機(jī)械設(shè)計(jì)課設(shè)-最終設(shè)計(jì)一鏈板式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置

1、 設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)一鏈板式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置一、傳動(dòng)簡(jiǎn)圖的擬定. 3二、電動(dòng)機(jī)的選擇. 3三、傳動(dòng)比的分配. 5四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算. 7五、軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算. .19六、軸承的選擇和計(jì)算.35七、鍵連接的校核計(jì)算.38八、減速箱的設(shè)計(jì). 40九、減速器的潤(rùn)滑及密封選擇. 43十、減速器的附件選擇及說明. 43十一、設(shè)計(jì)總結(jié). .46十二、參考書目. .47課程設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)鏈板式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置（簡(jiǎn)圖如下） 原始數(shù)據(jù)：輸送鏈的牽引力F/kN8運(yùn)輸機(jī)鏈速V/(m/s)0.37傳送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d/mm351工作條件： 連續(xù)單向轉(zhuǎn)動(dòng)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期10年（每年300個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)

2、，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。鏈板式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.95。一、 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖的擬定設(shè)計(jì)一鏈板式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期10年（每年300個(gè)工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。鏈板式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.95。第四組原始數(shù)據(jù)：輸送鏈的牽引力；輸送鏈的速度；輸送鏈鏈輪節(jié)圓直徑。二、 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇：根據(jù)用途選擇Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動(dòng)機(jī)。2、功率的確定：工作機(jī)所需功率：因?yàn)?；，把?shù)據(jù)帶入式子中，所以傳動(dòng)裝置的總效率：聯(lián)軸器效率=0.99，滾動(dòng)

3、球軸承效率=0.99，錐齒輪效率=0.97，圓柱齒輪效率（8級(jí)精度）=0.97，滾子鏈效率=0.96。所需電動(dòng)機(jī)的功率：電動(dòng)機(jī)額定功率：按選取電動(dòng)機(jī)型號(hào)。故選的電動(dòng)機(jī)3、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定：計(jì)算工作機(jī)軸工作轉(zhuǎn)速：按推薦的傳動(dòng)比范圍，取錐齒輪、圓柱齒輪和鏈傳動(dòng)的一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍分別為23、35和25，則總傳動(dòng)比范圍為i=1275。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000和1500r/min。4、電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定由上可見，電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選750、1000和1500r/min，額定功率為4kW。因在本課程設(shè)計(jì)中，1000r/min 1500r/min的電動(dòng)機(jī)最常用，因此查

4、表14-5(P166)選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M1-6。電動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)見下表型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速(r/min)Y132M1-649602.02.2三、傳動(dòng)比的分配計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、 總傳動(dòng)比：2、 分配各級(jí)傳動(dòng)比:設(shè)減速器的傳動(dòng)比為，高速級(jí)錐齒輪傳動(dòng)比為，低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比為，鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比為。按表推薦的傳動(dòng)比范圍，取錐齒輪、圓柱齒輪和鏈傳動(dòng)的一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍分別為23、35和25。經(jīng)驗(yàn)公式。為使大錐齒輪不至于過大，。故，取=4，則有錐齒輪嚙合的傳動(dòng)比：，故。圓柱齒輪嚙合的傳動(dòng)比：i2=/ i1=4.0111，。鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比：=ii1×i2=3.975。

5、3、 各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min） 電機(jī)軸的轉(zhuǎn)速: 高速軸的轉(zhuǎn)速： 中速軸的轉(zhuǎn)速： 低速軸的轉(zhuǎn)速： 工作軸的轉(zhuǎn)速：4、 各軸的輸入功率P（kW）電機(jī)軸的輸入功率:高速軸的輸入功率:中速軸的輸入功率:低速軸的輸入功率:工作軸的轉(zhuǎn)速：5、 各軸的輸入扭矩T（N·m）電機(jī)軸的輸入功率:高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩:中速軸的輸入轉(zhuǎn)矩:低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩:工作軸的輸入轉(zhuǎn)矩:、依次為電動(dòng)機(jī)軸，高速軸，低速軸，鏈輪軸和工作機(jī)軸的輸入轉(zhuǎn)矩。參數(shù)軸名電動(dòng)機(jī)軸軸軸軸工作機(jī)軸功率P/kW43.963.8033.653.47轉(zhuǎn)矩T/nm39.839.4113.4435.71646.2轉(zhuǎn)速r/min9609603208020

6、.13傳動(dòng)比1343.975效率0.990.96030.96030.95046、 驗(yàn)證帶速誤差為，合適四、 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1.圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算已知輸入功率，齒數(shù)比為3，小齒輪的轉(zhuǎn)速為960r/min，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，空載啟動(dòng)。（1）選定齒輪類型、精度等級(jí)，材料及齒數(shù)1）選用閉式直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，按齒形制齒形角，頂隙系數(shù)，齒頂高系數(shù)，螺旋角，軸夾角，不變位，齒高用等頂隙收縮齒。2）該減速器為通用減速器，速度不高故選用8級(jí)精度。3）因傳遞功率不大轉(zhuǎn)速不高，由表選擇小齒輪材料為45Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS，

7、大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為200HBS，二者材料硬度差為50HBS4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算，即 對(duì)標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動(dòng)，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.51）小齒輪轉(zhuǎn)矩2）試取載荷系數(shù)3）由表7-5選取齒寬系數(shù)4）由表7-6(P139)查得材料彈性影響系數(shù)5）由圖7-18按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 允許一定點(diǎn)蝕,8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù)=19）試算小齒輪分度圓直徑代入中的較小值得10）計(jì)算圓周速度v錐齒輪平均分度圓直徑11）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)工作載荷狀態(tài)(

8、輕微沖擊)和原動(dòng)機(jī)類型(電動(dòng)機(jī)),，查表10-2得根據(jù)v=3.027m/s,8級(jí)精度，錐齒輪第一級(jí)精度，按照9級(jí)精度，由圖7-7查得動(dòng)載系數(shù)由表7-3查得齒間載荷分配系數(shù)由大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查圖取得齒向載荷分布系數(shù)由則接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)12）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑取標(biāo)準(zhǔn)值13）計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)計(jì)算錐角 u=z2z1=cot1=tan2=3計(jì)算錐距 計(jì)算平均分度圓直徑 dm1=d11-0.5R=70.125 dm2=d21-0.5R=210.375計(jì)算平均模數(shù) mm=m1-0.5R=3.1875 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) zv1=z1cos1=23.23 zv2=z2cos2=2

9、13.0114）確定并圓整齒寬圓整取，15）結(jié)構(gòu)選擇。小齒輪齒頂圓直徑160mm，選用實(shí)心結(jié)構(gòu)。大齒輪齒頂圓直徑160mm，選用腹板式結(jié)構(gòu)。高速級(jí)錐齒輪的主要設(shè)計(jì)參數(shù)小錐齒輪大錐齒輪小錐齒輪大錐齒輪齒數(shù)z2266錐距R130.4mm齒寬b39.12mm39.12mm模數(shù)m3.75mm錐角18.43°71.57°平均模數(shù)3.1875mm分度圓直徑82.5mm247.5mm當(dāng)量齒數(shù)23.23213.01平均分度圓直徑70.125mm210.375mm結(jié)構(gòu)實(shí)心腹板式 (3)按核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)2）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)3）查表7-4得,，4）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力

10、由圖7-17查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82，=0.85取安全系數(shù)由圖7-18c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限按脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力5）計(jì)算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值大取標(biāo)準(zhǔn)值m=3.75，與接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)相同對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.7就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3.75 mm。按接觸強(qiáng)度所得的分度圓直徑d1=82.5 mm，算出小齒輪齒數(shù) z1=d1m=82.53.75=22大齒

11、輪齒數(shù) z2=3×22=66這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。6）大錐齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)因?yàn)殄F齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜有關(guān)尺寸按推薦的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)，C=（3-4）m=15mm故2.斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算已知輸入功率，齒數(shù)比為4，小齒輪的轉(zhuǎn)速為320r/min，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，空載啟動(dòng)。（1）選定齒輪類型、精度等級(jí)，材料及齒數(shù)1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用8級(jí)精

12、度。3）因傳遞功率不大轉(zhuǎn)速不高，由表7-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為200HBS，二者材料硬度差為50HBS。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪5）選取螺旋角。初選螺旋角（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算，即1）小齒輪轉(zhuǎn)矩2）試取載荷系數(shù)3）由圖7-12選取區(qū)域系數(shù)4)由表7-6查得材料彈性影響系數(shù)5）由表7-5選取齒寬系數(shù)6）由圖7-15查得，則7) 由圖7-18按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力則11）試算小齒輪分

13、度圓直徑12）計(jì)算圓周速度v13）計(jì)算齒寬及模數(shù)14）計(jì)算縱向重合度15）計(jì)算載荷系數(shù)齒輪工作時(shí)有輕微振動(dòng)，查表7-2得由圖7-7查得動(dòng)載系數(shù)由表7-3查得齒間載荷分配系數(shù)由表7-8得軸承系數(shù)則接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)16）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑（3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從圖7-14查得螺旋角影響系數(shù)3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查表7-4得,，5）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖7-17查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.9取安全系數(shù)由圖7-16c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限按脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力6）計(jì)算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值大7）模數(shù)對(duì)

14、比計(jì)算結(jié)果，取，已滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。但是為了同時(shí)滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)故取，則8）計(jì)算中心距將中心距圓整為9）按圓整后的中心距修正螺旋角10）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑11）計(jì)算齒輪寬度??；12）計(jì)算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙：13）計(jì)算齒頂圓直徑、齒根圓直徑：14）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。（4）大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 齒輪結(jié)構(gòu)選擇。小齒輪齒頂圓直徑160mm，選用實(shí)心結(jié)構(gòu)。大齒輪齒頂圓直徑160mm，選用腹板式結(jié)構(gòu)。中間級(jí)斜齒圓柱齒輪的主要設(shè)計(jì)參數(shù)小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪齒數(shù)z2496中心距a170mm齒寬B73mm68mm當(dāng)

15、量模數(shù)mn2.5mm修正后螺旋角14.853°結(jié)構(gòu)實(shí)心腹板式分度圓直徑68mm272mm當(dāng)量齒數(shù)19.779.3齒頂圓直徑73mm276mm齒根圓直徑61.75mm262.625mm3.鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算已知輸入功率，傳動(dòng)比為3.975，小鏈輪的轉(zhuǎn)速為80r/min，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，空載啟動(dòng)。1）選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)大鏈輪的齒數(shù)2）確定計(jì)算功率 由表6-7，輕微沖擊，工況系數(shù)KA=1.0。 由表6-5，齒數(shù)19，假定工作點(diǎn)落在圖6-12某曲線的左側(cè)，則主動(dòng)鏈輪齒數(shù)系數(shù) 取單排鏈，則 則計(jì)算功率為3）選擇

16、鏈條型號(hào)和節(jié)距根據(jù)和主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速，由表6-1得鏈條型號(hào)為20A，得節(jié)距。4）計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距取中心距為1000mm，相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為 故取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù) 由，查得，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為5）計(jì)算鏈速v，確定潤(rùn)滑方式又因?yàn)殒溙?hào)20A，查圖6-12得潤(rùn)滑方式為：滴油潤(rùn)滑6）計(jì)算壓軸力有效圓周力：鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)則7）計(jì)算鏈輪主要幾何尺寸8）鏈輪材料的選擇與處理根據(jù)系統(tǒng)的工作情況來看，鏈輪的工作狀況采取兩班制，工作時(shí)有輕微振動(dòng)。每年300個(gè)工作日，齒數(shù)不多，根據(jù)表6-4得鏈輪材料選用40號(hào)鋼，淬火、回火，處理后的硬度為4050HRC。9）大鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：大鏈輪齒頂圓直徑：查表得p=3

17、1.75 =19.05小鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：小鏈輪齒頂圓直徑：齒全寬：輪轂寬度：低速級(jí)鏈輪的主要設(shè)計(jì)參數(shù)小齒輪大齒輪齒數(shù)z1976鏈號(hào)20A（節(jié)距31.75mm）排數(shù)1鏈節(jié)數(shù)126最大中心距1212.9mm五、軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算1.初算軸徑。1. 選擇材料選擇45剛，調(diào)質(zhì)處理。取2. 按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件初步估算軸徑。電機(jī)軸軸軸軸滾筒軸功率P/kw43.963.8033.653.47轉(zhuǎn)速n/(r/min)9609603208020軸: 軸: 軸: 考慮到軸上鍵槽的影響，對(duì)于d100mm的軸，直徑放大5%。d1=18.44×1.05=19.36mmd2=26.24×1.05=27.6m

18、md3=41.09×1.05=43.1mm2選擇聯(lián)軸器和軸承。選擇高速輸入軸聯(lián)軸器1. 類型選擇選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，適用于連接兩同軸線的傳動(dòng)軸系，并具有補(bǔ)償兩軸相對(duì)位移和一般減振性能。工作溫度-2070。2. 載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩T=9550000Pn=9550000×3.96960=39.4N·m由表查得KA=1.5，由Tca=KAT計(jì)算得到計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=39.4×1.5=59.1N·mm 3. 型號(hào)選擇根據(jù)轉(zhuǎn)矩，軸最小直徑19.36mm選擇型號(hào)。 取LT4彈性套柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩63N·m，半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取，軸孔長(zhǎng)度L=5

19、2mm，聯(lián)軸器的軸配長(zhǎng)度L1 =38mm。選擇軸承類型考慮到有軸向、徑向載荷，選擇角接觸球軸承，尺寸系列02。0級(jí)公差，0組游隙。=25°。脂潤(rùn)滑。3：繪制基本結(jié)構(gòu)裝配底圖如圖為主要內(nèi)箱的裝配底圖，基于此圖進(jìn)行后邊的軸系設(shè)計(jì)。查手冊(cè)表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚與箱蓋壁厚=1=8mm。地腳螺栓直徑df=0.018dm1+dm2+12mm。取df=12mm。箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2=0.50.6df=67.2。根據(jù)螺栓標(biāo)準(zhǔn)取8mm。對(duì)應(yīng)螺栓的扳手空間，至外箱壁距離c1=13mm，至凸緣邊緣直徑c2=11mm。1=2=8mm，4=4.88mm，取4=6mm。58mm，初取8mm

20、。后邊設(shè)計(jì)時(shí)要保證小錐齒輪在箱體中心。輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1已知：,2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS，根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取?？紤]到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=18.44×(1+5%)mm=19.36mm3.初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑d12與聯(lián)軸器軸孔相適應(yīng)故選擇連軸器型號(hào)，查得，。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)P298，取LT4彈性套柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩63N·m，半聯(lián)軸器的孔徑,故取，軸孔長(zhǎng)度L=52mm，聯(lián)軸器的軸配長(zhǎng)度L1 =38mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定

21、位的各段長(zhǎng)度，直徑，及定位為了定位半聯(lián)軸器，1-2軸右端有一軸肩，取d2-3=30mm L=50mm選滾動(dòng)軸承：因軸承同時(shí)承受有徑向力和軸向力且受力不大，故選用系列角接觸球軸承。參考d2-3=30mm。選取標(biāo)準(zhǔn)精度約為03，尺寸系列7307AC。尺寸：故d3-4= d5-6=35mm，而l3-4=21mm 。此兩對(duì)軸承均系采用軸肩定位，查表，7307AC軸承軸肩定位高度h=9mm因此取d4-5=44mm。取 則l=70mm 取安裝齒輪處的直徑d6-7=30mm，使套筒可靠的壓在軸承上，故l56<B=21mm，l56=19mm。軸承端蓋厚度為e=9.6mm，套杯厚度s1=8mm，由于裝拆及

22、添加潤(rùn)滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=27mm，故l23=27+9.6+8=45mm。.圓錐齒輪的輪轂寬度lh=（1.21.5）ds=48，取L=46mm，擋油環(huán)寬度取12mm，故l67=6 0mm。軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設(shè)計(jì)手冊(cè)，并考慮便于加工，取半聯(lián)軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸,鍵長(zhǎng)L=B-（510）=32mm，錐齒輪與軸的鍵剖面尺寸，鍵長(zhǎng)L=36mm配合均用H7/K6，滾動(dòng)軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6軸圓角：(2)輸入軸校核。受力分析畫受力分析圖。已知T1=39.4N·m，

23、dm1=70.125mm，小錐齒輪的錐角1=18.43°。(1) 計(jì)算錐齒輪部分受力圓周力Ft=2T1dm1=1123.7N，徑向力Fr=Fttancos1=388.02N，軸向力Fa=Fttansin1=122.67N計(jì)算軸承處作用力。水平面內(nèi)Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft=0垂直面內(nèi)力平衡：FNV1-FNV2+Fr=0豎直面內(nèi)對(duì)右邊軸承處力矩平衡：73.5FNV1+70.1252Fa-44Fr=0水平面內(nèi)對(duì)右邊軸承處力矩平衡：73.5FNH1-44Ft=0得：FNH1=558.9N，F(xiàn)NH2=1682.4N，F(xiàn)NV1=169.2N FNV2=557.2N(2) 畫彎矩圖

24、根據(jù)上述簡(jiǎn)圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按結(jié)果分別作出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩圖MV圖；然后按式M=MH2+MV 2并作出M圖及扭矩圖。畫水平方向和豎直方向彎矩圖：由圖可知，最大合成彎矩在右邊軸承處。最大彎矩為可以看出最大計(jì)算應(yīng)力處，M=MH2+MV 2=（654.9×75.5)2+（19.2×75.5）2=49466.2Nmm轉(zhuǎn)矩圖：T=39.4N·m(3).校核軸的強(qiáng)度。已知軸的彎矩及扭矩后，可針對(duì)某些危險(xiǎn)截面做彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算。按第三強(qiáng)度理論，考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)=0.6，

25、計(jì)算應(yīng)力ca=2+4（）2從彎扭圖中可以看出，危險(xiǎn)截面為右邊軸承處，其軸徑為d6=30mm，將彎曲應(yīng)力=MW，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=T2W，帶入計(jì)算應(yīng)力公式，則軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為 ca=（MW）2+4（T2W）2-1W為軸的抗彎截面系數(shù)，mm3，查表15-1可得其值為W=d332-bt(d-t)22d=3810.209，其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表6-1，鍵寬b=8mm，高h(yuǎn)=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。d332-bt(d-t)22d=×35332-8×3.5(35-3.5)22×35=3810.209mm3代入公式ca=（MW）2+4（

26、T2W）2=14.39MPa查表15-1-1，45鋼，調(diào)質(zhì)，-1=60Mpa。強(qiáng)度足夠。中間軸的設(shè)計(jì)1已知：,2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS，根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取，考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=26.24×(1+5%)mm=27.6mm 取d=28mm3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸的裝配方案如下圖（2）軸上零件的定位的各段長(zhǎng)度，直徑，及定位初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力，故選用單列角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù) 。取7306AC 型，尺寸故d12= d56=30mm，此兩對(duì)軸承均系

27、采用套筒定位，查表18-4，軸定位軸肩高度h=3.5mm,因此取套筒直徑為37mm。長(zhǎng)18，總長(zhǎng)39.采用凸緣式悶蓋。取安裝齒輪處的直徑：d23=d45=35mm，錐齒輪右端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長(zhǎng)lh=（1.21.5）ds，取lh=42mm為了使套筒可靠的壓緊端面，故取=40mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=2.5mm,則此處軸環(huán)的直徑d34=40mm.已知圓錐斜齒輪的齒寬為b1=73mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪端面，此處軸長(zhǎng)l45<lh，取 =71mm。以箱體大圓錐齒輪中心線為對(duì)稱軸，取，。(3) 軸上零件的周向定位：大錐齒輪與

28、軸、小圓柱斜齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設(shè)計(jì)手冊(cè)，并考慮便于加工，取大錐齒輪與軸、小圓柱斜齒輪與軸處的鍵剖面尺寸，齒輪鍵長(zhǎng)L=B-（510）=63mm。配合均用H7/K6，滾動(dòng)軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6。(4) 軸圓角：245度 軸強(qiáng)度校核。（1） 計(jì)算受力。畫受力分析圖。由軸小錐齒輪受力分析，得到大錐齒輪上受力情況。圓周力Ft1=2T1dm1=1123.7N徑向力Fr1=Ft1tancos1=1123.7×tan20°×cos18.43°=388.0N軸向力Fa1=Ft1tansin1=1123.7&

29、#215;tan20°×sin18.43°=122.67N小圓柱齒輪受力情況如下：圓周力Ft2=2T1d1=2×113.468=3335.3N徑向力Fr2=Ft2tanncos=3335.3×tan20°cos14.853°=1256N軸向力Fa2=Ft2tan=3335.3×tan14.853°=884.5N水平面內(nèi)Z方向上力平衡：FNH1+FNH2+Ft1-Ft2=0豎直面內(nèi)力平衡：FNV1+FNV2+Fr1-Fr2=0水平面內(nèi)對(duì)軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：124.5FNH1-74.5FNH2-11

30、2.5Fa1+74.5Ft1=0豎直面內(nèi)對(duì)軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：124.5FNV1+84.5×Fr1-74.5FNV2=0得：FNH1=942.7N，F(xiàn)NH2=2590.4N，F(xiàn)NV1=135.0N FNV2=683N（2） 畫彎矩圖。根據(jù)上述簡(jiǎn)圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按結(jié)果分別作出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩圖MV圖；然后按式M=MH2+MV 2并作出M圖及扭矩圖。M=MH2+MV 2=842112+446742=95327N·mm=95.327N·m轉(zhuǎn)矩圖（3） 已知軸的彎矩及扭矩后，可針對(duì)某些危險(xiǎn)截面

31、做彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算。按第三強(qiáng)度理論，考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)=0.6，計(jì)算應(yīng)力ca=2+4（）2。從彎扭圖中可以看出，危險(xiǎn)截面為小圓柱齒輪安裝處，其軸徑為d=30mm，將彎曲應(yīng)力=MW，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=T2W，帶入計(jì)算應(yīng)力公式，則軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為 ca=（MW）2+4（T2W）2-1W為軸的抗彎截面系數(shù)，mm3，查表15-1可得其值為d332-bt(d-t)22d，其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表6-1，鍵寬b=8mm，高h(yuǎn)=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。d332-bt(d-t)22d=×30332-8×3.5(

32、30-3.5)22×30=2323.002mm3代入公式ca=（MW）2+4（T2W）2=25.136MPa查表15-1-1，45鋼，調(diào)質(zhì)，-1=60Mpa。強(qiáng)度足夠。輸出軸設(shè)計(jì)（軸）已知：輸出軸功率為，轉(zhuǎn)速為,轉(zhuǎn)矩為,大圓柱齒輪的分度圓直徑為，齒輪寬度。 1.選擇軸的材料選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），取。 2. 按扭矩初算聯(lián)軸器處的最小直徑則：，考慮到輸出軸與鏈輪相連有一個(gè)鍵槽，與圓柱斜齒輪相連有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)當(dāng)增大。，將直徑增大5%，則d=35.7×(1+5%)mm=37.485mm，取軸端最細(xì)處直徑為。3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定

33、位的各段長(zhǎng)度，直徑，及定位按零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計(jì)： 輪輪轂與軸段：該軸段安裝鏈輪輪轂，此軸段設(shè)計(jì)與鏈輪輪轂同步設(shè)計(jì)。該處軸徑取，軸的長(zhǎng)度略小于輪轂孔的寬度，取。 封圈與軸段：在確定軸段的軸徑時(shí)，應(yīng)當(dāng)考慮鏈輪的軸向定位以及密封圈的尺寸。鏈輪用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑為，最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于，可選用氈圈密封，查表16-9選氈圈,則。軸承端蓋外緣到鏈輪距離為，取。（） 軸承與軸段的設(shè)計(jì)：軸段及軸段6上安裝軸承，其軸徑應(yīng)滿足軸承內(nèi)徑系列。有徑向力存在，采用角接觸球軸承，由軸段到軸段需要有安裝軸肩，軸肩高度為，取，則軸段及軸段6的軸徑為，查表15-1選取角接觸球軸

34、承。軸承內(nèi)徑為，軸承外徑為,寬度為。軸承采用脂潤(rùn)滑，故需要甩油環(huán)，甩油環(huán)寬度定為,則軸段的長(zhǎng)度為。根據(jù)軸承外徑確定軸承端蓋：查圖，選取鑄鐵制造的透蓋，另一端選用鑄鐵制造的悶蓋。主要尺寸：,。軸承螺釘選用M8，用六個(gè)螺釘固定。因?yàn)檩S承均為配對(duì)使用，故軸段6軸徑，軸承端蓋用悶蓋，尺寸與上同；長(zhǎng)度。軸段的長(zhǎng)度。軸上的周向定位大圓柱斜齒輪與軸用鍵連接查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)取，L=B-(510)=56mm 。同時(shí)保證齒輪與軸有良好對(duì)中性，選擇齒輪輪轂與軸合為H7/m6,滾動(dòng)軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為m6。鏈輪與軸用鍵連接查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)取，L=B-(510)=70mm 。同時(shí)保證齒輪

35、與軸有良好對(duì)中性，選擇齒輪輪轂與軸合為H7/m6,滾動(dòng)軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為m6。確定軸的倒角尺寸：2。軸強(qiáng)度校核。彎扭校核1） 大斜齒輪上的作用力的大小由于大斜齒輪受力與校核軸2時(shí)小斜齒輪的受力互為作用力與反作用力，則圓周力：徑向力：軸向力：2） 鏈輪對(duì)軸的作用力鏈輪對(duì)軸只作用一個(gè)水平的壓軸力，則壓軸力：3） 繪制軸受力簡(jiǎn)圖（如下圖）4） 軸承支反力：水平面上的支反力：解得：,垂直面上的支反力：解得：，5） 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）6） 合成彎矩：7） 求扭矩：8） 判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度剖面B彎矩最大，而直徑相對(duì)較小，故剖面B為危險(xiǎn)截面。因?yàn)檩S單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切

36、應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力：前面已選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)。查表得：=60MPa因?yàn)?，所以其?qiáng)度足夠。（1） 疲勞強(qiáng)度校核1） 判斷危險(xiǎn)截面因?yàn)榻孛鍵處相對(duì)彎矩較大，而且軸肩處倒角也會(huì)增加其應(yīng)力集中，所以截面I為危險(xiǎn)截面。2） 截面I右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面I右側(cè)的彎矩：截面I上的扭矩：截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表可知：。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，查表可知：軸材料的敏性系數(shù)故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：查表可知：尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，查表可知：表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即綜合系數(shù)：碳鋼的特性系數(shù)：，取，取于是，

37、計(jì)算安全系數(shù)：故可知其安全。六、軸承的選擇與計(jì)算1.輸入軸的軸承：7307AC角接觸球軸承兩個(gè)軸承分別受到的總的徑向力為：查表可知：軸承內(nèi)部軸向力：計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷：，故：，故：查表可知：軸承1：軸承2：校核壽命：因，故僅需要校核軸承2。查表可知：。則故軸承壽命足夠。2.中間軸軸承7306AC角接觸球軸承兩個(gè)軸承分別受到的總的徑向力為：查表可知：軸承內(nèi)部軸向力：計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷：，故：，故：查表可知：軸承1：軸承2：校核壽命：因，故僅需要校核軸承2。查表可知：。則故軸承壽命足夠。3.輸出軸軸承7310AC角接觸球軸承兩個(gè)軸承分別受到的總的徑向力為：查表可知：軸承內(nèi)部軸向力：計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷：，故：，

38、故：查表可知：軸承1：軸承2：校核壽命：因，故僅需要校核軸承1。查表可知：。則故軸承壽命足夠。七、鍵的計(jì)算校核1.輸入軸上的鍵聯(lián)軸器處：軸徑，滿足強(qiáng)度要求。小錐齒輪處：軸徑，滿足強(qiáng)度要求。2.中間軸的鍵的校核計(jì)算：大錐齒輪處：軸徑，滿足強(qiáng)度要求。小斜齒輪處：軸徑，滿足強(qiáng)度要求。3.輸出軸鍵的校核：鏈輪處：軸徑，滿足強(qiáng)度要求。大圓柱斜齒輪處鍵的校核：軸徑，滿足強(qiáng)度要求。八、減速箱的設(shè)計(jì)十三：箱體結(jié)構(gòu)和附件設(shè)計(jì)箱體采用水平刨分式，刨分面與軸線平面重合，將箱體分為箱蓋和箱座兩部分。材料選為HT150。箱體設(shè)計(jì)主要是在滿足強(qiáng)度，鋼度的前提下，同時(shí)考慮結(jié)構(gòu)緊湊，制造方便，重量輕及使用等方面要求進(jìn)行設(shè)計(jì)。名稱代號(hào)尺寸/mm高速級(jí)錐距131低速級(jí)中心距170箱座壁厚8箱蓋壁厚8地腳螺栓直徑16mm，M16地腳螺栓數(shù)目6地腳螺栓通孔直徑17地腳螺栓沉頭孔直徑33箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣50箱座底凸緣厚度20軸承旁連接螺栓直徑9mm，M10箱座與箱蓋連接螺栓直徑7.2mm，M8連接螺栓的間距150200軸承蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑6mm軸承旁凸臺(tái)半徑14凸臺(tái)高度結(jié)構(gòu)確定外箱壁至軸承座端面距離42大齒輪齒頂圓