畢業(yè)設計論文帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器含全套CAD圖紙

1、畢業(yè)設計任務書姓名： 專業(yè)： 班級： 學號： 設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器工作條件：輸送機連續(xù)工作，單項運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，使用期限10年，兩班制工作，輸送帶速度允許誤差為±0.5%原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F（N）=15000N 輸送帶速度V(m/s)=0.5 m/s 滾筒直徑D(mm)=500 mm設計工作量：1、減速器裝配圖1張2、軸零件圖1張3、齒輪零件圖1張4、設計說明書1份5、減速器箱體零件圖1張全套設計，聯(lián)系153893706指導教師： 開始時間： 年 月 日 完成時間： 年 月 日目 錄第一節(jié) 畢業(yè)設計概述3一、畢業(yè)設計的目的3二、畢業(yè)設計的內(nèi)容和任務

2、3三、畢業(yè)設計的步驟4第二節(jié) 傳動裝置的總體設計4一、擬定傳動方案5二、選擇原動機電動機7三、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配10四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)10第三節(jié) 傳動零件的設計計算13一、減速箱外傳動零件帶傳動設計13二、減速器內(nèi)傳動零件高速級齒輪設計15三、減速器內(nèi)傳動零件低速級齒輪設計21四、軸的設計輸入軸的設計26五、軸的設計輸出軸的設計31第四節(jié) 部件的選擇與設計36一、軸承的選擇36二、輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強度計算38三、軸承端蓋的設計與選擇41四、滾動軸承的潤滑和密封41五、其它結(jié)構(gòu)設計42總結(jié)44參考文獻45第一節(jié) 畢業(yè)設計概述一、畢業(yè)設計的目的畢業(yè)設計

3、目的在于培養(yǎng)學生機械設計能力。畢業(yè)設計是完成全部本科課程后的一個重要的必不要少的實踐性教學環(huán)節(jié)，是機械制造及自動化專業(yè)學生最后一次較為全面的機械設計訓練，其目的為：1 通過畢業(yè)設計培養(yǎng)學生綜合運用所學全部專業(yè)及專業(yè)基礎課程的理論知識，解決工程實際問題的能力，并通過實際設計訓練，使理論知識得以鞏固和提高。2 通過畢業(yè)設計的實踐使學生掌握一般機械設計的基本方法和程序，培養(yǎng)獨立設計能力。3 進行機械設計工作基本技能的訓練，包括訓練、計算、繪圖能力、計算機輔助設計能力，熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準、規(guī)范等）。二、設計的內(nèi)容和任務1、畢業(yè)設計的內(nèi)容本畢業(yè)設計選擇齒輪減速器為設計課題，設計的主要內(nèi)

4、容包括以下幾方面：（1）擬定、分析傳動裝置的運動和動力參數(shù)；（2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；（3）進行傳動件的設計計算，校核軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵等；（4）繪制減速器裝配圖及典型零件圖（有條件可用AutoCAD繪制）；（5）編寫設計計算說明書。2、課程設計的任務（1）減速器裝配圖1張（0號圖紙）（2）輸入軸輸出軸零件圖各1張（3）齒輪零件圖1張（4）減速器箱體零件圖1張（5）設計說明書1份三、課程設計的步驟畢業(yè)設計是一次較全面較系統(tǒng)的機械設計訓練，因此應遵循機械設計過程的一般規(guī)律，大體上按以下步驟進行：1 設計準備 認真研究設計任務書，明確設計要求和條件，認真閱讀減速器參考圖，拆

5、裝減速器，熟悉設計對象。2 傳動裝置的總體設計 根據(jù)設計要求擬定傳動總體布置方案，選擇原動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。3 傳動件設計計算 設計裝配圖前，先計算各級傳動件的參數(shù)確定其尺寸，并選好聯(lián)軸器的類型和規(guī)格。一般先計算外傳動件、后計算內(nèi)傳動件。4 裝配圖設計 計算和選擇支承零件，繪制裝配草圖，完成裝配工作圖。5 零件工作圖設計 零件工作圖應包括制造和檢驗零件所需的全部內(nèi)容。6 編寫設計說明書 設計說明書包括所有的計算并附簡圖，并寫出設計總結(jié)。第二節(jié) 傳動裝置的總體設計傳動裝置的總體設計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機、確定總傳動比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。一

6、、擬定傳動方案機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置將原動機的動力和運動傳遞給工作機，合理擬定傳動方案是保證傳動裝置設計質(zhì)量的基礎。課程設計中，學生應根據(jù)設計任務書，擬定傳動方案，分析傳動方案的優(yōu)缺點?，F(xiàn)考慮有以下幾種傳動方案如下圖所示： a) b) I c) d)帶式運輸機傳動方案比較傳動方案應滿足工作機的性能要求，適應工作條件，工作可靠，而且要求結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高，操作維護方便。設計時可同時考慮幾個方案，通過分析比較最后選擇其中較合理的一種。下面為圖1中a、b、c、d幾種方案的比較。 a方案 寬度和長度尺寸較大，帶傳動不適應繁重的工作條件和惡劣的環(huán)境。但

7、若用于鏈式或板式運輸機，有過載保護作用； b方案 結(jié)構(gòu)緊湊，若在大功率和長期運轉(zhuǎn)條件下使用，則由于蝸桿傳動效率低，功率損耗大，很不經(jīng)濟；c方案 寬度尺寸小,適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作.但圓錐齒輪加工比圓柱齒輪困難；d方案 與b方案相比較,寬度尺寸較大，輸入軸線與工作機位置是水平位置。宜在惡劣環(huán)境下長期工作。根據(jù)傳動要求，故選擇方案d，采用V帶傳動和二級圓柱齒輪減速器傳動。1V帶傳動；2電動機；3圓柱傳動減速器；4聯(lián)軸器；5輸送帶；6滾筒二、選擇原動機電動機電動機為標準化、系列化產(chǎn)品，設計中應根據(jù)工作機的工作情況和運動、動力參數(shù)，根據(jù)選擇的傳動方案，合理選擇電動機的類型、結(jié)構(gòu)型式、容量和轉(zhuǎn)速，

8、提出具體的電動機型號。1、選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最多，目前應用較廣的Y系列自扇冷式籠型三相異步電動機，結(jié)構(gòu)簡單、起動性能好，工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、農(nóng)機、風機、輕工機械等。2、確定電動機的功率電動機功率選擇直接影響到電動機工作性能和經(jīng)濟性能的好壞：若所選電動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從

9、而增加電能消耗，造成浪費。本課程設計的題目為長期連續(xù)運轉(zhuǎn)、載荷平穩(wěn)的機械，確定電動機功率的原則是： 電動機的額定功率 電動機的輸出功率工作機的輸入功率電動機至工作機間的總效率分別為傳動裝置中各傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈、軸承、聯(lián)軸器）的效率，設計時可參考下表選取。機械傳動和軸承效率的概略值類型 效率開式閉式圓柱齒輪傳動0.940.960.960.99V帶傳動0.940.97滾動軸承（每對）0.980.995彈性聯(lián)軸器0.990.995因此:最終可得所需電動機的功率為:=9.88Kw因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。查手冊，由Y系列電動機技術數(shù)據(jù)，選定電動機的額定功率為11kW.計算傳動裝置

10、的總效率時需注意以下幾點：（1）若表中所列為效率值的范圍時，一般可取中間值（2）同類型的幾對傳動副、軸承或聯(lián)軸器，均應單獨計入總效率（3）軸承效率均指一對軸承的效率3、確定電動機的轉(zhuǎn)速同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數(shù)多，外部尺寸及重量較大，價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其相反，設計時應綜合考慮各方面因素，選取適當?shù)碾妱訖C轉(zhuǎn)速。三相異步電動機常用的同步轉(zhuǎn)速有，常選用的電動機。設計時可由工作機的轉(zhuǎn)速要求和傳動結(jié)構(gòu)的合理傳動比范圍，推算出電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，即電動機可選轉(zhuǎn)速范圍各級傳動機構(gòu)的合理傳動比范圍由選定的電動機類型、結(jié)構(gòu)、容量和轉(zhuǎn)速查手冊，查出電動機型

11、號，并記錄其型號、額定功率、滿載轉(zhuǎn)速、中心高、軸伸尺寸、鍵聯(lián)接尺寸等。設計傳動裝置時，一般按電動機的實際輸出功率計算，轉(zhuǎn)速則取滿載轉(zhuǎn)速。滾筒軸工作轉(zhuǎn)速： =19.1由手冊查得，通常V帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減速器傳動比，因此總傳動比的范圍為： 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有730，970，1460，的總傳動比過大（為其它的兩到三倍），傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高、結(jié)構(gòu)不緊湊，故不采用。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，采取Y160M-4型號較為合適。三、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸的轉(zhuǎn)

12、速可得傳動裝置的總傳動比對于多級傳動計算出總傳動比后，應合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷 ，分配各級傳動比時應注意以下幾點：1、各級傳動的傳動比應在推薦的范圍之內(nèi)選取。2、應使傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，重量較輕。3、應使各傳動件的尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理，避免相互干涉碰撞。一般應使帶的傳動比小于齒輪傳動的傳動比。一般對于展開式二級圓柱齒輪減速器，推薦高速級傳動比或；同軸式則取。（一） 總傳動比：（二） 分配傳動裝置各級傳動比：由手冊取V帶傳動的傳動比.7，則減速器的傳動比為i為取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比5, 則低速級的傳動比4.13。四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為進

13、行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，一般按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。1、各軸的轉(zhuǎn)速： 式中的為電動機的滿載速度、分別為1、2、3軸的轉(zhuǎn)速、分別為電動機與1軸、1軸與2軸、2軸與3軸的傳動比2、各軸的輸入功率： 為電動機的輸出功率，分別為 1 、2、 3軸的輸入功率，分別為電動機軸與1軸、1軸與2軸、2軸與3軸間的傳動效率。3、各軸轉(zhuǎn)矩： 分別為1、 2、 3 軸的輸入轉(zhuǎn)矩為電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 1) 0軸(電機軸)：2) 1軸（高速軸）：×11×0.9610.56kW1460/3.7394.6r/min×

14、5; =71.95×3.7×0.96=255.57N·m3) 2軸（中間軸）：×2×10.56×0.98×0.959.83kW394.6/578.92r/min×××=255.57×5×0.98×0.95=1189.68N·m4) 3軸（低速軸）：×2×9.83×0.98×0.959.15kW   / 78.92/4.13=19.1r/min×××=1189

15、.68×4.13×0.98×0.95=4574.36N·m5) 4軸（滾筒軸）：×2×4=9.15×0.98×0.978.7kW=19.1 r/min=××=4574.36×0.95×0.97=4215.27 N·m13軸的輸出功率或輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入功率或輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.99。即：×11×0.9610.56kW×2×10.56×0.98×0.959.83kW×2×9.83&

16、#215;0.98×0.959.15kW×2×4=9.15×0.98×0.978.7kW×× =71.95×3.7×0.96=255.57N·m×××=255.57×5×0.98×0.95=1189.68N·m×××=1189.68×4.13×0.98×0.95=4574.36N·m××=4574.36×0.95×0.

17、97=4215.27 N·m運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果匯總?cè)缦卤恚狠S名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T (Nm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比效率輸入輸出輸入輸出電機軸1171.9514603.754.1310.960.960.960.981軸10.56255.57394.62軸9.831189.6878.923軸9.154574.3619.1滾筒軸8.74215.2719.1第三節(jié) 傳動零件的設計計算一、減速箱外傳動零件帶傳動設計 1、帶傳動設計的主要內(nèi)容 選擇合理的傳動參數(shù)；確定帶的型號、長度、根數(shù)、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結(jié)構(gòu)和尺寸等。2、設計依據(jù) 傳動的用途及工作情況；對

18、外廓尺寸及傳動位置的要求；原動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉(zhuǎn)速等。3、注意問題 帶傳動中各有關尺寸的協(xié)調(diào)，如小帶輪直徑選定后要檢查它與電動機中心高是否協(xié)調(diào)；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調(diào)。小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑一致；大帶輪的孔徑應注意與帶輪直徑尺寸相協(xié)調(diào)，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段的最小軸徑。1. 確定功率并選定V帶帶型兩班制工作，空載起動，查課本表86得：工作情況系數(shù)c根據(jù)和由圖88選取A型普通V帶。2. 確定帶輪的基準直徑根據(jù)圖88查得主動輪的最小基準直徑；根據(jù)式子計算從動輪的基準直徑： 根據(jù)表87，選取d=250mm3.

19、驗證帶速根據(jù)式子有：帶的速度在5m/s25m/s中，合適。4. 確定V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)需要初定中心距： 初步確定中心距所需V帶的基準長度： 從表83中取得基準長度由此可得實際軸間距：5. 確定小帶輪包角6. 計算V帶根數(shù)Z； A型普通帶，查表8-5a得 由查表8-5b得查表8-8得 由查表8-2得則有：取Z=6根。7. 單根V帶的預緊力表84查得，有：8. 作用在軸上的力9. 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸、輪槽尺寸由教材表8-10，可得如下值：帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=（6-1）15 + 210=95mm=80+22.75=85.5mm=240+22.75=245.5mm二

20、、減速器內(nèi)傳動零件高速級齒輪設計齒輪類型：為使工作平穩(wěn)，高速級選用直齒圓柱齒輪傳動。精度：運輸機為一般工作機器，速度不高，選用 7級精度。材料選擇：小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS齒數(shù)：選小齒輪齒數(shù)Z120，齒數(shù)Z2i1×Z1=5×20100（一） 按齒面疲勞強度計算計算公式： 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選載荷系數(shù)（2） 選取區(qū)域系數(shù)（3） 查得（4） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（5） 選取齒寬系數(shù)（6） 查得材料的彈性影響系數(shù)（7） 按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限，

21、大齒輪的接觸疲勞強度極限（8） 計算應力循環(huán)次數(shù)：（9） 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) ， （10） 計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1，得： 2) 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 （2） 計算圓周速度 （3） 計算齒寬及模數(shù) ，取其標準值2.5 （4） 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù) 根據(jù)，級精度，查得動載荷系數(shù) 由表10-4查得 由圖10-13查得 假定，由表10-3查得（5） 故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得（6） 計算模數(shù) ，查取標準模數(shù)值選擇2.5.（二） 按齒根彎曲強度計算：計算公式：1) 確定計算參數(shù)（1） 計算

22、載荷系數(shù)（2） 算當量齒數(shù) （3） 查取齒形系數(shù)，由表10-5查得，（4） 查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得，（5） 由圖10-20C查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（6） 由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)： ，（7） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，則有：（8） 計算大小齒輪的并加以比較：可見大齒輪的數(shù)據(jù)大。2) 設計計算,對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算模數(shù)，取1.7389并圓整為2.5則可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=55.4101mm來計算應有的齒數(shù)。于是

23、有：取，則，?。ㄈ?尺寸計算：1) 計算中心距因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。2) 計算大、小齒輪的分度圓直徑3) 計算大、小齒輪的齒根圓直徑4) 計算大、小齒輪的齒頂圓直徑5) 計算齒輪寬度圓整后?。?) 總結(jié)尺寸：分度圓直徑：齒根圓直徑： 齒頂圓直徑：所以，小齒輪做成實心式齒輪，大齒輪做成腹板式齒輪。齒寬：（四） 驗算：故假設正確。三、減速器內(nèi)傳動零件低速級齒輪設計齒輪類型：低速級選用直齒圓柱齒輪傳動。精度：運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度。材料選擇：小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS

24、。齒數(shù)：選小齒輪齒數(shù)Z125，齒數(shù)Z2i2×Z1=25×4.13103.25取Z2=103（一） 按齒面接觸疲勞強度計算： 計算公式：1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選載荷系數(shù)（2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3） 選取齒寬系數(shù)（4） 查得材料的彈性影響系數(shù)（5） 按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（6） 計算應力循環(huán)次數(shù)：（7） 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) ， （8） 計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1得：2) 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（2） 計算圓周速度v（3） 計算齒寬（4） 計算齒寬與齒高之

25、比b/h（5） 計算載荷系數(shù)K根據(jù)，級精度，查得動載荷系數(shù)假設，由表10-3查得查得使用系數(shù)由表10-4查得由圖10-13查得故載荷系數(shù)（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得（7） 計算模數(shù)，這里按標準取模數(shù)值為4.5（二） 按齒根彎曲強度計算： 計算公式：1) 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（1） 由圖10-20查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（2） 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，（3） 計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1.4，于是有：（4） 計算載荷系數(shù)（5） 由表10-5查得查取齒形系數(shù)，（6） 由表10-5查得應力校正系數(shù)，（7） 計算

26、大小齒輪的，并比較：可見大齒輪的數(shù)據(jù)大。2) 計算按接觸強度算得的分度圓直徑，由此有：小齒輪齒數(shù)，取大齒輪齒數(shù)，取 （三） 幾何尺寸的計算：1) 計算分度圓直徑2) 計算齒頂圓直徑3) 計算齒根圓直徑 4) 計算中心距5) 計算齒寬取6) 尺寸總結(jié)：分度圓直徑：齒頂圓直徑：，所以，小直齒輪做成實心式齒輪，大直齒輪做成腹板式齒輪。齒根圓直徑：中心距齒寬（四） 驗算： 故假設正確。四、軸的設計輸入軸的設計（一） 選擇軸的材料由工作條件，初步選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取。（二） 初步估算軸的最小直徑由機械設計P355軸的常用材料及其主要力學性能查得，則，取。（三） 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）如圖（軸1），從左到

27、右依次為軸承、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。1) 軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，帶輪與軸的聯(lián)接采用兩個鍵來配合，因此，取，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比帶輪的寬度略短一些，因，現(xiàn)取。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則軸肩處的直徑。軸承端蓋的總寬度為20mm，則。為了使軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂，取端蓋的外端面與帶輪右端面的距離。2) 初步選用深溝球滾軸承，因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力，故選用深溝球滾軸承。由于軸的，故軸承的型號為6207，尺寸系列為02，正常結(jié)構(gòu)，0級公差，0組游隙，其尺寸為，。故，。左軸承的右端采用軸肩定位

28、，故。軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離，初步選擇用潤滑脂潤滑軸承，取。3) 取安裝齒輪處的軸段的直徑，齒輪1與軸的配合處采用兩個鍵來連接，齒輪1左端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取，則；齒輪右端采用套筒定位。4) 因為高速軸和中間軸、低速軸的長度要統(tǒng)一，因此，齒輪1的中心線到左邊軸承左端面的距離為74mm，齒輪1的中心線到右邊軸承右端面的距離為164mm，故，齒輪左端到箱體的距離是。5) 齒輪1的右端采用套筒定位，。已知齒輪輪轂的寬度，為了使軸向定位可靠， 應略短于輪轂的寬度，并且零件外端面至箱體內(nèi)壁的距離，故取，。至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位：齒輪1

29、與軸的周向定位采用兩個平鍵連接，按照，查普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸得：平鍵鍵面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，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H7/n6。帶輪與軸的周向定位采用兩個平鍵連接，按照，查普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸得：平鍵鍵面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7/n6。（2） 確定軸上圓角和倒角的尺寸：參考零件倒角C與圓角半徑R的推薦值，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖：軸1。（四） 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖，對于6207深溝球滾軸承的，簡支梁的

30、軸的支承跨距:。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖。（1） 計算作用在軸上的力:對于帶輪，作用在軸上的軸壓力對于小齒輪1，有切向力徑向力法向力（2） 計算支反力：以坐標方向為力的正方向。先求垂直面支反力：繞支點A的力矩和，得：，同理校核：計算無誤。再求水平面支反力：繞支點A的力矩和，得：，同理校核：計算無誤。（3） 計算彎矩：1) 垂直平面內(nèi)的彎矩圖，如圖b C處彎矩：2) 水平面彎矩，圖c C處彎矩：D處彎矩：3) 合成彎矩，圖d C處彎矩：D處彎矩：（4） 繪制扭矩圖：如圖e, （5） 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D）

31、的強度。取折合系數(shù)，軸的計算應力前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由機械設計P355軸的常用材料及其主要力學性能查得，。因此，故該軸是安全的。五、軸的設計輸出軸的設計（一） 選擇軸的材料由工作條件，初步選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取。（二） 初步估算軸的最小直徑由機械設計P355軸的常用材料及其主要力學性能查得，則，取。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設計表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5014-1985,選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·mm。半聯(lián)軸器的

32、長度L=112mm,直徑為40mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。（三） 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）如圖（軸3），從左到右依次為軸承、軸套、小齒輪4、軸承、半聯(lián)軸器。1) 軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接采用兩個鍵來配合，因此，取，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比帶輪的寬度略短一些，因，現(xiàn)取。聯(lián)軸器的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則軸肩處的直徑。軸承端蓋的總寬度為20mm；為了使軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂，取端蓋的外端面到聯(lián)軸器的距離為30mm，。2) 初步選用深溝球滾軸承，因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力，故選用

33、深溝球滾軸承。由于軸的，故軸承的型號為6209，尺寸系列為02，正常結(jié)構(gòu)，0級公差，0組游隙，其尺寸為，。故，。左軸承的右端采用軸肩定位，故。軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離，初步選擇用潤滑脂潤滑軸承，取。3) 取安裝齒輪處的軸段的直徑，齒輪1與軸的配合處采用兩個鍵來連接，齒輪1左端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取，則；齒輪右端采用套筒定位。4) 因為低速軸和中間軸、高速軸的長度要統(tǒng)一，因此，齒輪4的中心線到左邊軸承左端面的距離為154mm，齒輪1的中心線到右邊軸承右端面的距離為84mm，故。5) 齒輪1的右端采用套筒定位，。已知齒輪輪轂的寬度，為了使軸向定位可靠， 應略短于輪

34、轂的寬度，并且零件外端面至箱體內(nèi)壁的距離，故取，。至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。齒輪4與軸的周向定位采用兩個平鍵連接，按照，查普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸得：平鍵鍵面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，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H7/n6。參考零件倒角C與圓角半徑R的推薦值，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖：軸1。（四） 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖，對于6207深溝球滾軸承的，簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖:（1） 求作用在齒輪上的力:對于大齒輪4，有切向力徑向力法向力 （2） 計算支反

35、力：以坐標方向為力的正方向。先求垂直面支反力：繞支點B的力矩和，得：，同理校核：計算無誤。再求水平面支反力：繞支點B的力矩和，得：，同理校核：計算無誤。（3） 計算彎矩、繪彎矩圖：1) 垂直平面內(nèi)的彎矩圖，如圖b D處彎矩：2) 水平面彎矩，圖c D處彎矩：3) 合成彎矩，圖d D處彎矩：（4） 繪制扭矩圖：如圖e, （5） 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D）的強度。取折合系數(shù)，軸的計算應力前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由機械設計P355軸的常用材料及其主要力學性能查得，。因此，故該軸是安全的。第四節(jié) 部件的選擇與設計一、軸承的選

36、擇高速軸軸承校核照以上軸的結(jié)構(gòu)設計，初步選用型號深溝球軸承60000型 60軸承。1. 軸承的徑向載荷軸承D 2268N軸承B 920N2. 軸承的軸向載荷軸承的派生軸向力 由手冊查得30206型的軸承 758.5N 307.7N外部軸向力Fa915N因為SD+Fa758.5+9151673.5N>SB，軸承B被壓緊，所以兩軸承的軸向力為ADSD758.5N ABSD+Fa1673.5N3. 計算徑向當量動載荷從手冊中查得，取載荷fp1.2軸承A AD/RD=758.5/2268=0.334<e查課本表135取X1，Y0，則PrDfp（XRDYAD）1.2×2268272

37、1.6N軸承B AB/RB=1673.5/920=1.82>e故取X0.4，查手冊得 。則PrBfp（XRBYAB） 1.2×（0.4×9201.49×1673.5）3433.8N4. 計算軸承壽命因為PD<PB，軸承D受載大，所以按軸承B計算壽命。從手冊查得基本額定動載荷C33.4KN，軸承工作溫度小于100ºC，取溫度系數(shù)fT=1,則軸承壽命=68596h軸承的預期計算壽命10×300×2×8=48000hL h>L h，所選軸承合適。中間軸軸承校核按照以上軸的結(jié)構(gòu)設計，初步選用型號深溝球軸承60000

38、型 45軸承1. 軸承的徑向載荷軸承A RA8215N軸承B RB7423N2. 軸承的軸向載荷軸承的派生軸向力 由手冊查得30307型的軸承SA 3540.9NSB 3199.6N外部軸向力Fa886N因為SA+Fa3540.9+886>SB=3199.6，軸承B被壓緊，所以兩軸承的軸向力為AASA3540.9N ABSA+Fa4426.9N3. 計算徑向當量動載荷從手冊中查得0.52，課本表136取載荷fp1.2軸承A AA/RA=3540.9/8215=0.431<e查課本表135取X1，Y0，則PrAfp（XRAYAA）1.2×82159858N軸承B AB/RB

39、=4426.9/7423=0.60>e故取X0.4，查手冊得 1.16則PrBfp（XRBYAB） 1.2×（0.4×74231.16×4426.9） 9925.28N4. 計算軸承壽命因為PA<PB，軸承B受載大，所以按軸承B計算壽命。從手冊查得基本額定動載荷C72.7KN，軸承工作溫度小于100ºC，取溫度系數(shù)f t=1,則軸承壽命=146303h軸承的預期計算壽命10×300×2×8=48000hL h>L h，所選軸承合適。低速軸軸承校核選用深溝球軸承619091. 軸承的徑向力軸承1 7325N軸

40、承2 4801N 因為 ，以軸承1為校核對象 Pr=7325N=49563h軸承的預期計算壽命10×300×2×8=48000hL h>L h，所選軸承合適。二、輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強度計算高速軸上鍵的選擇和校核帶輪處鍵位于軸端，選擇 鍵 C863 GB109679查表得公稱尺寸b×h=8×7 ，長度L=63mm鍵材料用45鋼，查課本得許用應力P100120Mpa鍵的工作長度：lL-b/263-459mmk0.5h0.5×73.5mm。小齒輪與軸做成一體，故不需要用鍵聯(lián)結(jié)。中間軸上鍵的選擇和校核鍵材料用45鋼，查得許用應力

41、P100120Mpa。兩齒輪均選鍵如下： 鍵1，直齒小齒輪與軸：鍵 1456 GB109679 鍵2，大齒輪與軸：鍵 B1425 GB109679（1） 對鍵1，公稱尺寸為b×h=14×9，長度L=56mm鍵的工作長度lL-b56-1442mmk0.5h0.5×94.5mm。（2） 對鍵2，公稱尺寸為b×h=14×9，長度L=25mm鍵的工作長度lL25mmk0.5h0.5×94.5mm。低速軸上鍵的選擇和校核鍵材料用45鋼，查得許用應力P100120Mpa。大直齒輪與低速軸的連接，選A型鍵：選 鍵 18×63 GB1096

42、79公稱尺寸為b×h=18×11，長度L=63mm鍵的工作長度lL-b63-1845mmk0.5h0.5×115.5mm。低速軸與半聯(lián)軸器鍵材料用45鋼，查得許用應力P100120Mpa。鍵位于軸端，選擇 鍵 C1470 GB109679，查表得公稱尺寸b×h=14×9 長度L=70mm鍵的工作長度lL-b/270-14/263mmk0.5h0.5×94.5mm。聯(lián)軸器的選擇與校核因為聯(lián)軸器的傳動功率小，轉(zhuǎn)速低，輕微震動，轉(zhuǎn)矩較大，工作溫度不高，兼顧經(jīng)濟性，故先選擇彈性套柱銷HL5聯(lián)軸器。材料為鍛鋼35。由表查得工作情況系數(shù)K=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩：TC=KT=2958.25 N·m 按計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊(軟件版)R2.0，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150 N·m，符合條件。聯(lián)軸器的孔徑d160mm，半聯(lián)軸器長度L142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度取L1107mm三、軸承端蓋的設計與選擇軸承端蓋是用來固定軸承的位置、調(diào)整軸承間隙并承受軸向力的，