機(jī)械課程設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū).4二、減速器總體方案設(shè)計(jì).52.1傳動(dòng)方案的擬定.52.2電動(dòng)機(jī)的選擇.5（1）電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇.5（2）電動(dòng)機(jī)功率的選擇.5（3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇.5（4）確定電動(dòng)機(jī)型號(hào).52.3傳動(dòng)比的分配.62.4運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算.6三、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)83.1確定設(shè)計(jì)計(jì)算功率Pd.83.2選擇帶的型號(hào).83.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2.8（1）選擇小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1.8（2）驗(yàn)算帶速8（3）計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2.8（4）確定中心矩a及帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld09（5）驗(yàn)算小帶輪包角a1.9 （6）確定V帶的根

2、數(shù)9（7）確定帶的初拉力F010（10）計(jì)算帶的軸壓力FQ.10四、齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算及結(jié)構(gòu)說(shuō)明.104.1選擇齒輪材料.104.2計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度.104.3確定齒輪的主要參數(shù)和計(jì)算幾何尺寸.114.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度.124.5計(jì)算齒輪的圓周速度及確定精度等級(jí).12五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校135.1輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核.13（1）根據(jù)工作要求選擇材料.13（2）按扭矩初算軸的最小直徑.13（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).13（4）軸的強(qiáng)度校核.155.2輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核.19 (1) 根據(jù)工作要求選擇材料19（2）按扭矩粗算的最小直徑19（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì). 20（4）軸的強(qiáng)度校核.21六、滾

3、動(dòng)軸承的校核26 6.1 輸入軸滾動(dòng)軸承壽命校核.26 6.2輸出軸滾動(dòng)軸承壽命校核.27七、鍵的選擇與校核.287.1輸入軸鍵的選擇與校核.287.2輸出軸鍵的選擇與校核.287.3聯(lián)軸器的選擇.29八、減速器潤(rùn)滑、密封及附件的選擇確定.298.1潤(rùn)滑的選擇確定.298.2密封形式.298.3減速器附件的選擇確定.30九、箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算及裝配圖.309.1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算.30設(shè)計(jì)小結(jié).32參考文獻(xiàn).33 一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶工作拉力F（N）1400運(yùn)輸帶工作速度 v（m/s）1.55卷筒直徑D/mm250工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空

4、載啟動(dòng)，使用期限8年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%。設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明計(jì)算結(jié)果二、減速器總體方案設(shè)計(jì)2.1設(shè)計(jì)方案分析本設(shè)計(jì)中，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，工作機(jī)為皮帶輸送機(jī)。傳動(dòng)方案采用了1級(jí)傳動(dòng)，帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其它形式大，但有過(guò)載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)，還可緩和沖擊和振動(dòng)，故布置在傳動(dòng)的高速級(jí)，以降低傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率高，適用的功率與速度范圍廣，使用壽命較長(zhǎng)，是現(xiàn)代機(jī)器中應(yīng)用最為廣泛的機(jī)構(gòu)之一。所給定方案結(jié)構(gòu)尺寸大，傳動(dòng)效率較高，成本低，連續(xù)工作性好，在所要求的工作條件下滿(mǎn)足要求。2.2電動(dòng)機(jī)的選擇（1）電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選

5、擇根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）電動(dòng)機(jī)功率的選擇工作機(jī)所需要的有效功率為：Pw=Fv/1000=(1400×1.55)/1000=2.17 KW為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需功率Pd，需確定傳動(dòng)裝置總效率總。要求總效率，必須先確定各傳動(dòng)環(huán)節(jié)的效率。由教材查得：V帶=0.96，軸承=0.98，齒輪=0.97，聯(lián)軸器=0.99，滾筒=0.96；則傳動(dòng)裝置的總效率為：總=V帶×軸承2×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85電動(dòng)機(jī)所需功率為：Pd= Pw/總=

6、2.17/0.85=2.55KW對(duì)于載荷比較穩(wěn)定，長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械，只要所選電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped等于或稍大于電動(dòng)機(jī)所需的工作功率Pd，電動(dòng)機(jī)就能正常工作。由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)第193頁(yè)表19-1選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為3KW。（3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇工作機(jī)轉(zhuǎn)速：nw=（60×1000×v）/（×D）=（60×1000×1.55）/（3.14×250）=118.47r/min（4）確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第7頁(yè)知，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用范圍為iv帶=24，單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用范圍為i齒輪=35，則總傳動(dòng)比范圍為i總=62

7、0。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：n電機(jī)=i總×nw=（620）×118.47=710.822369.4r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000 r/min、1500 r/min。現(xiàn)將3種電動(dòng)機(jī)的有關(guān)數(shù)據(jù)列于下表進(jìn)行比較：方案電機(jī)型號(hào)額定功率/KW同步轉(zhuǎn)速/（r/min）滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速/ （r/min）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)矩額定最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩1Y132S-6310009602.02.02Y100L2-43150014302.22.2注：總傳動(dòng)比=滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速/工作機(jī)轉(zhuǎn)速可以發(fā)現(xiàn)以上兩種電動(dòng)機(jī)都符合要求,都可選取, 若工作環(huán)境對(duì)傳動(dòng)裝置的外廓尺寸要求不大,則可選取方案2若工作環(huán)境希望傳動(dòng)裝置

8、越小越好,則選方案1;這里,我們選取方案1,即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6。根據(jù)電動(dòng)機(jī)功率與同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6。其主要性能：額定功率 3KW，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速960 r/min。2.3傳動(dòng)比的分配i總=n滿(mǎn)/nw=960/118.47=8.10V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用范圍為iv帶=24，這里取iV帶=2則i齒輪= i總/iV帶=8.10/2=4.05(單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用范圍為i齒輪=35)2.4運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸，減速器低速軸為2軸，滾筒軸為3軸。相鄰兩軸間的傳動(dòng)比表示為i01、i12、i23；相臨兩軸間的傳動(dòng)效率為01、12、23；

9、各軸的輸入功率為P0、P1、P2、P3；各軸的轉(zhuǎn)速為n0、n1、n2、n3；各軸的輸入轉(zhuǎn)矩為T(mén)0、T1、T2、T3。在設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)裝置時(shí)，通常用電動(dòng)機(jī)所需的工作功率Pd進(jìn)行計(jì)算，而不用電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped。只有當(dāng)有些通用設(shè)備為留有儲(chǔ)備能力以備發(fā)展，或?yàn)檫m應(yīng)不同工作的需要，要求傳動(dòng)裝置具有較大的通用性和適應(yīng)性時(shí)，才按額定功率Ped來(lái)設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置。傳動(dòng)裝置的輸入轉(zhuǎn)速可按電動(dòng)機(jī)額定功率時(shí)的轉(zhuǎn)速,即滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nm計(jì)算，這一轉(zhuǎn)速與實(shí)際工作時(shí)的轉(zhuǎn)速相差不大。0軸（電機(jī)軸）P0=Pd=2.55KWn0=nm=960 r/minT0=9550×（P0/ n0）=9550×（2.55/ 96

10、0）=25.36N·m1軸（高速軸）P1=P0×01=2.55×V帶=2.55×0.96=2.45KWn1=n0/i01帶=960/2=480 r/minT1=9550×（P1/ n1）=9550×（2.45/ 480）=48.70N·m2軸（低速軸）P2=P1×12=2.45×(軸承×齒輪)=2.45×(0.98×0.97)=2.33KWn2= n1/i12齒輪=480/4.05=118.52 r/minT2=9550×（P2/ n2）=9550×（2.

11、33/ 118.52）=187.18N·m3軸（滾筒軸）P3=P2×23=2.33×(軸承×聯(lián)軸器)=2.33×(0.98×0.99)=2.26KWn3= n2=118.52r/minT3=9550×（P3/ n3）=9550×（2.26/ 118.52）=182.10N·m運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果匯總?cè)缦卤恚狠S名功率P/KW轉(zhuǎn)矩TN·m）轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸1軸2軸滾筒軸2.452.332.262.5548.70187.18182.1025.36960480

12、118.52118.5224.0510.960.950.97三、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)3.1確定設(shè)計(jì)計(jì)算功率Pd由工作條件，載荷平穩(wěn)，2班制工作，采用交流電動(dòng)機(jī)，參考機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第93頁(yè)，表7-5得：KA=1.2設(shè)計(jì)計(jì)算功率Pd=KAP=1.2×2.55=3.06KW (其中KA 為工作情況系數(shù)，P為所需傳遞功率)3.2選擇帶的型號(hào)根據(jù)設(shè)計(jì)計(jì)算功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n0，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第94頁(yè)，圖7-12查得：帶的型號(hào)為A型。3.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2（1）選擇小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第95頁(yè)，表7-6查得：A型帶的小帶輪最小直徑為75，在結(jié)構(gòu)允許的前提下盡可能選大一些

13、，以減少?gòu)澢鷳?yīng)力，提高帶的壽命，所以放大一檔，由表7-6初選小帶輪直徑dd1=125mm。（2）驗(yàn)算帶速v=（×dd1×n0）/（60×1000）=（3.14×125×960）/ （60×1000）=6.28 m/s帶速v在525 m/s 之間，符合要求。（3）計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2dd2=（n0/n1）×dd1=（960/480）×125=250mm由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第88頁(yè)，表7-4帶的基準(zhǔn)直徑系列取整得：dd2=250mm（4）確定中心矩a及帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0初定中心矩a0由于設(shè)計(jì)要求中未對(duì)中心距提出明確要求，

14、先按下式初選中心距a0：0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）262.5 a0 750暫時(shí)取 a0=600mm初算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0初選中心距a0后，按下式初算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度：Ld02a0+（/2）（dd1+dd2）+ （dd1+dd2）2/（4×a0）= 2×600+（3.14/2）×（125+250）+（125+250）2/（4×600）=1847.34mm確定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第87頁(yè)，表7-2將帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度取整至相近的標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長(zhǎng)度：Ld=1800mm確定中心距確定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld后，按下式計(jì)算實(shí)際中心距aaa0+（Ld-L

15、d0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm考慮到安裝、調(diào)整和松弛后張緊的需要，實(shí)際中心距允許有一定的調(diào)整范圍，其大小為：amin=a-0.015Ld=576-0.015×1800=549mmamax=a+0.03Ld=576+0.03×1800=630mm（5）驗(yàn)算小帶輪包角a1aa1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=180°-57.3°×（250-125）/576=167.65°> 120°a1在允許的范圍內(nèi)，滿(mǎn)足要求。（6）確定V帶的根數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)

16、基礎(chǔ)第95頁(yè)，表7-6，查得V帶基本額定功率P0=1.37KW由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第96頁(yè)，表7-7，查得V帶基本額定功率增量P0=0.10KW由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第97頁(yè)，表7-8，查得包角修正系數(shù)Ka=0.97由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第87頁(yè)，表7-2，查得KL=1.01按下式計(jì)算V帶的根數(shù)：ZPd/P0=Pd/（P0+P0）K×KL）=3.06/（1.37+0.10）×0.97×1.01）=2.12將Z取整為整數(shù)：Z=2（7）確定帶的初拉力F0由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第87頁(yè)，表7-1，查得V帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.10kg/m按下式計(jì)算單根V帶的初拉力：F0=500×（Pd/zv

17、）×（2.5/K a -1）+qv2=500×（3.06/（2×6.28）×（2.5/0.97-1）+ 0.10×6.282=193.54N（8）計(jì)算帶的軸壓力FQFQ2zF0sin（a 1/2）=2×2×193.54N×sin（167.65/2）=766.42NV帶傳動(dòng)的主要參數(shù)見(jiàn)下表：名稱(chēng)結(jié)果名稱(chēng)結(jié)果名稱(chēng)結(jié)果帶型A傳動(dòng)比i=2根數(shù)Z=2帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=125mmdd2=250mm基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1800mm預(yù)緊力F0=193.54N中心距a=576mm壓軸力FQ=766.42N四、齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算及結(jié)構(gòu)說(shuō)明4.

18、1選擇齒輪材料該齒輪傳動(dòng)無(wú)特殊要求，減速器是閉式傳動(dòng)，可以采用齒面硬度350HBW的軟齒面齒輪，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第127頁(yè)表8-3，選小齒輪材料40Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度250HBW；選大齒輪材料45鋼，正火處理，齒面硬度180HBW。4.2計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第127頁(yè)表8-3Hlim1=250×1.4+350=700MPaHlim2=180×0.87+380=536.6MPa計(jì)算大小齒輪齒面許用接觸應(yīng)力：H1= Hlim1/SH =700/1=700 MPaH2= Hlim2/SH =540/1=536.6 MPa4.3確定齒輪的主要參數(shù)和計(jì)算幾何尺寸小

19、齒輪轉(zhuǎn)矩：T1=48700N·mm；齒寬系數(shù)：由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第131頁(yè)表8-6取d=1；載荷系數(shù)：軟齒面，工作平穩(wěn)，取k=1.2；節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)：準(zhǔn)值直齒圓柱齒輪，ZH=2.5；彈性系數(shù)：由械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第131頁(yè)表8-5查得ZE=189.8 MPa；齒數(shù)比u=i=4.05計(jì)算齒輪小輪直徑：取小齒輪z1=25，則大齒輪z2=z1i=25×4.05=101.25，取z2=101；傳動(dòng)比誤差：i=i-i/i=4.05-101/25/4.05=4.05-4.04/4.05=2.5%<5%，合格。i為理論傳動(dòng)比，i為實(shí)際傳動(dòng)比。確定齒輪模數(shù)m= d1/z1=48.26 / 25=1

20、.93由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第118頁(yè) 表8-1，取m=2確定中心距a=m(z1 + z2)/2=2(25+101)/2=126mm計(jì)算齒輪的幾何參數(shù)：分度圓直徑d1=mz1=2×25=50mmd2=mz2=2×101=202mm齒頂圓直徑da1=m（z1+2ha*）=2×（25+2×1）=54mmda2= m（z2+2ha*）=2×（101+2×1）=206mm齒根圓直徑df1=m（z1-2ha*-2c*）=2×（25-（2×1）-2×0.25）=45mmdf2= m（z2-2ha*-2c*）=2×（

21、101-（2×1）-2×0.25）=197mm齒寬b=d×d1=1×50=50mm 取b1=55mm、b2=50mm。 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu)大齒輪的關(guān)尺寸計(jì)算如下： 齒距 P = 2×3.14=6.28(mm)軸孔直徑 d=42mm輪轂直徑 =1.6d=1.6×42=67mm輪轂長(zhǎng)度 L=b2=50mm輪緣厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取0 =8 輪緣內(nèi)徑 =da2-2h-20=206-2×4.5-2×8=181mm 取D2=180mm腹板厚度 c=0.

22、3=0.3×50=15取c=18(mm) 腹板中心孔直徑 =0.5(+)=0.5(67+180)=118(mm)腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（181-67）=28.5(mm) 取=28(mm) 齒輪倒角n=0.5m=0.5×2=14.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第127頁(yè)圖8-3取Flim1=0.8×250+380=580MPa，F(xiàn)lim2=0.7×180+275=401MPa；SF=1.4按下式計(jì)算齒輪輪齒許用彎曲應(yīng)力：F1= Flim1/SF =580/1.4=414.29 MPaF2= Flim2/SF =401/1.4=286.4

23、3 MPa由機(jī)械基設(shè)計(jì)礎(chǔ)第129頁(yè)8-4取標(biāo)準(zhǔn)齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)：YFS1=4.21YFS2=3.96F1=（2×K×T1×YFS1）/（b×m×d1）=（2×1.4×48700×4.21）/（50×2×50）=98.42 MPa<F1F2=F1×（YFS2/ YFS1）=×（3.96/ 4.21）=92.58 MPa<F2經(jīng)驗(yàn)算，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿(mǎn)足要求，故合格。4.5計(jì)算齒輪的圓周速度及確定精度等級(jí)v=（×d1×n1）/（60×1

24、000）=（3.14×50×480）/（60×1000）=1.26m/s由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第132頁(yè)表8-7，根據(jù)圓周速度v=1.26m/s，取該齒輪傳動(dòng)為8級(jí)精度。五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核5.1輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核（1）根據(jù)工作要求選擇材料由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第173 頁(yè)表11-1選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度217255HBW，抗拉強(qiáng)度極限b=640MPa。（2）按扭矩初算軸的最小直徑dC3（P/n）=1103（2.45/480）=19.55mm由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第179頁(yè)表11-2 取C=110其中：P= P1=2.45KWn=n1=480 r/min考慮有鍵槽，將直徑增大4%，則

25、d=19.55×(1+4%)=20.33mm輸入軸最小直徑處安裝大帶輪， 將20.33化為整數(shù)，所以選：d=22mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a）軸的結(jié)構(gòu)分析單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱(chēng)分布。由于小齒輪尺寸很小，所以和軸一起做成齒輪軸。由于是直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)過(guò)程中只受徑向作用力，不會(huì)有軸向力，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第187頁(yè)表12-1續(xù) 選用深溝球軸承。根據(jù)上述需要初定軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)是階梯軸，階梯軸的各軸段為： 安裝大帶輪；軸段為軸段提供軸肩對(duì)帶輪定位和安裝密封圈。軸段用于安裝軸承；軸段是軸環(huán)，對(duì)軸承進(jìn)行軸向定位；軸段是小齒輪；軸段是軸環(huán)，對(duì)軸承進(jìn)行軸向定位；軸段用于安裝軸承。如

26、下圖所示：a） 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度段：軸段的直徑為最小，已確定為d1=22mm。若將d1=22mm定為帶輪輪轂孔徑，則帶輪的大致寬度為：L=（1.52）d1=（1.52）×22=3344mm那么軸段的長(zhǎng)度L1=40mm.段：根據(jù)h=（0.070.1）d1的計(jì)算方法，（h為軸肩單側(cè)高度）h=（0.070.1）×22=1.542.2mm，考慮到裝帶輪放大一點(diǎn)，取軸段的直徑為d2=27mm考慮到軸承端蓋的厚度與拆卸緊固螺釘?shù)目臻g，取L2=45mm。、段：根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第187頁(yè)表12-1續(xù) 選用深溝球軸承。由于本設(shè)計(jì)載荷很小而且平穩(wěn)，參照軸徑要求按照經(jīng)驗(yàn)初步選擇型號(hào)6206，

27、其內(nèi)徑為d3=30mm（d7=30mm）軸承的寬度為16mm，考慮到大齒輪圓周速度小于2m/s，所以可以采用脂潤(rùn)滑，擋油環(huán)的厚度為69，則取軸段、的長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=L7=16+8=24mm。、段：是軸環(huán)，考慮到軸承的定位與裝拆，取d4=36mm （d6=36mm）長(zhǎng)度為L(zhǎng)4= L60。7（d4-d3）=0.7×（36-30）=4.2mm ，考慮到要保證箱體內(nèi)表面與齒輪端面之間的距離，取L4= L6=10mm段：用于齒輪軸部分，根據(jù)小齒輪定尺寸，Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm小齒輪的齒寬為：b1=55mm，則軸段的長(zhǎng)度為：L5=55mm。則輸入軸的基

28、本尺寸如圖：b） 確定兩軸承之間的支承跨距l(xiāng)1（兩支反力作用點(diǎn)距離）由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第131頁(yè)表15-3查出代號(hào)為6206的深溝球軸承的外形尺寸，D=62mm，B=16mm。將軸承裝到軸上，并取支承點(diǎn)為軸承寬度的中點(diǎn)，即可求l1。 l1=107mm（4）軸的強(qiáng)度校核a） 繪制并計(jì)算軸上的作用力由于是直齒圓柱齒輪，齒輪所受法向力可以分解為兩個(gè)相互垂直的分力，即圓周力Ft和徑向力Fr。此外，皮帶輪傳遞進(jìn)來(lái)扭矩T與軸壓力FQ。Ft=2T/d=（2×48700）/50=1948NFr= Fttan=1948×tan20°=701.28N其中:T為高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 d為小

29、齒輪的分度圓直徑 為分度圓壓力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空間平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分別作出XY平面與XZ平面上的受力簡(jiǎn)圖，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力圖：列方程求解：MB（F）=0FAY×107+Fr×53.5-FQ×180=0FAY×107+701.28××180=0FAY=938.66NFY=0FQ- FAY- FBY-Fr=0FBY= FQ- FAY-Fr=766.42-938.66-701.28= -873.52NXZ面受力圖：列方程

30、求解：MB（F）=0-FAZ×107-Ft×53.5=0-FAZ×107-1948×53.5=0FAZ = -974NFZ=0FAZ + F t+ FBZ = 0-974+1948+ FBZ = 0FBZ=974-1948= -974Nb） 作出XY面彎矩圖與XZ面彎矩圖XY面彎矩圖MXY：XZ面彎矩圖MXZ：c ）作出合成彎矩圖 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩圖e ）作出當(dāng)量彎矩圖M=M2+（T）2 ，并判斷危險(xiǎn)截面因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，修正系數(shù)=0.6由當(dāng)量彎矩圖可看到，小齒輪的中間位置承受彎矩最大，設(shè)定為號(hào)危險(xiǎn)

31、截面，號(hào)軸段與號(hào)軸段的連接處也承受了較大的扭矩，而且此處也是軸的最細(xì)段，設(shè)定為號(hào)危險(xiǎn)截面. 號(hào)危險(xiǎn)截面處的彎矩保守取(29220+63119.42)/2=46169.71N.mm.f ) 對(duì)危險(xiǎn)截面強(qiáng)度校核由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第173頁(yè)表11-1選-1W=60Mpa號(hào)危險(xiǎn)截面:d1=23.30mm號(hào)危險(xiǎn)截面:d2=9.16mm故該軸強(qiáng)度滿(mǎn)足要求，合格。5.2輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核(1) 根據(jù)工作要求選擇材料根據(jù)軸的使用要求，且考慮軸的制造成本，選擇45鋼，正火處理。（2）按扭矩粗算軸的最小直徑dC 3（P/n）=1103（2.33/118.52）=29.69mm由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第179頁(yè)表11-2 取

32、C=110其中：P= P2=2.33KW n=n2=118.52 r/min考慮有鍵槽，將直徑增大4%，則d=29.69×(1+4%)=30.88mm輸出軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器， 故軸徑應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值，即安裝聯(lián)軸器的軸頭直徑d=32mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a ）軸的結(jié)構(gòu)分析考慮軸的裝拆順序，是軸從齒輪的左側(cè)安裝，軸向可以用軸環(huán)和套筒固定齒輪。因此，初定軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)是階梯軸。由于是直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)過(guò)程中只受徑向作用力，不會(huì)有軸向力，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第187表12-1續(xù) 選用深溝球軸承。根據(jù)上述需要初定軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)是階梯軸，階梯軸的各軸段為： 安裝聯(lián)軸器；軸段為軸段提供軸肩對(duì)聯(lián)軸器定位和安裝密封圈

33、。軸段用于安裝軸承與套筒；軸段用于安裝齒輪；軸段是軸環(huán)，對(duì)齒輪定位；軸段用于安裝軸承。如下圖所示：b ）確定各段直徑和長(zhǎng)度 段：軸段的直徑為最小，已確定為d1=32mm。查244頁(yè) 附錄表 聯(lián)軸器軸孔直徑為32mm，LT6 J1型聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為60mm，那么軸段的長(zhǎng)度縮短2mm，取L1=58mm。 段：根據(jù)h=（0.070.1）d1的計(jì)算方法，（h為軸肩單側(cè)高度）h=（0.070.1）×32=2.243.2mm，考慮到裝聯(lián)軸器放大一點(diǎn)，取軸段的直徑為d2=37mm。聯(lián)軸器端面至軸承端蓋端面的距離為20mm，考慮到軸承端蓋的厚度，取L2=20+33=53mm。 段：由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第18

34、7頁(yè)表12-1續(xù) 選用深溝球軸承。由于本設(shè)計(jì)載荷很小而且平穩(wěn)，參照軸徑要求按照經(jīng)驗(yàn)初步選擇型號(hào)6008，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第131頁(yè)表15-3查出代號(hào)為6008的深溝球軸承內(nèi)徑為d3=40mm,軸承的寬度為15mm，考慮到大齒輪圓周速度小于2m/s，所以可以采用脂潤(rùn)滑，擋油環(huán)的厚度為69，則取軸段的長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=15+8+12=35mm。其中8為擋油環(huán)厚度，12為套筒厚度。套筒厚度按照將要將大小軸承與齒輪水平對(duì)正來(lái)取。 段：是安裝齒輪的軸段，一般將段的軸徑放大1-2mm，這里取d4=42mm，長(zhǎng)度為齒輪寬度減去2mm，L4= 50-2=48mm。 段：是軸環(huán)，考慮到對(duì)齒輪與軸承的定位與裝拆，取d

35、5=46mm， 長(zhǎng)度為L(zhǎng)50。7（d5-d4）=0.7×（46-42）=2.8mm ，考慮到要保證箱體內(nèi)表面與齒輪端面之間的距離，并保證軸承與小齒輪軸的軸承安裝得平行，取L5=10mm。 段：為安裝軸承的軸徑，d6=40m，采用脂潤(rùn)滑，擋油環(huán)的厚度為69，則取軸段的長(zhǎng)度為L(zhǎng)6=15+8=23mm。其中8為擋油環(huán)厚度。則輸出軸的基本尺寸如圖：c ）確定兩軸承之間的支承跨距l(xiāng)1（兩支反力作用點(diǎn)距離）由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第131頁(yè)表15-3查出代號(hào)為6008的深溝球軸承的外形尺寸，D=68mm，B=15mm。將軸承裝到軸上，并取支承點(diǎn)為軸承寬度的中點(diǎn)，即可求l1。l1=102mm（4）軸的強(qiáng)

36、度校核a ）繪制并計(jì)算軸上的作用力由于是直齒圓柱齒輪，齒輪所受法向力可以分解為兩個(gè)相互垂直的分力，即圓周力Ft和徑向力Fr。此外，還有滾筒的負(fù)載扭矩。Ft=2T/d=（2×187180）/200=1871.8NFr= Fttan=1871.8N×tan20°=673.85N其中:T為低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 d為大齒輪的分度圓直徑 為分度圓壓力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空間平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分別作出XY平面與XZ平面上的受力簡(jiǎn)圖，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力圖：由于FAY與F

37、BY對(duì)稱(chēng)布置，所以FAY=FBY列方程求解：FY=0Fr+FAY+FBY = 0FAY =FBY= - Fr /2 = - 336.92NXZ面受力圖：由于FAZ與FBZ對(duì)稱(chēng)布置，所以FAZ=FBZ列方程求解：FZ=0Ft+FAZ+FBZ = 0FAZ =FBZ= - Ft /2 = -935.9Nb )作出XY面彎矩圖與XZ面彎矩圖XY面彎矩圖MXY：XZ面彎矩圖MXZ：c ）作出合成彎矩圖 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩圖e ）作出當(dāng)量彎矩圖M=M2+（T）2 ，并判斷危險(xiǎn)截面因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，修正系數(shù)=0.6由當(dāng)量彎矩圖可看到，安裝大齒輪的軸段的

38、中間位置承受彎矩最大，設(shè)定為號(hào)危險(xiǎn)截面，號(hào)軸段為最細(xì)軸段，也承受了較大的扭矩，設(shè)定為號(hào)危險(xiǎn)截面 ) ，以下對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。f ) 對(duì)危險(xiǎn)截面強(qiáng)度校核由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第173頁(yè)表11-1選-1W=55Mpa號(hào)危險(xiǎn)截面:d1=28.19mm號(hào)危險(xiǎn)截面:d2=27.33mm故該軸強(qiáng)度滿(mǎn)足要求，合格。六. 滾動(dòng)軸承的校核6.1輸入軸滾動(dòng)軸承壽命校核FAY=938.66N FAZ = -974NFA=938.662+9742 =1352.68N FBY=-873.52N FBZ=-974NFB=873.522+9742 =1308.32N由于FA>FB，所以只需校核A處軸承。由于沒(méi)有軸向力，

39、所以當(dāng)量動(dòng)載荷P=1352.68N由于常溫下工作，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第191頁(yè)表12-6，查得溫度系數(shù)ft=1；由于 載荷較平穩(wěn)，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第192頁(yè)表12-7，查得載荷系數(shù)fp=1.1。所用軸承為深溝球軸承，代號(hào)6206，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第131頁(yè)表15-3查出，基本額定動(dòng)載荷Cr=19.5KN=19500N。軸承的轉(zhuǎn)速就是輸入軸的轉(zhuǎn)速，n = 480r/min 軸承的預(yù)期壽命為 8（年）× 300 （天）× 16 （小時(shí)）= 38400 h。將以上數(shù)據(jù)帶入軸承壽命公式:Lh=106×（ft×Cr）/（fp×P）3/（60×n）=

40、 106×（1×19500）/（1.1×1352.68）3/（60×480）=78237.61h > 38400 h軸承具有足夠壽命。6.2輸出軸滾動(dòng)軸承壽命校核FAY = - 336.92N FAZ =-935.9N FA= FB=336.922+935.92 =994.70N由于FA= FB且沒(méi)有軸向力，所以當(dāng)量動(dòng)載荷P=FA=994.70N由于常溫下工作，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第191頁(yè)表12-6，查得溫度系數(shù)ft=1；由于 載荷較平穩(wěn)，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第192頁(yè)表12-7，查得載荷系數(shù)fp=1.1。所用軸承為深溝球軸承，代號(hào)6008,由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)

41、計(jì)第131頁(yè)表15-3查得，Cr=17.0KN=17000N軸承的轉(zhuǎn)速就是輸出軸的轉(zhuǎn)速，n = 118.52/min 軸承的預(yù)期壽命為 8（年）× 300 （天）× 16 （小時(shí)）= 38400 h。將以上數(shù)據(jù)帶入軸承壽命公式:Lh=106×（ft×Cr）/（fp×P）3/（60×n）= 106×（1×17000）/（1.1×994.70）3/（60×118.52）=527411h > 38400 h軸承具有足夠壽命。七. 鍵的選擇與校核 聯(lián)軸器的選擇7.1輸入軸鍵的選擇與校核輸入軸上在最

42、細(xì)端裝皮帶輪處使用平鍵連接，最細(xì)端軸的直徑為d=22mm。由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第78頁(yè)表6-11，選擇b×h×L = 6×6×32的鍵。鍵的軸向工作長(zhǎng)度l = L-b=26mm。由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第78頁(yè)表6-12，查得鍵的許用擠壓應(yīng)力為p=100Mpa。輸入軸的輸入扭矩為 T1=48700N·mm將以上數(shù)據(jù)代入鍵的擠壓應(yīng)力計(jì)算公式p=（4×T1）/（d×h×l）=（4×48700）/（22×6×26）=56.76Mpa < p所以鍵的聯(lián)結(jié)強(qiáng)度足夠.7.2輸出軸鍵的選擇與校核輸出軸上在最細(xì)

43、端裝聯(lián)軸器使用平鍵連接，最細(xì)端軸的直徑為d1=32mm。由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第78頁(yè)表6-11，選擇b1×h1×L 1=10×8×50的鍵，鍵的軸向工作長(zhǎng)度l1= L1-b1=40mm。中間裝大齒輪的軸段也使用平鍵連接，該軸段直徑為d2=42mm，機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第78頁(yè)表6-1，選擇b2×h2×L2 = 12×8×40的鍵。鍵的軸向工作長(zhǎng)度l2 = L2-b2=28mm。由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第78頁(yè)表6-12，查得鍵的許用擠壓應(yīng)力為p=100Mpa。輸出軸的輸入扭矩為 T2=187180N·mm將以上數(shù)據(jù)代入鍵的擠壓應(yīng)

44、力計(jì)算公式p1=（4×T2）/（d1×h1×l1）=（4×187180）/（32×8×40）=73.12Mpa < pp2=（4×T2）/（d2×h2×l2）=（4×187180）/（42×8×28）=79.58Mpa < p所以鍵的聯(lián)結(jié)強(qiáng)度足夠.7.3聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無(wú)特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟(jì)問(wèn)題，選用彈性套柱聯(lián)軸器。K=1.3=9550=9550×=244.11 （N·m） 選用TL6型彈性套住聯(lián)軸器，公稱(chēng)尺寸

45、轉(zhuǎn)矩=250，<。采用Y型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=3240，選d=35，軸孔長(zhǎng)度L=60LT6型彈性套住聯(lián)軸器有關(guān)參數(shù)型號(hào)公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩T(N·m)許用轉(zhuǎn)速nr/min軸孔直徑d/mm軸孔長(zhǎng)度L/mm外徑D/mm材料類(lèi)型軸孔類(lèi)型鍵槽類(lèi)型TL625033003560160HT200J型A型八、減速器潤(rùn)滑、密封及附件的選擇確定8.1潤(rùn)滑的選擇確定潤(rùn)滑方式齒輪V=1.2612 m/s 應(yīng)用噴油潤(rùn)滑，但考慮成本及需要，選用浸油潤(rùn)滑軸承采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑潤(rùn)滑油牌號(hào)及用量齒輪潤(rùn)滑選用150號(hào)機(jī)械油，最低最高油面距1020mm，需油量為1.5L左右軸承潤(rùn)滑選用2L3型潤(rùn)滑脂，用油量為軸承間隙的1/31/2為宜8.2密封形式箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機(jī)體之間加石棉橡膠紙、墊片進(jìn)行密封軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對(duì)應(yīng)的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于V<3（m/s），故選用半粗羊毛氈加以密封軸承靠近機(jī)體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M(jìn)入軸承內(nèi)部。8