機械設(shè)計帶式輸送機的機械傳動裝置

1、帶式輸送機的機械傳動裝置設(shè)計說明書題目： 用于帶式運輸機的機械傳動裝置的設(shè)計 學(xué)院：機電工程學(xué)院 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化 班級： 2010級本3 學(xué)號： 37 完成人： 王新波 同組人： 指導(dǎo)老師： 完成日期：2013 年6月30日 目 錄用于帶式運輸機的機械傳動裝置設(shè)計1一、確定傳動方案2二、選擇電動機31. 電動機類型的選擇32. 電動機功率的選擇33. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇34. 電動機型號的確定4三、傳動裝置的運動學(xué)和動力學(xué)計算41. 總傳動比及其分配42. 傳動裝置中各軸的轉(zhuǎn)速計算53. 傳動裝置中各軸的功率計算54. 傳動裝置中各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算5四、帶傳動設(shè)計61. 確定帶傳動

2、的額定功率62. 選取帶傳動的帶型63. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑64. 確定V帶的基準(zhǔn)長度和帶傳動的中心距75. 驗算主動輪上的包角76. 計算V帶的根數(shù)z77. 計算帶傳動的預(yù)緊力88. 計算作用在帶輪上的壓軸力89. 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計8五、高速級齒輪傳動的設(shè)計81. 選定高速級齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)82. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計92.1確定公式內(nèi)各參數(shù)值92.2 設(shè)計計算103.計算齒輪傳動的幾何尺寸114. 校核齒面接觸疲勞強度114.1 確定公式內(nèi)各項參數(shù)值124.2 校核計算125. 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計13六、低速級齒輪傳動的設(shè)計15七、軸的初步設(shè)計計算151. 軸材料的選擇152. 軸的

3、最小直徑估算152.1 高速軸162.2 中間軸162.3 低速軸163. 高速軸的設(shè)計173.1 各軸段直徑的確定173.2 各軸段長度的確定184. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計184.1各段軸徑的確定184.2 各軸段長度的確定194.3 細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計195. 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計195.1 各軸段直徑的確定195.2 各軸段長度的確定20八、軸的校核201. 軸的力學(xué)模型的建立201.1 力的作用點和支撐點位置的確定201.2 做軸的受力簡圖202. 計算齒輪對軸的作用力223. 計算軸承對軸的支反力223.1 垂直面內(nèi)的支反力223.2 水平面支反力223.3 計算支承點的總支反力234. 繪制軸的

4、彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖234.1 垂直面內(nèi)的彎矩圖234.2 水平面內(nèi)的彎矩圖234.3 合成彎矩圖234.4 軸的轉(zhuǎn)矩圖244.5 軸的當(dāng)量彎矩圖245. 按照彎矩合成強度校核24九、鍵的選擇與強度校核25十、滾動軸承的選擇與校核251. 滾動軸承的選擇252. 滾動軸承的校核252.1 徑向載荷262.2 軸向載荷262.3 當(dāng)量動載荷P262.4 驗算軸承壽命26十一、聯(lián)軸器的選擇27十二、箱體及其附件的設(shè)計27十三、潤滑的設(shè)計271. 齒輪282. 軸承28十三、設(shè)計小結(jié)28致 謝29參考文獻(xiàn)30用于帶式運輸機的機械傳動裝置設(shè)計設(shè)計任務(wù)：設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有V帶傳動及兩級

5、圓柱齒輪減速器。原始數(shù)據(jù)：傳送帶拉力F=7500N，輸送帶的線速度v=0.48m/s（允許誤差±5%），驅(qū)動滾筒直徑d=375mm，減速器設(shè)計壽命為5年。工作條件：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷有輕微震動；電壓為380/220V的三相交流電源。傳動系統(tǒng)參考方案：圖11 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1電動機；2V帶傳動；3兩級圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶帶式輸送機有電動機驅(qū)動。電動機1通過V帶傳動2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。計算與說明主要結(jié)果一、確定傳動方案根據(jù)工作要求，可擬定幾種傳動方案，如圖12所示

6、。(a)齒輪傳動（b）帶傳動及齒輪傳動（c）齒輪傳動及鏈傳動圖1-2 三種傳動方案傳動系統(tǒng)運動簡圖對以上三種傳動方案分析、比較如下： （a）圖所示為電動機直接與兩級圓柱齒輪減速器相連接，圓柱齒輪易于加工，但減速器的傳動比和結(jié)構(gòu)尺寸較大。（b）圖所示為第一級用帶傳動，后接兩級圓柱齒輪減速器。帶傳動能緩沖、吸震，過載時起安全保護(hù)作用，但結(jié)構(gòu)上寬度和長度尺寸較大，且?guī)鲃硬灰嗽趷毫迎h(huán)境下工作。（c）圖所示為兩級圓柱齒輪減速器后接一級鏈傳動，鏈傳動結(jié)構(gòu)較緊湊，可在惡劣環(huán)境下工作，但震動噪聲較大。通過以上對三種方案的分析、比較，并結(jié)合考慮本課題要求，工作環(huán)境一般但有輕微沖擊，可選擇（b）圖的傳動方案。二

7、、選擇電動機1. 電動機類型的選擇根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。2. 電動機功率的選擇工作機所需要的有效功率為其中，為工作機的傳動效率（在此設(shè)為1）。傳動裝置總效率為其中，各傳動機構(gòu)的效率，根據(jù)表2-4可查出：=0.95為帶傳動的效率；=0.97為一級圓柱齒輪傳動的效率；=0.98為一對滾動軸承傳動的效率；=0.99為剛性聯(lián)軸器的效率。電動機所需功率為kw由表16-3可選取電動機的額定功率為4kW。3. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇電動機通常采用的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min兩種，現(xiàn)在兩種轉(zhuǎn)速作對比。由表16-3可知，同步轉(zhuǎn)速是1000r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速是

8、960r/min；同步轉(zhuǎn)速是1500r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速是1440r/min。工作機的轉(zhuǎn)速為總傳動比，其中為電動機的滿載轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)將兩種電動機的有關(guān)數(shù)據(jù)列于表1-1作比較表1-1 兩種電動機的數(shù)據(jù)比較方案電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比iY132M2-64100096039.25Y132S-441500144058.874由表1-1可知，方案總傳動比過大，為了使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用傳動方案較合理。4. 電動機型號的確定根據(jù)電動機功率和同步轉(zhuǎn)速，選定電動機的型號為Y132M2-6。查表16-3和表16-4，知電動機的有關(guān)參數(shù)如下：電動機額

9、定功率P=5.5Kw電動機的滿載轉(zhuǎn)速=960r/min電動機的外伸直徑D=38mm電動機的外伸軸長度E=80mm三、傳動裝置的運動學(xué)和動力學(xué)計算1. 總傳動比及其分配總傳動比；根據(jù)表2-2，選V帶傳動的傳動比3.170減速器的傳動比=12.382考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)有相近的浸油深度。根據(jù)式2-8，兩級齒輪減速器高速級傳動比與低速級傳動比的比值取1.3，即，則4.0123.0862. 傳動裝置中各軸的轉(zhuǎn)速計算根據(jù)傳動裝置中各軸的安裝順序，對軸依次編號為：0軸、軸、軸、軸、軸。302.83975.48324.4624.463. 傳動裝置中各軸的功率計算3.573 4. 傳動裝置中各軸

10、的輸入轉(zhuǎn)矩計算35.544107.029 408.189 1197.4591161.93將傳動裝置中各軸的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩列表，如表12所示。表1-2 各軸的運動和動力參數(shù)參 數(shù)軸 名0軸軸軸軸軸轉(zhuǎn) 速960302.83975.48324.4624.46功 率3.5733.3943.2263.0672.976轉(zhuǎn) 矩 35.544107.029408.1891197.4591161.93傳動比 3.1704.0123.0861四、帶傳動設(shè)計1. 確定帶傳動的額定功率已知P=3.573kW；960；3.170。由所引用的機械設(shè)計教材中的圖8-9可知，查出帶傳動的工作情況系數(shù)=1.1,則1.1

11、15;3.573=3.93032. 選取帶傳動的帶型根據(jù)、，由機械設(shè)計教材中的圖8-9可知，選用SPZ型窄V帶。3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑由機械設(shè)計教材中的表8-3及表8-7取主動輪（小帶輪）的基準(zhǔn)直徑112mm；從動輪（大帶輪）的基準(zhǔn)直徑=3.170×112mm=355.04mm，由表8-7取355mm。帶傳動的實際傳動比=3.170，與總傳動比分配的帶傳動的傳動比一致。按機械設(shè)計教材中的式（8-13），驗算V帶的線速度為=5.62725所以V帶的線速度合適。4. 確定V帶的基準(zhǔn)長度和帶傳動的中心距根據(jù)，初步確定帶傳動的中心距，取=850mm。 =mm=2450.56mm由機械設(shè)計教材

12、中的表8-2選帶的基準(zhǔn)長度=2500mm。計算帶傳動的實際中心距=850+mm=874.72mm5. 驗算主動輪上的包角 = =164.03°所以，主動輪上的包角是合適的。6. 計算V帶的根數(shù)z由，=112mm，=3.170，查機械設(shè)計教材中的表8-5(c)，由線性關(guān)系得：=2.078；查機械設(shè)計教材中的表8-5(d)得：0.15；查機械設(shè)計教材中的表8-8得：=0.96；查機械設(shè)計教材中的表8-2得：=1.07。則 z=1.72取z=2根。7. 計算帶傳動的預(yù)緊力查機械設(shè)計教材中表8-4得：單位長度質(zhì)量q=0.07，則 =500 =N =282.335N8. 計算作用在帶輪上的壓軸

13、力=2z=N=V帶的主要參數(shù)列于表1-3中。表1-3 帶傳動的主要參數(shù)名稱結(jié)果名稱結(jié)果名稱結(jié)果帶型SPZ傳動比3.170根數(shù)z=2帶輪基準(zhǔn)直徑=112mm=355mm基準(zhǔn)長度=2500mm預(yù)緊力=282.335N中心距=874.72mm壓軸力=1118.045N9. 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由表12-2得：e=（12±0.3）mm；f=(8±1)mm。則帶輪輪緣的寬度：B=(z-1)e+2f=(2-1)×122×8mm=28mm。大帶輪的輪轂直徑由后續(xù)高速軸設(shè)計來定，d=35mm。帶輪的輪轂寬度L：當(dāng)B1.5d時，取L=B=40mm。五、高速級齒輪傳動的設(shè)計1. 選

14、定高速級齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）齒輪傳動的類型：按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）精度等級：由于輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用8級精度齒輪傳動。（3）齒輪材料：由機械設(shè)計教材中的表10-1選擇小齒輪材料為45鋼，并進(jìn)行調(diào)制處理，平均硬度為234HBS；大齒輪材料為45鋼，并進(jìn)行調(diào)制處理，平均硬度為190HBS。大、小齒輪的硬度差為45HBS。（4）選擇小齒輪齒數(shù)：=31，則大齒輪齒數(shù)=4.012×31=124.372，取=125。齒數(shù)比u=4.032（5）初選螺旋角：13°。2. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計2.1確定公式內(nèi)各參數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)=1

15、.7。（2）小齒輪傳遞的扭矩 107029N·m=1.07029×10N·m（3）由機械設(shè)計教材中的圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)=2.433。（4）由機械設(shè)計教材中的圖10-26，查得：=0.788；=0.865；=+=0.788+0.865=1.653（5）由機械設(shè)計教材中表10-7，選取齒寬系數(shù)=1。（6）大、小齒輪均采用45鋼鍛造，由機械設(shè)計教材中的表10-6，查得材料系數(shù)=189.8。（7）從機械設(shè)計教材中的圖10-20（c），按齒面硬度查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；從機械設(shè)計教材中的圖10-20（b），按齒面硬度查得：大齒輪的彎曲疲勞強度極

16、限=325MPa。（8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。按機械設(shè)計教材中的式（10-13）。=，式中：j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)。在本例中j=1；為齒輪的工作壽命，單位為小時。本例中， =2班制×8小時×300天×5年所以，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 =60×302.839×1×（2×8×300×5）=4.361× =（9）由機械設(shè)計教材中的圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=，=。（10）計算當(dāng)量齒數(shù)。 =33.51=135.13（11）查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。由機械設(shè)計教材中的表10-5，查得：=2.

17、471，=2.152；=1.643，=1.818。（12）選取螺旋角系數(shù)=0.88。（13）計算許用彎曲疲勞應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=。則 MPa=249.7MPa MPa=215.89MPa（14）計算大、小齒輪的，并加以比較。小齒輪：=0.01626大齒輪：=0.01812所以，大齒輪的數(shù)值大。2.2 設(shè)計計算（1）試計算齒輪模數(shù)。 = =1.514mm（2）計算圓周速度v。 =（3）計算載荷系數(shù)。由機械設(shè)計教材中的表10-2，查得：使用系數(shù)=1；根據(jù)v=0.744、8級精度，由機械設(shè)計教材中的圖10-8查得：動載荷系數(shù)=1.09；由機械設(shè)計教材中的表10-3查得：=1.4，由機械設(shè)計教

18、材中的圖10-13查得=1.4。 K=1×1.09×1.4×1.4=2.136（4）校正并確定齒輪模數(shù)。 =1.514× mm =1.587mm取齒輪模數(shù)= 2.5mm。3.計算齒輪傳動的幾何尺寸 (1)計算中心距。 = 200.129mm,將中心距圓整為200mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角。 =12.893°（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑。 =79.487mm =320.513mm（4）計算大、小齒輪寬度。，其中為齒寬系數(shù)，此處齒輪對稱布置，查看機械設(shè)計教材中的表10-7，選=1，所以=1×79.487mm=79.487m

19、m，圓整后取b=80mm。所以，大齒輪寬度80mm，小齒輪寬度=85mm。4. 校核齒面接觸疲勞強度 4.1 確定公式內(nèi)各項參數(shù)值（1）由機械設(shè)計教材中的圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)=1111.（2）由大、小齒輪均采用45鋼鍛造，由機械設(shè)計教材中的表10-6，查得材料系數(shù)=189.8。（3）重合度系數(shù)由機械設(shè)計教材要求知，=0.750.88，齒數(shù)多時取小值，本例齒數(shù)中等，取=1。（4）螺旋角系數(shù)=0.987（5）小齒輪傳遞的扭矩 =98.168=0.98168×（6）計算載荷系數(shù)K。由機械設(shè)計教材中的表10-2查得：使用系數(shù)=1；由機械設(shè)計教材中的圖10-8查得：動載荷系數(shù)=1.09；

20、由機械設(shè)計教材中的表10-3查得：按齒面接觸偏勞強度計算時用的齒間載荷分配系數(shù)=1.4；由機械設(shè)計教材中的表10-4查得當(dāng)8級精度、調(diào)制小齒輪相對支撐非對稱布置時接觸疲勞強度計算時用的齒相載荷分布系數(shù)=； =1.15+0.18×(1+0.6×1) ×+0.31××79.487=1.463所以 K=1×1.09×1.4×1.463=2.232 （7）根據(jù)齒面硬度，由機械設(shè)計教材中的圖10-21（d）查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限=560MPa；由機械設(shè)計教材中的圖10-21（c）查得：大齒輪的接觸疲勞強度極限=400

21、MPa。（8）由機械設(shè)計教材中的圖10-19，查得接觸疲勞壽命系數(shù)=1.01，=1.09。（9）計算許用接觸疲勞應(yīng)力。取安全系數(shù)S=1，失效率為1%。則 =1.01×560MPa=565.6MPa =1.09×400MPa=436MPa =500.8MPa4.2 校核計算=2.433×189.8×0.8×0.987×=490.198MPa<所以，齒面接觸疲勞強度滿足要求。5. 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由于小齒輪1的直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按本書中的表5-11的經(jīng)驗公式來計算。大齒輪2的孔徑根據(jù)后續(xù)設(shè)計的中

22、間軸配合部分的直徑來確定，設(shè)計結(jié)果列于表1-4中。表1-4大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸名稱結(jié)構(gòu)尺寸及經(jīng)驗計算公式結(jié)果/mm轂孔直徑根據(jù)中間軸設(shè)計而定 = 60輪轂直徑=1.696輪轂寬度=（1.21.5）=727980(取為與齒寬相等)腹板最大直徑（1014）270板孔分布圓直徑=0.5(+)183板孔直徑=1525mm25腹板厚度CC=（0.20.3）20大齒輪2的結(jié)構(gòu)草圖如附圖1-3所示，高速級齒輪傳動的尺寸列于表1-5。圖1-3 大齒輪結(jié)構(gòu)草圖表1-5高速級齒輪轉(zhuǎn)動的尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)m2.5法面壓力角20°螺旋角12.893°齒數(shù)31125轉(zhuǎn)動比4.032分度圓直

23、徑79.487320.513齒頂圓直徑=+2m=+2m84.487325.513齒根圓直徑=-2(+)=-2(+)73.237314.263中心距a=200齒寬=b+5=b8580注：表中和分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。GB/T1356-2001規(guī)定其標(biāo)準(zhǔn)值如下：正常齒制。當(dāng)m1mm時，=1，=0.25；當(dāng)m<1mm, =1，=0.35.非標(biāo)準(zhǔn)的短齒制。=0.8，=0.3.六、低速級齒輪傳動的設(shè)計低速級齒輪轉(zhuǎn)動的設(shè)計過程與高速級類似，故省略。低速級齒輪轉(zhuǎn)動的尺寸列于表1-6。表1-6 低速級齒輪轉(zhuǎn)動的尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)m4法面壓力角20°螺旋角14.652

24、76;齒數(shù)2990轉(zhuǎn)動比3.103分度圓直徑119.899372.101齒頂圓直徑=+2m=+2m127.899380.101齒根圓直徑=-2(+)=-2(+)109.899362.101中心距a=246齒寬=b+5=b125120注：表中和分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。七、軸的初步設(shè)計計算根據(jù)軸上零件（齒輪、帶輪、軸承、聯(lián)軸器等）的結(jié)構(gòu)尺寸、裝配關(guān)系、定位、零件間的相對位置等要求，參照書中的圖5-7、圖5-8、圖5-10、圖5-14及表5-3，設(shè)計出圖1-4所示的減速器裝配草圖。1. 軸材料的選擇根據(jù)軸的工作條件，初選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。2. 軸的最小直徑估算按本書中的式（5-1）進(jìn)行

25、最小直徑估算，即：dC(mm)當(dāng)該軸段上有一個鍵槽時，d增大5%7%；當(dāng)有兩個鍵槽時，d增大10%15%。C值由本書中的表5-5來確定：C=120。2.1 高速軸=C=120×mm=26.854mm因為在最小直徑處開有一個鍵槽為了安裝大帶輪，所以=（1+7%）=26.854×（1+0.07）mm=28.734mm，圓整后取=30mm。2.2 中間軸=C=120×mm=41.955mm,因為在中間軸最小的直徑處安裝滾動軸承，取標(biāo)準(zhǔn)值=45mm。2.3 低速軸=C=120×mm=60.062mm因在低速軸直徑處安裝聯(lián)軸器，參見后面聯(lián)軸器的選擇，取聯(lián)軸器孔徑=

26、65mm。圖1-4 減速器裝配草圖3. 高速軸的設(shè)計高速軸系的結(jié)構(gòu)尺寸如圖21-4所示。3.1 各軸段直徑的確定：軸的最小直徑，是安裝大帶輪的外伸軸端直徑，=30mm。：密封處軸段直徑，根據(jù)帶輪軸向定位要求，定位高度h=(0.070.1),以及密封圈的尺寸要求（擬采用氈圈密封），取=40mm。：滾動軸承處軸段直徑，=45mm。由本書表13-1初選滾動軸承選30209，查表13-1得尺寸為：d×D×T×B=45mm×85mm×20.75mm×19mm:過度軸段的直徑，由于齒輪轉(zhuǎn)動的線速度均小于2m/s,所以滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤

27、的軸向定位，=60mm。齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。：滾動軸承段直徑，同一個軸上安裝的兩個滾動軸承是同一個型號，所以=50mm。3.2 各軸段長度的確定：由大帶輪的輪轂孔寬度B=40mm確定，=38mm。：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋尺寸、裝配要求等確定，=80mm。：由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，=40mm。：由兩級齒輪裝配要求、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=135mm。：由高速級小齒輪寬度=85mm確定，=85mm。4. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中間軸系的初步結(jié)構(gòu)如附圖所示。圖1-5 中間軸系機構(gòu)圖4.1各段軸徑的確定：最小直徑，是滾動軸承處軸段直徑，=45。由本書中的表13-1可見，

28、滾動軸承選取30209，其尺寸為：。：低速級小齒輪軸段直徑，根據(jù)低速級小齒輪尺寸確定，=60mm。：軸環(huán)直徑，根據(jù)齒輪的軸向定位要求確定，=75mm。：高速級大齒輪軸段直徑，根據(jù)低速級大齒輪尺寸確定，=60mm。：滾動軸承處軸段直徑，同一個軸上安裝的兩個滾動軸承是同一個型號，所以，=45mm。4.2 各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，=45mm。：由低速級小齒輪的輪轂孔寬度=125mm確定，=123mm。：軸環(huán)寬度，=10mm。: 由高速級大齒輪的輪轂孔寬度=80mm確定，=78mm。: 由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，=45mm。4.3 細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由書中的表

29、11-26查出高速級大齒輪與軸之間安裝鍵的尺寸為：（t=7mm，r=0.3mm）；低速級小齒輪處鍵的尺寸為：（t=7mm，r=0.3mm）。齒輪的輪轂與軸的配合采用；滾動軸承與軸采用過盈配合，軸的直徑公差選為；查表9-16，各軸肩處的過渡圓角半徑見圖1-6，查書中的表9-14，得倒角為C2；參考書中的表6-2，各軸段的表面粗糙度見圖1-6。圖1-6 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5. 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計低速軸的初步結(jié)構(gòu)如圖1-4所示。5.1 各軸段直徑的確定：最小直徑，是安裝聯(lián)軸器的外伸軸段的直徑， 65mm。：滾動軸承處的直徑，初選滾動軸承型號30218，查書中表13-1得滾動的軸承尺寸為：=9016032

30、.530。所以，=90mm。：低速級大齒輪軸段的直徑，=100mm。：軸環(huán)的直徑，根據(jù)齒輪的軸向定位要求確定，=120mm。：過渡軸段的直徑，考慮到擋油環(huán)的軸向定位要求，取=110mm。：滾動軸承處軸段的直徑，同一軸上安裝的兩個滾動軸承是同一個型號，所以，=90mm。：密封處軸段的直徑，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封圈的尺寸標(biāo)準(zhǔn)（采用粘圈密封）查本書中的表5-13，得=85mm。5.2 各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，=57mm。：由低速級大齒輪的轂孔寬=120mm確定，=118mm。：軸環(huán)寬度，=10mm。：由裝配要求、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=80mm。：由滾動軸承、擋

31、油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，=55mm。：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配要求等確定，=70mm。：由聯(lián)軸器轂孔的寬度=107mm，=105mm。八、軸的校核以中間軸為主，對軸的強度進(jìn)行校核。1. 軸的力學(xué)模型的建立1.1 力的作用點和支撐點位置的確定齒輪嚙合力的作用點位置應(yīng)在齒輪寬度的中點。中間軸上安裝的是30209軸承，從本書中的表13-1可查得：載荷作用中心到軸承外端面的距離19mm，故可計算出支承點位置和軸上作用點位置。兩個支承點之間的總跨距L=264mm；低速級小齒輪的力作用點C到左支點A的距離=87mm；兩齒輪的力作用點之間的距離=113mm；高速級大齒輪的力作用點D到右支點B的距離=64

32、mm。1.2 做軸的受力簡圖初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據(jù)中間軸所受軸向力應(yīng)該盡可能小的要求，可確定低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。并根據(jù)齒輪傳動的傳動方向，繪制軸的受力簡圖如圖1-7（a）所示。圖1-7中間軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖（a）受力圖；（b）垂直面內(nèi)的受力圖；（c）垂直面內(nèi)的彎矩圖；（d）水平面內(nèi)的受力圖；（e）水平面內(nèi)的彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）轉(zhuǎn)矩圖；（h）當(dāng)量彎矩圖；2. 計算齒輪對軸的作用力齒輪2： 齒輪3： =N=6808.88N =6808.88×N=2561.533N =tan=6808.88×tan14.652

33、N=1780.18N3. 計算軸承對軸的支反力3.1 垂直面內(nèi)的支反力在xOy平面內(nèi)，根據(jù)圖21-7（b），由繞支點B的力矩平衡=0,得()+=0(87+113+64)+1005.3×64+613.76×+1780.18×-2561.533×（113+64）=0解得 =696.507N方向向下。由y軸方向的合力=0，可以求出。=0+696.507+1005.3-2561.533=0解得 =859.726N方向向下。3.2 水平面支反力在xOz平面內(nèi)，參看圖21-7（d），由繞支點B的力矩和=0，得=0×(87+113+64)-2692.99&#

34、215;64-6808.88×（113+64）=0=5217.89N,方向向前。由z軸方向上的合力=0，可以求出2692.99+6808.88-5217.89-=0=4283.98N，方向向前。3.3 計算支承點的總支反力A點的總支反力為N=5264.171NB點的總支反力為N=4369.395N4. 繪制軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖4.1 垂直面內(nèi)的彎矩圖參看圖1-7（c）,在xOy平面內(nèi)，軸在C點截面處的彎矩為：=-696.507×87-1780.18×=-167317.01N·mm軸在D點截面處的彎矩：=-859.726×64+613.76

35、5;=43336.57N·mm=-895.726×64=-55022.464N·mm4.2 水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖1-7（e），在xOyh平面內(nèi)，軸在C點截面處的彎矩為C截面處彎矩：=-5217.89×87=-453956.43N·mmD截面處彎矩：=-4283.98×64=-27474.72N·mm4.3 合成彎矩圖參看圖1-7（f）,軸在C截面處的合成彎矩：N·mmN·mm在D截面處的合成彎矩：=277578.52N·mm=279641.3N·mm4.4 軸的轉(zhuǎn)矩圖參看圖1-7(g

36、),軸受到的轉(zhuǎn)矩為：=408189N·mm4.5 軸的當(dāng)量彎矩圖參看圖1-7(h)，軸在C截面處的當(dāng)量彎矩為,因為中間是單向旋轉(zhuǎn)軸，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折算系數(shù)。所以=542267.46N·mm軸在D截面處的當(dāng)量彎矩： =519356.2N·mm5. 按照彎矩合成強度校核通過上述分析，可知中間軸承受的最大當(dāng)量彎矩在截面C處（及危險截面），所以 只校核截面C處的強度。根據(jù)中間軸的材料為45鋼，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計教材中的表15-1可查出：=60MPa。因為<，所以中間軸的強度是足夠的。九、鍵的選擇與強度校核根據(jù)中間軸與高速級大齒輪裝配處的軸徑

37、是，由表11-26選定高速級大齒輪處鍵1結(jié)構(gòu)尺寸為：b×h×L=18mm×11mm×70mm(t=7mm,r=0.3mm),標(biāo)記為：鍵18×11×70 GB/T 1096-2003根據(jù)中間軸與低速級小齒輪裝配處的軸徑是，由表11-26選定低速級小齒輪處鍵2為：b×h×L=18mm×11mm×70mm(t=7mm,r=0.3mm),標(biāo)記為：鍵18×11×70 GB/T 1096-2003由于同一根軸傳遞相同的扭矩，所以只需校核較短的鍵1即可。鍵1的工作長度： =L-b=70-1

38、8=52mm;鍵1的接觸高度：k=0.5h=0.5×11=5.5mm;鍵1傳遞的扭矩：T=628,654N·m因為鍵1、齒輪輪轂、軸的材料均為45鋼，故按機械設(shè)計教材中的表6-2查出鍵靜連接時的許用擠壓應(yīng)力=100MPa。=所以鍵1的連接強度是足夠的。十、滾動軸承的選擇與校核1. 滾動軸承的選擇根據(jù)中間軸承承受載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。由中間軸的機構(gòu)設(shè)計，得出圓錐滾子軸承的內(nèi)孔=45mm,初步?jīng)Q定選取圓錐滾子軸承的代號為30209。其基本參數(shù)可查本書表13-1，=67.8kN, =83.5,。2. 滾動軸承的校核軸承的受力分析示意圖如圖1-8所示。圖1-8 軸承

39、受力分析示意圖2.1 徑向載荷根據(jù)對軸的分析可知：A點總支反力=5264.717N, B點支反力=4369.395N。2.2 軸向載荷外部軸向力=-=1780.18-613.76=1166.42N,從最不利的受力情況考慮，指向A處的軸承1（方向向左）；軸承派生軸向力，由圓錐滾子軸承的計算公式=可求出：(方向向右)（方向向左）因為(1166.42+1456.456)N=2622.876N>1751.91N=所以A處軸承1被壓緊，B處軸承2被放松。故2622.876N，2.3 當(dāng)量動載荷P對于軸承1：因為=由表13-1可知;0.4×5264.717+1.5×2622.87

40、6=6040.2N對于軸承2：因為=由表13-1可知：1×4369.395+0×1456.456=4369.395N2.4 驗算軸承壽命因為,故只需驗算軸承1。設(shè)軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，軸承預(yù)期壽命為軸承的壽命計算公式為其中，溫度系數(shù)=1（軸承工作溫度小于120）。根據(jù)工況（無沖擊或輕微沖擊），由機械設(shè)計教材中的表13-6查出載荷系數(shù)=1.1，為壽命指數(shù)。所以=504958.8h>24000h故軸承具有足夠的壽命。十一、聯(lián)軸器的選擇帶式運輸機的工作要求，為了緩和沖擊，減速器的輸出軸應(yīng)選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]到帶式運輸機工作過程中轉(zhuǎn)矩變化不大，由機械設(shè)計教材中的表1

41、4根據(jù)-1可知，取，所以聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，可查書中表15-6，確定選用LX6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150N·m，孔徑=70mm，L=142mm，=107mm，許用轉(zhuǎn)速為2100r/min，故適用。=1.3×1161.93=1510.47N·m標(biāo)記為：LX6聯(lián)軸器GB/T5014-2003十二、箱體及其附件的設(shè)計減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)本書中的圖5-39和表5-1來確定。減速器主要附件（窺視孔蓋、通氣器、油標(biāo)、放油螺塞、定位銷、啟蓋螺釘、吊運裝置）的結(jié)構(gòu)尺寸可參照書中的表5-19表5-25確定。十三、潤滑的設(shè)計齒輪和軸承的潤滑1. 齒輪根據(jù)故可采用浸油潤滑，選50號機械潤滑油。按每傳遞1kW的功率需油量為0.350.7LL來計算，所需潤滑油的量為:0.5×3.573=1.7865L。2. 軸承滾動軸承的速度因素：302.8=15140m·r/min<2×(mm·r/min),所以滾動軸承可采用脂潤滑或油潤滑。十三、設(shè)計小結(jié)機械設(shè)計課程設(shè)計是學(xué)習(xí)機械設(shè)計不可缺少的一個課題，它能讓我們學(xué)會如何運用所學(xué)的知識去設(shè)計東西，從而真正學(xué)好這一門課，