二級圓錐--圓柱齒輪減速器-帶式輸送機(jī)傳動裝置的設(shè)計(共33頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上一、設(shè)計任務(wù)書一、項目名稱：機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計二、項目的目的機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計項目訓(xùn)練是為機(jī)械類專業(yè)的本科生在學(xué)完機(jī)械設(shè)計課程后所設(shè)置的一個重要的實踐教學(xué)環(huán)節(jié)，也是學(xué)生首次結(jié)合模擬實際工程進(jìn)行的一次綜合性設(shè)計訓(xùn)練。項目涉及的主要核心課程有工程圖學(xué)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、金屬工藝學(xué)、機(jī)械工程材料、互換性與技術(shù)測量、機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計、機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)等。通過項目訓(xùn)練欲求達(dá)到以下目的：1. 培養(yǎng)學(xué)生綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其他先修課程的基礎(chǔ)理論和基本知識，以及結(jié)合生產(chǎn)實踐分析和解決工程實際問題的能力，使所學(xué)的理論知識得以融會貫通，協(xié)調(diào)應(yīng)用；2. 訓(xùn)練學(xué)生熟悉和掌握常用機(jī)械零件、機(jī)械傳動裝

2、置或簡單機(jī)械的設(shè)計方法、設(shè)計步驟，樹立正確的工程設(shè)計思想，培養(yǎng)獨(dú)立的、全面的、科學(xué)的工程設(shè)計能力，為日后進(jìn)行專業(yè)課程設(shè)計、畢業(yè)設(shè)計及工程設(shè)計打好必要的基礎(chǔ)；3. 使學(xué)生在工程計算、機(jī)械制圖、運(yùn)用設(shè)計資料、熟悉國家標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)、進(jìn)行經(jīng)驗估算等方面得到全面訓(xùn)練，熟悉和掌握機(jī)械設(shè)計的基本技能。三、項目任務(wù)要求1. 設(shè)計題目（1）典型機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計：如打夯機(jī)設(shè)計，簡易機(jī)器人設(shè)計等等。（2）電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計。（3）電動輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計。2. 任務(wù)要求（1）題目1：完成典型機(jī)械產(chǎn)品的總體設(shè)計和主要零部件的設(shè)計。（2）題目2和題目3：完成提升或運(yùn)輸機(jī)械系統(tǒng)的總體方案設(shè)計和減速器的主要零件的

3、設(shè)計。系統(tǒng)中應(yīng)包含齒輪或蝸輪減速器、帶傳動或鏈傳動、軸承、聯(lián)軸器等機(jī)械設(shè)計課程中講授的主要內(nèi)容。3. 設(shè)計內(nèi)容機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。（1）理論分析與設(shè)計計算a)總體方案設(shè)計：設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。b)設(shè)計參數(shù)的確定：進(jìn)行傳動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計和計算。c)基本尺寸的確定：根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動力計算和能力校核。（2） 圖樣技術(shù)設(shè)計a）機(jī)械系統(tǒng)總體布置圖。b）主要部件總裝配圖。c）典型零件加工圖。（3）編制技術(shù)文件：a）對設(shè)計方案進(jìn)行經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價。b）編制設(shè)計計算說明書。4. 項目實施過程要求本項目為機(jī)械產(chǎn)

4、品設(shè)計，要求學(xué)生完成一項完整的機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計。設(shè)計過程中要以機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計的思想，按照機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計的一般程序和步驟進(jìn)行設(shè)計工作。設(shè)計成品方案完善合理，設(shè)計參數(shù)的選擇要有理有據(jù)，圖紙繪制要符合國家標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。設(shè)計完成后要提交設(shè)計圖紙和設(shè)計計算說明書。本項目結(jié)合機(jī)械設(shè)計課程進(jìn)行，貫徹CDIO“做中學(xué)” 的教學(xué)理念，每一個設(shè)計階段、每一項設(shè)計計算都要獲得一定的能力培養(yǎng)。四、學(xué)生的分組方式1.為了培養(yǎng)學(xué)生的團(tuán)隊協(xié)作精神，學(xué)生以小組為單位協(xié)作完成項目訓(xùn)練。2.項目組應(yīng)根據(jù)選題的復(fù)雜和難易程度合理確定小組人數(shù)，保證每個學(xué)生有自己承擔(dān)的設(shè)計內(nèi)容和適當(dāng)?shù)墓ぷ髁俊?.項目組成員強(qiáng)調(diào)男女分配均勻，優(yōu)勢互補(bǔ)，能力搭配合

5、理。4.項目組推薦一名學(xué)生作為小組長，全程負(fù)責(zé)與老師、組員的溝通交流及相關(guān)項目的任務(wù)管理。5.項目組成員必須通過指導(dǎo)教師確認(rèn)。五、考核方式、標(biāo)準(zhǔn)考核一般分為三個階段：第一階段為總體設(shè)計與設(shè)計計算階段，主要考核學(xué)生的設(shè)計方案和運(yùn)動與動力計算、主要傳動零件的設(shè)計計算；第二階段為結(jié)構(gòu)設(shè)計階段，結(jié)構(gòu)設(shè)計在產(chǎn)品設(shè)計中占有主導(dǎo)地位，主要考核學(xué)生結(jié)構(gòu)設(shè)計中應(yīng)考慮的安裝、定位、加工、精度控制等方面知識和工程實際能力。第三階段為成果考核，考核產(chǎn)品設(shè)計的總體完成情況，學(xué)生按要求提供設(shè)計圖紙和設(shè)計計算說明書。每一階段都要求有一份書面報告，書面報告可以是每個學(xué)生的，也可以是小組團(tuán)隊的（討論、研討記錄形式），以培養(yǎng)和提

6、高學(xué)生書面交流能力。本項目的考核以學(xué)生的書面報告，課堂討論加上最后的口頭報告為準(zhǔn)，具體的分配為：第一階段書面報告15%第二階段書面報告 15%第三階段書面報告35%口頭報告（團(tuán)隊報告）20%課堂討論表現(xiàn)15%六、完成時間要求在2011年12月16日之前上交設(shè)計成品，完成項目訓(xùn)練任務(wù)。項目指導(dǎo)教師： 二、傳動方案的擬定簡圖如下：（圖2）由圖可知，該設(shè)備原動機(jī)為電動機(jī)，傳動裝置為減速器，工作機(jī)為型砂運(yùn)輸設(shè)備。減速器為兩級展開式圓錐圓柱齒輪減速器，軸承初步選用深溝球軸承。聯(lián)軸器2選用凸緣聯(lián)軸器，8選用齒形聯(lián)軸器。表二1 原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶拉力F(KN)運(yùn)輸帶速度V(m/s)卷筒徑D（mm）使用年限（年）

7、2.61.840010三、電動機(jī)的選擇計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇電動機(jī)的類型根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機(jī) 2.選擇電動機(jī)功率 運(yùn)輸帶功率為 Pw=Fv/1000=2600*1.8/1000 Kw=4.68Kw 查表2-1，取一對軸承效率軸承=0.99，錐齒輪傳動效率錐齒輪=0.96，斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，得電動機(jī)到工作機(jī)間的總效率為總=4軸承錐齒輪齒輪2聯(lián)=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88 電動機(jī)所需工作效率為 P0= Pw/總=4.68/0.88 Kw=5.32Kw 根據(jù)表8-2選取電動機(jī)的額定工作功率為Ped=5.5Kw

8、Pw=4.68Kw總=0.88 P0=5.32KwPed=5.5Kw3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為nw=(1000*60V)/d=1000*60*1.8/*400r/min=85.95r/min由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐=23，圓柱齒輪傳動傳動比i齒=36，則總傳動比范圍為 i總=i錐i齒=23*(36)=618電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為n0=nwi總85.95*(618)r/min=515.71547.1r/minnw=85.95r/min 表三1 備選電動機(jī)及其參數(shù)型號同步轉(zhuǎn)速與級數(shù)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S1-41

9、500 r/min,4級5.514402.22.364Y132M2-61000 r/min,6級5.59602.02.084Y160M2-8750 r/min,8級5.57202.02.0119綜合考慮所以本例選用同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電動機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min,其型號為Y132M2-6。四、傳動比的計算及分配計算項目計算及說明計算結(jié)果1.總傳動比i=nm/nw=960/85.95=11.17i=11.172.分配傳動比高速級傳動比為 i1=0.25i=0.25*11.17=2.79低速級傳動比為 i2=i/i1=11.17/2.79=4.00i1=2.79i2=4.00

10、五、傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計算計算項目計算及說明計算結(jié)果1.各軸轉(zhuǎn)速n0=960r/minn1=n0=960r/minn2=n1/i1=960/2.79r/min=344.08r/minn3=n2/i2=344.08/4r/min=84.02r/minnw=n3=84.02r/minn1=n0=960r/minn2=344.08r/minnw=n3=84.02r/min2.各軸功率p1=p0聯(lián)=5.32*0.99kw=5.27kwP2=p11-2=p1軸承錐齒=5.27*0.99*0.96kw=5.01kwP3=p22-3=p2軸承直齒=5.01*0.99*0.97kw=4.81kwPw=p

11、33-w=p3軸承聯(lián)=4.81*0.99*0.99kw=4.71kwp1=5.27kwP2=5.01kwP3=4.81kwPw=4.71kw3.各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550p0/n0=9550*5.32/960N·mm=52.92N·mT1=9550p1/n1=9550*5.27/960N·mm=52.43N·mT2=9550p2/n2=9550*5.01/344.08N·mm=139.05N·mT3=9550p3/n3=9550*4.81/84.02N·mm=546.72N·mTw=9550pw/nw=9550*4.7

12、1/84.02N·mm=535.35N·mT0=52.92N·mT1=52.43N·mT2=139.05N·mT3=546.72N·mTw=535.35N·m6、 傳動件的設(shè)計計算 一、高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之間。選用8級

13、精度。45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其設(shè)計公式為d11) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1=52430N·mm2) 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.33) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.84) 直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.55) 齒數(shù)比=i1=2.796) 取齒寬系數(shù)=0.37) 許用接觸應(yīng)力可用下式公式 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60n1aLh=60*960*1*2*8*250*10=2.304*109N

14、2=N1/i1=2.304*109/2.79=8.258*108由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=1，ZN2=1.05；由表8-20取安全系數(shù)SH=1，則有取 初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有 d1t69.78mm3.確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 由表8-1查得使用系數(shù)KA=1.0，齒寬中點分度圓直徑為 dm1t=d1t(1-0.5)=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm故vm1=dm1tn1/60*1000=*59.313*960/60*1000m/s=2.98m/s由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系Kv=1.19，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)Kß=

15、1.13，則載荷系數(shù)K=KAKvKß=1.0*1.19*1.13=1.34(2） 對d1t進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d1t進(jìn)行修正 ，即 d1=69.78=70.485mm（3） 確定齒數(shù) 選齒數(shù)Z1=23，Z2=uZ1=2.79*23=64.17，取Z2=64，則，在允許范圍內(nèi)（4） 大端模數(shù)m ，查表8-23，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3.5mm（5） 大端分度圓直徑為 d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm>70.485 d2=mZ2=3.5*64mm=224mm(6) 錐齒距為 R=（7） 齒寬為 b=0.3*70.374mm=21.112mm 取b

16、=25mm d1=70.485mm Z1=23 Z2=64m=3.5mmd1=80.5mmd2=224mmR=70.374mmb=25mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 （1） K、b、m和同前（2） 圓周力為 Ft=（3） 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 即當(dāng)量齒數(shù)為 由圖8-8查得YF1=2.65,YF2=2.13，由圖8-9查得YS1=1.58，YS2=1.88（4） 許用彎曲應(yīng)力 由圖8-4查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為 由圖8-11查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故 滿足齒根彎曲強(qiáng)度5.計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸ha=m=3.5mmh

17、f=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmC=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mda1=d1+2mcos=80.5+2*3.5*0.9414mm=87.09mmda2=d2+2mcos=224+2*3.5*0.3374mm=226.362mmdf1=d1-2.4mcos=80.5-2.4*3.5*0.9414mm=72.592mmdf2=d2-2.4mcos=224-2.4*3.5*0.3374mm=221.166mmha=3.5mmhf=4.2mmC=0.7mda1=87.09mmda2=226.362mmdf1=72.592mmdf2=221.166mm 二、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計

18、計算計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之間。選用8級精度。45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其設(shè)計公式為1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T2=·2) 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.43) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.84) 初選螺旋角，

19、由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.465) 齒數(shù)比=i=46) 查表8-18，取齒寬系數(shù)=1.17) 初選Z3=23，則Z4=uZ3=4*23=92則端面重合度為 = =1.67軸向重合度為由圖8-13查得重合度系數(shù)8） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.999） 許用接觸應(yīng)力可用下式計算 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N3=60n2aLh=60*344.08*1*2*8*250*10=8.258*108N4=N3/i2=8.258*108/4 =2.064*108由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN3=1.05，ZN4=1.13；由表8-20取安全系數(shù)SH

20、=1.0，則有 取初算小齒輪的分度圓直徑d3t，得 =66.59mmZ3=23Z4=92d3t66.59mm3.確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù)KA=1.0因=1.20m/s，由圖8-6查得動載荷系數(shù)Kv=1.08，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11，由表8-22查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.2，則載荷系數(shù)為 K=KAKvKK=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44（2） 對d3t進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d3t進(jìn)行修正，即 =67.22mm(3) 確定模數(shù)mn mn=按表8-23，取mn=3mm（4） 計算傳動尺寸 中心距為 =1

21、76.35mm取整，a=176mm螺旋角為 因值與初選值相差不大，故對與有關(guān)的參數(shù)無需進(jìn)行修正 則可得， b4=78mmb3=85mmK=1.44mn=3mma=176mmd3=70.531mmd4=282.134mmb4=78mmb3=85mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 1） K、T3、mn和d3同前2） 齒寬b=b4=78mm3） 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS。當(dāng)量齒數(shù)為 由圖8-8查得YF3=2.62，YF4=2.24；由圖8-9查得YS3=1.59，YS4=1.824） 由圖8-10查得重合度系數(shù)5） 由圖11-23查得螺旋角系數(shù)6） 許用彎曲應(yīng)力為 由圖8-4

22、f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力由圖8-11查得壽命系數(shù)YN3=YN4=1，由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故=62.59Mpa<滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)齒頂高 ha=ha*mn=1*3mm=3mm齒根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*3mm=3.75mm全齒高 h=ha+hf=3+3.75mm=6.75mm頂隙 c=c*mn=0.25*3mm=0.75mm齒頂圓直徑為 da3=d3+2ha=70.531+2*3mm=76.531mm da4=d4+2ha=282.134+2*3mm=288.134mm齒根圓直徑為 df3=d3-2hf=

23、70.531-2*3.75mm=63.031mm df4=d4-2hf=282.134-2*3.75mm=274.634mmm1=2.56mmha=3mm hf=3.75mmh=6.75mmc=0.75mmda3=76.531mmda4=288.134mm df3=63.031mmdf4=274.634mm7、 齒輪上作用力的計算計算項目計算及說明計算結(jié)果1.高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=52430Nmm，轉(zhuǎn)速n1=960r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=80.5mm，=0.9414，=0.3201，（2）錐齒輪1的作用力 圓周力為其方向與力作用點圓周速度方向

24、相反徑向力為其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端法向力為 Ft1=1532.5NFr1=525.1NFa1=188.2NFN1=1630.9N 2.低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=Nmm，轉(zhuǎn)速n2=344.08r/min，低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角。為使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為 d3=70.531mm（2） 齒輪3的作用力 圓周力為其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力為 其方向可用右手法則來

25、確定，即用右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為（3） 齒輪4的作用力 從動齒輪4的各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反Ft3=3942.9NFr3=1467NFa3=835.9NFn3=4289.2N8、 減速器轉(zhuǎn)配草圖的設(shè)計1、 合理布置圖面該減速器的裝配圖一張A0或A1圖紙上，本文選擇A0圖紙繪制裝配圖。根據(jù)圖紙幅面大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位1：1，采用三視圖表達(dá)裝配的結(jié)構(gòu)。2、 繪出齒輪的輪廓尺寸在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的輪廓尺寸3、 箱體內(nèi)壁 在齒輪齒廓的基礎(chǔ)上繪出箱體的內(nèi)壁、軸承端面、軸承

26、座端面線9、 軸的設(shè)計計算軸的設(shè)計和計算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。1、 高速軸的設(shè)計與計算 計算項目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件 高速軸傳遞的功率p1=5.27kw,轉(zhuǎn)矩T1=52430mm，轉(zhuǎn)速n1=960r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=80.5mm，齒寬中點處分度圓直徑dm1=（1-0.5）d1=68.425mm，齒輪寬度b=20mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑 查表9-8得C=106135，取中間值C=

27、118，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑 d1>20.82+20.82*（0.030.05）mm=21.4421.86mmdmin=20.82mm4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計（2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)KA=1.5，計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT1=1.5*52430Nmm=7

28、8645N·mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為250N·mm，許用轉(zhuǎn)速8500r/min，軸孔范圍為1224mm?？紤]到d1>20.58mm，取聯(lián)軸器孔直徑為22mm，軸孔長度L聯(lián)=52mm，Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX1 22*52GB/T50142003，相應(yīng)的軸段的直徑d1=22mm。其長度略小于孔寬度，取L1=50mm(3) 軸承與軸段和的設(shè)計 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.1

29、3mm。軸段的軸徑d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表8-27初選氈圈35JB/ZQ46061997，則d2=35mm，軸承段直徑為40mm，經(jīng)過計算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用軸套定位，軸套內(nèi)徑為28mm，外徑既要滿足密封要求，又要滿足軸承的定位標(biāo)準(zhǔn)，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承30207，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm，T=18.25mm，內(nèi)圈定位直徑da=42mm，外徑定位Da=65mm，軸上力作用點與外圈大

30、端面的距離a3=15.3mm，故d2=35mm，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面，則該處軸段長度應(yīng)略短于軸承內(nèi)圈寬度，取L2=16mm。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導(dǎo)油溝內(nèi)流入軸承座中。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d4=35mm，其右側(cè)為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長度應(yīng)比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取L4=16mm（4） 軸段的設(shè)計 該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直徑為軸承定位軸肩直徑，即d3=42mm，該處長度與軸的懸臂梁長度有關(guān)，故先確定其懸臂梁長度（5） 齒輪與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采

31、用懸臂結(jié)構(gòu)，d5應(yīng)小于d4，可初定d5=32mm小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離M由齒輪的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得M=32.9mm，錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為，軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚C=8mm，齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要取為56mm，齒輪左側(cè)用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差值為0.75mm，則 L5=56+C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm（6） 軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸

32、上的零件有關(guān)外，還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚，R+a=70.374+184=254.374mm<600mm，取軸承旁聯(lián)接螺栓為M20，箱體凸緣連接螺栓為M16，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，取其值為M10，由表8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為Bd=12mm；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表8-29取螺栓GB/T5781 M1035；其安裝基準(zhǔn)圓直徑遠(yuǎn)大于聯(lián)軸器輪轂外徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表面距離K=10mm，為便于結(jié)構(gòu)尺寸取整，軸承端

33、蓋凸緣安裝面與軸承左端面的距離取為l4=25.5mm，取軸段端面與聯(lián)軸左端面的距離為1.75mm則有L1=L聯(lián)+K+Bd+l4+T-L2-1.75mm=（62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 軸段段的長度與該軸的懸臂長度l3有關(guān)。小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為 =M+1+C+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm則兩軸承對軸的力作用點間的距離為 =(22.5）l3=(22.5)*66.2mm=132.4165.5mm =l2+2a3-2T=（132.4165.5）+2*15.36-2*18.25mm=126159.1m

34、m取L3=130mm，則有=l3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范圍內(nèi)，合格（7） 軸段力作用點與左軸承對軸力作用點的間距由圖12-4可得=L1+L2-T+a3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mmd1=22mmL1=50mmd2=35mmL2=16mmd4=35mmL4=16mmd3=42mmd5=32mmL5=75.5mmL1=110mml3=66.2mmL3=130mml2=135.9mml1=93.8mm5.鍵連接 帶輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵8×7

35、GB/T10962003，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵10×8 GB/T109620036.軸的受力分析 （1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 （2）計算支承反力 在水平面上為 R2H=Fr1+R1H=525.1+208.4N=733.5N在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面為 MaH=-R1Hl2=-208.4*135.9Nmm=-28321.6Nmmb-b剖面左側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩a-a剖面為 b-b剖面左側(cè)為（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T1=52430NmmR

36、1H=208.4NR2H=733.5NR1v=746.5NR2V=2279NR1=775NR2=2394.1NMa=.5NmmMb=6438.8NmmT1=52430Nmm7.校核軸的強(qiáng)度因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉(zhuǎn)矩，a-a剖面為危險面其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當(dāng)量應(yīng)力為 由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度滿足要求軸的強(qiáng)度滿足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，

37、由表8-33查得，強(qiáng)度足夠鍵連接的強(qiáng)度足夠（圖3）2、 中間軸的設(shè)計與計算 計算項目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件高速軸傳遞的功率p2=5.01kw,轉(zhuǎn)速n2=344.08r/min，錐齒輪大端分度圓直徑d2=238mm，齒寬中點處分度圓直徑dm2=（1-0.5）d2=202.3mm，d3=70.531mm,齒輪寬度b3=85mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑查表9-8得C=106135，取中間值C=110，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑d1>26.8

38、6+26.86*（0.030.05）mm=27.6728.20mmdmin=26.86mm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖5所示(1) 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計(2) 軸段及軸段的設(shè)計 該軸段上安裝軸承，此段設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇設(shè)計同步進(jìn)行?？紤]到齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段及軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)dmin=27.05mm，暫取軸承30206，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B

39、=16mm，內(nèi)圈定位直徑da=36mm，外徑定位Da=53mm，軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=13.8mm，故d1=30mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=30mm（3） 齒輪軸段與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2。為便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)略大于d1和d5，此時安裝齒輪3處的軸徑可選為33mm，經(jīng)過驗算，其強(qiáng)度不滿足要求，可初定d2=d4=32mm由于齒輪的直徑比較小，采用實心式，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪廓的寬度范圍為（1.21.5）d4=38.448mm，取其輪轂寬度l4=45mm，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端

40、面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段長度應(yīng)比齒輪2的輪轂略短，b3=85mm，故取L2=83mm，L4=40mm（4） 軸段的設(shè)計 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1)d2=2.243.2mm，取其高度h=3mm，故d3=38mm齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內(nèi)壁的距離均取為，且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關(guān)于高速軸軸線對稱，量得起寬度為Bx=193.92mm，取Bx=194mm，則軸段的長度為=194-40-2*10-85mm=49mm此時錐齒輪沒有處在正確安裝位置，在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端蓋下的調(diào)整墊片使其處與正確的安裝位置（5） 軸段及軸段的長度 由于軸承采用油潤

41、滑，故軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁距離取為，則軸段的長度為 軸段的長度為 （6） 軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=13.8mm，則由圖12-7可得軸的支點與受力點間的距離為由裝配圖知d1=30mmd5=30mmd2=d4=32mmL2=83mmL4=40mmd3=38mmBx=194mmL3=49mmL1=34mmL5=41mm5.鍵連接 齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵10×8 GB/T10962003，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵12×10 GB/T109620036.軸的受力分析 （1）畫軸的受力簡圖 軸

42、的受力簡圖如圖5所示 （2）計算支承反力 在水平面上為R2H=Fr3-R1H-Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（4） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面為 MaH=-R1Hl2=-586.2*54.55=-31977.2Nmma-a剖面右側(cè)為b-b剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面左側(cè)為 b-b剖面左側(cè)為b-b剖面右側(cè)為（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T2=50250NmmR1H=586.2NR2H=33.7NR1v=1662.5NR2V=1179.8NR1=17

43、62.8NR2=1180.3NMa=96161.9NmmM'a=93067.1NmmMb=66816.4NmmM´b=66508.8NmmT2=50250Nmm7.校核軸的強(qiáng)度 雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故a-a剖面兩側(cè)均可能為危險面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為 a-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當(dāng)量應(yīng)力為 故a-a剖面右側(cè)為安全截面由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度

44、極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度滿足要求軸的強(qiáng)度滿足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強(qiáng)度也足夠鍵連接的強(qiáng)度足夠（圖4）三、低速軸的設(shè)計計算 計算項目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件低速軸傳遞的功率p3=4.81kw,轉(zhuǎn)矩T3=Nmm，轉(zhuǎn)速n3=84.02r/min，齒輪4分度圓直徑d4=282.134mm，齒輪寬度b4=78mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑查表9-8得C=

45、106135，取中間值C=106，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑 d1>40.85+40.85*（0.030.05）mm=42.0842.89mmdmin=40.85mm4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計d3L3d4L4d5L5d6（1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計（2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)KA=1.5，計算

46、轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT1=1.5×=Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·mm，許用轉(zhuǎn)速4750r/min，軸孔范圍為3048mm。取聯(lián)軸器孔直徑為45mm，軸孔長度L聯(lián)=112mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX3 45×112GB/T50142003，相應(yīng)的軸段 的直徑d1=45mm。其長度略小于孔寬度，取L1=110mm(3) 密封圈與軸段的設(shè)計 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）×45mm=3.154.5mm。軸段的軸徑d2=d1+2×（3.154.5）mm=51.354mm，其值最終由密封圈確定。該處軸的