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1、 《機械設(shè)計》課程設(shè)計說明書 鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設(shè)計 （勤奮、求是、創(chuàng)新、奉獻(xiàn)） 《機械設(shè)計A》課程設(shè)計 課程名稱：鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設(shè)計 院　　系： 機械工程及自動化 姓 名： 畢昌明 學(xué) 號： 011109332 指導(dǎo)老

2、師： 金曉怡 2011.11.14 ～2012.1.18 目 錄 一. 設(shè)計任務(wù)書- - - - - - - - - - -- - -3 二. 傳動方案簡述 - - - - - - - - - - - -4 三. 帶與齒輪的設(shè)計- - - - - - - - - - - 10 四. 軸及輪轂連接- - - - - - - - -- - - 22 五. 軸及鍵的強度校核- - - - - - - -- - 27 六. 軸承選擇計算- - - - - - - -- -

3、- - 46 七. 減速器的潤滑與密封- - - - - - - -- 54 八. 減速器箱體相關(guān)數(shù)據(jù)- - - - - - - - 55 九. 設(shè)計小結(jié)- - -- - - - - - - - - - - 59 十. 參考文獻(xiàn)- - - - - - - - - - - - - 60 一. 設(shè)計任務(wù)書 1、 題目：鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置設(shè)計 2、 任務(wù)： （1）減速器裝配圖（0號） 1張 （2）低速軸工作圖（3號） 1張 （3）低速軸齒輪工作圖（3號） 1張 （4）設(shè)計說明書

4、 1份 3、 時間 ：2011年11月14日 至 2012年1月18日 4、傳動方案： 5、設(shè)計參數(shù)(見附件)： （1）傳送帶速度V 0.7 m/s ； （2）鼓輪直徑D 320 mm ； （3）鼓輪軸所需扭矩T 910 N.m ； （4）使用年限 8.5 年. 6、其它條件 雙班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，室內(nèi)工作，有粉塵。小批量生產(chǎn)，底座（為傳動裝置的獨立底座）采用型鋼焊接。 設(shè) 計 計 算 及 說 明 結(jié) 果 二．傳動方案簡述 2.1 傳

5、動方案說明 2.1.1 將帶傳動布置于高速級 將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。 2.1.2 選用閉式斜齒圓柱齒輪 閉式齒輪傳動的潤滑及防護(hù)條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復(fù)雜。 2.1.3將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠(yuǎn)的地方 由于齒輪相對軸承為不對稱布置，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

6、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。 2.2 電動機的選擇 2.2.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 根據(jù)直流電動機需直流電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。根據(jù)需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉式電動機。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護(hù)要求，采用臥式封閉型電動機。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥

7、式封閉型Y系列三相交流異步電動機。 2.2.2 選擇電動機容量 (1)工作機所需功率Pw kw r/min 代入數(shù)據(jù)： = 41.778 r/min 式中： V ---傳送速度; D ---鼓輪直徑; T---鼓輪軸所需的功率 (2) 由電動機至工作機的總效率 h <由[2 ] P7 式（2-5）> <由[2 ] P7表2-4> 帶傳動效率 ：取= 0.96 高速級齒輪嚙合效率：取= 0.97 I軸軸承效率：取= 0.99 低速級齒輪嚙合效率： = 0.97 II軸軸承效率：= 0.99 III軸軸承效率：=

8、0.99 低速級聯(lián)軸器效率：= 0.99 ∴=0.868 (3) 電動機所需的輸出功率 =4.586 kw (4) 確定電動機的額定功率Ped <由[2 ] P196表20-1> 又∵Ped> Pd 取 P ed= 5.5 kw 2.2.3 電動機額定轉(zhuǎn)速的選擇 < 由[2 ] P8式（2-6）> 式中: ---電動機轉(zhuǎn)速; Ib ---V帶的傳動比; ---高速齒輪的傳動比 ---低速齒輪的傳動比; ---工作機的轉(zhuǎn)速 <由[2 ] P4表2-1>展開式 圓柱齒輪減速器傳動比 =9～36 推薦V

9、帶傳動比 =2～4 確定工作機主軸所需轉(zhuǎn)速 = 41.778 r/min 2.2.4 確定電動機的型號 一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動機。 初選方案： <由[2 ] P196表20-1> 電動機型號 額定功率 kw 同步轉(zhuǎn)速 r/min 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 質(zhì)量 kg YB2S-4 5.5 1500 2.3 1440 68 2.2.5 電動機的主要參數(shù) （1）

10、 電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù) 電動機型號 額定 功率 kw 同步轉(zhuǎn)速 r/min 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 滿載 轉(zhuǎn)速 r/min 質(zhì)量 kg YB2S-4 5.5 1500 2.3 1440 68 （2）電動機的外形示意圖 Y型三相異步電動機 （3）電動機的安裝尺寸表 （單位：mm） 電機型號Y132S 型號 尺 寸 H A B C D E

11、 FGD G AD AC HD L 112 190 140 70 28 60 87 24 190 115 265 400 2.3 總傳動比的確定及各級傳動比的分配 2.3.1 理論總傳動比 式中：為電動機滿載轉(zhuǎn)速 2.3.2 各級傳動比的分配 (1)V帶傳動的理論傳動比 初取=2.4 則 (2)兩級齒輪傳動的傳動比 取高速齒輪的,則低速齒輪的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配 為使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸

12、緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但高速傳動比過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取，演算有符合。 2.4 各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率 2.4.1 各軸理論轉(zhuǎn)速 設(shè)定：電動機軸為0軸， 高速軸為Ⅰ軸， 中間軸為Ⅱ軸， 低速軸為Ⅲ軸， 聯(lián)軸器為IV軸 (1)電動機 r/min (2)Ⅰ軸 r/min (3)Π軸 r/min (4)Ⅲ軸 r/min 2.4.2 各軸的輸入功率 (1)電動機 (2)Ⅰ軸 (3)Π軸 (4)Ⅲ軸 （5

13、）聯(lián)軸器軸效率 2.4.3 各軸的理論轉(zhuǎn)矩 (1)電動機 (2)Ⅰ軸 (3)Π軸 (4)Ⅲ軸 2.4.4各軸運動和動力參數(shù)匯總表（理論值） 軸號 理論轉(zhuǎn)速（r/min） 輸入功率（kw） 輸入轉(zhuǎn)矩(Nmm) 傳動比 電動軸 1440 5.5 30.414 第I軸 600 4.403 70.081 2.4 第II軸 139 4.228 290.485 4.321 第III軸 42 4.06 923.167 3

14、.324 三、帶與齒輪的設(shè)計 3.1 帶傳動設(shè)計 3.1.1 v帶傳動的設(shè)計計算 一、確定計算功率 查表可得工作情況系數(shù) 故 二、選擇V帶的帶型 根據(jù)、，由圖可得選用A型帶。 三、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速 1、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。 查表8-6和8-8可得選取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 2、驗算帶速 按計算式驗算帶的速度 因為，故此帶速合適。 3、計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 按式(8-15a)計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)教材表8-8， 圓整得 4、確定V帶的中心距和基準(zhǔn)直徑 （1）按計算式初定中心距

15、 代入數(shù)據(jù)： 取 （2）按計算式計算所需的基準(zhǔn)長度 查表可選帶的基準(zhǔn)長度 （3）按計算式計算實際中心距 取整為 中心距的變化范圍為 5、驗算小帶輪上的包角 6、計算帶的根數(shù) （1）計算單根V帶的額定功率 由查[1]表8-4a可得 根據(jù)n=1440r/min , i=2.4和A型帶，查[1]表8-2可得 ， 故 （2）計算V帶的根數(shù)Z 故取V帶根數(shù)為5根 7、計算單根V帶的初拉力的最小值 查表可得A型帶的單位長度質(zhì)量 應(yīng)使帶的實際初拉力 8、計算壓軸力 壓軸力的最小值為

16、 應(yīng)使帶的實際出拉力 （8）計算作用在軸上的壓軸力FP <由式[1] P158(8-24)> 得 3.1.3帶傳動主要參數(shù)匯總表 帶型 Ld mm Z dd1 mm dd2 mm a mm F0 N FP N A 1400 5 112 250 410 134.6 1327.5 3.2 高速級齒輪傳動設(shè)計 3.2.1原始數(shù)據(jù) 輸入轉(zhuǎn)矩—— 小齒輪轉(zhuǎn)速—— 齒數(shù)比—— 由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為8.5年、工作為帶式運輸機、有輕微振動。 3.2.2設(shè)計計算 一

17、選精度等級、材料及齒數(shù) 1、為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪 2、為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃印? 小齒輪材料：40cr調(diào)質(zhì) 硬度為。 大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)） 硬度為 接觸疲勞強度極限， 彎曲疲勞強度極限 ， 3、精度等級選用7級精度 4、初選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取 5、初選螺旋角 二 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： 1、 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值 初選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒寬系數(shù) 材料的彈性影響系數(shù)

18、區(qū)域系數(shù) [1]查表10-26得： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由[1]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù), 取安全系數(shù) 接觸疲勞許用應(yīng)力 2． 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 （2）計算圓周速度 （3）計算齒寬b及模數(shù) ﹙4﹚計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) ② 動載系數(shù) 根據(jù) v=1.448 m/s，7級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)

19、③ 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <[1]由表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、、b=47.370mm，得 ④ 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P195圖10-13> ⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、 （6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由[1]P200式(10-10a)> （7） 計算模數(shù) 三 按齒根彎曲強度設(shè)計 <由[1]P198式(10-5)> 1、確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)K

20、 (2) 螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合系數(shù),<由[1]P215圖10-28>得 （3）彎曲疲勞系數(shù)KFN <由[1]P202圖10-18> 得 , （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.40 <由[1]P202式(10-12)>得 （5）計算當(dāng)量齒數(shù) （6）查取齒型系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù) <由[1]P197表10-5> 得 , , （7）計算大小齒輪的 并加以比較 , 所以大齒輪的數(shù)值大，故取=0.

21、0160。 2 計算 = 四 分析對比計算結(jié)果 對比計算結(jié)果，取m=2.0已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1=52.086來計算應(yīng)有的 、。 取 ， ， 五 幾何尺寸計算 1 計算中心距a 將a圓整為137mm 2 按圓整后的中心距修正螺旋角β 3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 4 計算齒輪寬度b 圓整后 ， 六 驗算 原假設(shè)成

22、立。 3.3 低速級齒輪傳動設(shè)計 3.3.1原始數(shù)據(jù) 輸入轉(zhuǎn)矩—— 小齒輪轉(zhuǎn)速—— 齒數(shù)比—— 由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為8.5年、工作為帶式運輸機、有輕微振動。 3.3.2設(shè)計計算 一 選精度等級、材料及齒數(shù) 1、為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪 2、為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃印? 小齒輪材料：40cr調(diào)質(zhì) 硬度為。 大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)） 硬度為 接觸疲勞強度極限， 彎曲疲勞強度極限 ， 3、精度等級選用7級精度 4、初選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取 5、初選螺旋角 二

23、按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： 1、 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值 初選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒寬系數(shù) 材料的彈性影響系數(shù) 區(qū)域系數(shù) [1]查表10-26得： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由[1]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù), 取安全系數(shù) 接觸疲勞許用應(yīng)力 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

24、寬b及模數(shù) ﹙4﹚計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) ② 動載系數(shù) 根據(jù) v=0.530m/s，7級精度，由圖10-8查的動載系數(shù) ③ 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <[1]由表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、、b=72.882mm，得 ④ 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P195圖10-13> 根據(jù) , ⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、 假設(shè)，根據(jù)7級精度軟齒面?zhèn)鲃拥?

25、 （6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由[1]P200式(10-10a)> （7） 計算模數(shù) 三 按齒根彎曲強度設(shè)計 <由[1]P198式(10-5)> 1、確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)K (2) 螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合系數(shù) ,<由[1]P215圖10-28>得 （3）彎曲疲勞系數(shù)KFN <由[1]P202圖10-18> 得 , （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.40 <由[1]P202式(10-12)>得

26、 （5）計算當(dāng)量齒數(shù) （6）查取齒型系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù) <由[1]P197表10-5> 得 , , （7）計算大小齒輪的 并加以比較 , 所以大齒輪的數(shù)值大，故取=0.0160。 2 計算 = 四 分析對比計算結(jié)果 對比計算結(jié)果，取m=3.0已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1=79.454來計算應(yīng)有的 、。 取 ， ， 五 幾何尺寸計算 1 計算中

27、心距a 將a圓整為173mm 2 按圓整后的中心距修正螺旋角β 3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 4 計算齒輪寬度b 圓整后 ， 六 驗算 原假設(shè)成立。 3.4 齒輪參數(shù)匯總表 高速級 齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑d (mm) da (mm) df (mm) 精度等級 Z1 25 51.504 7 Z2 108 222.496 傳動 傳動比i 中心距a 模數(shù)mn 螺旋角β 計算齒

28、寬b2(mm) 4.321 137 2 13.879 57 低速級 齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑d (mm) da (mm) df (mm) 精度等級 Z3 26 80.322 7 Z4 86 265.679 傳動 傳動比i 中心距a 模數(shù)mn 螺旋角β 計算齒寬b4(mm) 3.31 173 3 13.809 86 3.8 確定傳動裝置動力參數(shù) 3.8.1低速軸轉(zhuǎn)速計算 3.8.2低速軸轉(zhuǎn)矩計算 3.8.3各軸運動和動力參數(shù)匯總表 軸號 理論轉(zhuǎn)速（

29、r/min） 輸入功率（kw） 輸入轉(zhuǎn)矩(Nm) 傳動比 電動軸 1440 4.586 30.414 2.4 第I軸 600 4.403 70.081 3.324 第II軸 139 4.228 290.485 4.321 第III軸 42 4.06 923.167 四. 軸及輪轂連接 4.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1.1低速軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3、轉(zhuǎn)矩T3 PⅢ=4.06kw nⅢ=42r/min TⅢ=923.167 4.1.2估算低速軸的最小直徑 低速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 <由[1]P370表15-

30、3> 取A 0 =103 由于需要考慮軸上的鍵槽放大, ∴d0 =49.634mm 4.1.3估算高速軸的最小直徑 高速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 <由[1]P370表15-3> 取A 0 =120 由于需要考慮軸上的鍵槽放大, ∴d0 =24.485mm 4.1.4估算中間軸的最小直徑 中間軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 <由[1]P370表15-3> 取A 0 =112 由于需要考慮軸上的鍵槽放大, ∴d0 =35mm 4.1.5選擇合適聯(lián)軸器 段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需同時選用連軸器，

31、又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。 因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 <由[1]P353式（14-3）> 得： <由[1]P351表（14-1）> 得： 工作情況系數(shù) ＝1.5 <由[2]P164表（17-4）> 得： 選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器 HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為： 公稱轉(zhuǎn)矩Tn＝2000Nmm 軸孔長度L=112 mm 孔徑d1 =50 mm 聯(lián)軸器外形示意圖 聯(lián)軸器外形及安裝尺寸 型號 公稱扭矩Nm 許用 轉(zhuǎn)速r/min 軸孔直徑mm 軸孔

32、長度mm D mm 轉(zhuǎn)動 慣量 kg 許用補償量 軸向 徑向 角向 HL5 2000 2500 50 112 220 5.4 1.5 0.15 ≤ 4.1.6軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(直徑,長度來歷) 一 低速軸的結(jié)構(gòu)圖 二 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 (1)Ⅰ—Ⅱ段與聯(lián)軸器配合 取dI-II=50mm， 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 取LI-II=112mm。 (2)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅰ—Ⅱ段右側(cè)設(shè)計定位軸肩， <由[2]P158表16-9>氈圈油封的軸徑 取dII-III=57mm 由軸從軸承

33、座孔端面伸出,由結(jié)構(gòu)定 取LII-III=83mm。 (3)軸肩Ⅲ為非定位軸肩，<由[2]P145表15-3>取角接觸球軸承中窄系列；d=60對應(yīng)可以選擇軸承7312AC， 取dIII-IV=60mm 考慮軸承定位穩(wěn)定，LIII-IV略小于軸承寬度加封油盤長度 取LIII-IV=46mm。 (4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸 取dIV-V =69m，LIV-V =67mm (5)軸肩Ⅴ、Ⅵ為定位軸肩,直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑 取dV-VI=84mm，LV-VI=10mm (6)Ⅵ—Ⅶ段安裝齒輪，由低速級大齒輪內(nèi)徑 取dVI-VII=72mm 考慮

34、齒輪軸向定位，LVI-VII略小于齒寬，齒輪右端用封油盤定位。 取LVI-VII =72mm。 (7)軸肩Ⅶ至Ⅷ間安裝角接觸球軸承為7312AC 取dVII-VIII =60mm 根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取LVII-VIII=46mm 取軸段倒角均為245，各軸肩處圓角半徑R=2.0mm 軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接 。 三、中速軸尺寸 （1） d1=d (第一段軸即為最小軸徑軸),d1=35(圓整) 此軸為一對滾動軸承的內(nèi)徑。 <由[2]P148表15-6> 取角接觸球軸承系列。d=35對應(yīng)可以選擇軸承7307A

35、C， 確定各軸段直徑 d1 =35mm d2 =41mm d3 =50mm d4 =80mm d5 =35mm （2） 確定各軸段長度 L1 =48mm L2 =48mm L3 =12mm L4 =86mm L5 =42mm 取軸段倒均為245，各軸肩處的圓角半徑2mm 四、高速軸尺寸 （1）確定各軸段直徑 d1 =25mm d2 =30mm d3 =35mm d4 =42mm d5 =51mm d6 =35mm (2)確定各軸段長度 L1 =65mm L2 =90mm L3 =34mm L4 =103mm L5 =57mm L6 =

36、34mm 取軸段倒均為245，各軸肩處的圓角半徑2mm 五. 軸及鍵的強度校核 5.1軸的強度校核 5.1.1、高速軸強度校核 1、求作用在齒輪上的力 高速級齒輪的分度圓直徑為 大帶輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為k6. 求兩軸承所受的徑向載荷和 帶傳動有壓軸力(過軸線，水平方向)，。 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系 圖一 ` 圖二 圖三 [注]圖二中通過另加彎矩而平移到作用軸線上 圖三中通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線 (負(fù)號表示與最初設(shè)定

37、方向相反) 同理 得 彎矩圖的計算 水平面： ,N,則其各段的彎矩為： BC段： 由彎矩平衡得M- CD段： 由彎矩平衡得 鉛垂面：則其各段彎矩為： AB段： 則 BC段： 則 CD段： 則 做彎矩圖如下 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表 表3 載荷 水平面 垂直面 支持力 彎矩 0 總彎矩 扭矩 10、按彎扭合成應(yīng)力校

38、核軸的強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，因此，故安全。 5.1.2 低速軸強度校核 7、軸上齒輪所受切向力，徑向力，軸向力 ，。 8、求兩軸承所受的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系 圖一 圖二 圖三 412、彎矩圖的計算 水平面： ,. AB段： BC段：

39、 鉛垂面：,. AB段: BC段： 做彎矩圖如下 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表 表5 載荷 水平面 垂直面 支持力 彎矩 總彎矩 扭矩 13、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼

40、，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，因此，故安全。 5.1.3、中間軸 1、求作用在齒輪上的力 因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的、、都是作用力與反作用力的關(guān)系，則大齒輪上所受的力為 中速軸小齒輪上的三個力分別為 齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 求兩軸承所受的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系 圖一 圖二 圖三 7、求兩軸承的計算軸向力和 同理由力矩平衡計算得， 10、彎矩圖的計算 水平面：。 AB段： 則即

41、BC段： 則 CD段： 則 。 鉛垂面： AB段： BC段： CD段： 、 做彎矩圖如下 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表 表4 載荷 水平面 垂直面 支持力 彎矩 總彎矩 扭矩 11、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)

42、，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，，故安全。 5.2鍵聯(lián)接強度校核 5.2.1低速軸齒輪的鍵聯(lián)接 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =72mm，L’=86mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用A型，bh=2012，L=80mm 2 鍵的強度校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l = L -b= 80-20=60mm k= 6mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa TⅢ = σp = [

43、σp] 5.2.2 低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =55mm，L’=106mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用C型，bh=1610 L=100mm 2 鍵的強度校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l = L–b/2= 92mm k = 0.5h =5mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa T3 = σp = [σp] 5.2.3 高速軸帶輪的鍵聯(lián)接 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =30mm，L’=

44、32mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用C型，bh=87 L=28mm 2 鍵的強度校核 (1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l = L–b/2= 24mm k = 0.5h =3.5 mm (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa T1= σp = [σp] 5.2.4 中間軸齒輪的鍵聯(lián)接 1 選擇類型及尺寸 根據(jù)d =45mm，L’=62.5mm，<由[2]P140表（14-1）>， 選用A型，bh=149 L=56mm 2 鍵的強度校核 (1

45、) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l = L–b= 42 k = 0.5h =4.5 (2) 強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa T3= σp = [σp] 六. 軸承選擇計算 6.1 減速器各軸所用軸承代號 普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設(shè)計兩端固定支承時，應(yīng)留適當(dāng)?shù)妮S向間隙，以補償工作時受熱伸長量。 項目 軸承型號 外形尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） d D B D1

46、min D2 max ra max 高速軸 7308 40 90 23 49 81 1.5 中間軸 7308 40 90 23 49 81 1.5 低速軸 7313 65 140 33 77 128 2 6.2高速軸軸承壽命計算 大帶輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為k6. 求兩軸承所受的徑向載荷和 帶傳動有壓軸力(過軸線，水平方向)，。 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系 圖一 圖二 圖三 [注]圖二中通過另加彎矩

47、而平移到作用軸線上 圖三中通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線 (負(fù)號表示與最初設(shè)定方向相反) 同理 得 6 、求兩軸承的計算軸向力和 對于型軸承，軸承的派生軸向力 故 7、求軸承的當(dāng)量動載荷和 對于軸承1 對于軸承2 查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為： 對于軸承1， 對于軸承2， 8、求該軸承應(yīng)具有的額定載荷值 因為則有 故符合要求。 6.3低速軸軸承壽命驗算 7、軸上齒輪所受切向力，徑向力，軸向力 ，。 8、求兩軸承所受的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解到

48、鉛垂面和水平面上兩個平面力系 圖一 圖二 圖三 9、求兩軸承的計算軸向力和 對于型軸承，軸承的派生軸向力 故 10、求軸承的當(dāng)量動載荷和 ，。查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為： 對于軸承1 ， 對于軸承2 ， 因軸承運轉(zhuǎn)載荷平穩(wěn)，按表13-6，，取 則。 。 11、求該軸承應(yīng)具有的額定載荷值 因為則有 預(yù)期壽命 故合格 6.4中速軸軸承壽命驗算 1、求作用在齒輪上的力 因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的、、都是作用力與反作用力的關(guān)系，則大齒輪上所受的力

49、為 中速軸小齒輪上的三個力分別為 齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 求兩軸承所受的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系 圖一 圖二 圖三 7、求兩軸承的計算軸向力和 同理由力矩平衡計算得， 對于型軸承，軸承的派生軸向力 所以 8、求軸承的當(dāng)量動載荷和 對于軸承1 對于軸承2 查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為： 對于軸承1， 對于軸承2， 9、求該軸承應(yīng)具有的額定載荷值 因為則有

50、故符合要求。 七. 減速器的潤滑與密封 7.1 齒輪傳動的潤滑 各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當(dāng)，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應(yīng)盡量相近，以便浸油深度相近。 6.1.1高速軸軸承值 6.1.2中速軸軸承值 6.1.3低軸軸承值 7.2 潤滑油牌號及油量計算 6.2.1 潤滑油牌號選擇 由[2]P153表（16-2），得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s 由[2]P153表（16-1），得：

51、選用N220工業(yè)齒輪油 6.2.2 油量計算 1）油量計算 以每傳遞1KW功率所需油量為350--700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設(shè)計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700--1400 實際儲油量： 由高速級大齒輪浸油深度約0.7個齒高，但不小于10mm；低速大齒輪浸油深度在齒輪半徑；大齒輪齒頂距箱底距離大于30—50mm的要求得：（設(shè)計值為40） 最低油深： 最高油深： 箱體內(nèi)壁總長：L=690mm 箱體內(nèi)壁總寬：b=345mm 可見箱體有足夠的儲油量. 7.3 減速器的密封 減速器外伸軸采用 [2]P158表（16-9

52、）的密封件，具體由各軸的直徑取值定，軸承旁還設(shè)置擋油盤。 八. 減速器箱體及其附件 8.1 箱體結(jié)構(gòu)形式及材料 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。 此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細(xì)加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強肋。 箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。 減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。 8.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表（單位：mm） 名稱 數(shù)值

53、(mm) 箱座壁厚 δ=8 箱蓋壁厚 δ1=8 箱體凸緣厚度 b=12 b1=12 b2=20 加強肋厚 m=6.8 m1=6.8 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M16 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 M10 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目 高速軸 選用M8 n=4 中間軸 選用M8 n=4 低速軸 選用M10 n=6 軸承蓋（軸承座端面）外徑 高速軸 100 中間軸 100 低速軸 155 觀察孔蓋螺釘直徑 M8 軸承旁凸臺高度和半徑 h由結(jié)構(gòu)確定，R= C1 外壁至軸承端面的距離

54、 l1 =δ+C2+C1=62 8.3 主要附件作用及形式 1 通氣器 齒輪箱高速運轉(zhuǎn)時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小箱體所受負(fù)荷，設(shè)通氣器及時將箱內(nèi)高壓氣體排出。 由<[2]P76表9-8>選用通氣器尺寸 2 窺視孔和視孔蓋 為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設(shè)有窺視孔。 為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設(shè)視孔蓋。 由<[2]P80表9-18> 取A=150mm 3 油標(biāo)尺油塞 為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設(shè)在低速級齒輪處油面較穩(wěn)定的部位。 由<[2]P79表9-14> 選

55、用油標(biāo)尺尺寸M16 4油塞 為了排出油污，在減速器箱座最低部設(shè)置放油孔，并用油塞和封油墊將其住。 由<[2]P79表9-16> 選用油塞尺寸 5定位銷 保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準(zhǔn)確，且保持軸承孔的制造精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配兩個定位銷。 由<[2]P142表14-3> GB117-86 A526 6 啟蓋螺釘 在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設(shè)有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋。結(jié)構(gòu)參見減速器總裝圖，尺寸取M61.5 7起吊裝置 減速器箱體沉重，采用起重裝置起吊，在箱蓋上鑄有吊耳。

56、為搬運整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤 尺寸見<[2]P80表9-20> 注明：由于設(shè)計計算過程中采用的數(shù)據(jù)是電動機額定功率，大于所需要的輸出功率，整個設(shè)計結(jié)果偏于安全。 十.參考文獻(xiàn) [1]. 【機械設(shè)計】 濮良貴, 紀(jì)名剛主編 高等教育出版社 2006年第8版 [2]. 【機械設(shè)計,機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計】 王昆, 何小伯, 汪信遠(yuǎn)主編 高等教育出版社 1995年12月第1版 [3]. 【機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊】 潘桂義，潘沛霖，陳秀，嚴(yán)國良編

57、 高等教育出版社 1989年5月第3版 [4]. 【機械設(shè)計課程設(shè)計】 寇尊權(quán)，王多編 機械工業(yè)出版社 2007年1月第1版 [4]. 【機械原理 機械設(shè)計實驗和課程設(shè)計】 鄭康元編 上海工程技術(shù)大學(xué) kw kw kw r/min

58、 2.4 r/min r/min r/min kw Nm Nm Nm Pca =6.6kw A型普通V帶 =112mm v=8.445m/s dd

59、2 =250mm Ld = 1400 mm a =410mm = Z=5 = 134.6N =1327.5N =47.370mm =1.488m/s b =47.370mm 2.189mm h=4.925mm b/h=9.18

60、 =2.217 =52.086mm K=1.985 =2mm 25 108 a=137 mm β= d1=51.504mm d2=222.496mm b=51.460mm 52mm 57mm =72.882mm

61、 =0.530m/s mm 3.075mm h=6.918mm b/h=10.535 =1.824 =2.096 =79.454mm K=2.096 =2.594mm 26 86 a=173mm β= d3=80.322mm d4=265.679mm 81mm 86mm

62、 ,

63、

64、 該軸強度合格

65、 該軸強度合格

66、 軸安全合格 鍵安全合格 鍵安全合格 鍵安全合格 軸承符合要求