帶式傳動二級減速器設(shè)計說明書.doc

計算及說明結(jié)果1 課程設(shè)計任務(wù)書：2 設(shè)計用于帶式運輸機(jī)的傳動裝置；1.1 設(shè)計題目：設(shè)計用于帶式運輸機(jī)的傳動裝置；1.2 設(shè)計的原始數(shù)據(jù)：第八組數(shù)據(jù)運輸帶有效拉力F（N）4100運輸帶速度V（m/s）0.7卷筒直徑D（mm）3301.3 設(shè)計要求：工作與生產(chǎn)條件：兩班制工作，常溫下連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載起動，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，環(huán)境有輕度粉塵，每年工作300天，減速器設(shè)計壽命10年，電壓為三相交流電（220V/380V）。運輸帶允許速度誤差： 51.4 供參考的傳動方案：方案B1：要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器；方案B2：要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器及帶傳動；方案B3：要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器及鏈傳動；方案B4（選做）：要求傳動系統(tǒng)中含有單級蝸桿減速器；方案B5（選做）：要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓錐齒輪減速器及開式圓柱齒輪傳動。2傳動方案的分析和擬定：2.1 方案擬定：方案B2 減速器：二級展開式圓柱齒輪減速器 傳動方式：V帶傳動2.2 方案分析：由于所需的傳動裝置在有輕微粉塵的工作環(huán)境中長期單向運轉(zhuǎn)，而且要求載荷平穩(wěn)，所以選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。本傳動機(jī)構(gòu)的特點是：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸又較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣軸在轉(zhuǎn)矩的作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的變F=4100NV=0.7m/sD330m/s計算及說明結(jié)果形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。用于載荷比較平穩(wěn)的場合。兩級齒輪應(yīng)使用斜齒輪。使用V帶傳動，能緩沖工作時的輕微震動，符合該傳動裝置傳動平穩(wěn)的要求，而且V帶結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜，能提高工作和生產(chǎn)效率。V帶應(yīng)布置在減速器的輸入端。2.3 傳動方案簡圖3電動機(jī)的選擇：3.1 電動機(jī)類型選擇：根據(jù)1)傳動裝置要求工作電壓為三相交流電為220V/380V； 2）在有輕微粉塵的工作環(huán)境； 3）要長期運轉(zhuǎn)，容易發(fā)熱；結(jié)果：選擇Y系列的三相籠型異步交流電動機(jī)，采用全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 該系列的電動機(jī)特點：結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護(hù)方便，廣泛適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體無特殊要求的機(jī)械。3.2 電動機(jī)容量的選擇：3.2.1 工作機(jī)的有效效率（即其輸出功率） 3.2.2 電動機(jī)所需效率：計算及說明結(jié)果從電動機(jī)到工作機(jī)的輸送總效率：式中分別為帶傳動的效率、滾動軸承傳動效率（一對）、閉式齒輪傳動效率、聯(lián)軸器效率、傳動滾筒效率按表2-3（機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計），查得，所以由于電動機(jī)額定功率略大于，由表16-1中的Y系列電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)，查得電動機(jī)的額定功率3.2.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速和型號 滾筒軸工作轉(zhuǎn)速： 由于V帶傳動的傳動比常用范圍為，二級圓柱齒輪減速器的常用傳動比為，所以，總傳動比的范圍為： 電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 ：計算及說明結(jié)果符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500、3000r/min.通過查表16-1，查出4種適用的電動機(jī)型號，其各參數(shù)如下表 方案電動機(jī)型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速（r/min）傳動裝置的總傳動比1Y160M1-8475072017.772Y132M1-6410096023.703Y112M-441500144035.554Y112M-243000289071.34綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量以及傳動裝置的總傳動比來比較4個方案：方案1：電動機(jī)轉(zhuǎn)速低，外廓尺寸以及質(zhì)量較大，價格較高，雖傳動不大，但由于電動機(jī)轉(zhuǎn)速低，導(dǎo)致傳動裝置尺寸較大。方案4：電動機(jī)轉(zhuǎn)速較大，但總傳動比也較大，傳動裝置尺寸大方案2和3較方案1和4適中，比較合適。但方案2比方案3更能使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊。因此，選定電動機(jī)型號為Y132M1-6.4傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算： 4.1 傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：由于，初選V帶傳動比，所以減速器的傳動比： 電動機(jī)型號：Y132M1-6計算及說明結(jié)果分配傳動比：高速級齒輪 低速級齒輪 4.2 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)：4.2.1各軸的轉(zhuǎn)速： 軸1（電機(jī)軸）：軸2（輸入級）： 軸3（中間軸）： 軸4（輸出軸）： 軸5（滾筒軸）：4.2.2 各軸的輸入功率：軸1（電機(jī)軸）：軸2（輸入級）： 軸3（中間軸）： 軸4（輸出軸）：軸5（滾筒軸）：計算及說明結(jié)果4.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩軸1（電機(jī)軸）： 軸2（輸入級）： 軸3（中間軸）： 軸4（輸出軸）： 軸5（滾筒軸）：運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如下表軸名輸入功率P（kw）輸入轉(zhuǎn)矩T（Nm）轉(zhuǎn)速n（r/min）13.4534.3286023.3198.7832033.1831696.143.05718.3140.5552.99704.1840.555帶傳動的設(shè)計：5.1 帶傳動類型的選擇由于V帶傳動允許的傳動比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，大多數(shù)V帶已標(biāo)準(zhǔn)化，且普通V帶用于載荷不大和帶輪直徑較小的場合，符合所要求的工作和生產(chǎn)的條件，所以選擇普通V帶為外傳動零件。5.2 V帶帶型的選擇： 由于傳動裝置工作實行兩班制，即每天工作16小時，且空載啟動，計算及說明結(jié)果根據(jù)表8-7（機(jī)械設(shè)計），查得工作情況系數(shù)已知所需傳遞的額定功率，即電動機(jī)的額定功率P=4kw所求的計算功率 已知小帶輪轉(zhuǎn)速,即電機(jī)軸的轉(zhuǎn)速 根據(jù)圖8-11，選取普通V帶A帶型5.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑和驗算帶速v5.3.1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)表8-6，V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑為 根據(jù)表8-8，初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑5.3.2驗算帶速v 符合525m/s帶速5.3.3計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由于帶傳動的常用傳動比,取中間值由式，并根據(jù)表8-8圓整，得5.4 確定中心距a,并選擇V帶的基準(zhǔn)長度5.4.1 初定中心距 根據(jù)式，得 普通V帶A帶型計算及說明結(jié)果所以，初定為400mm5.4.2 計算相應(yīng)的帶長 根據(jù)表8-2，選定5.4.3 計算中心距a及其變動范圍其變動范圍 中心距變化范圍338.5401.5mm5.5 驗算小帶輪上的包角 小帶輪上包角，符合要求5.6 確定帶的根數(shù)z （1）計算及說明結(jié)果根據(jù)和，查表8-4a,得根據(jù)，和A帶型，查表8-4b,得根據(jù)，查表8-5，得 根據(jù)和A帶型，查表8-2，得 將所查參數(shù)代如式（1）中，求得z=4.75 圓整后，取z=55.7 確定帶的初拉力 根據(jù)A帶型，查表8-3，得q=0.1kg/m 5.8 計算壓軸力5.9 帶輪設(shè)計 材料選用HT200 結(jié)構(gòu)形式：根據(jù)，小帶輪采用實心式結(jié)構(gòu) ，大帶輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)z=5計算及說明結(jié)果根據(jù)A帶型，查表8-10，f=9mm,e=15mm, 根據(jù)帶的根數(shù)，可求得帶輪寬度：B=78mm6齒輪傳動的設(shè)計：6.1高速級齒輪設(shè)計：6.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)、螺旋角（1）根據(jù)所選的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動（2）由于帶式運輸裝置為一般的工作機(jī)器，傳動功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度。（3）材料選擇，根據(jù)表10-1（機(jī)械設(shè)計） 小齒輪的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS 大齒輪的材料為45號鋼，調(diào)指出了，硬度為240HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS 兩齒輪均使用軟齒面，因為是閉式傳動，失效形式為點蝕（4）齒數(shù)的初選考慮傳動的平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多一些 取，則 圓整后，?。?）初選螺旋角為6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 B=78mm計算及說明結(jié)果1）試選載荷系數(shù)Kt=1.62）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）根據(jù)齒輪的裝置情況，由表10-7選取齒寬系數(shù)4)根據(jù)螺旋角，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)5)根據(jù)齒數(shù)和螺旋角，由圖10-26查得端面重合度 ，則6)根據(jù)齒輪材料，由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7)根據(jù)齒輪的材料，由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 8)計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)9)根據(jù)應(yīng)力循環(huán)習(xí)俗，由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ，計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 Kt=1.6計算及說明結(jié)果（2）設(shè)計計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入上述系數(shù)，得 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b及模數(shù) 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)圓周速度和齒輪精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) 根據(jù)齒輪精度和經(jīng)表面硬化，由表10-3查得齒間載荷分配系 根據(jù)工作情況，由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)齒輪的布置方式，用插值法查表10-4，得計算及說明結(jié)果根據(jù)b/h值，由圖10-13查得故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所的的分度圓直徑 7)計算模數(shù) 6.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式：(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)根據(jù)齒輪材料和熱處理，由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限2)根據(jù)齒輪工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44)計算載荷系數(shù)K 5)根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)6)計算當(dāng)量齒數(shù)S=1.4計算及說明結(jié)果 7)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得 8)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得 9)計算大小齒輪的，并加以比較 由此，可知大齒輪的數(shù)值較大(2)設(shè)計計算 對此計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，所以應(yīng)取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)。取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)1.68mm,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸疲勞強(qiáng)度計算出的分度圓直徑，取小齒輪分度圓直徑為mm 可算出小齒輪的齒數(shù)為 圓整后，取小齒輪齒數(shù)為 取大齒輪的齒數(shù)為 圓整后，取大齒輪齒數(shù)為計算及說明結(jié)果6.1.4幾何尺寸計算(1)計算中心距 將中心距圓整為121mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角因螺旋角值改變不大，故參數(shù)等不必修改(3)計算大小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度圓整后，取大齒輪寬度，小齒輪寬度(5)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)齒輪的分度圓直徑，小齒輪，為實心結(jié)構(gòu)；大齒輪，為腹板式結(jié)構(gòu)。6.2 低速級齒輪設(shè)計：6.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)、螺旋角（1）根據(jù)所選的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動（2）由于帶式運輸裝置為一般的工作機(jī)器，傳動功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度。（3）材料選擇，根據(jù)表10-1（機(jī)械設(shè)計）計算及說明結(jié)果小齒輪的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS 大齒輪的材料為45號鋼，調(diào)指出了，硬度為240HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS 兩齒輪均使用軟齒面，因為是閉式傳動，失效形式為點蝕（4）齒數(shù)的初選 考慮傳動的平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多一些 取，則 圓整后，取（5）初選螺旋角為6.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù)Kt=1.62)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)根據(jù)齒輪的裝置情況，由表10-7選取齒寬系數(shù)4)根據(jù)螺旋角，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)5)根據(jù)齒數(shù)和螺旋角，由圖10-26查得端面重合度 ，則6)根據(jù)齒輪材料，由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Kt=1.6計算及說明結(jié)果7)根據(jù)齒輪的材料，由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8)計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 9)根據(jù)應(yīng)力循環(huán)習(xí)俗，由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ，計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 (2)設(shè)計計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入上述系數(shù)，得 2)計算圓周速度v計算及說明結(jié)果3)計算齒寬b及模數(shù) 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)圓周速度和齒輪精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) 根據(jù)齒輪精度和經(jīng)表面硬化，由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)工作情況，由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)齒輪的布置方式，用插值法查表10-4，得 根據(jù)b/h值，由圖10-13查得 故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所的的分度圓直徑 7)計算模數(shù) 6.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算及說明結(jié)果彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式：(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)根據(jù)齒輪材料和熱處理，由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限2)根據(jù)齒輪工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44)計算載荷系數(shù)K 5)根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)6)計算當(dāng)量齒數(shù) 7)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得 8)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得 9)計算大小齒輪的，并加以比較 計算及說明結(jié)果 由此，可知大齒輪的數(shù)值較大(2)設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，所以應(yīng)取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)。取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)2.46mm,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸疲勞強(qiáng)度計算出的分度圓直徑，取小齒輪分度圓直徑為mm可算出小齒輪的齒數(shù)為圓整后，取小齒輪齒數(shù)為 取大齒輪的齒數(shù)為 圓整后，取大齒輪齒數(shù)為6.2.4幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為137mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角計算及說明結(jié)果因螺旋角值改變不大，故參數(shù)等不必修改（3）計算大小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后，取大齒輪寬度，小齒輪寬度（5）齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)齒輪的分度圓直徑，小齒輪，為實心結(jié)構(gòu)；大齒輪，為腹板式結(jié)構(gòu)。7傳動軸的設(shè)計與校核7.1 輸出軸的設(shè)計7.1.1輸出軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 7.1.2計算出作用在齒輪上的力已知：低速級大齒輪的分度圓直徑 壓力角 低速級齒輪螺旋角 圓周力：徑向力：計算及說明結(jié)果軸向力：7.1.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-3（機(jī)械設(shè)計），查得，取 輸出軸最小直徑與聯(lián)軸器應(yīng)相適應(yīng)，故需先選取聯(lián)軸器的型號 根據(jù)軸的工作情況，查表14-1，選取工作情況系數(shù) 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩條件，查機(jī)械設(shè)計手冊，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為1250000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑為，故??；半聯(lián)軸器長度 L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度7.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案：齒輪、套筒、甩油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝，套筒、甩油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）滿足聯(lián)軸器軸向定位要求，1-2段左端需制一軸肩，故取2-3段直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。由于，故取1-2段長度略小于，取 。2）初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾計算及說明結(jié)果子軸承32912，得其尺寸 故。右端軸承左端采用套筒與軸肩定位，取軸肩的高度為3mm，故3-4段直徑。考慮箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁距齒輪左側(cè)或軸5-6段右端a=16mm,故3-4段的長度為3）根據(jù)，取安裝齒輪的軸段6-7的直徑，齒輪左端與左端軸承間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂寬度B=85mm，為使套筒端面可壓緊齒輪，取，故7-8段的長度為。齒輪的右端才用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,可取h=5mm,則5-6段直徑為，寬度應(yīng)大于1.4h,故取。 4）初取軸承端蓋的寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆與其他要求， 取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離，故 。 5）取齒輪間的距離為c=20mm，已知滾動軸承寬度，高速級大齒輪寬度B=60mm,則 （3）軸上零件的周定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按安裝齒輪段 軸徑和長度，由表6-1查得平鍵截面為鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm,同時為保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的公差配合為H7/n6.圓錐滾子軸承32912s=10mma=16mm計算及說明結(jié)果半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵14mmx9mmx70mm,其配合為H7/k6滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，直徑公差為m6（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端到角為C1，各軸肩處的圓角半徑為R2.（5）該軸的概略圖如下：7.1.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸所受的力，作出下圖計算及說明結(jié)果由上圖可知，截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算C截面的應(yīng)力載荷水平面H垂直面V支反力F（N）彎矩M（Nmm）總彎矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)7.1.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對危險截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核，根據(jù)上表數(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，軸的計算應(yīng)力為 前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 ，因，故安全。7.2 中間軸的設(shè)計7.2.1中間軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 7.2.2計算出作用在齒輪上的力已知：低速級小齒輪的分度圓直徑 高速級大齒輪的分度圓直徑 壓力角 高速級齒輪螺旋角 圓周力： 計算及說明結(jié)果徑向力： 軸向力： 7.2.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-3（機(jī)械設(shè)計），查得，取7.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案：低速級小齒輪、套筒、甩油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝，高速級大齒輪、套筒、甩油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)計算出的軸的最小直徑,選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承33008，得其尺寸 故。2）根據(jù)，取軸肩高度h=4mm,故安裝齒輪的軸段2-3和4-5的直徑為，低速級小齒輪左端與左端軸承間、高速級大齒輪右端與右端軸承間都采用套筒定位。已知低速級小齒輪的輪轂寬度，為使套筒端面可壓緊齒輪，?。灰阎咚偌壌簖X輪的輪轂寬度圓錐滾子軸承33008計算及說明結(jié)果為使軸肩高度h0.07d,可取h=5mm,則3-4段直徑為。3）考慮箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁與低速級小齒輪左側(cè)或高速級大齒輪右側(cè)軸的距離為a=16mm,故1-2段的長度為5-6段的長度為4）由輸出軸的設(shè)計中，可得安裝在軸上的軸承兩內(nèi)端面的距離為 為使中間軸與輸出軸能在箱體中長度一致，故（3）軸上零件的軸向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按2-3和4-5段軸徑和長度，由表6-1查得兩軸段分別采用的平鍵尺寸為 鍵槽用鍵槽銑刀加工,為保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的公差配合為H7/n6. 滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，直徑公差為m6（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端到角為C1，各軸肩處的圓角半徑為R2.（5）該軸的概略圖如下：計算及說明結(jié)果7.2.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸所受的力，作出下圖由上圖可知，截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算C截面的應(yīng)力載荷水平面H垂直面V支反力F（N）彎矩M（Nmm）總彎矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)7.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對危險截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核，根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，計算及說明結(jié)果扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 ，因，故安全。7.3 輸入軸的設(shè)計7.3.1輸入軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 7.3.2 計算出作用在齒輪上的力已知：高速級小齒輪的分度圓直徑 壓力角 高速級齒輪螺旋角 圓周力： 徑向力： 軸向力： 7.3.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-3（機(jī)械設(shè)計），查得，取7.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案：套筒、甩油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋、帶輪依次從軸的左端向右安裝，套筒、甩油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度計算及說明結(jié)果1）根據(jù)軸的最小直徑，選定帶輪的孔徑d,故。已知帶輪的輪轂寬度60mm,帶輪的輪輻寬度為78mm,為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制一軸肩，取軸肩高h(yuǎn)=2mm,故，帶輪的左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈的直徑為36mm,由于L=60mm，取軸段1-2長度應(yīng)略小于L，故取。 2）初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)軸段2-3的直徑,選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承33008，得其尺寸 故。 左端軸承都用軸肩與套筒定位，取軸肩高h(yuǎn)=5,故3）由于與齒輪分度圓直徑很相近，為了避免齒輪加工困難等問題和能保證齒輪承受較大的載荷，把該軸做成齒輪軸，軸的材料應(yīng)跟齒輪一致選用40Cr。因有軸承用套筒定位，為了避免因套筒直徑過大而影響齒輪的傳動，在齒輪軸段左端制一小于齒輪軸齒輪分度圓直徑的軸肩，取軸肩高度為h=3mm,長度為l=3,故,。4）初取軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆與其他要求和考慮到帶輪安裝后會否與端蓋干涉，故取端蓋的外端面與帶輪輪轂右端面肩的距離l=40mm，故。5）考慮箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁與齒輪右側(cè)或軸肩的距離為a=16mm,故3-4段的長度為，8-9段的長度為圓錐滾子軸承3300計算及說明結(jié)果6）為使輸入軸與后兩根軸能在箱體軸承間距離保持一致，并且各軸段長度不會過長，故取，兩軸端間取一軸肩，并且不影響齒輪的傳動，取軸肩高為3mm，故（3）軸上零件的周向定位 帶輪與軸的連接采用平鍵，根據(jù)表6-1，按安裝帶輪軸段直徑，選取的平鍵尺寸為（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端到角為C1，各軸肩處的圓角半徑為R2.（5）該軸的概略圖如下：7.3.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸所受的力，作出下圖計算及說明結(jié)果由上圖可知，截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算C截面的應(yīng)力載荷水平面H垂直面V支反力F（N）彎矩M（Nmm）總彎矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)由此可知危險截面在C處7.3.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對危險截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核，根據(jù)上表數(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，軸的計算應(yīng)力為 前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得計算及說明結(jié)果，因，故安全。8滾動軸承的設(shè)計與校核 前面在軸的設(shè)計中已初選了各軸的軸承，現(xiàn)對各軸的軸承進(jìn)行校核，不符合要求的再從機(jī)械設(shè)計手冊中查找同一孔徑的軸承，更 換后再進(jìn)行校核。 以下為各軸軸承校核計算8.1 輸出軸軸承 輸出軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承32912，從機(jī)械設(shè)計手冊中查得相關(guān)的計算參數(shù)：Y=1.8，e=0.33,C=46kN 已知輸出軸的轉(zhuǎn)速n=40.55r/min, 則， 因 又 則X1=1，Y1=0 則X2=0.4，Y2=1.8查表13-6，得,取根據(jù)式13-8a,得 根據(jù)式13-5，得則該軸承壽命為約29.7年，符合設(shè)計要求X1=1，Y1=0X2=0.4，Y2=1.8壽命為約29.7年計算及說明結(jié)果8.2 中間軸軸承 中間軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承33008，從機(jī)械設(shè)計手冊中查得相關(guān)的計算參數(shù)：Y=2.1，e=0.28,C=60.2kN 已知輸出軸的轉(zhuǎn)速n=96.1r/min, 則， 因 又 則X1=0.4，Y1=2.1 則X2=1， Y2=0查表13-6，得,取根據(jù)式13-8a,得 根據(jù)式13-5，得則該軸承壽命為約23.4年，符合設(shè)計要求8.3 輸入軸軸承 輸入軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承33008，從機(jī)械設(shè)計手冊中查得相關(guān)的計算參數(shù)：Y=2.1，e=0.28,C=60.2kN 已知輸出軸的轉(zhuǎn)速n=320r/min, X1=0.4，Y1=2.1X2=1， Y2=0壽命為約23.4年計算及說明結(jié)果則， 因 又 則X1=0.4，Y1=2.1 則X2=1， Y2=0查表13-6，得,取根據(jù)式13-8a,得 根據(jù)式13-5，得則該軸承壽命為約50.3年，符合設(shè)計要求9鍵聯(lián)接的設(shè)計與校核 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用回頭普通平鍵（A型），而聯(lián)軸器與軸端選用單回頭平鍵（C型），鍵、軸和輪轂材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取 以下為各軸鍵聯(lián)接校核計算9.1輸出軸鍵聯(lián)接9.1.1軸與聯(lián)軸器聯(lián)接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度X1=0.4，Y1=2.1X2=1， Y2=0壽命為約50.3年計算及說明結(jié)果由式6-1可得 因，滿足強(qiáng)度要求 故選用鍵標(biāo)記為：鍵C2070 GB/T1096-20039.1.2軸與低速級大齒輪聯(lián)接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因，滿足強(qiáng)度要求 故選用鍵標(biāo)記為：鍵C1470 GB/T1096-20039.2 中間軸鍵聯(lián)接9.2.1軸與低速級小齒輪聯(lián)接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因，滿足強(qiáng)度要求故選用鍵標(biāo)記為：鍵C1470 GB/T1096-20039.2.2 軸與高速級大齒輪聯(lián)接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得計算及說明結(jié)果因，滿足強(qiáng)度要求 故選用鍵標(biāo)記為：鍵C1450 GB/T1096-20039.3 輸入軸鍵聯(lián)接9.3.1 軸與帶輪的聯(lián)接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因，滿足強(qiáng)度要求故選用鍵標(biāo)記為：鍵C1056 GB/T1096-200310箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸如下表（低速級中心距名稱符號計算關(guān)系尺寸（mm）箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度15箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度25地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)目na2504(個)軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）10聯(lián)接螺栓的間距l(xiāng)100150120計算及說明結(jié)果軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8檢查孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑d=（0.70.8）8至外箱壁距離查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計262216至凸緣邊緣距離同上242014對應(yīng)沉頭座直徑D同上443624軸承旁凸臺半徑20外箱壁