膠帶輸送機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計說明

..目錄第一章設(shè)計任務(wù)書………2第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計………4第三章V帶傳動的設(shè)計計算……………7第四章高速級齒輪設(shè)計…………………9第五章低速級齒輪傳動設(shè)計……………14第六章各軸設(shè)計方案……19第七章軸的強(qiáng)度校核……25第八章滾動軸承選擇和壽命計算………39第九章鍵連接選擇和校核………………33第十章聯(lián)軸器的選擇和計算……………35第十一章潤滑和密封形式的選擇………36第十二章箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇………………37總結(jié)………39參考資料……………………39第一章設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：膠帶輸送機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計1、機(jī)器的功能要求膠帶輸送機(jī)是機(jī)械廠流水作業(yè)線上運(yùn)送物料常用設(shè)備之一,其主要功能是由輸送帶完成運(yùn)送機(jī)器零、部件的工作。2、機(jī)器工作條件〔1載荷性質(zhì)單向運(yùn)輸,載荷較平穩(wěn)；〔2工作環(huán)境室內(nèi)工作,有粉塵,環(huán)境溫度不超過35°C；〔3運(yùn)動要求輸送帶運(yùn)動速度誤差不超過5%；滾筒傳動效率為0.96；〔4使用壽命8年,每年350天,每天16小時；〔5動力來源電力拖動,三相交流,電壓380/220V；〔6檢修周期半年小修,二年中修,四年大修；〔7生產(chǎn)條件中型機(jī)械廠,小批量生產(chǎn)。3、工作裝置技術(shù)數(shù)據(jù)〔1輸送帶工作拉力：F=10.8kN；〔2輸送帶工作速度：V=1.3m/s；〔3滾筒直徑：D=400mm。二、設(shè)計任務(wù)1、設(shè)計工作內(nèi)容〔1膠帶輸送機(jī)傳動系統(tǒng)方案設(shè)計〔包括方案構(gòu)思、比選、決策；〔2選擇電動機(jī)型號及規(guī)格；〔3傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算；〔4減速器設(shè)計<包括傳動零件、軸的設(shè)計計算,軸承、連接件、潤滑和密封方式選擇,機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計>；〔5V帶傳動選型設(shè)計；〔6聯(lián)軸器選型設(shè)計；〔7繪制減速器裝配圖和零件工作圖；〔8編寫設(shè)計說明書；〔9設(shè)計答辯。2、提交設(shè)計成品需要提交的設(shè)計成品：紙質(zhì)版、電子版〔以班級學(xué)號＋中文姓名作為文件名各1份。內(nèi)容包括：〔1減速器裝配圖一張；〔2零件圖2張<完成的傳動零件、軸和箱體的名稱>；〔3設(shè)計計算說明書一份。三、設(shè)計中應(yīng)注意事項1.計算和繪圖應(yīng)交替進(jìn)行,并注意隨時整理結(jié)果,列表保存。2.設(shè)計中要貫徹標(biāo)準(zhǔn)?！矘?biāo)準(zhǔn)件和標(biāo)準(zhǔn)尺寸3.全面考慮問題：強(qiáng)度、結(jié)構(gòu)、加工工藝等。4.設(shè)計應(yīng)有創(chuàng)造性,多方案比較,擇優(yōu)選用。5.設(shè)計過程中注意培養(yǎng)獨立工作能力。6.提交的設(shè)計成品應(yīng)符合指導(dǎo)教師給出的格式要求。四、設(shè)計階段1.計劃階段；2.方案設(shè)計；3.技術(shù)設(shè)計；4.設(shè)計文件匯總。五、完成時間要求在20XX12月10日之前完成全部設(shè)計任務(wù)。指導(dǎo)姚貴英20XX9月2日第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計一、帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)方案如下圖所示二、電動機(jī)的選擇1．電動機(jī)容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機(jī)所需有效功率設(shè)：——對V帶效率。=0.96——對滾動軸承效率。=0.99——為齒式聯(lián)軸器的效率。=0.99——為7級齒輪傳動的效率。=0.98——輸送機(jī)滾筒效率。=0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率：工作機(jī)所需的電動機(jī)攻率為：Y系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：,因此綜合應(yīng)選電動機(jī)額定功率2、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速查表得V帶傳動比范圍為i1∈[2,4]；二級圓柱齒輪減速器的傳動比為i2≤[8,60]?？倐鲃颖鹊姆秶鸀閇16,240]；則電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為[993,14897]。方案比較方案號型號額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1Y160L-218.5kW300029302Y180M-418.5kW15001470由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行,但方案2的傳動比較小,傳動傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小。因此可采用方案2,選定電動機(jī)的型號為Y180M-4。其主要參數(shù)如下表：方案號型號額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩2Y180M-418.5kW150014702.02.2三、傳動比的分配帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比：四、傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力學(xué)參數(shù)設(shè)計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：0軸——電動機(jī)軸1軸——減速器高速軸2軸——減速器中間軸3軸——減速器低速軸4軸——工作機(jī)軸號電動機(jī)減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速r/mi8662.0362.03功率kw16.916.7316.2315.7415.43轉(zhuǎn)矩N?m109.79108.69585.132423.552375.32聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比15.554.271傳動效率0.990.970.970.9801第三章V帶傳動的設(shè)計計算1、確定功率PCKA為工作情況系數(shù),查課本表8-7可得KA=1.2即PC=KAPed=1.2×18.5=22.2kW選擇V帶的型號根據(jù)計算功率PC=22.2kW,主動輪轉(zhuǎn)速n1=1470r/min,由課本圖8-11選擇B型普通V帶。確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2由課本表8-8和圖8-11得=125mm取大帶輪的基準(zhǔn)直徑由課本表選取標(biāo)準(zhǔn)值dd2=600mm,則實際傳動比i、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為驗算帶速v帶速在5～25的范圍內(nèi)。確定帶的基準(zhǔn)長度Ld和實際中心距a根據(jù)課本〔8-20式得得初定中心距,由課本式<8-22>得：查課本表8-2可得：Ld=3150mm由課本〔8-23式得實際中心距為中心距的變動范圍為檢驗小帶輪包角α1由課本式〔8-17得確定V帶根數(shù)Z由dd1=140mm和n0=1470r/min,查表得P0=2.85kW。根據(jù)n0=1470r/min,i=4.29和B型帶,查表得ΔP0=0.47kW。查表得Kα=0.925,KL=1.07。取z=7根。求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FP查表得B型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.18kg/m,根據(jù)課本式〔8-27得單根V帶的初拉力為由課本<8-28>式得作用在軸上的壓力FP為設(shè)計結(jié)果選用7根B型V帶,中心距a=967mm,帶輪直徑dd1=140mm,dd2=600mm,軸上壓力FP=3694.6N。第四章高速級齒輪設(shè)計已知條件為16.73kW,小齒輪轉(zhuǎn)速=1470r/min,傳動比5.55,由電動機(jī)驅(qū)動,工作壽命8年,兩班制,載荷平穩(wěn),連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。一、選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數(shù)1、按傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動2、減速器運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,工作速度不是太高,所以選用7級精度〔GB10095-883、選用材料,由表10-1可選擇小齒輪的材料為40Gr〔調(diào)質(zhì),硬度為280HBS,大齒輪的材料為45鋼〔調(diào)質(zhì),硬度為240HBS,二者的材料硬度相差40HBS。4、選小齒輪齒數(shù)為z1=20,大齒輪z2=5.5520=111。二、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1、確定各計算數(shù)值〔1試選載荷系數(shù)Kt=1.3?！?計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩?！?由課本表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1。〔4由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。〔5由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa。〔6由課本式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)〔7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。取失誤概率1%,安全系數(shù)S=1,由課本式〔10-12得2、計算〔1試算小齒輪分度圓直徑〔2計算圓周速度v。〔3計算齒寬b。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=5.01m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.14；直齒輪,KHσ=KFσ=1；由課本表10-2查得使用系數(shù)KA=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,KHβ=1.422。由b/h=8.9,KHβ=1.422查圖10-13的KFβ=1.45；故載荷系數(shù)K=KAKvKHαKHβ=11.1411.422=1.621〔6按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑,由課本式<10-10a>得〔7計算模數(shù)m。三、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由課本式〔10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為1、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值〔1由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE1=380MPa；〔2由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88;〔3計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由課本式〔10-12得〔4計算載荷系數(shù)K。K=KAKvKFαKFβ=11.1411.45=1.653〔5查取齒形系數(shù)。由課本表10-5查得YFa1=2.80；YFa2=2.17?！?查取應(yīng)力校正系數(shù)由課本表10-5查得YSa1=1.55；YSa2=1.80?！?計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。2、設(shè)計計算對比計算結(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)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承受能力,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),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.38并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=70.04mm,算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)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)。4、幾何尺寸計算〔1計算分度圓直徑d1=z1m=282.5=70mmd2=z2m=1552.5=388mm〔2計算中心距〔3計算齒輪寬度b=φdd1=170=70mm,取B2=70 B1=75mm。5、齒輪的圓周速度v查表可知,選7級精度是合適的。第五章低速級齒輪傳動設(shè)計已知條件為輸入功率16.23kW,小齒輪轉(zhuǎn)速=264.86r/min,傳動比4.27由電動機(jī)驅(qū)動,工作壽命8年,兩班制,載荷平穩(wěn),連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1、傳動方案為直齒圓柱齒輪傳動。2、運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,故選用7級精度〔GB10095-88.3、材料選擇。由教材《機(jī)械設(shè)計》第八版,表10-1可選擇小齒輪的材料為40Gr〔調(diào)質(zhì),硬度為280HBS,大齒輪的材料為45鋼〔調(diào)質(zhì),硬度為240HBS,二者的材料硬度相差40HBS。4、選小齒輪齒數(shù)為z1=25,大齒輪齒數(shù)為z2=254.27=107。二、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1、確定各計算數(shù)值〔1試選載荷系數(shù)Kt=1.3.〔2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩?！?由課本表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1?！?由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。〔5由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa。〔6由課本式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)〔7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。取失誤概率1%,安全系數(shù)S=1,由課本式〔10-12得2、計算〔1試算小齒輪分度圓直徑〔2計算圓周速度v?！?計算齒寬b。〔4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=1.6m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.08；直齒輪,KHσ=KFσ=1；由課本表10-2查得使用系數(shù)KA=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,KHβ=1.435。由b/h=11.1,KHβ=1.435查圖10-13的KFβ=1.45；故載荷系數(shù)K=KAKvKHαKHβ=11.0811.435=1.55〔6按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑,由課本式<10-10a>得〔7計算模數(shù)m。三、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由課本式〔10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為1、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值〔1由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE1=380MPa；〔2由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88,KFN2=0.90;〔3計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由課本式〔10-12得〔4計算載荷系數(shù)K。K=KAKvKFαKFβ=11.0811.45=1.566〔5查取齒形系數(shù)。由課本表10-5查得YFa1=2.62；YFa2=2.18?！?查取應(yīng)力校正系數(shù)由課本表10-5查得YSa1=1.59；YSa2=1.79?！?計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。2、設(shè)計計算對比計算結(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)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承受能力,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),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.03并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=122.623mm,算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)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)。四、幾何尺寸計算〔1計算分度圓直徑d1=z1m=492.5=122.5mmd2=z2m=2092.5=522.5mm〔2計算中心距〔3計算齒輪寬度b=φdd1=1122.5=122.5mm,取B2=122 B1=127mm。五、齒輪的圓周速度v查表可知,選7級精度是合適的。第六章各軸設(shè)計方案一、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、求1軸上的功率P1=16.73kW,轉(zhuǎn)速n1=1470r/min,轉(zhuǎn)矩T1=108.69N·m。2、計算作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3、初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料,調(diào)質(zhì)處理。硬度為217-255HBS查表取A0=112,于是得為軸的最小直徑。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1確定軸的結(jié)構(gòu)方案該軸〔輸入軸的軸承分別從兩端裝入,由擋油盤定位,如圖：1234567軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器,其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合,因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,根據(jù)工作情況選取,則：。根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器,查手冊選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為250N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=32mm,半聯(lián)軸器長度L=82mm。與軸配合的輪轂孔長度為L1=60mm。確定各軸段的直徑和長度軸段1：為配合軸頸,按半聯(lián)軸器孔徑,選取軸段1直徑為d1=32mm。為證定位要求,半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩,軸段1的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm,軸段1總長為。軸段2：此軸段為連接軸身,為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：d2=35mm。對于軸承端蓋的寬度有取軸承端蓋的寬度為,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取L=50mm。軸段3:為支撐軸頸,用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號為6307深溝球軸承。寬度。所以軸段1直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。軸段4：取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm,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)壁一定距離s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度為21mm,L=21+8+16+〔70-66=49mm,取其長度為49mm。軸段5：齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度h>0.07d,故取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d5=32mm。軸環(huán)寬度,取L5=21mm。軸段6：取這段的直徑d4=40mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取L4=66mm。軸段7：為支撐軸頸,用來安裝軸承。直徑為32mm,長度為82mm。二、中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、求2軸上的功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2、計算作用在齒輪上的力：轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3、初步估算軸的直徑：選取45號鋼作為軸的材料,調(diào)質(zhì)處理。硬度為217-255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計算軸的最小直徑,并加大3%以考慮鍵槽的影響。4、確定軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1軸結(jié)構(gòu)如圖所示。12345〔2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度該軸〔中間軸的軸承分別從兩端裝入,由擋油盤定位。軸段1：為支撐軸頸,用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號為6309深溝球軸承。寬度。所以軸段①直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。軸段2：為安裝齒輪部分,齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位,已知齒輪輪轂寬度為51mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取其長度。軸段3:齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,故取h=6,則軸環(huán)處直徑d3=52mm。軸環(huán)寬度,取L3=12mm。軸段4：為安裝齒輪部分,齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位,已知齒輪輪轂寬度為80mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取L4=76mm。軸段5：為支撐軸頸,用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位,長度。三、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、求Ⅰ軸上的功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2、計算作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)矩：圓周力：徑向力：3、初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料,調(diào)質(zhì)處理。硬度為217-255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計算軸的最小直徑,并加大3%以考慮鍵槽的影響。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸〔輸入軸的軸承分別從兩端裝入,由擋油盤定位,如圖1234567選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,根據(jù)工作情況選取,則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為LX5,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑,因此選取軸段1的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度,〔J型軸孔,與軸配合的輪轂孔長度為?！?確定各軸段的直徑和長度軸段1:為支撐軸頸,用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號為6310深溝球軸承。寬度。所以軸段1直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。取擋油盤寬度為30mm,則軸段1的長度為。軸段2：為安裝齒輪部分,齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位,已知齒輪輪轂寬度為72mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取其長度。軸段3：齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm,則軸環(huán)處直徑d3=62mm。軸環(huán)寬度,取L3=12mm。軸段4：此軸段為連接軸身,為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。長度為綜合計算后得到的。軸段5：為支撐軸頸,用來安裝軸承。所以軸段5直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。其長度為。軸段6：此軸段為連接軸身,為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。軸承端蓋的寬度為20mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm,故取L6=50mm。軸段7:為配合軸頸,按半聯(lián)軸器孔徑,選取軸段7直徑為。為保證定位要求,半聯(lián)軸器左端用一套筒定位,軸段7的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm,軸段7總長為。第七章軸的強(qiáng)度校核一．高速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,根據(jù)計算簡圖作出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面,最后求合力。圓周力徑向力在垂直面上：解得：在水平面上：解得：危險截面在安裝齒輪處所以軸安全。彎矩圖如下：二、中間軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖,根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面,最后求合力。圓周力：徑向力：作用在小齒輪上的力圓周力：徑向力：在垂直面上解得：在水平面上解得：所以軸安全。三、低速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖,根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面,最后求合力。圓周力：徑向力：在垂直面上解得：在水平面上解得：危險截面在安裝齒輪處所以軸安全。彎矩圖如下：第八章滾動軸承選擇和壽命計算一、高速軸上的軸承采用6307型深溝球軸承,主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷,大量生產(chǎn),價格最低。內(nèi)徑d=35mm外徑D=80mm寬度B=21mm校核1軸軸承是否滿足工作要求1、求軸承徑向支反力Fr1、Fr2〔1垂直平面支反力Fv1、Fv2〔2水平面支反力FH1FH2〔3合成支反力Fr1、Fr22、計算軸承的當(dāng)量載荷Pr1、Pr2〔1查表13-5有X1=1,Y1=0,取fp=1.1得〔2查表13-5有X2=1,Y2=0,取fp=1.1得因此軸承1危險。3、校核所選軸承〔1由于兩支承用相同的軸承,故按當(dāng)量動載荷較大的軸承計算,對于球軸承,查表13-7取溫度系數(shù)ft=1,計算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號最終確定為：6307中間軸上軸承采用6309型深溝球軸承,主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷,大量生產(chǎn),價格最低。內(nèi)徑d=30mm外徑D=72mm寬度B=19mm校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求〔2求軸承徑向支反力、〔a垂直平面支反力、〔b水平面支反力、〔c合成支反力、〔3計算軸承的當(dāng)量載荷、①查表13-5有：,取,得：②查表13-5有：,取,得：因此軸承2危險。二、低速軸上軸承采用6309型深溝球軸承,主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷,大量生產(chǎn),價格最低.內(nèi)徑d=45mm外徑D=100mm寬度B=25mm校核Ⅲ軸軸承是否滿足工作要求〔1求軸承徑向支反力、〔a垂直平面支反力、〔b水平面支反力、〔c合成支反力、〔2計算軸承的當(dāng)量載荷、①查表13-5有：,取,得：②查表13-5有：,取,得：,因此軸承2危險?！?校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承,故按當(dāng)量動載荷較大的軸承計算,對于球軸承,查表13-7取溫度系數(shù)ft=1,計算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號最終確定為：6309第九章鍵連接選擇和校核一、高速軸上鍵的選擇和校核1、鍵的選擇選用普通圓頭平鍵A型,軸徑；查表13-20得〔聯(lián)軸器鍵1：〔小齒輪鍵2：2、鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過,前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長鍵1：；鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：,則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為：鍵1：6×32GB1096-79鍵2：8×40GB1096-79二、中間軸上鍵的選擇和校核1．鍵的選擇選用普通圓頭平鍵A型,軸徑；查表13-20得〔大齒輪鍵1：〔小齒輪鍵2：2．鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過,前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。鍵1：鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：,則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為：鍵1：10×40GB1096-79鍵2：10×63GB1096-79三、低速軸上鍵的選擇和校核1．鍵的選擇選用普通圓頭平鍵A型,軸徑；查表13-20得：〔大齒輪鍵1：〔聯(lián)軸器鍵2：2．鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過,前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。鍵1：；鍵2：查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：,則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為：鍵1：14×63GB1096-79鍵2：12×70GB1096-79第十章聯(lián)軸器的選擇和計算高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,根據(jù)工作情況選取,則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度,〔J型軸孔,與軸配合的輪轂孔長度為。低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為,則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度,〔J型軸孔,與軸配合的輪轂孔長度為。第十一章潤滑和密封形式的選擇一、傳動零件的潤滑1．齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度,并且傳動裝置屬于輕型的,且傳速較低,所以采用油潤滑,箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號油潤滑,裝至規(guī)定高度。圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高,三分之一齒輪半徑,大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥3060mm。滾動軸承的潤滑軸承潤滑采用潤滑脂,潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的,采用稠度較小潤滑脂。二、減速器密封為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承,并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А?.軸外伸端密封毛氈圈油封。2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封擋油環(huán)3.箱體結(jié)合面的密封箱體結(jié)合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象,剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封,聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度,聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng),其表面粗糙度應(yīng)為6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且,凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大。第十二章箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇箱座壁厚：,所以,取。箱蓋壁厚：,所以,取。箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：b=12mm,b1=12mm,b2=20mm。箱座、箱蓋的加強(qiáng)肋厚：。地腳螺釘?shù)闹睆剑篸f=20mm；數(shù)目：6。軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：；箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：d2=12mm軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目：軸Ⅰ：軸承蓋外徑：〔其中,D為軸承外徑,為軸承蓋螺釘?shù)闹睆?。軸承旁凸臺高度和半徑：R1=c2=22mm。齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：=10mm。齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：=1