機(jī)械課程設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式運(yùn)輸機(jī) 工程學(xué)院（系）交通運(yùn)輸（汽車運(yùn)用工程） 專業(yè)學(xué) 號： 200930550101 設(shè)計者： 陳榮 指導(dǎo)教師： 夏紅梅 2011 年 12 月18日華南農(nóng)業(yè)大學(xué)目錄一 設(shè)計任務(wù)書 3 二 傳動裝置總體設(shè)計 4三 電動機(jī)的選擇 5 四 傳動裝置參數(shù)的選擇計算 6五傳動零件的設(shè)計 9六軸的設(shè)計及校核 17七鍵聯(lián)接的選擇及計算 34八聯(lián)軸器的選擇 36九 .潤滑和密封 37十箱體及附件的設(shè)計與選擇 38十一.設(shè)計小結(jié)41十二.參考文獻(xiàn)41一、華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書專業(yè) 交通運(yùn)輸（汽車運(yùn)用工程） 班級 2009 姓名 陳榮 設(shè)計題目：帶式

2、輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計參數(shù)：傳動方案輸送帶的牽引力F,(KN)輸送帶的速度,(m/s)提升機(jī)鼓輪的直徑D,(mm)180.3500設(shè)計要求：1）. 輸送機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。2）. 輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.97。3）. 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。設(shè)計內(nèi)容：1) 裝配圖1張；2) 零件圖3張；3) 設(shè)計說明書一份。指導(dǎo)教師：夏紅梅日期：2011年12月18日二、傳動方案分析傳動方案：電機(jī)®帶傳動®兩級圓柱齒輪(斜齒或直齒)減速器®工作機(jī)傳動方案選擇：（一）減速器的特點（課程設(shè)計P18）：兩級展開式圓柱齒輪減速器：是兩級減速器中應(yīng)用

3、最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。輸入輸出軸上的齒輪常布置在遠(yuǎn)離軸輸入輸出端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均。高速級常用斜齒，這里為直齒，低速級可用斜齒或直齒。建議用于載荷較平穩(wěn)場合。兩級同軸式圓柱齒輪減速器：箱體長度較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高速級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入端和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。兩級分流式圓柱齒輪減速器：低速軸上的齒輪相對于軸承為對稱布置，載荷沿齒寬分布較均勻。中間軸危險斷面上的轉(zhuǎn)矩是傳遞轉(zhuǎn)矩的一半。高速級多用斜齒，同一軸上齒輪一

4、邊右旋，另一邊左旋，軸向力可抵消，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，需多用一對齒輪，軸向尺寸較大。建議用于大功率、變載荷場合。（二）、選擇方案：該工作機(jī)有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。本次設(shè)計中，載荷比較平衡，使用展開式減速器結(jié)構(gòu)最簡單。三、選擇電動機(jī)1、傳動裝置的總效率：

5、式中：為V帶的傳動效率，取=0.96；機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計第2版17頁表2-5為三對滾子滾動軸承（一對）的效率，取=0.98；為兩對圓柱齒輪的效率，取=0.97;為彈性聯(lián)軸器的效率，取=0.99；為運(yùn)輸滾筒的效率，=0.97。所以，傳動裝置的總效率2、電動機(jī)所需要的功率 3、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍 1）輸送帶鼓輪的轉(zhuǎn)速 2）V帶傳動的傳動比范圍為;機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計第2版17頁表2-33)二級圓柱齒輪減速器展開式的傳動比為i28，40；機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計第2版17頁表2-44)總傳動比的范圍為16，160；則電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為183,1833。4、選擇電動機(jī)的型號（補(bǔ)充個方案的選擇）：根據(jù)工作條

6、件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動機(jī)，根據(jù)電動機(jī)所需的功率，并考慮電動機(jī)轉(zhuǎn)速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸也相應(yīng)的增大，所以選用Y132M1-6型電動機(jī)。額定功率4KW，滿載轉(zhuǎn)速960（r/min）,堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩2.0,最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩2.0四、傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的選擇計算1、傳動比的分配1）總傳動比，式中：為電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，為工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速。2）傳動裝置各級傳動比的初步分配取V帶傳動的傳動比，則減速器的傳動比為取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 則低速級傳動比為 運(yùn)動和動力參數(shù)的計算0軸（電動機(jī)軸）：1軸（高速軸）：2軸（中間軸）：3軸（低速軸）：4軸（滾筒軸）：數(shù)據(jù)整理表1軸

7、名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸1軸2軸3軸滾筒軸2.882.742.62.5232.822.692.552.4785.95511.272166.67210029.8484.23501.042123205896032051.1811.4611.4636.2524.46610.960.950.950.97五、傳動零件的設(shè)計計算1、V型帶零件設(shè)計1）計算功率： -工作情況系數(shù)，查表取值1.3;機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)218頁 -電動機(jī)的額定功率2）選擇V帶型號根據(jù)，n=960,可知選擇A型；機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)219頁圖13-153）計算大小帶輪直徑由表139知小輪的基

8、準(zhǔn)直徑應(yīng)大于或等于，取主動輪即小輪基準(zhǔn)直徑 則從動輪即大帶輪的直徑為 據(jù)表139，取4）驗算帶速在525m/s范圍內(nèi)，合適。機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P2065）確定普通V帶的基準(zhǔn)長度和中心距初步選取中心距符合帶長查表13-2（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P212）對A型帶選用再計算實際中心距6）驗算小帶輪上的包角合適。7）確定帶的根數(shù)Z 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P218由，查表13-3（P214）得 =，傳動比查表135（P216）得=查表13-7得：=0.95,查表132得：=1.01，則 =3.81取z=4根8）求作用在帶輪軸上的壓力查表131的，故單根V帶的初拉力機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P220作用在軸上的壓軸力 9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪寬度

9、B=（z-1）e+2f=(4-1)15+29=63mm（設(shè)計手冊：帶傳動、鏈傳動V帶傳動帶輪輪槽截面尺寸）帶輪的材料采用鑄鐵（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P222）主動輪基準(zhǔn)直徑，故采用腹板式（或?qū)嵭氖剑ㄔO(shè)計手冊：帶傳動、鏈傳動V帶傳動帶輪V帶輪的結(jié)構(gòu)形式和腹板厚度），從動輪基準(zhǔn)直徑，孔徑26mm(見下文軸的設(shè)計)采用6孔板輪輻式，輻板厚S=16mm。其他參數(shù)設(shè)計參照P22310）齒輪的設(shè)計一、高速級齒輪設(shè)計（1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2).選擇材料及確定許用應(yīng)力。由表11-1（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P166）可選擇小齒輪的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為197286HBS，取236HBS，大齒輪的材料

10、為45鋼(正火)，硬度為156217HBS，取190HBS，。二者的材料硬度相差為46HBS。由表11-5，取，（3）按齒面接觸強(qiáng)度計算減速器運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，工作速度不是太高，所以選用8級精度（表11-2機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P168）；取載荷系數(shù)K=1.5（表11-3機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P169），齒寬系數(shù)（表116機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P175），由數(shù)據(jù)整理表1知小齒輪上的轉(zhuǎn)矩?。ū?14機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P171或機(jī)械設(shè)計手冊材料特性系數(shù)ZE） 齒數(shù)取，則，故實際傳動比模數(shù)齒寬,取,(為保證齒輪有足夠的嚙合寬度，機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P175)按表41取，實際的中心距（4）驗算輪齒彎曲強(qiáng)度齒形系數(shù)（圖11-8），（圖119）

11、由式，安全。（5）齒輪的圓周速度對照表112可知選用8級精度是合適的（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P168或機(jī)械設(shè)計手冊外嚙合齒輪的許用圓周速度）。（6）結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪齒頂圓直徑,40mm為軸的直徑（見下面軸的設(shè)計），故小齒輪為鍵連接，采用實心式。同理，大齒輪齒頂圓直徑484mm>120mm，故以選用輪輻式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸按圖<輻式結(jié)構(gòu)的齒輪P183>薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計高速級的齒輪參數(shù)表2節(jié)圓直徑/mm齒數(shù)模數(shù)m中心距/mm圓周速度齒寬齒輪1761942761.27m/s60齒輪247611955二、低速級齒輪設(shè)計(1).選擇材料及確定許用應(yīng)力。由表11-1（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P166）可選

12、擇小齒輪的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為197286HBS，取236HBS，大齒輪的材料為45鋼(正火)，硬度為156217HBS，取190HBS，。二者的材料硬度相差為46HBS。由表11-5，取，（2）按齒面接觸強(qiáng)度計算選用8級精度（表11-2機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P168）；取載荷系數(shù)K=1.5（表11-3機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P169），齒寬系數(shù)（表116機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P175），由數(shù)據(jù)整理表1知小齒輪上的轉(zhuǎn)矩?。ū?14機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P171或機(jī)械設(shè)計手冊材料特性系數(shù)ZE） 齒數(shù)取，則，故實際傳動比模數(shù)齒寬 取 (為保證齒輪有足夠的嚙合寬度，機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P175)按表41取，實際的中心距（4）驗算輪齒彎曲

13、強(qiáng)度齒形系數(shù)（圖11-8），（圖119）由式，安全。（5）齒輪的圓周速度對照表112可知選用8級精度是合適的（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P168或機(jī)械設(shè)計手冊外嚙合齒輪的許用圓周速度）。低速級的齒輪參數(shù)表2節(jié)圓直徑/mm齒數(shù)模數(shù)m中心距/mm圓周速度齒寬齒輪11141963120.305m/s105齒輪2510851005.結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪齒頂圓直徑>12Omm,故小齒輪為鍵連接。因大齒輪齒頂圓直徑>50Omm，故以選用輪輻式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸按圖<輪輻式結(jié)構(gòu)的齒輪P183>薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 六、軸的設(shè)計計算中間軸的計算。1）選擇軸的材料選取45鋼，正火、回火處理，參數(shù)如下:硬度

14、為HBS170217抗拉強(qiáng)度極限600MPa屈服強(qiáng)度極限300MPa彎曲疲勞極限240MPa剪切疲勞極限1155MPa許用彎應(yīng)力1=55MPa（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P246表14-3） 2）初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知，查表可取C=118； 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P245表14-2，對于直徑d100mm的軸： 有一個鍵槽時，軸徑增大57，有兩個鍵槽時，增大10%15%，圓整為50mm3）軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖（軸2），從左到右依次為軸承、套筒、小齒輪3、大齒輪2、套筒、軸承（齒輪軸段鍵槽略去不畫）。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.軸的最小直徑顯然是安裝軸

15、承處的直徑，取=50 mm，選擇軸承6210，其尺寸為50mm，90mm, B=20mm, 現(xiàn)取2.齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a12mm，滾動軸承位置應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，由于浸油齒輪圓周速度速度，軸承采用脂潤滑，s可取10mm到15mm,取,現(xiàn)取。軸肩的高度，取=3.5mm，則=57 mm。3.取做成齒輪處的軸段IIIIV的直徑，齒輪寬為,左側(cè)有2mm定位，故取 ;右側(cè)有一軸肩,取h=4,L>1.4h,故取=7，=68mm; 齒寬，故取，4.同理，取，=50 mm。 =57 mm，=。至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑（3）軸上零件的軸向定位齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細(xì)

16、的選擇見后面的鍵的選擇過程）（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm 四)計算過程 1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖對于6210深溝球滾軸承的，簡支梁的軸的支承跨距： ，, 2.作用力（1）作用在齒輪上的力(P168)計算支反力（材料力學(xué)P271）垂直面的M=0，所以 水平面的M=0，有計算彎矩垂直面的彎矩 水平面彎矩 合成彎矩=452.58軸的轉(zhuǎn)矩T=511.27根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出彎矩最大處為危險截面，現(xiàn)將計算出的、及的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力彎矩總彎矩=452.58扭矩T=

17、511.273.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面的強(qiáng)度。根據(jù)課本式145及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 =已由前面查得許用彎應(yīng)力1=55Mpa,因，故安全。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。軸承的校核深溝球軸承6210的基本額定動載荷 基本額定靜載荷軸承的徑向力計算：軸承1 5293.32N軸承2 1774.95N 因為 <，以軸承1為校核對象 =5293.32N因受中等沖擊載荷，查表169得=1.2，工作溫度正常，查表16-8得所選軸承合適。中間軸1234567直徑d（mm）50

18、576068605750長度l(mm)20241037532420高速軸的計算。1）選擇軸的材料選取45鋼，正火、回火處理，參數(shù)如下:硬度為HBS170217抗拉強(qiáng)度極限600MPa屈服強(qiáng)度極限300MPa彎曲疲勞極限240MPa剪切疲勞極限1155MPa許用彎應(yīng)力1=55MPa（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P246表14-3） 2）初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知，查表可取C=118； 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P245表14-2，對于直徑d100mm的軸： 有一個鍵槽時，軸徑增大57，圓整為26mm3）軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖（軸1），從左到右依次為帶輪、軸承端蓋、軸承、擋油環(huán)、小齒輪

19、1、擋油環(huán)、軸承。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（關(guān)于各定位軸肩的尺寸計算公式見課程設(shè)計指導(dǎo)表32）1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取=26 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故段的長度應(yīng)比帶輪的寬度略短一些，帶輪的寬度為63mm，現(xiàn)取。帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度，取=2 mm，則=30 mm。軸承端蓋凸緣厚度t=10mm，外箱壁至軸承端面距離=55mm,軸承端蓋的總寬度為t+=65 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求（圓周速度不大于2m/s，課程設(shè)計指導(dǎo)P37），取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離=30 mm，故取=95 m

20、m.2.初步選擇滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由于軸=30 mm，故軸承的型號為6207，其尺寸為35mm，72mm, B=17mm.所以= =35mm，= =17mm3.取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a12mm（課程設(shè)計指導(dǎo)P33）， 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s（課程設(shè)計指導(dǎo)P37），取s10mm，則=s+a+210mm12+2mm24mm=38mm4.取做成齒輪處的軸段VIIVIII的直徑=40mm，右端有2mm留出2mm定位，取=58mm，取取=40，考慮到與中間軸的配合關(guān)系，取= 為中間軸擋油環(huán)中間

21、的尺寸，為高速軸擋油環(huán)中間除去軸段的長度至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑（3）軸上零件的軸向定位齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（不做成齒輪軸課程設(shè)計指導(dǎo)P40）（詳細(xì)的選擇見后面的鍵的選擇過程）（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸（見課程設(shè)計指導(dǎo)表32）取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm 四)計算過程 1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖對于6207深溝球滾軸承的，簡支梁的軸的支承跨距： L= ，=30+95+8.5=133.5mm，=168.5 mm, =59.5mm2.作用力（1）由上可知作用在軸上的壓軸力，方向未定。（2）作用在齒輪

22、上的力(P168)計算支反力（材料力學(xué)P271）垂直面的M=0，所以水平面的M=0，有計算在支點產(chǎn)生的反力計算彎矩垂直面的彎矩 水平面彎矩 產(chǎn)生的最大彎矩為在截面a產(chǎn)生的彎矩為 合成彎矩，考慮最不利的情況，與直接相減=-=147.831<由上可知軸承1處為危險截面，現(xiàn)將計算出的、及的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力彎矩總彎矩=147.831危險彎矩扭矩T=85.9503.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面的強(qiáng)度。根據(jù)課本式145及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 =已由前面查得許用彎應(yīng)力1=55Mpa,因，故

23、安全。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。軸承的校核深溝球軸承6210的基本額定動載荷 基本額定靜載荷軸承的徑向力計算：軸承1 615.58N軸承2 1743.29N 因為 <，以軸承2為校核對象 =1743.29N因受中等沖擊載荷，查表169得=1.2，工作溫度正常，查表16-8得所選軸承合適。高速軸123456789直徑d（mm）263035384046403835長度l(mm)609517221027582217低速軸的計算。1）選擇軸的材料選取45鋼，正火、回火處理，參數(shù)如下:硬度為HBS170217抗拉強(qiáng)度極限600MPa屈服強(qiáng)度極限300MPa彎曲疲

24、勞極限240MPa剪切疲勞極限1155MPa許用彎應(yīng)力1=55MPa（機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P246表14-3） 2）初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知，查表可取C=118； 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P245表14-2， 有一個鍵槽時，軸徑增大3左右（課程設(shè)計指導(dǎo)P38），圓整為74mm3）軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（鍵槽已略去不畫）（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表17-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取.則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。

25、查課程設(shè)計指導(dǎo)P145，選LT11型彈性套柱銷連軸器，軸孔的直徑，長度L172mm，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。故取80mm聯(lián)軸器的左端采用軸肩定位,軸肩的直徑選擇見課程設(shè)計指導(dǎo)P38，取=88 mm。軸承端蓋凸緣厚度t=10mm，外箱壁至軸承端面距離=55mm,軸承端蓋的總寬度為t+=65 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求（圓周速度不大于2m/s，課程設(shè)計指導(dǎo)P37），取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離=30 mm，故取=95 mm.2初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)=88 mm，初選6218型,其尺寸為90m

26、m，160mm, B=30mm, 現(xiàn)取，3. 齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a12mm，滾動軸承位置應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，s10mm，且考慮到小齒輪3與大齒輪4的配合（小齒輪寬度比大齒輪大5mm）,現(xiàn)取。軸肩的高度取=2.5mm，則。4.取做成齒輪處的軸段IIIIV的直徑，齒輪寬為,左側(cè)有2mm定位，故取 。 右側(cè)有定位軸肩，取h=4.5,L>1.4h, 考慮到低速軸與中間軸的配合，取。至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑（3）軸上零件的軸向定位齒輪，聯(lián)軸器和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細(xì)的選擇見后面的鍵的選擇過程）（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸取軸端倒角為1×45°，各

27、軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm 四)計算過程 1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖6218深溝球滾動軸承的，簡支梁的軸的支承跨距： ，2.作用力（1）作用在齒輪上的力(P168)計算支反力（材料力學(xué)P271）垂直面的M=0，所以 水平面的M=0，有計算彎矩垂直面的彎矩 水平面彎矩 合成彎矩=488.12軸的轉(zhuǎn)矩T=2166.67根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出彎矩最大處為危險截面，現(xiàn)將計算出的、及的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力彎矩總彎矩=488.12扭矩T=2166.673.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面的強(qiáng)度。根據(jù)課

28、本式145及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 =已由前面查得許用彎應(yīng)力1=55Mpa,因，故安全。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。軸承的校核深溝球軸承6218的基本額定動載荷 基本額定靜載荷軸承的徑向力計算：軸承1 5393.52N軸承2 3395.47N 因為 <，以軸承1為校核對象 =5393.52N因受中等沖擊載荷，查表169得=1.2，工作溫度正常，查表16-8得所選軸承合適。低速軸123456789直徑d（mm）909610010910096908880長度l(mm)3026.59875326.53095132七、鍵

29、聯(lián)接的選擇及計算中間軸上鍵的校核大齒輪上,一般的8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）取鍵長，機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P156鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表1010可得取其平均值， 鍵的工作長度輪轂鍵槽的深度，設(shè)計手冊P108則，故合適。所以選用：鍵 GB/T 1096-2003第三個齒輪,小齒輪選用圓頭普通平鍵（A型）取鍵長，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均值，鍵的工作長度輪轂鍵槽的深度則，故合適。所以選用：鍵 GB/T 1096-2003高速軸上帶輪上,取取鍵長，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度輪轂鍵槽的深度，軸的鍵

30、槽深度為則，故合適。所以選用：鍵 GB/T 1096-2003第一個齒輪,小齒輪選用圓頭普通平鍵（A型）取鍵長，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均值，鍵的工作長度輪轂鍵槽的深度，軸上鍵槽深度則，故合適。所以選用：鍵 GB/T 1096-2003低速軸上大齒輪上 取鍵長，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度輪轂鍵槽的深度，軸上鍵槽深度則，故合適。所以選用：鍵 GB/T 1096-2003聯(lián)軸器上 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度輪轂鍵槽的深度，軸上鍵槽深度則，故合適。所以選用：鍵 GB/T 1096-2003八、聯(lián)軸器的選擇此設(shè)備中選用選擇彈性套

31、柱銷聯(lián)軸器，代號為LT11。其公稱轉(zhuǎn)矩為4000N·m許用最大轉(zhuǎn)速為1800r/min。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表17-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取.則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查課程設(shè)計指導(dǎo)P145，選LT11型彈性套柱銷連軸器，軸孔的直徑，半聯(lián)軸器長度L172mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。九、潤滑和密封方式的選擇、潤滑油和牌號的確定1.潤滑方式的選擇由齒輪參數(shù)表知，齒輪圓周速度：高速齒輪V1=1.27m/s<2m/s低速齒輪 V2= 0.305 m/s<2m/s由于V均小于2m/s，軸承dn 值小于(機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P284)，而且考慮到潤滑脂承受的負(fù)荷能力較

32、大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，使用擋油環(huán)齒輪采用浸油潤滑,由于大齒輪的速度較小，浸油深度可達(dá)到齒輪的半徑1/6(機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P184),又大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30到50mm（課程設(shè)計P44）,浸油高度取30mm大齒輪齒頂距油池底面距離30mm。2.潤滑油的選擇潤滑油的牌號由于該減速器是一般齒輪減速器，根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表11-7選用L-CKC工業(yè)齒輪油，由于，其中，分度圓上的切向力，N齒輪寬度，mm小齒輪直徑，mm齒輪分度圓線速度，查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖11-22，知運(yùn)動粘度在40到60，故選用LCKC68，軸承選用ZGN692潤滑脂（課程設(shè)計表675）。3.密封方式的選擇從密封性來講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精刨，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用凸緣式端蓋，易于加工和安裝。輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。因用脂潤滑，所