機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)裝置

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)裝置 專(zhuān) 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí) 姓 名 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師： 2015年 月 日目 錄一、 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)二、 電動(dòng)機(jī)的選擇三、 傳動(dòng)比的分配四、 V帶設(shè)計(jì)五、 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)六、 齒輪的傳動(dòng)計(jì)算七、 減速器機(jī)體的尺寸設(shè)計(jì)八、 軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核九、 鍵的強(qiáng)度較核十、 軸承壽命計(jì)算十一、 減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及附件選擇十二、 潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑油牌號(hào)及密封裝著的選擇十三、 參考文獻(xiàn)計(jì) 算 及 說(shuō) 明主 要 結(jié) 果一 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置1.1 傳動(dòng)系統(tǒng)圖1.2 原始數(shù)據(jù)及工作條件工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振

2、動(dòng)，空載起動(dòng)，使用期10年，小批量生產(chǎn)，單兩班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差為。二 設(shè)計(jì)要求 按第_5_ 組數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)工作量： 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 1 份 減速器裝配圖（A0） 1 張 零件圖（A2） 2 張三 電動(dòng)機(jī)的選擇 3.1 電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V。3.2 電動(dòng)機(jī)容量的選擇所需電動(dòng)機(jī)的輸出功率為：Pn=Pwa式中 Pw - 滾筒所需輸入功率（KW）； a - 傳動(dòng)裝置的總效率。工作機(jī)的有效功率為： Pw=Fv(1000w)式中 F - 工作機(jī)阻力（N）； V - 工作機(jī)線(xiàn)速度（m/s）; w - 輸送機(jī)滾筒效率。從電動(dòng)機(jī)到

3、工作機(jī)傳送帶間的總效率為：a=12 2 33 2w式中 1 - 聯(lián)軸器的效率； 2 - 軸承的效率； 3 - 齒輪的效率。由表12-8查找可知：彈性聯(lián)軸器11=0.995；滾動(dòng)軸承2=0.98；8級(jí)精度的一對(duì)齒輪傳動(dòng)效率3=0.97；卷筒滾動(dòng)w=0.96。所以 a=12 33 21w =0.86；根據(jù)原始數(shù)據(jù)可知：F=2400N；v=1.8m/s；所以 Pw=Fv(1000w)=4.5KW;Pn=Pwa=5.23KW3.3 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 滾筒的工作轉(zhuǎn)速為：nw=601000vD式中 D - 滾筒的直徑（mm）； V - 運(yùn)輸機(jī)線(xiàn)速度（m/s）所以 nw=601000vD=132.2r/mi

4、n電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為：nd=ianw式中 ia - 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比根據(jù)手冊(cè)查表得：圓柱齒輪i=35;兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比ia=840.所以 nd=ianw=1057.6r/min5288r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min、3000r/min；綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選擇1500r/min。3.4 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需的額定功率和同步轉(zhuǎn)速，由課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查表12-1得：故選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為：Y132S-4；電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率KW滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-45.514402.22.2四 傳

5、動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比分配4.1傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nd及滾筒工作轉(zhuǎn)速nw，可得傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比為：ia=nd/ nw已知nd=1500r/min, nw =132.2r/min;可得：ia=11.354.2各級(jí)傳動(dòng)比的分配由傳動(dòng)方案可知，傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比等于各級(jí)串聯(lián)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比的連乘積，即：ia=i1*i2式中 i1 - 高速級(jí)齒輪的傳動(dòng)比； i2 - 低速級(jí)齒輪的傳動(dòng)比。對(duì)于兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪的材質(zhì)相同、齒寬系數(shù)相等時(shí)，為使高、低速級(jí)大齒輪浸油深度大致相近，應(yīng)使兩個(gè)大齒輪分度圓直徑相近，且低速級(jí)大齒輪直徑略大，傳動(dòng)比可按下式分配i1=（

6、1.31.5）i式中 i1 - 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比； i - 減速器傳動(dòng)比；所以 i1=3.98 其中取i1=1.4 i；i= ia， i2= ia/i1=2.85五 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算5.1各軸轉(zhuǎn)速軸I（電動(dòng)機(jī)軸） nI=nd=1440r/min式中 nd - 電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速（r/min）；同理 軸II nII=nI/ i1=361.8r/min式中 i1 - I軸至II軸的傳動(dòng)比（高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比） 軸III（工作機(jī)軸） nIII= nII/ i2=132.2r/min式中 i2 - II軸至III軸的傳動(dòng)比(低速級(jí)齒輪的傳動(dòng)比)5.2 各軸輸入功率軸I P1=Pn*1 =5.2

7、0KW式中 1 - 電動(dòng)機(jī)和軸I之間聯(lián)軸器的效率 軸II P2=Pn*1*2*3=4.95KW式中 2 - 一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率 3 - 一對(duì)齒輪傳動(dòng)的效率 軸III P3= Pn*1*22*32=4.70KW工作機(jī)軸 Pw= Pn*1*23*32*1=4.5KW式中 1 - 為III軸與工作軸之間聯(lián)軸器的效率（其中1=1）5.3 各軸轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸 T0=9550Pnnd=33.9N.m軸I T1=9550P1nI=33.7N.m軸II T2=9550P2nII=127.5N.m軸III T3=9550P3nIII工作機(jī)軸 Tw=9550Pwnw=325.0N.m現(xiàn)將計(jì)算結(jié)果匯總?cè)缦拢狠S名功率P

8、/KW轉(zhuǎn)矩T/(N.m)轉(zhuǎn)速n（r/min）電動(dòng)機(jī)軸5.2332.51440軸I5.2032.31440軸II4.95127.5361.8軸III4.70331.6132.2工作機(jī)軸4.5325.0132.2六 傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算和聯(lián)軸器的選擇6.1 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1.材料、熱處理及精度 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-1得： 高速級(jí)小齒輪選用40Cr調(diào)制，齒面硬度為280HBS，取小齒輪齒數(shù)Z1=24 高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBS，Z2=i1Z1=243.98=95.52，取Z2=96二者材料硬度差為40HBS 初選螺旋角=14 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7查得

9、d=1。 按GB/T10095-1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按下式計(jì)算，即d1t3(2KtT1)(d)(u1)u （ZHZEH）2 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選Kt =1.6。 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7查得d=1。 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433。 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-26查得1=0.78，2=0.82，則=1+2=1.60。 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa1/2 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550 MPa 。 由式1

10、0-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60 nIjLh=6014401(2830010)=4.21010N2= N1i1=4.210103.98=1.061010 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.95。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1= KHN1Hlim1S=0.9600=540MPaH2= KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPaH= （H1H2）2H=（540+522.5）2=531.25MPa 計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，由計(jì)算公式得d1t3(21.63.37104)（11.60）(4.983.98)(2.433

11、189.8531.25)2=41.19 算圓周速度v=d1t nI601000=3.11m/s 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=140.0141.19mnt= (d1tcos)Z1=41.19cos1424=1.67h=2.25mnt =2.251.67=3.76bh=41.193.76=10.95 計(jì)算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318124tan14=1.902 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=3.11m/s,7級(jí)精度。由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8查得：動(dòng)載系數(shù)KV=1.12；由表10-4查得KH=1.417；由表10-13查得KF=1.38；由表10-3查得KH=KF

12、=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.121.4171.4=2.22 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1t3KKt=41.1932.221.60=45.94 計(jì)算模數(shù)mnmn=（d1cos）Z1=（45.94cos14）24=1.863.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)mn3（2KT1Ycos2dZ12）（YFaYSaF） 確定計(jì)算參數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-21c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限FE1=600 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限FE2=550 MPa 。 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN1=0.88。 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞

13、安全系數(shù)S=1.4，得F1= KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2= KFN2FE2S=0.883001.4=238.86 MPa 計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.121.41.38=2.16 根據(jù)縱向重合度=1.902由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-28查得：螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27Zv1=Z2cos3=96 cos314=105.09 查取齒形系數(shù)由表10-5查得：YFa1=2.592, YFa2=2.172 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.803 計(jì)算大小齒輪的Y

14、FaYSaF并加以比較YFa1YSa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.1721.803238.86=0.01639大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算mn3（22.163.371040.88cos21412421.60）（0.01639）=1.29對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn =2.0，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，許按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=45.94來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1=d1cosmn =45.94cos142=22.29取Z1=22，則Z2=i1Z1=3.

15、9822=87.56； 取Z2=884.幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(22+88)22cos14=113.37將中心距圓整為113。按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos(Z1+Z2)mn2a=1418因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1= Z1mncos=222cos1418=45.3d2= Z2mncos=882cos1418=181.39計(jì)算齒輪寬度b=dd1=145.3=45.3圓整后取B2=45；B1=50。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)因大齒輪齒頂圓直徑大于160，而又小于500，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜；又因?yàn)樾↓X輪的齒頂圓直徑小于160，故以選用實(shí)心結(jié)

16、構(gòu)的齒輪。取分度圓壓力角=20；由國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1356-2001中規(guī)定：法面齒頂高系數(shù)：h*an =1,法面頂隙系數(shù)：c*n=0.25,變位系數(shù)n=0。法面壓力角n=20；法面齒距：Pn=mn =6.283；齒頂高：ha1= ha2=（ h*an +n）mn =12=2；齒根高：hf1=hf2=( h*an + c*n-n)mn =(1+0.25)2=2.5；齒頂圓直徑：da1=d1+2 ha1=45.3+22=49.3； da1=d2+2 ha2=181.39+22=185.39；齒根圓直徑：df1=d1-2 hf1=45.3-22.5=40.3；df1=d2+2 hf2=181.39-

17、22.5=176.39；法面齒厚：sn1=(2+2ntann)mn =22=3.1416當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=Z1cos3=22cos31418=24Zv1=Z2cos3=88 cos31418=96繪制大、小齒輪零件圖6.1.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.材料、熱處理及精度 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-1得： 高速級(jí)小齒輪選用40Cr調(diào)制，齒面硬度為280HBS，取小齒輪齒數(shù)Z1=24 高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBS，Z2=i2Z1=242.85=68.4，取Z2=68二者材料硬度差為40HBS 初選螺旋角=14 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7查得d=1。 按GB/T10095-1998，選擇7級(jí)，

18、齒根噴丸強(qiáng)化。2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按下式計(jì)算，即d1t3(2KtT2)(d)(u1)u （ZHZEH）2 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選Kt =1.6。 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7查得d=1。 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433。 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-26查得1=0.78，2=0.87，則=1+2=1.65。 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa1/2 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550 MPa 。 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60nIIjLh=60

19、361.81(2830015)=1.563109N2= N1i1=1.5631093.98=0.3923109 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.95。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1= KHN1Hlim1S=0.9600=540MPaH2= KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPaH= （H1H2）2H=（540+522.5）2=531.25MPa 計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，由計(jì)算公式得d1t3(21.61.275105)（11.60）(3.852.85)(2.433189.8531.25)2=63.85 算

20、圓周速度v=d1t nII601000=1.21m/s 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=163.8563.85mnt= (d1tcos)Z1=63.85cos1424=2.58h=2.25mnt =2.252.58=5.81bh=63.855.81=10.99 計(jì)算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318124tan14=1.902 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=1.21m/s,7級(jí)精度。由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8查得：動(dòng)載系數(shù)KV=1.08；由表10-4查得KH=1.421；由圖10-13查得KF=1.38；由表10-3查得KH=KF=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH

21、=11.081.4211.4=2.15 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1t3KKt=63.8532.151.60=70.46 計(jì)算模數(shù)mnmn=（d1cos）Z1=（70.46cos14）24=2.853.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)mn3（2KT2Ycos2dZ12）（YFaYSaF） 確定計(jì)算參數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-21c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限FE1=600 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限FE2=550 MPa 。 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN1=0.88。 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得F1= KFN1F

22、E1S=0.855001.4=303.57MPaF2= KFN2FE2S=0.883001.4=238.86 MPa計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.081.41.38=2.09根據(jù)縱向重合度=1.902由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-28查得：螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27Zv1=Z2cos3=96 cos314=105.09 查取齒形系數(shù)由表10-5查得：YFa1=2.592, YFa2=2.172 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.803 計(jì)算大小齒輪的YFaYSaF并加以比較YFa1YSa1F1=

23、2.5921.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.1721.803238.86=0.01639大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算mn3（22.091.2751050.88cos21412421.60）（0.01639）=1.99對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn =3.0，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，許按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=70.46來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1=d1cosmn =70.46cos142=22.79取Z1=23，則Z2=i2Z1=2.8523=65.55； 取Z2=664.幾

24、何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(23+66)32cos14=137.6將中心距圓整為138。按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos(Z1+Z2)mn2a=144019因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1= Z1mncos=233cos144019=71.34d2= Z2mncos=663cos144019=204.67計(jì)算齒輪寬度b=dd1=171.34=71.34圓整后取B2=71；B1=76。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)因大齒輪齒頂圓直徑大于160，而又小于500，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜；又因?yàn)樾↓X輪的齒頂圓直徑小于160，故以選用實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。取分度圓壓力角=

25、20；由國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1356-2001中規(guī)定：法面齒頂高系數(shù)：h*an =1,法面頂隙系數(shù)：c*n=0.25,變位系數(shù)n=0。法面壓力角n=20；法面齒距：Pn=mn =9.425；齒頂高：ha1= ha2=（ h*an +n）mn =13=3；齒根高：hf1=hf2=( h*an + c*n-n)mn =(1+0.25)3=3.75；齒頂圓直徑：da1=d1+2 ha1=71.34+23=77.34； da1=d2+2 ha2=204.67+23=210.67；齒根圓直徑：df1=d1-2 hf1=71.34-23.75=63.84；df1=d2+2 hf2=204.67-23.75=1

26、97.17；法面齒厚：sn1=(2+2ntann)mn =23=4.712當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=Z1cos3=23cos3144019=25Zv1=Z2cos3=66 cos3144019=73繪制大、小齒輪零件圖6.2軸的設(shè)計(jì)計(jì)算高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已知高速軸 P1=5.20KW，T1=32.3Nm，nI=1440r/min；小齒輪分度圓直徑d1=45.3，=20。作用到小齒輪上的力：圓周力Ft=2T1d1=232.3100045.31426N徑向力Fr=Fttancos=1426tan20cos1418=534.9N軸向力 Fa= Fttan=1426tan1418=355.5N初步確定軸的最小直

27、徑選取軸的材料為40Cr,調(diào)制處理。dC3P/ n式中P - 軸所傳遞的功率（KW）； n - 軸的轉(zhuǎn)速（Nm）; C - 由軸的需用應(yīng)力所確定的系數(shù)，與材料有關(guān)。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表3-1查得45鋼取C=105dC3P1/ nI=10535.21440=21.64高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸頸dI-II,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得KA=1.5 轉(zhuǎn)矩Tc=KAT1=1.532.2=48.3 Nm從GB/T 4323-2002中查得TL4型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為5700 r/min，軸孔徑為2028之間；取

28、半聯(lián)軸器的孔直徑dI-II=22，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=52，半聯(lián)軸器與軸配合的軸孔長(zhǎng)度,L1=38。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿(mǎn)足 的要求的軸向定位要求,-軸段左端需要制出一軸肩,根據(jù)h0.07d,取h=1.5, 故取dII-III=25；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=28，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)略小于L1，現(xiàn)取LI-II=36。2）初步確定滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力，故選擇深溝球軸承。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-3查得選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的6205深溝球軸承。對(duì)于選取的深溝球軸承尺寸dDb=255215,故

29、dIII-IV=dVII-VIII =25，而LVII-VIII=15.右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行定位，高度h0.07d,取h=2.5,dIV-V=30.3) 取安裝齒輪處的軸段dVI-VII =30；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為50，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取LVI-VII=48；齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高2.5,取dV-VI=35,軸環(huán)寬度取b1.4h,取LV-VI=b=6.4） 軸承端蓋的總寬度為10mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,考慮軸承座的寬度,故取LII-III=4

30、0.5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=12mm,兩圓柱齒輪間的距離c=16mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度B=15mm, 大齒輪輪轂長(zhǎng)L=50mm,則L3-4 =B+s+a+(50-48)=15+12+8+2=37;LIV-V=L+c+a-LV-VI=50+16+12-6=72.至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度。6) 高速軸軸向固定根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)可知齒輪和半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)-段軸頸d-由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表14-24查得：截面尺寸bh87。鍵槽用銑刀加工，取長(zhǎng)為36mm,為了保證齒輪與軸有良好的對(duì)中性，選擇

31、齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵bhL6624，半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位靠過(guò)渡配合，d-、d-的尺寸公差為m6。7）圓角與倒角 由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2查得：軸上的圓角、處R=1.6，、VII處R=2.軸端倒角1.045。8）高速軸結(jié)構(gòu)如下求軸上載荷按 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已知P2=4.95KW，nII=361.8r/min。先計(jì)算軸的最小直徑。材料選用40Cr，取C等于105，dC3P2/ nII=10534.95/361.8=24.9最小直徑取25，最小直徑為軸承處的直徑.于是也選深溝球6205，其尺寸為dDB=255215。主要尺寸的確定：根

32、據(jù)選取的深溝球軸承6205，初選dI-II=dV-VI=25，取安裝齒輪段dII-III=dIV-V =35;軸環(huán)寬取LIII-IV=15，由b1.4h得，取h=10；所以軸環(huán)高為dIII-IV=45。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬L=50，低速級(jí)小齒輪輪轂寬L=76，取LIV-V=48LII-III=74，由深溝球軸承6205的寬度可知，取LI-II=LV-VI=15.輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已知高速軸 P3=4.70KW，T3=331.6Nm，nIII=132.2r/min；低速級(jí)大齒輪分度圓直徑d2=204.67,=20。作用到齒輪上的力：圓周力Ft=2T3d2=2331.61000204.673240

33、.3N徑向力Fr=Fttancos=3240.3tan20cos144019=1219N軸向力 Fa= Fttan=3240.3tan144019=848N初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼,調(diào)制處理。dC3P/ n式中P - 軸所傳遞的功率（KW）； n - 軸的轉(zhuǎn)速（Nm）; C - 由軸的需用應(yīng)力所確定的系數(shù)，與材料有關(guān)。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表3-1查得40Cr取C=115dC3P3/ nIII=11534.7132.2=37.8高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸頸dI-II,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得KA=1.5 轉(zhuǎn)矩Tc=KAT

34、3=1.5331.6=497.4Nm從GB/T 4323-2002中查得HL3型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為630 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為5000 r/min，取半聯(lián)軸器的孔直徑dI-II=38，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82，半聯(lián)軸器與軸配合的軸孔長(zhǎng)度,L1=60。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿(mǎn)足 的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,根據(jù)h0.07d,取h=1.5, 故取dII-III=40；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)略小于L1，現(xiàn)取lI-II=80。2）初步確定滾動(dòng)軸承。因軸承主要

35、受徑向力，故選擇深溝球軸承。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-3查得選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的6209深溝球軸承。對(duì)于選取的深溝球軸承尺寸dDb=458519,故dIII-IV=dVII-VIII =45，而LVII-VIII=19.右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行定位，高度h0.07d,取h=2.5,dIV-V=50.3) 取安裝齒輪處的軸段dVI-VII=50齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位.已知低速級(jí)大齒輪齒輪轂的寬度為71，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取lVI-VII=68；齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高2.5,取dV-VI=55,軸環(huán)寬度取b1.4h,取LV-VI=5

36、.4） 軸承端蓋的總寬度為10mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,考慮軸承座的寬度,故取LII-III=30.5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=12mm,兩圓柱齒輪間的距離c=16mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度B=15mm, 大齒輪輪轂長(zhǎng)L=71mm,則LIII-IV =B+s+a+(71-68)=15+12+8+3=38;LIV-V =L+c+a-LV-VI=601+16+12-6=72.至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度。6) 輸出軸軸向固定根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)可知齒輪和

37、半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)-段軸頸d-由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表14-24查得：截面尺寸bh87。鍵槽用銑刀加工，取長(zhǎng)為32mm,為了保證齒輪與軸有良好的對(duì)中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵bhL6632，半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位靠過(guò)渡配合，d-、d-的尺寸公差為m6。7）圓角與倒角由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2查得：軸上的圓角、處R=1.0，、處R=1.2.軸端倒角1.045。8) 輸出軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)（見(jiàn)附頁(yè)）6.3軸的校核計(jì)算 軸的強(qiáng)度校核計(jì)算電動(dòng)機(jī)的選擇：1 電動(dòng)機(jī)所需功率：Pd=F*V/1000*w式中，w為傳動(dòng)裝置的總效率，F(xiàn)為

38、工作機(jī)阻力（N）；V為工作機(jī)線(xiàn)速度（m/s）;可由下式計(jì)算：兩級(jí)圓柱齒輪減速器=0.96帶傳動(dòng)效率，軸承傳動(dòng)效率，齒輪傳動(dòng)效率，聯(lián)軸器傳動(dòng)效率，卷筒=0.96，則傳動(dòng)裝置總效率：？ 綜上，選擇電動(dòng)機(jī)（型號(hào)），額定功率，額定轉(zhuǎn)速； 二、 傳動(dòng)比分配：電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速；那么，機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比；取帶傳動(dòng)傳動(dòng)比；則高速齒輪傳動(dòng)比與低速齒輪傳動(dòng)比為？三、 帶設(shè)計(jì)：（根據(jù)情況）普通帶型號(hào)初拉力作用在軸上的載荷四、 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)：1. 各軸轉(zhuǎn)速 （計(jì)算）軸 軸 軸 2. 各軸輸入功率 （計(jì)算） F=2400N;v=1.8m/s;a=0.86；Pw=4.5KW;Pn=5.23KWD=260mm;v=1.

39、8m/s;nw =132.2r/min.nd=1057.6r/min5288r/min.ia=11.35i1=3.98；i2=2.85.nI=1440r/minnII=361.8 r/minnIII=132.2r/minP1 =5.20KWP2=4.95KWP3= 4.70KWPw=4.5KWT0=33.9N.mT1=33.7N.mT2=127.5N.mT3Tw =325.0N.mZ1=24Z2=96=14d=1Kt =1.6d=1ZH =2.4331=0.782=0.82=1.60ZE=189.8Hlim1=600Hlim2=550N1=4.201010N2=1.061010KHN1=0.9

40、0KHN2=0.95。H1=540MPaH2=522.5MPaH= 531.25MPad1t=41.19v=3.11m/sb=41.19mnt=1.67h=3.76bh=10.95=1.902 K=2.22d1=45.94mn=1.86軸名效率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸軸軸軸曲柄轉(zhuǎn)軸五、 齒輪的傳動(dòng)計(jì)算.高速級(jí)齒輪 （有的只有一級(jí)）（一）選擇材料，確定許用應(yīng)力1 材料2 確定許用彎曲應(yīng)力(1) 總共作用時(shí)間 由已知，總共作用時(shí)間(2) 壽命系數(shù)YN 由式彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖，取壽命系數(shù)(3) 彎曲疲勞極限 由圖，取極限應(yīng)力(4)尺寸系數(shù) 估計(jì)模數(shù)，由圖,取尺寸系數(shù)(5)安全因數(shù)

41、參照表1，取安全因數(shù)(6)計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 由式(),3.確定許用接觸應(yīng)力(1)壽命系數(shù) 接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， 由圖，取接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)， (2)接觸疲勞極限 由圖，取極限應(yīng)力(3)安全因數(shù) 參照表，取安全因數(shù)(4)許用接觸應(yīng)力 由式及，許用接觸應(yīng)力（二）選擇齒數(shù)，齒寬系數(shù)及精度等級(jí)（1）初取齒數(shù) 初取小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)圓整取（2）選擇齒寬系數(shù)及精度等級(jí) 取齒寬系數(shù)，初估小齒輪直徑，則齒寬取大齒輪齒寬齒輪圓周速度選6級(jí)精度等級(jí)（三）確定載荷系數(shù)（1）使用系數(shù) 由表?。?）動(dòng)載系數(shù) 由?。?）齒向載荷分布系數(shù) 由圖?。?）齒間載荷分配系數(shù) 由齒輪切向力及條件查表取（5）計(jì)算 由式(載荷

42、系數(shù)（四）重合度計(jì)算 初估螺旋角（可以直齒），依據(jù)式及表公式可求得（1）端面重合度（2）縱向重合度（3）總重合度（五）齒根抗彎疲勞強(qiáng)度計(jì)算（1）齒形系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù)查圖1，?。?）應(yīng)力修正系數(shù) 由圖，?。?）重合度系數(shù) 端面壓力角基圓螺旋角由式可得當(dāng)量齒輪端面重合度于是，由式（）可得重合度系數(shù)（4）螺旋角系數(shù) 查圖，?。?）由齒根抗彎疲勞強(qiáng)度條件求模數(shù) 由于故由式（，為滿(mǎn)足齒根抗彎疲勞強(qiáng)度條件，則需使模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)（六）確定主要參數(shù)（1）中心距 初算中心距圓整?。?）螺旋角 滿(mǎn)足幾何條件的螺旋角（3）驗(yàn)算傳動(dòng)比誤差實(shí)際齒數(shù)比傳動(dòng)比誤差滿(mǎn)足使用要求（4）計(jì)算分度圓直徑與初估相差不大（5）齒輪寬度取大齒輪齒寬小齒輪齒寬.低速級(jí)齒輪 （同高速級(jí)）六、 減速器機(jī)體的尺寸設(shè)計(jì)機(jī)座壁厚度： 機(jī)蓋壁厚度：機(jī)座凸緣厚度：機(jī)蓋凸緣厚度： 機(jī)座底凸緣厚度： 地腳螺釘直徑：地腳螺釘數(shù)目： 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑：聯(lián)接螺栓間距： 軸承端蓋螺釘直徑：窺視孔蓋螺釘直徑：定位銷(xiāo)直徑： 至外壁距離： 至凸緣邊緣距離： 軸承旁凸臺(tái)半徑： 軸承旁凸臺(tái)高度： 外機(jī)壁至軸承座端面距離： 大齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離： 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離： 機(jī)蓋機(jī)座肋板厚度：地腳沉頭座直徑：十二、 軸的設(shè)計(jì)由式（20-2）各軸的直徑，查表軸