帶式傳動機械設(shè)計

1、機械工程學(xué)院課程設(shè)計湖南工業(yè)大學(xué)課 程 設(shè) 計資 料 袋 機 械 工 程 學(xué) 院 學(xué)院（系、部） 20133014 學(xué)年第 1 學(xué)期 課程名稱 機 械 設(shè) 計 指導(dǎo)教師 銀金光 職稱 教 授 學(xué)生姓名 符宇 專業(yè)班級 機械工程1101 學(xué)號 11405700224 題 目 帶 式 運 輸 機 的 傳 動 裝 置 的 設(shè) 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(shù)量備 注1課程設(shè)計任務(wù)書共1頁2課程設(shè)計說明書共1頁3課程設(shè)計圖紙 3張45湖南工業(yè)大學(xué)課程設(shè)計任務(wù)書20132014學(xué)年第 1 學(xué)期 機 械 工

2、程 學(xué)院（系、部） 機械工程及自動化 專業(yè) 1101 班級課程名稱： 機 械 設(shè) 計 設(shè)計題目： 帶 式 運 輸 機 的 傳 動 裝 置 的 設(shè) 計 3 完成期限：自 2013 年 12 月 15 日至 2013 年 12 月 26 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)：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(shè)計設(shè)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(shè)計工作量 編寫說明書一份。進度安排起止日期工作內(nèi)容12月15日初步明白我們課程設(shè)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(guān)自己課程設(shè)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(gòu)簡圖，并初步排版。2013年12月 26 日用World把課程設(shè)計的有關(guān)資料排版好，并做好設(shè)計總結(jié)。主要參考資料銀金光 主編 機械設(shè)計 清華大學(xué)出版社 2012年銀金光 主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 北京交通大學(xué)出版社 2011年指導(dǎo)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(xué)院課程設(shè)計機 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計設(shè)計說明書帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計（3）起止日期： 2013 年 12 月 15 日 至 2013 年

4、12 月 26 日學(xué)生姓名符宇班級機工1101學(xué)號11405700224成績指導(dǎo)教師(簽字)機械工程學(xué)院（部）2010年 12 月 26 日目錄1.設(shè)計任務(wù)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(zhuǎn)速63.4傳動比的分配64.各軸動力及動力參數(shù)的計算74.1各軸的轉(zhuǎn)速74.2各軸的輸出功率74.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩85.齒輪的設(shè)計與計算85.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)85.2齒輪1、2的設(shè)計95.3齒輪3、4的設(shè)計135.4幾何尺寸的設(shè)計175.5結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖186.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算186.1低速軸

5、的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算186.2中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算276.3高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)計.3611.設(shè)計總結(jié).38設(shè)計任務(wù)工作條件：帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；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(shè)計壽命為8年，大修期為23年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。已知數(shù)據(jù)：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(shè)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(gòu)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(jù)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(shù)：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(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shù)據(jù)可初步測算出總傳動比為了傳動比合適，減小誤差，現(xiàn)提供兩種傳動比分

8、配方式：和。當(dāng)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(shù)4.1 各軸的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩式中：電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩（N·m），式中： 電動機的實際輸出功率（kW）；電動機滿載轉(zhuǎn)速（r/min）。所以 其余類推。將上訴結(jié)果列表如表2所示，供后面設(shè)計計算使用。

9、表 2 各軸的運動和動力參數(shù)軸號功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/（N.mm）轉(zhuǎn)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(shè)計與計算5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)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(diào)質(zhì)鋼（40Cr）硬度280HBS，大齒輪材料為調(diào)質(zhì)（45鋼）硬度為240HBS，

10、二者材料硬度差為40HBS。選擇齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)，取整為71.5.2 齒輪1、2的設(shè)計對于強度，速度及精度都要求不高的齒輪，應(yīng)采用軟齒面（硬度小于等于350HBS），因此先按齒面接觸強度設(shè)計，再按翅根彎曲疲勞強度校核。5.2.1 按齒面接觸強度設(shè)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(shù)值1) 試選擇載荷系數(shù)2) 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩3) 由文獻【1】中的表10-7取齒寬系數(shù)，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(shù)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)。7） 由文獻【1】中的圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)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(shù)齒高5) 計算載荷系數(shù)根據(jù)V=3.910m/s,7級精度，由文獻【1】的圖10-8查得動載荷系數(shù)，直齒輪，,由文獻【1】的表10-2查得使用系數(shù)。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(shù)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(shù)m5.2

12、.2 按齒根彎曲強度設(shè)計根據(jù)文獻【1】中的式（10-5）的彎曲強度的設(shè)計公式為： 5.2.2.1 確定公式中的各計算數(shù)值1） 根據(jù)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(jù)文獻【1】中的圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.45，由文獻【1】中的式（10-12）得4）計算載荷系數(shù)K5）查取齒形系數(shù)根據(jù)文獻【1】中的表10-5查得，。6）查取應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)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(shù)值較大5.2.3 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎

13、曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)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(shù)大齒輪的齒數(shù) 取整165這樣設(shè)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(jié)構(gòu)緊湊避免浪費。5.3 齒輪3、4的設(shè)計5.3.1 按齒輪3齒面接觸強度設(shè)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(shù)值1） 計算齒輪3的轉(zhuǎn)矩（在前面的設(shè)計中已算出，也就是軸的轉(zhuǎn)

14、矩）2） 選擇載荷系數(shù)3） 由文獻【1】中的表10-7取齒寬系數(shù)4） 由文獻【1】中的表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)。7） 由文獻【1】中的圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)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(shù)齒高5) 計算載荷系數(shù)根據(jù)V=1.133m/s,7級精度，

15、由文獻【1】的圖10-8查得動載荷系數(shù)，直齒輪，由文獻【1】的表10-2查得使用系數(shù)。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(jù)文獻【1】的圖10-13得則有6) 按實際的載荷系數(shù)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(shù)m5.3.2 按齒根彎曲強度設(shè)計根據(jù)文獻【1】中的式（10-5）的彎曲強度的設(shè)計公式為： 5.3.2.1 確定公式中的各計算數(shù)值1）根據(jù)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(jù)文獻【1】中的圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。3 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系

16、數(shù)S=1.45，由文獻【1】中的式（10-12）得4 計算載荷系數(shù)K5 查取齒形系數(shù)根據(jù)文獻【1】中的表10-5查得。6 查取應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)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(shù)值較大5.3.3 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)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(shù)大齒輪的齒數(shù) 。取整為90 這樣設(shè)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(jié)構(gòu)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(shè)計出軸的尺寸在進行齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計。6. 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算6.1.1軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速N3和轉(zhuǎn)矩T3的計算 在前面的設(shè)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(jù)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(diào)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(yīng)，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻【2】中P159，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)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(jù)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(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)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(jù)，又軸承產(chǎn)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(jù)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(nèi)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(shè)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(shè)計中已經(jīng)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(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)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(nèi)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(yīng)距箱體內(nèi)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(jù)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(jù)軸的結(jié)構(gòu)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(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-1）從軸的結(jié)構(gòu)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(xiàn)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(yīng)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(jù)文獻【1】中式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)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(yīng)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(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。從應(yīng)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(yīng)力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)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(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(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。6.1.7.2截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)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(yīng)力集中系數(shù)及根據(jù)文獻【1】中的附表3-2查取。因為，經(jīng)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(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)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(shù)；由文獻【1】中的附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)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(shù)為又由文獻【1】中的§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)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(cè)抗彎截面系數(shù)

26、 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)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(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻【1】中的式（15-6）（15-8）則得故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。再加上設(shè)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(yīng)力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強度校核。軸的設(shè)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(jié)構(gòu)設(shè)計及計算6.2.1 軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速N2和轉(zhuǎn)矩T2的計算在前面的設(shè)計中得到6

27、.2.2 求作用在齒輪上的力因在前面的設(shè)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(jù)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(diào)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(nèi)圈內(nèi)徑相適應(yīng)，故須同時選取軸承型號。根據(jù)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(jù)，又軸承產(chǎn)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(jié)

28、構(gòu)設(shè)計6.2.4.1根據(jù)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(jù)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(nèi)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(shè)計中已經(jīng)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(shè)計中已得到齒輪2的齒寬為47mm，故。4）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)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(yīng)距箱體內(nèi)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(jù)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(jié)構(gòu)設(shè)計及計算6.3.1 軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速N1和轉(zhuǎn)矩T1的計算在前面的設(shè)計中得到6.3.2 求作用在齒輪上的力因在前面的設(shè)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(jù)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(diào)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(yīng)，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻【2】中P159，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)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(jù)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(yīng)比略短一些，現(xiàn)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(jù)，又軸承產(chǎn)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(jù)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(nèi)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(shè)計中已經(jīng)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(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)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(nèi)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(yīng)距箱體內(nèi)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(jù)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(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)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(shè)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?？傻茫?.3軸承的動載荷計算7.4軸承壽命的計算及校核根據(jù)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(yù)期壽命，取，齒輪轉(zhuǎn)速

36、n=127r/min 。并取。故根據(jù)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(jù)文獻【1】表6-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)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(yīng)力（），根據(jù)文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)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(dāng)齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當(dāng)時，應(yīng)采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)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(jù)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(yīng)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(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。9.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。10減速器附件的設(shè)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(nèi)外氣壓一致，