慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置課程設(shè)計(jì)錢鑒鵬

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書 設(shè)計(jì)題目慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)機(jī)電工程學(xué)院機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)A08機(jī)械（2）班設(shè)計(jì)者 錢鑒鵬 080103120指導(dǎo)教師 胡曉珍 史小敏2010年1月8日目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書3二、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)3（一）傳動(dòng)方案的分析和擬定3（二）電動(dòng)機(jī)的選擇4（三）傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比的計(jì)算和分配：6（四）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算7三、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算7（一）V型帶及帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算7（二）高速級(jí)齒輪副的設(shè)計(jì)計(jì)算9（三）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算12四、軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算17（一）軸的設(shè)計(jì)計(jì)算171、輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算172、中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算223、輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算26（二）滾

2、動(dòng)軸承的校核30（三）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說(shuō)明和計(jì)算35聯(lián)軸器的選擇與校核35鍵連接的選擇與校核351、低速級(jí)軸承鍵的選擇與校核352、中間級(jí)軸承鍵的選擇與校核363、高速級(jí)軸承鍵的選擇與校核36五、減速器的潤(rùn)滑設(shè)計(jì)37六、箱體、機(jī)架及附件的設(shè)計(jì)37（一）、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)38（二）、減速器箱體的附件設(shè)計(jì)39設(shè)計(jì)小結(jié)43參考資料44一、設(shè)計(jì)任務(wù)書、原始數(shù)據(jù)鋼繩拉力F（kN）20鋼繩速度V（m/min）20滾筒直徑D（mm）350、已知條件1） 鋼繩拉力F；2）鋼繩速度V；3）滾筒直徑D；4）工作情況： 單班制，間歇工作，經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，啟動(dòng)和制動(dòng)，載荷變動(dòng)??；5）工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境

3、最高溫度35°C左右，三相交流電；6）使用折舊期10年，3年大修一次；7）制造條件及生產(chǎn)批量：專門機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。8）提升速度允許誤差±5% 。、參考傳動(dòng)方案 二、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)（一）傳動(dòng)方案的分析和擬定1、將帶傳動(dòng)布置于高速級(jí)將傳動(dòng)能力較小的帶傳動(dòng)布置在高速級(jí)，有利于整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時(shí)，將帶傳動(dòng)布置在高速級(jí)有利于發(fā)揮其傳動(dòng)平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點(diǎn)。2、選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑及防護(hù)條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動(dòng)可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動(dòng)較平穩(wěn)，動(dòng)載荷較小的斜齒輪傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。而且加工只比直

4、齒輪多轉(zhuǎn)過一個(gè)角度，工藝不復(fù)雜。3、將傳動(dòng)齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠(yuǎn)的地方由于齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠(yuǎn)的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性（二）電動(dòng)機(jī)的選擇1、選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2、選擇電動(dòng)機(jī)的容量電動(dòng)機(jī)工作功率為kW, kW因此 Kw由電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)效率為式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動(dòng)、卷筒的傳動(dòng)效率。取，（滾子軸承），（齒輪精度為8級(jí)，不包括軸承效率），則 所以3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

5、卷筒工作轉(zhuǎn)速為按指導(dǎo)書上表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比，則總傳動(dòng)比合理范圍為，故電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 和1500 。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出有二種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，因此有兩種傳動(dòng)比方案，如表：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率kW電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比V帶傳動(dòng)比減速器1Y132M-811750730121.863.238.082Y160M-61115001460125.653.535.90 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的重量、噪聲和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見方案1比較適合，因此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y

6、132M-8，其主要性能見下表：型號(hào)額定功率kW滿載時(shí)Y132M-811轉(zhuǎn)速r/min電流(380V時(shí))A效率%功率因數(shù)7306.5870.786.522電動(dòng)機(jī)主要外形和安裝尺寸列于下表 中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸13215（三）傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比的計(jì)算和分配1、總傳動(dòng)比2、分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比式中分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取 （實(shí)際的傳動(dòng)比要在設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)，由所選大、小帶輪的標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計(jì)算），則減速器傳動(dòng)比為：3、分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比展開式布置。考慮潤(rùn)滑條件,為使兩級(jí)大齒輪直徑相近,可由指導(dǎo)書圖12展開式曲線查得，

7、則。（四）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、各軸轉(zhuǎn)速軸 軸 軸 2、各軸輸入功率軸 軸 軸 卷筒軸 3、各軸輸出功率軸 軸 軸 卷筒軸 4、各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩 軸 軸 軸 卷筒軸 5、各軸輸出轉(zhuǎn)矩軸 軸 軸 卷筒軸 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表：軸名效率PkW轉(zhuǎn)矩T轉(zhuǎn)速nr/min傳動(dòng)比i輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸8.43110.2873034.33.1軸8.097.93317.61311.26243軸7.697.541298.281272.3156.59軸7.317.163825.843749.3218.25卷筒軸7.106.963637.593537.5918.25三、傳動(dòng)零件的

8、設(shè)計(jì)計(jì)算（一）V型帶及帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1、確定計(jì)算功率由書本表8-7查得工作情況系數(shù)，故2、選擇V帶的帶型根據(jù),由書本圖8-11選用A型帶。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑、實(shí)際傳動(dòng)比并驗(yàn)算帶速V1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由書本表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑。2)驗(yàn)算帶速V 因?yàn)?m/s<V<30m/s,故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑，圓整為。4、確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度1）由得，初定中心距。2) 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。3）計(jì)算實(shí)際中心距 中心距的變化范圍為。5、 驗(yàn)算小帶輪上的包角6、計(jì)算帶的根數(shù)Z1）由，查表8-4a得。根據(jù)和A型帶，查表8-4b得

9、。查表8-5得，表8-2得,于是2）計(jì)算V帶的根數(shù)Z，取8根。7、計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量,所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。8、計(jì)算壓軸力9、帶傳動(dòng)主要參數(shù)匯總表帶型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA250081504508002183424（二）高速級(jí)齒輪副的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理由表10-1選得小齒輪的材料均為（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的硬度差為40HBS。2）精度等級(jí)選用8級(jí),選取小齒輪比為，則大齒輪,取，螺旋角2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即 1

10、）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1>試選載荷系數(shù)。2>計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3>由表10-7取。4>由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5>由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6>由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。8>計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力(失效概率1%,安全系數(shù)S=1)9>許用接觸應(yīng)力。10>由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。11>由圖10-26查得，則。2）計(jì)算1>試計(jì)算小齒輪的分度圓直徑，由計(jì)算公式得2>計(jì)算齒輪的圓周速度3>計(jì)算齒寬b及模數(shù)4>

11、;計(jì)算縱向重合度5>計(jì)算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)由表10-3查得,從表10-4查得,由圖10-13查得=1.35,故載荷系數(shù)6>按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 7>計(jì)算模數(shù)3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1>計(jì)算載荷系數(shù)2>根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3>由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限4>由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 5>計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 6>查取齒形系數(shù)由表10-5查得 7&

12、gt;查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得 8>計(jì)算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。9>計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 2) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 ，取，則，取。4、幾何尺寸計(jì)算1>計(jì)算中心距將中心距圓整后取。2>按圓整后的中心距修整螺旋角因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。3>計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 4>計(jì)算齒輪寬度 取齒寬 ：=75mm, =80mm（三）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選精度等級(jí)、

13、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理由表10-1選得小齒輪的材料均為（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的硬度差為40HBS。2）精度等級(jí)選用8級(jí),選取小齒輪比為，則大齒輪,取，螺旋角2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算 數(shù)值1>試選載荷系數(shù)。2>計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3>由表10-7取。4>由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5>由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6>由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。8>

14、;計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力(失效概率1%,安全系數(shù)S=1)9>許用接觸應(yīng)力10>由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。11>由圖10-26查得，則。2）計(jì)算1>試計(jì)算小齒輪的分度圓直徑，由計(jì)算公式得2>計(jì)算齒輪的圓周速度3>計(jì)算齒寬b及模數(shù)4>計(jì)算縱向重合度5>計(jì)算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)由表10-3查得,從表10-4查得,由圖10-13查得=1.35,故載荷系數(shù)6>按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 7>計(jì)算模數(shù)3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1>計(jì)算載荷系數(shù)2>根據(jù)縱向重

15、合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3>由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限4>由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 5>計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1 6>查取齒形系數(shù)由表10-5查得 7>查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得 8>計(jì)算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。9>計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 2) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 ，取，則，

16、取。4、幾何尺寸計(jì)算1>計(jì)算中心距將中心距圓整后取。2>按圓整后的中心距修整螺旋角因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。3>計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 4>計(jì)算齒輪寬度 取齒寬 ：=98mm, =103mm高、低速級(jí)齒輪參數(shù)名稱高速級(jí)低速級(jí)中心距a(mm)200法面摸數(shù)(mm)4.55螺旋角（°）齒頂高系數(shù)11頂隙系數(shù)0.250.25壓力角齒數(shù)18198159分度圓直徑（mm）74.297.9(mm)342304齒寬（mm）80   103（mm）75     98齒輪等級(jí)精度  &#

17、160;    8    8材料及熱處理、45，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒輪硬度分別為280HBS、240HBS、45，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒輪硬度分別為280HBS、240HBS四、軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩2）求作用在齒輪1上的力因已知齒輪分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）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153，取，于是得：4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1> 擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2> 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。&l

18、t;1根據(jù)計(jì)算的最小直徑取軸的直徑=32mm。為了滿足帶輪得軸向定位要求，1-2軸右端需制出一軸肩，故2-3段得直徑d=37mm。由帶輪寬度確定。<2初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)d=37mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號(hào)為30208，其尺寸為,查得a=17,根據(jù)軸肩選；而。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因此，取。<3取4-5段的直徑；取安裝齒輪處的軸段5-6的直徑，根據(jù)齒輪寬度80mm,取。<4軸承端蓋的總寬度為32mm，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

19、面與帶輪右端面間的距離，L=26mm故取。<5取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取是，則。中間軸和低速軸兩齒輪的距離，第二對(duì)齒輪的主動(dòng)齒輪齒寬為130mm，則。致此已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3> 軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面=32mm，查表查得平鍵截面，鍵長(zhǎng)為56mm，它們之間的配合采用。4> 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為mm，左段2、3、4處軸肩的倒角為mm,右端軸肩角半徑R=2mm。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,從上已經(jīng)知道,對(duì)于圓

20、錐滾子軸承30208,由手冊(cè)中可查得a=17mm,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 。對(duì)軸進(jìn)行計(jì)算并做出彎矩圖和扭矩圖。對(duì)水平面進(jìn)行計(jì)算：對(duì)垂直面進(jìn)行計(jì)算： 求總的彎矩，即合成彎矩：扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T6）按彎曲合成應(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的強(qiáng)度，由上表的數(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=0.6則：前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表的60Mpa,因此<，故安全。7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1>判斷危險(xiǎn)截面從受載情況來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大，截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最

21、大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右兩側(cè)即可。2>截面5左側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=239300N.mm截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1得，。截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：因 查得，由附圖3-1得軸材料的敏性系數(shù)：，應(yīng)力集中系數(shù)為：由附圖3-2查得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)：軸未進(jìn)行表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.1，取計(jì)算安全系數(shù)，則得： 故可知其安全。3>截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截

22、面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=239300N.mm截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：過盈配合處的值，由附表3-8求出，并取 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)： 計(jì)算安全系數(shù)，則得： 故可知其截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。致此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。2、中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩2）求作用在齒輪3上的力因已知齒輪分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）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153，取，于是得：4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1>擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2>根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。<1根

23、據(jù)計(jì)算的最小直徑顯然是安裝軸承的直徑，取軸的直徑。因軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號(hào)為30211，其尺寸為,查得a=21,而，因此。5-6軸段左端需制出一軸肩，故取，因齒輪的寬度為55mm，故取。軸肩高度h>0.07d，取h=6mm，直徑。<2為了滿足軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，齒輪3的寬度為130mm，故取。<3取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為15mm，考慮考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取是，。兩齒輪的距離c=20m

24、m，故取。致此已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5> 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面，鍵長(zhǎng)為110mm；按截面，查表查得平鍵截面，鍵長(zhǎng)為50mm它們之間的配合采用。6> 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，軸段2、6處軸肩的倒角為mm,軸段3、4、5的倒角為R=2mm。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,從上已經(jīng)知道,對(duì)于圓錐滾子軸承30211,由手冊(cè)中可查得a=21mm,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 。對(duì)軸進(jìn)行計(jì)算并做出彎矩圖和扭矩圖。對(duì)水平面進(jìn)行計(jì)算： 對(duì)垂直面進(jìn)行計(jì)算： 求總的彎矩，即合成彎矩：扭矩載荷水

25、平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T6）按彎曲合成應(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的強(qiáng)度，由上表的數(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=0.6則：前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表的60Mpa,因此<，故安全。7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1>判斷危險(xiǎn)截面從受載情況來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大，截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右兩側(cè)即可。2>截面5左側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=1298000.mm截面上的彎曲應(yīng)力：

26、截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1得，。截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：因 查得，由附圖3-1得軸材料的敏性系數(shù)：，應(yīng)力集中系數(shù)為：由附圖3-2查得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)：軸未進(jìn)行表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.1，取計(jì)算安全系數(shù)，則得： 故可知其安全。3>截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=1298000N.mm截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：過盈配合處的值，由附表3-8求出，并取 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)：

27、計(jì)算安全系數(shù)，則得： 故可知其截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。致此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。3、輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩2）作用在齒輪1上的力因已知齒輪分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）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153，取，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，為了使所選的軸得直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取KA=1.3,則聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算，按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩T應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩得條件，查手冊(cè)。選用HL 7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為6300000N·mm

28、。聯(lián)軸器的孔徑，故取，半連軸器長(zhǎng)度L172mm，半連軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度132mm。4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1>擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示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，7-8軸段左端需制出一軸肩，故6-7段得直徑。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=90mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。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(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。<2初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)d=90mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取

29、單列圓錐滾子軸承，其型號(hào)為30218，其尺寸為,查得a=32.3,根據(jù)軸肩選；而。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因此，取。<3取安裝齒輪處的軸段2-3的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為98mm，為了使套筒端面可靠地壓緊輪齒，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=8mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b>1.4h，取。<4軸承端蓋的總寬度為32mm，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。取端蓋的外端面與樂趣、聯(lián)軸器的端面間的距離，l=30mm故取，。致此已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。

30、7> 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面，鍵長(zhǎng)為110mm；按截面，查表查得平鍵截面，鍵長(zhǎng)為110mm，它們之間的配合采用。8> 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，軸肩圓角半徑R=2.5mm。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,從上已經(jīng)知道,對(duì)于圓錐滾子軸承30218,由手冊(cè)中可查得a=32.3mm,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 。對(duì)軸進(jìn)行計(jì)算并做出彎矩圖和扭矩圖。對(duì)水平面進(jìn)行計(jì)算： 對(duì)垂直面進(jìn)行計(jì)算： 求總的彎矩，即合成彎矩：扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩M扭矩T6）按彎曲合成應(yīng)力校核軸

31、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的強(qiáng)度，由上表的數(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=0.6則：前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表的60Mpa,因此<，故安全。7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1>判斷危險(xiǎn)截面從受載情況來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大，截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右兩側(cè)即可。2>截面5左側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=239300N.mm截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1得，。截面上由

32、于軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：因 查得，由附圖3-1得軸材料的敏性系數(shù)：，應(yīng)力集中系數(shù)為：由附圖3-2查得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)：軸未進(jìn)行表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.1，取計(jì)算安全系數(shù)，則得： 故可知其安全。3>截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗彎截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為：T=239300N.mm截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：過盈配合處的值，由附表3-8求出，并取 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)： 計(jì)算安全系數(shù)，則得： 故可知其截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。致此，軸的設(shè)計(jì)

33、計(jì)算即告結(jié)束。（二）滾動(dòng)軸承的校核高速軸上軸承的壽命計(jì)算軸承型號(hào)為30208，查表得基本額定動(dòng)載荷C=63000N,查得溫度系數(shù)。1） 求軸承所受的徑向載荷Fr故2） 求軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承，其派生軸向力故軸承2放松，軸承1被壓緊。因此3） 求比值查表的e=0.374）計(jì)算當(dāng)量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1 對(duì)軸承2 查表取=1.2-1.8，取=1.5，則4） 驗(yàn)算軸承的壽命計(jì)算得軸承預(yù)期壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算。所以軸承滿足壽命要求。中間軸上軸承的壽命計(jì)算高速軸上軸承的壽命計(jì)算軸承型號(hào)為30218，查表得基本額定動(dòng)載荷C=200000N,查得溫度系數(shù)

34、。5） 求軸承所受的徑向載荷Fr故6） 求軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承，其派生軸向力故軸承2放松，軸承1被壓緊。因此7） 求比值查表的e=0.424）計(jì)算當(dāng)量載荷P查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1 對(duì)軸承2 查表取=1.2-1.8，取=1.5，則8） 驗(yàn)算軸承的壽命計(jì)算得軸承預(yù)期壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算。所以軸承滿足壽命要求。（三）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說(shuō)明和計(jì)算低速軸上聯(lián)軸器的計(jì)算1） 類型選擇 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器2） 載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩 查得查得HL7彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為6300N，許用轉(zhuǎn)速為1700r/min，計(jì)算轉(zhuǎn)矩故聯(lián)軸器滿足使用要求。鍵聯(lián)接的計(jì)算 低

35、速軸鍵的計(jì)算1） 一般8級(jí)以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用圓頭普通平鍵連接。2） 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼（45），由表查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度可見連接的擠壓強(qiáng)度不夠，考慮到相差較大。因此改用雙鍵，相隔布置，雙鍵的工作長(zhǎng)度，合適合適中間軸鍵的計(jì)算3） 一般8級(jí)以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用圓頭普通平鍵連接。4） 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼（45），由表查得許用擠壓應(yīng)力，取。鍵的工作長(zhǎng)度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度合適可見連接的擠壓強(qiáng)度不夠，考慮到相差較大。因此改用雙鍵，相隔布置，雙鍵的工作長(zhǎng)度合適高速軸鍵的計(jì)算5） 一般8級(jí)以上

36、的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用圓頭普通平鍵連接。6） 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼（45），由表查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度合適五、減速器的潤(rùn)滑設(shè)計(jì)1)齒輪和軸承潤(rùn)滑的目的：潤(rùn)滑的目的是為了減少摩擦及摩損，延長(zhǎng)疲勞壽命，排出摩擦熱、冷卻，也有防止生銹、腐蝕的效果。齒輪的潤(rùn)滑：減速器內(nèi)的傳動(dòng)零件的潤(rùn)滑，通常有油池浸油潤(rùn)滑和噴油潤(rùn)滑。而浸入油中的圓周速度小于12m/s，才適合浸油潤(rùn)滑，此減速器的大齒輪的圓周速度小于12m/s，所以，選用浸油潤(rùn)滑是比較合理的。浸油高度取為35mm。根據(jù)齒輪的運(yùn)轉(zhuǎn)速度、載荷大小、工作環(huán)境和潤(rùn)滑裝置等各種主要要素，選用N15

37、0中負(fù)荷工業(yè)齒輪用油，它的運(yùn)動(dòng)黏度135165/s（40°），75.991.2/s（50°）；閃點(diǎn)170；凝點(diǎn)-8。滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑因?yàn)榻妄X輪的圓周速度在1.52m/s以上，靠近機(jī)體旁的4個(gè)軸承，可以采用飛濺潤(rùn)滑?？拷鼨C(jī)體內(nèi)油的飛濺直接潤(rùn)滑軸承或經(jīng)機(jī)體剖分面上的油溝，然后流進(jìn)軸承進(jìn)行潤(rùn)滑。3） 減速器的密封密封的目的： 為了防止減速器內(nèi)的潤(rùn)滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入，減速器中的軸承等其他傳動(dòng)部件、減速器箱體等都必須進(jìn)行必要的密封，以保持良好的潤(rùn)滑條件和工作環(huán)境，使減速器達(dá)到預(yù)期的工作壽命。而同軸式二級(jí)減速器的密封部位主要在軸伸端處和箱體接合面處。密封方

38、法：軸伸端處的密封在輸入或輸出軸的外伸處，為了防止灰塵、水汽及其他雜質(zhì)滲入，引起軸承急劇磨損和腐蝕，以及潤(rùn)滑油外漏，都要求在端蓋軸孔內(nèi)裝密封件。在輸入軸的外伸端處，采用毛氈密封；在輸出軸的外伸端出，軸徑比較大，故利用安裝溝槽使密封圈受到壓縮而密封，在介質(zhì)壓力的作用下產(chǎn)生自緊作用而增強(qiáng)密封效果。箱體接合面的密封箱座與箱蓋的密封常在箱蓋與箱座接合面上涂上密封膠或水玻璃的方法實(shí)現(xiàn)。為了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油槽使?jié)B入接合面之間的潤(rùn)滑油重新流回箱體內(nèi)部。六、箱體、機(jī)架及附件的設(shè)計(jì)（一）、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸(由手冊(cè)上查得近似值)機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸，主要依據(jù)地腳螺栓的尺寸，再

39、通過底版固定，而地腳螺栓的尺寸又根據(jù)兩齒輪的中心矩a=208mm來(lái)確定的。名稱代號(hào)減速器箱體薦用尺寸齒輪減速器具體數(shù)值（mm）機(jī)座壁厚二級(jí)0.025a+389機(jī)蓋壁厚1二級(jí)0.02a+388機(jī)座凸緣厚bb=1.513.5機(jī)蓋凸緣厚b1b1=1.5112機(jī)座凸緣厚b2b2=2.525地腳螺栓直徑dfdf=0.036a+12M24地腳螺栓的數(shù)目na>200mm時(shí)，n=55軸承旁直徑d1d1=0.75dfM20機(jī)座與機(jī)蓋聯(lián)接螺栓直徑d2d2=（0.50.6）dfM12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)l=150200180軸承蓋螺栓直徑d3d3=（0.40.5）dfM10窺視孔蓋螺栓直徑d4d4=（0.30

40、.4）dfM10定位銷直徑dd=（0.70.8）d2M8螺栓至機(jī)壁距離C1至外機(jī)壁距離查表40C1至外機(jī)壁距離查表26C1至外機(jī)壁距離查表26螺栓至凸緣距離C2至凸緣邊緣距離查表16C2至凸緣邊緣距離查表16軸承旁凸臺(tái)半徑R1R1=C216R1R1=C216凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定50外壁至軸承座端面距離=C1+C2+（510）50大齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離1>1.215齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離1>15機(jī)蓋筋厚m1m10.8517機(jī)座筋厚mm0.858軸承端蓋外徑D2軸承孔直徑+（55.5）d3輸入120輸出150中間210軸承端蓋凸緣厚度tt=（11.2）d310軸承旁聯(lián)接螺栓距離SSD2輸入140輸出140中間240（二）、減速器箱體的附件設(shè)計(jì)1)通氣器通氣器用于通氣，能使熱膨脹