機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計——帶式運(yùn)輸機(jī)

1、目錄目錄1第一章 課程設(shè)計題目51.1 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)51.2 運(yùn)動簡圖51.3 原始設(shè)計數(shù)據(jù)51.4 工作條件5第二章 總體設(shè)計72.1 電動機(jī)的選擇。72.1.1 電動機(jī)型號選擇：72.1.2 工作所需功率：72.1.3 電動機(jī)所需功率：72.1.4 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇：72.2 傳動比分配82.3 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)82.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速計算82.3.2 各軸輸出功率計算82.3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算9第三章 傳動零件設(shè)計103.1 V帶的設(shè)計與計算103.1.1 確定計算功率Pca103.1.2 選擇V帶的帶型103.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1103.1.4 驗(yàn)算帶速v10

2、3.1.5 計算大帶輪的直徑103.1.6 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld103.1.7 計算V帶根數(shù)Z113.1.8 計算單根V帶的初拉力的最小值。113.1.9 計算軸壓力Fp113.1.10 帶輪設(shè)計113.1.11 V帶傳動的主要參數(shù)113.2 高速級齒輪傳動設(shè)計123.2.1 選定高速齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)123.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計123.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計143.2.4 幾何尺寸的計算153.2.5 修正計算結(jié)果163.2.6 高速級齒輪的參數(shù)173.2.7 高速大齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)173.3 低速級齒輪傳動設(shè)計183.3.1 選定低速級齒輪類型，精度等級，

3、材料及齒數(shù)183.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計183.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計203.3.4 幾何尺寸的計算213.3.5 修正計算結(jié)果223.3.6 低速級齒輪的參數(shù)233.3.7 低速大齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)23第四章 軸的設(shè)計254.1 軸的材料選擇和最小直徑估算。254.1.1 高速軸：254.1.2 中間軸：254.1.3 低速軸：254.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計254.2.1 高速軸254.2.2 中間軸264.2.3 低速軸264.2.4 細(xì)部機(jī)構(gòu)設(shè)計27第五章 軸的校核285.1 中間軸上作用力的計算285.2 支反力的計算285.2.1 垂直面受力295.2.2 水平支反力295.2.3

4、 垂直平面內(nèi)轉(zhuǎn)矩295.2.4 計算、繪制水平面彎矩圖：29第六章 鍵的選擇和校核316.1 高速軸大帶輪處鍵的校核316.2 中間軸鍵的校核316.2.1 高速級大齒輪處鍵316.2.2 低速級小齒輪處鍵316.3 低速軸鍵校核326.3.1 低速級大齒輪處鍵326.3.2 低速軸聯(lián)軸器處鍵32第七章 滾動軸承的選擇和校核337.1 高速軸的軸承校核337.1.1 軸承受力圖如圖337.2.2 計算當(dāng)量動載荷337.2.3 驗(yàn)算軸承的壽命337.2 中間軸的軸承校核347.2.1 軸承受力圖347.2.2 計算當(dāng)量動載荷347.2.3 驗(yàn)算軸承的壽命347.3 低速軸的軸承校核357.3.1

5、 軸承受力圖如圖357.3.2 計算當(dāng)量動載荷357.3.3 驗(yàn)算軸承的壽命35第八章 聯(lián)軸器的選擇與校核368.1 聯(lián)軸器的選擇368.2 校核聯(lián)軸器36第九 章箱體設(shè)計37第十章 潤滑、密封的設(shè)計3810.1 潤滑3810.2 密封38第十一章 總結(jié)39參考文獻(xiàn)40第一章 課程設(shè)計題目1.1 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī) 采用二級直齒減速器。1.2 運(yùn)動簡圖 圖1-11.3 原始設(shè)計數(shù)據(jù)表1-1題 號參 數(shù)12345678910運(yùn)輸帶工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56運(yùn)輸帶工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滾筒直徑D（mm）4

6、00450400400400450450450450450每日工作時數(shù)T（h）16161616161616161616使用折舊期（y）8888888888 根據(jù)學(xué)號選取第組數(shù)據(jù)。1.4 工作條件 （1）、工作情況：傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)允許運(yùn)輸帶速度誤差為±5%； （2）、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； （3）、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35°C； （4）、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； （5）、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； （6）、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造，小批量。第二章 總體設(shè)計2

7、.1 電動機(jī)的選擇。2.1.1 電動機(jī)型號選擇： 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y型三相異步電動機(jī)。2.1.2 工作所需功率：2.1.3 電動機(jī)所需功率： 通過查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表1-7確定各級傳動的機(jī)械效率，V帶，8級精度齒輪，聯(lián)軸器，軸承。 總效率 故電動機(jī)所需 由表課程設(shè)計手冊12-1選取電動機(jī)額定功率為11kw。2.1.4 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇： 電動機(jī)常用轉(zhuǎn)速1000r/min，1500r/min和3000r/min 滾筒的工作轉(zhuǎn)速 D為滾筒直徑。 總傳動比，其中為電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速。由表課程設(shè)計手冊12-1查得相關(guān)數(shù)據(jù)得出下表2-1表2-1方案電動機(jī)型號額定功率 /kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿

8、載轉(zhuǎn)速r/min傳動比AY160L-611100097010.687BY160M-4111500146016.085CY160M1-2113000293032.285 由課程設(shè)計手冊表1推薦傳動比合理范圍。 取V帶轉(zhuǎn)動比i'1=24，二級圓柱直齒減速器傳動比i'2=840。則總傳動比合理范圍I'd=16160。為了合理分配傳動比及傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊故選用方案C。2.1.5 電動機(jī)的型號確定 根據(jù)電動機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速選用電動機(jī)型號Y160M1-2，由表課程設(shè)計手冊12-9電動機(jī)中心高H=160mm外伸軸直徑D=48mm，外伸軸長度E=110mm。2.2 傳動比分配 根據(jù)選擇的

9、電動機(jī)型號可知總傳動比I'a=32.285 選擇V帶傳動比i1=2.5 減速器的傳動比 高速齒輪傳動比 低速齒輪傳動比2.3 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)2.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速計算nm=2930r/min2.3.2 各軸輸出功率計算2.2.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算 各軸運(yùn)動及動力參數(shù)如下表2-2表2-2軸號轉(zhuǎn)速r/min功率kw轉(zhuǎn)矩傳動比029308.6828.291111728.33367.9012.52286.0638.002267.1404.097390.7647.684808.4943.152490.7647.531792.3961第三章 傳動零件設(shè)計3.1 V帶的設(shè)計與計算3.1.1

10、 確定計算功率Pca 查表機(jī)械設(shè)計8-7，取工作情況系數(shù)KA=1.2 則Pca=KAPd=1.2×8.68kw=10.416kw3.1.2 選擇V帶的帶型 由Pca=10.416kw nm=2930r/min選用B型V帶。3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 由表8-6，8-8取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=1253.1.4 驗(yàn)算帶速v 按公式驗(yàn)算速度 因?yàn)?m/s<v<30m/s 故帶速合適。3.1.5 計算大帶輪的直徑 dd2=i1dd1=2.5×125=312.5mm 取dd2=3153.1.6 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld （1）由公式0.7（dd1+dd

11、2） a 2（dd1+dd2）初步確定中心距a0=450mm （2）計算帶所需的基準(zhǔn)長度 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1600mm （3） 計算實(shí)際中心距a3.1.7 計算V帶根數(shù)Z （1）由dd1=125mm和nm=2930r/min查表8-4a得 根據(jù)nm=2930r/min，i1=2.5 和B型V帶查表8-4b得 查表8-5得K=0.93 查表8-2得KL=0.92 （2）計算V帶根數(shù)Z3.1.8 計算單根V帶的初拉力的最小值。 由表8-3得B型V帶的單位長度質(zhì)量3.1.9 計算軸壓力Fp3.1.10 帶輪設(shè)計 由表8-10查得 可計算出帶輪緣寬：3.1.11 V帶傳動的主要參數(shù) 如下

12、表3-1表3-1名稱參數(shù)名稱參數(shù)名稱參數(shù)帶型B傳動比2.5根數(shù)4帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=125mm基準(zhǔn)長度1600mm預(yù)緊力134.205Ndd1=315mm中心距443mm壓軸力1048.190N3.2 高速級齒輪傳動設(shè)計3.2.1 選定高速齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。 （1）按設(shè)計題目，采用直齒圓柱齒輪。 （2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故采用8級精度。 （3）材料選擇。 由表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS 大齒輪的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，二者硬度差40HBS （4）選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24 則大齒輪的齒數(shù)Z2=i2 Z1=24&

13、#215;4.097=98.328 取Z2=99 齒數(shù)比3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計設(shè)計公式： （1）確定公式內(nèi)的各計數(shù)值。 試選用載荷系數(shù)Kt=1.3 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)速Ti=T1=67.901Nm=67901Nm 查表10-7選取齒寬系數(shù) 查表10-6得材料的彈性影響系數(shù) 由教材圖10-21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。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90,KHN2=0.95 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1%安全系數(shù)S=1 (2) 計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t 帶入中較小值。 計算圓周速度v。 計算齒寬b。 計算齒

14、寬與齒高之比。模數(shù)： 齒高：h=2.25m=2.25×2.356=5.301mm 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=3.468m/s;8級精度、由圖10-8中查得動載系數(shù)KV=1.18 直齒輪KH=KF=1 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置 時KH=1.455 由 =10.665，KH=1.455，查表10-13得KF=1.35 故動載系數(shù) 按實(shí)際的動載系數(shù)校正所算得的分度圓值。 計算模數(shù)mm3.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計。 設(shè)計公式： （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值。 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)

15、度極限 由圖10-18取得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2=0.90 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則： 計算動載荷系數(shù)K K=KA KV KF KF=1×1.18×1×1.35=1.593 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得：YFa1=2.65;YFa2=2.18 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得：YSa1=1.58;YSa2=1.79 計算大小齒輪的，并加以比較。 小齒輪 大齒輪 故大齒輪的數(shù)值較大 （2）設(shè)計計算 比較計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞

16、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)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.814并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5，按解除疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=62.030mm，算出小齒輪的齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù)：Z2=4.097×25=102.4 取Z2=103 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3.2.4 幾何尺寸的計算。 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪B1=70mm 取大齒輪B2=62.5mm3.2.5 修正計算結(jié)果。 （1）Z1=25

17、,Z2=103 查表10-5修正：YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.18 YSa2=1.79 (2) (3)齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25×2.5=5.625mm, 查表10-14修正KH=1.458 由=11.11，KF=1.458查圖10-13修正KF=1.35 (4)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算載荷系數(shù)。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算載荷系數(shù)。 (5)顯現(xiàn)還是大齒輪數(shù)值較大 （6） （7） 實(shí)際d1=62.5mm,m=2.5均大于計算要求，故該齒輪強(qiáng)度足夠3.2.6 高速級齒輪的參數(shù) 如下表：3-2表3-2名稱計算公式結(jié)果/mm模數(shù)m2.5壓力角齒數(shù)Z1Z225103傳動比i

18、24.097分度圓直徑d1d262.5257.5齒頂圓直徑da1=d1+2h*amda2=d2+2h*am67.5251.25齒根圓直徑df1=d1-2(h*a+C*)mdf2=d2-2(h*a+C*)m56.25251.25中心距160齒寬B1=b+7.5B2=b7062.53.2.7 高速大齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù) 如下表3-3表3-3計算公式計算過程計算結(jié)果/mmd1=1.6d1.6×45=72722.5×2.5=6.25取9D1=df-251.25-9=242.25242.25D0=0.55(D1+d1)0.55×(242.25+72)=172.837173d0=0.

19、25(D1-d1)0.25×(242.25-72)=42.562542.6r=0.6+0.14m0.6+0.14×2.5=0.950.95C=1.5m+0.1b1.5×2.5+0.1×62.5=10取20圖3-13.3 低速級齒輪傳動設(shè)計3.3.1 選定低速級齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。 （1）任然選擇直齒圓柱齒輪。 （2）運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)器速度不高，故選用8級精度 （3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為195HBS，二者材料硬度差為45HBS。 （4）選擇小齒輪齒數(shù)為Z3=

20、22,則大齒輪齒數(shù)為 Z4=i3×Z3=22×3.152=69.344取Z4=70。 齒數(shù)比3.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計。 設(shè)計公式： （1）確定公式內(nèi)的各計數(shù)值。 試選用載荷系數(shù)Kt=1.3 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)速Ti=T2=267.140Nm=267140Nm 查表10-7選取齒寬系數(shù) 查表10-6得材料的彈性影響系數(shù) 由教材圖10-21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。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.90,KHN4=0.95 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1%安全系數(shù)S=1 (2)計算 計算小齒輪分度圓

21、直徑d3t 取=446.5MPa。 計算圓周速度v。 計算齒寬b。 計算齒寬與齒高之比。 模數(shù)： 齒高：h=2.25mt=2.25×4.59=10.328mm 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=1.512m/s;8級精度、由圖10-8中查得動載系數(shù)KV=1.05 直齒輪KH=KF=1 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置 時KH=1.470 由 =9.78，KH=1.470，查表10-13得KF=1.35 故動載系數(shù) 按實(shí)際的動載系數(shù)校正所算得的分度圓值。 計算模數(shù)mm3.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計。 設(shè)計公式： （1）確定公式內(nèi)各計

22、算數(shù)值。 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖10-18取得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2=0.90 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則： 計算動載荷系數(shù)K K=KA KV KF KF=1×1.05×1×1.35=1.418 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得：YFa3=2.72;YFa4=2.24 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得：YSa3=1.57;YSa4=1.75 計算大小齒輪的，并加以比較。· 小齒輪 大齒輪 故大齒輪的數(shù)值較大 （2）、設(shè)計計算 比較計算結(jié)果，由齒面接觸疲

23、勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(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)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)3.085并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3，按解除疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=101mm，算出小齒輪的齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù)：Z4=3.152×36=113.472 取Z4=114 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3.3.4 幾何尺寸的計算。 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪B1

24、=115mm 取大齒輪B2=110mm3.3.5 修正計算結(jié)果。 （1）Z3=36,Z4=114 查表10-5修正：YFa3=2.44 YSa3=1.654 YFa4=2.2.1688 YSa4=1.8012 (2) (3)齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25×3=6.75mm, 查表10-14修正KH=1.472 由=16.30，KF=1.472查圖10-13修正KF=1.475 (4)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算載荷系數(shù)。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算載荷系數(shù)。 (5)顯現(xiàn)還是大齒輪數(shù)值較大 （6） （7） 實(shí)際d3=108mm,m=3均大于計算要求，故該齒輪強(qiáng)度足夠3.3.6 低速級齒輪的參數(shù) 如下表

25、：3-4表3-4名稱計算公式結(jié)果/mm模數(shù)m3壓力角齒數(shù)Z3Z436114傳動比i33.152分度圓直徑d3d4108342齒頂圓直徑da3=d3+2h*amda4=d4+2h*am114348齒根圓直徑df3=d3-2(h*a+C*)mdf4=d4-2(h*a+C*)m100.5334.5中心距225齒寬B1=b+7B2=b+21151103.3.7 低速大齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù) 如下表3-5表3-5計算公式計算過程計算結(jié)果/mmd1=1.6d1.6×80=1281282.5×3=7.5取10D1=df-334.5-10=324.5324.5D0=0.55(D1+d1)0.55&#

26、215;(324.5+128)=248.875取250d0=0.25(D1-d1)0.25×(324.5-128)=49.125取49r=0.6+0.14m0.6+0.14×3=1.02取1C=1.5m+0.1b1.5×3+0.1×108=15.3取20圖3-2第四章 軸的設(shè)計4.1 軸的材料選擇和最小直徑估算。 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的最小直徑 公式, A0的值由表15-3確定為：高速軸A01=126 中間軸A02=120,低速軸A03=1124.1.1 高速軸： 因?yàn)楦咚佥S最小直徑處裝大帶輪，設(shè)一個鍵槽。 因此：4.1.2

27、中間軸：4.1.3 低速軸： 因?yàn)榘惭b聯(lián)軸器設(shè)置一個鍵槽， 因此：4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.2.1 高速軸 高速軸的直徑確定。 d11最小直徑處安裝大帶輪的外伸軸段，因此d11=dmin1=26mm。 d12密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，定位高度， h=(0.0701)d11以及密封圈的標(biāo)注，去d12=30mm。 d13滾動軸承段，d13=35mm； 滾動軸承選取6306：d×D×B=30×72×19。 d14過渡段，由于各級齒輪傳動的線速度均為超過脂潤滑極限速度 故考慮采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位取d14=40mm。 齒輪軸段，由于齒輪較小，

28、所以采用齒輪軸結(jié)構(gòu) d15滾動軸承段，d15=d13=35mm。 高速軸各段長度的確定。 l11由于大帶輪的轂孔寬度B=80mm，確定l11=80mm。 l12由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系確定l12=50mm。 l13由滾動軸承，擋油盤及裝配關(guān)系確定l13=35mm。 l14由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)確定l14=130mm。 l15由高速齒輪寬度B=70確定l15=70mm。 l16滾動軸承段，由裝配關(guān)系和箱體結(jié)構(gòu)確定l16=35mm。4.2.2 中間軸 中間軸各軸段的直徑確定 d21最小直徑處滾動軸承段因此d21=dmin2=55mm。滾動軸承選取 6307： d×D×B=3

29、5×80×21 d22低速齒輪軸段取d22=45mm。 d23軸環(huán)，根據(jù)吃了的軸向定位要求取d23=55mm。 d24高速齒輪段d24=d22=45mm。 d25滾動軸承段d25=d21=37mm。 中間軸各軸段的長度確定 l21由滾動軸承，擋油盤及裝配關(guān)系，取l21=40mm。 l22由低速級小齒輪寬度B=115取l22=120.75mm。 l23軸環(huán)l23=10mm。 l24由于高速齒輪大齒輪齒寬B=62.5取l24=64.25mm。 l25=l21=40mm。4.2.3 低速軸 低速軸各軸段的直徑確定 d31滾動軸承段，d31=70mm。 d32低速大齒輪軸段，取d3

30、2=80mm。 d33軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，取d33=95mm。 d34過渡段，考慮擋油盤的軸向定位取d34=90mm。 d35滾動軸承段，d35=d31=70mm。 d36密封軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的定位要求以及封面圈的標(biāo)準(zhǔn)，取d36=60mm。 d37最小直徑安裝聯(lián)軸器的外伸軸段d37=55mm。 低速軸各軸段的長度確定 l31由滾動軸承，擋油盤以及裝配關(guān)系等，取l31=56.5mm。 l32由低速級大齒輪輪寬B=110mm取l32=115.75mm。 l33軸環(huán)，l33=10mm。 l34由裝配關(guān)系和箱體結(jié)構(gòu)取l34=60mm。 l35滾動軸承，擋油盤以及裝配關(guān)系，l35=60.75m

31、m。 l36由箱體結(jié)構(gòu)，軸承蓋裝配關(guān)系取l36=45mm。 l37根據(jù)聯(lián)軸器的選擇取l37=84mm。4.2.4 細(xì)部機(jī)構(gòu)設(shè)計 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1(GB 1095-79)得： 高速級大帶輪處鍵 b×h×L=8×7×50 (t=4.0,r=0.2) 高速級大齒輪處鍵 b×h×L=14×9×40 (t=5.5,r=0.3) 低速級小齒輪處鍵 b×h×L=14×9×100 (t=5.5,r=0.3) 低速級大齒輪處鍵 b×h×L=22×14

32、×90 (t=9.0,r=0.5) 均采用A型鍵。 根據(jù)各軸的實(shí)際安裝情況選取滾動軸承如下： 高速軸：滾動軸承選取6306：d×D×B=30×72×19 中間軸：滾動軸承選取6307：d×D×B=35×80×21 低速軸：滾動軸承選取6313：d×D×B=65×140×33 均采用過度配合。 低速軸外伸軸段的聯(lián)軸器選擇： 選擇GICL3聯(lián)軸器課程設(shè)計手冊表8-3 A型鍵 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3

33、)第五章 軸的校核 （根據(jù)老師的具體要求，在此僅需校核中間軸。） 中間軸的校核。5.1 中間軸上作用力的計算 因?yàn)椴捎玫氖侵饼X圓柱齒輪，所以軸向力Fa=0 中間軸的力學(xué)模型如下圖：5-1圖5-1 高速級大齒輪： 低速級小齒輪：5.2 支反力的計算 由上面力學(xué)模型圖5-1知 L1=89.875 L2=102.5 L3=61.625 總長L=254mm5.2.1 垂直面受力方向向下5.2.2 水平支反力5.2.3 垂直平面內(nèi)轉(zhuǎn)矩5.2.4 計算、繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： 求危險截面當(dāng)量彎矩： 最危險截面當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)） 計算危險截面處軸的直徑： 因?yàn)椴牧线x擇調(diào)

34、質(zhì)，查機(jī)械設(shè)計課本表6-4，得， 許用彎曲應(yīng)力，則： 因?yàn)閐21=37mm>d，所以該軸是安全的。 彎矩及軸的受力分析圖如下：圖5-2第六章 鍵的選擇和校核根據(jù)上面細(xì)部機(jī)構(gòu)設(shè)計 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1 (GB 1096-79)得： 高速級大帶輪處鍵 b×h×L=8×7×50 (t=4.0,r=0.2) 高速級大齒輪處鍵 b×h×L=14×9×40 (t=5.5,r=0.3) 低速級小齒輪處鍵 b×h×L=14×9×100 (t=5.5,r=0.3) 低速級大齒輪

35、處鍵 b×h×L=22×14×90 (t=9.0,r=0.5) 低速軸外伸軸段 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3) 均采用A型鍵。6.1 高速軸大帶輪處鍵的校核。 鍵的工作長度l=L-b=50-8=42mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm 傳遞的轉(zhuǎn)矩T=T1=67.901 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應(yīng)力 則： 故高速軸上的鍵強(qiáng)度足夠。6.2 中間軸鍵的校核。 6.2.1 高速級大齒輪處鍵 鍵的工作長度l=L-b=40-14=26mm 鍵的接觸高度k=0

36、.5h=0.5×9=4.5mm 傳遞的轉(zhuǎn)矩T=T2=267.140 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應(yīng)力 則： 故高速級大齒輪處鍵強(qiáng)度足夠。6.2.2 低速級小齒輪處鍵 鍵的工作長度l=L-b=100-14=86mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm 傳遞的轉(zhuǎn)矩T=T2=267.140 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應(yīng)力 則： 故低速級小齒輪處鍵強(qiáng)度足夠。6.3 低速軸鍵校核6.3.1 低速級大齒輪處鍵 鍵的工作長度l=L-b=90-22=68mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×14=7mm 傳遞的轉(zhuǎn)矩T=T3=808.494 按

37、查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應(yīng)力 則： 故低速級大齒輪處鍵強(qiáng)度足夠。6.3.2 低速軸聯(lián)軸器處鍵 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3) 鍵的工作長度l=L-b=125-16=109mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm 傳遞的轉(zhuǎn)矩T=T3=808.494 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應(yīng)力 則： 故低速級聯(lián)軸器處鍵強(qiáng)度足夠。第七章 滾動軸承的選擇和校核根據(jù)上面細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)各軸的實(shí)際安裝情況選取滾動軸承（GB/T 276-94）如下： 高速軸：滾動軸承選取 6306：d×D

38、15;B=30×72×19 Cr=27.0kN C0r=15.2kN 中間軸：滾動軸承選取 6307：d×D×B=35×80×21 Cr=33.2kN C0r=19.2kN 低速軸：滾動軸承選取 6313：d×D×B=65×140×33 Cr=93.8kN C0r=60.5kN 均采用過度配合。7.1 高速軸的軸承校核 7.1.1 軸承受力圖如圖7-1 經(jīng)過計算得： F1=557.34N F2=1754.94N圖7-17.1.2 計算當(dāng)量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊）由表13-6查得載

39、荷 系數(shù)7.1.3 驗(yàn)算軸承的壽命 因?yàn)镻2>P1 所以，只需驗(yàn)算軸承2，根據(jù)四年一大修的要求，故決定 軸承預(yù)期壽命為4年。 查表13-4 取溫度系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計319頁查得 故此軸承壽命復(fù)合設(shè)計要求。7.2 中間軸的軸承校核 7.2.1 軸承受力圖 如圖：7-2 經(jīng)過計算得： F3=1572.46NF4=4141.35N 圖7-27.2.2 計算當(dāng)量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊）由表13-6查得載荷 系數(shù)7.2.3 驗(yàn)算軸承的壽命 因?yàn)镻4>P3 所以，只需驗(yàn)算軸承4，根據(jù)四年一大修的要求，故決定軸承預(yù)期壽命為4年。 查表13-4 取溫度系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計319頁查得 故此軸承壽命復(fù)合設(shè)計要求。7.3 低速軸的軸承校核 7.3.1 軸承受力圖如圖7-3圖7-3經(jīng)過計算得： F5=3356.14NF6=1908.39N7.3.2 計算當(dāng)量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊）由表13-6查得載荷 系數(shù)7.3.3 驗(yàn)算軸承的壽命 因?yàn)镻5>P6 所以，只需驗(yàn)算軸承5，由于此軸承為低速級軸承，故可將壽命設(shè)計為整體壽命8年。 查表13-4 取溫度系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計319頁查得 故此軸承壽命復(fù)合設(shè)計要求。第八章 聯(lián)軸器的選擇與校核8.1 聯(lián)軸器的選擇 減速器低速軸與工作機(jī)軸聯(lián)接用的聯(lián)