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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：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 目錄 設(shè)計(jì)任務(wù)書…………….………………………………….2 一、傳動(dòng)方案擬定…………….……………………………….2 二、電動(dòng)機(jī)的選擇……………………………………….…….2 三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比……………….…….4 四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算………………………….…….5 五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………….….6 六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………….....12 七、滾動(dòng)軸承的選擇

2、及校核計(jì)算………………………….…19 八、鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算………..……………………………22 九、連軸器的選擇 十、潤(rùn)滑方式及密封設(shè)計(jì) 參考資料 機(jī)械課程設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 設(shè)計(jì)條件： 1. 運(yùn)輸帶工作拉力： F= 1500 KN(根據(jù)課本參數(shù)表和小組分配之后選取得到) 2. 運(yùn)輸帶工作速度： V= 1.1 m/s。(數(shù)據(jù)來(lái)源同上) 3. 滾筒直徑： D= 220 mm 4. 滾筒效率： ?=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。 5. 工作情況： 兩班制， 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)， 載荷較平

3、穩(wěn). 6. 使用壽命： 8 年 7. 工作環(huán)境： 室內(nèi)工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度35度 8. 動(dòng)力來(lái)源： 電力，三相交流，電壓380V/220V； 9. 檢修間隔期： 四年一次大修、二年一次中修，半年一次小修。 10. 運(yùn)輸帶速度允許誤差: 5％; 11. 制造條件及生產(chǎn)批量:一般機(jī)械廠制造,小批量生產(chǎn). 設(shè)計(jì)要求： 1. 減速器裝配圖1張（A0或A1） 2. 軸零件圖1張 3. 齒輪零件圖1張 4. 編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份 一 傳動(dòng)方案的擬定 根據(jù)小組分配，在各個(gè)傳動(dòng)方案中選擇二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，其主要特點(diǎn)是：傳動(dòng)比一般為8～

4、40，用斜齒、直齒或人字齒，其中高速級(jí)一般用斜齒，低速級(jí)可做成直齒，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，應(yīng)用廣泛；它是二級(jí)齒輪減速器中應(yīng)用最廣泛的一種，齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度，高速級(jí)常用圓柱斜齒輪，低速級(jí)可用直齒輪。高速級(jí)齒輪布置應(yīng)遠(yuǎn)離輸入端，這樣，軸的扭轉(zhuǎn)變形將能減小軸的彎曲變形引起的載荷沿齒寬發(fā)布不均現(xiàn)象。用于比較平穩(wěn)的場(chǎng)合。如下圖為其傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖： 二 電動(dòng)機(jī)的選擇 1選擇電動(dòng)機(jī)類型: 根據(jù)面前任務(wù)書給定的工作條件,選擇Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電機(jī)。 2.確定電動(dòng)機(jī)的輸出功率(即工作機(jī)所需功率): (1)總效率

5、: 由設(shè)計(jì)手冊(cè)表選取η軸承＝0.98、η聯(lián)軸器1＝0.99、η聯(lián)軸器2＝0.99、η卷筒＝0.96、η齒輪傳動(dòng)＝0.97；又由設(shè)計(jì)可知，需要3對(duì)軸承、2個(gè)聯(lián)軸器、2對(duì)齒輪傳動(dòng)，故總效率： 得η＝0.983*0.99*0.99*0.96*0.972 =0.83. (2)工作機(jī)所需功率: 工作機(jī)所需功率Pd＝Pw/η 工作機(jī)輸入功率Pw ＝FV/1000 根據(jù)設(shè)計(jì)條件,F= 1500 N,V= 1.1 m/s 結(jié)論:電動(dòng)機(jī)輸出功率(即工作機(jī)所需功率) Pd＝1.988 kw 3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速：由運(yùn)輸帶的工作速度V=Dn/(60X1000) 得:

6、 卷筒的轉(zhuǎn)速n= 60 X 1000v/D=95.54 r/min 因?yàn)槎?jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比一般為8~40，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nm＝n*(8~40)＝（764.32～3821.6）r/min. 4.綜上所述,得出結(jié)論: 符合這范圍的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速有1000、1500兩種，通過(guò)對(duì)比選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的較合適，故擬選用電動(dòng)機(jī)類型為： Y 112M-6——額定功率為2.2KW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=940r/min，額定轉(zhuǎn)矩為2.0N.m，極數(shù)為6,質(zhì)量45kg。 三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比 1.計(jì)算總傳動(dòng)比： i＝nm/nw＝940

7、/95.54＝9.84 而二級(jí)傳動(dòng)中有：i＝i1*i2 2.分配各級(jí)傳動(dòng)比 考慮到各級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比ii≤8，原則上要使各級(jí)傳動(dòng)承載能力大致相等；使減速器的尺寸與質(zhì)量較小；使各級(jí)齒輪圓周速度較??；采用油浴潤(rùn)滑時(shí)，使各級(jí)齒輪副的大齒輪浸油深度相差較小,因此大齒輪的直徑要相近. i1≈(1.3～1.5)i2 所以：i1＝3.58， i2＝2.75 i1、i2依次為Ⅰ、Ⅱ軸，Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動(dòng)比 四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 本傳動(dòng)裝置從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)有三軸，依次為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ 軸，則： （1） 各軸轉(zhuǎn)速：

8、 第I 軸:nⅠ=940r/min； 第Ⅱ軸nⅡ=nⅠ/i1= nm/ i1=940/3.58=262.57r/min； 第Ⅲ軸nⅢ=nⅡ/i2=940/9.84=95.54r/min； 其中,Ⅰ軸是高速軸，Ⅲ軸為低速軸；i1、i2依次為Ⅰ、Ⅱ軸，Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動(dòng)比 （2） 各軸功率： PI=Pdη01 =1.9880.990.98=1.9288kw； PII=PIη12=1.92880.980.97=1.8335kw； PIII=PIIη23=1.83350.980.970.96=1.6732kw； 式中，Pd為電動(dòng)機(jī)軸輸出的功率，kw；PI、PII、PIII為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ

9、軸的輸入功率；η01、η12、η23依次為電動(dòng)機(jī)軸與I軸，Ⅰ、Ⅱ軸，Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動(dòng)效率。 （3） 各軸轉(zhuǎn)矩 Td＝9550Pd/nm＝9550*1.988/940＝20.197Nm； TI=Tdη01=20.197*0.99*0.98=19.595Nm； TII=TIi1η12=19.5953.580.980.97=66.686Nm； TⅢ=TIIi2η23 =66.6862.750.980.970.96=167.354Nm； 式中，Td為電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩，；TⅠ、TII、TⅢ為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)矩

10、. 五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 初選聯(lián)軸器類型和型號(hào): (1)聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.197Nm =26.256 Nm≤[T] 因?yàn)檎麄€(gè)運(yùn)輸裝置沖擊載荷不大,工作環(huán)境多塵,考慮維護(hù)方便,初選滾子鏈聯(lián)軸器.型號(hào)GL1 GB/T6069 –2002 2. 各齒輪的設(shè)計(jì)及選擇： (1)Ⅰ軸小齒與Ⅱ軸大齒的配合的設(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)前面所述,已知： 輸入功率PI=1.9288kw，

11、I軸上小齒輪轉(zhuǎn)速nⅠ=940r/min，高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比i1＝3.58， 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比i2＝2.75 <1.選定齒輪類型,精度等級(jí),材料及齒數(shù) 1） 按圖（c）所示的傳動(dòng)方案，選用直齒輪傳動(dòng)。 2） 運(yùn)輸機(jī)為一般 工作機(jī)，速度不高，故選用7級(jí)精度。 3） 材料選擇:根據(jù)其工作條件,在滿足使用性能的前提下,使加工制造簡(jiǎn)便和經(jīng)濟(jì).選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為260HBS，大齒輪材料 為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為220HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4） 選小齒輪齒數(shù)Z1=22，大齒輪齒數(shù)Z2=i12Z1=3.5822=79 Z3=22，

12、 Z4=i34Z3=2.7522=61。 2．按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 按式： d1t≥ 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ⑴試選載荷系數(shù)kt=1.4 ⑵小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由前一節(jié)運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算,己知 TI=19.595Nm=1.960 Nmm TII=66.686Nm=6.669Nmm ⑶由課本表10-7選取齒寬糸數(shù)φd =1.05 ⑷由課本表10-6查得材料的彈性影響糸數(shù)ZE =189.8. ⑸由指導(dǎo)書光盤的軟件<<機(jī)械設(shè)計(jì)輔助糸統(tǒng)>>,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=700MPa, 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa

13、 ⑹計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) (I軸上小齒輪) N1=60n1jLh=609401(283008)=2.166 109 (II軸上大齒輪) N2=602631(283008)=6.060108N2 (II軸上小齒輪) N3= N2 =6.060108 (III軸上大齒輪) N4=60961(283008)=2.212108 ⑺由課本圖10-19取接觸疲勞壽命糸數(shù)KHN1=0.95 K HN2=0.99 K HN3 =0.99 K HN4 =1.06 (8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全糸數(shù)S=1 「бH」1 = KHN1*σHlim1 /S=0

14、.95*700MPa=665Mpa 「бH」2= KHN2σHlim2/S=0.99*550MPa=545MPa 「бH」3 = KHN3*σHlim1 /S=0.99*700MPa=693Mpa 「бH」4 = KHN4*σHlim2 /S=1.06*550MPa=583Mpa 1） 計(jì)算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑,代入的都為各對(duì)嚙合中「бH」較小的值 第一個(gè)小齒輪:d1t≥ 第二個(gè)小齒輪:d3t≥ (2)計(jì)算圓周速度 V==3.1436.143940/(601000)=1.778m/s V34==3.1453.091262.57/(601000)

15、=0.7295m/s （3）計(jì)算齒寬b b1=φd d1t=136.143mm=36.143mm b3=φd d3t=153.091mm=53.091mm (4)計(jì)算模數(shù)m,齒高h(yuǎn),及齒寬與齒高之比. mt1===1.643mm mt3===2.413mm h1=2.25mt1=2.251.643=3.697mm h2 =2.25mt3=2.252.413=5.429mm ==9.78 ==9.78 （5）計(jì)算載荷系數(shù)K 1.查課本10-2表,使用系數(shù)KA=1。 2.根據(jù)V，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)KV1=1.07 KV3=1.02； 3

16、.按表10-4查得按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用齒向載荷分布系數(shù)KHB，即得：KHB1=1.308 KHB3==1.312, 4.再根據(jù)齒寬與齒高之比,查得按彎曲強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)KFB1=1.29 KFB3=1.30 5.查得齒間載荷分布系數(shù)KHa1=KFa1=1,KHa3=KFa3=1(直齒輪)。 故: 載荷系數(shù) K1=KA1KV1KHa1KHβ1=11.0711.308=1.399 K3=KA3KV3KHa3KHβ3=11.0211.312=1.338 （6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由于試選的糸數(shù)與實(shí)際載荷糸數(shù)十分相近,不必校正.d1= d1t =36

17、.143 d3==53.091*(1.338/1.4) 1/3=52.295mm （7）計(jì)算模數(shù)mn mn1==36.143/22=1.643 mn3==52.295/22=2.377 3、按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 按式： m 1） 確定計(jì)算參數(shù) （1） 計(jì)算載荷系數(shù) K11=KA11KV11KFa11KFβ11=11.0711.29=1.38 K31=KA31KV31KFa31KFβ31=11.0211.30=1.32 （2） 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=σFE3=268MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2=σFE4=210 MPa （3） 查表得彎曲疲

18、勞壽命系數(shù) KFN1=0.90 ，KFN2=0.93, KFN3=0.93, KFN4=0.98 （4） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞系數(shù)S=1.3， 得： 191.72 MPa 158.31 MPa （5） 按機(jī)械設(shè)計(jì)教材10－5表查取齒形系數(shù) =2.72， =2.22 YFa3=2.72. YFa4=2.28 （6） 查取應(yīng)力校正系數(shù) = 1.57，=1.77 Ysa3=1.57, Ysa4=1.73 （7） 計(jì)算大小齒輪的并加以比較： 2.72*1.57/185.54=0.02302

19、 2.22*1.77/150.23=0.02616 大齒輪的數(shù)值大，所以取0.02616 2.72*1.57/191.72=0.02227 2.28*1.73/158.31=0.02492 大齒輪地?cái)?shù)值大，所以取0.02492 2)設(shè)計(jì)計(jì)算： =1.41 =2.05 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取=2.0 mm =2.5 mm，已可滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按前面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 ==36.143/2=18.07 取Z1=19，則Z2=i12Z

20、1=193.5869 ==52.295/2.5=20.92 取Z3=21，則Z4=Z3i34=212.7558。 4幾何尺寸計(jì)算： 1） 計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m1=19*2=38mm d2=z2m1=69*2=138mm d3=z3m3=21*2.5=52.5mm d4=z4m3=58*2.5=145mm 2） 計(jì)算中心距： =（38+138）/2=88mm 3） 計(jì)算齒寬 =1.0538mm=39.9 mm。 圓整后取B2=40mm，B1=45mm =1.0552.5mm=55mm 圓整后取B4=55mm，B3=60mm。 六 軸的設(shè)計(jì)計(jì)

21、算 A. I軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算 I軸的初步結(jié)構(gòu)圖 1. 求作用在齒輪上的力 圓周力:Ft1== N=1031.58N； 徑向力:Fr1= Ft1=1031.580.3640=375.46N (圓柱直齒無(wú)軸向力) 2. 初步確定軸的最小直徑,同時(shí)選用聯(lián)軸器 I軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2。為了使所選的軸直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào).考慮裝拆維護(hù)方便,而工作環(huán)境又為多塵.選用滾子鏈聯(lián)軸器. 聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.

22、197Nm =26.256 Nm≤[T] 聯(lián)軸器型號(hào)：GL1聯(lián)軸器 GB4323-2002 公稱轉(zhuǎn)距：40N.m。許用轉(zhuǎn)速為3600r/min ,直徑取20mm，L1=38mm,即I軸的最小直徑為d1-2=20mm 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)形式如下: (1）﹑根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=24mm，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，軸端擋圈同時(shí)取28mm.1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取L1-2=36mm. 2

23、)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承并不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=24mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓柱滾子軸承N205E，其尺寸為d*D*B=25mm*52mm*15mm,故d3-4=d7-8=25mm, 齒輪的左端與左軸承之間采用軸肩來(lái)進(jìn)行軸向定位，參考B=15所以L3-4=15+s=23mm。(取s=8mm)由手冊(cè)查得N205E軸承的da =30mm,所以取d4-5==30mm,。 3) 由于齒輪直徑小，因此做成齒輪軸。所以軸段5-6的分度圓直徑d5-6=38mm。已知齒輪B1=45mm,故取L5-6=45mm，N205E軸承B=15

24、mm，故取L7-8=15mm。 4) 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離L=20mm，故取L2-3=40mm。 5) 齒輪與箱體需要一段距離,取該距離15mm,考慮箱體鑄造誤差,滾動(dòng)軸承距箱體又有一段距離,取s=8mm.故23mm. 6) II軸上小齒輪齒寬B3=60.(L4-5大約要大于100) (2) 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，根據(jù)d1-2 =20mm 選用平鍵為b*h=6 X 6mm，鍵長(zhǎng)22mmm，配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配

25、合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. (3) 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊(cè)，取軸端倒角為2.0*450.各軸肩處的圓角半徑1mm. B 、II軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) II軸的初步結(jié)構(gòu)圖 1、 作用在齒輪2上的力 Ft2==2*66.96X1000/138N=970.43N； Fr2= Ft2 tana=353.21N 作用在齒輪3上的力 Ft3==2*66.96X1000/52.5N=2540.57N； Fr3= Ft3 tana＝924.69N,其中標(biāo)準(zhǔn)齒輪壓力角a= 2、初步計(jì)算軸的最小直徑 先按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度d計(jì)算。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。

26、根據(jù)手冊(cè)，取A0=112，于是得 dmin≥112=21.4mm。 1）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。因軸承并不受軸向力的作用，徑向載荷較大.故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓柱滾子球軸N206E，其尺寸為d*D*B=30mm*62mm*16mm,故d1-2=d7-8 =30mm.左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位,根據(jù)選用的軸承da=36mm因此取d2-3=36mm.為了使套筒與軸承壓緊，取L1-2 =16mm. （2）由于左齒輪直徑小，因此做成齒輪軸，所以軸段3-4的分度圓的直徑d3-

27、4=52.5mm.此處為齒輪軸,不必對(duì)齒輪進(jìn)行軸向定位,又已知齒輪B3=60mm,故取L3-4=60mm。左齒輪與箱體距離適宜地初取為16mm,同時(shí)考慮箱體鑄造誤差,滾動(dòng)軸承的位置距箱體有一段距離,取距離s=8mm,故=16+8=24mm （3）取安裝右齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=34mm，齒輪的左端與采用軸肩進(jìn)行軸向定位。軸肩高度h>0.07d,故取h=3,則軸環(huán)的直徑為=40;軸環(huán)的寬度b>=1.4h,因此取=5mm.已知齒輪B2=40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于B2，故取L6-7=37mm。 （4）考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁

28、一段距離s，取s=8mm，已知齒輪距離箱體a2=16mm,滾動(dòng)軸承寬度B=16mm 則： L7-8= s+ a2+B+(40-37)= 8+16+16+3=43mm 取兩齒輪之間的距離c=20mm,則L4-5 =c-b=20-5=15mm, 5-4段保持與2-3段水平,故d2-3 =d4-5=36mm. 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 2）軸上零件定額周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。查手冊(cè),根據(jù)輪轂處直徑d6-7 =34mm,選用平鍵為b*h=10mm*8mm，鍵長(zhǎng)28mmm，配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的

29、，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 3）確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊(cè)，取軸端倒角為2.0*450，各軸肩處的圓角半徑為1mm。 3. 求軸上的載荷 總受力圖: 水平受力圖 水平力矩圖 垂直受力圖 垂直力矩圖 合成力矩圖轉(zhuǎn)矩圖 作為簡(jiǎn)支梁的軸的L＝164,L1=61.5mm,L2=70mm,L3=32.5mm。如軸的初步結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖顯示。根據(jù)以上計(jì)算簡(jiǎn)圖可知截面B是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的MH﹑MV及M的的值列于下表： 載 荷 水平面H

30、 垂直面V 支反 力 FNH1=1780.17N, FNH2=1730.83N FNV1=507.94N, FNV2=63.54N 彎 矩M MH1=109480N*mm MH2 =56252N*m MV1=31238N*mm, MV2=2065N*mm 總彎矩 M1==113849N*mm M2==56290N*mm 扭矩T T2=66686N*mm 4、按彎扭合成應(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。取=0.6, W為軸的抗彎截面系數(shù).截面C的

31、W為0.1*d3 則軸的計(jì)算應(yīng)力：==14.61MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得[]=60MPa。因此<[]，故安全。 C,III軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 求出作用在齒輪上的力： 查前面的計(jì)算,已知：轉(zhuǎn)矩：TIII＝167.354Nm 輸入功率: PIII =1.6732Kw 轉(zhuǎn)速: nⅢ=95.54r/min 低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑：d4＝145mm 求： Ft4＝＝=2308.33N Fr4＝Ft4* tana=840.16N 說(shuō)明:其中a=20,圓柱直齒齒輪沒(méi)有受軸向力,而當(dāng)需要強(qiáng)度校核時(shí),以上數(shù)據(jù)便是基本的依據(jù).過(guò)

32、程可參照II軸進(jìn)行強(qiáng)度校核. 2、初步計(jì)算軸的最小直徑 先按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度d計(jì)算。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)手冊(cè)，取A0=112，于是得： d3≥112=29.08mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2。為了使所選的軸直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔相適應(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Tca=Ka*Td,查表取KA=1.3,則 Tca=Ka*TIII=1.3 *167.354N*m=217.56N*m。按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩TCA應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，因無(wú)軸向力作用,查手冊(cè)，并參照前面選用的聯(lián)軸器,依舊選用滾子鏈聯(lián)軸器 型號(hào):GL6 GB/T6069-20

33、02 其公稱轉(zhuǎn)矩為400N*m,選用半聯(lián)軸器的孔徑的d1=32mm,故取 d1-2 =32mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm。 一﹑根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （1）半聯(lián)軸器與軸配合的長(zhǎng)度L=82mm，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1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L短一些，現(xiàn)取L1-2=80mm。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承并不受軸向力的作用， 但徑向載荷的傳遞較大.故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d3≥29.08mm，由設(shè)計(jì)手冊(cè)中初步選擇0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓柱滾子軸承N207E，其尺寸為d*D*B=35mm*72mm*17mm,故d2-

34、3=d7-8 =35mm。左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由該滾動(dòng)軸承da=47mm而B=17mm,因此取d3-4=47mm,=17mm。 （3）取安裝齒輪處的軸段5-6的直徑d5-6=50mm，查前面的計(jì)算已知齒輪B4=55mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于B4，故取L5-6=52mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，立即可算出h=3.5,則軸環(huán)處的直徑d4-5=58mm為宜。軸環(huán)寬度b>=1.4h,因此取L4-5=12mm。 （4）軸承端蓋的總寬度為25mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離L=30m

35、m，又滾動(dòng)軸承寬度B=17mm.故取L2-3=72mm。 (5)右端滾動(dòng)軸承與齒輪用軸套進(jìn)行軸向固定,查手冊(cè),此處軸肩2mm,因此=39mm. （5）考慮II軸與III軸的配合關(guān)系，則取L6-7=26mm，L3-4=85 mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 二﹑軸上零件定額周向定位 齒輪﹑半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端齒輪4按d5-6 =50mm,由手冊(cè)查得平鍵尺寸b*h=14mm*9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長(zhǎng)為40，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為b*h=10mm*

36、8mm，鍵長(zhǎng)63mm，配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差m6。 三﹑確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊(cè)，取軸端倒角為2.0*450，各軸肩處的圓角半徑為1.0mm 七.軸承的選擇計(jì)算 一、I軸： 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在其過(guò)程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N205E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對(duì)其進(jìn)行校核. 1. 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2： 查手冊(cè)得Cr＝27.5KN 、C0r＝26.8KN. I軸上得小齒輪受到的力： Fte1=1031.58N；Fre1= 375.46N 分度圓直徑：d1＝38mm。 根據(jù)

37、力學(xué)分析可算得：Fr1v＝159.98N、Fr2v＝215.48N Fr1H＝340.63N、Fr2H＝690.95N 故：Fr1＝=376.32N、Fr2＝=723.77N。 2. 求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2： 查手冊(cè),無(wú)軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當(dāng)量動(dòng)載荷公式為: Pr＝Fr 故P1＝Fr1 =376.32N P2＝Fr2 =723.77N 3. 驗(yàn)算軸承壽命： 因?yàn)镻18年 故所選軸承可滿足壽命要求。 二、II軸： 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在其過(guò)程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N206

38、E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對(duì)其進(jìn)行校核. 1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2： 查手冊(cè)得Cr＝36.0KN 、C0r＝35.5KN. II軸上的小齒輪受到的力： Fte3=2540.57N；Fre3= 924.69N 而大齒輪受到的力: Fte2=970.43N；Fre2=353.21N。 根據(jù)力學(xué)分析可知軸承上各個(gè)坐標(biāo)力與簡(jiǎn)化之后的簡(jiǎn)支梁其支反力是一一對(duì)應(yīng)的, 計(jì)算得到: Fr1v＝507.94N、Fr2v＝63.54N Fr1H＝1780.17N、Fr2H＝1730.83N 故：Fr1＝=1851.22N、Fr2＝=1731.99N。 2.

39、求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2： 查手冊(cè),忽略軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當(dāng)量動(dòng)載荷公式為: Pr＝Fr 故P1＝Fr1 =1851.22N P2＝Fr2 =1731.99N 3驗(yàn)算軸承壽命： 因?yàn)镻1>P2,所以按P1進(jìn)行驗(yàn)算，取ε＝10/3 Lh＝=156428.63h=32年>8年 故所選軸承可滿足壽命要求。 三、III軸： 根據(jù)III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在其過(guò)程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N207E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對(duì)其進(jìn)行校核. 4. 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2： 查手冊(cè)得Cr＝46.5KN 、C0r＝48KN. III軸上的大齒輪受到

40、的力： Fte4=2308.33；Fre4= 840.16N 根據(jù)力學(xué)分析可算得：Fr1v＝492.41N、Fr2v＝347.75N Fr1H＝1352.89N、Fr2H＝955.44N 故：Fr1＝=1439.71N、Fr2＝=1016.76N。 5. 求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2： 查手冊(cè),無(wú)軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當(dāng)量動(dòng)載荷公式為: Pr＝Fr 故P1＝Fr1 =1439.71N P2＝Fr2 =1016.76N 6. 驗(yàn)算軸承壽命： 因?yàn)镻1>P2,所以按P1進(jìn)行驗(yàn)算，取ε＝10/3 Lh＝=187178h=38>8年 故所選軸承可滿足壽命要求。 八

41、.鍵聯(lián)接的校核計(jì)算 在前面的設(shè)計(jì)軸結(jié)構(gòu)時(shí)初步確定了各鍵的基本尺寸，現(xiàn)在只需分別對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。 [σp]=100～120MPa,取[σp]＝110MPa。 一、I軸：聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為b*h=6mm*6mm，鍵長(zhǎng)22mmm，配合為H7/k6。 由公式： σp＝=29.69MPa﹤[σp] 說(shuō)明:平鍵l=鍵長(zhǎng)L; k=0.5h; T為傳遞的轉(zhuǎn)距,即T=(N*m) 故符合要求。 二、II軸：齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端齒輪2選用平鍵為b*h=10mm*8mm，鍵長(zhǎng)28mmm，配合為H7/k6。 同理由

42、公式： σp＝35.02MPa﹤[σp] 故選用是合理的。 三、III軸：齒輪﹑聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪輪轂部位的平鍵尺寸由前面軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初步確定為:b*h=14mm*9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長(zhǎng)為40mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。而半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用的平鍵尺寸為b*h=10mm*8mm，鍵長(zhǎng)63mm，配合為H7/k6。 同理由公式σp＝ 計(jì)算得： 齒輪﹑半聯(lián)軸器與軸的周向定位用鍵： σp＝37.19MPa <[σp] 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接用鍵： σp＝4

43、1.50MPa﹤[σp] 故選用合理。 九.聯(lián)軸器的選擇 在軸承結(jié)構(gòu)時(shí)己經(jīng)考慮其工作條件而確定好了 十 . 潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑油牌號(hào)及密封裝置的選擇 1、潤(rùn)滑 1) 齒輪的潤(rùn)滑 由于減速箱中的齒輪是閉式齒輪傳動(dòng),而且齒輪的最高轉(zhuǎn)速小于12m/s,所以采用浸油潤(rùn)滑,浸過(guò)大直齒輪的一個(gè)齒高,而且不小于10mm為宜。通過(guò)浸油在齒輪傳動(dòng)中,齒輪把潤(rùn)滑油帶到嚙合面上,同時(shí)也飛濺到箱壁上,借以散熱. 2)軸承的潤(rùn)滑 通過(guò)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)把潤(rùn)滑油甩到四周的箱壁上,然后通過(guò)槽引到軸承中,實(shí)現(xiàn)軸承的潤(rùn)滑. 2) 潤(rùn)滑油的選擇 由于減速箱的負(fù)載不大,閉式齒輪傳動(dòng)等因素,而潤(rùn)滑油的粘度根據(jù)工作圓周速度1

44、.1m/s,需要較小粘度值的潤(rùn)滑油,綜合以上因素選潤(rùn)滑油為全損耗糸統(tǒng)式用油L-AN22 GB443-1989 2、密封 減速箱的密封主要是軸承端的密封,密封方式采用氈圈油封.其基本尺寸按與之配合的軸對(duì)應(yīng).密封的主要目的主要是防止軸承中的潤(rùn)滑油漏出.使軸承過(guò)度發(fā)熱從而縮短軸承的壽命,降低工作效率. 參考資料 1. 濮良貴、紀(jì)名剛主編. <<機(jī)械設(shè)計(jì)>>（第八版）.北京：高等教育出版社，2006.5 2. 吳宗澤、羅圣國(guó)主編.<<機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)>>（第3版）.北京：高等教育出版社.2006.5 3. 數(shù)字化手冊(cè)委員會(huì)主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版） 4. <<機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)>>其附帶光盤的”機(jī)械零件設(shè)計(jì)輔助糸統(tǒng)”