二級圓錐圓柱齒輪減速器帶式輸送機傳動裝置的設計

1、一、設計任務書一、項目名稱：機械產(chǎn)品設計二、項目的目的機械產(chǎn)品設計項目訓練是為機械類專業(yè)的本科生在學完機械設計課程后所設置的一個重要的實踐教學環(huán)節(jié)，也是學生首次結(jié)合模擬實際工程進行的一次綜合性設計訓練。項目涉及的主要核心課程有工程圖學、理論力學、材料力學、金屬工藝學、機械工程材料、互換性與技術測量、機械原理、機械設計、機械制造技術基礎等。通過項目訓練欲求達到以下目的：1. 培養(yǎng)學生綜合運用機械設計課程和其他先修課程的基礎理論和基本知識，以及結(jié)合生產(chǎn)實踐分析和解決工程實際問題的能力，使所學的理論知識得以融會貫通，協(xié)調(diào)應用；2. 訓練學生熟悉和掌握常用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計方法、設

2、計步驟，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立的、全面的、科學的工程設計能力，為日后進行專業(yè)課程設計、畢業(yè)設計及工程設計打好必要的基礎；3. 使學生在工程計算、機械制圖、運用設計資料、熟悉國家標準、規(guī)范、使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)、進行經(jīng)驗估算等方面得到全面訓練，熟悉和掌握機械設計的基本技能。三、項目任務要求1. 設計題目（1）典型機械產(chǎn)品設計：如打夯機設計，簡易機器人設計等等。（2）電動卷揚機傳動裝置設計。（3）電動輸送機傳動裝置設計。2. 任務要求（1）題目1：完成典型機械產(chǎn)品的總體設計和主要零部件的設計。（2）題目2和題目3：完成提升或運輸機械系統(tǒng)的總體方案設計和減速器的主要零件的設計。系統(tǒng)中應包含齒輪或蝸

3、輪減速器、帶傳動或鏈傳動、軸承、聯(lián)軸器等機械設計課程中講授的主要內(nèi)容。3. 設計內(nèi)容機械產(chǎn)品設計課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。（1）理論分析與設計計算a)總體方案設計：設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。b)設計參數(shù)的確定：進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。c)基本尺寸的確定：根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和能力校核。（2） 圖樣技術設計a）機械系統(tǒng)總體布置圖。b）主要部件總裝配圖。c）典型零件加工圖。（3）編制技術文件：a）對設計方案進行經(jīng)濟技術評價。b）編制設計計算說明書。4. 項目實施過程要求本項目為機械產(chǎn)品設計，要求學生完成一項完

4、整的機械產(chǎn)品設計。設計過程中要以機械系統(tǒng)設計的思想，按照機械產(chǎn)品設計的一般程序和步驟進行設計工作。設計成品方案完善合理，設計參數(shù)的選擇要有理有據(jù)，圖紙繪制要符合國家標準和規(guī)范。設計完成后要提交設計圖紙和設計計算說明書。本項目結(jié)合機械設計課程進行，貫徹cdio“做中學” 的教學理念，每一個設計階段、每一項設計計算都要獲得一定的能力培養(yǎng)。四、學生的分組方式1.為了培養(yǎng)學生的團隊協(xié)作精神，學生以小組為單位協(xié)作完成項目訓練。2.項目組應根據(jù)選題的復雜和難易程度合理確定小組人數(shù)，保證每個學生有自己承擔的設計內(nèi)容和適當?shù)墓ぷ髁俊?.項目組成員強調(diào)男女分配均勻，優(yōu)勢互補，能力搭配合理。4.項目組推薦一名學生

5、作為小組長，全程負責與老師、組員的溝通交流及相關項目的任務管理。5.項目組成員必須通過指導教師確認。五、考核方式、標準考核一般分為三個階段：第一階段為總體設計與設計計算階段，主要考核學生的設計方案和運動與動力計算、主要傳動零件的設計計算；第二階段為結(jié)構(gòu)設計階段，結(jié)構(gòu)設計在產(chǎn)品設計中占有主導地位，主要考核學生結(jié)構(gòu)設計中應考慮的安裝、定位、加工、精度控制等方面知識和工程實際能力。第三階段為成果考核，考核產(chǎn)品設計的總體完成情況，學生按要求提供設計圖紙和設計計算說明書。每一階段都要求有一份書面報告，書面報告可以是每個學生的，也可以是小組團隊的（討論、研討記錄形式），以培養(yǎng)和提高學生書面交流能力。本項目

6、的考核以學生的書面報告，課堂討論加上最后的口頭報告為準，具體的分配為：第一階段書面報告15%第二階段書面報告 15%第三階段書面報告35%口頭報告（團隊報告）20%課堂討論表現(xiàn)15%六、完成時間要求在2011年12月16日之前上交設計成品，完成項目訓練任務。項目指導教師： 二、傳動方案的擬定簡圖如下：（圖2）由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為型砂運輸設備。減速器為兩級展開式圓錐圓柱齒輪減速器，軸承初步選用深溝球軸承。聯(lián)軸器2選用凸緣聯(lián)軸器，8選用齒形聯(lián)軸器。表二1 原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力f(kn)運輸帶速度v(m/s)卷筒徑d（mm）使用年限（年）2.61.840010三、

7、電動機的選擇計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇電動機的類型根據(jù)用途選用y系列三相異步電動機 2.選擇電動機功率 運輸帶功率為 pw=fv/1000=2600*1.8/1000 kw=4.68kw 查表2-1，取一對軸承效率軸承=0.99，錐齒輪傳動效率錐齒輪=0.96，斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，得電動機到工作機間的總效率為總=4軸承錐齒輪齒輪2聯(lián)=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88 電動機所需工作效率為 p0= pw/總=4.68/0.88 kw=5.32kw 根據(jù)表8-2選取電動機的額定工作功率為ped=5.5kwpw=4.68kw總=0.

8、88 p0=5.32kwped=5.5kw3.確定電動機轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為nw=(1000*60v)/d=1000*60*1.8/*400r/min=85.95r/min由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐=23，圓柱齒輪傳動傳動比i齒=36，則總傳動比范圍為 i總=i錐i齒=23*(36)=618電動機的轉(zhuǎn)速范圍為n0=nwi總85.95*(618)r/min=515.71547.1r/minnw=85.95r/min 表三1 備選電動機及其參數(shù)型號同步轉(zhuǎn)速與級數(shù)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩y132s1-41500 r/min,4級5

9、.514402.22.364y132m2-61000 r/min,6級5.59602.02.084y160m2-8750 r/min,8級5.57202.02.0119綜合考慮所以本例選用同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min,其型號為y132m2-6。四、傳動比的計算及分配計算項目計算及說明計算結(jié)果1.總傳動比i=nm/nw=960/85.95=11.17i=11.172.分配傳動比高速級傳動比為 i1=0.25i=0.25*11.17=2.79低速級傳動比為 i2=i/i1=11.17/2.79=4.00i1=2.79i2=4.00五、傳動裝置運動、動力參數(shù)

10、的計算計算項目計算及說明計算結(jié)果1.各軸轉(zhuǎn)速n0=960r/minn1=n0=960r/minn2=n1/i1=960/2.79r/min=344.08r/minn3=n2/i2=344.08/4r/min=84.02r/minnw=n3=84.02r/minn1=n0=960r/minn2=344.08r/minnw=n3=84.02r/min2.各軸功率p1=p0聯(lián)=5.32*0.99kw=5.27kwp2=p11-2=p1軸承錐齒=5.27*0.99*0.96kw=5.01kwp3=p22-3=p2軸承直齒=5.01*0.99*0.97kw=4.81kwpw=p33-w=p3軸承聯(lián)=4.

11、81*0.99*0.99kw=4.71kwp1=5.27kwp2=5.01kwp3=4.81kwpw=4.71kw3.各軸轉(zhuǎn)矩t0=9550p0/n0=9550*5.32/960nmm=52.92nmt1=9550p1/n1=9550*5.27/960nmm=52.43nmt2=9550p2/n2=9550*5.01/344.08nmm=139.05nmt3=9550p3/n3=9550*4.81/84.02nmm=546.72nmtw=9550pw/nw=9550*4.71/84.02nmm=535.35nmt0=52.92nmt1=52.43nmt2=139.05nmt3=546.72nm

12、tw=535.35nm6、 傳動件的設計計算 一、高速級錐齒輪傳動的設計計算計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度hbw1=217255，hbw2=162217.平均硬度hbw1=236，hbw2=190.hbw1-hbw2=46.在3050hbw之間。選用8級精度。45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為d11) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為t1=52430nmm2) 因v值未知，k

13、v值不能確定，可初步選載荷系數(shù)kt=1.33) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ze=189.84) 直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh=2.55) 齒數(shù)比=i1=2.796) 取齒寬系數(shù)=0.37) 許用接觸應力可用下式公式 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為n1=60n1alh=60*960*1*2*8*250*10=2.304*109n2=n1/i1=2.304*109/2.79=8.258*108由圖8-5查得壽命系數(shù)zn1=1，zn2=1.05；由表8-20取安全系數(shù)sh=1，則有取 初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有 d1t69.78mm3.確定

14、傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 由表8-1查得使用系數(shù)ka=1.0，齒寬中點分度圓直徑為 dm1t=d1t(1-0.5)=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm故vm1=dm1tn1/60*1000=*59.313*960/60*1000m/s=2.98m/s由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系kv=1.19，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)k=1.13，則載荷系數(shù)k=kakvk=1.0*1.19*1.13=1.34(2） 對d1t進行修正 因k與kt有較大的差異，故需對kt計算出的d1t進行修正 ，即 d1=69.78=70.485mm（3） 確定齒數(shù) 選齒數(shù)z1=23

15、，z2=uz1=2.79*23=64.17，取z2=64，則，在允許范圍內(nèi)（4） 大端模數(shù)m ，查表8-23，取標準模數(shù)m=3.5mm（5） 大端分度圓直徑為 d1=mz1=3.5*23mm=80.5mm70.485 d2=mz2=3.5*64mm=224mm(6) 錐齒距為 r=（7） 齒寬為 b=0.3*70.374mm=21.112mm 取b=25mm d1=70.485mm z1=23 z2=64m=3.5mmd1=80.5mmd2=224mmr=70.374mmb=25mm4.校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 （1） k、b、m和同前（2） 圓周力為 ft=（3） 齒形系

16、數(shù)yf和應力修正系數(shù)ys 即當量齒數(shù)為 由圖8-8查得yf1=2.65,yf2=2.13，由圖8-9查得ys1=1.58，ys2=1.88（4） 許用彎曲應力 由圖8-4查得彎曲疲勞極限應力為 由圖8-11查得壽命系數(shù)yn1=yn2=1,由表8-20查得安全系數(shù)sf=1.25，故 滿足齒根彎曲強度5.計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmc=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mda1=d1+2mcos=80.5+2*3.5*0.9414mm=87.09mmda2=d2+2mcos=224+2*3.5*0.3374mm=226.362mmd

17、f1=d1-2.4mcos=80.5-2.4*3.5*0.9414mm=72.592mmdf2=d2-2.4mcos=224-2.4*3.5*0.3374mm=221.166mmha=3.5mmhf=4.2mmc=0.7mda1=87.09mmda2=226.362mmdf1=72.592mmdf2=221.166mm 二、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度hbw1=217255，hbw2=162217.平均硬度hbw1=236，hbw2=190.hbw1-h

18、bw2=46.在3050hbw之間。選用8級精度。45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為t2=1390502) 因v值未知，kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)kt=1.43) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ze=189.84) 初選螺旋角，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh=2.465) 齒數(shù)比=i=46) 查表8-18，取齒寬系數(shù)=1.17) 初選z3=23，則z4=uz3=4*23=92則端面重合度為 = =1.67軸向重合度為由圖8-13查得重合度系數(shù)8） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)

19、z=0.999） 許用接觸應力可用下式計算 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為n3=60n2alh=60*344.08*1*2*8*250*10=8.258*108n4=n3/i2=8.258*108/4 =2.064*108由圖8-5查得壽命系數(shù)zn3=1.05，zn4=1.13；由表8-20取安全系數(shù)sh=1.0，則有 取初算小齒輪的分度圓直徑d3t，得 =66.59mmz3=23z4=92d3t66.59mm3.確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù)ka=1.0因=1.20m/s，由圖8-6查得動載荷系數(shù)kv=1.08，由圖8-7

20、查得齒向載荷分配系數(shù)k=1.11，由表8-22查得齒向載荷分配系數(shù)k=1.2，則載荷系數(shù)為 k=kakvkk=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44（2） 對d3t進行修正 因k與kt有較大的差異，故需對kt計算出的d3t進行修正，即 =67.22mm(3) 確定模數(shù)mn mn=按表8-23，取mn=3mm（4） 計算傳動尺寸 中心距為 =176.35mm取整，a=176mm螺旋角為 因值與初選值相差不大，故對與有關的參數(shù)無需進行修正 則可得， b4=78mmb3=85mmk=1.44mn=3mma=176mmd3=70.531mmd4=282.134mmb4=78mmb3=85mm4.

21、校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 1） k、t3、mn和d3同前2） 齒寬b=b4=78mm3） 齒形系數(shù)yf和應力修正系數(shù)ys。當量齒數(shù)為 由圖8-8查得yf3=2.62，yf4=2.24；由圖8-9查得ys3=1.59，ys4=1.824） 由圖8-10查得重合度系數(shù)5） 由圖11-23查得螺旋角系數(shù)6） 許用彎曲應力為 由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力由圖8-11查得壽命系數(shù)yn3=yn4=1，由表8-20查得安全系數(shù)sf=1.25，故=62.59mpa20.82+20.82*（0.030.05）mm=21.4421.86mmdmin=20.82mm4. 結(jié)構(gòu)設計 （1）

22、 軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計（2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)ka=1.5，計算轉(zhuǎn)矩為 tc=kat1=1.5*52430nmm=78645nmm 由表8-38查得gb/t5014-2003中的lx1型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為250nmm，許用轉(zhuǎn)速8500r/min，軸孔范圍為1224mm?？紤]到d120.58mm，取聯(lián)軸器孔直徑為

23、22mm，軸孔長度l聯(lián)=52mm，y型軸孔，a型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為lx1 22*52gb/t50142003，相應的軸段的直徑d1=22mm。其長度略小于孔寬度，取l1=50mm(3) 軸承與軸段和的設計 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。軸段的軸徑d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表8-27初選氈圈35jb/zq46061997，則d2=35mm，軸承段直徑為40mm，經(jīng)過

24、計算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用軸套定位，軸套內(nèi)徑為28mm，外徑既要滿足密封要求，又要滿足軸承的定位標準，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承30207，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=35mm，外徑d=72mm，寬度b=17mm，t=18.25mm，內(nèi)圈定位直徑da=42mm，外徑定位da=65mm，軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=15.3mm，故d2=35mm，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面，則該處軸段長度應略短于軸承內(nèi)圈寬度，取l2=16mm。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內(nèi)流入軸承座中。通常一根軸

25、上的兩個軸承取相同的型號，則d4=35mm，其右側(cè)為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長度應比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取l4=16mm（4） 軸段的設計 該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直徑為軸承定位軸肩直徑，即d3=42mm，該處長度與軸的懸臂梁長度有關，故先確定其懸臂梁長度（5） 齒輪與軸段的設計 軸段上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采用懸臂結(jié)構(gòu)，d5應小于d4，可初定d5=32mm小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離m由齒輪的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得m=32.9mm，錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為，軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁

26、距離，即軸承套杯凸肩厚c=8mm，齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要取為56mm，齒輪左側(cè)用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差值為0.75mm，則 l5=56+c+t-l4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm（6） 軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承端蓋等零件有關。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚，r+a=70.374+184=254.374mm26.86+26.86*（0.030.05）mm=

27、27.6728.20mmdmin=26.86mm4.結(jié)構(gòu)設計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖5所示(1) 軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計(2) 軸段及軸段的設計 該軸段上安裝軸承，此段設計應與軸承的選擇設計同步進行?？紤]到齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段及軸段上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)dmin=27.05mm，暫取軸承30206，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=30mm，外徑d=62mm，寬度b=16mm，內(nèi)圈定位直徑da=36mm，外

28、徑定位da=53mm，軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=13.8mm，故d1=30mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=30mm（3） 齒輪軸段與軸段的設計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2。為便于齒輪的安裝，d2和d4應略大于d1和d5，此時安裝齒輪3處的軸徑可選為33mm，經(jīng)過驗算，其強度不滿足要求，可初定d2=d4=32mm由于齒輪的直徑比較小，采用實心式，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪廓的寬度范圍為（1.21.5）d4=38.448mm，取其輪轂寬度l4=45mm，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段長度應比齒輪2的輪

29、轂略短，b3=85mm，故取l2=83mm，l4=40mm（4） 軸段的設計 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1)d2=2.243.2mm，取其高度h=3mm，故d3=38mm齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內(nèi)壁的距離均取為，且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關于高速軸軸線對稱，量得起寬度為bx=193.92mm，取bx=194mm，則軸段的長度為=194-40-2*10-85mm=49mm此時錐齒輪沒有處在正確安裝位置，在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端蓋下的調(diào)整墊片使其處與正確的安裝位置（5） 軸段及軸段的長度 由于軸承采用油潤滑，故軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁距離取為，則軸段

30、的長度為 軸段的長度為 （6） 軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=13.8mm，則由圖12-7可得軸的支點與受力點間的距離為由裝配圖知d1=30mmd5=30mmd2=d4=32mml2=83mml4=40mmd3=38mmbx=194mml3=49mml1=34mml5=41mm5.鍵連接 齒輪與軸段間采用a型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵108 gb/t10962003，齒輪與軸段間采用a型普通平鍵連接，型號為鍵1210 gb/t109620036.軸的受力分析 （1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 （2）計算支承反力 在水平面上為r2h=fr

31、3-r1h-fr2=731.6-586.2-111.7n=33.7n在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（4） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面為 mah=-r1hl2=-586.2*54.55=-31977.2nmma-a剖面右側(cè)為b-b剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面左側(cè)為 b-b剖面左側(cè)為b-b剖面右側(cè)為（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，t2=50250nmmr1h=586.2nr2h=33.7nr1v=1662.5nr2v=1179.8nr1=1762.8nr2=1180.3nma=96161.9nmmma=93

32、067.1nmmmb=66816.4nmmmb=66508.8nmmt2=50250nmm7.校核軸的強度 雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故a-a剖面兩側(cè)均可能為危險面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 a-a剖面左側(cè)彎曲應力為 a-a剖面右側(cè)彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當量應力為 故a-a剖面右側(cè)為安全截面由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應力強度滿足要求軸的強度滿足要求8.校核鍵連接的強度

33、齒輪2處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠鍵連接的強度足夠（圖4）三、低速軸的設計計算 計算項目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件低速軸傳遞的功率p3=4.81kw,轉(zhuǎn)矩t3=546720nmm，轉(zhuǎn)速n3=84.02r/min，齒輪4分度圓直徑d4=282.134mm，齒輪寬度b4=78mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑查表9-8得c=106135，取中間值c=106，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%

34、5%，軸端最細處直徑 d140.85+40.85*（0.030.05）mm=42.0842.89mmdmin=40.85mm4. 結(jié)構(gòu)設計d3l3d4l4d5l5d6（1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計（2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)ka=1.5，計算轉(zhuǎn)矩為 tc=kat1=1.5546720=820080nmm 由表8-38查得gb

35、/t5014-2003中的lx3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250nmm，許用轉(zhuǎn)速4750r/min，軸孔范圍為3048mm。取聯(lián)軸器孔直徑為45mm，軸孔長度l聯(lián)=112mm，j型軸孔，a型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為lx3 45112gb/t50142003，相應的軸段 的直徑d1=45mm。其長度略小于孔寬度，取l1=110mm(3) 密封圈與軸段的設計 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）45mm=3.154.5mm。軸段的軸徑d2=d1+2（3.154.5）mm=51.354mm，其值最終

36、由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表8-27初選氈圈55jb/zq46061997，則d2=55mm(4) 軸承與軸段和軸段的設計 考慮齒輪油軸向力存在，但此處軸徑較大，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應既便于安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為7011c 由表11-9得軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑d=90mm，寬度b=18mm，內(nèi)圈定位直徑da=62mm，外徑定位da=83mm，軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=18.7mm。由于該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，軸承采用油潤滑，無需放擋油環(huán),取軸承寬度l軸承=15mm。為補償箱體的鑄造誤差，取軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁距離。通