鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)說明書

湖南工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)資料袋機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 2014學(xué)年第二學(xué)期課稈名稱 機(jī)械設(shè)計(jì)課稈設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 職稱教授學(xué)生姓名 黃煜 專業(yè)班級 機(jī)設(shè)1204班學(xué)號12405700243 題目 成績 起止日期2014年_12_月?2015年丄月目錄清單序號材料名稱資料數(shù)量備注1課程設(shè)計(jì)任務(wù)書12課程設(shè)計(jì)說明書13課程設(shè)計(jì)圖紙3張456

機(jī)械設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說明書鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)學(xué)生姓名起止日期：2014年12月19日至2015年1月1日學(xué)生姓名黃煜機(jī)設(shè)120412405700243指導(dǎo)教師（簽字）目錄設(shè)計(jì)任務(wù)…………5傳動方案分析……………………6原動件的選擇與傳動比的分配…………………7原動件的選擇……………………73.2計(jì)算總傳動比和分配傳動比………83.3傳動系統(tǒng)運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算……9傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算……………104.1減速器外部傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………104.2減速器內(nèi)部傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………12軸的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………205.1減速器低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………205.2減速器高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………235.3減速器中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………26滾動軸承及鍵聯(lián)接的校核計(jì)算…………………296.1滾動軸承的校核計(jì)算………………296.2鍵聯(lián)接的校核計(jì)算…………………307減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封 327.1減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)…………………327.2減速器的潤滑和密封………………33設(shè)計(jì)小結(jié)…………34參考資料…………35湖南工業(yè)大學(xué)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書2010-2011學(xué)年第一學(xué)期機(jī)械工程 學(xué)院機(jī)械工程機(jī)械設(shè)計(jì)專業(yè)機(jī)設(shè)1204班級黃煜課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì) 完成期限：自2014年12月19日至2015年1月1日內(nèi)容及任務(wù)一、 設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)：運(yùn)輸鏈牽引力F(KN)：5.0輸送速度V(m/s)：0.5鏈輪節(jié)圓直徑D(mm)：280工作條件：帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為土5%；三班制(每班工作8h),要求減速器設(shè)計(jì)壽命為10年，大修期為1年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。二、 設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)；傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)；設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。三、 每個學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)：減速機(jī)裝配圖1張；零件工作圖2~3張；設(shè)計(jì)說明書1份(6000?8000字)。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容12.19-12.20傳動系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)12.21-12.26傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；12.27-12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說明書1.3交圖紙并答辯主要參考資料濮良貴，紀(jì)名剛?機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社，2001.金清肅?機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007.趙大興，工程制圖.[M].北京：高等教育出版社，2006.朱理，機(jī)械原理.[M].北京：高等教育出版社，2004.指導(dǎo)老師(簽字)： 2015年1月1日系(教研室)主任(簽字)： 年月日1、設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)任務(wù)如圖1.1所示，為用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)上的兩級圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸機(jī)在常溫下連續(xù)工作、連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷有輕微沖擊；運(yùn)輸鏈工作速度v的允許誤差為+5%；三班制(每班工作8h),要求傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)壽命為10年，大修期為2-3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。已知數(shù)據(jù)：運(yùn)輸鏈牽引力F(KN)：5.0輸送速度V(m/s)：0.5鏈輪節(jié)圓直徑D(mm)：2801—動力與傳動系統(tǒng)；2—聯(lián)軸器；3—鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)2.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。本傳動裝置傳動比不大，采用三級級傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護(hù)作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運(yùn)輸機(jī)之間布置一臺兩級級直齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。圖2.1鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動方案示意圖1—電動機(jī)；2—V帶傳動；3—兩級圓柱齒輪減速器；4—聯(lián)軸器;5—鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)3原動件的選擇與傳動比的分配原動件的選擇1．電動機(jī)類型的選擇根據(jù)動力源和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源的電壓為380V。2．電動機(jī)容量的選擇根據(jù)已知條件，工作機(jī)所需要的有效功率為設(shè)：耳一輸送機(jī)的的效4w耳—V帶傳動效率，n=0.95；vvn—對滾動軸承效率，n=0.99；bbn—閉式圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪精度為7級），n=0.98；ggn—聯(lián)軸器效率，n=0.99；ccn—輸送機(jī)滾子鏈效率，n=0.96；cycy估算傳送系統(tǒng)總效率為n=nxnxnxnxn01 12 23 34 4wn二n二0.9501vn=nn=0.99x0.98=0.970212bgn=nn=0.99x0.98=0.970223bgn二nn二0.99x0.99二o.98oi34bcn=nn=0?99x0.96=0.95044w bcy

則傳動系統(tǒng)的總效率n為耳二0.95x0.9702x0.9702x0.9801x0.9504二0.833工作時，電動機(jī)所需的功率為2.5pd0.8332.5pd0.833=3.0kw查表可知，滿足P>P條件的Y系列三相異步電動機(jī)額定功率P應(yīng)取為ede2.2kW。3．電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件，可得輸送機(jī)的工作轉(zhuǎn)速=弘1%6000v6000x0.5=弘1%n= =W 兀D 3.14x280初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機(jī)，查表可知，對應(yīng)于額定功率為2.2的電動機(jī)型號分別為Y100L2-4型和Y132S-6型?，F(xiàn)將有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算的總傳動比列于下表中。方案的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/min)總傳動比外伸軸頸D/mm軸外伸長度E/mmIY100L2-43.01500143041.912860IIY132S6-63.0100094027.552860通過對上述兩種方案比較可以看出：方案I選用的電動機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比對三級減速傳動而言不算大，故選方案I較為合理。Y100L2-4型三相異步電動機(jī)的額定功率為3.0kW，滿載轉(zhuǎn)速n=1440r/minm由表查得電動機(jī)中心高H=112mm，軸伸出部分的直徑和長度分別為D=28mm和E=60mm。計(jì)算總傳動比和各級傳動比的分配鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比ni=―ni=―mnw143034.12=41.91由傳動系統(tǒng)方案知i =1V帶傳動的傳動比i=301由計(jì)算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為ii—iii—ixi— 力12 23ii013441.913x1—13.97為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS<350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比為—i：1.3i—".3x13.97—4.26212 ' 工低速級傳動比為i2313.974.262i2313.974.262—3.2812傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為i—3；i—4.262；i—3.28；i—101 12 23 34傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下所示。0軸電動機(jī)軸）：1軸n—n—0軸電動機(jī)軸）：1軸n—n—1430/° m minp—p—3.0kw0dQC\T—955°P°—955°x——20.03N-M0 n 1430°減速器高速軸）：2軸n143°—廠.n—°— —476.67/1i3 min°1p—p耳—3.°x0.95KW—2.85KW1°12T—955°匕—955°x——57.1°N-M1 n 143°1減速器中間軸）：3軸n476.67 ...OA丿n—1— —111.84r2i4.262 min12p—p耳—2.85x°.97°2KW—2.76KW2112T—955°巴—955°x.2n2減速器低速軸）：111.84—236"°“Mn 111.84n=t= =34.1/TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"3i3.28 仙23p=p耳=2.67x0.9702KW=2.61KW3 223\o"CurrentDocument"T=9550匕=9550x—=749.92N-M3 n 34.134軸(輸送機(jī)軸)：n 34.1_.1.n=—= =34.1/TOC\o"1-5"\h\z4i 1 min34p=p耳=2.61x0.9801KW=2.61KW4 334cA1\o"CurrentDocument"T=9550氏=9550x 驗(yàn)算帶速v—=732.80N-M4 n 34.1 驗(yàn)算帶速v4傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)軸號電動機(jī)兩級圓柱齒輪減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)1430476.67111.8434.134.1功率P/kW3.02.852.762.672.61轉(zhuǎn)矩T/(N?m)20.0357.10236.10769.92732.80傳動比i3 4.26 3.28 14傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算減速器外部傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算V帶傳動的設(shè)計(jì)根據(jù)已知條件，電動機(jī)功率P=3.0kW,轉(zhuǎn)速n=1430r/min,傳動比i=3。11?確定計(jì)算功率Pca查得工作情況系數(shù)K=1.3,故AP二KP二1.3x3.0二5.4kwcaA2．選擇V帶的類型根據(jù)P、n選用Z型。ca13．確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速vd（1） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d=90mmd1兀dn 3.14x90x1430 ,_..v= di-i- -6.74m/s60x1000 60x10005m/s<v<25m/s故帶速合適計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑d=id=3x90二270mmd2 d1圓整為d二280mmd24、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld(1)初定中心距a二500mm0(2)計(jì)算帶所需基準(zhǔn)長度n (d—d)2L沁2a+(d+d)+d2 d+-d0 02d1d2 4a0二2x500+314x(90+280)+(280—90)2沁1567.55mm4x500選帶的基準(zhǔn)長度L二1600mmd計(jì)算實(shí)際中心距aL—L 1600—1567.55a=a+d d0=500+ 沁516mm022中心距的變化范圍為492~594mm5、驗(yàn)算小帶輪上的包角TOC\o"1-5"\h\z573 573a沁180?！?d—d) =180?！?280—90)x 沁161。>120。\o"CurrentDocument"1 d1 d2a 5166、計(jì)算帶的根數(shù)計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由d=90mm和n=1430r/min,查得Po=0.3576kWd1 1由n=1430r/min,i=3和Z型帶，查得AP二0.03kW10查得K二0.952，K二1.16aLP二(P+AP)-K-K二(0.3576+0.03)x0.952x1.16二0.43kWr0 0aL(2)計(jì)算V帶的根數(shù)zz二￡a二234二5.44 取6根P0.43r7、計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(F)0min查得Z型帶的單位長度質(zhì)量q=0.06kg/m(F) =500(2?5_K」卷+qv20min Kzva(2.5-0.952)x2.34

=500x +0.06x6.742=49.8N0.952x6x6.74應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F>(F)00min8、計(jì)算壓軸力Fp壓軸力的最小值(F) =2z(F)sin么=2x6x49.8xsin161=589.4Npmin0min22減速器內(nèi)部傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算一、高速級圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)根據(jù)已知：輸入功率P二2.85kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n二476.67r/min，傳動比11i二4.26，傳遞的轉(zhuǎn)矩Tl=57.10N.m，工作壽命10年，三班制，工作時有輕微沖擊1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度材料選擇。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，硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)z=23，大齒輪齒數(shù)z=4.26x23=98122、 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式KTi+1Z、d-賈 (m)2d H、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值、試選載荷系數(shù)K二1.3t、選取齒寬系數(shù)①二1d

3） 、查得材料的彈性影響系數(shù)Z二189.8MPa；E4）、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限b 二600MPaHlim1大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限b =550MPaHlim25）、計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60x476.67xlx72000=2.06x10911hn=206^92 4.26=4.83x1086）、取接觸疲勞壽命系數(shù)K =0.92，n=206^92 4.26=4.83x1086）、取接觸疲勞壽命系數(shù)K =0.92，K=0.96HN1 HN27） 、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1["hi]^HNlS^=°?92x600=552MPa["hA^^2=0.96X550=528“卩。2）、計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑dit，代入［bJ中較小的值KTi+1Z、

d>2.32 1? （e）21t 3①i[bJd H=X罟X獸）2=44.603mm12） 、計(jì)算圓周速度v兀dn3.14x44.603x476.67 .v= 4^-1= =1.11m/s60x10003） 、計(jì)算齒寬b60x1000b=O-d=1x44.603=44.063mmd1t4）、計(jì)算齒寬與齒高之比-h模數(shù)mtd 44.603=7-= =1.94mmz231齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25x1.94=4.365mmtb=44.603h=4.365=9.625）、計(jì)算載荷系數(shù)5）、計(jì)算載荷系數(shù)由v=l.llm/s,7級精度，查得動載系數(shù)K由v=l.llm/s,7級精度，查得動載系數(shù)K=1.05v直齒輪K二K二1Ha Fa查得使用系數(shù)K二1.25A查得7級精度’小齒輪相對支撐非對稱布置時，k卩1.438b由—二9.62，K=1.438查得K=1.35h HP F0K=KKKK=1.25x1.05x1x1.418=1.86AvHaHPd=d'd=d'K1 1tK=44.6叫罟=50-26mm7）、計(jì)算模數(shù)md50.26 219m=—1= =2.19mmz2313、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式、［2KT（YY）m-3砒（R）d1 F1）、確定公式內(nèi)各計(jì)算值1）、查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b二500MPaFE1大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b =380MPaFE22）、取彎曲疲勞壽命系數(shù)K 二0.86,K二0.90FN1 FN23）、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4「 ]Kb0.86x500Lb」=fn1_fe1= =307.14MPaF1S1.4「 1Kb 0.90x380「b」=fn2_fe2= =244.29MPaF2S 1.44）、計(jì)算載荷系數(shù)KK=KKKK=1.25x1.05xlxl.35=1.77AvFaF卩5）、查取齒形系數(shù)查得Y二2.69,Y二2.176Fa1 Fa2Y二1.575,Y二1.788Sa1 Sa2YY6）、計(jì)算大、小齒輪的盲尊并加以比較FY2.69X1.575001379Fal申1二 二0.013/9[&T307.14F1Y 2.176x1.788|Fa2申2二 二0.01593[&] 244.29F2大齒輪的數(shù)值大2）、設(shè)計(jì)計(jì)算1x232m'3：'2“77x3?426x1°4X0.01593二1.541x232對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要決定于彎曲強(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，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.54并將就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2mm，由按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d二50.26mm，算出小齒輪齒數(shù)1 d50.26z=—1= 祖251m2大齒輪齒數(shù)z二4.26X25二106.5，取z二107224、幾何尺寸計(jì)算（1） 、計(jì)算分度圓直徑d二zm二25x2二50mm11d二zm二107x2二214mm22（2） 、計(jì)算中心距d+d50+214a=—t 2= =132mm22（3） 、計(jì)算齒輪寬度b=Od=1x50=50mmd1取B=55mm,B=50mm12高速級齒輪傳動的主要幾何尺寸

小齒輪大齒輪模數(shù)m2齒數(shù)z25107齒形角?20齒頂高系數(shù)h*a1頂隙系數(shù)C*a0.25分度圓直徑d50214齒頂圓直徑da54218齒根圓直徑df45199齒高h(yuǎn)4.5中心距a132二、低速級圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)根據(jù)已知：輸入功率P二2.67kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n二111.84r/min，傳動比21i二3.28，傳遞的轉(zhuǎn)矩Tl=236.10N.m,工作壽命10年，三班制，工作時有輕微沖擊1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2） 輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（3） 材料選擇。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，硬度差為40HBS。（4） 選小齒輪齒數(shù)z=23，大齒輪齒數(shù)z=3.28x23=76122、 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式d>2.321td>2.321t21）、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 、試選載荷系數(shù)K二1.3t2） 、選取齒寬系數(shù)①二1d 13） 、查得材料的彈性影響系數(shù)Z二189.8MPa2E4）、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限b 二600MPaHlim1大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限b =550MPaHlim2

5）、計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60xlll.84x]x72000=4.83x10811h4.83xl08N==1.473x10823.286）、取接觸疲勞壽命系數(shù)K =0.95,K=0.97HNl HN27） 、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1]=—HN1―Hlim1二0.95x600二570MPaTOC\o"1-5"\h\zH1 Sb]=—hn2_hiim2=0.97x550=533.5MPaH2 S2）、計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑％，代入丿中較小的值,、232KTi+1（Z）

化-2>32t眉 （穴）2二旳…土x當(dāng)x二旳…土x當(dāng)x（骼2二72.43mm12） 、計(jì)算圓周速度v兀dn 3.14x72.43x111.84 /60xl000v二i二 二0.424m60xl00060x10003） 、計(jì)算齒寬bb二①-d二lx72.43二72.43mmdlt4）、計(jì)算齒寬與齒高之比-h模數(shù)m模數(shù)m=J二tz172.43=3.15mm23齒高h(yuǎn)二2.25m二2.25x3.15二7.09mmtb72.43-=7243二10.22h7.095）、計(jì)算載荷系數(shù)由v=1.11m/s,7級精度，查得動載系數(shù)K=1.03v直齒輪K二K二1Ha Fa查得使用系數(shù)K二1.25A

查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，K=1.424H0b由—二10.22,K=1.424查得K=1.35TOC\o"1-5"\h\zh H0 F0K—KKKK—1.25x1.03x1x1.424—1.83AvHaH0d—d1 1d—d1 1t\o"CurrentDocument"——72.43x3竺—81.23mmK 31.3t7）、計(jì)算模數(shù)m\o"CurrentDocument"d81.23 353m—―^— —3.53mmz2313、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）、確定公式內(nèi)各計(jì)算值1）、查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b —500MPaFE1大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b —1）、確定公式內(nèi)各計(jì)算值1）、查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b —500MPaFE1大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b —380MPaFE22）、取彎曲疲勞壽命系數(shù)K —0.90，K—0.95FN1 FN23） 、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4b]-KbF1fn1fe1—0.90x500—321.43MPaS1.4[b]-Kfn2bFE2—0.95x380-257.86MPaF2S1.44） 、計(jì)算載荷系數(shù)KK—KKKK—1.25x1.03x1x1.35—1.738AvFaF05） 、查取齒形系數(shù)查得Y—2.69，Y—2.228Fa1 Fa2Y—1.575，Y —1.762Sa1 Sa2YY6）、計(jì)算大、小齒輪的F并加以比較Y2.69xl.575001318Fa1Sal二 二0.01318[6T321.43F1Y_2.228x1.762_001522—Sa2— —0.01522[6T 257.86F2大齒輪的數(shù)值大2）、設(shè)計(jì)計(jì)算1x232mn32x1-738x1.4175x1°4x0.01522二2.421x232對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要決定于彎曲強(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，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.42并將就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，由按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d—81.23mm，算出小齒輪齒數(shù)1 d81.23z—1— ~321m2.5大齒輪齒數(shù)z—3.28x32—104.96，取z—104224、幾何尺寸計(jì)算（1） 、計(jì)算分度圓直徑d—zm—32x2.5—80mm11d—zm—104x2.5—260mm22（2） 、計(jì)算中心距d+d 80+260[?a—t2— —170mm22（3） 、計(jì)算齒輪寬度b—①d—1x80—80mmd1取B—85mm,B—80mm12低速級齒輪傳動的主要幾何尺寸小齒輪大齒輪模數(shù)m2.5齒數(shù)z32104齒形角?20齒頂高系數(shù)h*a1

頂隙系數(shù)C*a0.25分度圓直徑d80260齒頂圓直徑da85265齒根圓直徑df73.75253.75齒高h(yuǎn)5.625中心距a1705、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)已知：輸出軸上的功率P=2.67kW,轉(zhuǎn)速n根據(jù)已知：輸出軸上的功率P=2.67kW,轉(zhuǎn)速n=34.1r/min,轉(zhuǎn)矩33T=749.92N-m31、求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d=260mm22T 2x74992F=3= =5768Ntd260x10002F=Ftana=5768xtan20=3593Nrt圓周力F、徑向力F的方向如圖所示2、tr

2、選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取A=1120d=Amin0=112x3341=40.5mmd=Amin03輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d2，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸由器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=KT，caA3考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，取K=1.5AT=KT=1.5x749.920=1124.880N-McaA3按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標(biāo)準(zhǔn)，選用HL4型的彈性柱銷聯(lián)軸

器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000N.mm，半聯(lián)軸器的孔徑d=42mm，取d=42mm，半1 1-2聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Ll=84mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）、擬定軸上零件的裝配方案如下圖

122:：：122:：：（2）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段左端需制處一軸肩，取2-3段的軸頸的d2-3=48mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑D=50mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm；為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度比L1略短一些，取Ll-2=82mm;2） 、初步選擇滾動軸承，因軸只受徑向力的作用，故選深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)d2-3=48mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙0級公差的深溝球軸承6210，其尺寸為dxD=50mmx90mm，故d3-4=50mm，左端采用擋油盤定位，由手冊上查得，6210型軸承的安裝尺寸d二57mm，所以，取amind4-5=57mm。3） 、取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=56mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使擋油盤端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，取L6-7=78mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=5mm，軸環(huán)處直徑d5-6=66mm，軸環(huán)寬度b>1.4h，取L5-6=12mm。4） 、軸承端蓋的總寬度為28mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承潤滑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的左端面間的距離l=15mm，故取L2-3=45mm，5） 、取齒輪距離箱體內(nèi)壁的長度a=12.5mm,擋油盤距離軸承的長度S=12mm,軸承的寬度T=20mm，故軸段7-8長度L7-8=20+12+12.5+2=46.5mm，軸段3-4的長度L3-4=14+20=34mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，取4-5段的長度L4-5=60mm。至此，已基本確定了軸的各段長度和直徑。（3）、軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按d6-7=56mm，查得平鍵截面bxh=16mmxlOmm，鍵槽用銃刀加工，長為70mm，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蘭7；同樣，半聯(lián)軸器n6與軸的連接，選用平鍵為12mmx8mmx80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為空7。k6滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2x45，各軸肩處的圓角半徑見圖。4、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=72mm+136mm=208mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)

算出的截面C處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FF =2246.9N，F(xiàn) =1222.6NNH1 NH2F=817.8N，F(xiàn) =445NNV1 NV2彎矩MM=166270.6N-mmHM=605172N-mmV總彎矩M=176941.4N-mm扭矩TT=N-mm34、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力JM2+(aT)2J1769414+(0.6x451040) …G二 3二 二20.53MPaca W 0.1x563前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得[c]=60MPa。因此c<[c]，故安全。ca -1根據(jù)已知：輸出軸上的功率P二2.85kW，轉(zhuǎn)速n根據(jù)已知：輸出軸上的功率P二2.85kW，轉(zhuǎn)速n二476.67r/min，轉(zhuǎn)矩13T二749.92N-M35、求作用在齒輪上的力已知低速級小齒輪的分度圓直徑為d=50mm12T2x57100F=t= =2284Ntd501F=Ftana=2284xtan20=1422.9Nrt6、圓周力F、徑向力F的方向如圖所示6、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取A=1200dmin人:P 2.85 ,dmin=A3,-+=120x3 =18.4mm03n 3476.67'1軸的最小直徑為安裝帶輪處軸的直徑d2,為了使所選的軸直徑與帶輪的孔徑相適應(yīng)，選d=20mm，帶輪的寬度為L=40mm，帶輪與軸配合的轂孔長度1-2L1=38mm。7、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）、擬定軸上零件的裝配方案如下圖（2）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）、為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制處一軸肩，取2-3段的軸頸的d2-3=23mm；帶輪與軸配合的轂孔長度Ll=38mm；故1-2段的長度取為L1-2=82mm;2） 、初步選擇滾動軸承，因軸只受徑向力的作用，故選深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)d2-3=23mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙0級公差的深溝球軸承6205，其尺寸為dxD二25mmx55mm，故d3-4=25mm，右端采用擋油盤定位，由手冊上查得，6210型軸承的安裝尺寸d二31mm，所以，取amind4-5=31mm。3） 、由于齒輪的分度圓直徑較小，所以此軸設(shè)計(jì)為齒輪軸，根據(jù)齒輪寬度為55mm，所以齒輪處的軸段長度 L5-6=55mm。齒輪右端軸環(huán)的直徑取為d6-7=31mm，軸環(huán)寬度取L6-7=12mm。4） 、軸承端蓋的總寬度為28mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承潤滑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的左端面間的距離l=15mm，取齒輪距離箱體內(nèi)壁的長度a=10mm，擋油盤距離軸承的長度S=15mm,軸承的寬度T=15mm,故軸段7-8長度L7-8=15+15+2=32mm，軸段3-4的長度L3-4=32mm，軸段2-3的長度L2-3=28+15+2=45mm根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，取4-5段的長度L4-5=99.5mm。至此，已基本確定了軸的各段長度和直徑。（3）、軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按d1-2=20mm，查得平鍵截面bxh=6mmx6mm，鍵槽用銃刀加工，長為32mm。滾動軸承與軸的周向定位

是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2x45,各軸肩處的圓角半徑見圖。4、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=149mm+60mm=209mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FF=400N，F(xiàn) =970.4NNH1 NH2F =145.6N，F(xiàn) =353.2NNV1 NV2彎矩MM=59200N-mmHM=21548.8N-mmV總彎矩M=63000N-mm扭矩TT=34260N-mm3

8、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力a「冊2+（叫2」630002+（°6%571°0））二5.9MPaca W 0.1x453前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得[a]=60MPao因此a<[a]，故安全。ca -1減速器中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)已知：輸出軸上的功率P二2.76KW，n二111.84r/min轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩23T=749.92N-m39、求作用在齒輪上的力F二F二3469.5Nt1F=1262.8Nr1F=F=1370.4Nt2F=498.8Nr2圓周力F、徑向力F的方向如圖所示tr10、 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取A二1160dmin=116xdmin=116x3111.84=28.5mm軸的最小直徑是安裝滾動軸承處軸的直徑d2,為了使所選的軸直徑與滾動軸承相適應(yīng)，故需同時選取滾動軸承型號，因軸只受徑向力的作用，故選深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)最小直徑為28.5mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙0級公差的深溝球軸承6206，其尺寸為dxD=30mmx62mm，故d1-2=30mm。11、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）、擬定軸上零件的裝配方案如下圖2）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）、取安裝大齒輪處的軸段2-3的直徑d2-3=34mm；安裝小齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=34mm；小齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤定位，已知小齒輪輪轂的寬度為85mm，為了使擋油盤端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，取L4-5=82mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=5mm，軸環(huán)處直徑d3-4=44mm，軸環(huán)寬度b>1.4h，取L3-4=9mm。大齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤定位，已知大齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使擋油盤端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，取L2-3=48mm。4）、軸承端蓋的總寬度為28,長度a=12.5mm,擋油盤距離軸承的長度S=14mm,軸承的寬度T=16mm，故軸段5-6長度L5-6=16+14+12.5+3=45.5mm，軸段1-2的長度L1-2=14+16+12.5+2=44.5mm。至此，已基本確定了軸的各段長度和直徑。（3）、軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，按 d4-5=34mm，查得平鍵截面bxh=10mmx8mm，鍵槽用銃刀加工，長為70mm，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；同樣，大齒輪與軸的n6連接，選用平鍵為10mmx8mmx40mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為竹。n6滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2x45，各軸肩處的圓角半徑見圖。

4、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距Ll+L2+L3=72mm+76.5+59.5mm=208mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可看出截面B是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FF =1845.6N，F(xiàn) =253.5NNH1 NH2F=963.9N，F(xiàn) =797.7NNV1 NV2彎矩MM-136574.4N-mmH1M=71328.6N-mmV1M=155903N-mmH2M=49058.6N-mmV2總彎矩M=154079N-mm，M=51476.2N-mm12扭矩TT=236.10NM212、 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力JM2+(aT)2J1540792+(0.6x141750) …ng i2 二44.78MPaca W 0.1x343前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得[g]=60MPa。因此g<[g]，故安全。ca -16、滾動軸承及鍵連接的校核計(jì)算滾動軸承的校核計(jì)算一、低速軸上滾動軸承的校核根據(jù)已知：軸承所受徑向力F=.：F2+F2=、'2246.692+817.82=2391N，r1屮NH1 NV1F=J~F~2+F2=J1222.62+4452=1301.1N，轉(zhuǎn)速n二34.1r/min，基本額r2 NH2 NV2定動載荷C二27000Nr因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得f=1.0?1.2，取f=1.1pp徑向載荷系數(shù)X=1,Y=0,Fr1>Fr2，所以P=fXF=1.1x1x2391=2630.1Npr1=528773h106C 106 =528773hh=60n(P=60x34.1(2630.1二3x300x3x8二21600hh>L軸承滿足壽命要求hh、高速軸上滾動軸承的校核根據(jù)已知：軸承所受徑向力F=JF2+F2=、?'4002+145.62=425.7N，r1 、NH1 NV1F=衛(wèi)―2+F2=J970.42+353.22=1032.7N，轉(zhuǎn)速n二476.67r/min，基本r2 NH2 NV2額定動載荷C二10800N因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得f=1.0?1.2，取f=1.1pp徑向載荷系數(shù)X=1,Y=0,Fr1vFr2，所以P=fXF=1.1x1x1032.7=1136Npr2106C 106 10800L= (—)3= ( )3=30045hh60nP 60x476.671136L=3x300x3x8二21600hhL>L 軸承滿足壽命要求hh三、中間軸上滾動軸承的校核根據(jù)已知：軸承所受徑向力F=^F2+F2 '1845.62+9639=2082N，r1YNH1 NV1F='；F―2+F2=J253.52+797.72=837N，轉(zhuǎn)速n二111.84r/min，基本額r2 NH2 NV2定動載荷C二15000Nr因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得f=1.0?1.2，取f=1.1pp徑向載荷系數(shù)X=1,Y=0，F(xiàn)r1>Fr2，所以P=fXF=1.1x1x2082=2290.2Npr1106C 106 15000L= (—)3= ( )3=41870hh60nP 60X111.842290.2L=3x300x3x8=21600hhL>L 軸承滿足壽命要求hh鍵連接的校核計(jì)算一、低速軸上鍵連接的校核1、與齒輪連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為bxhxL=16mmx10mmx70mm，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=451.04N.m，與鍵連接的軸頸d=56mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力R]=100-120MPa，取其p平均值b=110MPa，鍵的工作長度l=L-b=70mm-16mm=54mm，鍵與輪轂p鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5x10=5mm。

2Tx1032Tx103b=—Pkld2x451.04x1035x54x56=60MPa2、與聯(lián)軸器連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為bxhxL=12mmx8mmx80mm,需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=451.04N.m，與鍵連接的軸頸d=42mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力「◎ 100~120MPa,取其p平均值b=110MPa，鍵的工作長度l=L-0.5b=80mm-6mm=74mm，鍵與輪p轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5x8=4mm。=76.7MPa2Tx103 2x451.04x103=76.7MPab= =—Pkld 4x74x42bP鍵合適bP鍵合適高速軸上鍵連接的校核與帶輪連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為bxhxL=6mmx6mmx32mm，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=34.26N.m，與鍵連接的軸頸d=20mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力「b]=100~120MPa，取其p平均值b=110MPa，鍵的工作長度l=L-0.5b=32mm-3mm=29mm，鍵與輪p轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5x6=3mm。kld=2Tx103=2x34?26x103=39.4MPa

3x20x29kld三、1、鍵合適b三、1、鍵合適bP中間軸上鍵連接的校核與小齒輪連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為bxhxL=10mmx8mmx70mm，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=141.75N.m，與鍵連接的軸頸d=34mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力=100?120MPa，取其=110MPa=110MPa，鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm，