機械設計課程設計--鏈傳動雙級圓柱齒輪減速器

1、機械設計課程設計說明書題目：鏈傳動雙級圓柱齒輪減速器系別： 機電工程學院 專業(yè)： 材料成型及控制工程 班級： 姓名： 學號： 5901211036 2021年12 月28 日2021 年1 月14 日目錄第一章 緒論1.1 設計的題目.41.2 設計的目的.4 1.3 設計的主要內(nèi)容4第二章 傳動系統(tǒng)的總體設計.5 2.1 傳動方案的擬定5 2.2 電動機的選擇6 2.3 分配傳動比6 2.4 計算運動和動力參數(shù).6第三章 傳動零件的計算設計.7 3.1 減速器內(nèi)傳動零件設計.73 高速傳動齒輪對設計.73.1.2 高速傳動齒輪對校核.93.1.3 低速傳動齒輪對設計.103.1.4 低速傳動

2、齒輪對校核11 減速器外傳動零件設計.123.2.1 鏈傳動設計12第四章 軸系結(jié)構(gòu)詳細設計.13 4.1 高速軸的設計及校核13 4.2 中間軸的設計及校核15 4.3 低速軸的設計及校核17第五章 滾動軸承的校核.19 5.1 高速軸上軸承的校核19 5.2 中間軸上軸承的校核19. 5.3 低速軸上軸承的校核19第六章 聯(lián)軸器及鍵聯(lián)結(jié)的選擇及校核. 6.1 聯(lián)軸器的選擇.20 6.2 高速軸上鍵的選擇及校核.20 6.3 中間軸上鍵的選擇及校核.20 6.4 低速軸上鍵的選擇及校核20第七章 減速器的密封與潤滑設計.21 7.1 減速器的密封設計.21 7.2 減速器的潤滑設計.21第八

3、章 減速器箱體及各附件的設計.21 8.1 箱體設計21. 8.2 各附件的設計. .21設計小結(jié).22參考文獻22 第一章 緒論1.1 設計題目帶式輸送機鏈傳動雙級圓柱齒輪減速器。運輸機械載荷變化不大，空載啟動，單向運轉(zhuǎn)，每日兩班制工作，使用期限為10年，每年300工作日，減速器小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差為±5，滾筒效率為。主要參數(shù)如下：滾筒直徑/mm 牽引力/KN 帶速/m/s300 6 設計目的1. 熟悉單級圓柱齒輪減速器的工作原理，設計與計算的方法；2. 運用所學的知識解決設計中所遇到的具體實際問題，培養(yǎng)獨立工作能力，以及初步學會綜合運用所學知識，解決材料的選擇，強度計算

4、和剛度計算，制造工藝與裝配工藝等方面的問題。3. 熟悉有關設計資料，學會查閱手冊和運用國家標準1.3 設計的主要內(nèi)容1.傳動系統(tǒng)的總體設計2.傳動零件的、軸、軸承、聯(lián)軸器、潤滑與密封、附件等的設計3.傳動裝配圖設計和局部零件圖設計4編寫設計說明書要完成的工作有以下幾個：1. 完成減速器裝配圖1張，0號圖紙。2. 零件圖兩張，輸出軸和輸出軸上的齒輪，用三號圖紙3. 設計說明書一份第二章 傳動系統(tǒng)的總體設計計算及說明主要結(jié)果2.1 傳動方案的擬定選用鏈傳動圓柱雙級齒輪，傳動方案圖如下該方案工作可靠，傳動效率高、環(huán)境適應性好、但總體寬度較大，要求大啟動力矩時，啟動沖擊大。2.2 電動機的選擇電動機類

5、型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步交流電動機電動機容量選擇傳動效率確實定：式中參數(shù)： 鏈傳動效率 一對滾動軸承的傳動效率 8級精度的齒輪傳動效率 卷筒的傳動效率彈性聯(lián)軸器的傳動效率卷筒軸的輸出功率PwPw=FV/1000=6000×6/1000=電動機的輸出功率Pd=總傳動效率=0.84電動機額定功Pw=4KW型號為Y112-4滿載轉(zhuǎn)速=1440r/min2.3 確定傳動裝置的傳動比計算及說明主要結(jié)果 卷筒的工作轉(zhuǎn)速 Nw=1000×60v/300 Nw=38r/min 總傳動比i=NmNw=1440/38=由文獻【2】表2-2查得鏈傳動常用傳動

6、比i1,范圍為25兩級圓柱齒輪傳動i2, 比范圍為 860那么電動機轉(zhuǎn)速可選范圍Nd=Nw i1, i2=,38× 25×860= 60811400r/min故所選的電動機符合要求傳動比的分配展開式兩級圓柱齒輪減速器i1=1.1i2,其中i1為高速傳動比，i2為低速傳動比。取i1=1.2i2取鏈傳動比i0=i減=iio=37.892.5=15.6=i1i2i2=i減1.2 =15.161.2=i1=i2=1.2×=總傳動比為i=高速傳動比i1=低速傳動比i2=3.55鏈傳動比i0=2.5傳動裝置的運動和動力設計計算各軸轉(zhuǎn)速軸：n1=n電動機=1440r/min軸：

7、n2=n1/i1=軸：n3=n2/i2=r/min卷筒軸：n4=n3/i0=38r/min計算各軸的輸入功率軸： P=Pd×5=4.28×=4.28(kw)軸： P= P×12= P×2×3 =49 =4.1kw軸：P= P23=P23=7 =卷筒軸： P= P·1=6 計算各軸的輸出功率各軸的輸出功率為各軸的輸入功率與軸承效率的成績P0=P×軸承=4.28×0.99=4.24 KWP0= P×軸承P0= P×軸承P0= P×軸承 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機的輸出功率Td=9550&#

8、215;Pdnm=9550×4.281440= N·m軸： T=Td=28.38N·m軸：T=9550·P/n=9550×/=N·m軸：T=9550·P/n=9550×/=N·m卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T=9550·P/n=9550×/38=N·m 計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 由于軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率：那么：T0= T×軸承=28.38×0.99=28.09N·mT0= T×軸承=115.56×0.99=114.40N&#

9、183;mT0= T×軸承=394.25×0.99=390.31N·mT0= T×軸承=949.97×0.99=940.47N·m運動和動力參數(shù)設計計算結(jié)果：軸名效率P KW轉(zhuǎn)矩T N·m轉(zhuǎn)速nr/min輸入輸出輸入輸出電動機軸1440軸1440軸軸卷筒軸38第三章 傳動零件的計算設計3.1 減速器內(nèi)傳動零件設計 齒輪設計及校核3高速傳動齒輪對的設計計算及說明主要結(jié)果類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角=20°。小齒輪選40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為260HBS,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為

10、220HBS。選小齒輪齒數(shù)z1=20, z2=20z1×i1=20×=85。齒輪精度選定為八級。齒面接觸疲勞強度設計試算小齒輪分度圓直徑 d132KHT1i1+1ZHZEZ2d×i1×H2壓力角=20° z1=20z2=85確定各參數(shù)值 試選KH=1.5 小齒輪傳遞的扭矩為T1=.m 由文獻【1】表10-7查得d=1 由文獻【1】表10-5查得材料的影響系數(shù)ZE=MPa12 由文獻【1】圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH= 計算重合度Z a1=arccosz1cosz1+2ha* = arccos20cos2020+2×1=° a

11、2=arccosz2cosz2+2ha*= arccos85cos2085+2×1=23.35° =1/2z1tana1-tan +z2tana2-tan =1.696 Z=4-3=0.876計算許用接觸疲勞強度由文獻【1】圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為1=640MPa，2=550MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=2×8×300×10×60×1440=×109 N2=N1/i1=×109/4.26=×108由文獻【1】查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9,KHN2=取平安系數(shù)S=1那

12、么許用應力H1=KHN1lim1/S=0.9×640/1 =576MPa H2=KHN2lim2/S=0.92×550/1=506MPa取較小者作為接觸疲勞許用應力 H=506MPa小齒輪分度圓直徑 d132KHT1i1+1ZHZEZ2d×i1×H2=32×1.5×28.38×103×5.26×2.5×189.8×0.876/50624.26mm調(diào)整小齒輪的分度圓直徑圓周速度v v=d1n160×1000=×41.358×144060×1000m

13、/s齒寬b b=dd1=1×41.358=算實際載荷系數(shù)查文獻【1】得使用系數(shù)KA=1根據(jù)圓周速度，和齒輪精度為8級查圖10-8得載荷系數(shù)KV=由表10-4，用插值法可得齒向載荷系數(shù)KH=1.4a1=31.32° a2= 23.35°=1.696Z=0.876N1=×109N2=×108H1=576MPaH2=506MPaH=506MPad1mm計算小齒輪圓周力：Ft=2T1/d1=2×28380/41.358= KAFt/b=<100N/mm查文獻【1】10-3得齒間載荷系數(shù)KH=實際載荷系數(shù)KH0=KAKVKHKH=1

14、15;××=調(diào)整后的分度圓直徑d1,=d13KH0KH=×32.041.5 =m=d1,/z1取標志模數(shù)值m=23. 按齒根彎曲疲勞強度校核小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為500MPa,470MPa 取平安系數(shù)S=由齒數(shù)z1=20，z2=85查文獻【1】圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=YFa2= Y+0.75 +0.751.696 YSa1= 1.55 YSa2=1.76由文獻【1】查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KHN1= KHF2=0.88 F1=KHF1Flim1/S=0.9×500/1.4 =MPa F2=KHF2Flim2/S=0.88×470

15、/1.4=MPa校核彎曲疲勞強度F1=2KT1YFa1dm3z12 =2×1×2.84×1.55×28.38×0.6920.0023202= < F1F1=F1YFa2YFa1 =<F24. 幾何尺寸的計算分度圓直徑z1 =d1,m=45.8222=22.9,取z1=23，那么z2=z1×i1=23×=取整后z2=98 d1=mz1=23×2=46mm d2=mz2=98×2=196mm計算中心距a= d1+ d2/2=46+196/2=121mm齒寬 b=d d1=46mm考慮安裝誤差，保證

16、設計齒寬b和節(jié)省材料小齒輪加寬5-10mm 取b1=55mm,b2=46mmm=2 F1=321.43MPa F2=295.43MPa z1=23 z2=98 d1=46mm d2=196mmb1=55mmb2=46mma1=121mm3.1.3 低速級齒輪對的設計計算及說明主要結(jié)果1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角=20°。小齒輪選40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為260HBS,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為220HBS。選小齒輪齒數(shù)z3=24,z4=z1×i1=24×=85。齒輪精度選定為八級。2.按齒面接觸疲勞強度設計試算小

17、齒輪分度圓直徑 d332KHT1i2+1ZHZEZ2d×i2×H2下面確定公式中各參數(shù)值 試選KH=1.2 小齒輪傳遞的扭矩為T2=.m 由文獻【1】表10-7查得d=1 由文獻【1】表10-5查得材料的影響系數(shù)ZE=MPa12 由文獻【1】圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH= 計算重合度Z a3=arccosz3cosz3+2ha* = arccos24cos2024+2×1=° a4=arccosz4cosz4+2ha*= arccos85cos2085+2×1=° =1/2z3tana3-tan +z2tana4-tan =1.719

18、 Z=4-3=0.872計算許用接觸疲勞強度由文獻【1】圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為3=640MPa，4=550MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=2×8×300×10×60×=×108 N2=N1/i1=×108/=×108由文獻【1】查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=2,KHN2=8取平安系數(shù)S=1那么許用應力H3=KHN1lim3/S=2×640/1 =5MPa H4=KHN2lim4/S=8×550/1=539MPa取較小者作為接觸疲勞許用應力 H=539MPa小齒輪分度圓直徑

19、d332KHT1i2+1ZHZEZ2d×i2×H2=32×1.2×115.56×103×5.26×2.38×189.8×0.872/53923.55=mm調(diào)整小齒輪的分度圓直徑圓周速度v v=d3n260×1000=×57.474×338.8260×1000=齒寬b b=dd1=1×57.474=mm計算實際載荷系數(shù)查文獻【1】得使用系數(shù)KA=1=根據(jù)圓周速度，和齒輪精度為8級查圖10-8得載荷系數(shù)KV=1.05由表10-4，用插值法可得齒向載荷系數(shù)KH=

20、7計算小齒輪圓周力：Ft=2T2/d1=2×115560/= KAFt/b=<100N/mm查文獻【1】10-3得齒間載荷系數(shù)KH=實際載荷系數(shù)KH0=KAKVKHKH=1×××=調(diào)整后的分度圓直徑d3, =d33KH0KH=×31.7851.2 =m=d1,/z1=/23=2.852取標準模數(shù)值m=3. 按齒根彎曲疲勞強度校核小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為500MPa,470MPa 取平安系數(shù)S=由齒數(shù)z3=24，z4=85查文獻【1】圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=YFa2= Y+0.75 +0.751.71986 YSa1= 1

21、.58 YSa2=1.76由文獻【1】圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92 KHF2=0.98 F1=KHF1Flim1/S=2× = F2=KHF2Flim2/S=0.98×470/1.5=校核彎曲疲勞強度F1=2KT2YFa1dm3z32 =2×1×2.84×1.55×115.56×0.6860.00253242=MPa < F1F2=F1YFa2YFa1 =4/2.71=64.1MPa<F2所以，按接觸疲勞強度設計的齒輪滿足要求。4. 幾何尺寸的計算分度圓直徑 d3=mz3=2.5×

22、24=60mm d4=mz4=×85=mm取整 d4=220mm計算中心距a= d3+ d4/2=60+220/2=140mm 齒寬 b=d d3=60mm考慮安裝誤差，保證設計齒寬b和節(jié)省材料小齒輪加寬5-10mm 取b3=70mm,b4=60mm3.2 減速器外傳動零件設計3.2.1 鏈傳動的設計選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪的齒數(shù)z5=23,大鏈輪的齒數(shù)z6=i0z5=×23=取整得z6=58確定計算功率及鏈型號查文獻【1】表9-6得工況系數(shù)KA=1.0, 圖9-13查得主動鏈輪的齒形系數(shù)KZ=1.1 采用單排鏈傳動，那么計算功率Pca=PKAKZ=1.0×1.1&#

23、215;4.28=根據(jù)上面求得的計算功率和軸的轉(zhuǎn)速，查文獻【1】圖9-11選定鏈的型號為16A-1計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a0=3050p查文獻【1】表9-1 p=a0=3050×25.4=7621270mm取a0=900mm相應的鏈長節(jié)數(shù)Lp0=2a0p+z1+z22+pa0z2-z12pi2 =290025.4+23+58225.4900+58-232pi2 =取鏈長節(jié)數(shù)LP=112查表9-7， 采用線性插值法，得中心距系數(shù)f=amax=fp2Lp-z1+z2 =2×112-23+58=計算鏈速v,確定潤滑方式v=np z160×1000=95.44

24、15;23×25.460×1000=0.93m/s根據(jù)鏈的型號和鏈的速度查文獻【1】圖9-14選擇鏈的潤滑方式為滴油潤滑。 計算壓軸力Fp 有效圓周力Fe=1000pv=1000×4.280.93=4602.15N壓軸力系數(shù)Kfp=1.15 FP=KfpFe=×4602.15=N=20° z3=24z4=85a3=29.841° a4=°=0.872 N1=×108N2=×108H3=H4=539MPaH=539MPa d357.474mm v=b=mmm= F1=F2=207.07MPa F1=F2=d

25、3=60mm d4=220mm a2=140mmb3=70mmb4=60mmz5=23z6=58LP=112 v=0.93m/sFP= 第四章 軸系結(jié)構(gòu)設計4.1 高速軸的設計及校核 計算及說明主要結(jié)果 軸材料的選擇選擇45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS 許用彎曲應力-1=60MPa求作用在齒輪上的力主動齒輪分度圓直徑d1=46mm 圓周力Ft=2T1d1=2×2838046=1233.9N 徑向力Fr=Fttan20°=1233.9×tan20°=449N 初步確定軸上的最小直徑由表15-3，取A0=120 dmin=A03P1n1=12034.2

26、81440軸的結(jié)構(gòu)設計由于高速軸上需要安裝的齒輪直徑較小，與軸的直徑相差不大，應選用齒輪軸。從傳動簡圖中的高速軸右端往左看，并依次往左看，各段軸分別順次編號1、2、3i根據(jù)以上的最小直徑初步設計第一段軸的直徑為24mm,長度為38mmii由于第一段要與電動機的輸出軸相聯(lián)，那么第二段軸做軸肩滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，取第二段軸的直徑為26mm,根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對第三段軸上滾動軸承的潤滑取第二段的長度為50mm.iii第三段軸與滾動軸承配合，滾動軸承左端外圈采用軸承端蓋定位外圈，內(nèi)圈由第四段軸的軸肩定位。初步選用軸承代號為6206的深溝球軸承，尺寸為d×D×B=30

27、15;62×16那么該段的直徑為30mm，長度往軸承內(nèi)部縮進2mm,長度為14mm。iv為保證傳動裝置的緊密型，結(jié)合總體尺寸，以及便于中間軸上齒輪的安裝，取第四段軸左端面定位滾動軸承內(nèi)圈，取直徑為37mm,長度為95mm。v第五段為齒輪，根據(jù)第三章的計算，初步設計該段軸的直徑為50mmm,長度即為齒寬55mm。vi第六段為右端定位擋油盤，密封滾動軸承，取該段軸徑為37mm,長度為10mm。vii第七段與6206滾動軸承配合，滾動軸承外圈由軸承端蓋定位，取擋油盤長度為8mm,外徑為73mm,取該段軸徑為30mm,長度為24mm。 按彎扭合成強度條件校核設計的軸的強度i建立軸的力學模型軸

28、的受力分析如下：其中CD=137 DB=43ii計算水平支座反力FNh1+FNh2=FtMD=0 FNh1=311.4NFNh2=922.5N水平方向受力圖以及彎矩如上圖所示第二、三幅圖。iii計算垂直支座反力FNv1+FNv2=FrMD=0 FNv1=113.63NFNv2=335.37Niv校核高速軸的彎扭強度由水平彎矩圖和垂直彎矩圖可知，危險截面在D截面處，即為高速主動齒輪處。 總彎矩M=MH2+MV2=18.822+49.822 =53N.m計算應力公式為ca=2+42由于扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6對圓柱軸，ca=M2+T2W其中T=28.380N.m, M=由表15-1

29、查得45鋼的彎曲許用應力-1=60MPa代入上式得ca=4.5MPa<-1所以設計的軸符合要求。-1=60MPaA0=120 dmin=d1=24 l1 =38 d2=26 l2 =50 d3=30 l3 =16 d4=37 l4 =95 d5=50 l5 =55 d6=37 l6 =10 d7=30 l7 =24 FNh1=311.4NFNh2=922.5NFNv1=113.63NFNv2=335.37NM總=ca=4.5MPa4.2 中間軸的設計及校核 計算及說明 主要結(jié)果 軸材料的選擇選擇45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS 許用彎曲應力-1=60MPa初步確定軸上的最小直徑由表

30、15-3，取A0=110 dmin=A03P2n2=12034.1338.2=mm軸的結(jié)構(gòu)設計由于中間軸上需要安裝的齒輪直徑較小，與軸的直徑相差不大，應選用齒輪軸。從傳動簡圖中的高速軸左端往右看，各段軸分別順次編號1、2、3i根據(jù)以上的最小直徑初步設計第一段軸的直徑為30mm,由于第一段與滾動軸承配合，且軸上有一個鍵槽，取第一段軸徑為35,初部選擇滾動軸承的代號為6307，d×D×B=35×80×21。由于轉(zhuǎn)速不高，軸承內(nèi)圈用套筒定位，取套筒的長度為12mm,那么第一段軸的總長38mm.ii第二段軸與高速級從動齒輪配合，由第三章設計的數(shù)據(jù)，取該段的軸長短

31、與齒輪輪轂2mm,即為44mm,直徑取為40mm。iii由于大齒輪左端用軸肩定位，故第三段的軸徑取為58mm,長度取為12mm。iv第四段為小齒輪，寬度b為70mm,齒頂圓直徑為64mm,故該段的長度為70mm,直徑為64mm。v滾動軸承的內(nèi)圈用軸肩定位，取直徑為44mm,長度為18mm.vi第六段與滾動軸承配合，取該段軸徑為35mm,長度為20mm。按彎扭合成強度校核軸的強度i.建立力學模型如下列圖所示，由對軸的受力分析可知Ft1=1233.9N Fr1=449NFt2=2T1/d2=2×115560/60=3852NFr2=Ft2tan20°=1402N其中，軸段各長度

32、分別為CD=40mm DE=84mm EF=63mmii計算水平支座反力Ft1+Ft2=FNh1+FNh2=+3852=5086NMD =O FNh1=2268N, FNh2=2818N彎矩圖如上第三幅iii計算垂直支座反力FNv1+FNv2+Fr1=Fr2MD=0 FNv1=120NFNv2=833N彎矩圖如上第五幅iv校核中間軸的彎扭強度由水平彎矩圖和垂直彎矩圖可知，危險截面在E截面處，即為低速主動齒輪處。 總彎矩M=MH2+MV2=177.582+52.62 =計算應力公式為ca=2+42由于扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6對圓柱軸，ca=M2+T2W其中T=115.56N.m,

33、M=由表15-1 查得45鋼的彎曲許用應力-1=60MPa代入上式得ca=11.26MPa<-1所以設計的軸符合要求。d1=35 l1 =38 d2=40 l2 =44 d3=58 l3 =12 d4=64 l4 =70 d5=44 l5 =18 d6=35 l6 =20 Ft1=1233.9N Fr1=449NFt2=3852NFr2=1402NFNh1=2268N, FNh2=2818NFNv1=120NFNv2=833NM總=0.6 ca=11.26MPa 4.3 低速軸的設計和校核計算及說明 主要結(jié)果 軸材料的選擇選擇45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS 許用彎曲應力-1=60

34、MPa求作用在齒輪上的力圓周力Ft3=Ft2=3852N 徑向力Fr3=Fr2=1402N 初步確定軸上的最小直徑由表15-3，取A0=120 dmin=A03P3n3=12033.9495.44=mm軸的結(jié)構(gòu)設計從傳動簡圖中的低速軸左端往左看，并依次往右看，各段軸分別順次編號1、2、3i由于軸上有兩個鍵槽，軸徑增加10%，根據(jù)以上的最小直徑初步設計第一段軸的直徑為42mm,長度為45mmii第二段軸上安裝軸承端蓋，選用端蓋長度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對第三段軸上滾動軸承的潤滑取第二段的長度為43mm, 取軸的直徑為45mm。iii第三段軸與滾動軸承配合，滾動軸承右端外圈采用軸承端

35、蓋定位外圈，內(nèi)圈由第四段軸的軸肩定位。初步選用軸承代號為6210的深溝球軸承，尺寸為d×D×B=50×90×20那么該段的直徑為50mm，長度往軸承內(nèi)部縮進2mm,長度為18mm。iv為保證傳動裝置的緊密型，結(jié)合總體尺寸，以及便于中間軸上齒輪的安裝，取第四段軸右端面定位滾動軸承內(nèi)圈，取直徑為57mm,長度為72mm。v第五段為定位軸環(huán)，左端面定位大齒輪的右端面，取軸肩3mm,那么該段的軸徑為63mm，長度為10mmvi第六段與大齒輪配合，取該段的軸徑為55mm根據(jù)齒寬定該段的長度為58mm。vii第七段與6210滾動軸承配合，那么該段軸徑為50mm滾動軸

36、承外圈由軸承端蓋定位，內(nèi)圈用套筒定位，取套筒的長度為22mm, ,那么該段的長度為44mm。軸的總長L=45+43+18+72+10+58+44=290 按彎扭合成強度條件校核設計的軸的強度i建立軸的力學模型 ii計算水平支座反力FNh1+FNh2=Ft3MD=0 FNh1=1209.79NFNh2=2000.21N水平方向受力圖以及彎矩如上圖所示第二、三幅圖。iii計算垂直支座反力FNv1+FNv2=Fr3MD=0 FNv1=440FNv2=727.8Niv校核低速軸的彎扭強度由水平彎矩圖和垂直彎矩圖可知，危險截面在B截面處，即為高速主動齒輪處。 總彎矩M=MH2+MV2=1502+54.5

37、62 =計算應力公式為ca=2+42由于扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6對圓柱軸，ca=M2+T2W其中T=394.25N.m, M=由表15-1 查得45鋼的彎曲許用應力-1=60MPa代入上式得ca=17.16MPa<-1所以設計的軸符合要求。Ft3=3852N Fr3=1402Ndmin=mm d1=42 l1 =45 d2=45 l2 =43 d3=50 l3 =18 d4=57 l4 =72 d5=63 l5 =10 d6=55 l6 =58 d7=50 l7 =44 L=290mmFNh1=1209.79NFNh2=2000.21NFNv1=440FNv2=727.8N

38、M總=0.6 ca=17.16MP第五章 滾動軸承的校核5.1 高速軸上滾動軸承的校核軸上的軸承代號為6206，由文獻【2】表15-1，查得該軸承的根本額定動載荷C=27KN計算當量動載荷P軸承1的支座反力FR1=FNV12+FNH12=113.632+311.392 =333.15N軸承只受徑向載荷，故P1=FR1軸承2的支座反力FR2=FNV22+FNH22=335.372+922.512 =軸承只受徑向載荷，故P2=FR2計算軸承的壽命由于軸承2受的支反力更大，故只需要校核軸承2 的壽命 Lh1=10660n1CP,=3,代入以上數(shù)據(jù)得 Lh1= h>48000h所以該軸承符合壽命

39、要求。5.2 中間軸上滾動軸承的壽命校核軸上的軸承代號為6307，由文獻【2】表15-1，查得該軸承的根本額定動載荷C=計算當量動載荷P軸承1的支座反力FR1=FNV12+FNH12=1202+22682 =2271N軸承只受徑向載荷，故P3=FR1軸承2的支座反力FR2=FNV22+FNH22=8332+28182 =2938N軸承只受徑向載荷，故P4=FR2計算軸承的壽命由于軸承2受的支反力更大，故只需要校核軸承2 的壽命 Lh2=10660n1CP,=3,代入以上數(shù)據(jù)得 Lh2= 355442h>48000h所以該軸承符合壽命要求。5.3 低速軸上軸承的校核軸上的軸承代號為6210

40、，由文獻【2】表15-1，查得該軸承的根本額定動載荷C=35KN計算當量動載荷P軸承1的支座反力FR1=FNV12+FNH12=4402+1209.792 =軸承只受徑向載荷，故P5=FR1軸承2的支座反力FR2=FNV22+FNH22=335.372+922.512 =軸承只受徑向載荷，故P6=FR2計算軸承的壽命由于軸承1受的支反力更大，故只需要校核軸承1的壽命 Lh3=10660n1CP,=3,代入以上數(shù)據(jù)得 Lh3= 776428h>48000h所以該軸承符合壽命要求。第六章 聯(lián)軸器及鍵連接的選擇和校核6.1 聯(lián)軸器的選擇所選用的聯(lián)軸器連接高速軸與電動機軸，振動較大，轉(zhuǎn)速高，應選

41、用緩沖吸振效果較好的彈性聯(lián)軸器。公稱轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查文獻【1】表14-1，取KA=1.3Tca=1.3×28.38=36.894N.m 根據(jù)電動機伸出及高速軸伸出段的直徑分別為28mm和24mm選用彈性聯(lián)軸器型號為LX1型。主動端：J型孔 d=28mm L=52mm從動端：J型孔 d=24mm L=52mm6.2 高速軸上鍵的選擇及校核由軸徑d為24mm,L1為38mm查文獻【1】表6-1 選用普通A型平鍵b×h=8×7,L=25mm查表6-2 得許用應力p=120MPap1= 2000T1/kld=2000××7×21

42、15;24 =32MPa<p故鍵的強度滿足要求.6.3 中間軸鍵的選擇及校核查文獻【1】表6-1 選用普通A型平鍵b×h=12×8，L=40mm查表6-2 得許用應力p=120MPap2= 2000T2/kld=2000××8×28×40 =52MPa<p故鍵的強度符合要求6.4 低速軸上鍵的選擇及校核根據(jù)與大齒輪配合的軸段直徑為55mm,長度L為60mm,選用普通A型平鍵。 查文獻【1】表6-1 選用普通A型平鍵b×h=16×10，L=56mm查表6-2 得許用應力p=120MPap3= 2000T3

43、/kld=2000××10×40×55 =71.68MPa<p故所選鍵符合要求。6.5 主動鏈輪上鍵的選擇及校核與主動鏈輪相配合的軸段直徑為42mm,長度為45mm查文獻【1】表6-1 選用普通B型平鍵b×h=12×8，L=42mm查表6-2 得許用應力p=120MPap4= 2000T2/kld=2000××8×42×42 =112MPa<p故鍵的強度符合要求第七章 減速器的密封與潤滑 7.1 密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機那么可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，到達密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。7.2 潤滑(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了防止油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0m3。(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供