《帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置（35頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 課程設(shè)計(jì)說明書 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置 班 級(jí) ： 君遠(yuǎn)1001班 設(shè) 計(jì) 者 ： 蔡葳豐 學(xué) 號(hào) ： 0401100301 指導(dǎo)教師 ： 陳偉明 2012年6月 江南大學(xué) 目錄 一．傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定………………………………………………………………4二．電動(dòng)機(jī)的選擇…………………………………………………………………………5三．傳動(dòng)比的分配………………………………………

2、…………………………………7 四．傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算……………………………………… … 7 五．傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………………9 六．減速器齒輪的設(shè)計(jì)…………………………………………………………………12 七．軸的設(shè)計(jì)…………………………………………………………………………………18 八．鍵和聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………………… 31 九．減速器潤(rùn)滑方式及密封裝置……………………………………………………32 十．箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)………………………………………………………………………33 十一．參考文獻(xiàn)…………

3、…………………………………………………………………34 設(shè)計(jì)項(xiàng)目 設(shè)計(jì)內(nèi)容，步驟和說明 結(jié)果 一、設(shè)計(jì)任務(wù) 1、帶式輸送機(jī)的原始數(shù)據(jù) 輸送帶拉力F/kN 4 輸送帶速度v/(m/s) 2.0 滾筒直徑D/mm 450 2、工作條件與技術(shù)要求 1）允許輸送帶速度誤差為：5%； 2）滾筒效率（包括滾筒與軸承的效率損失）：0.96； 3）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 4）使用折舊期：8年； 5）工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃； 6）動(dòng)力來源：

4、電力，三相交流，電壓380/220V， 7）檢修間隔期：四年一大修，兩年一中修，半年一小修； 8）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 傳送機(jī)傳送裝置方案擬定 擬定的三種的方案如下圖所示： 方案一：采用二級(jí)圓柱齒輪減速器 優(yōu)點(diǎn)：適合于繁重及惡劣條件下長(zhǎng)期工作，使用維護(hù)方便。 缺點(diǎn)：橫向尺寸較大

5、，結(jié)構(gòu)不緊湊。 方案二：采用一級(jí)圓柱齒輪減速器 優(yōu)點(diǎn)：適用于兩軸中心距較大的傳動(dòng)；帶具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收振動(dòng)；過載時(shí)打滑防止損壞其他零部件；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低廉。 缺點(diǎn)： 傳動(dòng)的外廓尺寸較大；需張緊裝置； 由于打滑，不能保證固定不變的傳動(dòng)比 ；帶的壽命較短；傳動(dòng)效率較低。 方案三：采用蝸桿減速器 優(yōu)點(diǎn)：蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比大、結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小、重量輕 缺點(diǎn)：制造安裝較困難、傳動(dòng)效率低，蝸輪輪緣需用有色金屬制造。 從滿足機(jī)器的功能要求、工藝性要求、經(jīng)濟(jì)性要求出發(fā)，我們應(yīng)選用方案二：采用一級(jí)圓柱齒輪減速器。

6、 選擇方案二 二、 電動(dòng)機(jī)的選擇 二、 電動(dòng)機(jī)的選擇 1、選擇電動(dòng)機(jī)的類型 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380/220V，Y型。 2. 選電動(dòng)機(jī)功率 按《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》（第三版）P5表1-7確定各部分效率如下： V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)效率： 1=0

7、.96 軸承的傳動(dòng)效率： =0.99 圓柱齒輪的傳動(dòng)效率： 3=0.98 （精度7級(jí)） 聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率： =0.99 卷筒的傳動(dòng)效率： =0.96 （1）工作機(jī)所需功率P（Kw） （2）電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率 （3）所需電動(dòng)機(jī)的功率P（Kw） 電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)該滿足PmPd ，所以符合條件的電動(dòng)機(jī)額定功率應(yīng)該為Pm=9.13 Kw 4.確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n(r/min) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》（第三版）P188表13-2，

8、V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比＝2～4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比＝3～5； 按電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm，要滿足Pm≥Pd以及綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》P167表12-1選定型號(hào)為Y160L-6的三相異步電動(dòng)機(jī)。 其主要性能如下表： 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 /KW 滿載轉(zhuǎn)速/（r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y160L-6 11 970 2 2 =0.96 =0.98 =0.9

9、9 =0.96 =0.99 = 電動(dòng)機(jī)的型號(hào)： Y160L-6 三、計(jì)算和分配傳動(dòng)比 1.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比： 由傳動(dòng)方案可知： 聯(lián)軸器的傳動(dòng)比 =1 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比： 2.分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比 式中1、2分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。分配傳動(dòng)

10、比， i1=3 所以i2=3.81 四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 將傳動(dòng)裝置各軸由高速到低速依次定為0軸、1軸、2軸、3軸.、、——依次為電機(jī)與軸1、軸1與軸2、軸2與軸3之間的傳動(dòng)效率。 1.各軸的轉(zhuǎn)速(r/min) 軸0的轉(zhuǎn)速 =970 r/min 軸1的轉(zhuǎn)速 軸2的轉(zhuǎn)速 ==323.33/3.81=84.86r/min 軸3的

11、轉(zhuǎn)速 ==84.86r/min 2.各軸的輸入功率 軸0的輸入功率 軸1的輸入功率 軸2的輸入功率 軸3的輸入功率 3.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(N) 軸0的輸入轉(zhuǎn)矩 軸1的輸入轉(zhuǎn)矩 軸2的輸入轉(zhuǎn)矩 軸3的輸入轉(zhuǎn)矩 根據(jù)以上數(shù)據(jù)列出下表 電動(dòng)機(jī)軸 軸1 軸2 軸3 功率P （KW） 9.13 8.765 8.50 8.33 轉(zhuǎn)矩 T（Nm） 89.89 258.89 956.58 937.44 轉(zhuǎn)速（r/min） 970 323.33 84.8

12、6 84.86 五、傳動(dòng)零件的計(jì)算 | |帶輪的設(shè)計(jì)

13、 1. 確定計(jì)算功率 由表8-7查得工作情況系數(shù) ，故 2. 選擇V帶的帶型 根據(jù)和查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8—11得：選用B型V帶。 3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 初選帶輪的基準(zhǔn)直徑 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—6和表8—8取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 （1） 驗(yàn)算帶速 在推薦范圍內(nèi)，帶速合適 （2） 計(jì)算大帶輪的直徑 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—8，圓整取 4. 確定中心距

14、，并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 （1） 初定中心距 初步確定 （2） 計(jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—2得基準(zhǔn)長(zhǎng)度 （3） 計(jì)算實(shí)際中心距及其變動(dòng)范圍 考慮到帶輪的制造誤差、帶長(zhǎng)誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充緊張的需要常給出中心距的變動(dòng)范圍 5. 驗(yàn)算小帶輪上的包角 故包角合適。 6. 確定帶的根數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—2得 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—4得 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—4得 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—5得 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》

15、表8—7得 根 取整為6根。 7. 確定帶的初拉力 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-3查得B型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.18kg/m，則： 應(yīng)使帶的實(shí)際初壓力 對(duì)于新安裝的V帶，初拉力應(yīng)為： 對(duì)于運(yùn)轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為： 8. 計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力 壓力軸的最小值為 9. 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）帶輪材料的選擇 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材，由，選擇帶輪的材料為HT150. （2）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1） 主動(dòng)輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 因， 采用腹板式帶輪。 2） 從動(dòng)輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 采用輪輻式帶輪

16、 10. 帶輪傳動(dòng)比誤差 合適 選用B型V帶 帶速合適 初步確定 帶長(zhǎng)基準(zhǔn)長(zhǎng)度 實(shí)際中心距 帶長(zhǎng)變動(dòng)范圍 [655.95~ 756.75] 包角合適 確定帶的根數(shù)為6

17、 選擇帶輪的材料為HT150. 主動(dòng)輪采用腹板式帶輪 從動(dòng)輪采用輪輻式帶輪 傳動(dòng)比誤差為合理 減速器的齒輪設(shè)計(jì) 1. 選擇齒輪材料 由表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（正火）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇 1）壓力角的選擇 選擇壓力角。 2）齒數(shù)的選擇 小齒輪齒數(shù)：， 則大齒輪齒數(shù)： ，取。 3）選擇

18、齒輪精度等級(jí) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095—88）。 3、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(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）齒寬系數(shù)的選擇 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—7，兩支承相對(duì)于小齒輪做不對(duì)稱布置，選擇齒寬系數(shù)。 3）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—6得材料的彈性影響系數(shù) 4）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—21d，按齒面硬度，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。 5）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 6）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖12—19取接觸疲勞壽命系數(shù)； 7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為，安全

19、系數(shù)， 由式得 （2）計(jì)算 1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2）計(jì)算圓周速度。 3）計(jì)算齒寬。 4）計(jì)算齒寬與齒高之比。 模數(shù) 齒高 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，級(jí)精度，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)； 直齒輪，； 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2得使用系數(shù)； 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—4，。 由，， 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—13得； 故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得， 7）計(jì)算模數(shù)。 4、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值

20、 1）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限； 2) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—18得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式得 4）計(jì)算載荷系數(shù)。 5）查取齒形系數(shù)。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—5得 ， 。 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—5得 ， 。 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 （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)算的模數(shù)大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲

21、強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)： 取。 5、幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 取，。 6、機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖 因，故選擇實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪 因，故選擇腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪 7. 計(jì)算傳動(dòng)比誤差 理論傳動(dòng)比 實(shí)際傳動(dòng)比 （允許） 8. 齒輪設(shè)計(jì)參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 壓力角

22、 中心距 結(jié)構(gòu) 齒輪1 32 3 96 105 20 231 實(shí)心結(jié)構(gòu) 齒輪2 122 3 366 100 20 腹板式結(jié)構(gòu) 硬度相差40，合適 壓力角

23、 選用7級(jí)精度

24、 傳動(dòng)比誤差為，允許 六、軸的設(shè)計(jì) 1、 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T2 2.求作用在齒輪上的力

25、 因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 d1=96mm 而 因?yàn)檫x用深溝球軸承支撐，所以=0，即 3. 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 1）從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)增加3%-5%,取，又帶輪的寬度 則第一段長(zhǎng)度為124mm 2）右起第二段直徑:V帶輪定位軸肩高H=0.08d1=3.44mm,故D2=D1+2H=49.88mm,取 根

26、據(jù)軸承端蓋的拆裝以及對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求和箱體的厚度，取第二段的長(zhǎng)度 3） 右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用0尺寸系列的6011型軸承，其尺寸為，那么該段的直徑為，長(zhǎng)度為 （因?yàn)檩S承是標(biāo)準(zhǔn)件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合） 4） 右起第四段，該段為齒輪軸段，齒輪的寬度為105mm，則此段的直徑為，長(zhǎng)度為。 5） 右起第五段，為定位齒輪的軸環(huán)。直徑為，長(zhǎng)度為。 6） 右起第六段，為滾動(dòng)軸承的擋油環(huán)安裝處，其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈外徑，取，長(zhǎng)度取。 7） 右起第七段，該段為滾動(dòng)軸承安裝處，取軸徑為，長(zhǎng)度（因?yàn)?/p>

27、軸承是標(biāo)準(zhǔn)件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合）。 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 D1=43 D2=50 D3=55 D4=70 D5=82 D6=59 D7=55 L1=124 L2=55 L3=42 L4=101 L5=10 L6=11 L7=18 齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪鍵選擇A型鍵，半聯(lián)軸器的鍵選擇A型鍵。按 查手冊(cè)得平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為70mm，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；同樣，V帶輪與軸的連接，選用平鍵為，V帶輪與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸

28、的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 2、 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 由前面算得：，， 2.求作用在齒輪上的力 大齒輪的分度圓直徑 3.初步確定軸的最小直徑 先按式15—2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) P370表15—3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時(shí)選取聯(lián) 軸器的型號(hào)。查P351表14—1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取。則聯(lián) 軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查GB/T5014——200

29、3，選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為.半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案 （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，軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。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。因軸承只有徑向力，沒有軸向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由設(shè)計(jì)手冊(cè)P65表6-1初步選

30、取0尺寸系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6013，其尺寸為，故；而。 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。 查手冊(cè)P65表6-1可知軸肩高度，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，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，故取，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。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，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左7端面間的距離，故取。 5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮

31、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，已知滾動(dòng)軸承的寬度，則 (其中s滾動(dòng)軸承內(nèi)側(cè)與箱體的距離，S=8～10mm） 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 D1=55 D2=62 D3=65 D4=70 D5=82 D6=72 D7=65 L1=105 L2=50 L3=46 L4=96 L5=12 L6=12 L7=18 （3） 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪鍵選擇A型鍵，半聯(lián)軸器的鍵選擇A型鍵。按 查手冊(cè)得平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm

32、，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；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4） 軸的初步設(shè)計(jì)如圖 5.求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸上的彎矩圖和扭矩圖： 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。 H面中 V面中 則總彎矩 ， 扭矩為956580 從軸的結(jié)構(gòu)圖和扭矩圖中可以看出B截面是軸的危險(xiǎn)截面。將計(jì)算出的彎矩和扭矩列于下表： 載荷 垂直面 水平面 支反力

33、 彎矩 總彎矩 扭矩 6. 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的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）和上表中的數(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)應(yīng)力，取,軸的計(jì)算應(yīng)力： 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1【1】查得，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 截面D，Ⅱ，Ⅲ，C只受扭矩的作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均講削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面D，Ⅱ，Ⅲ，C均無需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸

34、的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從軸的受載情況來看及來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ相近，但截面V不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面B也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過硬配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ的左右兩側(cè)即可。 （2）截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 1）截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的

35、材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[表15—1查得， 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3—2查取。因，，經(jīng)插值可查得 又由[1]附圖3—1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[1]式（附表3—4）為 由[1]附圖3—2尺寸系數(shù)，又由附圖3—3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由[1]附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，按[1]式（3—12）及式（3—12a）得綜合系數(shù)為

36、 由[1]3—1及3—2得碳的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按[1]式（15—6）~（15—8）則得 故可知其安全。 2）截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù)按[1]表15—4中的公式計(jì)算 彎矩及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 過盈配合處的，由[1]附表3—8用插值法求出，并取于是得

37、 軸按磨削加工由[1]附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù) 所以軸在截面右側(cè)安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。 D1=43 L1=124 D2=50 L2=55 D3=55 L3=42 D4=70

38、 L4=101 D5=82 L5=10 D6=59 L6=11 D7=55 L7=18

39、 鍵和聯(lián)軸器的選擇 1、高速軸與帶輪的連接鍵 選擇鍵的類型和基本尺寸 一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度，應(yīng)用平鍵。 V帶輪與軸的連接，根據(jù)D1=43，L1=124， 選用A 型鍵，尺寸為 2、低速軸的連接鍵 選擇鍵的類型和基本尺寸 一般8級(jí)以

40、上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪鍵選擇A型鍵，半聯(lián)軸器的鍵選擇A型鍵。按 查手冊(cè)得平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為。 3、聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器主要是用來連接兩軸，傳遞運(yùn)動(dòng)和轉(zhuǎn)矩的部件，也可以用于軸和其它零件的連接以及兩個(gè)零件（如齒輪和齒輪）的相互連接。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查P351表14—1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取。則聯(lián) 軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查GB/T5014——2003，選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)

41、矩為.半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 減速器潤(rùn)滑方式及密封裝置 1. 齒輪的潤(rùn)滑 采用浸油潤(rùn)滑，由于為單級(jí)圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當(dāng)m<20 時(shí)，浸油深度h約為1個(gè)齒高，但不小于10mm。 2.潤(rùn)滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤(rùn)滑油。 3.

42、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用擋油環(huán)實(shí)現(xiàn)密封。密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定，軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1. 箱體本身須有足夠的剛性，以免箱體在內(nèi)力或外力作用下產(chǎn)生過大的變形。為了增加減速器的剛性以及散熱面積，箱體上外常加有外肋。為了便于安裝，箱體通常做成剖分式，箱蓋與底座的剖分面應(yīng)與齒輪軸線平面重合。 2

43、. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表 名稱 符號(hào) 尺寸（mm） 機(jī)座壁厚 δ 8 機(jī)蓋壁厚 δ1 8 地腳螺釘直徑 df 22 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 連接螺栓d2的間距 l 151.1 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機(jī)壁距離 C1 30, 22, 18 df，d1 d2至凸緣邊緣距離 C2 26, 20，16 外機(jī)壁至軸承座端面距離 l1 50 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 △1 11 齒輪端面與內(nèi)機(jī)

44、壁距離 △2 14 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般s=D2 參考文獻(xiàn) 1.蒲良貴，紀(jì)名剛主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》(第八版) [M],北京：高等教育出版社,2008 2.吳宗澤，羅圣國主編《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》（第三版）[M],北京：高等教育出版社出版社,2006 3.廖念釗，楊興駿主編《互換性與技術(shù)測(cè)量》（第五版）[M],北京：中國計(jì)量出版社，2011 4.龔溎義主編《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》（第三版）[M],北京:高等教育出版社出版社,1989