帶式運輸機上的-同軸式二級圓柱齒輪-減速器-之課程設(shè)計

機械設(shè)計課程設(shè)計說明書題目：用于帶式運輸機上的同軸式二級圓柱齒輪減速器學(xué)院：姓名：班級：學(xué)號：年月TOC\o"1-2"\h\u92821、機械設(shè)計的目的1305372、課程設(shè)計任務(wù)1309862.1、題目1320542.2、工作要求198792.3、運動簡圖1210492.4、原始數(shù)據(jù)1152833、各主要部件選擇1202444、電動機選擇299084.1、選擇電動機類型299764.2、電動機功率的轉(zhuǎn)速270284.3、選擇電動機的功率2322834.4、電動機的型號2302155、計算總傳動比和分配比4199836、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4266896.1、各軸轉(zhuǎn)速4198996.2、各軸功率4287456.3、各軸轉(zhuǎn)矩5546將計算結(jié)果匯總列表備用。如下表5186237、V帶傳動的設(shè)計516297.1、確定計算功率5182597.2、確定V帶的類型5195737.3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速612027.4、確定中心距，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度6261137.5、驗算小帶輪上的包角7166917.6、確定帶的根數(shù)768317.7、確定帶的初拉力7214287.8、計算帶傳動的壓軸力710617.9、V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計872958、齒輪的設(shè)計9250548.1、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算910698.2、高速級齒輪傳動的設(shè)計計算15114978.3、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計2238179、軸的設(shè)計計算22293729.1、原始參數(shù)2237119.2、高速軸以及傳動軸承的設(shè)計22305789.3、低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計2646289.4、中間軸以及傳動軸承的設(shè)計302539310、軸承的選擇和校核計算342675310.1、30309型號單列圓錐滾子軸承的壽命計算34705210.2、30210型號單列圓錐滾子軸承的壽命計算342935010.3、30314型號單列圓錐滾子軸承的壽命計算351256811、鍵連接的選擇與校核計算351156712、聯(lián)軸器的選擇361909112.1、聯(lián)軸器類型的選擇362191912.2、聯(lián)軸器的型號選擇3658213、減速器的箱體設(shè)計362780813.2、其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計37398713.2.5、定位銷381021713.2.6、油標(biāo)38967214、設(shè)計小結(jié)391、機械設(shè)計的目的1〕、了解機械設(shè)計的根本方法，熟悉并初步掌握簡單機械的設(shè)計方法，設(shè)計步驟2〕、綜合運用已經(jīng)學(xué)過的課程的有關(guān)理論和知識進(jìn)行工程設(shè)計，培養(yǎng)設(shè)計能力，培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的能力，為今后進(jìn)行設(shè)計工作奠定根底3〕、通過課程實際培養(yǎng)獨立工作能力4〕、熟悉與機械有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)、標(biāo)準(zhǔn)、資料、手冊，并培養(yǎng)運用它們解決實際問題的能力。培養(yǎng)使用資料那個計算、繪圖和數(shù)據(jù)處理的能力。2、課程設(shè)計任務(wù)2.1、題目設(shè)計一用于帶式運輸機上的同軸式二級圓柱齒輪減速器。2.2、工作要求工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)，雙班制工作。運輸帶容許速度誤差為5%。減速器成批生產(chǎn)，使用期限10年(每年300個工作日〕。2.3、運動簡圖2.4、原始數(shù)據(jù)運輸機工作軸扭矩(N.m)1600運輸帶速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)350各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒低速級做成直齒軸承軸承既受徑向力又受軸向力單列圓錐滾子軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器4、電動機選擇4.1、選擇電動機類型常用：Y系列三相異步電動機4.2、電動機功率的轉(zhuǎn)速4.3、選擇電動機的功率由電動機至工作機之間的總功率為：因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需要稍大于即可，按Y系列電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)表，選電動機的額定功率11kW。4.4、電動機的型號按推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比,二級圓柱齒輪減速器的傳動比為，那么從電動機到卷筒軸的總傳動比合理范圍為。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-2

1130002930根據(jù)上表可知電動機同步轉(zhuǎn)速可選和三種。方案電動機型號額定功率Ped/kW電動機轉(zhuǎn)速/r·min-1電動機重量/Kg傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶減速器1Y160M1-2113000293011733.33162Y160M-4111500146012383Y160L-6111000970147綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，比擬三個方案可知：方案1、2電動機的轉(zhuǎn)速高，重量和價格較低，但總傳動比大，傳動裝置尺寸較大。方案3適中，比擬適宜。因此選定電動機型號Y160L-6。查手冊可知：機座帶底角、端蓋無凸緣〔B3、B6、B7、B8、V5、V6)電動機的安裝、外形尺寸?！矄挝唬簃m〕機座號級數(shù)ABCDEFGHKABACADHDL160L6254254108421101237160330335265385650機座帶底腳、端蓋有凸緣〔V35、V15、V36)電動機的安裝、外形尺寸機座號級數(shù)ABC1DEFGHKMN160L62542541084211012371603303355、計算總傳動比和分配比電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，中間軸承為II軸，低速軸為III軸。加V帶后那么傳動裝置總傳動比為：分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比iV為2.5，那么二級減速器中兩級齒輪傳動比相等，6、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6.1、各軸轉(zhuǎn)速6.2、各軸功率6.3、各軸轉(zhuǎn)矩將計算結(jié)果匯總列表備用。如下表傳動和動力參數(shù)結(jié)果電動機軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N·m)轉(zhuǎn)速n/(r/min)970388兩軸聯(lián)接V帶齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i331效率η7、V帶傳動的設(shè)計帶傳動的工作條件為：工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)，雙班制工作。所需傳遞的額定功率p=9.0kW，小帶輪轉(zhuǎn)速，大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比7.1、確定計算功率查課本表8-8得，那么7.2、確定V帶的類型普通V帶選型圖普通V帶選型圖查上圖選用普通B型帶7.3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速7.3.1確定初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，取小帶輪基準(zhǔn)直徑7.3.2、驗算帶速因為，帶輪符合推薦范圍7.3.3、計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑初定7.4、確定中心距，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度7.4.1、取初定中心距7.4.2、由課本表8-2選基準(zhǔn)長度7.4.3、計算中心距及其變動范圍中心距的變動范圍7.5、驗算小帶輪上的包角7.6、確定帶的根數(shù)7.7、確定帶的初拉力7.8、計算帶傳動的壓軸力V帶的設(shè)計參數(shù)總匯帶型基準(zhǔn)直徑/mm帶速V/m·s-1中心距控制范圍/mm基準(zhǔn)長度Ld/mm包角αV帶根數(shù)Z最小壓軸力〔Fp)min/N單根帶初拉力F0/Ndd1dd2B1403552180°57.9、V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計V帶輪的材料：由于減速器的轉(zhuǎn)速不是很高，應(yīng)選HT150型。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶由輪緣、輪輻和輪轂組成。根據(jù)V帶根數(shù)z=5，小帶輪基準(zhǔn)直徑，大帶輪基準(zhǔn)直徑，故由《機械設(shè)計》課本圖8-14小帶輪選擇腹板式，大帶輪選擇孔板式。V帶輪的輪槽V帶的輪槽與選用的V帶的型號相相應(yīng)。見于課本表8-11。為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40°。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)超出帶輪外圈，不應(yīng)與輪槽底部接觸。具體參數(shù)見下表。槽型bdhminhfminefminφB19±38°μμｍ。V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的外表缺陷進(jìn)行修補；由于帶輪的轉(zhuǎn)速低于極限轉(zhuǎn)速，故要做動平衡。e、結(jié)構(gòu)圖腹板式孔板式8、齒輪的設(shè)計8.1、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算8.1.1、選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角選用直齒圓柱齒輪傳動，帶式輸送機為一般工作機器，速度不高，應(yīng)選7級精度〔GB10095-88)。材料選擇。由課本表10-1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。選小齒輪齒數(shù)z3=24，大齒輪齒數(shù)。取壓力角為20°。8.1.2、按齒面接觸強度設(shè)計由機械設(shè)計課本設(shè)計計算公式〔10-11〕進(jìn)行計算，即確定公式內(nèi)的各參數(shù)值①試選。②小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為。。③查課本表10-7選取齒寬系數(shù)。④由課本圖10-20查得區(qū)域系數(shù)。⑤由課本表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。⑥由課本式〔10-9〕計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為、。由課本式〔10-15〕計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即試算小齒輪分度圓直徑調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度。②齒寬。計算實際載荷系數(shù)。①由課本表10-2查得使用系數(shù)。②根據(jù)，7級精度，由課本圖10-8查得動載系數(shù)。③齒輪的圓周力。查課本表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。④由課本表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，得齒向載荷分布系數(shù)。由此，得到實際載荷系數(shù)由課表式〔10-12〕，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應(yīng)的齒輪模數(shù)8.1.3、按齒面彎曲疲勞強度設(shè)計由課本式〔10-7〕試算模數(shù)，即確定公式中的各參數(shù)值①試選。②由課本式〔10-5〕計算彎曲疲勞強度用重合系數(shù)③計算。由課本圖10-17查得齒形系數(shù)由課本圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)。由課本圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。由課本10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞平安系數(shù)，由課本式〔10-14〕得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取試算模數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度。②齒寬。③寬高比。計算實際載荷系數(shù)。①根據(jù)，7級精度，由課本圖10-8查得動載荷。②由，，查表10-3得齒面載荷系數(shù)。③由表10-4用插值法查得，結(jié)合查課本圖10-13，得。那么載荷系數(shù)為由課本式〔10-13〕，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)比照計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)4.489，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)。取，那么大齒輪齒數(shù)。8.1.4、幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度考慮不可防止的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬〔5～10〕mm，即取，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即。8.1.5、圓整中心距后的強度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造。為此，可以通過變位法進(jìn)行圓整。這里采用變位法將中心距就近圓整a’=290mm。圓整時，以變位系數(shù)和不超出課本中推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如等保持不變。計算變位系數(shù)和①計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒數(shù)高降低系數(shù)。從課本圖10-21a可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。②分配變位系數(shù)。由課本圖10-21b可知，坐標(biāo)點位于和之間。按這兩條線做射線，再從橫坐標(biāo)的處作垂直線，與射線交點的縱坐標(biāo)分別是齒面接觸疲勞強度校核先計算課本式〔10-10〕中的各參數(shù)：、、、、u=3、、、。將它們帶入式〔10-10)，得到齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核先計算課本式〔10-6〕中的各參數(shù)：、、、、、、、、m=4.5、。將它們代入式〔10-6〕，得到齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 8.2、高速級齒輪傳動的設(shè)計計算8.2.1、選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角〔1〕選用斜齒圓柱齒輪傳動，帶式輸送機為一般工作機器，速度不高，應(yīng)選7級精度〔GB10095-88)。〔2〕材料選擇。由課本表10-1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?！?〕選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)。〔4〕取壓力角為20°。〔5〕初選螺旋角。8.2.2、按齒面接觸強度設(shè)計〔1〕、由機械設(shè)計課本設(shè)計計算公式〔10-24〕進(jìn)行計算，即1〕確定公式內(nèi)的各參數(shù)值①試選。②小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為。。③查課本表10-7選取齒寬系數(shù)。④由課本圖10-20查得區(qū)域系數(shù)。⑤由課本表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。⑥由課本式〔10-9〕計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為、。由課本式〔10-15〕計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即⑧由課本式〔10-23〕可得螺旋角系數(shù)。2〕、試算小齒輪分度圓直徑〔2〕、調(diào)整小齒輪分度圓直徑1〕、計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度。②齒寬。2〕、計算實際載荷系數(shù)。①由課本表10-2查得使用系數(shù)。②根據(jù)，7級精度，由課本圖10-8查得動載系數(shù)。③齒輪的圓周力。查課本表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。④由課本表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，得齒向載荷分布系數(shù)。由此，得到實際載荷系數(shù)3〕由課表式〔10-12〕，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應(yīng)的齒輪模數(shù)8.2.3、按齒面彎曲疲勞強度設(shè)計〔1〕、由課本式〔10-20〕試算模數(shù)，即1〕、確定公式中的各參數(shù)值①試選。②由課本式〔10-5〕計算彎曲疲勞強度用重合系數(shù)③計算。由當(dāng)量齒數(shù)，，查課本圖10-17查得齒形系數(shù)。由課本圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)。由課本圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。由課本10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞平安系數(shù)，由課本式〔10-14〕得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取④由課本式〔10-19〕，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。2〕、試算模數(shù)〔2〕、調(diào)整齒輪模數(shù)1〕、計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度。②齒寬。③寬高比。2〕、計算實際載荷系數(shù)。①根據(jù)，7級精度，由課本圖10-8查得動載荷。②由，，查表10-3得齒面載荷系數(shù)。③由表10-4用插值法查得，結(jié)合查課本圖10-13，得。那么載荷系數(shù)為3〕、由課本式〔10-13〕，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)比照計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近??；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按解除疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即：。取，那么大齒輪齒數(shù)。8.2.4、幾何尺寸計算計算分度圓直徑〔1〕計算中心距將中心距圓整至135mm。為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強度，故應(yīng)按低速級圓柱齒輪的中心距計算，即a=290mm，并調(diào)整小齒輪齒數(shù)，那么。按要求設(shè)計的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角計算小、大齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度取修正齒輪的圓周速度參數(shù)齒輪高速級齒輪1小齒輪中間軸齒輪2大齒輪中間軸齒輪3小齒輪低速級齒輪4大齒輪材料40Cr〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為280HBS45鋼〔調(diào)質(zhì)〕硬度為240HBS40Cr〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為280HBS45鋼〔調(diào)質(zhì)〕硬度為240HBS齒數(shù)561683296模數(shù)/mm壓力角20°傳動比3中心距/mm290290齒寬/mm直徑/mm分度圓145435144432基圓齒頂圓150440齒根圓旋向右旋左旋左旋右旋8.3、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸齒輪1和中間軸齒輪3做成實心式，中間軸齒輪2和低速軸齒輪4兩個大齒輪使用腹板式結(jié)構(gòu)如下列圖所示。9、軸的設(shè)計計算9.1、原始參數(shù)PⅠTⅠ·mnⅠ=388r/minPⅡTⅡ·mnⅡPⅢTⅢ·mnⅢ9.2、高速軸以及傳動軸承的設(shè)計高速軸的結(jié)構(gòu)示意圖高速軸的結(jié)構(gòu)示意圖9.2.1、輸入軸上的功率PⅠ，轉(zhuǎn)速nⅠ，轉(zhuǎn)矩TⅠ。PⅠ=8.64kW，TⅠ×103N·mm，nⅠ=388r/min9.2.2、作用在齒輪上的力因為高速級小齒輪的分度圓直徑為9.2.3、初步確定軸的最小直徑先按課本式〔15-2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表15-3，取，于是得故圓整取，輸入軸的最小直徑顯然是V帶輪處的直徑。V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=108mm。9.2.4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。、為了滿足V帶的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，根據(jù)軸肩高度，取，那么；V帶與軸配合的轂孔長度L1=108mm，故Ⅰ-Ⅱ的長度取。2〕、初步選擇單列圓錐滾子軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承〔GB/T276-1994)30309型，其尺寸為45mm×100mm×27.25mm，故；左端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬度為14mm。軸段Ⅵ-Ⅶ的長度與軸承寬度相同，故取、取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑50mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度150mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短與輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，由軸徑d=50mm，查課本表15-2,得R=1.6mm，故取h=4mm，那么軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b≧1.4h，取、軸承端蓋的總寬度為42mm〔由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取。至此，已經(jīng)初步確定了高速軸的各段直徑和長度。(2)、軸上零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由課本表6-1查得平鍵截面b×h=14mm×9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為125mm，同時為了保證齒輪和軸配合良好的對中性，應(yīng)選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，V帶與軸的連接，選用b×h×L=10mm×8mm×90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6?！?〕、確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸的左端倒角2×45°×45°。各軸肩處的圓角半徑都為R2.5。高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)參數(shù)段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直徑/mm323845m6505845m6長度/mm1087214610鍵b×h×L/mm10×8×9014×9×125C或R/mmⅠ處2×45°ⅡⅢⅣⅥⅦ×45°9.2.5、求軸上的載荷在確定軸承支點位置時，應(yīng)從手冊中查取Δ值。對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊中查得Δ=21.3mm，那么，，。〔1〕、軸的受力分析簡圖DEDEFGHI〔2〕、求水平面支反力切向力徑向力軸向力那么N9.2.6、繪制水平面彎矩MH圖〔圖D〕那么9.2.7、求垂直面內(nèi)支反力〔圖E〕9.2.8、繪制垂直面內(nèi)彎矩圖〔圖F〕9.2.9、繪制合成彎矩圖〔圖G〕根據(jù)合成彎矩得C截面左側(cè)彎矩C截面右側(cè)彎矩9.2.10、繪制轉(zhuǎn)矩T圖〔圖H〕：9.2.11、繪制當(dāng)量彎矩圖〔圖I〕由當(dāng)量彎矩圖和軸的結(jié)構(gòu)圖可知，C和D處都有可能是危險截面，應(yīng)當(dāng)分別計算其當(dāng)量彎矩。此處可將軸的扭切應(yīng)力視為脈動循環(huán)，取。那么C截面左側(cè)當(dāng)量彎矩C截面右側(cè)當(dāng)量彎矩D截面彎矩9.2.12、求危險截面處軸的計算直徑許用應(yīng)力軸的材料選用45鋼，調(diào)制處理，由手冊，[σ-1]=200MPaC截面計算直徑計入鍵槽的影響D截面計算直徑9.2.13、檢查軸的強度經(jīng)與結(jié)構(gòu)設(shè)計比擬，C截面和D截面的計算直徑分別小于結(jié)構(gòu)設(shè)計確定的直徑，故軸的強度足夠。9.3、低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計9.3.1、求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩PⅢ=7.97kW，TⅢ=1765560N·m，nⅢ9.3.2、求作用在齒輪上的力因為低速級大齒輪的分度圓直徑為9.3.3、初步確定軸的最小直徑先按課本式〔15-2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)課本表15-3，取A0=112，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。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)軸器的型號。查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，那么：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N·mm。半聯(lián)軸器的孔徑為，故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。9.3.4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1〕、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，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，根據(jù)軸肩高度，取，那么；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=68。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)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。2〕、初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承〔GB/T276-1994)30314型，其尺寸為70mm×150mm×38mm，故；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬度為14mm，故。3)、取安裝齒輪處的軸段；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪轂的寬度為144mm，為了使套筒斷面可靠地緊壓齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=〔2～3〕R，由軸徑查課本表15-2，得R=2mm，故取h=6mm，那么軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b≧1.4h，取。4〕、軸承端蓋的總寬度為37.5mm〔由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器的右端面間的距離l=30mm，故取。?！?〕、軸上的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。按由課本表6-1查得平鍵截面b×h=22mm×14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為125mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應(yīng)選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm×10mm×70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合。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。、確定軸上圓周和倒角尺寸。參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×45°×45°。各軸肩處的圓角半徑為Ⅱ處R2，其余為R2.5。低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)參數(shù)段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直徑/mm556370m6809270m6長度/mm82561401252鍵b×h×L/mm16×10×7022×14×125C或R/mmⅠ處2×45°ⅡⅢⅣⅥⅦ×45°9.3.5、求軸上的載荷在確定軸承支點位置時，應(yīng)從手冊中查取Δ值。對于30314型圓錐滾子軸承，由手冊中查得Δ=30.7mm，那么，，。DEDEFGHI〔2〕、求水平面支反力切向力徑向力那么N9.3.6、繪制水平面彎矩MH圖〔圖D〕那么9.3.7、求垂直面內(nèi)支反力〔圖E〕9.3.8、繪制垂直面內(nèi)彎矩圖〔圖F〕9.3.9、繪制合成彎矩圖〔圖G〕根據(jù)合成彎矩得C截面左側(cè)彎矩C截面右側(cè)彎矩9.3.10、繪制轉(zhuǎn)矩T圖〔圖H〕：9.3.11、繪制當(dāng)量彎矩圖〔圖I〕由當(dāng)量彎矩圖和軸的結(jié)構(gòu)圖可知，C和D處都有可能是危險截面，應(yīng)當(dāng)分別計算其當(dāng)量彎矩。此處可將軸的扭切應(yīng)力視為脈動循環(huán)，取。那么C截面左側(cè)當(dāng)量彎矩C截面右側(cè)當(dāng)量彎矩D截面彎矩9.3.12、求危險截面處軸的計算直徑許用應(yīng)力軸的材料選用45鋼，調(diào)制處理，由手冊，[σ-1]=200MPaC截面計算直徑計入鍵槽的影響D截面計算直徑9.3.13、檢查軸的強度經(jīng)與結(jié)構(gòu)設(shè)計比擬，C截面和D截面的計算直徑分別小于結(jié)構(gòu)設(shè)計確定的直徑，故軸的強度足夠。9.4、中間軸以及傳動軸承的設(shè)計9.4.1、輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩PⅡ=8.30kW，TⅡ=612890N·mm，nⅡ9.4.2、求作用在齒輪上的力因高速級大齒輪的分度圓直徑為低速級小齒輪的分度圓直徑9.4.3、初步確定軸的最小直徑先按課本式〔15-2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)課本表15-3，取A0=112，于是得9.4.4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度、為了保證軸的強度要求，故取。、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承〔GB/T297—1994〕30210型，其尺寸為d×D×T＝50mm×90mm×21.75mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14mm，那么＝35.75mm。3〕、取取安裝齒輪處的軸段＝=60mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪的寬度為145m，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取＝141mm，那么＝39.75mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)=〔2～3〕R，由軸徑查課本表15-2，得R=2mm，故取h=6mm，那么＝72mm。軸環(huán)寬度。Ⅳ-Ⅴ段為小齒輪，其寬度為150mm，故＝150mm，=88.5mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長度。、軸上零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝60mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為125mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應(yīng)選擇齒輪轂與軸的配合為；課本表6-1查得平鍵截面b×h＝18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為140mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應(yīng)選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，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。〔3〕、確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為2×。各軸肩處的圓角半徑為R2。中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)參數(shù)段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ直徑/mm50m660726050m6長度/mm141150鍵b×h×L/mm18×11×12518×11×140C或R/mmⅠ處2×45°Ⅱ處R2Ⅲ處R2Ⅳ處R2Ⅵ處R29.4.5、求軸上的載荷在確定軸承支點位置時，應(yīng)從手冊中查取Δ值。對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查得Δ=20mm，那么，，?！?〕、軸的受力分析簡圖DEDEFGHI〔2〕、水平面支反力切向力徑向力軸向力那么9.4.6、繪制水平面彎矩MH圖〔圖D〕9.4.7、求垂直面內(nèi)支反力〔圖E〕9.4.8、繪制垂直面內(nèi)彎矩圖〔圖F〕9.4.9、繪制合成彎矩圖〔圖G〕根據(jù)合成彎矩得C截面左側(cè)彎矩C截面右側(cè)彎矩9.4.10繪制轉(zhuǎn)矩T圖〔圖H〕：9.4.11、繪制當(dāng)量彎矩圖〔圖I〕由當(dāng)量彎矩圖和軸的結(jié)構(gòu)圖可知，C和D處都有可能是危險截面，應(yīng)當(dāng)分別計算其當(dāng)量彎矩。此處可將軸的扭切應(yīng)力視為脈動循環(huán)，取。那么C截面左側(cè)當(dāng)量彎矩C截面右側(cè)當(dāng)量彎矩D截面彎矩9.4.12、求危險截面處軸的計算直徑許用應(yīng)力軸的材料選用45鋼，調(diào)制處理，由手冊，[σ-1]=200MPaC截面計算直徑計入鍵槽的影響D截面計算直徑9.4.13、檢查軸的強度經(jīng)與結(jié)構(gòu)設(shè)計比擬，C截面和D截面的計算直徑分別小于結(jié)構(gòu)設(shè)計確定的直徑，故軸的強度足夠。10、軸承的選擇和校核計算根據(jù)軸的設(shè)計和減速器工作需求，Ⅰ軸上選用單列圓錐滾子軸承30209型，Ⅱ軸上選用單列圓錐滾子軸承30210型，Ⅲ軸上選用單列圓錐滾子軸30314。軸承的預(yù)計壽命為=48000h。10.1、30309型號單列圓錐滾子軸承的壽命計算由軸II的設(shè)計，初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承〔GB/T297—1994〕30210型其根本尺寸為：45mm×100mm×27.25mm，轉(zhuǎn)速。10.1.1、查滾動軸承樣本〔指導(dǎo)書表15-5〕知單列圓錐滾子軸承30210的根本額定動載荷Cr=108kN，根本額定靜載荷=130kN10.1.2、求軸承擔(dān)量動載荷P因為，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本表13-6取取，那么10.1.3、驗算軸承壽命≥48000h〔滾子軸承〕故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承〔GB/T297—1994〕30309型。10.2、30210型號單列圓錐滾子軸承的壽命計算由軸II的設(shè)計，初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承〔GB/T297—1994〕30210型其根本尺寸為：50mm×90mm×21.75mm，轉(zhuǎn)速。10.2.1、查滾動軸承樣本〔指導(dǎo)書表15-5〕知單列圓錐滾子軸承30210的根本額定動載荷Cr，根本額定靜載荷10.2.2、求軸承擔(dān)量動載荷P因為，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本表13-6取取，那么10.2.3、驗算軸承壽命≥48000h〔滾子軸承〕故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承〔GB/T297—1994〕30210型。10.3、30314型號單列圓錐滾子軸承的壽命計算由Ⅲ軸的設(shè)計知，初步選0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承〔GB/T276—1994〕30314型其根本尺寸為：70mm×150mm×38mm，，轉(zhuǎn)速10.3.1、查滾動軸承樣本〔指導(dǎo)書表15-5〕知單列圓錐滾子軸承30314的根本額定動載荷Cr=218kN，根本額定靜載荷=272kN10.3.2、求軸承擔(dān)量動載荷P因為，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本表13-6取取，那么10.3.3、驗算軸承壽命≥48000h〔滾子軸承〕故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承〔GB/T297—1994〕30314型。鍵連接的選擇與校核計算代號直徑/mm工作長度/mm工作高度/mm轉(zhuǎn)矩/N·m極限應(yīng)力/MPa高速軸10×8×903280414×9×12550111中間軸18×11×1256010718×11×140122低速軸16×10×705554522×14×125801037〔工作長度=鍵長L-b；接觸高度K=0.5h〕12、聯(lián)軸器的選擇12.1、聯(lián)軸器類型的選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。彈性柱銷聯(lián)軸器具有緩沖和吸震性，可頻繁的起動和正反轉(zhuǎn)，可以補償兩軸的相對位移。12.2、聯(lián)軸器的型號選擇、計算轉(zhuǎn)矩由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)，