帶式輸送機(原稿)teddy

1、機 械 設(shè) 計設(shè)計說明書帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設(shè) 計起止日期： 2013 年 12 月 1 日 至 2013 年 12 月 31日 姓名 班級機設(shè) 學(xué)號 成績指導(dǎo)教師(簽字)機械工程學(xué)院（部）20 年12月19日目錄1設(shè)計任務(wù)11.1設(shè)計任務(wù)11.2傳動系統(tǒng)參考方案（見圖1-1）11.3原始數(shù)據(jù)11.4工作條件12.選擇電動機12.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式12.2電動機容量12.3電動機的轉(zhuǎn)速13 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比13.1傳動裝置總傳動比13.2分配各級傳動比14計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)14.1各軸轉(zhuǎn)速14.2各軸輸入功率14.3各軸轉(zhuǎn)矩15傳動零件的設(shè)計計

2、算15.1普通V帶傳動的設(shè)計15.1.1 原始數(shù)據(jù)和設(shè)計內(nèi)容15.1.2 設(shè)計步驟和設(shè)計參數(shù)的選擇15.2高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算15.2.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù)15.2.2 確定材料許用接觸應(yīng)力15.2.3 根據(jù)設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度設(shè)計15.2.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑15.2.5 齒根彎曲疲勞強度計算15.3 低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算15.3.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù)15.3.2 確定材料許用接觸應(yīng)力15.3.3 根據(jù)設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度設(shè)計15.3.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑15.3.5 齒根彎曲

3、疲勞強度計算15.3.6 齒輪幾何尺寸計算16.軸的設(shè)計計算16.1高速軸軸設(shè)計16.2中間軸軸設(shè)計16.3低速軸軸的設(shè)計計算17. 鍵連接的選擇及計算17.1 高速軸鍵計算17.2 中間軸鍵計算17.3低速軸鍵計算18 軸承的壽命校核18.1低速軸齒輪的載荷計算18.2軸承的徑向載荷計算18.3軸承的軸向載荷計算18.4軸承的當量動載荷計算18.5軸承壽命的計算及校核19. 聯(lián)軸器的選擇110 潤滑方式，潤滑劑、密封方式的選擇以及箱體的主要結(jié)構(gòu)110.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇110.1.1齒輪潤滑方式的選擇110.1.2齒輪潤滑劑的選擇110.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇110.2

4、.1滾動軸承潤滑方式的選擇110.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇110.3密封方式的選擇110.3.1滾動軸承的密封選擇110.3.2箱體的密封選擇110.4箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計111.設(shè)計小結(jié)112.參考文獻11設(shè)計任務(wù)1.1設(shè)計任務(wù)設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。1.2傳動系統(tǒng)參考方案（見圖1-1）帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過V帶傳動2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶式輸送機6工作。 圖 1-1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1電動機；2V帶傳動； 3圓柱直齒輪減速器；4聯(lián)軸器；滾筒；6輸送帶1.3原始數(shù)據(jù) 設(shè)輸送帶

5、最大有效拉力為F（N)，輸送帶的工作速度為v（m/s），輸送機滾筒直徑為D（mm），其具體數(shù)據(jù)見表1-1。 表1-1設(shè)計的原始數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力運輸帶工作速度卷筒直徑65000.42400 1.4工作條件帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載啟動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差范圍為±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。2.選擇電動機設(shè)計計算及說明結(jié)果2.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2.2電動機容量

6、(1)工作機的輸出功率(2)電動機輸出功率設(shè)：V帶傳動效率，=0.95； 滾動軸承效率，=0.98； 圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪精度為8級），=0.97； 聯(lián)軸器效率，=0.99； 運輸機滾筒效率，=0.96 圖見 221 （以上數(shù)據(jù)均由機械設(shè)計課程設(shè)計P18表3-3查得，以下簡稱其為課程設(shè)計）圖211傳動裝置的總效率 故 (3)電動機額定功率由課程設(shè)計表12-1可知，滿足條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率 應(yīng)取為4kW2.3電動機的轉(zhuǎn)速計算驅(qū)動滾筒的轉(zhuǎn)速 經(jīng)查表3-2（課程設(shè)計P16）、表3-4（課程設(shè)計P19）按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i840，帶傳動的傳動比i=2

7、4，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ni×n（16160）×20.06320.963209.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/m的電動機，由表12-1（課程設(shè)計P100）對于額定功率為4kW的電動機型號分別為Y112M-4型和Y132M1-6型?，F(xiàn)將Y112M-4型和Y132M1-6型電動機的有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的傳動比列于表2-3-1中。 方案號電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/（r/min）滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）總傳動比i1Y112M-44.0150

8、0144071.782Y132M1-64.0100096047.86表2-3-1方案的比較 通過對上述兩種方案比較可以看出：盡管方案1選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，但其總傳動比為71.78，這對兩級減速傳動及帶傳動而言比較大，故選方案2較為合理。 Y132M1-6型三相異步電動機的額定功率，滿載轉(zhuǎn)速。由表12-2（課程設(shè)計P102）查得電動機中心高H=132mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為D=38mm和E=80mm。=0.95=0.98=0.97=0.99=0.963 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比設(shè)計計算及說明結(jié)果3.1傳動裝置總傳動比 3.2分配各級傳動比按表

9、3-4（課程設(shè)計P19）查取V帶傳動傳動比為3.4，（考慮V帶設(shè)計中小帶輪的速度，故不取中間3，而取3.4）。由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為 低速級傳動比為 傳動系統(tǒng)各傳動比分別為；4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設(shè)計計算及說明結(jié)果4.1各軸轉(zhuǎn)速 4.2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即 4.3各軸轉(zhuǎn)矩表4-1 動力參數(shù)計算結(jié)果軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸軸軸軸zhououzhou軸功率P/kW（3.53.333.173.

10、012.92轉(zhuǎn)矩T/(N.m)34.82112.63458.901432.981390.13轉(zhuǎn)速n/(r/min)960282.3565.9720.0620.06傳動比i3.44.283.291注：對電動機0所填的數(shù)據(jù)為輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩，對其他各軸所填的數(shù)據(jù)為輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩5傳動零件的設(shè)計計算設(shè)計計算及說明結(jié)果5.1普通V帶傳動的設(shè)計5.1普通V帶傳動的設(shè)計5.1.1 原始數(shù)據(jù)和設(shè)計內(nèi)容1.原始數(shù)據(jù)所設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中第一級用普通V帶傳動。已知電動機輸出功率3.5kW，主動帶輪轉(zhuǎn)速960r/min，傳動比，普通異步電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），二班制（每班工作8小

11、時），工作載荷有輕微沖擊。設(shè)計內(nèi)容主要設(shè)計內(nèi)容為確定V帶的型號、基準長度、根數(shù)，確定帶傳動的中心距、帶輪基準直徑及結(jié)構(gòu)尺寸，計算帶的預(yù)緊力及對軸的壓力等。5.1.2 設(shè)計步驟和設(shè)計參數(shù)的選擇1.確定計算功率由機械設(shè)計P101表5-7查得式中：P所需傳遞的額定功率（電動機的額定功率），kW； 工作情況系數(shù)2.選擇V帶型號根據(jù)計算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速，由圖5-11（機械設(shè)計P101）選取A型V帶。確定帶輪基準直徑，并驗算帶速v。初選小帶輪直徑由圖5-11（機械設(shè)計P101）可知，小帶輪基準直徑的推薦值為80100mm。由表5-8和表5-9（機械設(shè)計P102），則取驗算帶速v因為v值在525m/s，帶

12、速合適。計算大帶輪直徑根據(jù)表5-9（機械設(shè)計P102），取確定帶長和中心距a初定中心距初取中心距計算帶所需的基準長度由表5-2（機械設(shè)計P91），取計算實際中心距驗算小帶輪包角6.確定V帶根數(shù)（1）計算單根V帶的許用功率查表5-4（機械設(shè)計P97），由線性插值法可得查表5-5（機械設(shè)計P98），由線性插值法可得查表5-6（機械設(shè)計P100），由線性插值法可得查表5-2（機械設(shè)計P91），可得（2）計算V帶的根數(shù)取整數(shù)，故Z=5根7.計算單根V帶的初拉力查表5-1（機械設(shè)計P100）得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，8.計算V帶對軸的壓力Q為9V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪基準直徑采用實心式結(jié)構(gòu)

13、。大帶輪基準直徑，采用橢圓輪輻式結(jié)構(gòu)。因v<25m/s，材料采用鑄鐵，型號為HT150。V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接的帶輪輪槽工作面不應(yīng)有砂眼、氣孔，輪輻及輪轂不應(yīng)有縮孔和較大的凹陷。帶輪外緣棱角要倒圓和倒鈍。輪轂孔公差奪取H7或H8，轂長上偏差為IT14，下偏差為0。轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之要做動平衡。其他條件參照GB/T13575.1-1992中規(guī)定。5.2高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算原始數(shù)據(jù)所設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中第二級用高速級斜齒圓柱齒輪傳動。已知軸輸入功率3.33kW，小齒輪轉(zhuǎn)速282.35r/min，傳動比，普通異步電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每年工作300天）

14、，二班制（每班工作8小時）5.2.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù)1.選擇齒輪材料與熱處理。根據(jù)機械設(shè)計（P136）中表7-1查得，小斜齒圓柱齒輪a選用45Cr鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，<350；大斜齒圓柱齒輪b選用45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，=230<350。二者材料硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃右?.選擇齒輪的精度。此減速機為一般工作機，速度不高，參閱表7-7（機械設(shè)計P149），初定為8級精度3.初選齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)：，大齒輪齒數(shù)：5.2.2 確定材料許用接觸應(yīng)力1.確定接觸疲勞極限，由圖7-18（a）（機械設(shè)計P150）查MQ線得2.確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)大齒輪的

15、循環(huán)次數(shù)由圖7-19（機械設(shè)計P151）查的3.確定尺寸系數(shù)，由圖7-20（機械設(shè)計P152）取4.確定安全系數(shù)，由表7-8（機械設(shè)計P151）取得=1.055.計算許用接觸應(yīng)力，按公式（7-20）【1】（公式出處同為機設(shè)設(shè)計，以下不再贅述）計算，得5.2.3 根據(jù)設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒面接觸強度按式（7-25）【1】計算，其公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下軸面重合度因，由式（7-26）得重合度系數(shù)確定螺旋系數(shù)計算所需最小齒輪直徑 由上式得5.2.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑1.確定使用系數(shù)(查表7-2機械設(shè)計P137)2.確定動載系數(shù) 計算圓周速度故前面取8級精度合理，

16、由齒輪的速度和精度查圖7-7(機械設(shè)計P138)5.2.5 齒根彎曲疲勞強度計算由式（7-28）【1】得彎曲強度的設(shè)計公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下1.由圖7-21（a）（機械設(shè)計P153）取2由圖7-22（機械設(shè)計P154）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)3.由表7-8（機械設(shè)計P151）查的彎曲疲勞安全系數(shù)4.由圖7-23（機械設(shè)計P154）差得尺寸系數(shù)5.由式（7-22）得許用彎曲應(yīng)力6.確定計算載荷K初步確定齒高h=2.25m=2.252.93=6.59，b/h=0.864.5/6.59=7.83查圖7-11（機械設(shè)計P140）得7.確定齒形系數(shù)當量齒數(shù)為由圖7-16（機械設(shè)計P147）查的8.

17、由圖7-17（機械設(shè)計P147）得應(yīng)力校正系數(shù)9.計算大小齒輪的值大齒輪的數(shù)值大。10.求重合度系數(shù)。端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值為 當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）計算11.由圖7-25（機械設(shè)計P160）得螺旋角影響系數(shù)將上述各值代入公式計算，得由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的1.84按國際圓整為=2。并根據(jù)接觸強度計算出得分度圓直徑64.5mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)和尺寸為這樣設(shè)計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。5.2.6 齒輪幾何尺寸計算（1）中心距 把中心距圓整成169mm。

18、2.修正螺旋螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正。3.分度圓直徑 4.確定齒 表5-2-1高速級斜齒圓柱齒輪端面的基本尺寸名稱小齒輪大齒輪模數(shù)m2齒數(shù)z31132齒形角螺旋角15.295°齒頂高系數(shù)1頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d62264齒頂圓直徑66268齒根圓直徑57259齒高h4.5中心距a1695.3 低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算原始數(shù)據(jù)所設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中第三級用低速級斜齒圓柱齒輪傳動。已知軸輸入功率3.17kW，小齒輪轉(zhuǎn)速65.97r/min，傳動比，普通異步電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），二班制（每班工作8小時）5.3.1 選擇齒輪材料、熱處理方法

19、、精度等級及齒數(shù)1.選擇齒輪材料與熱處理。根據(jù)表7-1查得，小斜齒圓柱齒輪a選用45Cr鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，<350；大斜齒圓柱齒輪b選用45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，=230<350。二者材料硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃右?.選擇齒輪的精度。此減速機為一般工作機，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度3.初選齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)：=24，大齒輪齒數(shù)：5.3.2 確定材料許用接觸應(yīng)力1.確定接觸疲勞極限，由圖7-18（機械設(shè)計P150）查MQ線得（2）確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)大齒輪的循環(huán)次數(shù)由圖7-19（機械設(shè)計P151）查的3.確定尺寸系數(shù)，由圖7-20（機械設(shè)計P152）取4.確

20、定安全系數(shù)，由表7-8（機械設(shè)計P151）取得=1.055.計算許用接觸應(yīng)力，按公式（7-20）【1】（公式出處同為機設(shè)設(shè)計，以下不再贅述）計算，得5.3.3 根據(jù)設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒面接觸強度按式（7-25）【1】計算，其公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下軸面重合度因，由式（7-26）得重合度系數(shù)確定螺旋系數(shù)計算所需最小齒輪直徑 由上式得5.3.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑1.確定使用系數(shù)(查表7-2機械設(shè)計P137)2.確定動載系數(shù) 計算圓周速度故前面取8級精度合理，由齒輪的速度和精度查圖7-7(機械設(shè)計P138)5.3.5 齒根彎曲疲勞強度計算由式（7-28）【1】

21、得彎曲強度的設(shè)計公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下1.由圖7-21（a）（機械設(shè)計P153）取2由圖7-22（機械設(shè)計P154）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)3.由表7-8（機械設(shè)計P151）查的彎曲疲勞安全系數(shù)4.由圖7-23（機械設(shè)計P154）差得尺寸系數(shù)5.由式（7-22）得許用彎曲應(yīng)力6.確定計算載荷K初步確定齒高h=2.25m=2.255.09=11.45，b/h=0.8122.1/11.45=8.53查圖7-11（機械設(shè)計P140）得7.確定齒形系數(shù)當量齒數(shù)為由圖7-16（機械設(shè)計P147）查的8.由圖7-17（機械設(shè)計P147）得應(yīng)力校正系數(shù)9.計算大小齒輪的值大齒輪的數(shù)值大。10.求重合度

22、系數(shù)。端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值為 當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）計算11.由圖7-25（機械設(shè)計P160）得螺旋角影響系數(shù)將上述各值代入公式計算，得由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的2.78按國際圓整為=3。并根據(jù)接觸強度計算出得分度圓直徑122.1mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)和尺寸為這樣設(shè)計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。5.3.6 齒輪幾何尺寸計算 1.中心距 把中心距圓整成260mm。2.修正螺旋角螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正。3.分度圓直徑 4.確定齒表5-3-1低速

23、級斜齒圓柱齒輪端面的基本尺寸名稱小齒輪大齒輪模數(shù)m3齒數(shù)z39128齒形角螺旋角15.215°齒頂高系數(shù)1頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d117384齒頂圓直徑123390齒根圓直徑109.5376.5齒高h6.75中心距a260Z=5=230=2306.軸的設(shè)計計算設(shè)計計算及說明結(jié)果為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為6.1高速軸軸設(shè)計1.按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，當軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為: 軸為外伸軸，初

24、算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應(yīng)取較大的A值；查表12-1（機械設(shè)計P288），取。2.初算軸的最小直徑因為軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=22.76mm，又因為高速軸為輸入軸，最小直徑應(yīng)該為安裝大帶輪的軸孔直徑。為了使所選的軸直徑與大帶輪的孔徑適應(yīng)，故需要同時確定大帶輪的軸孔直徑。即軸的最小直徑為安裝大帶輪處的軸孔直徑，選，帶輪的寬度為L=32mm，帶輪與軸配合的轂孔長度L1=30mm。3.裝配方案高速軸軸上零件的裝配方案如圖6-1-1所示：圖6-1-1高速軸零件的裝配方案圖首先確定各段直徑A段：=32mm 即大帶輪的軸孔直徑得出，由最小直徑確定。

25、B段：=35mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為35mm的C段：=40mm，與圓錐滾子軸承30208配合，取軸承內(nèi)徑D段：=44mm， 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=2mm（后續(xù)軸肩為h=3mm，=54mm）F段：=48mm, 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=2mmE段：=44mm， 由齒輪的軸孔直徑?jīng)Q定G段， =40mm, 與圓錐滾子軸承30208配合，取軸承內(nèi)徑第二、確定各段軸的長度A段：=30mm,應(yīng)該比大帶輪軸孔長度L1=32mm略短B段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mmC段：=29mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30207）配合,加上擋油盤長度=B +3+2=17+9+2=2

26、9mmD段：L4=110mm，根據(jù)實際情況酌情增減（考慮到齒輪的定位問題，特在其后與E段相接部分做成一個軸肩高為3mm，寬度為8mm，詳情見零件圖）E段：，齒輪的齒寬，應(yīng)該比齒輪的寬度=50mm略短F段：，=2-2=10-2=8mmG段：=29mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30207）配合,加上擋油盤長度軸總長L=318mm，兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=234mm4、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從課程設(shè)計P132中查表15-3得圓錐滾子的B=17，計算可得和為29mm。作為簡支梁的軸的支撐跨距，即兩軸承間距離234mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的

27、彎矩圖和扭矩圖如下圖6-1-2軸的計算簡圖、彎矩圖、扭矩圖水平方向由平衡方程求得支座約束力（支座反力）為同理可求垂直方向由平衡方程求得支座約束力（支座反力）為同理可求表6-1高速軸載荷計算結(jié)果載荷水平面H垂直面V支座反力F,彎矩M總彎矩扭矩T5.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C截面）的強度。因為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，根據(jù)式（12-5）【1】及表12-5中的數(shù)值，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)制處理，由表12-1(機械設(shè)計P281)查得，因此，故安全。6精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面。截面A,B，C處只受扭矩

28、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，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面 A，B，C處均無須校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面E和F處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面E的應(yīng)力集中的影響和截面C的相近，但截面E不受扭矩作用，同時軸頸也較大，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也不必校核。截面C和E顯然更不必校核。由機械設(shè)計手冊可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需要校核截面G左右兩側(cè)即可。（

29、2）截面G右側(cè)，抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面G左側(cè)的彎矩M為截面G上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Cr，調(diào)制處理。由表12-1(機械設(shè)計P281)查得，截面上由于軸肩而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)及，有機械手冊查取。因， ，查得，；查得尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。按軸車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式2-19【1】得綜合影響系數(shù)為又由機械手冊查得應(yīng)力折算系數(shù)，于是，計算安全系數(shù)值，按式（12-6） 式（12-8）【1】則得故可知其安全。（3）截面G右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表12-4【1】中的公式計算抗扭截面系數(shù)為彎矩M及彎曲應(yīng)力為扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合

30、處由手冊查得，；軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為；尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。故得綜合系數(shù)，所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面G左側(cè)的強度也是足夠的。因所設(shè)計減速器不存在瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。6.2中間軸軸設(shè)計1）、按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表12-1（機械設(shè)計P288），依然取。2）初算軸的最小直徑因為軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=40mm。根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸的最小直徑應(yīng)該設(shè)計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸承30208，故取=40mm.軸的軸上零件設(shè)計裝配圖如下：首先，確定各段的直徑A段:=40mm,與

31、軸承（圓錐滾子軸承30208）配合F段：=40mm，與軸承（圓錐滾子軸承30208）配合E段：=48mm，非定位軸肩，取軸肩高度h=4mmB段：=58mm, 非定位軸肩，與齒輪配合C段：=60mm, 齒輪軸上齒輪的軸孔直徑D段：=58mm, 定位軸肩，取軸肩高度為6mm然后確定各段距離：A段： =30mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30208）寬度與擋油盤的長度B段：=4mm,根據(jù)軸齒輪端面到內(nèi)壁的距離及其厚度C段：=110mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬B3E段：=48mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬B2=50mm減去2mm（為了安裝固定）F段：=37.5mm，考慮了軸承和擋油環(huán)長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒

32、面的距離D段：=4.5mm,由軸得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=234mm減去已知長度可得出軸總長L2=234mm，6.3低速軸軸的設(shè)計計算輸入功率P=3.01KW,轉(zhuǎn)速n =20.06r/min，轉(zhuǎn)矩軸的材料選用40Cr（調(diào)質(zhì)），可由表12-1（機械設(shè)計P288）查得=110所以軸的直徑: =58.45mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大12%，=65.47mm。又因為低速軸為輸出軸，最小直徑應(yīng)該為安裝聯(lián)軸器的直徑dA。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KaT3，查表19-3，考慮到轉(zhuǎn)矩變化不大，取KA=1.3，則：Tca=

33、KaT3=1.3×=1862874。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，由表16-4(機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書)選聯(lián)軸器型號為HL5，軸孔的直徑=70mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=144mm。軸軸上零件設(shè)計裝配圖如下：首先，確定各軸段直徑A段: =75mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30215）配合內(nèi)徑為15×5=75mmE段: =75mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30215）配合B段: =85mm,按照齒輪的安裝尺寸確定C段: =92mm,定位軸肩，取軸肩高h=6mmD段: =88mm, 非定位軸肩，軸肩高h=6.5mmF段: =75mm,非定位軸肩,軸肩高h取2.

34、5mmG段: =70mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =40mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸確定B段: =98mm，齒輪齒寬B4=100mm減去2mm，便于安裝C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值E段: =35mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸確定D段: =51mm,由兩軸承間距234mm減去其他已確定長度數(shù)據(jù)F段: =65mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段: =142mm,為保證軸端擋圈只壓半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故此段長度應(yīng)略短于該軸器孔長度。軸總長L2=441mm。4、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從

35、課程設(shè)計P132中查表15-3得圓錐滾子的B=25，計算可得和為40mm和35mm。作為簡支梁的軸的支撐跨距，即兩軸承間距離234mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖6-3低速軸計算簡圖水平方向由平衡方程求得支座約束力（支座反力）為同理可求垂直方向由平衡方程求得支座約束力（支座反力）為同理可求表6-2低速軸載荷計算結(jié)果載荷水平面H垂直面V支座反力F,彎矩M總彎矩扭矩T5.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C截面）的強度。因為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，根據(jù)式（12-5）【1】及表12-5中的數(shù)值，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材

36、料為45鋼，調(diào)制處理，由表12-1(機械設(shè)計P281)查得，因此，故安全。6精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面。截面A,B，C處只受扭矩作用，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，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面 A，B，C處均無須校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面E和F處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面E的應(yīng)力集中的影響和截面C的相近，但截面E不受扭矩作用，同時軸頸也較大，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，

37、故截面C也不必校核。截面C和E顯然更不必校核。由機械設(shè)計手冊可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需要校核截面G左右兩側(cè)即可（2）截面G右側(cè)，抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面G左側(cè)的彎矩M為截面G上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表12-1(機械設(shè)計P281)查得 ，截面上由于軸肩而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)及，有機械手冊查取。因， ，查得，；查得尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。按軸車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式2-19【1】得綜合影響系數(shù)為又由機械手冊查得應(yīng)力折算系數(shù)，于是，計算安全系數(shù)值，按式（12-6） 式（12-8）【1

38、】則得故可知其安全。（3）截面G右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表12-4【1】中的公式計算抗扭截面系數(shù)為彎矩M及彎曲應(yīng)力為扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由手冊查得，；軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為；尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。故得綜合系數(shù)，所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面G左側(cè)的強度也是足夠的。因所設(shè)計減速器不存在瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核=22.76mm=32mm=35mm=40mm=44mm=48mm=50mm=40mm=30mm=54mm=29mmL4=110mm=29mmL=318mmS=234mm=40mm=40mm=40mm=48mm=58mm=60mm=5

39、8mm=30mm=4mm=110mm=48mm=37.5mm=4.5mmL2=234mm=65.47mm=75mm=75mm=85mm=92mm=88mm=75mm=70mm=40mm=98mm=10mm=35mm=51mm=65mm=142mm7. 鍵連接的選擇及計算設(shè)計計算及說明結(jié)果7.1 高速軸鍵計算校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L = 10mm×8mm×56mm，（查機械設(shè)計P77表4-1）接觸長度:l = 56-10 = 46 mm，則鍵聯(lián)接強度校核為:（由機械設(shè)計P78表4-2查得）故此平鍵連接滿足強度要求。7.2 中

40、間軸鍵計算校核高速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L = 14mm×9mm×45mm，（查機械設(shè)計P77表4-1）接觸長度:l= 45-14 = 29mm，則鍵聯(lián)接強度校核為:（由機械設(shè)計P78表4-2查得）故此平鍵連接不滿足強度要求，此處應(yīng)采用雙鍵連接。7.3低速軸鍵計算1.校核低速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L = 22mm×14mm×90mm，（查機械設(shè)計P77表4-1）接觸長度:l= 90-22 = 68mm，則鍵聯(lián)接強度校核為:（由機械設(shè)計P78表4-2查得）故此平

41、鍵連接滿足強度要求2.校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L = 20mm×12mm×140mm，（查機械設(shè)計P77表4-1）接觸長度:l= 140-20 = 120mm，則鍵聯(lián)接強度校核為:（由機械設(shè)計P78表4-2查得）故此平鍵連接滿足強度要求8 軸承的壽命校核設(shè)計計算及說明結(jié)果因為軸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。8.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計

42、可求得大斜齒輪的嚙合力：大齒輪的分度圓直徑：=400mm 大齒輪的圓周力： 大齒輪的徑向力： 大齒輪的軸向力： 8.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝。兩個軸承型號均為30215型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷（課程設(shè)計P132表15-3）。由上表6-2可得：8.3軸承的軸向載荷計算根據(jù)表15-3（課程設(shè)計P132）查得30215型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)e=0.44和軸向動載荷系數(shù)Y=1.4。故兩軸承的派生軸向力為：因為 故軸右移，右端軸承壓緊，左端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 8.4軸承的當量動載荷計算根據(jù)表10-8（機械設(shè)計

43、P252）按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因為， 根據(jù)表10-5（機械設(shè)計P249）查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)，和軸向動載荷系數(shù)，。所以根據(jù)文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為8.5軸承壽命的計算及校核根據(jù)表10-6（機械設(shè)計P251）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n=20.06r/min 。并取。故根據(jù)10-10式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。=400mme=0.4Y=1.49. 聯(lián)軸器的選擇設(shè)計計算及說明結(jié)果第6部分已經(jīng)有論述 選聯(lián)軸器型號為HL5，軸孔的直徑=70mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=144mm。=70mmL1=144mm10 潤滑方式，潤滑劑、密封方式的選擇以及箱體的主要結(jié)構(gòu)設(shè)計計算及說明結(jié)果10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇10.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓柱斜齒輪的圓周速度：中間軸大圓柱斜齒輪和小圓柱斜齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱斜齒輪的圓周速度：取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應(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。10.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)表20-3中（課程設(shè)