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1、 機械設計課程設計說明書 設計題目 帶式運輸機傳動裝置的設計 機械工程 院（系） 機械工程及自動化 專業(yè) 年級 2012 設計人

2、 指導教師 完成日期 2012 年 1 月 7 日 太原工業(yè)學院 目錄 1傳動方案的分析論證 5 1.1傳動裝置的組成 5 1.2傳動裝置的特點 5 1.3 確定傳動方案 5 1.4 傳動方案的分析 5

3、 2.電動機的選擇 5 2.1選擇電動機的類型 5 2.2選擇電動機的功率 5 2.3確定電動機的轉速 6 3.傳動比的計算及分配 6 3.1總傳動比 6 3.2分配傳動比 6 4.傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 7 4.1各軸的轉速 7 4.2各軸的功率 7 4.3各軸的轉矩 7 5.減速器的外傳動件的設計 8 5.1選擇V帶型號 8 5.2確定帶輪基準直徑 8 5.3驗算帶的速度 8 5.4確定中心距和V帶長度 8 5.5驗算小帶輪包角 9 5.6確定V帶根數(shù) 9 5.7計算初拉力 9 5.8計算作用在軸上的壓力 9 5.9帶輪結構設計 9 6.高

4、速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 10 6.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 10 6.2 初步計算傳動的主要尺寸 10 6.3 確定傳動尺寸 11 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 13 6.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸 14 7.低速級直齒圓柱齒輪的設計計算 15 7.1選擇齒輪的材料 15 7.2確定齒輪許用應力 15 7.3計算小齒輪分度圓直徑 16 7.4驗算接觸應力 16 7.5驗算彎曲應力 17 7.6計算齒輪傳動的其他尺寸 17 7.7齒輪作用力的計算 18 8中間軸的設計計算 18 8.1已知條件 18 8.2選擇軸的材料 19 8.3初算軸徑

5、19 8.4結構設計 19 8.5鍵連接 21 8.6軸的受力分析 21 8.7校核軸的強度 23 8.8校核鍵連接的強度 23 8.9校核軸承壽命 23 9.高速軸的設計與計算 24 9.1已知條件 24 9.2選擇軸的材料 24 9.3初算最小軸徑 24 9.4結構設計 25 9.5鍵連接 27 9.6軸的受力分析 27 9.7校核軸的強度 29 9.8校核鍵連接的強度 30 9.9校核軸承壽命 30 10.低速軸的設計與計算 31 10.1已知條件 31 10.2選擇軸的材料 31 10.3初算軸徑 31 10.4結構設計 31 10.5鍵連接

6、 33 10.6軸的受力分析 33 10.7校核軸的強度 35 10.8校核鍵連接的強度 35 10.9校核軸承壽命 36 11 潤滑油與減速器附件的設計選擇 36 11.1潤滑油的選擇 36 11.2油面指示裝置 36 11.3視孔蓋 37 11.4通氣器 37 11.5放油孔及螺塞 37 11.6起吊裝置 37 11.7起蓋螺釘 37 11.8定位銷 37 12箱體結構設計 38 13設計小結 39 14參考文獻 39 附：裝配圖與零件圖 設計任務 帶式運輸機傳動裝置的設計。 已知條件： 1．運輸帶工作拉力F = 2 kN； 2．運輸帶工作速

7、度v = 1.1 m/s； 3．滾筒直徑D = 300 mm； 4．滾筒效率ηj=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)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； 6．使用折舊期：8年； 7．工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃； 8．動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 9．檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修； 10．制造條件與生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 圖1 動力及傳動裝置 D v F

8、 設計計算及說明 結果 1.傳動方案的分析論證 機器通常是由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。其中傳動裝置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。它通常具備減速（或增速）、改變運動形式或運動方向以及將動力和運動進行傳遞與分配的作用。 1.1傳動裝置的組成： 傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 1.2傳動裝置的特點： 齒輪相對于軸承的位置不對稱，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。 1.3 確定傳動方案： 合理的傳動方案首先應滿足工作機的性能要求，還要與工作條件相適應。同時，還要求工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護方便、工藝性和經(jīng)濟性好。若要

9、同時滿足上述各方面要求是比較困難的。因此，要分清主次，首先滿足重要要求，同時要分析比較多種傳動方案，選擇其中既能保證重點，又能兼顧其他要求的合理傳動方案作為最終確定的傳動方案。初步確定傳動系統(tǒng)總體方案為二級展開式圓柱齒輪減速器，設計圖如下： 圖一：傳動系統(tǒng)總體方案設計圖 1.4 傳動方案的分析： 結構簡單，采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，成本低，使用維護方便。 2.電動機的選擇 2.1選擇電動機的類型 根據(jù)用途選用Y（IP44）系列一般用途的全封閉式自冷式三相異步電動機 2.2選擇電動機的功率

10、由已知條件可知，傳送帶所需的拉力F=2KN，傳輸帶工作速度 v=1.1 m/s，故 輸送帶所需功率為 ==2.2KW 由【2】表1-7查得滾筒效率 =0.96，軸承效率 =0.99，聯(lián)軸器效率 =0.99，帶傳動的效率 =0.96，齒輪傳遞效率 =0.97。 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為 =0.8246 電動機總的傳遞效率為 =2.66kw 查[2]表12-1，選取電動機的額定功率為 =3KW 2.3確定電動機的轉速 由已知，滾筒的直徑為 D=300mm，工作速度為 v=1.1 m/s，所以 輸送帶帶輪的工作轉速為 ==70 V帶傳動比 =2~4，二級減速器常用的

11、傳動比為 =8~40 總傳動比的范圍 =*=16~160 電動機的轉速范圍為 =*=1120~11200 查[2]表12-1，符合這一轉速的范圍的電動機同步轉速有 1500，3000三種，初選 1500，滿載轉速=1420型號Y100L2-4的電動機。 3.傳動比的計算及分配 3.1總的傳動比 ===20.28 3.2分配傳動比 根據(jù)帶傳動比范圍，取V帶傳動比為 =2.46，則 減速器的傳動比為 i==8.23 高速級傳動比為 ==3.27~3.39。取=3.3 低速級傳動比為 ===2.49 4.傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 4.1各軸的轉速 Ⅰ軸（高速軸）

12、Ⅱ軸（中間軸） Ⅲ軸（低速軸） Ⅳ軸（滾筒軸） 4.2各軸的功率 Ⅰ軸（高速軸）=*=0.96*2.66kw =2.55kw Ⅱ軸（中間軸）=**=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw Ⅲ軸（低速軸）=**=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw Ⅳ軸（滾筒軸）==**=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw 4.3各軸的轉矩 電動機軸 =9550*=9550*=17.89 Ⅰ軸（高速軸）=9550*=9550*=42.19 Ⅱ軸（中間軸）=9550*=9550*=133.77 Ⅲ軸（低速軸）=9550*=9550*=319.51

13、 Ⅳ軸（滾筒軸）=9550*=9550*=314.07 表一 傳動裝置各軸主要參數(shù)計算結果 軸號 輸入功率P/kW 轉速n/(r/min) 轉矩T/N ?m 傳動比i 電動機軸 2.66 1420 17.89 =2.46 =3.3 =2.49 Ⅰ軸（高速軸） 2.55 577.23 42.19 Ⅱ軸（中間軸） 2.45 174.91 133.77 Ⅲ軸（低速軸） 2.35 70.24 319.51 Ⅳ軸（滾筒軸） 2.31 70.24 314.07 5.減速器的外傳動件的設計 5.1選擇V帶型號 考慮到在和變動較小，查

14、【1】表7-5得工作情況系數(shù) =1.1，則 =*=1.1*2.66kw=2.93kw 根據(jù)=1420r/min，=2.93kw，由【1】圖7-17選擇A型普通V帶。 5.2確定帶輪基準直徑 由【1】圖7-17可知，A型普通V帶推薦小帶輪直徑=80~100，選小帶輪=100mm，則大帶輪直徑為 =*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。 5.3驗算帶的速度 ===7.45m/s<25m/s 5.4確定中心距和V帶長度 根據(jù)0.7（+）mm=245mm<<2(+)mm=700mm 為了使結構緊湊，取偏低值=350mm V帶基準長度為， L=2

15、a+（+）+ =2350+（100+250）+=1265.85mm 由[1]表7-3選V帶基準長度=1250mm,則實際中心距為 a=+=（350+）mm=342.08mm 5.5驗算小帶輪包角 - = - = > 5.6確定V帶根數(shù) 查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63 z= = =3.47 取整z=4 5.7計算初拉力 由【1】表7-11查得V帶單位長度質量m=0.1kg/m,則單根V帶張緊力 = =500（）+0.1=103.97N 5.8計算作用在軸上的壓力 Q=2zsin =2

16、4103.7sin =813.3N 5.9帶輪結構設計 小帶輪采用實心質，由【1】表7-4，e=150.3，=9，取f=10.在【2】表12-5查得=28mm 輪轂寬：=（1.5~2.0）=42~56mm，初選 =50mm 輪緣寬：=(z-1)*e+2f=65mm 大帶輪采用孔板式結構，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結構設計同步進行。 6.高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 6.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由【3】表8-17的齒面平均=236, =190HBW，HBW-=46HBW，在

17、30~50HBW之間。選用8級精度 6.2 初步計算傳動的主要尺寸 因為平均硬度小于350HBW，則齒輪為軟面閉式傳動，故按齒輪接觸強度進行設計（外嚙合）。 (1) 小齒輪傳遞的轉矩為 =42190N*mm (2) 初選 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1 (3) 由【3】表8-19得彈性系數(shù) =189.8 (4) 初選 β=12，由【3】圖9-2查得 查得節(jié)點系數(shù) =1.72。 (5) 齒輪的傳動比為 u=3.3，初選 =23，則=u*=3.3*23=75.9，取整數(shù)76,則端面重合度為=[1.88-3.2*()]cosβ=1.66 軸向重合度為 =0.318**

18、*=1.71 (6) 由[3]圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.775 (7) 由[3]圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.99 (8) 許用接觸應力可用下式計算 = 計算=2HBW+69=2*236+69=541MPa =2HBW+69=2*190+69=449 MPa 大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為 =60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h = ==4.903*h 由【3】圖 8-5 查得 壽命系數(shù) =1.0，=1.05 取安全系數(shù) =1.0 則小齒輪的許用接觸應力為 ==541 MPa 大齒輪的許用

19、接觸應力為 ==471.45 MPa 故=472 MPa 初算小齒輪的分度圓得 = =41.03mm 6.3 確定傳動尺寸 計算載荷系數(shù) 查得使用系數(shù) =1.0 v= = =1.24m/s 由[3]圖 8-6 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.05 由[3]圖 8-7 查得 齒向載荷分配系數(shù) =1.21 由[3]表 8-22 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.2 載荷系數(shù) k=***=1.*1.05*1.21*1.2=1.52 對進行修正，因與k有較大的差異，故需對由計算出的進行修正 =*=41.03*=44.39mm 確定模數(shù) ==1.89 取整 =

20、2 中心距 ===101.21mm 圓整 =100mm 螺旋角為 β=arcos=8.1 因β值與初選值相差較大，故對與β有關的參數(shù)進行修正，由【3】圖9-2查得，=2.48 端面重合度系數(shù) =[1.88-3.2,()]cosβ=1.68 軸向重合度為 =0.318=1.37 由【3】圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.774 由【3】圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.992 = =44.66mm 精確計算圓周速度為 v== =1.35m/s 由圖8-6 查得 動載荷系數(shù) =1.09 k=***=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58

21、 =*=*=45.24mm ==1.95,取標準值 =2 ==mm=46.46mm ==mm=116.68mm b=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm =+（5~10）mm 取=60mm 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 齒根的疲勞強度條件 其中 k=1.52，=42190N?mm，=2，=46.46mm，b= 50mm 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù)，當量齒數(shù)為 ===23.70 ===78.32 由[3]圖 8-8 查得 =2.68，=2.25 由[3]圖8-9查得 =1.57，=1.76 由[3]圖 8-10 查得 重合度系數(shù) =0.72

22、由[3]圖11-3查得 螺旋角系數(shù) =0.93 許用彎曲應力 由[3]表 8-11 查得 彎曲疲勞極限應力為 =1.8HBS=425MPa =1.8HBS=342 MPa 由[3]圖 8-11查得 壽命系數(shù) = =1 由[3]表 8-20 查得 安全系數(shù) =1.6 =265.6MPa =213.8MPa = =83.03 MPa <,則 = = =78.14 MPa 6.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) = = =2.02015 齒頂高 = =1*2=2 齒根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm 全

23、齒高 h=+=2+2.5=4.5mm 頂隙 c==0.285*2=0.5 齒頂圓直徑= 齒根圓直徑 7.低速級直齒圓柱齒輪的設計計算 7.1選擇齒輪的材料 同前小齒輪調質 ，236HBW 大齒輪正火 ，190HBW 7.2確定齒輪許用應力 ①許用接觸應力： 由[1]表8-39 知 = 由[1]表8-10查得 故應按接觸極限應力較低的計算，只需求出大齒輪 對于正火的齒輪 =1.0 由于載荷穩(wěn)定，故按[1]表8-41，求輪齒應力循環(huán)次數(shù) =60=60174.91283658=4.9

24、循環(huán)基數(shù)由[1]圖8-41查得當HBS為300時，因 =1 = ②許用彎曲應力 由[1]式8-46 知 由[1]表8-11知 取 單向傳動取 同,所以 得 7.3根據(jù)接觸強度，求小齒輪分度圓直徑 由[1]式8-38 初步計算 （表8-9） 取mm mm 取=95mm 選定 =432.49=107.7 取107 取m=2 7.4驗算接觸應力 由[1]8-37知 取=1.76 =1 =271 齒輪圓周速度 由圖8-39查得=1.15（8級精度齒輪） =1.762711 =421.892＜[] 接觸強度足夠 7.5驗算彎曲應力

25、 由[1]表8-43知 = 由[1]圖8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75 =N/=65.21MP =MP=72MP 故應驗算小齒輪的彎曲應力 ==3.76=4647MP ＜彎曲強度足夠 7.6計算齒輪傳動的其他尺寸 齒頂高 =m=12=2mm 齒根高 ==（1+0.25）2=2.5mm 全齒高 h=+=2+2.5mm=4.5mm 頂隙 =m=0.252=0.5mm 齒頂圓直徑 =+2=86.644+4mm=90.644mm =+=215.21+4mm=219.21mm 齒

26、根圓直徑=－2=86.644-22.5=81.644mm =－=215.211－22.5=201.211mm 7.7齒輪作用力的計算 ⑴高速級齒輪傳動的作用力 已知高速軸傳遞的轉矩=421901mm 轉速=577.23r/min 螺旋角 =8.6 小齒輪左旋，大齒輪右旋， 小齒輪分度圓直徑 =46.46mm ①齒輪1的作用力 圓周力 ==N=1816.2N 徑向力為 =1816.2N=667.7N 軸向力 =1816.2=258.5N ②齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用力方向相反。 ⑵低速級齒輪傳動的作用力

27、已知條件低速軸傳遞的轉矩=133770Nmm轉速=174.91r/min小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為=86.64 ①齒輪3的作用力 圓周力 =308.80N 徑向力 ②齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用力方向相反。 8中間軸的設計計算 8.1已知條件 中間軸傳遞的功率=2.45kW，轉速，齒輪2分度圓直徑=153.53mm，齒輪寬度=50mm，=95mm 8.2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選常用的材料45鋼，調質處理 8.3初算軸徑 [3]查表9-8得C=106~1

28、35，考慮軸端不承受轉矩，只承受少量的彎矩，故取小值C=110，則 8.4結構設計 軸的結構構想如圖 ⑴軸承部件的結構設計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設計 ⑵軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設計 該段軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行，選擇深溝球軸承。軸段①、⑤上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內經(jīng)系列。暫取軸承為6208，經(jīng)過驗算，軸承6208的壽命符合減速器的預期壽命要求。由[3]表11-9得軸承內徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm，定位軸肩直徑=47mm，外徑定位直徑=73mm，對軸

29、的力作用點與外圈大端面的距離=9mm，故=40mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=40mm ⑶軸段②和軸段④的設計 軸段②上安裝齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應分別略大于和，可初定==42mm 齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2~1.5）=50.4~63mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=50mm相等，左端采用軸肩定位，右端次用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度=95mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段②和軸段④的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取=92mm，=48mm ⑷軸段③

30、 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07~0.1）=2.94~4.2mm，取其高度為h=4mm，故=50mm 齒輪3左端面與箱體內壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內壁距離均取為=10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為=10mm，則箱體內壁之間的距離為 齒輪2的右端面與箱體內壁的距離 =+（-）/2=[10+（60-50）/2]=15mm，則軸段③的長度為 ⑸軸段①及軸段⑤的長度 該減速器齒輪的圓周速度2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座，軸承內端面距箱體內壁的距離取為=12mm，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長

31、度為 軸段⑤的長度為 ⑹軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=9mm，則由[3]圖11-6可得軸的支點及受力點間的距離為 8.5鍵連接 齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查[3]表8-31得鍵的型號分別為鍵1290GB/T 1096—1990和鍵1245GB/T 1096—1990 8.6軸的受力分析 (1) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示 (2) 計算軸承支承反力 在水平面上為 式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 （3）

32、畫彎矩圖 彎矩圖如圖11-10c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面右側 b-b剖面為 在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側 b-b剖面左側為 b-b剖面右側為 （4）畫轉矩圖， 8.7校核軸的強度 a-a剖面彎矩大，且作用有轉矩，其軸頸較小，故a-a剖面為危險截面 求當量彎矩：一般認為低速軸傳遞的轉矩是按脈動循環(huán)變化的?，F(xiàn)選用軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調制處理。由教材表10-1查出其強度極限，并由表10-3中查出與其對應的，取=0.58 根據(jù)a-a剖面的當量彎矩求直徑 在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。

33、 8.8校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠 齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠 8.9校核軸承壽命 計算軸承的軸向力 由[3]表11-9 查的深溝球軸承6208軸承得 =29500N，=18000N，=521.00N，=890.2 N。=1123.74N，=0N因為徑向力方向相反，則選最大的徑向力計算壽命。 利用插值法，計算徑向動載荷系數(shù)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y=1.22.則當量動載荷 由[1]公式 = <,故軸承壽命足夠 9.高速軸的設計與計算

34、 9.1已知條件 高速軸傳遞的功率=2.55kw，轉速=577.23r/min，小齒輪分度圓直徑=32.33mm,齒輪寬度=60mm 9.2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由[3]表8-26選用常用的材料45鋼，調制處理 9.3初算最小軸徑 查[3]表9-8得C=106~135，考慮軸端既承受轉矩，又承受彎矩，故取中間值C=120，則 =C=120*=19.68mm 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%，軸端最細處直徑為 >19.68mm+19.68*(0.03~0.05) mm=20.27~20.6

35、6 取=21mm 9.4結構設計 軸的結構構想如圖所示 （1）軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設計 （2）軸段① 軸段①上安裝帶輪，此段軸的設計應與帶輪輪轂軸空設計同步進行。根據(jù)第三步初算的結果，考慮到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預期壽命的要求，初定軸段①的軸徑=25mm,帶輪輪轂的寬度為（1.5~2.0）=（1.5~2.0）*25mm=33mm~42mm,結合帶輪結構=37.5~50mm，取帶輪輪轂的寬度=42mm,軸段①的

36、長度略小于轂孔寬度，取=40mm （3）密封圈與軸段② 在確定軸段②的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07~0.1) =(0.07~0.1)*25mm=1.75~2.5mm。軸段②的軸徑=+2*（2.1~3）mm=29.2~31mm,其最終由密封圈確定。該處軸的圓周素的小于3m/s,可選用氈圈油封，查[3]表8-27選氈圈35 JB/ZQ4606——1997，則=30mm （4）軸承與軸段③及軸段⑦ 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段③上安裝軸承，其直徑應符合軸承內徑系列?，F(xiàn)暫取軸承7207，由表11-9得軸承內徑d=35

37、mm,外徑D=72mm,寬度B=17mm，內圈定位軸肩直徑=42mm,外圈定位內徑=65mm,在軸上力作用點與外圈大端面的距離=15.7mm,故取軸段③的直徑=35mm。軸承采用脂潤滑，需要用檔油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝檔油環(huán)，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取△，檔油環(huán)的檔油凸緣內側面凸出箱體內壁1~2mm,檔油環(huán)軸孔寬度初定為=15mm,則=B+=17+15=32mm 通常一根軸上的兩個軸承應取相同的型號，則=35mm, =B+=17+15=32mm (5)齒輪的軸段⑤ 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=42mm，則由表8

38、-31知該處鍵的截面尺寸為b*h=12*8mm,輪轂鍵槽深度為=3.3mm,由于與較為接近，故該軸設計成齒輪軸，則有=，==60mm (6)軸段④和軸段⑥的設計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則=48mm,齒輪右端面距箱體內壁距離為，則軸段⑥的長度=（12+10-15）mm=7mm。軸段④的長度為=(180+12-10-60-15)mm=107mm (7)軸段②的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為，由[3]表4-1可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm,

39、 =(100+150)=250mm<400mm,取軸承旁連接螺栓為M16，則=24mm, =20mm，箱體軸承座寬度L=【8+20+16+（5~8）】mm=49~52mm,取L=50；可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為=M20，則有軸承端蓋連接螺釘為0.4=0.4*20mm=8mm,由[3]表8-30得軸承端蓋凸緣厚度取為=10mm;取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為=2mm；端蓋連接螺釘查[3]表8-29采用螺釘GB/T5781M8*25;為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離K=28mm,帶輪采用腹板式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。 則 （8）

40、軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=17mm，則由[3]圖11-9可得軸的支點及受力點間的距離為 9.5鍵連接 帶輪與軸段①間采用A型普通平鍵連接，查[3]表8-31得其型號為鍵8*36B/T 1096——1990 9.6軸的受力分析 (3) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示 (4) 計算軸承支承反力 在水平面上為 N=-794.4N 式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示 在水平面上，a-a剖

41、面右側 N*mm a-a剖面左側 =-66173.52N*mm-258.5*N*mm =-69404.77 N*mm b-b剖面為 在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側 a-a剖面右側為 b-b剖面為 （4）畫轉矩圖 轉矩圖如圖所示， 9.7校核軸的強度 b-b剖面彎矩大，且作用有轉矩，其軸頸較小，故b-b剖面為危險截面 求當量彎矩：一般認為低速軸傳遞的轉矩是按脈動循環(huán)變化的?，F(xiàn)選用軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調制處理。由[1]表10-1查出其強度極限，并由[1]表10-3中查出與其對應的，取=0.58 根據(jù)b-

42、b剖面的當量彎矩求直徑 在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。 9.8校核鍵連接的強度 帶輪處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠 9.9校核軸承壽命 （1）計算軸承軸向力 由[3]表11-9查7207C軸承得C=3050N，=20000N。由表9-10查得7207C軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為 =0.4=0.41136.8N=454.72N =0.4=0.41419.8N=567.92N 外部軸向力A=469.2N，各軸向力分別為 =+A

43、=826.42N ==567.92N (2)計算當量動載荷 由/=826.42/20000=0.041,查[3]表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73＞e,故X=0.44，Y=1.36，則軸承1的當量動載荷為 =X+Y=0.441136.8N+1.36826.472N=1624N 由/=567.92/20000=0.028，查[3]表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，則軸承2的當量動載荷為 =X+Y=0.441419.8N+1.4567.92N=1419.8N

44、 (3)校核軸承壽命 因＞,故只需要校核軸承1的壽命，P=。 軸承在100℃以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得載荷系數(shù)=1.5 軸承1的壽命為 =56671.8h ＞，故軸承壽命足夠 10.低速軸的設計與計算 10.1已知條件 低速軸傳遞的功率=2.35kW，轉速，齒輪4分度元圓直徑=215.21mm，齒輪寬度=86mm 10.2選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故查[3]表8-26選用常用的材料45鋼，調質處理。 10.3初算軸徑 查[3]表9-8得C=106~135，考慮軸端只承受轉矩，故取小值C=

45、110則 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%，軸端最細處直徑＞35.44+35.44(0.03~0.05)mm=36.50~37.21 10.4結構設計 軸的結構構想如圖所示 （1） 軸承部件的結構設計 該減速器發(fā)熱小，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計 （2） 聯(lián)軸器及軸段① 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇同步進行 為了補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查[3]表8-37，取=1.5，則計算轉距 ==1.5319510Nmm=479265 Nmm 由[3]表8-38查得GB/T

46、 5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為1250Nmm，許用轉速4750r/min，軸孔范圍為30~48mm ?？紤]d＞46.98mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為42mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 4284 GB/T 5014-2003,相應的軸段①的直徑=42mm，其長度略小于轂孔寬度，取 =82mm （3） 密封圈與軸段② 在確定軸段②的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用周肩定位，軸肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）42mm=2.94~4.2mm。軸段②的軸徑=+2h=47.88～50.4mm，最終

47、由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封，查[3]表8-27，選氈圈50JB/ZQ4606-1997,則=50mm （4） 軸承與軸段③及軸段⑥的設計 軸段③和⑥上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列?？紤]齒輪無軸向力存在，選用深溝球軸承。現(xiàn)暫取軸承為6211C,由[3]表11-9得軸承內徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm，內圈定位軸肩直徑=64mm，外圈定位直徑=91mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離=27.5mm，故=55mm。故==21mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故=55mm （5） 齒輪與軸段⑤ 該段上

48、安裝齒輪4，為了便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=58mm，齒輪4輪轂的寬度范圍為（1.2～1.5），=69.6～87mm，小于齒輪寬度=86mm，取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段⑤的長度應比輪轂略短，故取=84mm。 （6） 軸段④ 該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=（0.07～0.01）=4.06～5.8mm，取h=5mm，則=68mm，齒輪左端面距箱體內壁距離為=+(－)/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,則該軸段④的長度=－－+=（80－14.5－86+12）mm=91.5mm

49、（7） 軸段②與軸段⑥的長度 軸段②的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓GB/T 5781 M825,其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm。則有 =+++—－=（58+2+10+10－21－12）mm=47mm 則軸段⑥的長度=+++2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圓整取=50mm (8)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離=27.5mm，則由圖11-12可得軸的支點及受力點的距離為 =++－=49.5mm+84mm－mm－27.5mm=63mm =++—=36

50、mm+76.5mm+mm—27.5mm=128mm =++=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm 9.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段①及齒輪4與軸段⑤間均采用A型普通平鍵連接，查[3]表8-31得鍵的型號分別為鍵1270GB/T 1096—1990和鍵1870GB/T 1096—1990 9.6軸的受力分析 ⑴畫軸的受力簡圖 ⑵計算支承反力 在水平面上為 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 ⑶畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面的彎矩為 在垂直面上，a-a剖面的彎矩為 a-a剖面上的合成彎矩為

51、 ⑷畫轉矩圖 10.7校核軸的強度 a-a剖面為危險截面 求當量彎矩：一般可認為高速軸傳遞的轉矩是按脈動循環(huán)變化的?，F(xiàn)選用軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調制處理。由教材表10-1查出其強度極限，并由表10-3中查出與其對應的，取=0.58 根據(jù)a-a剖面的當量彎矩求直徑 在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。 10.8校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 齒輪4處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠 10.9校核軸承壽命 計算軸承的軸向力 由表11-9 查的6211軸承得 =43

52、200N =29200N， =2202.26N。因為只有徑向力沒有軸向力，則當量動載荷P=2202.26N ，由[1]公式 =1792051h <,故軸承壽命足夠 11 潤滑油與減速器附件的設計選擇 11.1潤滑油的選擇 由于速度在1~2m/s左右，設計油溝，采用飛濺潤滑，選用全損耗系統(tǒng)用油，減速器常用的L-AN32 11.2油面指示裝置 選用油標尺M16 11.3視孔蓋 選擇視孔蓋尺寸為110*116，位置在中間軸的上方。 11.4通氣器 選用普通通氣器M10 11.5放油孔及螺塞 選用螺塞M16 11.6起吊裝置 上箱蓋采用吊耳，箱座上采用吊鉤。 11

53、.7起蓋螺釘 選用起蓋螺釘M12 11.8定位銷 選用定位銷M10 F=2000N =2200KW =0.96 =0.8246 =3000KW =70 =1420 =20.28 =2.46 i=8.23 =3.3 =2.49

54、 =2.55kw =2.45kw =2.35kw =2.31kw =17.89 =42.19 =133.77 =319.51 =314.07 選擇A型普通V帶 =100mm =250mm 帶速符合要求 =350mm =1250mm a=342.08mm => 合格 z=4 =103.97N

55、 Q=813.3N 45鋼 小齒輪調質處理 大齒輪正火處理 8級精度 =23 =75.9 =541 MP =471.45 MPa =472 MPa 41.03mm K=1.52

56、 =100mm 44.66mm =2 =46.46mm =116.68mm =50mm =60mm 滿足齒根彎曲疲勞強度 =2.02015 =2 =2.5mm h=4.5mm c=0.5

57、 =50.46 =157.53 =41.46 =152.53 45鋼 小齒輪調質處理 大齒輪正火處理 8級精度 =107 m=2 接觸強度足夠 彎曲強度足夠 =2mm =2.5mm h=4.5mm

58、 =0.5mm =90.644mm =219.21mm =81.644mm =201.211mm =1816.2N =667.7N =258.5N =308.80N 45鋼，調質處理 =40mm =40mm ==42mm =

59、92mm =48mm =50mm

60、 軸強度足夠 鍵強度足夠 軸承壽命足夠 45鋼，調制處理 =21mm =25mm =40mm =30mm

61、 =35mm =32mm =35mm =32mm 齒輪軸 = =60mm =38mm =7mm =118mm =8mm L=50mm =72.5mm =109.2mm 153.3mm 83.3mm Q=813.3N =940N

62、 =-794.4N 639.43N =1176.77N =1136.8N =1419.8N -66173.52N -69404.77N -88812.36N -98024.62N 120107.6N*mm 118269.9N*mm 88812.36 N*mm

63、 45鋼，調質處理 =35.44mm ＞46.09～46.98 =42mm =82mm =50mm =55mm =21mm =55mm =58mm =84mm =68mm =91.5mm =47mm =50mm =6

64、3mm =128mm =116.5 軸的強度滿足要求 鍵連接強度足夠 軸承壽命足夠 12.箱體結構設計 名稱 符號 齒輪減速器箱體薦用尺寸 箱座壁厚 0.

65、025a+3≥8 =8 箱蓋壁厚 0.02a+3≥8 =8 箱蓋凸緣厚度 1.5 =12 箱座凸緣厚度 1.5 =12 箱底座凸緣厚度 2.5 =20 地腳螺釘直徑 0.036a+12 =17.4，取=M20 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250時，n=4 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 0.75 =M12 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 （0.5~0.6） =M12 聯(lián)接螺栓的間距 150~200 =150 軸承端蓋螺釘直徑 （0.4~0.5） =M5 視孔蓋螺釘直徑 （0.3~0.4） =M10 定位

66、銷直徑 （0.7~0.8） =M10 、、至外箱壁距離 見【2】表11-1 、至凸緣邊緣距離 軸承旁凸臺半徑 ==20（=M16） 凸臺高度 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準，h=40 外箱壁至軸承座端面距離 =++（5~10） =22+20+（5~10）=47~52，取=50 鑄造過渡尺寸 x 、y 見【2】表1-38 大齒輪頂圓與內箱壁距離 >1.2 >9.6,取=10 齒輪端面與內箱壁距離 > >8，取=40 箱蓋、箱座肋厚 、 =≈0.85 取==8 軸承端蓋外徑 =D+（5~5.5） =120 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 盡量靠近，以M和M互不干涉為準，一般取≈=80 13設計小結 兩級展開式圓柱齒輪減速器的結構簡單，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應設計得具有較大的剛度。高速級