《二級減速器課程設(shè)計帶式運輸機(jī)傳動裝置》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級減速器課程設(shè)計帶式運輸機(jī)傳動裝置（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 設(shè)計計算說明書 設(shè)計題目: 帶式運輸機(jī)傳動裝置 班 級: 2009級 機(jī)設(shè)2班 設(shè) 計 者: 指導(dǎo)教師: 完成日期: 2012年 3 月 4 日 【機(jī)械設(shè)計】課程設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計 題目 帶式輸送機(jī)傳動裝置 設(shè)計者 機(jī)設(shè)2009 級 機(jī)設(shè)2 班 姓名： 題目 數(shù)據(jù) 工作機(jī)輸入功率(kW) 2.95 工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速(rpm) 78

2、 1 —電動機(jī) 2 —聯(lián)軸器 3 —減速器 4 —帶式輸送機(jī)(工作機(jī)) 工 作 條 件 1、連續(xù)單向運轉(zhuǎn)； 2、載荷較平穩(wěn)； 3、兩班制； 4、結(jié)構(gòu)緊湊； 5、工作壽命5年。 設(shè) 計 內(nèi) 容 1、 減速器裝配圖1張 (0號圖)； 2、零件圖2－3張； 3、設(shè)計計算說明書1份。 設(shè)計期限 自2012年2月20日至2012年3 月 9日 答辯日期 指導(dǎo)教師 設(shè)計成績 目錄 （一）電動機(jī)的選擇 3 1、選擇電動機(jī)的類型 3 2、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)

3、速 3 3、選擇電動機(jī) 4 （二）計算傳動裝置的總傳動比ⅰ∑并分配傳動比 4 1、計算運動裝置的總傳動比 4 2、分配傳動比 4 （三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 5 1、各軸的轉(zhuǎn)速 5 2、各軸的輸入功率 5 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 5 （四）傳動零件的設(shè)計計算 6 1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 6 （1）選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 6 （2）按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計 7 （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 9 （4）幾何尺寸計算 10 2、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 11 1、選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 11 2、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計 11 3

4、、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 13 4、幾何尺寸計算 14 （五）軸的設(shè)計 16 1、中間軸的設(shè)計 16 （1）作用在齒輪上的力 16 （2）確定軸的最小直徑 16 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 16 （4）中間軸的校核 17 2、高速軸的設(shè)計 20 （1）作用在齒輪上的力 20 （2) 確定軸的最小直徑 20 （3）選擇聯(lián)軸器 20 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 21 3、低速軸的設(shè)計 22 （1）作用在齒輪上的力 22 （2) 確定軸的最小直徑 22 （3）選擇聯(lián)軸器 22 （4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè) 22 （六）軸承壽命的校核 24 1、中間軸承的校核 24 （1）軸承所受的軸向力和

5、徑向力 24 （2）求軸承的當(dāng)量動載荷 24 （3）驗算軸承壽命 25 2、高速軸軸承的校核 25 （1）軸承的軸向力和徑向力 26 （2）求軸承的當(dāng)量動載荷 27 （3）驗算軸承壽命 27 3、低速軸軸承的校核 28 （1）軸承的軸向力和徑向力 28 （2）求軸承的當(dāng)量動載荷 29 （3）驗算軸承壽命 30 (七) 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計 30 1、減速器箱體結(jié)構(gòu)表 30 2、箱體附件的設(shè)計 31 參考文獻(xiàn) 32 （一）電動機(jī)的選

6、擇 1、選擇電動機(jī)的類型 按工作要求和工作條件,選用 Y 系列三相異步電動機(jī)。 1）選擇電極的容量 工作及輸入功率PW=2.95KW 從電動機(jī)到工作機(jī)之間的總效率為分別為 η∑=η12η24η32η4 式中η1、η2 、η3、η4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由相關(guān)手冊取 η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.95，則 η∑=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808 所以電機(jī)所需功率為 Pd===3.651KW 2、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 由相關(guān)手冊推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪

7、減速器傳動比ⅰ∑′=8～40,而工作機(jī)的轉(zhuǎn)速 所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四種。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的電動機(jī)。 3、選擇電動機(jī) 根據(jù)電動機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，有相關(guān)手冊選定電動機(jī)型號Y132M1-6。其性能如下表： 電動機(jī)型號 額定功率/KW 滿載轉(zhuǎn)速nm/（r/min） 啟動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩

8、 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132M1-6 4 960 2.0 2.0 電動機(jī)的主要安裝尺寸 ㎜ 型號 H A B C D E G K b h AA BB FA L1 Y132M1-6 132 216 178 89 38 80 10 x 8 33 12 280 210 135 315 60 238 18 515

9、 （二）計算傳動裝置的總傳動比ⅰ∑并分配傳動比 1、計算運動裝置的總傳動比 總傳動比ⅰ∑為 式中為工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速 2、分配傳動比 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取，故 高速級的傳動比為： 低速級的傳動比為： （三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 卷筒軸 2、各軸的輸入功率 Ⅰ軸 ==3.651KWⅹ0.99=3.614KW Ⅱ

10、軸 ==3.614KWⅹ0.98ⅹ0.97=3.435KW Ⅲ軸 ==3.435KWⅹ0.98ⅹ0.97=3.265KW 卷筒軸 =3.265KWⅹ0.99ⅹ0.98=3.168KW 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為 Ⅰ軸 ==363200.99=35957 Ⅱ軸 ==35.9574.1510.980.97=141884 Ⅲ軸 == 141.8842.9650.980.97=399904 卷筒軸 ==399.9040.990.98=387987 將上述結(jié)果匯總于下表，以備查用。

11、 軸名 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/() 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 傳動比i 效率 電機(jī)軸 3.651 36320 960 1 0.99 Ⅰ軸 3.614 35957 960 4.151 0.951 Ⅱ軸 3.435 141884 231.27 2.965 0.951 Ⅲ軸 3.265 399904 78 1 0.970 卷筒軸 3.168 387987 78 （四）傳動零件的設(shè)計計算 斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）

12、選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 1）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級精度 2）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計》第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 3）選小齒輪齒數(shù)z1=24大齒輪齒數(shù)z2= z1=24ⅹ4.151=99.624,取z2=97.，則齒數(shù)比，可滿足要求。 4） 選取螺旋角，初選螺旋角。 （2）按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計 確定公式內(nèi)的各計算值 1）試選 2）計算小齒輪傳遞的扭矩 =35957 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0 4

13、）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.8 5）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)ZH=2.433. 6）由圖10-26查得，，則1.62. 7）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度 極限=550MPa。 8）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =60x960x1(2x8x365x5)=1.682x109 =1.682x109/4.042=4.16x108 9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.91；=0.94 10）計算解除疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1%，安全系數(shù)s=1） =0.91x600MPa=546MP

14、a =0.94x550MPa=517MPa （2）設(shè)計計算 1) 計算小齒輪分度圓直徑時代入中較小值 = =39.512 2）計算圓周速度 =3.14 x 39.512 x 960/60 x 1000 m=1.985 3)計算齒寬b及模數(shù) =1.0 x 39.512 =39.512 =1.597 4) 計算齒寬齒高比 =2.25 x 1.597 =3.593

15、 =10.997 5) 計算縱向重合度 =0.318 x 1.0 x 24 x tan14=1.903 6) 計算載荷系數(shù) 由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)=1.00。根據(jù)v=1.985 m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.15； 由表10-3查得=1.2 由表10-4利用插值法查得=1.4498 由圖10-13查得=1.38。故載荷系數(shù) =1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.4498=2.0 7) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1

16、0-10a得 =44.500 8) 計算法面模數(shù) =1.799 （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) =1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.38=1.904 2) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa; 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa。 3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.91，=0.95。

17、 4）計算完全疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 =325 =257.857 5) 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 6) 計算當(dāng)量齒數(shù) =26.272 =106.184 7）查取齒形系數(shù) 由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.175 8）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5利用

18、插值法算得=1.596，=1.795 9）計算大小齒輪的并加以比較。 =0.01273 =0.01514 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 =1.198 由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取=1.5，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=44.5來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是 =28.785 取=29，則=4.042 x 29=117 （4）幾何尺寸計算 （1）計算中心距

19、 =112.852 將中心距圓整為113。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =1417′51″ 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 （3）計算打、小齒輪的分度圓直徑 =44.890 =181.109 （4）計算齒輪寬度 =1 x 44.890=44.890 圓整后取=45； =50 2、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 1、選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 1)選用

20、8級精度 2）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計》第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 3）選小齒輪齒數(shù)z1=24大齒輪齒數(shù)z2= z1=24ⅹ2.965=71.16,取z2=72.，則齒數(shù)比，可滿足要求。 4）選取螺旋角，初選螺旋角。 2、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計 （1）確定公式內(nèi)的各計算值 1）試選 2）計算小齒輪傳遞的扭矩 =141884 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0 4）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.8

21、 5）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)ZH=2.433. 6）由圖10-26查得，，則1.605 7）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度 極限=550MPa。 8）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =60x231.27x1 x (2x8x365x5)=4.052x108 =4.052x109/3=1.351x108 9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94；=0.96 10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1%，安全系數(shù)s=1） =0.94x600MPa=564MPa =0.96x550MPa=528MPa

22、 （2）設(shè)計計算 1) 計算小齒輪分度圓直徑時代入中較小值 ==63.136 2）計算圓周速度 =3.14 x 63.136 x 231.27/60 x 1000 m=0.764 3)計算齒寬b及模數(shù) =1.0 x 63.136 =63.136 =2.553 4) 計算齒寬齒高比 =2.25 x 2.553 =5.744 =10.992 5) 計算縱向重合度

23、 =0.318 x 1.0 x 24 x tan14=1.903 6) 計算載荷系數(shù) 由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)=1.00。根據(jù)v=0.764 m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.06； 由表10-3查得=1.2 由表10-4利用插值法查得=1.458 由圖10-13查得=1.4。故載荷系數(shù) =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.458=1.855 7) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得 =69.

24、345 8) 計算法面模數(shù) =2.804 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.4=1.781 2) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa; 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa。 3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.93，=0.97。 4）計算完全疲勞許用應(yīng)力 取彎曲

25、疲勞安全系數(shù)S=1.4 =332.143 =263.286 5) 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 6) 計算當(dāng)量齒數(shù) =26.272 =78.817 7）查取齒形系數(shù) 由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.222 8）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.769 9）計算大小齒輪的并加以比較。

26、 =0.01245 =0.01493 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 =1.891 由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取=2，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=69.345來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是 =33.642 取=34，則=3 x 34=102 4、幾何尺寸計算 （1）計算中心距 =140.163 將中心距圓整為141。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角

27、 =1518′14″ 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 （3）計算打、小齒輪的分度圓直徑 =70.5 =211.5 （4）計算齒輪寬度： =1 x 70.5=70.5 圓整后取=71； =76 齒輪的主要參數(shù) 高速級 低速級 齒數(shù) 29 117 34 102 中心距 112.852 140.163 法面模數(shù) 1.5 2 端面模數(shù) 1.579 2.553 螺旋角 1417′51″ 1518′14″ 法面壓力角

28、 端面壓力角 2035′11″ 2040′27″ 齒寬b 50 45 76 71 齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值 1 1 齒頂高系數(shù) 0.9690 0.9810 齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值 0.25 0.25 當(dāng)量齒數(shù) 26.272 106.184 26.272 78.817 分度圓直徑 44.89 181.109 70.5 211.5 齒頂高 1.5 2 齒根高 1.875 2.5 齒全高 3.375 4.5 齒頂圓直徑 47.89 184.109 74.5 215.5 齒根圓直徑 41.14 177.359 65.5 206.

29、5 （五）軸的設(shè)計 1、中間軸的設(shè)計 （1）作用在齒輪上的力 高速級齒輪上的力 低速級齒輪上的力 （2）確定軸的最小直徑 因傳遞的功率不大，并對重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=135. 取=35 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的裝配方案如下： 1）查手冊取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30307.其尺寸d x D x T= 35 x80 x22.75 。故。軸承用套筒定位。 2）取。齒輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1)

30、 =3。軸環(huán)寬度b≧1.4h=6.左端齒輪寬度B1=76,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸II-III段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取=74，同樣由B2=45取=43。 3）齒輪端面距機(jī)體內(nèi)壁的距離△2≥=8取△2=10，滾動軸承與內(nèi)壁應(yīng)有一段距離s=4 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。按查得平鍵截面b x h=12x8鍵長L=63，鍵槽距軸肩距離為5，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為，同樣按選用平鍵 b x h x L=12x8x36，鍵槽距軸肩距離為3。齒輪與軸配合為。 5）確定圓角和倒角 查表1-27取軸端倒角為C1.6，軸環(huán)兩側(cè)倒

31、圓角R=4，其余倒圓角R=2 （4）中間軸的校核 為使中間軸上的軸向力相互抵消，高速級上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。低速級上小齒輪用右旋，大齒輪用左旋。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，做出軸的計算簡圖 水平方向： =2262.26N =40205.53N-1598.76N-2262.26N=164.51N 鉛垂方向： 將各力移到軸心，產(chǎn)生附加彎矩 =38800 24100 則 N=-1260N =600.5N-1519N-（-1260N）=314.5N B截面的彎矩 C截面的彎矩 扭矩 由彎矩、扭矩圖可知B截面為危險截面。 按彎

32、扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度： 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面。（危險截面）因軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6。 B截面的總彎矩 ： 軸的計算應(yīng)力： =25.04 前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。，故安全。 2、高速軸的設(shè)計 （1）作用在齒輪上的力 （2) 確定軸的最小直徑 因高速軸為齒輪軸，其材料與小齒輪材料相同為40cr,調(diào)質(zhì)處理，取C=135. 該段軸上有一鍵槽，將計算值加大3%，應(yīng)為18.32 （3）選擇聯(lián)軸器 根據(jù)傳動裝置的工作條件擬用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器。 計算轉(zhuǎn)矩為

33、 式中：T—聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩 K—工情況系數(shù)，查有關(guān)教科書得：工作機(jī)為帶式運輸機(jī)時K=1.25～1.5.該處取K=1.5. 由手冊HL型聯(lián)軸器中HL1型聯(lián)軸器就能滿足傳動轉(zhuǎn)矩的要求（Tn=160Nm>Tc）。但其軸孔直徑范圍為d=(12～22)mm,滿足不了電動機(jī)周徑（d=38）的要求，最后選擇HL3型聯(lián)軸器（Tn=630Nm,[n]=5000 r/min>n）.其軸孔直徑d=(30～42)mm,可滿足電動機(jī)的軸徑要求。半聯(lián)軸器長度L=112 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔轂長度。最后確定減速器高速軸軸伸處的

34、直徑 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的裝配方案如下 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故II-III段的直徑;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，I-II 段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取。 2）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，由手冊查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30307其，故 3）軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。

35、為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離為30mm. 所以 4）軸承用套筒定位，取.至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 5）齒輪與聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=8x7鍵長L=70，鍵槽距軸肩距離為5 6) 確定圓角和倒角 查表1-27取軸端倒角為C1.6，定位軸承的軸肩倒圓角R=2，其余倒圓角R=1 3、低速軸的設(shè)計 （1）作用在齒輪上的力 （2) 確定軸的最小直徑 因傳遞的功率不大，并對重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=112. （3）選擇聯(lián)軸器 取K=1.3由=38.9 聯(lián)軸器的

36、計算轉(zhuǎn)矩： 按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，由=38.9查表選取LH3型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630 。半聯(lián)軸器孔徑d1=40 ,軸孔長度L1=84 （4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè) 軸的裝配方案如下： 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，VII-VIII軸段左端需制出一軸肩，故VI-VII段的直徑 ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，VII-VIII 段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取。 2）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，由手冊查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30310其，故 3）

37、軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離為30mm. 所以 4）取。齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1) =5。軸環(huán)寬度b≧1.4h=10.左端用套筒定位，齒輪寬度B2=71,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸II-III段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取=69，至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 5）聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=12x8鍵長L=70,鍵槽距軸肩距離為5 6）確定圓角和倒角 查表1-27取軸端倒角為C1.6，軸

38、環(huán)左側(cè)倒圓角R=5，軸環(huán)右側(cè)倒圓角R=4，定位軸承的軸肩倒圓角R=4，其余倒圓角R=2 （六）軸承壽命的校核 1、中間軸承的校核 選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。 （1）軸承所受的軸向力和徑向力 1）求出軸承所受的徑向力 2589.5 354.9 2) 求出軸承所受的軸向力 派生軸向力，由軸承代號30307查表得Y=1.9 ，e=0.35 因此： 外加軸向載荷1101.56N-407.44N=694.12N, 因，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是

39、 （2）求軸承的當(dāng)量動載荷 查表e=0.35 由表查得：1軸承 X=1，Y=0 2軸承 X=0.4，Y=1.9 因軸承在運動中有輕微沖擊 ，取=1.1 （3）驗算軸承壽命 因，故只需驗算軸承1，（） 軸承因具有的基本額定動載荷 由表查得30307軸承的基本額定動載荷 滿足壽命要求。 2、高速軸軸承的校核 選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。 （1）軸承的軸向力和徑向力 1）求出軸承所受的徑向力 將軸系部件受到的空間力

40、系分解為鉛垂面和水平面 鉛垂面： 水平面： 徑向力： 2) 求出軸承所受的軸向力 派生軸向力，由軸承代號30307查表得Y=1.9 ，e=0.35 因此： 外加軸向載荷407.44N, 因，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是 （2）求軸承的當(dāng)量動載荷 查表e=0.

41、35 由表查得：1軸承 X=0.4，Y=1.9 2軸承 X=1，Y=0 因軸承在運動中有輕微沖擊 ，取=1.1 （3）驗算軸承壽命 因，故只需驗算軸承1，（） 軸承因具有的基本額定動載荷 由表查得30307軸承的基本額定動載荷 ，滿足壽命要求。 3、低速軸軸承的校核 選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。 （1）軸承的軸向力和徑向力 1）求出軸承所受的徑向力 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面 鉛垂面：

42、 水平面： 徑向力： 2) 求出軸承所受的軸向力 派生軸向力，由軸承代號30310查表得Y=1.7 ，e=0.35 因此： 外加軸向載荷1101.56N, 因，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是 （2）求軸承的當(dāng)量動載荷 查表e=0.35 由表查得：1軸承 X=0.4，Y=1.7

43、 2軸承 X=1，Y=0 因軸承在運動中有輕微沖擊 ，取=1.1 （3）驗算軸承壽命 因，故只需驗算軸承1，（） 軸承因具有的基本額定動載荷 由表查得30310軸承的基本額定動載荷 ，滿足壽命要求。 (七) 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計 1、減速器箱體結(jié)構(gòu)表 名稱 符號 減速器形式及尺寸關(guān)系 齒輪減速器 機(jī)體壁厚 8 機(jī)蓋壁厚 8 機(jī)座凸緣厚度 b 12 機(jī)蓋凸緣厚度 12 機(jī)座底凸緣厚度 p 20 地腳螺釘直徑 17 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁連接螺釘直徑

44、 12 機(jī)蓋與機(jī)座連接螺釘直徑 10 連接螺栓的間距 180 軸承端蓋螺釘直徑 8 窺視孔蓋螺釘直徑 6 定位銷直徑 d 12 至外機(jī)壁距離 18 至凸緣邊緣距離 16 軸承旁凸臺半徑 16 凸臺高度 h 140 外機(jī)壁至軸承座端面距離 40 內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離 48 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 10 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 8 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 軸承端蓋外徑 軸承端蓋凸緣厚度 e 8 軸承旁連接螺栓直徑 s 2、箱體附件的設(shè)計 1）窺視孔和窺視孔蓋 窺

45、視孔是為了觀察運動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)，潤滑油也可以由此注入。為了便于觀察和注油，一般將窺視孔開在嚙合區(qū)的箱蓋頂部。窺視孔平時用蓋板蓋住，稱為窺視孔蓋。窺視孔蓋底部墊有耐油橡膠板，防止漏油 2）通氣器 由于傳動件工作時產(chǎn)生熱量，使箱體內(nèi)溫度升高、壓力增大，所以必須采用通氣器溝通箱體內(nèi)外的氣流，以平衡內(nèi)外壓力，保證減速器箱體的密封性。通氣器設(shè)置在箱蓋上 3）起吊裝置 起吊裝置用于減速器的拆卸和搬運。箱蓋用掉耳環(huán)，箱座用吊鉤。 4）油標(biāo) 油標(biāo)用來指示油面的高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。 5）油塞與排油孔 為將箱體內(nèi)的廢油排出，在箱體座面的最低處應(yīng)設(shè)置一排油孔，箱座底面也

46、做成向排油孔方向傾斜的平面。 平時排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直徑為20mm 6）定位銷 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣上距離較遠(yuǎn)處安置兩個定位銷，并盡量放在 不對稱位置，以便于定位精確。銷A635 7）起蓋螺釘 為了便于起蓋，在箱蓋側(cè)邊的凸緣上裝1個起蓋螺釘。起蓋時，先擰動此起蓋螺釘頂起箱蓋。 參考文獻(xiàn) 【1】 濮良貴， 紀(jì)名剛。機(jī)械設(shè)計【M】。八版。北京：高等教育出版社，2006 【2】 龔溎義，潘沛霖，陳秀，嚴(yán)國良。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊【M】。3版。北京：高等教育出版社，2011 【3】 吳宗澤，羅圣國。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊【M】。3版。北京;高等教育出版社，2006 【4】 劉品，陳軍。機(jī)械精度設(shè)計與檢測基礎(chǔ)【M】。7版。哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2010 【5】 宋寶玉。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊【M】.北京：高等教育出版社，2006