機械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機傳動裝置

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置設(shè) 計 者： 學(xué) 號： 20080170專業(yè)班級： 機械08-5班指導(dǎo)教師： 馮桂軍完成日期： 2011年 6月 20日目 錄一、 設(shè)計題目 1.1 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書2二、傳動系統(tǒng)方案設(shè)計2.1傳動方案設(shè)計3 2.2電動機的選擇42.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配62.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算7三、齒輪零件的設(shè)計計算3.1高速級齒輪的設(shè)計 83.2 低速級齒輪的設(shè)計12四、軸的設(shè)計4.1高速軸的設(shè)計 174.2中速軸的設(shè)計214.3.低速軸的設(shè)25五、鍵的校核5.1高速軸上鍵的校核305.2中速軸上鍵的校核305.3低

2、速軸上鍵的校核31六、軸承壽命的驗算6.1高速軸上軸承的壽命校326.2中速軸上軸承的壽命校核 336.3低速軸上軸承的壽命校核34七、潤滑與密封7.1潤滑357.2密封35八、設(shè)計小結(jié)36九、參考文獻37 一、 設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置1.1 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1.帶式輸送機傳動裝置1.原始數(shù)據(jù)帶的圓周力f/n帶速v/（m/s）滾筒直徑d/mm36000.8 5001.技術(shù)條件1、 單向運轉(zhuǎn)，輸送帶速度允許誤差5%。2、 每日兩班，每班工作8小時，一年按300工作日計算。3、 傳動裝置使用年限10年。4、 載荷平穩(wěn)，傳動裝置無特殊要求。1.設(shè)計工作量減速器裝配圖1張零件圖1張設(shè)計說明

3、書1份二、傳動系統(tǒng)方案設(shè)計2.1傳動方案設(shè)計傳動系統(tǒng)位于原動機和執(zhí)行系統(tǒng)之間，將原動機的運動和動力傳遞給執(zhí)行系統(tǒng)。除進行功率傳遞，使執(zhí)行機構(gòu)能克服阻力作功外，它還起著如下重要作用：實現(xiàn)增速、減速或變速傳動；變換運動形式；進行運動的合成和分解；實現(xiàn)分路傳動和較遠距離傳動。傳動系統(tǒng)方案設(shè)計是機械系統(tǒng)方案設(shè)計的重要組成部分。當(dāng)完成了執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計和原動機的預(yù)選型后，即可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)所需要的運動和動力條件及原動機的類型和性能參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計。在保證實現(xiàn)機器的預(yù)期功能的條件下，傳動環(huán)節(jié)應(yīng)盡量簡短，這樣可使機構(gòu)和零件數(shù)目少，滿足結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，降低制造和裝配費用，提高機器的效率和傳動精

4、度。根據(jù)設(shè)計任務(wù)書中所規(guī)定的功能要求，執(zhí)行系統(tǒng)對動力、傳動比或速度變化的要求以及原動機的工作特性，選擇合適的傳動裝置類型。根據(jù)空間位置、運動和動力傳遞路線及所選傳動裝置的傳動特點和適用條件，合理擬定傳動路線，安排各傳動機構(gòu)的先后順序，完成從原動機到各執(zhí)行機構(gòu)之間的傳動系統(tǒng)的總體布置方案。機械系統(tǒng)的組成為：原動機 傳動系統(tǒng)(裝置) 工作機（執(zhí)行機構(gòu)） 原動機：y系列三相異步電動機；傳動系統(tǒng)(機構(gòu))：常用的減速機構(gòu)有齒輪傳動、行星齒輪傳動、蝸桿傳動、皮帶傳動、鏈輪傳動等，根據(jù)運動簡圖的整體布置和各類減速裝置的傳動特點，選用二級減速。第一級采用皮帶減速，皮帶傳動為柔性傳動，具有超載保護、噪音低、且適

5、用于中心距較大的場合；第二級采用齒輪減速，因斜齒輪較之直齒輪具有傳動平穩(wěn)，承載能力高等優(yōu)點，故在減速器中采用斜齒輪傳動。根據(jù)運動簡圖的整體布置確定皮帶和齒輪傳動的中心距，再根據(jù)中心距及機械原理和機械設(shè)計的有關(guān)知識確定皮帶輪的直徑和齒輪的齒數(shù)。故傳動系統(tǒng)由“v帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器”組成。原始資料：已知工作機（執(zhí)行機構(gòu)原動件）主軸：轉(zhuǎn)速：nw=30 （r/min）轉(zhuǎn)矩：mb =950 (n.m)2.2電動機的選擇1） 選擇電動機類型按已知工作要求和條件選用y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動。2） 選擇電動機容量a工作軸輸出功率 ： pw=m/1000 (kw) =nw /30=

6、30/30=3.14159 (rad/s)pw=m/1000=950*3.14159/1000=2.8945 kw注：工作軸執(zhí)行機構(gòu)原動件軸。b所需電動機的功率：pd= pw /aa-由電動機至工作軸的傳動總效率a =帶軸承3齒輪2聯(lián) 查表可得：對于v帶傳動: 帶 =0.96 對于8級精度的一般齒輪傳動：齒輪=0.97對于一對滾動軸承：軸承 =0.99對于彈性聯(lián)軸器：聯(lián)軸器=0.99則 a =帶軸承3齒輪2聯(lián)=0.960.9930.9720.99= 0.868pd= pw /a=2.8945/0.868=3.335 kw查各種傳動的合理傳動比范圍值得：v帶傳動常用傳動比范圍為 i帶=24，單級

7、圓柱齒輪傳動比范圍為i齒=35，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd=i帶 i齒2nw=(24)( 35)2 nw =（18 100 ）nw=(18100)30=5403000 r/min符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案。方案電動機型號額定功率ped/kw電動機轉(zhuǎn)速/ r/min電動機質(zhì)量/kg傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比v帶傳動比齒輪傳動1y112m-24300028904596.33332.112y112m-441500144043483163

8、y132m1-64100096073322.512.84y160m1-84750720118242.59.6對于電動機來說，在額定功率相同的情況下，額定轉(zhuǎn)速越高的電動機尺寸越小，重量和價格也低，即高速電動機反而經(jīng)濟。若原動機的轉(zhuǎn)速選得過高，勢必增加傳動系統(tǒng)的傳動比，從而導(dǎo)致傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜。由表中四種方案，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和帶傳動及減速器的傳動比，認為方案2的傳動比較合適，所以選定電動機的型號為y112m-4。y112m-4電動機資料如下: 額定功率：4 kw滿載轉(zhuǎn)速：n滿=1440 r/min同步轉(zhuǎn)速：1500 r/min2.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配1傳動裝

9、置的總傳動比i總= n滿/ nw =1440/30= 482 分配各級傳動比根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計表2.2選取，對于三角v帶傳動,為避免大帶輪直徑過大,取i12=2.8；則減速器的總傳動比為 i減=i總/2.8=48/2.8=17.1429對于兩級圓柱斜齒輪減速器,按兩個大齒輪具有相近的浸油深度分配傳動比,取 ig=1.3idi減= igid = 1.3i2d =17.1429i2d =17.1429/1.3=13.1868id =3.63ig=1.3id=1.33.63=4.72 注：ig -高速級齒輪傳動比；id 低速級齒輪傳動比；2.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算計算各軸的轉(zhuǎn)速：電機軸：n

10、電= 1440 r/min軸 n= n電/i帶=1440/2.8=514.29 r/min軸 n= n/ ig=514.29/4.72=108.96 r/min軸 n=n/ id =108.96/3.63=30 r/min 計算各軸的輸入和輸出功率：軸： 輸入功率 p= pd帶=3.3350.96=3.202 kw 輸出功率 p= 3.202軸承=3.2020.99=3.168 kw軸： 輸入功率 p=3.168齒輪=3.1680.97=3.073 kw 輸出功率 p= 3.073軸承=3.0730.99=3.042 kw軸 輸入功率 p=3.042齒輪=3.0420.97=2.951 kw

11、輸出功率 p= 2.951軸承=2.9510.99=2.921 kw計算各軸的輸入和輸出轉(zhuǎn)矩：電動機的輸出轉(zhuǎn)矩 td=9.55106pd /n電=9.551063.335/1440=22.12103 nmm軸： 輸入轉(zhuǎn)矩 t=9.55106p / n=9.551063.202/514.29=59.46103 nmm 輸出轉(zhuǎn)矩 t=9.55106p / n=9.551063.168/514.29=58.83103 nmm軸： 輸入轉(zhuǎn)矩 t=9.55106p / n=9.551063.073/108.96=269.34103 nmm輸出轉(zhuǎn)矩 t=9.55106p / n=9.551063.042/

12、108.96=266.62103 nmm軸 輸入轉(zhuǎn)矩 t=9.55106p / n=9.551062.951/30=939.40103 nmm輸出轉(zhuǎn)矩 t=9.55106p / n=9.551062.921/30=929.85103 nmm 將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列于下表：軸名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t ( nmm)轉(zhuǎn)速n/rmin-1傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸3.33522.1210314402.80.95軸3.2023.168 59.4610358.83103514.294.720.96軸3.0733.042269.34103266.62103108.963.630.96軸2.

13、9512.921939.40103929.851033010.99工作軸2.8922.86930.01103920.5510330三、齒輪零件的設(shè)計計算3.1高速級齒輪的設(shè)計設(shè)計參數(shù)：兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級常用斜齒輪，則設(shè)計第一傳動所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動。1選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)。1）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（gb10095-88）2）材料及熱處理：由參考文獻2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，二者材料硬度差為40hbs。3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取4）選取螺旋角。初選

14、螺旋角=14。2.按按齒面接觸強度設(shè)計按參考文獻2式（10-21）計算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選kt=1.62）由參考文獻2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.4333）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)d=14）由參考文獻2圖10-26查得5）小齒輪轉(zhuǎn)距58.83n.mm6）由由參考文2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限8）由參考文獻2式（10-13）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）由參考文獻2圖10-19查得接

15、觸疲勞壽命系；10）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，由參考文獻2式（10-12）得（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度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)k已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)取根據(jù)，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的計算公式和直齒輪的相同故；由參考文獻2圖10-13查得由表10-3查得。故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻2式（10-10a）得 7）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設(shè)計由參考文獻2式（10-17） （1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系

16、數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從參考文獻2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)yb=0.883）計算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5查得； 6）由參考文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限7）由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力s=1.4，由文獻2式（10-12）得 9）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，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需

17、按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=56.50mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取=27，則，取=128。4幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為160mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因b值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 mm圓整后??；。3.2 低速級齒輪的設(shè)計 設(shè)計參數(shù)：1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（gb10095-88）3）材料及熱處理：選擇參考文獻2表10-1小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為4

18、5鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取2按齒面接觸強度設(shè)計按參考文獻2式（10-9a）進行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選kt=1.32）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)d=13）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限6）由參考文獻2式（10-19）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；8）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，由參考文獻2式（10-12）得（

19、2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3) 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)k已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)??；根據(jù)，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻2圖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， ；由，查參考文獻2圖10-13得，故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻式（10-10a）得 7）計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設(shè)計由參考文獻2式（10-5） （1）計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由參考文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大

20、齒輪的彎曲疲勞極限；2）由參考文獻2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 取彎曲疲勞許用應(yīng)力s=1.4，由參考文獻2式（10-12）得 4）計算載荷系數(shù)5）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；。6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻2表10-5查得；。7）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，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，

21、并按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=92.27mm，算出小齒輪齒數(shù) 取=26，則，取=94。4幾何尺寸計算1）計算大、小齒輪的分度圓直徑 2）計算中心距 3）計算齒輪寬度 mm則??；。小結(jié)： 表 3項目d/mmzmn/mmb/mmb材料旋向高速級齒輪155.742726040gr左旋齒輪2264.261285545鋼右旋低速級齒輪391263.59540gr齒輪4329949045鋼四、軸的設(shè)計齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 表4級別高速級低速級271282694 22.065/mm3.53.50 1齒寬/mm；4.1高速軸的設(shè)計已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 而

22、圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖3）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻1標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003，選用lx1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為250000n.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長

23、度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3。（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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=28mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。2）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，故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基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為的,故。3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸

24、上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（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,故取。5）已知高速級齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度t=16.25mm，低速級大齒輪輪轂長l=70mm，套筒長。 則 至

25、此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。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參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=12.5mm。因此

26、，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖4 高速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。表5載荷水平面h垂直面v支反力fn，n，彎距m總彎距扭距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距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(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，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。4.2中速軸的設(shè)計已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力因

27、已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為 而 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為，圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。 圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（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。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為的,故。2）取安裝

28、小齒輪處的軸段-的直徑，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，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。3) 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，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

29、內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度t=18.25mm。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。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參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。

30、4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面b和c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面b和c處的的值列于下表（參看圖6）。 表6載荷水平面h垂直面v支反力fn，彎距m總彎距扭距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距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及

31、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)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。4.3.低速軸的設(shè)計已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知 ，圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)

32、距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻1標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003，選用lx5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為2000000n.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=107mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。（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，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=75mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故

33、選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6315，其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，故取,.3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了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。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b1.4h，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（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,故取。5）取齒輪距箱

34、體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度b=25mm，高速級小齒輪輪轂長l=45mm，右端套筒長。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（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。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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）

35、確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取b值。對于6309型深溝球軸承，由參考文獻1中查得b=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。 圖8 低速軸的彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表7載荷水平面h垂直面v支反力fn，n，彎距m總彎距扭距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距和扭距

36、的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(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，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。五、鍵的校核5.1高速軸上鍵的校核高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長l=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100120mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2

37、.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得 mpa故擠壓強度足夠。5.2中速軸上鍵的校核 1）中速軸上小齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長l=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠.2）中速軸上大齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=12

38、mm,鍵長l=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由參考文獻2式（6-1）可得 故擠壓強度足夠。5.3低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=16mm，鍵長l=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100120mpa,取其平均值，=110mpa。鍵

39、的工作長度l=l-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.516mm=8mm.由參考文獻2式（6-1）可得 mpa故擠壓強度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=16mm,鍵長l=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.516mm=8mm.由參考文獻2式（6-1）可得六、軸承壽命的驗算6.1高速軸

40、上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30206的基本額定動載荷c=41200n。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力，其中y是對應(yīng)參考文獻2表13-5中的y值。查參考文獻1可知y=1.6，因此可算得 按參考文獻2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻2式（13-4）知

41、滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。6.2中速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，=72000h。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30208的基本額定動載荷c=59800n。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力，其中y是對應(yīng)參考文獻2表13-5中的y值。查參考文獻1可知y=1.6，因此可算得 按參考文獻2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。6.3低速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻1可知深溝球滾子軸承6315的基本額定動載荷c=50800n。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2. 求軸承當(dāng)量載荷由于軸承只承受純徑向動載荷的作