(整理)帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)0001

1、（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)）設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（帶式輸送機(jī)）起止日期：2010年 12月20 日至 2011 年 1月8 日學(xué) 生 姓 名班級(jí)學(xué)號(hào)成績(jī)指導(dǎo)教師（簽字）機(jī)械工程學(xué)院2011年1月8日目錄機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) .1一、傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明 .3二、電動(dòng)機(jī)的選擇 .3三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) .4四、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 .6五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 .15六、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 .23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 .26八、高速軸的疲勞強(qiáng)度校核.27九、 鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件的選擇30十、潤(rùn)滑與密封方式的選擇、潤(rùn)滑劑的選擇 .31 十一 .心得體會(huì) . . .32 十二 .參考資料

2、目錄 . . 33XX大學(xué)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)20102011學(xué)年第 1學(xué)期學(xué)院（系、部）專業(yè)班級(jí)課程名稱：機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：帶式傳動(dòng)輸送機(jī)完成期限：自2010年 12月20 日至2011年 1月 8_日共 3_周內(nèi) 容 及 任 務(wù)一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)1:輸送帶最大有效拉力：F-700N2:帶速：V-2.5m/s3:滾筒直徑：D-320mm二、設(shè)計(jì)任務(wù)三、設(shè)計(jì)工作量1：機(jī)械裝置總體方案設(shè)計(jì)，傳動(dòng)零部件設(shè)計(jì)2機(jī)械裝置主要零部件裝配圖3機(jī)械設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2010年12月20日方案擬疋，電機(jī)選擇2010年12月22日設(shè)計(jì)計(jì)算2010年12月30日裝配圖零件圖2010年1月8日

3、修改于裝訂主要參考資料1孫桓，陳作模機(jī)械原理M.北京：高等教育出版社，2001.22濮良貴,紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)M.北京：高等教育出版社，2001.3王昆，何小柏,汪信遠(yuǎn).機(jī)械設(shè)計(jì)/機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)M.北京：?jiǎn)J等教育出版社，1995.4機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)等書(shū)籍。指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月日系（教研室）主任（簽字）： 年月日題目名稱帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置學(xué)生學(xué)院專業(yè)班級(jí)姓名學(xué)號(hào)一、課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容設(shè)計(jì)一帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置（見(jiàn)圖1）。設(shè)計(jì)內(nèi)容應(yīng)包括：傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)；傳動(dòng)零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計(jì)計(jì)算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計(jì)；設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。圖2為參考傳動(dòng)方案。課程設(shè)計(jì)的要求

4、與數(shù)據(jù)已知條件：1.運(yùn)輸帶工作拉力：F =700kN ;2.運(yùn)輸帶工作速度：v =2.5m/s;3.卷筒直徑：D =:320mm;4.使用壽命：8年；5.工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷較平穩(wěn);6 .制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量。三、課程設(shè)計(jì)應(yīng)完成的工作1. 減速器裝配圖1張；2. 零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）;3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果一、傳動(dòng)方案的擬疋及說(shuō)明傳動(dòng)方案給疋為二級(jí)減速器（包含帶輪減速和兩級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)減速），說(shuō)明如下：為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬定傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速nw，即60 1000V

5、60 1000 2.5“ nw 149.28 r. minD320初步選定同步轉(zhuǎn)速為1500r/min , 1000r/min的電動(dòng)機(jī)，根據(jù)任務(wù)書(shū)得傳動(dòng)比為9-25二、電動(dòng)機(jī)選擇1 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式2.電動(dòng)機(jī)容量1）卷筒軸的輸出功率P W P Fv 700 2.51.75kW1000 1000由表12-1可知，對(duì)額定功率為4kw的電動(dòng)機(jī)型號(hào)分為 Y100L1-4或Y112M-6nW 119.4 r/minPw5.2kW0.784Pd 6.63kW萬(wàn)案號(hào)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速額定功率外伸軸徑軸外伸長(zhǎng)1150014302.2 :28：60210009402.228601430 cu。11 9.581

6、49.2894012 6.30149.28通過(guò)對(duì)上述兩鐘方案的比較可以看出：方案1選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高，總傳動(dòng)比為9.58滿足任務(wù)書(shū)的要求。故方案1比較合理。2）電動(dòng)機(jī)輸出功率P dR 衛(wèi)也傳動(dòng)裝置的總效率12 3 ； 4 5式中，12為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由參考書(shū)1表2-4查得：設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié) 果彈性聯(lián)軸器i 0.99 ；閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率g 0.97 ； 一對(duì)滾動(dòng)軸承效率b 0.98輸送機(jī)滾動(dòng)效率cy 0.96估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率為：01122334 4w式子中：01 =c=0.9901 =bg0.970.980.950612bg0.970.980.950634

7、bc0.980.990.97024wbcy0.980.990.9504所以：0.99 0.9506 0.9506 0.9702 0.9504 =0.8204i =24.29故pdPW1.752.13kW0.82043. 電動(dòng)機(jī)額定功率Ped由1表20-1選取電動(dòng)機(jī)額定功率 Rd 2.2kW4. 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速電機(jī)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速起運(yùn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y100L1-42.21KW1430r/min2.22.3選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為丫132S2-2。主要性能如下表:i 2=4.12 i3=2.95為了便于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書(shū)中 推薦減速裝置傳動(dòng)比范圍i925，貝U5、計(jì)算傳

8、動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i并分配傳動(dòng)比1） 、因?yàn)榭倐鲃?dòng)比為9.58 （符合24i 34）2）、分配傳動(dòng)比1430級(jí)減速器中:高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比i21.3* i。1.3*9.583.53i低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比i3 L2 燮 2.72i23.53三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1 各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動(dòng)裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號(hào)為：1軸、U軸、川軸 各軸轉(zhuǎn)速為：nonm1430r / minnmnm1430r /mini1n1430n405.214r / mini23.53n405.214n149.25r /mini32.722.各軸輸入功率電動(dòng)機(jī)的輸入功率,F0巳2.2kW第一根軸的功率，PF0 012.

9、2 0.99 2.178kW第二根軸的功率，PP 122.178 0.9506 2.0704kW第三根軸的功率，PP 232.0704 0.9506 1.9681kW3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N?m)按電動(dòng)機(jī)所需功率Pd計(jì)算各軸輸入功率，即T。9.55103F09.551032.2 MN m14.69N m1430T9.55103Pl9.551032.178“N m14.5454N mn11430T9.55103P29.551032.0704 KlN im 48.794N m1430T9.551039.551032.1.9681 KlNm 125.93N m將計(jì)算結(jié)果匯總列表備用n02900r / m

10、inn 1450r / mnn 352r /min n 119r / mnP06.63 kWP 6.36kWP 6.05kWP 5.75kWT0 2.183 1dNmmi T 4.191 1(1 N mmT 1.642 105N mmT 4.603 105N mm項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)高速軸I中間軸n低速軸N轉(zhuǎn)速(r/min21149.25P功率(kW2.22.1782.07041.9681轉(zhuǎn)矩T(N?m)14.6914.545448.794125.93i傳動(dòng)比13.532.722、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)選擇斜齒圓柱齒輪先設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪傳動(dòng)1) 、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知

11、減速器采用閉式軟齒面 計(jì)算說(shuō)明(HB=350HBS),8級(jí)精度,查表 10-1 得小齒輪 40Cr調(diào)質(zhì)處理 HB i=280HBS大齒輪 45 鋼調(diào)質(zhì)處理 HB 2=240HBS2) 、按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算：V=19.0m/sdd2 =250mm取小齒輪 zi=24,則 z2 =i 2 z!， z2 =24 3.529=84.7，取 z2 =84 并初步選定14LEPE確定公式中的各計(jì)算數(shù)值a. 因?yàn)辇X輪分布非對(duì)稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b. 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Zh=2.433c. 由圖 10-26 查得 a1 =0.78,2 0.86,貝U12 1.64d. 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)

12、矩：1.45 104 N mm。確定需用接觸應(yīng)力e. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果f.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限因軟齒面閉式傳動(dòng)常因點(diǎn)蝕而失效，故先按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式確定傳動(dòng)的尺寸，然后驗(yàn)算輪齒的彎曲強(qiáng)度，查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力ao=500mmiimi =600MP軟齒輪的為 Hm2 =550MPah.由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n 1jLh 60 1430 1 (8 2 14 365) 7.015 109“4.065 1099N2 1.987103.53i.由圖10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.82ld

13、 =1600mmK hn2 =0.87H 1 = KHN1lim1 /S=492MPaH 2 = K HN 2 lim 2 /S=487.5 MpaH =( H 1+ H 2 )/2=485.25 Mpa,2 1.6 1.45 104 4.53 2.433 189.8 2d1t 3=32.04A CC 0V1 1.643.53485.251 1663)、計(jì)算(1)計(jì)算圓周速度：V=d1t ji n1/60000=2.40m/s(2)計(jì)算齒寬B及模數(shù)口玳B= dd1t =1X32.04mm=32.04mmmnt = d1t cos B / z1 =1.29mmH=2.25 mnt =2.905m

14、mB/H=32.04/2.905=11.029(3)、計(jì)算縱向重合度=0.318 dz1tan B =1.904設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果(4)、計(jì)算載荷系數(shù)由表 10-8.10-4.10-13.10-3分別查得：Ka 1, Kv1.09, Kh 1.422, Kf 1.36, Kh Kf 1.1故載荷系數(shù)K Ka Kv Kh Kh 1 1.09 1.1 1.4221.705V帶取2根.(5)、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，1 k由式 10 10a 得d1 = d1t 補(bǔ)丄=32.726 KtFomin =190.0N(6)、計(jì)算模數(shù)mntmnt =d1 Cos B /Z仁 1.32mm4)、

15、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-17m2KT1Yf1Ysh1COS2Fp=754Nn1Va(U 1)zfF1(1)、計(jì)算載荷系數(shù)：K Ka Kv Kf Kf 1 1.09 1.1 1.361.631、根據(jù)縱向重 合度 =1.904,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y 0.88(3)、計(jì)算當(dāng)里齒數(shù)齒形系數(shù)z2426 27 z84Zv1326.27 , Zv2391. 95cos314cos314(4)、由1圖 10-5 查得 YFa12.65, 丫尸玄22.21由表 10-5 查得 YSa11.596, Y&21.774由圖 10-20C 但得 fe1 =500 MPa fe2 =380 MPa由圖

16、10-18取彎曲疲勞極限Kfn1=0.81, Kfn2=0.84計(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力：取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得：設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié) 果F1 =KfN1 FE1 /S=289.29 MPaF2 = KfN2 fE2 /S=300 MPa1.60(5)、計(jì)算大小齒輪的YF1Ysa1，并比較F1YF1Ysa12.65* 1.596F1YF2Ysa2289.290.0146F22.21 1.7743000.0131且 YF1Ysa1YF 2Ysa2F1，故應(yīng)將F2YF2丫sa2代入1式(11-15)計(jì)算。F2(6)、計(jì)算法向模數(shù)mn125丫尸1綣1 cos2a(U1)Z；F14232 仙 1.4

17、55 10 88 cos 14 0.0146 0.901 1.64 242N1N24.0659.866109108對(duì)比計(jì)算結(jié)果，為同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，則需按分度圓直徑d1=32.726mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的數(shù)，于是有:取 mn1 1.25mm(7)、則 Z1d1 cos32.726 cos14H1mn1.2525.40，故取 Z1=25540M pa528MPa88mn(Z1Z2)2 cos(25_88)116.46mm2 cos14V=3.26m/s取 a1=116mm(9) 、確定螺旋角Z2)2a2(2588 ) 一 心arccos13 .062 1161 arccos m n (Z1135

18、24=1.704（10）、計(jì)算大小齒輪分度圓直徑：K=2.001di= Zimn32.08mmcos13.06Z2mnd2=2 n 112.93mmd1=46.22cos13.06(11) 、確定齒寬b2ad1 1 32.08 32.08mm取 B2 35mm， B1 40mmmn1 2mm5)、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。(略)配合后面軸的設(shè)計(jì)而定低速軸的齒輪計(jì)算1）、選擇材料熱處理方式（與前一對(duì)齒輪相同）（HB=350HBS）,7級(jí)精度,查表10-1得小齒輪 40Cr調(diào)質(zhì)處理HB 1=280HBS大齒輪 45 鋼調(diào)質(zhì)處理 HB 2=240HBS2） 、取小齒輪 Z3=24,則 Z4 = i3*Z2 =24*

19、2.72= 65. 28 取乙=66,初步選定3 = 143）、按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算：確定公式中的各計(jì)算數(shù)值a. 因?yàn)辇X輪分布非對(duì)稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b. 由圖10-30選取區(qū)域系z(mì)h =2.433.c. 由圖 10-26 查得 10.78,20.87,則1.651 2d. 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩：T2 4.88 105 N mm確定需用接觸應(yīng)力e. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPaf. 由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限因軟齒面閉式傳動(dòng)常因點(diǎn)蝕而失效，故先按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式確定傳動(dòng)的尺寸，然后驗(yàn)算輪齒的彎曲強(qiáng)度，查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力Iim1

20、 =600MPa大 齒輪的為 訕2 =550MPa h.由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N160n1jLh 60 405.21 1 (14 2 8 365) 1.99 109N291.99 102.727.31 108i. 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.88 Khn2=0.92H 1 = KHN1 lim1 /S=0.88*600=528MpaH 2= KHN2 iim2 /S=0.92*550=506Mpa h =( h 1+ h 2)/2=517 Mpa4) 、計(jì)算a1=116mm1,試算小齒輪分度圓直徑d1t，有計(jì)算公式得設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果H=2.25mnt =3.85m

21、mb/h=42.26/3.85=10.98(3)、計(jì)算縱向重合度=0.318 dZItan B =1.903根據(jù)縱向重合度1.903，從圖10-28查的螺旋角影響系數(shù) Y 0.88a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分別查得：Ka 1,Kv 1.08,Kh0 1.423, Kf 1.36, Kh k/a 1.2故 載荷系數(shù) K=1*1.08*1.2*1.36=1.76(4八按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得d1 = d1t 3! =43.98mm1 1t N Kt(5)計(jì)算模數(shù)mntmnt = d1 cos B / z3=1.78mm5)、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式

22、10-17一2燈*禮2mn1 3/八 2a(U 1)Z1 F1a 上式中 K Ka Kv Kf Kf 1 1.08 1.2 1.361.763b根據(jù)縱向重合度=1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) YB =0.875c計(jì)算當(dāng)里齒數(shù)齒形系數(shù)24“ “66Zv1326.26 , zv2372.21cos 14cos 14由1表 10-5 查得 Yf1 2.585, Yf2 2.224由圖 10-20C 但得 FE1 =500 MPa FE2 =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限Kfn1=0.86, Kfn2=0.89d計(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力：取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得：115

23、5 24”d1 =45.58mmd2 =186.42mmB245mm,B1 50mm設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果F1 = K FN1fe1 /S=307.14 MPaF2 = K FN 2fE2 /S=241.57 MPa由表 10-5 查的 ysa1 1.597; ysa2 1.754YF1Ysa12.585 1.5970 01344e 比較F1307.14YF2Ysa22.224 1.754F2 sa2nF2241.57且YF1Ysa1丫F2Ysa2，故應(yīng)將 YF2Ysa2 代入1式（11-15）計(jì)算。F1F2F2f法向模數(shù)Mn f521.763 1.2593 1 05 0.88 COS14 2 0

24、.0165 =1.85mm1 242 1.65對(duì)比計(jì)算結(jié)果,為同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，則需按分度圓直徑d1=43.98mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的數(shù)，于是有：取 mm 2.0mm z 21.則57.12 取值為 57g中心距m a1n(乙勺)2 (21 57) 80.412mm2cos2 cos14V=1.21m/s取 a1=81mmh確定螺旋角mn(Z1 Z2)1 arccos2a2arccos-(2157)15.1415 1536“2 85i計(jì)算大小齒輪分度圓直徑：dZ3mn43.52mmd 3 一cos15.14.乙mn118.13mmd4 =cos15.14設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié) 果K=1.960J 齒寬

25、B4ad3 1 43.52 43.52mm取 B4 45mm, b350 mm4）、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，（略）配合后面軸的設(shè)計(jì)而定將齒輪計(jì)算數(shù)據(jù)進(jìn)行總結(jié)如圖所示：齒輪分度圓直徑寬度齒數(shù)模數(shù)螺旋角中心距132.0840251.2513.0691162112.933588343.525021215.14814118.134557五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算為了對(duì)軸進(jìn)行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力有公式：Ft 2【1d1F R tan an ,1 rCOSFa Ft tan第一對(duì)和第二對(duì)嚙合齒輪上的作用力分別為42T 2 1.455 10894Nd132.56Ft1 tg n894 tg20o336NCOS 1

26、cos13.06Ft1tg 1894 tg13.06208N2T2244.879 10865Nd2112.93Ft2 tg n865 tg20)324Ncos 2cos13.06OFr1Fa1Ft2Fr2Fa2 Ft2tg 2865 tg13.06201NFt3玉 2 處79 1042242Nd343.53Fr3甩92242 tg20。846N2cos15.14cosFa3Ft4Ft4Ft3tg2Ld4Ft4 tg n 2132 tg20。804N cos 2cos15.14oFt4tg 22132 tg15.14o 577N22242 tg15.14607N52 1.259 10 2132N

27、118.131高速軸I設(shè)計(jì)1）按齒輪軸設(shè)計(jì)，軸的材料取與高速級(jí)小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取A 1072）初算軸的最小直徑d minA03107 3i2.71813.254mmn1430高速軸I為輸入軸，因?yàn)閹л嗇S上有鍵槽，故最小直徑加大10%dmin=14.5794mm由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表 22-1-17查得帶輪軸孔有20,22, 24, 25，28 等規(guī)格，故取 dmin =20mm高速軸工作簡(jiǎn)圖如圖（a）所示d=33首先確定個(gè)段直徑A段：d1=20mm有最小直徑算出）B段：d2=25mm根據(jù)油圭寸標(biāo)準(zhǔn)，選擇氈圈孔徑為 25mm的C段：d3=30mm與軸承（圓錐滾子軸承

28、 30206）配合，取軸承內(nèi)徑mn1 2.5mmZ327z480a1=138mm114 136“d3 =69.64mmd4 =206.36mmB4 70mm，B375mm設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果D段：d4=32mm 設(shè)計(jì)非定位軸肩取軸肩咼度 h=3mmE段：d5=32.08mm將高速級(jí)小齒輪設(shè)計(jì)為齒輪軸， 全高為34.58取35mm1G段，d7=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內(nèi)徑F段：de=33mm,設(shè)計(jì)非定位軸肩取軸肩咼度 h=3mm第二、確定各段軸的長(zhǎng)度A段：L1=1.6*20=32mm圓整取 L1=30mmB段：L2=54mm考慮軸承蓋與其螺釘長(zhǎng)度然后圓整取 54mmC

29、段：La=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤(pán)長(zhǎng)度（參考減速器裝配草圖設(shè)計(jì)p24）L3=B+ 3+2=16+10+2=28mmG段：L7 =30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤(pán)長(zhǎng)度F 段：L6 8mm , L6 = 2-2=10-2=8mmE段：L5 40mm，齒輪的齒寬B1 40mmD段：L4=52mm,考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已疋長(zhǎng)度后圓整得 L4=52mmdmin =20mm軸總長(zhǎng)L=244mm兩軸承間距離（不包括軸承長(zhǎng)度）S=128mm2、軸U的設(shè)計(jì)計(jì)算1）、按齒輪軸設(shè)計(jì)，軸的材料取與咼速級(jí)小齒輪材料相同，40Cr，

30、調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取A 1002）初算軸的最小直徑dminJP 100 引 2.0717.22mmn 405.21因?yàn)閹л嗇S上有鍵槽，故最小直徑加大 5% dmin =18.084mm根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，考慮相同的軸承減少安裝難度，并且后面軸徑要求較大以及與設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié) 果相配合軸承內(nèi)徑故取dmin=30mm 初選角接觸球軸承7206C軸U的設(shè)計(jì)圖如下:血30A00d=435J7B53T7Vcl=d=soE首先，確定各段的直徑A段：di=30mm與軸承（角接觸球軸承7206C）配合F段：d6=30mm與軸承（角接觸球軸承 7206。配合E段：d5=35mm非定位軸肩B段：d2=37m

31、m,非定位軸肩，與齒輪配合C段：d3=43.53mm,齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D段：d4=37mm,定位軸肩然后確定各段距離：A段：Li=30mm,考慮軸承（角接觸球軸承7206C）寬度與擋油盤(pán)的長(zhǎng)度B段：L2=8mm根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度C段：La =50mm根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E段：L5=33mm,根據(jù)高速級(jí)大齒輪齒寬減去 2mm（為了安裝固定）F段：L6=31mm考慮了軸承長(zhǎng)度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離L=290mmS=174mmD段：L4=8mm由軸I得出的兩軸承間距離（不包括軸承長(zhǎng)度）S=128m減去已知長(zhǎng)度得出3、軸川的設(shè)計(jì)計(jì)算輸入功率 P=1.9681KW轉(zhuǎn)速 n =1

32、49.258r/min,T=125.93N*m軸的材料選用40Cr （調(diào)質(zhì)），可由表4-2查得C=90所以軸的直徑：dmin C#n=21.26mm因?yàn)檩S上有兩個(gè)鍵槽，故最小直徑加大 10% dmin =23.386mm由表16-4（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)）選聯(lián)軸器型號(hào)為HL2軸孔的直徑d!=25mn長(zhǎng)度L=62mm 軸川設(shè)計(jì)圖如下:首先,d min =30mm確定各軸段直徑d!=30mm,與軸承（角接觸球軸承7206C配合B段：d2=35mm非定位軸肩,h取5mmC段：d3=40mm定位軸肩。D段：d4=37mm,非定位軸肩。E段：d5=30mm,與軸承（角接觸球軸承7206。配合F段：d6

33、 =25mm按照齒輪的安裝尺寸確定G段：d7 =24mm,聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長(zhǎng)度A段：Li =32m m由軸承長(zhǎng)度， 3, 2,擋油盤(pán)尺寸B段：L2=43mm齒輪齒寬減去2mm便于安裝C段：L3=8mm,軸環(huán)寬度，取圓整值根據(jù)軸承（角接觸球軸承7206。寬度需要D段：L4=55m m由兩軸承間距減去已知長(zhǎng)度確定E段：L5=22mm,由軸承長(zhǎng)度， 3， 2,擋油盤(pán)尺寸F段：Le=32mm,考慮軸承蓋及其螺釘長(zhǎng)度，圓整得到G段：L7 =52mm聯(lián)軸器孔長(zhǎng)度軸的校核計(jì)算, 第一根軸： 求軸上載荷 已知：dmin =45mmFt 894N, Fr 336N,Fa 208N設(shè)該齒輪軸齒向是右

34、旋，受力如右圖：Li 92mm，L2 94mmL3 42mm由材料力學(xué)知識(shí)可求得水平支反力：Fnhi 247.03NFNH2 646.97NM H 23220.82N mm垂直支反力：Fnvi 92.84N,Fnv2 243.16 NMV1 8740.12N mm, MV2 10211.04N mmMV3 1470.92N mm合成彎矩My 8740.12N mm,Mz 23220.82 N mm, M324811.21 N mm由圖可知,危險(xiǎn)截面在齒輪處w 3232W 33d32.08求軸上的轉(zhuǎn)矩：T 14550n?mmT2229n?mm軸材料選用40Cr查手冊(cè)s 540MPa對(duì)于軸的計(jì)算取

35、安全系數(shù) S=2.5，貝U =216MPa按第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核，則有公式的:衛(wèi)HU 攻8112 14552 &89MPaWW所以選軸符合要求!第二根軸 求軸上載荷已知:Ft2Fa2Ft3Fa3865N,Fr2 324N201N2242N, Fr3 846N607N設(shè)該齒輪軸齒向兩個(gè)都是左旋，受力如右圖:L1 49mm,L249.5mmL331.5mm由材料力學(xué)知識(shí)可求得支座反力：Fnh1 703NFnh2 1136NMh 65013NmmFnhi 1099N, Fnh2 2008N F1 13.54F2533.54求相應(yīng)彎矩轉(zhuǎn)矩合成彎矩ca =14.49MPa+My方向彎矩L1:M1 F1

36、L1634.5 N mm,L2：M1 F1L| L21320.75N mmM2FA2d211349.465Nmm2A22M 3Fr2L216038N mmd3L3: M1 Fa3 113211.355 N mm,2M Z方向求矩L1: M1 FnH1 L151653N mm,L2: M1 Fnh 1 L1 L290015.3N mm求扭矩：T2f t3Ft2 亞 48841.225 N.mm 2d344.095N.mm2所以得危險(xiǎn)截面在C處M.MZ2 My232 3 M T212.8MPad3246MPa符合強(qiáng)度條件!第三根軸:F NH 1FNH 2M H12446 N,176N148595N

37、 mm,8552N m軸上L2MZ Arh糞2 B F1JKJ XFNHgFaFr載已知:Ft 2132N,Fr 804N,Fa 577N設(shè)該齒輪齒向是右旋，受力如圖:M1M 2M 3M 4ca15894 N mm,176472 N mm43365 N mm12174 N mm=5.98MPaFnh1 2948NFnh2 1513NM H 186490N mmM !199810 N mm,M 2263321 N mmca=19.77MPaFr1 1531NFr2 1139NL1 68mm,L292.5mmL3 37.5mm由材料力學(xué)知識(shí)可求得求支座反力F1215Fnhi 614.4NF2589

38、Fnh2 1517.6N由圖可知，危險(xiǎn)截面在C右邊求特定彎矩：MZ FNH1 92.5 56832N mmMy F1 92.5 19887.5N mmM Z FNH1 92.5 56832N mmMy F1 92.5 19887.5mM M y2 Mz260.21N mT=122.18N m32 3 . M 2 T20.79MPa?d3軸材料選用40Cr與上兩次軸選材相同所以也符合強(qiáng)度要求六、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算1. I軸軸承型號(hào)為7206C的角接觸球軸承1）計(jì)算軸承的徑向載荷：Fr1,.FrNH1 F1292.842 247.032 263.90NFr2 FNh2 F22243.162 64

39、6.972 691.169N2） 計(jì)算軸承的軸向載荷（查指導(dǎo)書(shū)p151） 7206C的角接觸球軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=17.8KN,基本額定靜載荷Cor=12.8KW,因?yàn)镕a/C00.012所以取值 e=0.38 , Y=1.47設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果兩軸承派生軸向力為：FdeFrFdi eFn 0.38 263.9 100.3N,Fd2 eFr20.38 691.169 262.64N因?yàn)?Fa Fd1 205N100.3N305.3N Fd2 262.64N所以左端軸承被放松，只受其派生軸向力Fdi即Fai = FdiFa2 FaFdi 305.3N、2）計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系

40、數(shù)fp 1.5因?yàn)殡?100.30.38 e X110P F22963NFM263.90p1fp XFr1 YFa1395.85N因?yàn)?05.30.442 e，X2 0.44,Y21.47Fr2 691.169Lh 87706p2 fp XFr2 YFa2725.9N所以取P P2725.9N3）校核軸承壽命Fr1 2612 N46亠4亠64亠4亠3Fr2 188 N_10 zC1017.8 10 x3, “.Lh( ) h() h 171847h60n P60 1430725.9按一年360個(gè)工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。2.U軸軸承1）計(jì)算軸承的徑向載荷：Fr1 jFrN

41、H1 FrNV1 功3.542 109921099NFr2JfNh2 氐2 &33.542 20082 2078N2）計(jì)算軸承的軸向載荷（查指導(dǎo)書(shū)p151） 7206C的角接觸球軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=17.8KN,基本額定靜載荷Cor=12.8KW,因?yàn)镕a2 1312NFa/C00.012所以取值 e=0.38 , Y=1.47Fa1Fd2 59 N設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié) 果3918NFa1因?yàn)镕M1195.6410991.08e 0.38X10.44“1.47Lh142356P1fp XFMYFa13362NFa2因?yàn)镕r2X2789.6420780.38P21,Y20fp XFr2YFa2

42、3117NN3149 NFr21616 NFdeFrF d1eFr10.38 1099417.62NFd2eFr20.38 2078789.64N因?yàn)镕 d2Fa2Fa1789.64 N607N201N1195.64N Fd1 417.62N左端軸承壓緊，右端軸承放松Fa1Fa Fd 2 1195.64 NFa2Fd2789.64 N2)計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)fp 1.5所以取P R 3362N3)校核軸承壽命Lh10660nh 60104。5、33623(17.8 10 )3h 6107.46h按一年360個(gè)工作日,每天2班制.壽命1.06年.故所選軸承不適用。 所以從新選擇相

43、配合的軸承初選30206圓錐滾子軸承Fr1*FrNH1FrNV1Fr2X FrNH 2FrNV、13.542 109921099N533.542 200822078NFa21050N因?yàn)椴楸淼肶=1.47Fd2YFa22184NF d11099373.812 1.47F d22078706.82 1.47F d2Fa2F a1706.8N607 N 201N1112.8N Fd1 373.83N所以一軸被壓緊二軸放松，F(xiàn)a1 =1112.8N , Fa2 =706.8N對(duì)E取值為0.37,Fa1Fr1Fa1Fr111128 1.011099706-80.342078P P，5885NLh128

44、066hP 36.38R 0.4Fr 1.6Fa 2220.08NF2 Fr 2078N所以取 F=F1=2220.08N校核軸承壽命：,10610641.2 103 .uLh () h () h 263014h60n F 60 405 2220.08兩班工作制，一年 360工作日，則軸承壽命為 15.6年足以滿足壽命要求2. 川軸軸承1）計(jì)算軸承的徑向載荷：Fr1丁爲(wèi)1 FrNv1.2152 614.42 651NFr2FNh2 FrNv2589? 15172 1628N2） 計(jì)算軸承的軸向載荷（查指導(dǎo)書(shū)p151） 7206C的角接觸球軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=17.8KN,基本額定靜載荷C

45、or=12.8KW,因?yàn)镕a/C00.012所以取值 e=0.38 , Y=1.47兩軸承派生軸向力為：Fd1 Fr1 e 247.38 N, Fd2 Fr2 e 618.64 N因?yàn)?Fd1 Fa 247.38N577N824.38N Fd2 618.64NP 60.00Mpa所以，左端軸承放松，右端軸承壓緊Fa1 Fd1 247.38N,Fa2 Fa Fd1 824.38N2)計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)fp 1.5因?yàn)镕a1F r1247.380.38e 0.37, X11,Y0651P1fp XFMYFa1976.5N因?yàn)镕a2Fr2824.380.51e,X20.4,丫21.47 ,1628P2 1fp XFr2YFa22795NP 64.94Mpa所以取P P22795NP 66.42Mpa3) 校核軸承壽命106 C10617.8 T kid根據(jù)所選電動(dòng)機(jī)特點(diǎn)確定鍵的大小，K=0.5*H=4mmL=40mmD=24mm鍵 A10 X 28, bX hX L=4 X40X 24 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，p取值為40MPA 廠 2T 廠 2 1.469 10P P 7.65 P =40MPadhl4 40 24滿足設(shè)計(jì)要求1軸上聯(lián)軸器處鍵的