課程設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計(共31頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上機械制造工藝學課程設(shè)計設(shè)計計算說明書題目名稱： 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計 學院（部）： 機械工程學院 專業(yè)： 機械制造設(shè)計 學 生姓名： 李婷 班級： 1001班 學號： 指導教師姓名： 邱顯焱 評 定 成績： 內(nèi)容及任務(wù)設(shè)計任務(wù)：設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。1、 原始數(shù)據(jù)帶的圓周力F/N帶速v（m/s）滾筒直徑D/mm27001.54502、工作條件常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷平衡；兩班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計壽命為8年，中批量生產(chǎn)；輸送帶速度允許誤差為±5%,三相交流電源的電壓為380

2、/220V。3、工作量要求（1）完成設(shè)計計算說明書一份。（2）完成A0裝配圖1張。（3）課程設(shè)計結(jié)束后組織答辯進度安排起止日期工作內(nèi)容2012.12.20編寫設(shè)計計算說明書2012.1.517繪制裝配圖主要參考資料 1 銀金光.劉揚.機械設(shè)計基礎(chǔ).北京：清華大學出版社，2012 2 銀金光.劉揚.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京：北京交通大學出版社，2011目 錄設(shè)計任書第一章 擬定傳動方案11.1技術(shù)數(shù)據(jù)11.2工作條件11.3傳動方案1第二章 選擇電動機22.1電動機類型的選擇22.1.1電動機容量的選擇22.1.2電動機轉(zhuǎn)速的選擇22.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比32.2.1各級傳動比

3、的分配32.2.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3第三章 傳動零件的設(shè)計53.1確定計算功率53.2選擇V帶的帶型53.3確定大小帶輪的基準直徑并驗算帶速53.4確定V帶的中心距和基準長度53.5驗算小帶輪上的包角63.6計算帶的根數(shù)63.7計算單根V帶的初拉力73.8計算V帶對軸的壓力7第四章 齒輪傳動的設(shè)計84.1材料選擇84.2參數(shù)選擇84.3確定材料許用接觸應(yīng)力84.4齒面接觸疲勞強度計算94.5確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓直徑104.6齒根彎曲疲勞強度計算114.7計算齒輪的主要幾何尺寸134.8齒輪的受力分析14第五章 軸的設(shè)計與計算155.1軸的選材155.2初步估算軸的

4、最小直徑155.3主動軸結(jié)構(gòu)設(shè)計165.3.1主動軸軸上零件的定位、固定和裝配165.3.2確定軸各段直徑和長度尺寸165.3.3求軸上的載荷175.3.4按彎扭合成應(yīng)力校核強度185.3.5精確校核軸的疲勞強度185.4從動軸結(jié)構(gòu)設(shè)計205.4.1從動軸軸上零件的定位、固定和裝配205.4.2確定從動軸各段直徑和長度215.4.3求從動軸軸上的載荷22第六章 鍵的選擇與校核236.1主動軸上鍵聯(lián)接的選擇和計算236.1.1段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型號236.1.2強度校核236.1.3段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型號236.1.4強度校核236.2從動軸上鍵聯(lián)接的選擇和計算246.2.1段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型

5、號246.2.2強度校核246.2.3段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型號246.2.4強度校核24第七章 箱體的設(shè)計237.1箱體的設(shè)計要求257.2箱體明細表26課程設(shè)計總結(jié)27參考文獻28專心-專注-專業(yè)第一章 擬定傳動方案1.1技術(shù)數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F/N運輸帶工作速度v/m.s-1轉(zhuǎn)筒直徑D/mm27001.5450表1.1 技術(shù)數(shù)據(jù)1.2工作條件 運轉(zhuǎn)方向載荷性質(zhì)起動方式使用年限生產(chǎn)批量工作時間單向平穩(wěn)空載10小批量每天16小時表1.2 工作條件1.3傳動方案一般常選用轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，傳動裝置總傳動比為i=，經(jīng)計算得傳動比約為15.7或22.6，根

6、據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬定出以一級傳動為主的多種傳動方案,如圖1-1所示。 圖1-1帶式運輸機傳動系統(tǒng)第二章 選擇電動機2.1電動機類型的選擇 按動力源和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源的電壓為380220V。2.1.1電動機容量的選擇（1）根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為：Pw=4.05 (kw)（2）傳動裝置的總效率（包括工作機效率）： =123456式中1、2、3、4、5、6分別為帶傳動、齒輪傳動的軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、卷筒軸的軸承及卷筒的效率。由參考資料2表3-3查得：V帶傳動效率=0.95；齒輪球軸承效率=0.99；閉式圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪

7、精度為9級）=0.96；聯(lián)軸器效率=0.99；卷筒軸的滾子軸承效率=0.98；輸送機滾筒效率6 =0.96。則傳動系統(tǒng)的總效率為：=0.95×0.99×0.96×0.99×0.98×0.96=0.8409（3）工作時，電動機所需的功率為：Pd =4.816kw由參考資料2表12-1可知，滿足PePd條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率Pe應(yīng)取為5.5kw。2.1.2電動機轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw為=63.7r/min按照推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動的傳動比i1 =24,單級圓柱齒輪傳動比i2=35，則總傳動比的

8、合理范圍為i=620。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000、1500r/min，由參考資料2表12-1和12-2查出有兩種適合的電動機型號，現(xiàn)將Y132S-4和Y132M-6型電動機有關(guān)的技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)的總傳動比列于下表2-1中。表2-1：方案電動機型號額定功率Pe/kw電動機轉(zhuǎn)速n（r/min）總傳動比i外伸軸徑Dmm軸外伸長度Emm同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S2-45.51500144022.638802Y132M2-65.5100096015.073880通過上訴兩種方案的比較可知：選用型號Y132M2-6電動機，轉(zhuǎn)速適中，質(zhì)量輕，價格低?？倐鲃颖葹?5.07，額定功率為5.5 kw，滿載轉(zhuǎn)

9、速為960 r/min，總傳動比適中，傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊。Y132M2-6電動機的數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸如下表2-2所示。表2-2：型號額定功率（KW）轉(zhuǎn)速（r/min）質(zhì)量（kg）同步滿載Y132M2-65.51000960842.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比2.2.1各級傳動比的分配由選定的電動機的滿載轉(zhuǎn)速和輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速，可得帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比為：取V帶的傳動比i帶=4，則圓柱齒輪的傳動比,i齒輪=3.77在傳動比i推薦值范圍之內(nèi)，所以是合理的。2.2.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)一般按由電動機至工作機之間的傳遞的路線推算出各軸的運動和動力參數(shù)，并將各軸從高速級

10、向低速級依次編號為電動機軸、軸、軸 、滾筒軸 。則傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下所示。（1）各軸轉(zhuǎn)速電動機軸: no=nw=960 r/min PO=Pd=4.816kw 軸: r/minkw 軸: r/minkw卷筒軸: r/minkw將上述運動參數(shù)的計算結(jié)果列如下表3-3所示。表2-3:軸名參數(shù)電動機軸軸軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n（r/min）96024063.663.6輸入功率P/kw4.8164.574.344.25輸入轉(zhuǎn)矩T/ ()47.9181.85651.68638.17傳動比i43.771效率0.950.960.98結(jié) 果第三章 傳動零件的設(shè)計3.1確定計算功率由參考資料1表5-7

11、查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故PC=KA P=1.2×5.5=6.6kW3.2選擇V帶的帶型由參考資料1圖5-11查出此坐標點位于A型與B型之間，現(xiàn)暫選用B型計算。根據(jù)計算功率PC=6.6kW，小帶輪的轉(zhuǎn)速n1=960r/min。3.3確定大小帶輪的基準直徑dd1、dd2并驗算帶速（1）初選小帶輪的基準直徑。由參考資料1查表5-8、表5-9可知，取小帶輪的基準直徑 dd1=140mm。（2）驗算帶速v=7.03ms因5msv25ms,帶速合適。（3）計算大帶輪的基準直徑dd2=i×dd1=3.2×140mm=448mm由參考資料1查表5-9，取dd2=450mm

12、3.4確定V帶的中心距a和基準長度（1）初定中心距a0=930mm。（2）計算帶所需的基準長度=2813mm由參考資料1表5-2選帶的基準長度=3150mm。（3）計算實際中心距（4）中心距的變化范圍amin=a-0.015=1098-0.015×3150=1098mmamax=a+0.03=1098+0.03×3150=1192.5mm3.5驗算小帶輪上的包角包角合適。3.6計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的許用功率P0=(P0+P0)根據(jù)B型帶基礎(chǔ)直徑dd1=140mm和n1=960r/min，由參考資料1表5-4得：P0= 2.1kw。由參考資料1表5-5得，n1=9

13、60r/min，i=3.2和B型帶得：P0=0.3 kw。由參考資料1表5-6，表5-2得：=0.94，=1.07故 ，P0=( P0+P0) =(2.1+0.3)×0.94×1.07kw=2.41kw（2）計算V帶的根數(shù)=2.74取整數(shù)，故Z=3根3.7計算單根V帶的初拉力F0由參考資料1表5-1查得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kgm。故 F0=500×+qv2=500×+0.18×7.032N178.4N3.8計算V帶對軸的壓力QQ=2zF0sin=(2×3×178.4×sin)N1400N第四章 齒輪傳動

14、的設(shè)計4.1材料選擇帶式輸送機的工作載荷比較平穩(wěn)，對減速器的外廓尺寸沒有限制，為了便于加工，采用軟齒面齒輪傳動.這類齒輪常用的材料有45、40Cr、35SiMn等，經(jīng)調(diào)質(zhì)或正火處理后再進行切削加工，為了便于切齒，一般要求齒輪的齒面硬度350HBS。另考慮到小齒輪參加嚙合次數(shù)較多，其齒面硬度比大齒輪應(yīng)高30-50HBS(或更高些)。若兩齒輪的傳動比越大，則兩齒輪齒面硬度差就越大。此類齒輪材料制造簡便、經(jīng)濟、生產(chǎn)效率高、承載能力一般，適用于強度、速度及精度要求不高的一般齒輪。小齒輪選用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)參考資料1表7-1取小齒輪齒面平均硬度為260HBS；大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取大齒

15、輪齒面平均硬度為230HBS。兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合齒輪面?zhèn)鲃拥募夹g(shù)要求。4.2參數(shù)選擇（1）通常對于開式齒輪傳動，齒數(shù)比u7，小齒輪齒數(shù)=1720；對于閉式齒輪，齒數(shù)比u6，小齒輪齒數(shù)=2040。由于采用軟齒面閉式傳動，故齒數(shù)取=30，113.1，所以取整數(shù)，z2=114。（2）根據(jù)工況查參考資料1表11-2，取載荷系數(shù)。（3）齒寬系數(shù)的選擇。由于是單級齒輪傳動，且兩支承相對齒輪為對稱布置，兩輪均為軟齒面，查參考資料2表11-5知，對于對稱布置且大輪或兩輪齒面硬度HBS的圓柱齒輪的齒寬系數(shù)，取載荷系數(shù)=1.2。（4）采用單級減速傳動，齒數(shù)比。 4.3確定材料許用接觸應(yīng)力（1）確定

16、接觸疲勞極限，由圖7-18（a）（b）查MQ線得：=720Mpa =580Mpa（2）確定壽命系數(shù)。小齒輪循環(huán)次數(shù)：N1=60×240×12×8×8×300=5.53×108大齒輪循環(huán)次數(shù)：N2=5.53×1083.77=1.46×108（3）由圖7-19查得： =1（4）確定尺寸系數(shù),由圖7-20查得=1。（5）確定安全系數(shù),由表7-8取=1.05（6）許用接觸應(yīng)力： 4.4根據(jù)設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度計算因為對于閉式軟齒面（硬度）的齒輪傳動，其主要失效形式為齒面點蝕，故先按齒面接觸疲勞強度進行計算，確定齒輪

17、傳動的主要參數(shù)和尺寸，然后校核齒根彎曲疲勞強度。接觸疲勞強度的設(shè)計公式為： （1）確定螺旋角=15°，并試選載荷系數(shù)=1.3。（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：（3）確定齒寬系數(shù)，由表7-6選取齒寬系數(shù)。（4）確定彈性影響系數(shù)=189.8。（5）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由圖7-14取得=2.43。（6）確定重合度系數(shù)端面重合度為： =1.88-3.2（）cos =1.88-3.2()cos15° =1.68軸面重合度為：15°=2應(yīng)1，得重合度系數(shù)=0.77（7）確定螺旋角系數(shù)=0.98（8）計算所需小齒輪直徑為 =（） 70mm所以，小齒輪的模數(shù)為。取標準模數(shù)。4.5確定實

18、際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓直徑（1）確定使用系數(shù)，按電動機驅(qū)動，根據(jù)表7-2得：=1（2）確定動載系數(shù)。計算圓周速度: v= =0.88ms故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-7得：=1.1（3）確定齒間載荷分配系數(shù)。齒寬初定為： b=0.8×70=56計算單位寬度載荷值為：Nmm查表7-3，取=1.2（4）確定齒向載荷分布系數(shù)，由表7-4得：=1.150.183.1×10-4b0.108 =1.150.18×0.823.1×10-4×560.108×0.84 =1.32（5）計算載荷系數(shù)K=1×1.1&#

19、215;1.2×1.32=1.74（6）按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑(7)計算模數(shù)4.6按齒根彎曲疲勞強度計算由彎曲強度的設(shè)計公式為：確定上式中的各計算數(shù)值如下。（1）由圖7-21(a)取=30MPa, =220MPa（2）由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。（3）由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)=1.25。（4）由圖7-23得尺寸系數(shù)=1。（5）許用彎曲應(yīng)力為： （6）確定計算載荷K。初步確定齒高 h=2.25m=2.25×2.5=6.3 由圖7-11查得：=1.23K=1×1.1×1.2×1.23=1.62(7)確定齒形系數(shù)。當量齒數(shù):，

20、由圖7-16查得：=2.5，c=2.18（8）由圖7-17查得應(yīng)力校正系數(shù)=1.63，=1.（9）計算大小齒輪的值=0.0085 =0.0114大齒輪的數(shù)值大。（10）求重合度系數(shù)。端面壓力角：基圓螺旋角的余弦值為:當量齒輪的端面重合度:（11）由圖7-25得螺旋角影響系數(shù):=0.87（12）將上述各值代入公式計算，得: 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的1.8,按國際元整為 =2。并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑 =77mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為:這樣設(shè)計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。4.7計算齒輪

21、的主要幾何尺寸（1）中心距： （2）修正螺旋角：（3）分度圓直徑： （4）確定齒寬： 取=60mm =70mm（4）齒頂圓直徑： （5）齒頂圓直徑： （6）齒厚： （7）齒根高： （8）齒頂高： （9）齒根圓直徑： （10） 齒根圓直徑：4.8齒輪的受力分析圖4-1所示為一標準斜齒圓柱齒輪傳動，輪齒在節(jié)點P處接觸。忽略摩擦力，輪齒間相互作用的法向力沿著嚙合線方向并垂直于齒面。為方便計算，將法向載荷在節(jié)點P處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力和徑向力（單位均為N）。圖6-1 斜齒圓柱齒輪輪齒的受力分析圖4-1 斜齒輪的輪齒受力分析圓周力：徑向力：法向力：第五章 軸的設(shè)計與計算5.1軸的選材由參考

22、資料1表12-1查得,選用45鋼，正火處理，硬度170217HBS，許用彎曲應(yīng)力 ,許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。5.2初步估算軸的最小直徑由軸徑設(shè)計計算公式：由參考資料1表12-3 ,選取故， 應(yīng)當注意，當軸截面上揩油鍵槽時，應(yīng)增大軸經(jīng)已考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑100mm的軸，有一個鍵槽時，軸經(jīng)增大3%。有兩個鍵槽時，應(yīng)增大7%。對于直徑100mm的軸，有一個鍵槽時，軸經(jīng)增大5%-7%。有兩個鍵槽時，應(yīng)增大10%-15%。然后將軸經(jīng)圓整為標準直徑。這樣求出的直徑只能作為轉(zhuǎn)軸軸段的最小直徑。由于軸上還開有一個鍵槽，故軸徑還應(yīng)增大5%7%。主動軸： 選取標準直徑。從動軸： 考慮到該段軸上還開有一個鍵

23、槽，故軸徑還應(yīng)增大5%7%。選取標準直徑5.3主動軸結(jié)構(gòu)設(shè)計5.3.1主動軸軸上零件的定位、固定和裝配主動軸采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，如下圖5-1所示。圖5-1 主動軸的結(jié)構(gòu)與裝配 5滾動軸承 10軸 1齒輪 2軸承端蓋 11軸端擋圈 3箱體 1帶輪 10鍵5.3.2確定軸各段直徑和長度尺寸（1）由于帶輪與軸外伸軸通過鍵聯(lián)接，。參見資料2表21-2，,帶輪的輪緣寬為B=，由于軸頭長度是由所裝零件的輪轂寬度所決定的，其長度要比輪轂寬度小23mm，故取第一段長度。（2）對于階梯軸的臺階，當相鄰軸段直徑變化起定位作用時，軸徑變化應(yīng)大些，取68，故取。根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取

24、端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為，則取該段的長度。（3）初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為斜齒輪，應(yīng)考慮存在軸向力，軸承同時承受徑向力和軸向力。故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，參照表15-3，初步選用圓錐滾子軸承30308，其基本尺寸、，則該段的直徑為，。（4）滾動軸承的右端采用軸肩進行軸向定位，該段為滾動軸承的定位軸肩，定位軸肩高度，因此取。（5）取安裝齒輪處的軸段的直徑。齒輪左端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為60mm，此段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高4mm，故，軸環(huán)處的直徑為=45+2×4=53mm。軸環(huán)寬度b1.

25、4h，故取軸環(huán)。（6）取齒輪與箱內(nèi)壁的距離為a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)一段距離S，取S=8mm，則， 5.3.3求軸上的載荷扭矩： 圓周力： 徑向力： 由上述確定的各軸長度尺寸得，兩支座間距離。水平面的支反力： 垂直面的支反力 水平面的彎矩： 垂直面的彎矩：F力在支點產(chǎn)生的反力：F力產(chǎn)生的彎矩： 截面F力產(chǎn)生的彎矩：合成彎矩： 5.3.4按彎扭合成應(yīng)力校核強度危險截面的當量彎矩：軸在齒輪處的彎矩和扭矩最大，故為軸的危險截面。軸單向轉(zhuǎn)動，扭距可可認為按脈動循環(huán)變化，故取折合系數(shù)。許用彎曲應(yīng)力 =160,由軸的彎扭合成的強度條件：5.3.5精確校核軸的疲勞

26、強度（1）軸只需要校核齒輪左側(cè)面的兩邊。（2）校核左邊?？箯澖孛嫦禂?shù): 抗扭截面系數(shù)： 截面左邊的彎矩：扭矩T為： 彎曲應(yīng)力：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：由表12-1查得：, S=1.5故可知其安全。（3）校核右邊?？箯澖孛嫦禂?shù): 抗扭截面系數(shù)： 截面左邊的彎矩： 扭矩T為： 彎曲應(yīng)力： 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 由表12-1查得：,過盈配合處查得：, , S=1.5故可知其安全。5.4從動軸結(jié)構(gòu)設(shè)計5.4.1從動軸軸上零件的定位、固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對于軸承對稱分布，齒輪右面軸肩定位，左面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒軸向定位，與軸之間采用過渡配合固定。為了

27、便于軸承上零件的安裝與拆卸，常將軸做成階梯形。對于一般剖分式箱體中的軸，它的直徑從軸端逐漸向中間增大。如圖5-2所示，可依次將聯(lián)軸器、軸承蓋、左端滾動軸承、和齒輪從軸的右端裝拆，另一滾動軸承從左端裝拆。為使軸上零件易于安裝，軸端及各軸端的端部應(yīng)有倒角。從動軸的零件布置如下圖5-2所示。圖5-2 從動軸的結(jié)構(gòu)與裝配 5滾動軸承 10軸 6齒輪 4套筒 2軸承端蓋9鍵 3箱體 11軸端擋圈 1半聯(lián)軸器5.4.2確定從動軸各段直徑和長度軸的最小直徑，輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配，故需選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，參見資料1表11-1，取=1.3。故

28、， 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考資料1表16-4，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為。其公稱轉(zhuǎn)矩為：，取半聯(lián)軸器的軸孔直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。半聯(lián)軸器的長度為112mm。（1）由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸徑應(yīng)增加5%7%，取從動軸，又半聯(lián)軸器的軸孔直徑，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故取此段軸長度。取該段的長度比半聯(lián)軸器轂孔長度短一點，取為。（2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段右端需制出一軸肩，故取該段的直徑，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為。（3）初步選擇滾動軸承，

29、因為軸上安裝的齒輪為斜齒輪，應(yīng)考慮存在軸向力，軸承同時承受徑向力和軸向力。故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，參照表15-3得，選用圓錐滾子軸承30312，其基本尺寸、，則該段的直徑為，。（4）右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，定位軸肩高度，因此?。?）取安裝齒輪處的軸段的直徑。齒輪左端與右端軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為70mm，此段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高5mm，故軸環(huán)處的直徑為=65+2×5=75mm。軸環(huán)寬度b1.4h，故取軸環(huán)。（6）取齒輪與箱內(nèi)壁的距離為a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體

30、內(nèi)一段距離S，取S=8mm，則，。5.4.3求從動軸軸上的載荷、扭矩由于它們是作用力與反作用力的關(guān)系，則、圓周力：、徑向力：由上述的各軸長度尺寸得，兩支座間距離水平面的支反力：水平面的彎矩：垂直面的支反力：垂直面的彎矩： 第六章 鍵的選擇與校核6.1主動軸上鍵聯(lián)接的選擇和計算6.1.1段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型號主動軸外伸端直徑，根據(jù)工作條件以及考慮到鍵在軸中部安裝，根據(jù)參考資料2表14-10，選圓頭普通A型平鍵。由參考資料2表14-10查得，時，鍵剖面尺寸為，鍵長。參考V帶輪輪緣寬度及鍵長L的尺寸系列，取L=50mm。鍵的標記為AGB/T 109620036.1.2強度校核其擠壓強度公式為，并取，

31、則其工作表面的擠壓應(yīng)力為：由參考資料1表4-2可知，輪轂材料為鑄鐵，且載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓強度要求。6.1.3段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型號與齒輪聯(lián)接處軸徑，根據(jù)工作條件以及考慮到鍵在軸中部安裝。根據(jù)參考資料2表14-10，選圓頭普通A型平鍵。由參考資料2表14-10查得，時，鍵剖面尺寸為，鍵長。參考齒輪輪轂寬度及鍵長L的尺寸系列，取L=48mm,鍵的標記為GB/T 10962003。6.1.4強度校核則其擠壓強度公式為，并取，則其工作表面的擠壓應(yīng)力為由參考資料1表4-2可知，輪轂材料為鋼，且載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓強度要求。6.2從動軸上鍵聯(lián)接的選擇和計算6.

32、2.1段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型號從動軸外伸端直徑，根據(jù)工作條件以及考慮到鍵在軸中部安裝，根據(jù)參考資料2表14-10，選圓頭普通A型平鍵。由參考資料2表14-10查得，時，鍵剖面尺寸為鍵長。參考聯(lián)軸器軸孔長度L1及鍵長L的尺寸系列，取L=74mm。鍵的標記為GB/T 10962003。6.2.2強度校核其擠壓強度公式為，并取，則其工作表面的擠壓應(yīng)力為:由參考資料1表4-2可知，輪轂材料為鋼，且載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓強度要求。6.2.3段軸經(jīng)所選鍵的尺寸型號與齒輪聯(lián)接處軸徑，根據(jù)工作條件以及考慮到鍵在軸中部安裝，根據(jù)參考資料2表14-10，選圓頭普通A型平鍵。由參考資料2表14-10查得，時，鍵剖面尺寸為鍵長。參考齒輪輪轂寬度及鍵長L的尺寸系列，取L=58mm,鍵的標記為GB/T 10962003。6.2.4強度校核則其擠壓強度公式為，并取，則其工作表面的擠壓應(yīng)力為由參考資料1表4-2可知，輪轂材料為鋼，且載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應(yīng)力，故連接能滿足擠壓強度要求。第七章 減速器附件的選擇由機械設(shè)計課程設(shè)計選定通氣帽為；油標為壓配式圓形的油標A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油墊；箱座吊耳，吊環(huán)螺釘為螺釘GB825-88）M16；啟蓋螺釘M8。7.1箱體的設(shè)