單級圓柱齒輪帶傳動機械課程設(shè)計(1)

1、.機 械 設(shè) 計 課 程 設(shè)計計 算 說 明 書設(shè)計題目： 單級圓柱齒輪帶傳動 目 錄設(shè)計任務(wù)書一、傳動方案的擬定及說明二、電動機的選擇三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算四、傳動零件的設(shè)計計算五、軸的設(shè)計計算六、滾動軸承的選擇及計算七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算八、聯(lián)軸器的選擇九、潤滑與密封十、設(shè)計小結(jié)參考資料機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書(三)一、設(shè)計題目帶式輸送機傳動裝置設(shè)計。二、工作原理及已知條件工作原理：帶式輸送機工作裝置如下圖所示己知條件 1.工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵； 2.使用壽命：8年（每年300工作日）； 3.檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，一年一次小

2、修； 4.動力來源：電力，三相交流，電壓380220 V 5.運輸帶速度允許誤差；±5；6.一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)；7. 滾筒中的摩擦力影響已包含在工作力F中了。三、原始數(shù)據(jù)編號參數(shù)2傳送帶工作拉力F（kN）4.5傳送帶工作速度v（m/s）0.7滾筒直徑D（mm）200四、設(shè)計內(nèi)容1.按照給定的原始設(shè)計數(shù)據(jù)(編號) A2 和傳動方案(編號) 1 設(shè)計減速器裝置；2.傳動方案運動簡圖1張（附在說明書里）；3.完成減速器裝配圖1張（可計算機繪圖，A0或A1）；4.完成二維主要零件圖2張（傳動零件、軸或箱體，A3或A4）；5.設(shè)計說明書1份（正文約20頁，60007000字）。班級：

3、姓名： 指導(dǎo)教師： 日期： 第一章 傳動方案擬定及說明1、傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊

4、和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。2、傳動方案的分析與擬定1、工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作。2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4500N；帶速V=0.7m/s；滾筒直徑D=200mm；3、方案擬定： 采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。圖1 帶

5、式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 計算與說明主要結(jié)果第二章 電動機的選擇I  選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)1  選擇電動機的類型因為裝置的載荷平穩(wěn)，單向連續(xù)長期工作，因此可選用Y型閉式籠型三項異步電動機，電壓為380V。該電機工作可靠，維護容易，價格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動性能。2  確定電動機功率（1）根據(jù)帶式運輸機工作類型，選取工作機效率為=0.96工作機所需功率=4500x0.7/(1000x0.96)=3.281kw（2）查機參考文獻(xiàn)2表1-7可以確定各部分效率： 聯(lián)軸器效率：=0.98；滾動軸承傳動效率：=0.99；閉式直齒圓柱齒輪傳動效率：查參

6、考文獻(xiàn)2表16-2，選取齒輪精度等級為8級，傳動效率不低于0.97（包括軸承不低于0.965）故取=0.97；滾筒傳動效率：一般選取=0.99；V帶傳動效率：查參考文獻(xiàn)2表3確定選用普通V帶傳動，一般選取=0.96；由上數(shù)據(jù)可得傳動裝置總效率：= ···· = 0.98× 0.99× 0.97× 0.99× 0.96 =0.89 （3）電動機所需功率：=3.281/0.89=3.66kw（4）確定電動機的額定功率：因為載荷平穩(wěn)，連續(xù)運轉(zhuǎn)，電動機額定功率略大于計算與說明主要結(jié)果查參考文獻(xiàn)2表12-1，Y系列

7、三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機額定功率為=4.0kw。3 確定電動機轉(zhuǎn)速（1）滾筒軸工作轉(zhuǎn)速=66.9r/min（2）傳動比齒輪查參考文獻(xiàn)2表1-8，給定的傳動比范圍，4，6?？梢源_定圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍是=35或=57。但查參考文獻(xiàn)2表1-8，推薦傳動比i68，選用速度較低失望直齒圓柱齒輪，故可選=35。帶V帶傳動比范圍是24； 總傳動比范圍=620。（3）電動機轉(zhuǎn)速范圍=（620）×66.9r/min=（401.31137.6）r/min查參考文獻(xiàn)1表19-1，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000 r/min；750 r/min。4 初定方案根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查參考文

8、獻(xiàn)1表19-1，初步確定3種方案如表2表2 3種初選方案比較方案電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩6極Y131M1-649602.02.2738極Y160 M1-847202.02.0118=4.0kw=66.9r/min=620=（401.31137.6）r/min=0.96=3.281kw=0.98=0.99=0.97=0.99=0.96=0.89=3.66kw計算與說明主要結(jié)果5確定電動機型號因為對于額定功率相同的類型電動機，選用轉(zhuǎn)速較高，則極對數(shù)少，尺寸和重量小，價格也低，但傳動裝置傳動比大，從而使傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸增大，成本提高；選用低

9、速電動機則正好相反。因此，綜合考慮高、低速的優(yōu)缺點，采用方案，即選定電動機型號為：Y132M-6，其主要性能是：額定功率：4kw滿載轉(zhuǎn)速：960r/min。 方案電動機型號Y132M-6計算與說明主要結(jié)果第三章 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1 總傳動比=/=/=960/66.9=14.3568.99420，合適。2 分配各級傳動比（1）根據(jù)參考文獻(xiàn)2表1-8，選取齒輪傳動比為：=4.8，單級直齒圓柱齒輪減速器=35，合理。（2）因為=×，所以=/=14.35/4.8=3。二、各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)速1各軸的轉(zhuǎn)速可以根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速和各

10、相鄰軸間傳動比進行計算。電動機軸：=960 r/min軸：=/=（960/3）r/min =320 r/min軸：=/=(320/4.8) r/min=66.95 r/min軸：=66.95 r/min驗算帶速: V工作帶=3.14d筒n/60x1000=0.701m/s誤差: V=（0.7-0.701）/0.7=-O.14% -5%5% ，合適。2計算各軸的功率電動機軸：Pd=Pw/總=3.281/0.89=3.66 kw軸： P=Pd/帶=3.66/096=3.51 kw軸： P= P滾.齒=3.51x0.99x0.97=3.37 kw軸：

11、 P= P. 聯(lián)齒=3.37x0.98x0.97=3.27 kw=14.35=4.8=3=320r/min=66.95r/min=66.95r/minPd=3.66 kwP=3.51 kwP=3.37 kwP=3.27 kw計算與說明主要結(jié)果   3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸：Td=9550Pd/n電動=9550x3.66/960=36.41(N.m)軸：T=T0帶i帶=104.8(N.m)軸：  T=T1齒軸承i齒=481.3(N.m)軸： T=T2聯(lián)軸器軸承i齒帶=471.7(N.m)4將以上結(jié)果記入表3表3 運動和動力參數(shù) I軸II軸III軸轉(zhuǎn)速（

12、r/min）32066.9566.95輸入功率P（kw）3.513.373.27輸入扭矩T（N.m）104.48481.3471.3傳動比（i）34.8效率（）0.960.95傳動零件設(shè)計計算1皮帶輪傳動的設(shè)計計算（外傳動）（1）選擇普通V帶因為每天1016 h，且選用帶式輸送機，所以查參考文獻(xiàn)1表8-7，選取工作系數(shù)Ka=1.0所以Pca=Ka.Pd=3.66kw。（2）選擇V帶類型根據(jù)，查參考文獻(xiàn)1圖8-11，選用A型V帶（3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速初選小帶輪基準(zhǔn)直徑查參考文獻(xiàn)1表8-6和表8-8，取小帶輪直徑=125mm驗算帶速V小帶輪=3.14dd2n2/60x1000=6.28

13、m/s，查參考文獻(xiàn)2表8-9知道 范圍是6.510，故帶速合適。計算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=i帶dd1=3x125=375mm，查參考文獻(xiàn)2表8-8，圓整為dd2=375mm驗算彈性功率，很小，滿足要求。驗算轉(zhuǎn)速誤差i帶實= dd2/ dd1(1-)=2.988從動輪實際轉(zhuǎn)速n2=n1/ i帶實=321.29r/min轉(zhuǎn)速誤差n2=(320-321.29)/320=-0.4%，對于帶式輸送裝置，轉(zhuǎn)速誤差在±5%范圍內(nèi)，故合適。（4）初選中心距 根據(jù)得 0.7(125+375)a02(125+375)，初定=500mm。（5） 初選基準(zhǔn)長度由公式計算帶所需基準(zhǔn)長度Ld2a0+

14、/2(dd2+dd1)+ (dd2-dd1)2/4a0=1816.25mm查參考文獻(xiàn)2表8-2的帶的基準(zhǔn)長度=1800mm。(6)計算實際中心距aaa0+(Ld+L0)/2=500+(1800-1816.25)/2=491.88mm由于amin=a-0.015Ld=491.88-0.015x1800=464.88mmamax=a+0.03 Ld=491.88+0.03x1800=545.88mm所以實際中心距的變化范圍是464.88mm 545.88mm（7）驗算小帶輪包角1800-57.30(dd2-dd1)/a=150.8501200，合適。（8）計算單根V帶額定功率由dd2=125mm,

15、n1=960r/min查參考文獻(xiàn)1表8- 得普通V帶的基本額定功率P0=1.632kw；根據(jù)n1=960r/min; ，查參考文獻(xiàn)2表8-得；查參考文獻(xiàn)1表8-5得包角修正系數(shù)k=0.968；查參考文獻(xiàn)1表8-2得長度系數(shù)kL=0.95 所以：Pr=(P0+P0) k.kL=1.416kw（9）計算V帶根數(shù)zz=Pca/Pr=2.31,圓整取3根。（10）計算軸上壓力確定單根V帶的出拉力的最小值Td =36.41(N.m)T=104.8(N.m)T=481.3(N.m)T=471.7(N.m)Ka=1.0Pcad=3.66kwA型V帶=125mmV小帶輪=6.28m/s=375mmn

16、2=-0.4%=500mmLd =1800mma =491.88mmamin=464.88mmamax=545.88mm=150.850k=0.968kL=0.95Pr =1.416kwz=3根查參考文獻(xiàn)2表8-3得A型帶單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以有：=500(2.5- k) Pca/ kzv+qv2=207.05N應(yīng)使實際初拉力計算軸上壓力壓軸力最小值：(Fp)min=2z(F0)sin=1199.97N（11）計算結(jié)果查參考文獻(xiàn)2，選用3根V帶=207.05N(Fp)min=1199.97N第四章 傳動零件的設(shè)計計算齒輪傳動的設(shè)計計算（內(nèi)傳動）（1）選擇齒輪類型，材料及

17、精度等級 根據(jù)傳動方案及設(shè)計要求可初選為直齒圓柱齒輪根據(jù)參考文獻(xiàn)2表6-19因為載荷小，且要求，所以可以選用8級精度。查參考文獻(xiàn)1表10-1選小齒輪材料為40C（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241 286HBS，取270HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為217  255HBS，取230HBS。根據(jù)參考文獻(xiàn)1P192的要求，大，小齒輪均屬軟齒面，二者硬度差為30  50HBS，（此處相40HBS）。齒面粗糙度查參考文獻(xiàn)2表9-13，得Ra3.26.3m 確定齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)為=20，傳動比為i齒 =4.8，則大齒輪齒數(shù)為=i齒.z1=96（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算

18、公式參考文獻(xiàn)2進行試算，即 1確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.2計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T1=95.5x105Pt/n1=95.5x105x3.51/320=10.475x105N.mm查參考文獻(xiàn)1表10-7選取齒寬系數(shù)=1查參考文獻(xiàn)1表10-6的材料彈性影響系數(shù)=189.8Ra3.26.3m=20=96Kt=1.2T1=10.475x105N.mm=1=189.8查參考文獻(xiàn)1圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限同理，小齒輪接觸疲勞強度極限查參考文獻(xiàn)2計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：N1=60n1jLh=60x320x1x(8x16x300) =7.373x108大齒輪：=/=7.

19、373x108/4.8=1.536x108查參考文獻(xiàn)1圖10-19，選取接觸疲勞系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求，選安全系數(shù)S=1，失效概率為1%。查參考文獻(xiàn)2得=0.95x700/1=665=1.15x570/12計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值即 =59.84mm注：齒數(shù)比u與傳動比i相等計算圓周速度vV=d1tn1/60x1000=320x3.14x59.84/60x1000=1.0055m/s滿足第（1）中 的要求。計算齒寬bb=d.d1t=1x59.84=59.84mm計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)=59,84/20=2.992齒頂高h(yuǎn)a=m

20、t=2.992mm齒根高h(yuǎn)f=1.25mt=1.25×2.992=3.74mm齒全高h(yuǎn)=ha+hf=2.25mt=6.732mm齒寬與齒高之比b/h=59.84/6.732=8.889計算載荷系數(shù)根據(jù)V=1.005m/s，8級精度，查參考文獻(xiàn)1圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.2;查參考文獻(xiàn)1表10-3得直齒輪齒間載荷分配系數(shù)  查參考文獻(xiàn)1表10-2得使用系數(shù)；查參考文獻(xiàn)1表10-4，用插值法查8級精度小齒輪相對支承對稱不知，接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù);查參考文獻(xiàn)1圖10-13，根據(jù)b/h=8.889，得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)K=Kv1&#

21、215;1.2×1×1.343=1.6116按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，查參考文獻(xiàn)2得d1=d1=59.84=66.02mm計算模數(shù)m=d1/z1=66.02/20=3.30(3)按齒根彎曲強度設(shè)計查參考文獻(xiàn)1得彎曲強度的設(shè)計公式為： 定公式內(nèi)的各計算值查參考文獻(xiàn)1圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限。查參考文獻(xiàn)1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);計算彎曲疲勞許用應(yīng)力按一般可靠度選取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.0查參考文獻(xiàn)2得：F1=KFN1/FE1/S=0.9x480/1=432MPaF2=KFN2/FE2/S=0.95x360/MPa=34

22、2MPa計算載荷系數(shù)K K=Kv1×1.2×1×1.295=1.552查參考文獻(xiàn)1表10-5,取齒型系數(shù)YFa=2.80;YFa2=2.19;應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.55,YSa2=1.78.N=7.373x108N=1.536x108安全系數(shù)S=1失效概率為1%665=655.5d1t59.84mmV=1.005m/sb=59.84mmb/h=8.889Kv=1.2K=1.6116d1=66.02mmS=1.0432MPaF2=342MPaK=1.552計算大，小齒輪的/并加以比較/=2.80×1.55/432=0.01004;/=2.19×

23、;1.78/342=0.01139大齒輪數(shù)值大，取大值。設(shè)計計算=2.098mm分析對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度的是的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.098并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度原直徑d1=66.02mm,算出小齒輪的齒數(shù)：Z1=d1/m=66.02/2=33;小齒輪的齒數(shù)：Z2=4.8×33=158。這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊

24、湊，避免浪費。（4）幾何尺寸計算計算分度圓直徑：d1=z1m=33×2=66mm;d2=z2m=158×2=316mm.計算中心距：a=(d1+d2)/2=(66+316)/2mm=191mm.計算齒輪寬度：b=d1=1×66=66mm;為補償齒輪軸向未知誤差，應(yīng)該使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，一般b1=b+(510)mm,所以此處= 66mm; =71mm。2.098mmm=2mmZ1=33Z2=158d1=66mmd2=316mm.a=191mm.=66mm= 71mm第五章 軸的設(shè)計計算輸入軸（高速軸）的設(shè)計計算 齒輪機構(gòu)參數(shù)如表

25、4表4 齒輪機構(gòu)參數(shù)Z1m(mm)齒寬332201B1=711 求輸入軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得：P1=P=3.51kw;n1=n=320r/min;T1=T=104.8N.m 2 求作用在小齒輪上的力因為分度圓直徑d1=66mm,圓周力Ft=2/d1=2×104.8×103/66N=3166.16N;徑向力Fr=Ft·tan=3166.16tan20=1152.33N沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn=Ft/cos=3166.16/ cos20=3369.37N3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻(xiàn)1初步估算軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，

26、齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為241268HBS。根據(jù)參考文獻(xiàn)1表15-3取A=118，得：=118=26.22mm輸入軸最小直徑是安裝大帶輪的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=27.53mm4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定和裝配固定單級減速器中可以將齒輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒定位；左軸承用用軸肩和軸承端蓋固定，右軸承用套筒和右軸承端蓋固定。皮帶輪在右端，用軸肩和軸端擋圈固定。周向定位鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性大帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。安裝d

27、1=66mmFt=3166.16NFr=1152.33NFn=3369.37N40Cr（調(diào)質(zhì)）241268HBSA=118dmin=27.53mm軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋依次從左面裝入；軸肩，齒輪，齒輪套筒，右軸承，右軸承端蓋和皮帶輪依次從右面裝入。（2）確定軸各段直徑和長度軸段因為=27.53mm,所以暫取=30mm.軸段軸肩為定位軸肩，查參考文獻(xiàn)1，定位軸肩高度=（0.070.1）則=+2=（1.141.2）=（34.236）mm,暫取=35mm軸段查參考文獻(xiàn)2表6-1，選取滾動軸承6208，其內(nèi)徑為40mm, =40mm,合適。因為軸肩，為非定位軸肩，軸肩高度可以任意取，

28、現(xiàn)取，則=42mm。軸段暫定小齒輪內(nèi)徑=42mm；齒根圓直徑df=m(33-2.5)=61確定鍵的型號尺寸，查參考文獻(xiàn)2表4-1，選取普通平鍵A型，其中t1=3.3mm,則查參考文獻(xiàn)1圖10-36a，知齒根圓到鍵槽底部距離e為：e=df/2(/2+t1)=61/2-(42/2+3.3)=0.575mm<2m=3mm,可見偏差較大，故應(yīng)將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸。5 采用齒輪軸重新設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)（1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中仍將齒輪安裝下在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。左右軸承都用軸肩和軸承端蓋固定，大帶輪裝在右端，用軸肩和軸端擋圈固定，周向定位采用鍵和過渡配合。軸呈階梯狀，

29、左軸承和左軸承端蓋一次從左面裝入；右軸承右軸承端蓋和大帶輪依次從右面裝入。軸的結(jié)構(gòu)與裝配如圖3暫取=30mm暫取=35mm暫取= =40mm暫取=42mm=422mmdf=61mmt1=3.3mme=0.575mm<2m圖3 軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖（2）重新確定各軸段直徑和長度<1>確定軸段和軸段的直徑和考慮到需由右軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸，定出，再由=（1.141.2）得出。查參考文獻(xiàn)2知道，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，右端蓋采用透蓋，左端蓋采用悶蓋，右端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻(xiàn)1表7-12得油毛氈密封尺

30、寸主要數(shù)據(jù)選取如表5表5 油毛氈密封尺寸軸徑氈圈槽dDd1B1Ddb354934748366故取=35mm，則根據(jù)=（1.141.2）得出=30mm> dmin=27.531mm,合適。根據(jù)=30mm確定軸端擋圈的設(shè)計查參考文獻(xiàn)2表5-3，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891-1986）,其數(shù)據(jù)如表6 =35mm=30mm表6 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù)軸徑公稱直徑螺釘緊固軸端擋圈DHLdd1CD1螺釘（GB/T891）圓柱銷（GB/T119）35，取=35455126.63.2113M6×16A3×12<2>確定軸段的長度確定軸伸長度：查參考文

31、獻(xiàn)1圖8-14知道d1=30mm的軸對應(yīng)的長軸伸L=60mm,短軸伸L=58mm,極限偏差為j6。因為<<,故還需要綜合考慮，同時確定。確定大帶輪寬度B 及輪轂寬度L：因為大帶輪基準(zhǔn)直徑=375mm2.5=2.5×21=52.5mm,又300mm，故做成輪輻式。查參考文獻(xiàn)1圖8-14知道帶輪寬度輪轂寬度L輪=（1.52）d=（4560）mm，輪轂外徑d1=（1.82）d=（5460）mm，d1=58mm。查參考文獻(xiàn)3表8-10選取帶輪槽間距e=15mm; 第一槽對稱面至端面距離f=139mm則帶輪寬度B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×13=

32、56mm,因為B>1.5=45mm，故不必令L=B，考慮到>B,故取L輪=60mm，則應(yīng)選取=L=58mm。帶輪槽截面尺寸如表7L=60mmL=58mm<<輪輻式d1=58mmB=56mmL輪=60mm=L=58mm表7 帶輪槽截面尺寸槽型A基準(zhǔn)寬度bd基準(zhǔn)線上槽ha基準(zhǔn)線下槽深hf槽間距e=15±0.3第一槽對稱面至端面距離11mm2.75mm8.7mm15mm取f=13 帶輪寬B=（z-1）e+2f外徑da=d+2ha輪槽角極限偏差56mm380mm38±0.5確定鍵：查參考文獻(xiàn)2表4-1選取軸段上的鍵為普通平鍵A型。表8 鍵的數(shù)據(jù)如下表軸鍵鍵槽

33、公稱直徑d公稱尺寸b×h寬度深度公稱尺寸b軸t公稱尺寸轂t1公稱尺寸308×784.03.3因為<=58mm，則查參考文獻(xiàn)1 表12-11中鍵的長度系列，選取=50mm鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖如圖4圖4 鍵的外型圖和鍵槽的安裝=50mm軸段的長度因為=（：右軸承端蓋的寬度；：大帶輪輪轂到右軸承端蓋的距離）軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。故暫時取=61mm.因為軸承端蓋的部分?jǐn)?shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。查參考文獻(xiàn)2表6-1，選取滾動軸承6208，其圖如圖5圖5滾動軸承6208的外形滾動軸承6208部分?jǐn)?shù)據(jù)如表9:表9 滾動軸承6208的數(shù)據(jù)軸承代號基

34、本尺寸安裝尺寸6208dDB4080181.147731.0基本額定動載核基本額定靜載荷極限轉(zhuǎn)速Cr/KN/KN脂潤滑29.518.08000軸段與根據(jù)滾動軸承確定，即=B=18mm, =40mm.軸段軸肩-為定位軸肩，查參考文獻(xiàn)2，定位軸肩高度=（0.070.1）=(0.070.1)×40mm=(2.84.0)mm,取=3mm,，則=+2=（40+2×3）=46mm,暫取. =46mm=61mm=B=18mm=40mm=3.0mm=46mm軸段的長度暫取=12.5mm齒輪段寬度由前面計算得齒輪寬度B=71mm確定軸段   

35、根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣，即=12.5；=46mm確定軸段   根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣，即=18mm；=40mm選取左軸承端蓋左軸承端蓋的部分尺寸與右軸承端蓋一樣，但左軸承端蓋采用內(nèi)嵌式悶蓋。左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻(xiàn)2表11-10，并結(jié)合箱體共同確定。軸的總長度+=58+61+18+12.5+71+12.5+18=251mm6 求軸上的載荷軸的載荷分析圖如圖6=12.5mmB=71mm12.5mm=46mm=18mm=40mm251mm圖6 軸的載荷分析圖(1)受力分析，并繪制受力分析圖前面已經(jīng)算出帶輪作用在軸上的壓軸力高速軸的齒輪直徑

36、為d1=66mm 扭矩T1=104800N.mm則作用于齒輪上的圓周力：Ft=3166.6N 徑向力：Fr=1152.33N T1=104800N.mmFt=3166.6NFr=1152.33N法向力：Fn=3369.37N 求垂直面的支承反力FNV1=576.17NFNV2=FNV1=576.17N求水平面的支撐反力外力F作用方向與帶的布置有關(guān)，在未有具體確定前，按最不利的情況考慮。（2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖（3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖（4）求合成彎矩 (5）求扭矩，繪扭矩圖軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=104800mm7 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時通常之校核軸上承受最大彎矩和扭矩的

37、截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)查參考文獻(xiàn)1以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，齒輪軸取最小直接d=21mm, 查參考文獻(xiàn)1表15-4計算的抗彎截面系數(shù)W0.1d,則軸的計算應(yīng)力為：根據(jù)選定軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻(xiàn)2表15-1得，可見，故安全。Fn=3369.37NFNV1=576.17NFNV2=576.17N=104800mmW，安全8 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面A、C、D只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面A、C、D均無需校核，截面B雖然應(yīng)力較大，

38、但由于是齒輪軸，相當(dāng)于軸的直徑最大，故截面B也不必校核。因此，此齒輪軸較簡單，無其他危險截面。9軸承的選擇與校核（1）根據(jù)前面設(shè)計，選取左右軸承都為深溝球軸承6208，查本設(shè)計任務(wù)書表8得：基本額定動載荷Cr=47.5N, 查參考文獻(xiàn)1得輕微沖擊時的載荷系數(shù)fp的范圍是1.01.2，取fp=1.1。（2）軸上受力分析前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)：軸上傳遞的扭矩T1=104800N.mm齒輪圓周力FT=3166.16N.mm 齒輪徑向Fr=1315.31N.mm 軸上的垂直支撐反力：軸上的水平支撐反力：；計算合力： （3）計算當(dāng)量動載荷求比值軸承1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所

39、以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻(xiàn)1表13-5得深溝球軸承的最小半段系數(shù)e值為0.22，可見比值:Fa/Fre 算當(dāng)量動載荷P查參考文獻(xiàn)1表13-5得：徑向動載荷系數(shù)X=1; 軸向動載荷系數(shù)Y=0，根據(jù)參考文獻(xiàn)2得=1.1×1×319.19+0 =351.11N;=1.1×1×1790.68+0 =1969.75N.為確保安全，選用較大的進行校核。fp=1.1Fa/Fr=0e351.11N;1969.75N 由條件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為=38400h。根據(jù)參考文獻(xiàn)2，求軸承應(yīng)該有的基本額定動載

40、荷值：則按照參考文獻(xiàn)1表13-2，較充裕地選擇C=47500的深溝球軸承6406。驗算軸承6406軸承的壽命，根據(jù)參考文獻(xiàn)2得可見>,所以軸承6406合格。10 鍵的選擇和校核（1）根據(jù)前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段的直徑=30mm，查參考文獻(xiàn)2 表4-1選用鍵8×50GB1096-2003,其中b×h=8×7。(2)鍵連接的強度校核根據(jù)工作件查參考文獻(xiàn)2表6-2的強度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計選取靜連接時需用擠壓應(yīng)力，對于鍵8×50GB1096-2003有：鍵與輪轂的接觸高度：k=0.4h=0.4×7=2.8mm

41、 鍵的工作長度：l=L-b=50-8=42mm 鍵的擠壓應(yīng)力：p=2T 帶輪/d1lk=2×104800/(30×42×2.8) =59.41mm可見<,故安全。至此，高速軸的設(shè)計與校核結(jié)束。輸出軸（低速軸）的設(shè)計計算齒輪機構(gòu)參數(shù)如表1038400h>,合格k=2.8mml=42mmp=59.41mm<,安全輸出軸（低速軸）的設(shè)計計算齒輪機構(gòu)參數(shù)如表10表10 齒輪機構(gòu)參數(shù)z2m(mm)齒寬1582201B2=661 求輸出軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得： 2 求作用在大齒輪上的力因為分度圓直徑d2=316mm,圓周力Ft=2/d2

42、=2115280/174N=1325.057N;徑向力Fr =Ft·tan=1325.057tan20=482.281N沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn=Ft/cos=1325.057/ cos20=1438.818N3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻(xiàn)1初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為217255HBS，選取240HBS。根據(jù)參考文獻(xiàn)2表15-3取A=118，得：dmin=A0=118×=43.57mm輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=45.75mm。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定

43、和裝配固定單級減速器中大齒輪也應(yīng)該安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用套筒定位，右面用軸肩定位；左軸承用套筒和軸承端蓋固定，右軸承用軸肩和軸承端蓋固定；聯(lián)軸器在最左端，用軸肩和軸端擋圈固定。周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與d2=316mmFt=1325.057NFr =482.281NFn=1438.818Ndmin=45.57mm軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接時，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。安裝軸呈階梯狀，右軸承和右軸承端蓋依次從右面裝入；齒輪，齒輪套筒

44、，左軸承，左軸承端蓋和聯(lián)軸器依次從左面裝入。 的結(jié)構(gòu)與裝配如圖7： 圖7軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖（2）確定軸各段直徑和長度從軸最細(xì)段軸段開始分析計算      軸段因為=45.75mm。由于軸段直徑應(yīng)該與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需首先選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查參考文獻(xiàn)1表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，工作機為運輸機，故取工作情況系數(shù)則計算轉(zhuǎn)矩：=1.5×481300=721950N.mm 半聯(lián)軸器的選擇：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考文獻(xiàn)2表8-7，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250000N.mm，半

45、聯(lián)軸器的孔徑=48mm，故取=48mm，半聯(lián)軸器的長度L1=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm查參考文獻(xiàn)1可以確定軸段的軸伸長度為82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在軸的端面上，故應(yīng)該比略短一些，且綜合考慮軸伸要求，現(xiàn)取L=82mm鍵的選擇：根據(jù)軸段的直徑和長度，軸段上的鍵為普通平鍵A型，其部分?jǐn)?shù)據(jù)見表11：表11 鍵的部分?jǐn)?shù)據(jù)軸的直徑鍵寬×鍵高(b×h)軸深 t轂深t鍵的長度L4814×95.53.870確定軸端擋圈的設(shè)計查參考文獻(xiàn)2表5-3，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891-1986）,其數(shù)據(jù)如表12：表12 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù)軸徑公

46、稱直徑螺釘緊固軸端擋圈DHLdd1CD1螺釘（GB/T891）圓柱銷（GB/T119）506061694.21.517M8×20A4×14軸段<1>軸肩為定位軸肩，查參考文獻(xiàn)2,定位軸肩高度=（0.070.1）則=+2=（1.141.2）=（54.7257.6）mm, 應(yīng)該根據(jù)軸段上的軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸。查參考文獻(xiàn)1，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，左端蓋采用透蓋，右端蓋采用悶蓋，左端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻(xiàn)2表7-12得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表13：L=82mm表13 油毛氈密

47、封尺寸軸徑氈圈槽dDd1B1Ddb557453872567故取=55mm，在（54.7257.6）mm范圍內(nèi)，合適。<2>確定=（：左軸承端蓋的寬度；：聯(lián)軸器轂孔到左軸承端蓋的距離）軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。故暫時取=42mm.因為軸承端蓋的部分?jǐn)?shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。查參考文獻(xiàn)2表6-1，選取滾動軸承6212，其數(shù)據(jù)如表14：表14 滾動軸承6212的數(shù)據(jù)軸承代號基本尺寸安裝尺寸6212dDB60110221.5691011.5基本額定動載核基本額定靜載荷極限轉(zhuǎn)速Cr/KN/KN脂潤滑47.832.88000軸段根據(jù)滾動軸承確定，即=60mm.取=12mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該比軸承寬度B與之和大一些，現(xiàn)令其大2mm,則LV=L套筒+B+2=12+22+2=44mm軸段根據(jù)中分析，應(yīng)該比大齒輪寬度略短一些，故=-2=66-2=64mm因為軸肩-為非定位軸肩，故軸肩高度無特殊要求，取=2mm,則=+2=60+2×2=64mm=55mm=42.5mm=60mm.LV=44mm=64mm=