帶式傳動機械設計

1、機械工程學院課程設計湖南工業(yè)大學課 程 設 計資 料 袋 機 械 工 程 學 院 學院（系、部） 20133014 學年第 1 學期 課程名稱 機 械 設 計 指導教師 銀金光 職稱 教 授 學生姓名 符宇 專業(yè)班級 機械工程1101 學號 11405700224 題 目 帶 式 運 輸 機 的 傳 動 裝 置 的 設 計 3 成 績 起止日期 2013 年 12 月 15 日 2013 年 12 月 26 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數量備 注1課程設計任務書共1頁2課程設計說明書共1頁3課程設計圖紙 3張45湖南工業(yè)大學課程設計任務書20132014學年第 1 學期 機 械 工

2、程 學院（系、部） 機械工程及自動化 專業(yè) 1101 班級課程名稱： 機 械 設 計 設計題目： 帶 式 運 輸 機 的 傳 動 裝 置 的 設 計 3 完成期限：自 2013 年 12 月 15 日至 2013 年 12 月 26 日共 2 周內容及任務一、設計的主要技術參數：帶的圓周力：F=3600N；帶的帶速： v=1.3m/s，直徑300mm二、進行帶式運輸機的傳動裝置的設計設計幾種傳動方案并進行分析、比較和選擇； 對選定傳動方案進行運動分析與綜合，并選擇出最佳的傳動方案；三、設計工作量 編寫說明書一份。進度安排起止日期工作內容12月15日初步明白我們課程設計所需要哪些材料，和需要為此

3、做些什么。12月16日12月17日通過各種渠道搜集有關自己課程設計的資料，病進行初步整理。12月17日12月25日有三維軟件畫出機構簡圖，并初步排版。2013年12月 26 日用World把課程設計的有關資料排版好，并做好設計總結。主要參考資料銀金光 主編 機械設計 清華大學出版社 2012年銀金光 主編 機械設計課程設計 北京交通大學出版社 2011年指導教師（簽字）： 2011 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 2011 年 月 日機械工程學院課程設計機 械 設 計 課 程 設 計設計說明書帶式運輸機的傳動裝置的設計（3）起止日期： 2013 年 12 月 15 日 至 2013 年

4、12 月 26 日學生姓名符宇班級機工1101學號11405700224成績指導教師(簽字)機械工程學院（部）2010年 12 月 26 日目錄1.設計任務42.傳動方案分析43.原動件的選擇與傳動比分配53.1選擇電動機的類型53.2選擇電動機的容量63.3選擇電動機的轉速63.4傳動比的分配64.各軸動力及動力參數的計算74.1各軸的轉速74.2各軸的輸出功率74.3各軸的輸入轉矩85.齒輪的設計與計算85.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數85.2齒輪1、2的設計95.3齒輪3、4的設計135.4幾何尺寸的設計175.5結構設計及繪制齒輪零件圖186.軸的結構設計及計算186.1低速軸

5、的結構設計及計算186.2中速軸的結構設計及計算276.3高速軸的結構設計及計算307. 軸承的壽命校核.328.鍵聯(lián)接強度校核計算.339.潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇.3510.減速器附件的設計.3611.設計總結.38設計任務工作條件：帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5；二班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為8年，大修期為23年，中批量生產；三相交流電源的電壓為380/220V。已知數據：傳動帶的圓周力：F=3600 N帶速：v=1.3 m/s滾筒直徑：400 mm帶式運輸機的傳動裝置如圖1-1所示

6、2、傳動方案分析初步在課程設計書上給我們給定了如圖2-1所示的六種方案： 圖2-1首先從總體上考慮一下方案，首先去掉渦輪蝸桿的傳動方案，傳動效率太低，傳動比太大，然后看方案d，其中有根齒輪軸從傳動帶下面通過，這樣對于操作來說就不怎么安全，并且采取兩級傳動，把兩級變速機構分開放置，一個開始一個閉式，不僅占用空間大，而且大大降低了齒輪的使用壽命，也不便于操作。大體上一看僅剩下a、b、c、e三種方案可供選擇，由于分組的原因，我就選用方案e來進行分析。3、原動件的選擇與傳動比的分配3.1 選擇電動機的類型按工作要求求選用Y系列三相異步電動機，電壓為220V。3.2 選擇電動機容量電動機所需工作功率，由

7、公式， 又有根據帶式運輸機工作機的類型，可取工作機效率傳動裝置的總效率 由文獻【2】的94頁可大致得如下參數：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對），閉式圓柱齒輪傳動效率，代入得 所得的電動機功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率大于，查表12-1得，選用的電動機的額定功率為5.5kw。3.3 確定電動機轉速卷筒軸工作轉速為 兩級展開式圓柱齒輪減速器一般傳動比為范圍為，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍且且額定功率為4.06kW的同步轉速只有。所以電動機就要選用Y132S1-2。3.4 傳動比的分配由原始數據可初步測算出總傳動比為了傳動比合適，減小誤差，現提供兩種傳動比分

8、配方式：和。當I=時，不僅僅潤滑好，而且傳動平穩(wěn)些。所以在這里傳動比就分配為3.5和3.217兩級。 I=11×1.024 I=3.5×3.217 4 各軸動力與運動參數4.1 各軸的轉速將各軸從高速級到低速級依次編號為軸、軸、軸。式中：電動機的滿載轉速； 電動機軸至軸的傳動比。同理 4.2 各軸的輸入功率式中：電動機的實際輸出功率（kW）；電動機軸與軸間的傳動效率。同理其余類推。4.3 各軸輸入轉矩式中：電動機軸的輸出轉矩（N·m），式中： 電動機的實際輸出功率（kW）；電動機滿載轉速（r/min）。所以 其余類推。將上訴結果列表如表2所示，供后面設計計算使用。

9、表 2 各軸的運動和動力參數軸號功率P/kW轉矩T/（N.mm）轉速n/(r/min)傳動比i效率電動機軸2.1714.492143010.99軸2.14814.347 14303.50.9408軸2.02147.7194083.2170.9408軸1.901144.42412710.99工作機軸1275 齒輪的設計與計算5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數如圖5-1所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度等級。材料的選擇，由文獻【1】中的表10-1選擇小齒輪材料為調質鋼（40Cr）硬度280HBS，大齒輪材料為調質（45鋼）硬度為240HBS，

10、二者材料硬度差為40HBS。選擇齒輪齒數，大齒輪的齒數，取整為71.5.2 齒輪1、2的設計對于強度，速度及精度都要求不高的齒輪，應采用軟齒面（硬度小于等于350HBS），因此先按齒面接觸強度設計，再按翅根彎曲疲勞強度校核。5.2.1 按齒面接觸強度設計有文獻【1】中的公式（10-9a）進行計算，即5.2.1.1 確定公式中的各計算數值1) 試選擇載荷系數2) 計算小齒輪的轉矩3) 由文獻【1】中的表10-7取齒寬系數，中偏上限值。4）由文獻【1】中的表10-6查得材料的彈性影響系數5）由文獻【1】中的圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6） 計算

11、應力循環(huán)次數。7） 由文獻【1】中的圖10-19取接觸疲勞壽命系數8) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數S=1，由文獻【1】中的式10-12得5.2.1.2 計算1) 計算小齒輪分度圓直徑；代入中的較小值2) 計算圓周速度3) 計算齒寬b4) 計算齒寬與齒高之比模數齒高5) 計算載荷系數根據V=3.910m/s,7級精度，由文獻【1】的圖10-8查得動載荷系數，直齒輪，,由文獻【1】的表10-2查得使用系數。由文獻【1】的表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置 , 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑由文獻【1】中的式（10-10a）得7) 計算模數m5.2

12、.2 按齒根彎曲強度設計根據文獻【1】中的式（10-5）的彎曲強度的設計公式為： 5.2.2.1 確定公式中的各計算數值1） 根據文獻【1】中的圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限2）根據文獻【1】中的圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，。3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.45，由文獻【1】中的式（10-12）得4）計算載荷系數K5）查取齒形系數根據文獻【1】中的表10-5查得，。6）查取應力校正系數根據文獻【1】中的表10-5查得，。7）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大5.2.3 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎

13、曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪的模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.1689并就近圓整為標準值m=1.25mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數大齒輪的齒數 取整165這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊避免浪費。5.3 齒輪3、4的設計5.3.1 按齒輪3齒面接觸強度設計有文獻【1】中的公式（10-9a）進行計算，即5.3.1.1 確定公式中的各計算數值1） 計算齒輪3的轉矩（在前面的設計中已算出，也就是軸的轉

14、矩）2） 選擇載荷系數3） 由文獻【1】中的表10-7取齒寬系數4） 由文獻【1】中的表10-6查得材料的彈性影響系數5） 由文獻【1】中的圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6） 由文獻【1】中的式10-13計算應力循環(huán)次數。7） 由文獻【1】中的圖10-19取接觸疲勞壽命系數8） 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數S=1，由文獻【1】中的式10-12得5.3.1.2 計算1) 計算小齒輪分度圓直徑；代入中的較小值2) 計算圓周速度3) 計算齒寬b4) 計算齒寬與齒高之比模數齒高5) 計算載荷系數根據V=1.133m/s,7級精度，

15、由文獻【1】的圖10-8查得動載荷系數，直齒輪，由文獻【1】的表10-2查得使用系數。由文獻【1】的表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置由，根據文獻【1】的圖10-13得則有6) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑由文獻【1】中的式（10-10a）得7） 計算模數m5.3.2 按齒根彎曲強度設計根據文獻【1】中的式（10-5）的彎曲強度的設計公式為： 5.3.2.1 確定公式中的各計算數值1）根據文獻【1】中的圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2 根據文獻【1】中的圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，。3 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系

16、數S=1.45，由文獻【1】中的式（10-12）得4 計算載荷系數K5 查取齒形系數根據文獻【1】中的表10-5查得。6 查取應力校正系數根據文獻【1】中的表10-5查得。7 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大5.3.3 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪的模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.602mm并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數大齒輪的齒數 。取整為90 這樣設計出

17、的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.4 幾何尺寸計算5.4.1 計算分度圓直徑5.4.2計算中心距 因為齒輪孔的尺寸是有與之配合的軸的尺寸的大小決定的，先設計出軸的尺寸在進行齒輪結構的設計。6. 軸結構設計及計算6.1.1軸上的功率P3，轉速N3和轉矩T3的計算 在前面的設計中得到=1.901kW，=127r/min, 2求作用在齒輪上的力因一直低速極大齒輪上的分度圓直徑為mmNN6.1.3 初步確定軸的最小直徑根據文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有輸出

18、軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖6-2）與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據文獻【2】中P159，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為315N.m。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。6.1.4 軸的結構設計6.1.4.1擬定軸上零件的裝配方案由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，由文獻【1】P368所述，故采用文獻中的圖15-22a所示裝配方案。6.1.4.2根據軸向定位的要求確定軸的

19、各段直徑和長度方案。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，軸肩高度h=(0.07-0.1)d,故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸段配合的輪轂孔長度,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-段的長度應比L1略短一些，現取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據，又軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的深溝球軸承6208，其尺寸為故。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。根據文獻【2】可以知道6208型的定位軸肩的高度由于，但也不能大于內圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取。

20、3）非定位軸肩為了加工和裝配方便而設置的，其高度沒有嚴格的規(guī)定，一般取1-2mm。取2mm，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。在前面的設計中已經得出齒輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位。軸肩高度h（）可取一個合適的值h=4mm,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。4）軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結構決定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離(文獻【1】圖15-21)，故取。5）取齒輪輪轂距箱體內壁之間的距離為18.5mm(文獻【1】圖15-21),齒輪2的

21、輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm(文獻【1】圖15-21),考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm(文獻【1】圖15-21),已知深溝球軸承的寬度為，高速級上小直齒輪輪轂的長度為L=65mm，則至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。6.1.4.3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。按由文獻【1】中表6-1查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長略短于輪轂寬度60mm，為50mm，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；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。滾動軸承與軸的周向定位

22、是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。6.1.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸根據文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6-2取r=1.6。6.1.5 求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖（圖6-2）做出軸的計算簡圖（圖6-1）在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻【1】圖15-23）。對于6208型深溝球軸承，由手冊中可查得B/2=9mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-1）從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算出截面C處的、及的值如表6-1所示（參看圖 6-1）表 6-1 載荷

23、水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6.1.6 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據文獻【1】中式15-5及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由文獻【1】的表15-1查得。因此，所以此軸是安全的。6.1.7 精確校核軸的疲勞強度6.1.7.1判斷危險截面截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度來看，截面和處的過盈

24、配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必要校核。截面和顯然更不必要校核。由文獻【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。6.1.7.2截面右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面右側的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調制處理。由文獻【1】中的表15-1查得，。截面上由于軸肩而

25、形成的理論應力集中系數及根據文獻【1】中的附表3-2查取。因為，經插值后可查得，又由文獻【1】中的附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為，故有效應力集中系數由文獻【1】附表3-4所示為由文獻【1】中的附圖3-2得尺寸系數；由文獻【1】中的附圖3-3得扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則按文獻【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為又由文獻【1】中的§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數，取，取于是，計算安全系數的值，按文獻【1】中的式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。6.1.7.3截面左側抗彎截面系數

26、 抗扭截面系數 截面右側的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由文獻【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質量系數為故得綜合系數為于是，計算安全系數的值，按文獻【1】中的式（15-6）（15-8）則得故該軸在截面右側的強度也是足夠的。再加上設計中的運輸機有平穩(wěn)的特點，所以就無大的瞬時過載及其嚴重的應力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強度校核。軸的設計基本上就這樣了。6.1.8 繪制軸的工作圖（見附圖1）6.2 中速軸的結構設計及計算6.2.1 軸上的功率P2、轉速N2和轉矩T2的計算在前面的設計中得到6

27、.2.2 求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到中速級大齒輪的分度圓直徑為而 中速級上的小齒輪的分度圓直徑為而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故6.2.3 初步確定軸的最小直徑根據文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有輸出軸的最小直徑也就是安裝軸承處的直徑（見圖6-4）與軸承的內圈內徑相適應，故須同時選取軸承型號。根據文獻【2】中P130，因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據，又軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的深溝球軸承6204，其尺寸為得，也可以得。 6.2.4 軸的結

28、構設計6.2.4.1根據軸向定位的要求確定軸的剩余各段直徑和長度方案。1）右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。根據文獻【2】可以知道6204型的定位軸肩的高度由于套筒外徑，但也不能大于內圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，套筒外徑26mm.齒輪為非定位軸肩。取2）齒輪3的右端與右軸承之間采用套筒定位。在前面的設計中已經得出齒輪3的寬度為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪3的左端采用軸肩定位。軸肩高度h（）可取一個合適的值h=2.0mm,則。又因為齒輪2與齒輪3要保持一定的距離，由于在前面已說明齒輪2與齒輪3 之間的距離為20mm。故軸。同理齒輪2的左端

29、與左軸承之間采用套筒定位，在前面的設計中已得到齒輪2的齒寬為47mm，故。4）取齒輪輪轂距箱體內壁之間的距離為16mm(文獻【1】圖15-21),考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm(文獻【1】圖15-21),已知深溝球軸承的寬度為，齒輪3的寬度為，齒輪2的齒寬為，則至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。6.2.4.2軸上零件的周向定位齒輪2、3與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由文獻【2】中表12-11查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同理，按選用平鍵為，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。滾動軸承與軸的周

30、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。6.2.4.3確定軸上圓角和倒角尺寸根據文獻【1】中的表15-2，由于軸的兩端直徑一樣，故均取倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6-36.2.5 繪制軸的工作圖（見附圖2）6.3 高速軸的結構設計及計算6.3.1 軸上的功率P1、轉速N1和轉矩T1的計算在前面的設計中得到6.3.2 求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到高速級齒輪的分度圓直徑為而 6.3.3 初步確定軸的最小直徑根據文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸

31、器的孔徑相適應，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據文獻【2】中P159，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。6.3.4 軸的結構設計6.3.4.1擬定軸上零件的裝配方案由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，由文獻【1】P369所述，故采用文獻中的圖15-22a所示裝配方案。6.3.4.2根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定

32、位要求，V-VI軸段左端需制出一軸肩，故取V-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，故此段的長度應比略短一些，現取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據，又軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的深溝球軸承6204，其尺寸為故。左端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。根據文獻【2】可以知道6204型的定位軸肩的高度由于，但也不能大于內圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取套筒的外徑27。3）在前面的設計中已經得出齒輪1的寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地

33、壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位。軸肩高度h可取一個合適的值h=4mm,則軸環(huán)處的直徑。4）軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結構決定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離(文獻【1】圖15-21)，故取。5）取齒輪輪轂距箱體內壁之間的距離為16mm(文獻【1】圖15-21),齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm(文獻【1】圖15-21),考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm(文獻【1】圖15-21),已知深溝球軸承的寬度為，中速級上小直齒輪齒寬

34、為L=65mm，則 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。6.3.4.3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。按齒輪由文獻【2】中表12-11查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，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；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。6.3.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸根據文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖6-46.3.5 繪制軸的工作圖（見附圖3）7、 軸承的壽命校核因為軸

35、承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經受的應力變化次數也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。7.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設計可求得大斜齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力：徑向力： 7.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為6208型的深溝球軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。可得：7.3軸承的動載荷計算7.4軸承壽命的計算及校核根據文獻【1】中表13-3按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預期壽命，取，齒輪轉速

36、n=127r/min 。并取。故根據文獻【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。8鍵聯(lián)接強度校核計算8.1普通平鍵的強度條件根據文獻【1】表6-1中可知，式中：傳遞的轉矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力（），根據文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質為輕微沖擊查得。8.2高速軸上鍵的校核對于齒輪上的鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。另外一個鍵， ，故該鍵安全8.3中間軸上鍵的校核對于鍵和只要校核長度較短的，已知：于是得， ，故該鍵安全。8.4低速

37、軸上鍵的校核對已知：于是得， ，故該鍵安全。對已知：于是得， ，故該鍵安全。9. 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇9.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇9.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。9.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據文獻【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。9.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇9.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對軸承均應采用脂潤滑。9.3密封方式的選擇9.3.1滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內用封油環(huán)防止減速器內的油液飛濺到軸承內。9.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。10減速器附件的設計10.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖11-2所示。10.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，