鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動(dòng)裝置的課程設(shè)計(jì)

1、景德鎮(zhèn)陶瓷學(xué)院機(jī) 械 設(shè) 計(jì)課程實(shí)習(xí)設(shè)計(jì)書(shū)鏈 式 運(yùn) 輸 機(jī) 傳 動(dòng) 裝 置 設(shè) 計(jì)學(xué)生姓名 黎智鑫班級(jí) 材化1班學(xué)號(hào) 202110230115成績(jī)指導(dǎo)教師(簽字)起止日期： 2021 年 12 月 30 日 至 2021 年 1 月 3 日內(nèi)容及任務(wù)一、 設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)帶的圓周力F/N 帶速vm/s滾筒直徑mm40000.4263工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差±5%.二、設(shè)計(jì)任務(wù)傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫。三、設(shè)計(jì)工作量1 減

2、速機(jī)裝配圖1張；A12 零件工作圖1張；A43 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份60008000字。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書(shū)交圖紙和設(shè)計(jì)說(shuō)明主要參考資料1濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，2001.2金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007.3?機(jī)械設(shè)計(jì)?課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)?機(jī)械設(shè)計(jì)?圖冊(cè)目 錄一、傳動(dòng)方案圖-4二、設(shè)計(jì)方案分析-5三、各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)速-6四、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算-7五、軸系零件設(shè)計(jì)計(jì)算-20六、鍵的選擇及計(jì)算-35七、減速器附件選-37八、心得體會(huì)-39九、參考資料-39十、附圖A1,

3、A4各一張機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一、 傳動(dòng)方案圖1設(shè)計(jì)鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置 2傳動(dòng)方案參考圖 工程設(shè)計(jì)方案運(yùn)動(dòng)鏈牽引力F/(KN)4輸送速度V/(m/s)0.5鏈輪節(jié)圓直徑D/(mm)263每日工作時(shí)間h/小時(shí)8傳開(kāi)工作年限/年10二、設(shè)計(jì)方案分析本傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比不是很大，宜采用二級(jí)傳動(dòng)。第一級(jí)高速級(jí)采用圓錐-圓柱齒輪減器；第二級(jí)低速級(jí)采用鏈條鏈輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)，即在圓錐-圓柱齒輪減速器與鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)之間采用鏈傳動(dòng)。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。1、選擇電動(dòng)機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)按工作要求選用籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V2、電動(dòng)機(jī)所需工作功率： (其中取0.96)傳動(dòng)裝置的總效率： 電機(jī)所需的功率

4、為: 技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率為2.2KW因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可，由第十九章表191所示三相異步電動(dòng)機(jī)的3、傳動(dòng)比的計(jì)算與分配 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 (要求v=0.4，計(jì)算v=0.5，由于結(jié)果根本相差不大，便于說(shuō)明) 由表2-2可知，一級(jí)圓錐齒輪一級(jí)圓柱減速器一般傳動(dòng)比為840，那么符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min無(wú)特殊要求，不常用，故僅用1000r/min和1500r/min兩種方案進(jìn)行比擬。選用前者電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)矩KN/mY112M-61000940總傳動(dòng)比

5、: 考慮齒輪潤(rùn)滑問(wèn)題，大齒輪應(yīng)有相近的浸油深度，查資料得i2=1.21.3i3，取i2=1.2 i3，v帶傳動(dòng)比i1=2.5，總的傳動(dòng)比i總=i1i2i3其中i總=32.31 i1v帶傳動(dòng)比；i2高速圓錐齒齒輪傳動(dòng)比；i3低速直齒齒輪傳動(dòng)比。所以傳動(dòng)比分配為i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。三、各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)速1、各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算，轉(zhuǎn)速r/min。 軸：n1=940軸：n2=n1i1 軸：n3=n2i2軸 ：n4=n3i32，各軸的輸入功率kw 3，各軸輸入扭矩的計(jì)算將以上算得的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下：軸號(hào)輸入功率P/KW轉(zhuǎn)速n/r

6、/min 傳動(dòng)比 1049401 104376 105 105四、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算1、V帶輪設(shè)計(jì)計(jì)算帶傳動(dòng)的主要失效形式是打滑和疲勞破壞。要求分析：電動(dòng)機(jī)功率p=2.02kw,傳動(dòng)比i1=2.5，每天工作8小時(shí)。1、確定計(jì)算功率Pca 由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1，所以 2、選擇v帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速v1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1106mm2） 驗(yàn)算帶速v。按式8-13驗(yàn)算得因?yàn)?m/sv30m/s，故帶速適宜。3） 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式8-15a，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)

7、直徑ddi1.d106mm265mm根據(jù)表8-8。圓整為dd2280mm4） 確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Lda、 根據(jù)式8-20，初定中心距a500mm。b、 由式8-22計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mma、 按式8-23計(jì)算實(shí)際中心距a1。 中心距的變化范圍為 5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a 6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1計(jì)算單根v帶的額定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=940r/min，查表8-4a得P0 根據(jù)n1=940r/min，i1=2.5和A型帶，查表8-4b得po=0.11kw。 查表8-5得ka=0.96，表8-2得kl=0.89，于是 Pr=(p0+

8、po) kakl =(1.15+0.11) 2 )計(jì)算v帶的根數(shù)z。 所以取3根。 7計(jì)算單根v帶的初拉力的最小值f0min 由表8-3的A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=/m，所以 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力Fo>1.5(Fo)min8.計(jì)算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 (Fp)min=2Z(F0)minsin() =23sin() 帶型小帶輪直徑mm中心距mm根數(shù)小帶輪包角A10649032、高速一級(jí)圓錐齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算因該例中的齒輪傳動(dòng)均為閉式傳動(dòng)，其失效主要是點(diǎn)蝕。考慮加工的本錢和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動(dòng)，齒輪材料由表10-1選擇：小齒輪材料為

9、4Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為241286HBS大齒輪材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217255 HBS1確定許應(yīng)力 A、確定極小應(yīng)力Hlim和Flim齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按220HBS，二者材料硬度差為60HBS。由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Flim1=500MPa，F(xiàn)lim2=380MPa。B.計(jì)算應(yīng)力循環(huán)數(shù)N，由式10-13計(jì)算NN=60n2jLh=603761 (38300109N2=N1i2C.計(jì)算許應(yīng)力1計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為0.01，平安

10、系數(shù)S=1，由式10-12得由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.90,Khn2MPaMPa2)計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力。由圖10-20c查得彎曲疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度極限, .由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2取彎曲疲勞平安數(shù)系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得3)初步確定齒輪的根本參數(shù)和主要尺寸 1)選擇齒輪的類型根據(jù)齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪.2)選擇齒輪精度等級(jí)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,應(yīng)選用7級(jí)精度(GB 10095-88).3)初選參數(shù) Z1=21,Z2=213.77=79.17,取Z2=804)初步確定齒輪的主要尺寸因?yàn)殡妱?dòng)驅(qū)動(dòng),有輕微震動(dòng)

11、,根據(jù)V,7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.12;直齒輪,Kha=Kfa=1;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1;由表10-4用插值法查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí),KHB=1.423.故載荷系數(shù)K=KAKVKhaKHB=11初步計(jì)算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數(shù)和幾何尺寸.1試算出小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值. 2計(jì)算圓周速度v3計(jì)算齒寬bb= d1t =153.08=4計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)mt=5按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式(10-10a)得6計(jì)算模數(shù)m(5)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(10-5)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為） 計(jì)算載荷系數(shù)K，由

12、 =8.45，KHB=1.423，查圖10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFb=11） 查取齒型系數(shù)，由表10-5得Yfa1=2.65，Yfa2） 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比擬 大齒輪的數(shù)值大） 設(shè)計(jì)計(jì)算： 比照計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑即模數(shù)與齒數(shù)的乘積有關(guān)。可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1.95 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m= 2 mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓

13、直徑d= 56.81 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1= =28.4，取Z1=29大齒輪齒數(shù) Z2=293.77=109.33，取Z2=110這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，防止浪費(fèi)。6幾何尺寸計(jì)算。 1計(jì)算分度圓直徑d=Z1m=292=58mmd2=Z2m=1102=220mm2計(jì)算中心距：a= 3 計(jì)算齒輪寬度b=d=158=58mm取B2=58mm，B1=63mm小齒輪大齒輪齒數(shù)29110直徑dmm58220齒寬bmm6358模數(shù)mm2中心距amm1163、低速一級(jí)直齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算因該例中的齒輪傳動(dòng)均為閉式傳動(dòng)，其失效主要是點(diǎn)蝕?？紤]

14、加工的本錢和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動(dòng)，齒輪材料由表10-1選擇：小齒輪材料為4Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為241286HBS大齒輪材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217255 HBS確定許應(yīng)力 A.確定極小應(yīng)力Hlim和Flim齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按240 HBS，二者材料硬度差為40HBS。由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Flim1=500MPa，F(xiàn)lim2=380MPa。 B.計(jì)算應(yīng)力循環(huán)數(shù)N，由式10

15、-13計(jì)算NN=60n1jLh=601 (3830010) N=C.計(jì)算許應(yīng)力1計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為0.01，平安系數(shù)S=1，由式10-12得，由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.90,Khn2MPaMPa2 )計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力。由圖10-20c查得彎曲疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度極限FE1=500MPa, FE2=380MPa.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2取彎曲疲勞平安數(shù)系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得3)初步確定齒輪的根本參數(shù)和主要尺寸1)選擇齒輪的類型根據(jù)齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪.2)選擇齒輪精度等級(jí)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不

16、高,應(yīng)選用7級(jí)精度(GB10095-88).3)初選參數(shù) Z1=24,Z2=243.14=75.36,取Z2=764)初步確定齒輪的主要尺寸因?yàn)殡妱?dòng)驅(qū)動(dòng),有輕微震動(dòng),根據(jù)V,7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.11;直齒輪,Kha=Kfa=1;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1;由表10-4用插值法查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí),KHB=1.422. 選用載荷系數(shù)故載荷系數(shù)K=KAKVKhaKHB=11初步計(jì)算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數(shù)和幾何尺寸。1t,代入H中較小的值. 2計(jì)算圓周速度vb= d1t =1模數(shù)mt= mt5.按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由

17、式(10-10a)得計(jì)算模數(shù)m5) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(10-5)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 1)計(jì)算載荷系數(shù)K，由=10.66，KHB=1.423，查圖10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFb2)查取齒型系數(shù)，由表10-5得Yfa1Yfa23)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。4)計(jì)算大、小齒輪的并加以比擬 大齒輪的數(shù)值大5)設(shè)計(jì)計(jì)算： = 比照計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑既模數(shù)與齒數(shù)的

18、乘積，取標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5,那么 小齒輪齒數(shù)，取=32 大齒輪齒數(shù)，取=1016幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 取 小齒輪大齒輪齒數(shù)z32101直徑d/mm80齒寬B/mm8580模數(shù)m/mm錐距R/mm五、軸系零件設(shè)計(jì)計(jì)算1、高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1、對(duì)既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設(shè)計(jì)包括結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)。滾動(dòng)軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關(guān)。：輸入軸輸入功率P2=1.861KW，轉(zhuǎn)速n2=376r/min，齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級(jí)別齒寬/mm高速級(jí)2911021大錐齒輪L=50低速級(jí)32101=85, =802、初步確定軸的最小直徑先按

19、1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)1表15-3，取A0=110，于是得輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的直徑，由于軸上有鍵槽，考慮到軸的強(qiáng)度，初步確定軸的最小直徑為31mm。又知大帶輪輪轂寬度為50mm，故取=50mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1擬訂軸上零件的裝配方案如下列圖圖22根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。由右往左一次確定軸的直徑和長(zhǎng)度，端蓋處軸的直徑=37，15mm 1、初步選擇滾動(dòng)軸承。由于在錐齒輪傳動(dòng)過(guò)程中會(huì)對(duì)軸產(chǎn)生軸向力，故應(yīng)選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強(qiáng)度和相互協(xié)調(diào)的問(wèn)題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻(xiàn)2表13-2初步取

20、0根本游隙、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T×B×C=45×85×20.75×19×16，故=45,取19mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。查參考文獻(xiàn)2表13-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm,考慮到軸的熱應(yīng)變問(wèn)題，此處采用螺紋定位，螺紋大徑=39mm，小徑=38mm,在螺紋與軸肩處開(kāi)越乘槽，槽寬=4mm，=9mm。左軸承的右端，右軸承的左端由定位槽定位，取定位槽中間凸臺(tái)長(zhǎng)度為63mm，取軸的長(zhǎng)度=58mm。軸承的寬度為20.75mm，考慮到此處軸承應(yīng)小于軸頸，故取軸

21、頸長(zhǎng)25mm。左軸承采用軸肩定位，考慮到小錐齒輪與箱體必須有一定的距離，取14mm。2 ) 小錐齒輪長(zhǎng)度為58.8mm，齒輪軸總長(zhǎng)為248.8mm。2、中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1、對(duì)既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設(shè)計(jì)包括結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)。滾動(dòng)軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關(guān)。 ：中間軸輸入功率P4=2.19KW，轉(zhuǎn)速n3=960r/min，齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表：級(jí)別齒寬/mm高速級(jí)2911021大錐齒輪L=50低速級(jí)32101=85, =802、初步確定軸的最小直徑先按1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)1表15-3，取

22、A0=110，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸頸的直徑3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1擬訂軸上零件的裝配方案如下列圖2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1、初步選擇滾動(dòng)軸承。由于在錐齒輪傳動(dòng)過(guò)程中會(huì)對(duì)軸產(chǎn)生軸向力，故應(yīng)選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強(qiáng)度和相互協(xié)調(diào)的問(wèn)題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻(xiàn)2表13-2初步取0根本游隙、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為其尺寸為d×D×T×B×C=45×85×20.75×19×16，故=45,右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。查參考文獻(xiàn)2表1

23、3-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm2)、取安裝齒輪處的軸段B-C的直徑=52mm，直齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為85mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，故取LBC=mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，故取h=4那么軸環(huán)處的直徑dCD=60mm,軸環(huán)寬度b考慮到整個(gè)減速器的對(duì)稱性，即小錐齒輪的中心線在減速箱的中心線上，又知小錐齒輪小端直徑為29mm，加上大齒輪凸出長(zhǎng)度8mm，故取LCD=37mm。3，大錐齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位, 大錐齒輪除去凸出局部長(zhǎng)度后為51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于此

24、輪轂寬度，故取LDE=mm。設(shè)計(jì)大錐齒輪與箱體內(nèi)壁距離為11.5mm考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=5.25mm,滾動(dòng)軸承寬度T=20.75 LAB= T+11.5+s+2 .5=40mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。4軸上零件的周向定位。齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dBC=52mm平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，應(yīng)選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸過(guò)公差為k6。3確定軸上圓角和倒角尺寸由參考文獻(xiàn)1P365表15-2

25、45。45。各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)軸零件工作圖。其中減速器內(nèi)腔寬度為187.5mm。 3、低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設(shè)計(jì)包括結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)。滾動(dòng)軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關(guān)。齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表：級(jí)別齒寬/mm高速級(jí)2911021大錐齒輪L=50低速級(jí)32101=85, =804，轉(zhuǎn)速n4和轉(zhuǎn)矩 由前一局部可知： P4=1.682KW； 低速級(jí)大齒輪的分度圓的分度圓直徑為 圓周力Ft4，徑向力Fr4的方向如下圖：3初步確定軸的最小直徑先按1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)1表15-3，

26、取A0=110，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查1表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，那么：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查由參考文獻(xiàn)2表14-4，選用LX3型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=45mm,故取dA-B=40mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L=112mm, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1擬訂軸上零件的裝配方案如下列圖2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B

27、軸段右端需制出一軸肩，故取B-C段的直徑dB-C=47mm,左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84mm，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A-B段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取LA-B=82mm2、初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受有徑向力的作用，應(yīng)選用深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dB-C=47mm，查參考文獻(xiàn)2表13-2初步取0根本游隙、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球滾子軸承6011，其尺寸為其尺寸為d×D×B=55×90×18，故dCD=dGH=50mm,而LGH=18mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩

28、進(jìn)行軸向定位。查參考文獻(xiàn)2表13-2得6011型軸承的定位軸肩直徑=57 mm。 3 )、取安裝齒輪處的軸段D-E的直徑dDE =55mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，故取LDE=76mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，故取h=5那么軸環(huán)處的直徑dEF=65mm,軸環(huán)寬度b，取LEF=10mm。4 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm,故取LBC=50mm。5取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,中間軸兩齒輪之間的

29、距離c=20mm,考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,滾動(dòng)軸承寬度B=18，高速級(jí)大錐齒輪輪轂長(zhǎng)L=50mmLCD=B+a+s+(100-96)=18+16+8+4=46mm. LFG=L+c+a+s-LE-F =50+20+16+8-10=84mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。為了方便制造減速器，故LFG=89.5mm。 3軸上零件的周向定位。 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dDE=55mm由參考文獻(xiàn)1表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，應(yīng)選擇齒輪輪轂與軸的配

30、合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵12mm8mm70mm；半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸過(guò)公差為m6。4確定軸上圓角和倒角尺寸由參考文獻(xiàn)1P365表15-245。，右端倒角為245。各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)軸零件工作圖。 圖： 軸的載荷分析5、求軸上的載荷首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。確定深溝球滾子軸承的支點(diǎn)位置為它的中心線位置。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L2+L3=73+153=226mm 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，作出軸的彎距和扭距圖見(jiàn)軸的載荷分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面，現(xiàn)計(jì)算截面C處的MH，MV及M的

31、值列于下表：載荷水平面H垂直力V支持力=2712N=1294N彎矩M=197976總彎矩扭矩T計(jì)算如下：水平面支反力彎矩：垂直支反力彎矩：6.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度。根據(jù)參考文獻(xiàn)1P373式15-5以及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已經(jīng)選定軸的材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)1表15-1查得=60MPa，因此，故平安。7.精度校核軸的疲勞強(qiáng)度1判斷危險(xiǎn)截面截面L、B、C，M只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸間及過(guò)渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度

32、較寬裕確定的，所以這些截面均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面D和E處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面Y上的應(yīng)力最大。截面E的應(yīng)力集中的影響和截面F的相近，但截面E不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面Y上雖然應(yīng)力最大但截面應(yīng)力集中不大過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端，而且這里軸的直徑最大，故截面Y也不必校核。截面F和G顯然更不必校核。又知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而只需要校核D左右兩側(cè)即可。2截面D左側(cè)。由參考文獻(xiàn)1P373表15-4知： 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面b左側(cè)的彎矩M1為截面b上的扭矩T4為T4=5.058&

33、#215;105截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)1表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按參考文獻(xiàn)1P40附表3-2查取，因，經(jīng)插值后可查得，3又由參考文獻(xiàn)1附圖3-1可得軸材料敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式附表3-4為由參考文獻(xiàn)1P40附圖3-2的尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1P43附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，由參考文獻(xiàn)1P44附圖3-4得外表質(zhì)系數(shù)為 軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即，那么按參考文獻(xiàn)1式3-12及3-12a得綜合系數(shù)為 又由參考文獻(xiàn)1§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)0.10.2，取0.1，取于是計(jì)算

34、平安系數(shù)Sca值，按式參考文獻(xiàn)1P374式15-615-8那么得：故可知其平安。3截面b右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面b右側(cè)的彎矩M為 截面b上的鈕矩T4為T4=5.058×105截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過(guò)盈配合處的，由1附表3-8用插值法求出，并取，于是得，軸按磨削加工，由參考文獻(xiàn)1附圖3-4得外表質(zhì)系數(shù)為故得綜合系數(shù)為 所以軸在D右側(cè)的平安系數(shù)Sca為： 故可知其平安。故該軸在截面b右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束當(dāng)然，如有更高的要求時(shí)，還可以做進(jìn)一步的研究。4、軸承的校核1、高速圓

35、錐齒輪軸軸承的校核：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷=,要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對(duì)6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。解： 對(duì)深溝球軸承，由式13-6知徑向根本額定載荷。由?課程設(shè)計(jì)?書(shū)第130頁(yè)查得6008深溝球軸承根本動(dòng)載荷，查書(shū)表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對(duì)球軸承，將以上有關(guān)數(shù)據(jù)帶入上式，得：所以N。故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為269.03N，遠(yuǎn)大于軸承實(shí)際承受徑向載荷76.47N，所以軸承合格。2、中間軸軸承的校核：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對(duì)6008

36、深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。解：對(duì)深溝球軸承，由式13-6知徑向根本額定載荷。由?課程設(shè)計(jì)?書(shū)第130頁(yè)查得6008深溝球軸承根本動(dòng)載荷，查書(shū)表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對(duì)球軸承，將以上有關(guān)數(shù)據(jù)帶入上式，得：所以N。故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為421.84N，遠(yuǎn)大于軸承實(shí)際承受徑向載荷273.71N，所以軸承合格。3、低速軸軸承的校核：軸承直徑，轉(zhuǎn)速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對(duì)6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。解：對(duì)深溝球軸承，由式13-6知徑向根本額定載荷。由?課程設(shè)計(jì)?書(shū)第130頁(yè)查得

37、6008深溝球軸承根本動(dòng)載荷，查書(shū)表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對(duì)球軸承，將以上有關(guān)數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以N。故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為7555.56N，遠(yuǎn)大于軸承實(shí)際承受徑向載荷6649.41N，所以軸承合格。六、鍵的選擇及計(jì)算1、高速軸系鍵連接的選擇及計(jì)算1鍵連接的選擇。根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，使用要求和工作條件，選用圓頭A型普通平鍵，由軸的直徑，連帶輪軸段為60mm，選用鍵，其中。 2鍵連接的強(qiáng)度校核。 由工作件查?1?第106頁(yè)，表6-2尖連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力，靜連接時(shí)許用擠壓應(yīng)力。對(duì)于鍵。 由書(shū)中公式6-1得：所以平安。2、中間軸系鍵連接的選擇及

38、計(jì)算 A、小齒輪連接鍵 1鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，使用要求和工作條件，選用圓頭A型普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長(zhǎng)，選用鍵，其中。 2鍵連接的強(qiáng)度校核。 由工作件查?1?第106頁(yè)，表6-2尖連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力，靜連接時(shí)許用擠壓應(yīng)力對(duì)于鍵。 由書(shū)中公式6-1得：所以平安。B、大錐齒輪連接鍵1鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，使用要求和工作條件，選用圓頭A型普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長(zhǎng)，選用鍵，其中。 2鍵連接的強(qiáng)度校核。 由工作件查?1?第106頁(yè)，表6-2尖連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力，靜連接時(shí)許用擠壓應(yīng)力。對(duì)于鍵。 由書(shū)中公式6-1得：所以平安。3、低速軸系鍵連接的選擇及計(jì)算1鍵連接的選擇。 根