《機械設(shè)計》課程設(shè)計說明書雙級：鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設(shè)計

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目 雙級：鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設(shè)計機械工程學(xué)院 院（系） 機械工程其自動化專業(yè)班級0學(xué)號設(shè)計人： 指導(dǎo)老師： 完 成 日 期：2009年9月8日xx工程技術(shù)大學(xué)目錄課程設(shè)計任務(wù)書1一、傳動方案21.1 傳動方案說明21.2 電動機31.2.1選型說明31.2.2所需功率及額定功率31.2.3 額定轉(zhuǎn)速41.2.4電動機型號及安裝尺寸41.3傳動比分配51.3.1總傳動比51.3.2各級傳動比的分配及其說明51.4各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率6二、各級傳動設(shè)計72.1 v帶傳動72.1.1主要傳動參數(shù)和其設(shè)計計算72.1.2 帶輪材料，結(jié)構(gòu)及其主要尺寸92.2 齒輪

2、傳動92.2.1 高速級齒輪傳動設(shè)計92.2.2 低速級齒輪傳動設(shè)計142.2.3齒輪的主要傳動參數(shù)和尺寸182.4各軸實際值數(shù)值及合理性檢驗192.4.1各軸實際轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率192.4.2設(shè)計合理性檢驗192.5聯(lián)軸器的設(shè)計192.5.1選用說明192.5.2聯(lián)軸器的型號20三、軸與輪轂的連接203.1減速器各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計203.1.1高速軸203.1.2低速軸223.1.3中間軸233.2低速軸的強度校核243.3各軸鍵的強度校核273.3.1鍵的選取273.3.2高速軸鍵的校核：283.3.3中間軸鍵的校核：283.3.4低速軸鍵的校核：28四、軸承的選用與校核294.1減速器各

3、軸承的選用294.2高速軸軸承的壽命驗算294.2.1預(yù)期壽命294.2.2壽命驗算29五、減速器的潤滑與密封305.1齒輪傳動的潤滑305.1.1潤滑方式的確定305.1.2潤滑油牌號的確定305.1.3所需油量計算305.2滾動軸承的潤滑305.3減速器的密封30六、減速器箱體及其附件306.1箱體設(shè)計306.2主要附件及其結(jié)構(gòu)形式306.2.1窺視孔和視孔蓋306.2.2通氣器306.2.3油面指示器306.2.4定位銷306.2.5起蓋螺釘306.2.6起吊裝置306.2.7放油孔及螺塞30七、小結(jié)30參考資料30傳送速度：v=0.7 m/s鼓輪直徑：d=300 mm鼓輪軸所需扭矩：t

4、900 nm課程設(shè)計任務(wù)書i. 題目：鑄鋼車間砂傳送帶傳動裝置設(shè)計ii. 傳動方案：1電動機 2v帶傳動 3展開式兩級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器 5底座 6傳動帶鼓輪 7傳動帶iii. 設(shè)計參數(shù)：傳送速度 v=0.7 m/s 鼓輪直徑 d=300 mm鼓輪軸所需扭矩 t=900 nmiv. 其他條件：工作環(huán)境通風(fēng)不良、單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、使用期限為10年、小批量生產(chǎn)、底座（為傳動裝置的獨立底座）用型鋼焊接。傳動方案：雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動一、傳動方案1.1 傳動方案說明傳動裝置平面布置簡圖1電動機 2v帶傳動 3展開式兩級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器 5底座 6傳動帶鼓輪 7傳動帶本裝置使用v帶

5、和雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動，v帶傳動布置在齒輪的高速級，傳動帶鼓輪布置在低速級。將v帶傳動設(shè)置在高速級可使結(jié)構(gòu)緊湊，發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，吸震緩沖，減少噪聲的作用，而且更能起到過載保護的作用。工作環(huán)境有粉塵，應(yīng)使用閉式傳動。斜齒輪承載能力強，傳動平衡，軟齒面齒輪的加工方便。故采用雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動。綜上所述，本方案從設(shè)計任務(wù)書所給定的條件來看具有合理性和可行性。1.2 電動機電動機類型：y(ip44)型三相異步電動機主動軸所需功率pw=4.3425 kw總效率=0.883電動機輸出功率 pd=4.9180 kw 1.2.1選型說明工作現(xiàn)場有三相交流電源，因無特殊要求，一般選用三相交流異

6、步電動機。最常用的電動機為y系列鼠籠式三相異步交流電動機，其效率高，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。本裝置的工作場合屬一般情況，無特殊要求。故采用此系列電動機。此外，根據(jù)工作要求和安裝需要，采用一般用途的y(ip44)系列臥式封閉結(jié)構(gòu)三相異步電動機。 1.2.2所需功率及額定功率工作機主動軸所需功率 pw ：pw= tnw9550v= dnw601000pw= t601000v9550dt =900 nmv =0.7 msd =300 mmpw= 9506010000.89550350=4.199 kw電動機輸出功率 pd ：pd=

7、pw= 帶滾4齒2聯(lián)2v帶傳動的效率 帶 = 0.94滾動軸承的效率 滾 = 0.98圓柱斜齒輪傳動的效率 齒 = 0.96彈性聯(lián)軸器的效率 聯(lián) = 0.990= 0.940.9840.9620.9902=0.7832pd= 4.1190.7832=5.3626kw根據(jù)pedpd，由2 文中1為參考資料1 ，2為參考資料2。詳情請見p38。 p.196表20-1，選取電動機額定功率5.5kw。1.2.3 額定轉(zhuǎn)速電動機可選轉(zhuǎn)速nd電動機型號：y132s-4型電動機nd=ivi減nwiv為24i齒為36， 二級圓柱齒輪減速器 i減 為 936nw=601000vd =6010000.7300 =

8、44.5634 rminndmin=2944.5634=802.141rminndmax=43644.5634=6417.127 rmin初選同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min和1500 r/min的電動機進行比較1.2.4電動機型號及安裝尺寸參照y系列電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)，外形和安裝尺寸，綜合考慮其傳動裝置的尺寸、重量、價格等因素后，并結(jié)合y系列電動機的主要參數(shù)，選用y132s2-4型的電動機。表1 電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）同步轉(zhuǎn)速（r/min）質(zhì)量（kg）y132s-45.51440150068表2 電動機的外型和安裝尺寸型號habcdefgdgl132

9、21614089388010833515y132s-4kabadachdaabbha122802101353156020018總傳動比i總=32.314各級傳動比分配： iv=2i1=4.5830i2=3.52541.3傳動比分配1.3.1總傳動比電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/mini總=nmnw=144044.5634=32.3141.3.2各級傳動比的分配及其說明減速器各級傳動比的分配，直接影響減速器的承載能力和使用壽命，還會影響其體積、重量和滑。傳動比一般使各級傳動承載能力大致相等。同時以使大齒輪有接近的浸油深度，還能使減速器具有較小的輪廓尺寸，但不能使高速級傳動比過大，否則會使

10、傳動零件與零件之間發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比。本方案所采用的展開式兩級圓柱斜齒輪傳動方式，參照經(jīng)驗值，取 i1=1.3i2。式中：i1 高速級齒輪理論傳動比 i2 低速級齒輪理論傳動比i總=nmnw=144044.5634=32.314i減=i總iv=32.3142=16.1568i減=i1i2 i1=4.5830 ；i2=3.52541.4各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率（1） 各軸的傳遞功率電機軸 po=pd=5.5kw第i軸 pi=po帶=5.50.94=5.1183 kw第ii軸 pii=pi齒滾=5.11830.960.98=4.8153kw第iii軸 piii=pii齒滾 =4.

11、81530.960.98=4.5302kw 鼓輪軸 p輪=piii滾聯(lián) =4.53020.980.99=4.3952kw（2）各軸的理論轉(zhuǎn)速電機軸 nm=1440 rmin第i軸 ni=nmiv=14402=720 rmin第ii軸 nii=nii1=7204.5830=157.103 rmin第iii軸 niii=niii2=149.843.5254=44.563rmin鼓輪軸 nw=44.563 rmin（3）各軸的理論轉(zhuǎn)矩to=9550ponm=95505.51440=36.476 nmti=9550pini=95505.1183720=67.889nmtii=9550piinii=95

12、504.8153157.103=292.714 nmtiii=9550piiiniii=95504.5302 44.563=970.835 nm t輪=9550p輪nw=95504.3952 44.563各軸的傳遞功率：po=5.5kw pi=4.8153kw piii=4.5302 kwp輪=4.3952kw各軸的理論轉(zhuǎn)速：nm=1440 rminni=720 rmin nii=157.10 rmin niii=44.563rmin nw=44.563rmin各軸的理論轉(zhuǎn)矩：to=36.476nmti=67.889 nmtii=292.714 nmtiii=970.835 nm t輪=941

13、.904nm=941.904 nm二、各級傳動設(shè)計2.1 v帶傳動 2.1.1主要傳動參數(shù)和其設(shè)計計算帶式運輸機，不均勻負(fù)荷，輸出功率 pd=4.915 kw，轉(zhuǎn)速nm=1440 r/min，傳動比 iv=2，一天運行1016小時。1. 確定計算功率 pca由1 p156表8-7查得工作情況系數(shù)ka=1.2故pca=pdka=5.51.2=6.6kw2.選取v帶類型根據(jù)pca=6.6 kw、nm=1440 r/min ，查p157,圖8-11，選用a型v帶。3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑取滑動率=0.015由p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1=100 mm根據(jù) iv=n1n2dd2dd1從動輪基

14、準(zhǔn)直徑dd2=dd1iv1- =1002(1-0.015)=200mm 取 dd2= 200mm驗算帶的速度 v=dd1nm601000=1001440601000=7.540 ms帶的速度合適。4.確定普通v帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距根據(jù) 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初步確定中心距 a0= 400mm計算所需的基準(zhǔn)長度ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd1-dd2)24a0=1277.489mm由p146表8-2選取帶的基準(zhǔn)長度 ld =1400mm帶型選擇：a型v帶基準(zhǔn)直徑：dd1=100mmdd2= 200 mm帶速：v7.540 ms基準(zhǔn)長度：ld = 1400

15、mm計算實際中心距 aaa0+ld-ld02=461.256 mmamin=a-0.015ld=440.256 mmamax=a+0.03ld=461.256 mm中心距的變化范圍為440.256461.256 mm。5.驗算主動輪上的包角 11=180-dd1-dd257.3a =180-200-10057.3461.256=167.57 1120 主動輪上的包角合適。6.計算普通v帶的根數(shù)z根據(jù)1 式（8-26）z=pca（p0+p)kkl由 n1=1440 r/min，dd1=100 mm ，iv=2，v=7.540 ms 查p152、153表8-4a、b得： p0= 1.3128 kw

16、 ; p= 0.162kw又1= 167.57查1 p155表8-5得k = 0.98 查p146表8-2得 k l= 0.96 則：z=6.6(1.3128+0.162)0.980.96=4.7575取z=5根7.計算預(yù)緊力 f0(f0)min=500(2.5-k)pcakzv+qv2查p149表8-3得 q=0.10 kg/m f0min=5002.5-0.986.60.9857.540+0.107.5402=141.457n8.計算作用在軸上的壓軸力 fpfp=2zf0sin12=25141.457sin167.572=1406.23 n中心距a：440.256461.256mm主動輪包

17、角：1=167.57v帶的根數(shù)：5根預(yù)緊力：(f0)min=141.457n壓軸力fp=1406.23 n2.1.2 帶輪材料，結(jié)構(gòu)及其主要尺寸據(jù)2 p197，發(fā)電機y132s軸徑d=38 mmdd1=100mm2.5d所以據(jù)2 p65，小帶輪采用腹板式，材料灰鑄鐵表3 傳動帶輪的主要尺寸槽型bdbhahfef小帶輪a1113.22.758.7150.310-1+26大帶輪a1113.22.758.7150.310-1+26c輪槽數(shù)blddd小帶輪34105505010038大帶輪341055050200382.2 齒輪傳動 2.2.1 高速級齒輪傳動設(shè)計1. 選定齒輪類型、精度等級、材料和齒

18、數(shù)（） 選用圓柱斜齒傳動（）雙班制工作，使用期限8年，精度等級選7級精度（）材料選擇。由 1 p.191表（10-1）小齒輪為45號碳鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理ml，hbs=250；大齒輪為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理ml，hbs=210，與小齒輪硬度相差40（4） 初選小齒輪 z1=23大齒輪 z2=i iz1 =105.41 z2取110初選螺旋角 =142按齒面接觸強度設(shè)計d1t32kttidu+1uzhzeh2a. 初選載荷系數(shù)kt=1.6b. 小齒輪傳遞的扭矩t1=ti滾=6.79105 nmmc. 由1 p.205表10-7, ?。糊X寬系數(shù)d=1d. 由1 p.215圖10-26 根據(jù)z1=23, z

19、2=106 =14查得：a1=0.765 ; a2 =0.829所以，端面重合度 a=a1+a2=1.594e. 據(jù)=14,由1 p217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433f. 由1p201表10-6 ，查得材料的彈性影響系數(shù)ze= 189.8 mpag. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由 1 p209圖10-21(d)，小齒輪的 hlim 1= 539mpa，大齒輪的 hlim 2= 480 mpan1=60n1jlh=2.074109ncn2=60n2jlh=4.524109nc由 1 p207圖10-19,查得：接觸疲勞壽命系數(shù)khn1= 0.88，khn2=0.955安全系數(shù) sh=1所

20、以h1=khn1hlim 1sh=474.32mpa初選齒數(shù)：z1=23z2=106初選螺旋角：=14小齒輪傳遞的扭矩：t1=6.79105 nmm齒寬系數(shù)：d=1h2=khn2hlim 2sh=0.985480=458.4mpa h=h1+h22=513.04+472.82=466.36 mpa h1.23h2，所以取 h=466.36mpa代入計算小齒輪分度圓直徑 d1td1t32kttidu+1uzhzeh2=54.87126 mm計算圓周速度v=d1tni601000=2.06860 ms計算齒寬 bt及模數(shù) mntbt=dd1t=54.87126mmmnt=d1tcosz1=2.31

21、5mmh=2.25mnt=5.2084 mmbh=49.13584.7014=10.535162計算縱向重合度 =0.318dz1tan=1.824計算載荷系數(shù)k載荷時輕微沖擊，由1 p193，表10-2ka = 1.25，由p194，圖10-8查得 kv = 1.08 (選用7級精度)ft=2tid1t=2.4745 nkaftbt=56.370據(jù) 2 p195表10-3，取kh=kf=1.43據(jù) 2 p197表10-4 ，按軟齒面，非對稱布置，7級精度，bt=54.87126， d=1，得kh=1.42015h=466.36mpad1t54.87126mmp198圖10-13由，bh=10

22、.535162，kh=1.42015，得kf=1.325故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=2.7416按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t3kkt=65.66081 mmmn=d1cosz1= 2.77002mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn32kt1ycos2dz12yfaysafk=kakvkfkf=2.5579t1=67.889104 nm根據(jù) =1.824，從p217 圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) y=0.875計算當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=25.178zv2=z2cos3=116.036由1 p200表10-5得，齒形系數(shù)： yfa1=2.614，yfa2=2.167應(yīng)力校正

23、系數(shù)：ysa1=1.590 ，ysa2=1.803由 1p208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度強度極限fe1=270 mpa，fe2=260 mpa由 1 p206圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)kfnn1=2.074109，n2=4.525108kfn1=0.855，kfn2=0.905載荷系數(shù)：k=2.7416按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=65.66081 mm載荷系數(shù)：k=2.5579計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.45f1=kfn1fe1s=159.207 mpaf2=kfn2fe2s=162.276 mpayfa1ysa1f1=0.02615yfa2y

24、sa2f2=0.02408yfaysaf=yfa1ysa1f1，yfa2ysa2f2max=0.02615設(shè)計計算mn32kt1ycos2dz12yfaysaf=2.0140 mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.77922 mm 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z1=d1cosmn=31.856取z1=31，z2=uz1=142.0727，取z2=142幾何尺寸計算（1） 計算中心距a=z1+z2mn2cos=178.2962 mm圓整后 a

25、取178 mm（） 計算螺旋角和大、小齒輪的分度圓直徑=arccosz1+z2mn2a=0.2376改變不多，參數(shù)不必修正d1=z1mncos=63.792 mmd2=z2mncos=292.208 mma=d1+d22=178.2962mm（3） 計算齒輪寬度b=dd1=163.792=63.792 mmmn2.0140mm 選定齒數(shù)：z1=31z2=142中心距：a=178.2962mm螺旋角：=0.2376大齒輪的分度圓直徑:d1=63.792 mm小齒輪的分度圓直徑:d2=292.208 mm圓整后取 b2=65; b1=70 2.2.2 低速級齒輪傳動設(shè)計低速級1. 選定齒輪類型、精

26、度等級、材料和齒數(shù)（） 選用圓柱斜齒傳動（） 運輸機為一般工作，及其速度不高，精度等級選7級精度（） 材料選擇。由1 p.191表（10-1）小齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，hbs=245，mq；大齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，hbs=210，ml，與小齒輪硬度相差35（） 初選小齒輪 z3=28大齒輪 z4=i iz3 = 98.7106,z4取99初選螺旋角 =142按齒面接觸強度設(shè)計d3t32ktt2du+1uzhzeh2a. 初選載荷系數(shù)kt=1.6b. 小齒輪傳遞的扭矩t2=tii滾=2.927135105 nmmc. 由 1 p.205表10-7, 取：齒寬系數(shù)d=1d. 由資料 1 p.21

27、5圖10-26 根據(jù)z3=28, z4=99, =14查得： a1=0.78 ; a2 =0.83所以，端面重合度 a=a1+a2=1.61e. 據(jù)=14,由1 p217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433f. 由1 p201表10-6 ，查得材料的彈性影響系數(shù)ze= 189.8 mpag. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由1 p209圖10-21(d)，小齒輪的 hlim 1=597 mpa由1 p.209圖10-21(c)，大齒輪的 hlim 2= 488 mpan1=60n1jlh= 4.53108nc n2=60n2jlh=1.283108nc 由1 p207圖10-19,查得：接觸疲勞壽

28、命系數(shù)khn1= 0.92，khn2=0.95 齒輪寬度:b2=65b1=70初選齒數(shù)：z1=28z2=99初選螺旋角：=14小齒輪傳遞的扭矩：t2=2.9105 nm齒寬系數(shù)：d=1取安全系數(shù) sh=1所以h1=khn1hlim 1sh549.24 mpah2=khn2hlim 2sh=463.6mpa h=h1+h22=506.42 mpa h100 nmh=506.42 mpad3t82.704mm據(jù)p195表10-3，取kh=kf=1.2p197表10-4 ，按軟齒面，非對稱布置，7級精度，bt=82.704， d=1，得kh=1.4266p198圖10-13由，bh=12.8254，

29、kh=1.4266，得kf=1.38故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=2.2469按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d3=d3t3kkt=92.614 mmmn=d3cosz3=3.2094mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn32kt1ycos2dz12yfaysafk=kakvkfkf= 2.1735tii=2.92105 nmm根據(jù) =2.220017，從p217 圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) y=0.875計算當(dāng)量齒數(shù)zv3=z3cos3=30.651zv3=z3cos3=108.373由1 p200表10-5得齒形系數(shù)： yfa1=2.511 ，yfa2=2.173應(yīng)力校正系數(shù)：ysa1=1.

30、6283，ysa2=1.7967由1 p208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度強度極限fe1=270 mpa，fe2=260 mpa由1 p206圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)kfnn1=4.53108，n2=1.283108載荷系數(shù)：k=2.1778按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d3=89.0234 mm載荷系數(shù)：k=2.06145kfn1=0.901，kfn2=0.955計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.45f1=kfn1fe1s=167.77mpaf2=kfn2fe2s=171.241 mpayfa1ysa1f1=0.02437yfa2ysa2f2=0.02280

31、2yfaysaf=yfa1ysa1f1，yfa2ysa2f2max=0.02437設(shè)計計算mn32kt1ycos2dz12yfaysaf= 2.6654 mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=3，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=82.704 mm 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z3=d1cosmn=29.954取z3=30，z4=uz1=105.76 取z4=106幾何尺寸計算（1） 計算中心距a=z1+z2mn2cos=210.245 mm圓整后 a 取198 mm（） 計算螺旋角和大

32、、小齒輪的分度圓直徑=arccosz1+z2mn2a=0.2397改變不多，參數(shù)不必修正d3=z1mncos=92.647 mmd4=z2mncos=327.353mmmn2.6654mm 選定齒數(shù)：z3=30z4=106中心距：a=210.245 mm螺旋角：=0.2397大齒輪的分度圓直徑:d3=92.647 mm小齒輪的分度圓直徑:d4=327.353mma=d3+d42=210.245mm（3） 計算齒輪寬度b=dd3=192.647=92.647 mm圓整齒輪寬度b4=95 mm，b3=100mm 2.2.3齒輪的主要傳動參數(shù)和尺寸表4 齒輪材料及主要傳動參數(shù)高速級齒輪齒數(shù)材料熱處理

33、表面硬度分度圓直徑dz13145號鋼調(diào)質(zhì)250hbs63.791 mmz214245號鋼調(diào)質(zhì)210hbs292.208mm傳動傳動比i中心距a模數(shù)m螺旋角計算齒寬b4.583178.30 mm21463.791mm低速級齒輪齒數(shù)材料熱處理表面硬度分度圓直徑dz33045號鋼調(diào)質(zhì)245hbs92.65 mmz410645號鋼調(diào)質(zhì)210hbs327.35mm傳動傳動比i中心距a模數(shù)m螺旋角計算齒寬b3.525210.245 mm31492.65 mm表5 齒輪幾何尺寸（mm）序號 分度圓d齒頂圓da齒根圓df齒寬b163.7926579261.292702292.208294.208289.708

34、60392.6479564788.8971004327.353330.353323.60995齒輪寬度:b4=95b3=100 2.4各軸實際值數(shù)值及合理性檢驗軸號p(kw)t(n.m)n(r/min)傳動比i電機軸5.536.476144025.11867.8907204.594.815294.71157.1033.534.530970.8444.5631鼓輪軸4.39595044.5632.4.1各軸實際轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率表6 各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率 2.4.2設(shè)計合理性檢驗i=32.4054 i理=32.3135244i=i-i理i理=32.4054-32.313524432.313

35、5244=0.002843誤差在3%5%，符合要求 2.5聯(lián)軸器的設(shè)計2.5.1選用說明本設(shè)計中選用彈性柱銷聯(lián)軸器，本聯(lián)軸器軸向補償量大，徑向補償量小，彈性和緩沖性較差，工作溫度為-20+70c。主要用于載荷較平穩(wěn)，啟動頻繁，對緩沖要求不高的中低速軸系傳動。該聯(lián)軸器的優(yōu)點符合本設(shè)計要求。設(shè)計誤差：i=0.2843%2.5.2聯(lián)軸器的型號通過計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩tca：tca=kat查1 p.351.表14-1轉(zhuǎn)矩變化小，ka 選1.5在此處鍵入公式。由2 p.164 表17-4所以選用hl5型聯(lián)軸器表7 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軸孔長度mmdmm轉(zhuǎn)動慣

36、量kgm2許用補償量軸向徑向角向hl520002500(鐵)501422205.41.50.15030三、軸與輪轂的連接3.1減速器各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1.1高速軸此軸為齒輪軸，因此與齒輪1采用相同材料45號鋼聯(lián)軸器選?。篽l5型彈性柱銷聯(lián)軸器1. 確定最小軸徑d：已知高速軸上的功率p1，轉(zhuǎn)速ni，扭矩ti 。由p370表14-2，a0 取較大值125 dmina03piiiniii=24.035mm 為裝大帶輪，軸徑擴大5%7%，又要與帶輪孔徑配合 查2 p65 表9-1，取系列值di-ii=25 mm。2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (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

37、各段直徑和長度 . 為滿足大帶輪的軸向定位要求，i-ii軸段右端制出一軸肩，并與唇形密封圈內(nèi)徑匹配，依照2p158表16-9，取dii-iii=32 mm，左端用軸端擋圈定位，大帶輪與軸配合的轂孔長度 l=50 mm，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i-ii段的長度應(yīng)比l略短一些，現(xiàn)取li-ii=47 mm。. 初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7307c，取diii-iv=dv-vi=35 mm，lv-vi=21 mm，由于為齒輪軸，左、右端滾動軸承都采用軸端定位，由2p148表15-6查得6307軸肩高度h = 7 mm ，取 div-v=42 mm。. 軸承端蓋的總寬

38、度為42.6mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面的距離l = 30 mm，故取lii-iii=68 mm (3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接按di-ii=25 mm，由2p140表6-1查得平鍵截面 bh=8mm7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40 mm，滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為r6(4). 確定軸上圓角和倒角尺寸參考1p365表15-2，取軸端倒角145，各軸肩處的圓角半徑均取1 mm。最小軸徑：di-ii=25 mmdii-iii=32 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7307cd

39、iii-iv=35 mmdv-vi=35mmdiv-v=42 mm鍵的選用：c型鍵 873.1.2低速軸采用45號鋼1.初步確定軸的最小直徑：已知高速軸上的功率piii，轉(zhuǎn)速niii，扭矩tiii 。由p370表14-2，a0 取較小值105dmina03piiiniii=49.0046mm輸出軸的最小直徑應(yīng)與聯(lián)軸器hl5的孔徑相適應(yīng)，且以鍵進行周向定位，擴大5%7%，故取di-ii=51 mm，半聯(lián)軸器長度l= 142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 l1=107 mm。2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(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度. 為滿足聯(lián)軸器hl5

40、的軸向定位要求，i-ii軸段右端制出一軸肩，并與骨架形唇形密封圈內(nèi)徑匹配，依照2 p158表16-9，取dii-iii=60mm，左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=107 mm，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i-ii段的長度應(yīng)比l1 略短一些，現(xiàn)取li-ii=105 mm。. 初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7314c，取diii-iv=dvi-vii=70 mm，lvi-vii=31 mm右端滾動軸承采用軸端定位，由2p144表15-6查得6214軸肩高度h = 10 mm ，取 dv-vi=80 mm。. 取安裝齒輪處的軸段 div-v=84mm；

41、齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為l1=95mm，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 liv-v=91 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h = 14 mm ，則dv-vi=70mm，同時用于右滾動軸承的軸端定位。. 軸承端蓋的總寬度為34.6。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l = 30 mm，故取lii-iii=70mm(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按div-v=84mm，由1 p106表6-1查得平鍵截面bh=22mm14mm，

42、鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為73mm，最小軸徑：di-ii=51mmdii-iii=60 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7314cdiii-iv=70 mmdvi-vii=70 mmdv-vi=80 mmdiv-v=84 mm鍵的選用：a型鍵 2214a型鍵 1610同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7m6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm10mm125mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為r6。滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6(4). 確定軸上圓角和倒角尺寸參考1 p365表15-2，取軸端倒角245，各軸肩處的圓角半徑1 m

43、m。其他尺寸如圖：3.1.3中間軸采用45號鋼1.初步確定軸的最小直徑：已知高速軸上的功率pii，轉(zhuǎn)速nii，扭矩tii 。由p370表14-2，a0 取較大值120di-ii=50 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7310cdv-vi=50 mmdiv-v=56 mmdii-iii=64 mmdmina03piinii=32.5045 mm并通過類比，取di-ii=50 mm2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(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度. 初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7310c，取di-ii=dv-vi=50 mm，lv-vi=23 mm，右滾動軸承的左

44、端采用軸端定位，由【2】p148表15-6查得7310c軸肩高度h = 6mm ，取 div-v=56 mm。. 取安裝高速級大齒輪處的軸段 dii-iii=64 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 l1=104mm，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 lii-iii=100mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h = 6mm ，同時低速級小齒輪軸端的軸徑也為64 mm，同作為iii-iv段，diii-iv=64 mm。(3). 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dii-iii=64 mm，由1 p106表

45、6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56 mm，按div-v=64mm，由1 p106表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80 mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合均為h7m6；滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6 (4).確定軸上圓角和倒角尺寸參考【1】p365表15-2，取軸端倒角1.245，各軸肩處的圓角半徑1 mm其他尺寸如圖3.2低速軸的強度校核1.求作用在齒輪上的力 ft=2t2d3=6318.89nfr=fttanncos=2299.89nfa=fttan=1543.78ndiii-iv=64 mm鍵的選用：a型鍵 1610作用在齒輪上的力ft=6318.89 nfr