帶式輸送機傳動裝置設(shè)計

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上*大學機械設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置班級：*學號：*設(shè)計者：*指導老師：* 2010年5月目錄一 設(shè)計任務(wù)書 3二 傳動方案分析 4三 電動機的選擇計算以及聯(lián)軸器的選擇 5四 確定總傳動比和分配各級傳動比 6五 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7六 傳動零件的設(shè)計計算 8七 軸、鍵、軸承、的設(shè)計計算 20八 減速機機體的設(shè)計 36九 潤滑與密封 38十 減速器附件的設(shè)計 38十一 設(shè)計總結(jié) 40十二 參考文獻 40*大學工程學院機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書專業(yè)：* 班級：* 姓名：*設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置設(shè)計參數(shù)：傳動方案輸送帶的牽引力F，（KN）輸送帶的速度v,(m

2、/s)提升機鼓輪的直徑D，（mm）（3）齒輪傳動120.4360設(shè)計要求：1） 輸送機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定2） 輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.973） 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時設(shè)計內(nèi)容：1） 裝配圖1張2） 零件圖3張3） 設(shè)計說明書一份指導老師：*日期：2010-51、傳動方案分析傳動方案：電機帶傳動兩級圓柱齒輪（斜齒或直齒）減速器工作機給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸帶工作拉力為12KN，運輸帶速度為0.4m/s，提升機鼓輪直徑為360mm要求：工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時減速器類型選擇：選用展開式方案分析：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位

3、置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象?？傮w傳動簡圖：輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等。2、電動機的選擇計算2.1電動機的選擇計算 按工作條件和要求選用一般用途的Y系列三相異步電動機，臥式封閉。2.2電動機容量計算 電動機所需的工作效率為： 電動機功率;-工作機所需功率;工作機所需要功率為： 傳動裝置的總效率為： 按表2-3確定各部分效率：V帶傳動效率，滾動軸承傳動效率，閉式齒輪傳

4、動效率,聯(lián)軸器效率，傳動滾筒效率，則減速器傳動的總效率： 所需電動機功率為： Pd=Pw=4.80.82=5.85kW選擇的電動機的額定功率要略大于P，由Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù),選擇電動機額定為7.5KW。2.3確定電動機轉(zhuǎn)速 工作機轉(zhuǎn)速： nw=60×1000vD=21.22r/min其中：V-輸送帶的速度（m/s） D-提升機鼓輪的直徑（mm）電動機轉(zhuǎn)速的可調(diào)范圍：，其中：，取V帶傳動比：，二級圓柱齒輪減速器傳動比：，總傳動比的合理范圍：，故電動機轉(zhuǎn)速的可調(diào)范圍：nd=i×nw=339.524244r/min。根據(jù)、，查閱相關(guān)手冊得到符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750

5、 r/min，1000 r/min，1500 r/min和3000r/min，由于750 r/min型電動機的尺寸過大，重量較重，且價格高，故不可取，而3000r/min價格高，轉(zhuǎn)速高,也不可取。所以在1000 r/min與1500 r/min兩種同步轉(zhuǎn)速中選取，見下表：方案電動機型號額定功率（KW）同步轉(zhuǎn)速n（r/min）滿載轉(zhuǎn)速n（r/min）1Y132M-47.515001440綜合考慮總傳動比，結(jié)構(gòu)尺寸及成本，選擇Y132-4型封閉式三相異步電動機。其相關(guān)尺寸如下表：中心高H外形尺寸底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直 徑 K軸 伸尺 寸D×E鍵公稱尺 寸F×h

6、132515×345×315216×1781238×8010×1323確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比總傳動比為： i=nmnw=.22=67.86 取帶傳動比為i帶=2.8，則圓柱直齒輪高級速傳動比和低級速傳動比的乘積為i1×i2=67.862.8=24.24。因為i1=（1.31.5）i2，取i1=1.3i2，經(jīng)計算得i1=5.62，i2=4.314.計算傳動裝置的運動及動力參數(shù) 計算各軸轉(zhuǎn)速：軸：n1=nmn帶=14402.8=514.29r/min 軸：n2=n1i1=514.295.62=91.51r/min軸：n3=

7、n2i2=91.513.46=21.23r/min軸：n4=n3=21.23r/min計算各軸的輸入功率：軸：P1=Pd×01=7.5×0.97=7.2kW軸：P2=P1×12=7.2×0.99×0.96=6.84kW 軸：P3=P2×23=6.84×0.96×0.99=6.50kW 軸：P4=P3×34=6.50×0.99×0.99=6.37kW 計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：電動機所需的實際轉(zhuǎn)矩即為電動機的輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9550pdnm=49.74Nm軸：T1=Td×i帶

8、15;1=49.74×2.8×0.96=133.70Nm軸: T2=T1×i1×12=133.70×5.62×0.99×0.96 =714.12Nm 軸：T3=T2×i2×23=714.12×4.31×0.96×0.99 =2925.20Nm 軸：T4=T3×34=2925.20×0.99×0.99=2866.99Nm5.將運動和運動參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列成表：軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)矩 T/Nm轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i輸入輸出輸入輸出電機軸7.5

9、49.749602.8軸 7.2133.70514.29軸6.84714.1291.514.50軸6.502925.2021.233.46軸6.372866.9921.231三、傳動零件的計算1.帶傳動的設(shè)計計算1.1確定計算功率由表8-7（P156,機械設(shè)計第八版 高等教育出版社）查得工作情況系數(shù)=1.3，故=7.5KW1.3=9.75kW1.2選擇V帶的帶型 根據(jù)=9.75kW和小帶輪轉(zhuǎn)速nm=1440r/min查表可知，選用A型V帶。1.3確定帶輪基準直徑并驗算帶速v:（1）初選小帶輪直徑，小帶輪直徑=75mm,根據(jù)基準直徑系列初選，初選dd1=118mm， （2）驗算帶速v: v=dd

10、1nm60×100=8.89m/s 因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適。（3）計算大帶輪的直徑： dd2=i帶dd1=2.8×118mm=330.4mm 根據(jù)表8-8，取整為dd2=335mm。1.4確定V帶中心距a和基準長度Ld（1）根據(jù)0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），初定中心距 a0=800mm（2）計算帶所需的基準長度 Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0 =2×800+2×118+355+355-11824×800mm2361mm 由表8-2選帶的基準長度Ld0=2240mm。（3）

11、計算實際中心距aa0+Ld-Ld02=800+2361-22402mm= 860.5mm。又 amin=a-0.015Ld=825.1mm ; amax=a+ 0.03Ld=931.3mm 所以，中心距的變化范圍為825.1931.3mm。1.5驗算小帶輪上的包角1 1180°-dd1-dd257.3°a=180°-（355-118）57.3°860.5164.2°1.6計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率由dd1=118mm和，查表8-4a并由內(nèi)插值法算得P0=1.61kW。根據(jù)，i帶=2.8和A型帶，查表8-4b并由內(nèi)插值法算得P0=

12、0.17kW.。查表8-5得K=0.9584，表8-2得KL=1.06，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.61+0.17×0.9584× 1.06kW=1.81kW（2）計算V帶的根數(shù)z z=PcaPr=9.751.81=5.39 取6根1.7計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以F0min=5002.5-KPcaKzv+qv2=500×2.5-0.9584×9.750.9584×4×8.89+0.1×8.892N=228.41N 應(yīng)使帶的實

13、際初拉力F0>F0min1.8計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為（Fp）min=2z（F0）minsin12=2×6× 228.41×sin164.2°2N=2714.90N由以上計算可得帶的選擇如下：帶類型長度根數(shù)傳動中心距帶輪基準直徑普通V帶A型2240mm6根860.5mm118mm（主）335mm（從）2各齒輪的設(shè)計計算21高速級減速齒輪設(shè)計1選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)1）按已知圖示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）輸送機轉(zhuǎn)速不太快，選用7級精度（GB1009588）。3）材料按表10-1選取，因傳遞功率不大，大小齒輪均選用軟齒面

14、。小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241286HBS，取280HBS。大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS，取240HBS。4）選小齒輪數(shù)，大齒輪齒數(shù)z2=i1z1=5.62×24=134.88取1352按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式 進行試算。(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=95.5×105P1n1=95.5×1057.2514.29Nm =13.37×104Nm由表10-7選取齒寬系數(shù)。由表10-6查得材料的彈性影響系。由圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接

15、觸疲勞強度極限由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×514.29×1× 16×300×8=11.85×108 N2=N1i1=11.85×1085.62=2.11×108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95 KHN2=1.07。計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 （2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑 2）計算圓周速度。3）計算齒輪寬。4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由書108圖表得動載荷系數(shù)；對直齒輪；由載荷

16、狀態(tài)均勻平穩(wěn)查表得使用系數(shù)；從課本表10-4中的軟齒面齒輪欄查得的小齒輪相對支承非對稱布置、7級精度時；由，由圖1013得；故載荷系數(shù)6）和的數(shù)值相差較大，所以按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得7）計算模數(shù)： 3、按齒根彎曲強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式為(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）根據(jù)查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)由公式得4）計算載荷系數(shù)。5）查取齒形系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。6）計算大、小齒輪的，并加以比較。顯

17、然大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.19mm并就近圓整為標準值（第一系列），按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) 4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距(3)計算齒輪寬度取，。5、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（1）齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算由于 所以小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。22低速級減速齒輪設(shè)計1選定低速級齒輪類型、精度等級、

18、材料及齒數(shù)1）按已知圖示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）輸送機轉(zhuǎn)速不太快，選用7級精度（GB1009588）。3）材料按表10-1選取，因傳遞功率不大，大小齒輪均選用軟齒面。小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241286HBS，取280HBS。大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS，取240HBS。4）選小齒輪數(shù)，大齒輪齒數(shù)z2=i1z1=4.31×30=129.3取1302按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式 進行試算。(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T2=95.5×105P2n2=95.5×1056.84

19、91.51Nm =71.38×104Nm由表10-7選取齒寬系數(shù)。由表10-6查得材料的彈性影響系。由圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×91.51×1×16×300×8=2.11×108 N2=N1i1=2.11×1084.32=4.88×107由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.07 KHN2=1.12。計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 （2）計算1)試算

20、小齒輪分度圓直徑，代入中較小值。 2）計算圓周速度。3）計算齒輪寬。4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由書108圖表得動載荷系數(shù)；對直齒輪；由載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)查表得使用系數(shù)；從課本表10-4中的軟齒面齒輪欄查得的小齒輪相對支承非對稱布置、7級精度時；由，由圖1013得；故載荷系數(shù)6）和的數(shù)值相差較大，所以按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得 7）計算模數(shù)： 3、按齒根彎曲強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式為(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）根據(jù)查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計算彎曲疲勞許用

21、應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)由公式得4）計算載荷系數(shù)。5）查取齒形系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。6）計算大、小齒輪的，并加以比較。顯然大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.19mm并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) 4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距 (3)計算齒輪寬度取，

22、。5、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（1）齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算由于 所以小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。四、軸、鍵、軸承的設(shè)計計算布置圖如下（此圖主要表現(xiàn)軸的形狀，齒輪、鍵、鍵槽等和一些交線沒有畫出）1.輸入軸的設(shè)計計算1.軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。由電動機的選擇可知：P1=Pd×01=7.5×0.96=7.2kWT1=Td×i帶×1=49.74×2.8×0.96=133.70Nm2、求作用在齒輪上的力。 軸（高速級）的小齒輪的直徑，有圓周力:徑向力：在安裝從動帶輪處作用在軸上壓軸力： 據(jù)經(jīng)驗值，?。?.初步確定軸的最小直

23、徑按教材機械設(shè)計式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3取，于是得： 由于軸上必須開由兩各鍵槽，所以最小直徑按13%增大： 這是安裝V帶輪處的軸的直徑，為使其與V帶輪相適合，取d1-2=31mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 （1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足V帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，取h=0.08d，故2-3段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40。帶輪與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上。故1-2段的長度應(yīng)比軸配合的轂孔長度L=9

24、3mm略短，現(xiàn)取。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計手冊選型號為61908，得尺寸為。故，而3-4軸段的長度可取為，右端應(yīng)用軸肩定位，取。 3）6-7軸段裝齒輪，為齒輪安裝方便，該段值應(yīng)略大于7-8軸段的直徑，可取，齒輪右端用套筒固定，為使套筒端面緊湊在齒輪做斷面上6-7軸段的長度應(yīng)比齒輪轂長略短，已知齒寬，故選取6-7軸段的長度為。齒輪左端用軸肩固定，由此可確定5-6軸段的直徑，取，而，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速機器軸承端蓋的結(jié)構(gòu)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與V帶輪右端面

25、的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體內(nèi)避之距離a=16mm，同時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)壁一段距離s，s=8mm。故在軸的右端取。 6）取中間軸上大齒輪和小齒輪之間的距離c=15mm，已知中間軸上大齒輪輪轂長，中間軸上小齒輪輪轂長，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸 齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接，查表6-1，得 齒輪：鍵尺寸參數(shù)b*h=12mm*8mm,L=50mm，t=4mm； V帶輪：鍵尺寸參數(shù)b*h=10mm*8mm,L=50mm，t=4mm。 參考教材表15-2，軸段左端倒角，右端

26、倒角取。各軸肩處的圓角半徑為R=1.2mm。 （4）軸的受力分析，取齒輪齒寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸向所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所傳遞的扭矩，作出扭矩圖。 (注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說明問題的關(guān)鍵所在。故只示意表示。) 2）計算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 計算軸O處彎矩 水平面彎矩： 垂直面彎矩： 合成彎矩： 計算轉(zhuǎn)矩：（5）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，O剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故O處剖面左側(cè)為危險截面，該處軸的抗彎截面系數(shù)為 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則 前面已選定軸的

27、材料為45剛，調(diào)制處理，由表15-1查得，因，故安全。 （6）校核鍵的連接強度 1）V帶輪的鍵： 查表6-2得，。故強度足夠，鍵校核安全 2）齒輪的鍵： 查表6-2得，。故強度足夠，鍵校核安全 （7）校核軸承的壽命 1）校核軸承A和計算壽命 徑向載荷,查表13-6，按載荷系數(shù)得，取，當量動載荷,校核安全。 該軸承壽命為： 2）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷,查表13-6，按載荷系數(shù)得，取，當量動載荷,校核安全。 該軸承壽命為：。 2中間軸的設(shè)計計算 1.中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得，功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 2.作用在齒輪上的力 1）小齒輪 分度圓直徑： 作用在齒輪上的圓周力： 作用在齒輪上

28、的徑向力： 2）大齒輪 分度圓直徑： 作用在齒輪上的圓周力： 作用在齒輪上的徑向力：3初步確定中間軸的最小直徑 由于減速器的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選取軸的材料為45剛，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，查得,取，于是得： 由于軸上必須開由兩各鍵槽，所以最小直徑按13%增大： 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)與之相配合的軸的直徑的最小直徑為55mm，有機械設(shè)計手冊選型號61911，得尺寸。故。左右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，可取，安裝大小齒輪

29、的軸段也為軸肩定位，故可取。 2）大齒輪的右端與右軸承、小齒輪的左端與左軸承都常用套筒定位。大、小齒輪的輪轂寬度分別為,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度約為23mm,故取。大齒輪的左端與小齒輪的右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.070.1d，則軸環(huán)處的直徑。由前面主動軸的計算可知軸環(huán)寬度，即兩齒輪間隙。由前面主動軸的計算，可以得到。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位、軸上的圓角和倒角尺寸齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，查表6-1，得小齒輪：鍵尺寸參數(shù)b*h=20mm*12mm，L=80mm；大齒輪：鍵尺寸參數(shù)b*h=20mm*12mm，

30、L=63mm。參考教材表15-2，軸段倒角取，各軸肩處的圓角半徑為R=2.0mm（4）軸的受力分析，取齒輪齒寬中間點為力的作用點1）根據(jù)軸所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所傳遞的扭矩，作出扭矩圖： （注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說明問題的關(guān)鍵所在，故只示意表示。）2）計算支反力 水平支反力： , 垂直面支反力： , 計算彎矩水平面彎矩：垂直面彎矩：合成彎矩： 轉(zhuǎn)矩： （5）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，O剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故O剖面處為危險截面，該處軸的抗彎截面系數(shù)為： 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)

31、，則 前面已選定軸的材料為45剛，調(diào)制處理，由表15-1查得，因，故安全。（6）校核鍵的連接強度 1）V帶輪的鍵： 查表6-2得，。故強度足夠，鍵校核安全。 2）齒輪的鍵： 查表6-2得，。故強度足夠，鍵校核安全。（7）校核軸承的壽命 1）校核軸承A和計算壽命 徑向載荷,查表13-6，按載荷系數(shù)得，取，當量動載荷,校核安全。 該軸承壽命為： 2）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷,查表13-6，按載荷系數(shù)得，取，當量動載荷,校核安全。 該軸承壽命為：。3從動軸的設(shè)計計算1.求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得，功率 ，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩。2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑 作用在齒輪

32、上的圓周力： 作用在齒輪上的徑向力：3.初步確定從動軸的最小直徑，同時選擇聯(lián)軸器。由于減速器的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選取軸的材料為45剛，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，查得,取，于是得： 由于軸上必須開由兩各鍵槽，所以最小直徑按13%增大： 直徑安裝聯(lián)軸器，為使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，于是：。 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為HL7,其公稱轉(zhuǎn)矩為6300 .半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4

33、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8軸段左端需制出一軸肩，故6-7段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=110mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故7-8段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度略短一些，現(xiàn)取。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計手冊選型號為：61822，得其尺寸為。故，而5-6軸段長度可取為，左端應(yīng)用軸肩定位，取。 3）1-2軸段右端用軸肩定位，為了便于2-3軸段齒輪的安裝，該段直徑應(yīng)略

34、大于1-2軸段的直徑，可取。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面靠緊在齒輪左端面上，2-3軸段的長度應(yīng)比齒輪轂長度略短，已知齒寬，故取2-3軸段的長度為。4)齒輪右端用軸肩定位，由此可確定3-4軸段的直徑，取，而，取。在軸的左端，由前面的計算可得。同樣可由前面的計算得出。 5）軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器機軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計的、而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故取。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸 齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接，查表6-1，得 齒輪：鍵尺寸參數(shù)b*

35、h=32mm*18mm,L=80mm； 聯(lián)軸器：鍵尺寸參數(shù)b*h=25mm*14mm,L=80mm。（平頭平鍵） 參考教材表15-2，軸段倒角取，各軸肩處的圓角半徑為R=2.0mm。（4）軸的受力分析，取齒輪寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所傳遞的扭矩，作出扭矩圖：（注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說明問題的關(guān)鍵所在，故只示意表示。） 2）計算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 計算軸O處彎矩： 水平面彎矩： 垂直面彎矩： 合成彎矩： 計算轉(zhuǎn)矩：（5）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，O剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故O處剖面左側(cè)為危險截

36、面，該處軸的抗彎截面系數(shù)為 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則 前面已選定軸的材料為45剛，調(diào)制處理，由表15-1查得，因，故安全。（6）校核鍵的連接強度 1）聯(lián)軸器的鍵： 查表6-2得，。故強度足夠，鍵校核安全 2）齒輪的鍵： 查表6-2得，。故強度足夠，鍵校核安全（7）校核軸承的壽命 1）校核軸承A和計算壽命 徑向載荷,查表13-6，按載荷系數(shù)得，取，當量動載荷,校核安全。 該軸承壽命為： 2）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷,查表13-6，按載荷系數(shù)得，取，當量動載荷,校核安全。 該軸承壽命為：。五、減速機機體的設(shè)計計算通常用HT200

37、 灰鑄鐵鑄造而成，低速級圓柱齒輪傳動的中心距a295.75 mm。1箱座壁厚，2箱蓋壁厚3箱座凸緣厚度4箱蓋凸緣厚度5箱座底凸緣厚度6地底螺釘直徑，取M247地底螺釘數(shù)目8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取M189箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 取M1210聯(lián)接螺栓的間距 12窺視孔蓋螺釘直徑,取M813定位銷直徑14，至外箱壁距離15軸承旁凸臺半徑16凸臺高度 17箱體外壁至軸承座端面距離19大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離 20齒輪端面與內(nèi)箱壁距離21箱蓋，箱座筋厚 ， 22軸承端蓋外徑 23軸承旁聯(lián)接螺栓距離24箱底至箱底內(nèi)壁的距離25減速器中心高26箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離27軸承端蓋凸緣厚度28軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離29旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離30齒輪頂圓至軸表面的距離六、潤滑與密封 1潤滑方式的選擇 在減速器中，有效的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦、磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻、散熱、防銹、沖洗金屬磨粒和降低噪聲等作用，保證了減速器的正常工作及其壽命。 2潤滑劑的選擇 計算齒輪圓周速度： 由于齒輪的圓周速度均小于12m/s，可以將箱體內(nèi)最大的齒輪輪齒侵入油池中進行侵油潤滑。各個齒輪速度均小于2m/s，考慮到潤滑脂承受的負