ：m=d 1/Z151/20mm=2.55mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm。8、計(jì)算齒輪的主要幾何尺寸分度圓直徑:d 1 = m Z1 =2.5×20mm=50mm ，d 2 = m Z 2 =2.5×66mm=165mm齒頂圓直徑:d a1=( Z1+ 2h *a)m=(20+2×

22、1)×2.5mm =55mmd a2=( Z2+ 2h *a)m =(66+2×1)×2.5mm=170mm中心距：a=(d 1+d 2)/2=(50+165)/2mm=107.5mm齒寬:b=bd 1=50 mm 故取b2=50mm,b1=b2+(510)mm,取b1=60mm。9、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核確定有關(guān)系數(shù)如下：(1)、齒形系數(shù) 查【1】(P149表11-4), =2.65,=2.236(2)、應(yīng)力修正系數(shù) 查【1】(P149表11-4), =1.58,=1.754 代入：F1 =2KT1/(bm2Z1)YFa1 YSa2=2×1.2

23、5;44344/(50×2.52×20)×2.65×1.58 MPa =71.3MPa F1 =309MPaF2=F1×YFa2YSa2/ YFa1 YSa1=71.3×2.236×1.754/(2.65×1.58) MPa=66.8MPaF 2=291 MPa齒根彎曲強(qiáng)度校核合格。10、計(jì)算齒輪的圓周速度V齒輪 ：V齒輪=d1n1/(60×1000)=0.94m/小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理大齒輪選用45鋼,正火調(diào)質(zhì)處理Z1=20Z 2 =66K=1.2=1.0H1=532MPaF1=309MPaH2=4

24、91MPaF2=291MPaT1=44344Nmm=189.8m=2.5mmd 1 =50mmd 2 =165mmd a1=55mmd a2=170mma=107.5mmb2=50mmb1=60mmF1 =71.3MPaF2=66.8MPaV齒輪=0.94m/s七、軸的設(shè)計(jì)結(jié) 果（一）輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、軸的設(shè)計(jì)要求 在進(jìn)行軸的設(shè)計(jì)時(shí),為了保證其具有足夠的工作能力,必須根據(jù)使用條件對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算；對(duì)于有剛度要求的軸,還要進(jìn)行剛度計(jì)算；對(duì)于高速運(yùn)轉(zhuǎn)的軸,要進(jìn)行震動(dòng)穩(wěn)定性的計(jì)算。但對(duì)于一般的機(jī)械設(shè)備中的軸,因轉(zhuǎn)速不高,只要保證強(qiáng)度或剛度要求就行了。另外,還要根據(jù)裝配、加工等具體要求,合理的進(jìn)行軸

25、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。2、軸的材料的選擇 由于工作時(shí)軸上的應(yīng)力多為交變應(yīng)力,所以軸的失效一般為疲勞斷裂,因此軸的材料首先應(yīng)有足夠的疲勞強(qiáng)度；對(duì)應(yīng)力集中敏感性低；還應(yīng)滿足剛度、耐磨性、耐腐蝕性的要求了,并具有良好的加工性。軸的常用材料主要有碳鋼、合金鋼、球墨鑄鐵、和高強(qiáng)度鑄鐵。因此,軸的材料選擇為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查【1】(P224表15-1)可知：強(qiáng)度極限b=650MPa,屈服極限s=360MPa,許用彎應(yīng)力=60 MPa,硬度217255 HBS。3、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑軸徑d的設(shè)計(jì)計(jì)算公式為dA(P2/n2) 1/3查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,得: d28mm考

26、慮鍵槽影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn),將直徑增大5%,則d=28×(1+5%)mm=29.4mm取d=30mm合適。因此,可取最細(xì)的軸徑d1=30mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 軸上零件的定位,固定和裝配  單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央,相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布,齒輪左面由軸肩定位,右面用套筒軸向固定,聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定,兩軸承分別以軸肩和大筒定位,則采用過渡配合固定。(2) 確定軸各段直徑繪制軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖圖7.1 輸出軸的結(jié)構(gòu)圖查【2】(P42),定位軸肩：當(dāng)直徑變化時(shí)為了固定軸上零件或承受軸向力時(shí),其軸肩高度要大些,如圖7.1中的d1與d2,d4與d5, d6與d7的軸

27、肩. 查【1】(P226表15-2),可知,為保證零件與定位面靠緊,軸上的過度圓角半徑r應(yīng)小于軸上的零件圓角半徑R和倒角C。一般取定位軸肩高度a=(0.070.1)d,軸環(huán)寬度b1.4a。所以,d2= d1+2(0.070.1)d1=33.836mm ?。篸2=34mm查【2】(P42),有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件的直徑：軸上有軸、孔配合要求的直徑,如圖7.1所示的安裝齒輪和聯(lián)軸器處的直徑d4、d1,一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值(見查【2】表10-7表14-1)。另外,安裝軸承及密封元件處的軸徑d2、d7和d3 ,應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致(查【2】表13-2和表17-5)。查【2】(P43),非定位軸肩

28、：軸徑變化僅為裝拆方便時(shí),相鄰直徑要小些,一般為(13)mm,如圖7-1中的d2與d3,d3與d4,d5與d6處的直徑變化。 因此,由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等,d1=30mm,考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素,其他各段直徑可確定為：求d3： 齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入,考慮裝拆方便以及零件固定的要求,裝軸處d3應(yīng)大于d2,所以,d3=d2+(13)=35mm37mm ，取d3=35mm。求d4：為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，所以,d4= d3+(13)=38mm40mmd4處安裝齒輪一般取標(biāo)準(zhǔn)值,查【2】(P97表10-7).可知取d4=40mm。求d5：考慮在d4與

29、d5處用軸肩實(shí)現(xiàn)軸向定位，所以，d5=d4+2(0.070.1)d4=45.6mm48mm ，取d5=46mm。求d7：滿足齒輪定位的同時(shí),還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號(hào)確定.右端軸承型號(hào)與左端軸承相同,取d7=35mm求d6：d6與d7用軸肩實(shí)現(xiàn)軸向定位,齒輪在左端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d6,所以，d6=d7+2(0.070.1)d7=39.9mm42mm，取d6=42mm。(3)選擇軸承型號(hào)由于d7和d3兩處都安裝軸承,且d7=35mm,初選深溝球軸承,查【2】(P130表13-2),可知,軸承代號(hào)可為6007,軸承寬度B=14mm,安裝尺寸為damin=41mm。所以d6 =

30、41mm。(4)確定軸各段的長度如圖7.1中d4、d1、d7處的長度由齒輪、聯(lián)軸器的輪轂寬度及軸承寬度確定。輪轂寬度L0與孔徑有關(guān),查【2】(P43).知,一般情況下,輪轂寬度L0=(1.21.6)d,最大寬度Lmax(1.82)d,輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊,裝拆不便,而且鍵連接不能過長,鍵長一般不大于(1.61.8)d,以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重.軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時(shí),軸段長度L應(yīng)較輪轂寬L0短(23)mm,以保證軸上零件定位可靠.因此可以得到L1=(1.82)d-2=(1.82)×30-3=51mm57mm取 L1=52mmL4=(1.21.6)d4-3=(1

31、.21.6)×40-3=45mm61mm取 L4=48mm因?yàn)檩S端倒角45度,所以 ，L7=B+2=16mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁,軸承端面和箱體內(nèi)壁的距離取為2mm(采用脂潤滑),取套筒長L套筒 =16mm；所以 ， L3= B+L套筒+2=16+16+2=34mm。齒輪位于軸的中間,即L5+ L6=L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。在圖7.1中,L2與箱體軸承座孔的長度、軸承的寬度及伸出軸承蓋外部分的長度.軸承座孔及軸承的軸向位置和寬度在前面已確定。此次設(shè)計(jì)的為凸緣式軸承蓋,查【2】(表4-15),伸出端蓋外部分的長度LB與伸出端安裝的零件有關(guān),與端蓋固定螺釘?shù)难b拆

32、有關(guān),查【2】(P44)?？扇(3.54) d3螺釘,此處d3為軸承端蓋固定螺釘直徑,軸上零件不影響螺釘?shù)鹊牟鹦?查【2】(P44),這時(shí)可取LB=(0.150.25) d3螺釘。由裝拆彈性套銷距離B確定(B值可由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)查出).軸承蓋軸段長應(yīng)根據(jù)軸承蓋的寬度,并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定。查【2】(P21),可知地腳螺栓直徑：df=0.036a+12=0.036×107.5+12=15.87mm軸承蓋螺釘直徑：d3螺釘=(0.40.5) df =6.348mm7.935mm ， 取 d3螺釘=7mm所以LB=(0.150.25) d3螺釘=1.051.75mm.取LB

33、=1.5mm。查【2】(P37表4-15).可知：e=(11.2)d3螺釘=7mm8.4mm取e=8mm,同時(shí)取m=16.5mm。則 L2 =e+m+LB=8+16.5+1.5=26mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距：L=L3+L4+L5+L6=60+34+6+10=110mm5、求作用在軸上的外力和支反力根據(jù)軸系機(jī)構(gòu)圖繪制軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖,如圖7.2(a)(b)(c)(d)(e)圖7.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算軸上所受的外力有：作用在齒輪上的兩個(gè)分力,圓周力和徑向力,方向如圖所示；作用在齒輪和半聯(lián)軸器之間軸段上的扭矩為T。(1)、求轉(zhuǎn)矩：T2 =9.55P2/n2=9550×1.59/109

34、.10=138.45Nm(2)、求分度圓直徑：已知: d 2=165mm(3)、求圓周力：Ft=2T2/d2=1678.2 N(4)、求徑向力：Fr=Ft·tan=1678.2×tan200 N=610.8N將作用在軸上的力向水平面和垂直面分解,然后按水平和垂直面分別計(jì)算.垂直面的支反力(見圖7.2(b)RAV=RBV=Fr/2=610.8/2=305.4N.水平面上的支反力(見圖7.2(c)RAH=RBH=Ft/2=1678.2/2=839.1N6、作彎矩圖(1).作垂直彎矩圖(見圖7.2(b)垂直面上截面的D處的彎矩MDV=-RAV×(L3+L4+L5)/2=

35、-305.4×110/2Nmm=-16797Nmm(2).作水平面彎矩圖(見圖7.2(c)MDH=RAH×(L3+L4+L5)/2=839.1×110/2Nmm=46150.5Nmm(3).作合成彎矩圖(見圖7.2(d)把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來,其大小為:MD=(MDV2+MDH2)1/2=(167972+46150.52)1/2Nmm =49112.2Nmm4).作扭矩圖(見圖7.2(e) 扭矩只作用在齒輪和半聯(lián)軸器中間平面之間的一段軸上，T=T2=138.45Nm。6.校核軸的強(qiáng)度 軸在D處截面處的彎矩和扭矩最大,故為軸的危險(xiǎn)截面,軸單向轉(zhuǎn)動(dòng),

36、扭矩可認(rèn)為按脈動(dòng)循環(huán)變化,故取折合系數(shù)。軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查【1】(P224表15-1),得=60MPa。49112.22+(0.6×138450)21/2/(0.1×403)MPa =15.1MPa=60MPa由此可知,軸的強(qiáng)度滿足要求。（二）輸入軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料 與輸出軸選材一樣,選擇45鋼,調(diào)質(zhì)處理。2.齒輪上作用力的計(jì)算(1)轉(zhuǎn)矩已知：T1=9.55P1/n1=9550×1.66/357.5=44344 N·mm(2)分度圓直徑已知：d 1=50mm(3)求圓周力：Ft=2T1/d1=1773.8 N(4)求徑向力：Fr=Ft&

37、#183;tan=1773.8×tan200 N=645.6N3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑軸徑d的設(shè)計(jì)計(jì)算公式為：dA(P1/n1) 1/3查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,有 ：d>=19.2mm查【1】(P230),上式求出的直徑為軸的最小直徑,即外伸軸段直徑,需要圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑,與標(biāo)準(zhǔn)件相配是應(yīng)與標(biāo)準(zhǔn)件相一致。當(dāng)軸上開有鍵槽時(shí),軸徑還應(yīng)增大5%7%(一個(gè)鍵槽)或10%15%(兩個(gè)鍵槽),因?yàn)橥馍燧S段上有一個(gè)鍵槽。所以,取d1=19.2(1+5%)=20.16mm查【2】(P139表14-1),可知：取最細(xì)的軸徑 d1=20mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(

38、1)確定軸上零件的位置和固定方法單級(jí)減速器中,可以將齒輪安排在箱體中央,軸承對(duì)稱布置在齒輪兩邊.軸外伸端安裝聯(lián)軸器,齒輪靠油環(huán)和套筒實(shí)現(xiàn).軸向定位和固定,靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定,兩端軸承靠套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位,靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定 ,軸通過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位,聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向定位.(2)確定軸的徑向尺寸查【2】(P42),定位軸肩：當(dāng)直徑變化時(shí)為了固定軸上零件或承受軸向力時(shí),其軸肩高度要大些,如圖7.3中的與,與,與處的軸肩. 查【1】(P226表15-2),定位軸肩高度a=(0.070.1)d,軸環(huán)寬度b1.4a.查【2】(P42),有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件

39、的直徑：軸上有軸、孔配合要求的直徑,如圖7.3所示的安裝齒輪處的直徑,一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值(見查【2】P97表10-7).另外,安裝軸承及密封元件處的軸徑、和 ,應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致(見查【2】表13-2和表17-5).查【2】(P43),非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時(shí),相鄰直徑要小些,一般為13mm.如圖7.3中與、與、與的軸徑變化.由以上可知 ：d1=20mm，d2=d1+2(0.070.1)d1=22.8mm26mm ， 取d2=24mm。d3=d2+(13)=25mm27mm ， 取d3=25mm。d4=d3+(13)=26mm28mm ， 取d4=28mm。d5=d4+

40、2(0.070.1)d4=31.92mm33.6mm ， 取 d5=32mm。d7=d3=25mm 。d6=d7+2(0.070.1)d7=28.5mm30mm ， 取d6=30mm。3)選擇軸承型號(hào)由于和兩處都安裝軸承,初選深溝球軸承,查【2】(P130表13-2),可知,軸承代號(hào)為6005,軸承寬度B=12mm,安裝尺寸為damin=30mm所以可知d6=30mm。(4)確定軸的軸向尺寸由軸上安裝零件確定的軸段長度,如圖7.3中、處由帶輪軸、齒輪的輪轂寬度及軸承寬度確定.查【2】(P43)知,一般情況下,輪轂寬度L=(1.21.6)d,最大寬度Lmax(1.82)d,輪轂過緊則軸向尺寸不緊

41、湊,裝拆不便,而且鍵連接不能過長,鍵長一般不大于(1.61.8)d,以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重.軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時(shí),軸段長度應(yīng)較輪轂寬L短(23)mm,以保證軸上零件定位可靠.所以,L1=(1.82)d-3=(1.82)×20-3=33mm37mm , 取 L1=36mm。L4=(1.21.6)d4-2=(1.21.6)×28-2=31.6mm42.8mm，取 L4=42mm。因?yàn)檩S端倒角45度,所以L7=B+2=14mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁,軸承端面和箱體內(nèi)壁的距離取為2mm(采用脂潤滑),取套筒長L套筒=16mm；所以L3=12+16+2=30

42、mm齒輪位于軸的中間,即L5+ L6= L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。查【2】(P21),可知：地腳螺栓直徑、軸承蓋螺釘直徑與輸出軸的相同： df=15.87mm ,d3螺釘=7mm 。 所以LB=(0.150.25) ，d3螺釘=1.051.75mm.取LB=1.5mm。查【2】(P37 表4-15).可知：e=(11.2)d3螺釘=7mm8.4mm，取e=8mm,同時(shí)取m=16.5mm。所以 ,L2 =e+m+LB=8+16.5+1.5=26mm。45鋼調(diào)質(zhì)處理b=650MPas=360MPa=60 MPaP2=1.59KWn2=109.10(r/min)A=115d=30

43、mmd1=30mmd2=34mm d3=36mm d4=40mmd5=46mmd7=35mmd6=42mmL1=52mmL4=48mmB=14mmL7=16mmL3=34mmL5=6mmL6=10mmdf=15.87mmd3螺釘=7mmLB=1.5mme=8mmm=16.5mmL2 =26mmL=110mmT2=138.45Nm d 2=165mmFt=1678.2 NFr=610.8NRAV=305.4NRAH=839.1NMDV=-16797 NmmMDH=46150.5NmmMD=49112.2NmmT=138450 N·mm=60MPaca=15.1MPa45鋼調(diào)質(zhì)處理P1=

44、1.66KWn1=357.5(r/min)Ft=1773.8 NFr=645.6Nd1=20mmd1=20mmd2= 24mmd3=25mmd4=28mmd5=32mmd7=25mmd6=30mmB=12mmL1=36mm L4=42mmL7=14mmL3=30mmL5=6mmL6=10mmLB=1.5mme=8mmm=16.5mmL2 =26mm八、軸承的選擇與校核結(jié) 果1、滾動(dòng)軸承的類型選擇選用軸承時(shí),首先是選擇軸承類型,正確選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮一下主要因素：(1)、軸承的載荷、(2)、軸承的轉(zhuǎn)速(3)、軸承的調(diào)心性能(4)、軸承的經(jīng)濟(jì)性當(dāng)我們進(jìn)行選擇時(shí)應(yīng)綜合考慮。2、計(jì)算輸出軸承(1)、

45、輸出軸承類型選擇由已知條件,查【2】(P131表13-2),因其直徑與輸出軸第3段直徑相等故其直徑取d3=30mm,可選6007型深溝球軸承,其內(nèi)徑d為35mm,外徑D=62mm,寬度B為14mm ,基本額定動(dòng)載荷Cr=16.2kN由已知條件知道工作時(shí)間為10年,且每天三班制工作,則大概總的各種時(shí)間為(軸承預(yù)計(jì)壽命)： Lh=365×10×24h=87600h(2)、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)截荷考慮到最不利的情況,單個(gè)軸承所受的徑向力為Fr1=Fr/2= 610.8/2 N =305.4 N向心軸承只承受徑向載荷時(shí),P=Fr1=305.4 N。(3)、校核軸承壽命軸承計(jì)算壽命公式為：L1

46、0h= 106/(60n)×(ftC/P) 查【1】(P185表13-4), ft=1,=3已知：n=n2=109.1r/min，所以 ， L10h=106/(60×109.1)×(1×25500/305.4)3h=88936938.9h>Lh由于L10h >Lh滿足要求,預(yù)期壽命足夠,故選用6007型深溝球軸承. 3、計(jì)算輸入軸承滾動(dòng)軸承的失效形式主要有：疲勞點(diǎn)蝕、塑性變形以及潤滑不良,疲勞點(diǎn)蝕和塑性變形是最主要的失效形式,因此,要針對(duì)這兩種主要失效形式進(jìn)行必要的計(jì)算。(1)、輸入軸承類型選擇查【2】(P131表13-2),因其直

47、徑與輸入軸第3段直徑相等,故其直徑取d3=25mm,可選用6005型深溝球軸承,其內(nèi)徑d為25mm,外徑D為47mm,寬度B為12mm. 基本額定動(dòng)載荷Cr=10.0kN。由已知條件知道工作時(shí)間為10年,且每天三班制工作,則總的各種時(shí)間為(軸承預(yù)計(jì)壽命) Lh=365×10×24h=87600h(2)、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)截荷考慮到最不利的情況,單個(gè)軸承所受的徑向力為：Fr1=Fr/2=645.6/2 N =322.8 N向心軸承只承受徑向載荷時(shí) ：P=Fr1=322.8 N(3)、校核軸承壽命軸承計(jì)算壽命公式為L10h= 106/(60n)×(ftC/P) 查【1】(P1

48、85表13-4), ft=1對(duì)于球軸承的壽命指數(shù)：=3已知：n=n2=357.5r/min所以 ， L10h=106/(60×357.5)×(1×25500/322.8)3h=23869440h>Lh由于L10h >Lh滿足要求,預(yù)期壽命足夠,故選用6005型深溝球軸承.6007型深溝球軸承Lh=87600hFr1=305.4 NP=305.4 Nft=1,=3L10h=88936938.9h 6007型深溝球軸承6005型深溝球軸承L10h=88936938.9hFr1=322.8 NP=322.8 Nft=1=3L10h=23869440h預(yù)期壽命

49、足夠選用6005型深溝球軸承九、鍵連接的選擇和校核結(jié) 果在輸出軸與輸入軸的1,4段都需要鍵連接選用A型的普通平鍵1、根據(jù)軸徑的尺寸,查【2】(表12-11)表9.1 平鍵軸鍵鍵槽公稱直徑d公稱尺寸寬度b深度半徑r公稱尺寸b極限偏差軸t轂軸H9轂D10軸N9轂Js9 公稱尺寸公稱尺寸minmax>12175+0.0300+0.078+0.0300-0.030±0.0153.02.30.160.25>17226+0.0300+0.078+0.0300-0.030±0.0153.52.80.160.25>22308+0.0360+0.098+0.0400-0.036±0.0184.03.30.160.25a.輸出軸1、軸1段d1=30mm,軸4段d4=40mm查【2】(P119表12-11),可知：d1=30mm在2230mm之間,則b=8mm,h=7mm.靜連接時(shí),一般鍵長L可比輪轂寬度小510mm.則L=b2-(51