機械課程設計-帶式運輸機傳動裝置的設計

機械設計課程設計PAGE46-機械設計課程設計說明書設計題目帶式運輸機傳動裝置的設計學院機電與信息工程學院專業(yè)機械工程及自動化班級機械12-4班設計人及學號劉家彤（1210430428）李瑜（1210430409）劉心煒（1210430411）邱鼎（1210430413）魏德民（1210430418）張寶寧（1210430422）指導教師曾鋼完成日期2014年1月13日中國礦業(yè)大學（北京）目錄1設計任務………………32設計內(nèi)容和要求………………………33對傳動方案分析論證…………………44電動機選型……………64.1電動機類型選擇…………………64.2電動機功率的選擇………………65傳動裝置運動及動力參數(shù)計算………66傳動零件設計計算……………………76.1高速級齒輪組……………………76.2低速級齒輪組……………………117軸的設計計算…………157.1低速軸的設計計算………………157.2齒輪軸的設計計算………………227.3中速軸的設計計算………………258滾動軸承的校核………………………318.1高速軸承的校核…………………328.2中速軸軸承校核…………………338.3低速軸軸承校核…………………349鍵校核…………………359.1齒輪軸上鍵的校核計算……………359.2中速軸上鍵的校核計算……………359.3低速軸上鍵的校核計算……………3610連軸器的選擇…………3610.1電動機聯(lián)軸器的選擇……………3810.2低速軸輸出端聯(lián)軸器的選擇……………………3811潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇…………3611.1滾動軸承的潤滑和密封…………3611.2齒輪的潤滑………………………3612箱體設計………………3712.1箱體各參數(shù)………………………3712.2起重吊耳和吊鉤…………………3812.3視孔蓋……………3812.4通氣器選用通氣塞………………3812.5軸承端蓋設計……………………3912.6油溝形狀尺寸及油標選擇………3912.7定位銷選擇………………………3912.8肋板設計…………3913設計小結………………3914資料書目………………42一、設計任務設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計圖1為帶式運輸機及其傳動裝置的簡圖。圖2為參考傳動方案。表1為設計原始數(shù)據(jù)。我們所選的是第7組。表1設計原始數(shù)據(jù)題號1234567890運輸帶工作拉力F(kN)76.565.55.254.84.54.24運輸帶工作速度v(m/s)1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滾筒直徑D(mm)400400400450400500450400450450已知條件：1．運輸帶工作拉力F=4.8kN；圖1動力及傳動裝置Dv圖1動力及傳動裝置DvF3．滾筒直徑D=450mm；4．滾筒效率ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；5．工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；6．使用折舊期：8年；7．工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃8．動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；9．檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；10．制造條件與生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。二、設計內(nèi)容與要求 （1）繪制減速器裝配圖1張（A0或A1）。（2）繪制零件工作圖1張。（3）編寫設計計算說明書1份。圖2三、傳動方案論證減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數(shù)不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。針對此次設計內(nèi)容及要求采用二級圓柱直齒輪減速器，適用于繁重及惡劣條件下長期工作，使用維護方便，但結構尺寸較大。四、電動機選型設計計算及說明結果1．電動機至工作機總傳動效率：:一對齒輪的傳遞效率(圓柱閉式齒輪)為0.96～0.98，取=0.97。：一對滾動軸承的效率為0.98～0.995，取=0.99。：齒式聯(lián)軸器的效率為0.99～0.995，取=0.96。：滾筒的效率為已知條件（題中已給出）：=0.96。由此可以計算出總效率:2.滾筒通過運輸帶的輸出功率:3.可以計算出電機的輸出功率由此可選電機額定功率為11kw。2．滾筒軸轉速兩級圓柱齒輪的傳動比8~40，最多不超過60則電機的轉速可選范圍符合這一范圍的同步轉速有750,1000，1500r/min表4-2型號同步轉速滿載轉速已知Y型電機多選同步轉速為1000r/min、1500r/min，查文獻【2】表[12-1]和表[12-6]參考性價比，體積，重量等各方面，前者既重又貴,故通過額定功率11kw，可選用Y160M-4型電動機，滿載轉速nm=1460r/min，同步轉速1500r/min。Y160M-4型電動機結構參數(shù)如下：機座中心高外型尺寸L×（AB/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸b(F)×h160600×420×385254×2101542×11012×8電機型號Y160M-4五、傳動裝置的運動及動力參數(shù)設計設計計算及說明結果1．.總傳動比及各個傳動比：總傳動比：按電機滿載轉速計算i=nm/nw=1460/72.15=20.2356查課本可知,總傳動比i=8～60，i1=（1.3～1.5）i2。各級傳動比：按，可以求得：2．各軸轉速和轉矩（1）轉速Ⅰ軸：=1460r/minⅡ軸：=/=1460/5.3=274.4r/minⅢ軸：=/=275.47/3.8=72.2r/min滾筒軸：==72.2r/min（2）各軸輸入功率電機的輸出功率===Ρ滾筒=（3）各軸轉矩電機轉矩Ⅰ軸轉矩=Ⅱ軸轉矩=Ⅲ軸轉矩滾筒軸輸入轉矩輸出轉矩總傳動比i=20.2356一級傳動比i1=5.3二級傳動比i2=3.8六、傳動零件設計計算：設計計算及說明結果1．高速級齒輪組（1）參數(shù)帶式運輸機為一般工作機器，直齒圓柱齒輪7級小齒輪材料40調(diào)質(zhì)Cr硬度=280HBS大齒輪材料45調(diào)質(zhì)鋼硬度=240HBS初選小齒輪齒數(shù)=20大齒輪齒數(shù)=i1=5.3×20=106壓力角=20°（2）按齒面接觸疲勞強度設計其中,試選載荷系數(shù)=1.3，=61513文獻【1】圖10-30得：區(qū)域系數(shù)=2.5文獻【1】表10-7得：齒寬系數(shù)=1文獻【1】表10-5得：彈性影響系數(shù)=189.8計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)：計算接觸疲勞強度許用應力：文獻【1】圖10-25d得=600MPa=550MPa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：計算應力循環(huán)次數(shù)：由已知條件可得機器工作兩班制、設每年工作300天、壽命為8年文獻【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.9，=0.95，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。由式（10-14）=540MPa=522.5MPa取兩者較小者為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度計算齒寬b==51.01mm3）計算載荷系數(shù)KH文獻【1】表10-2查得=1.0；根據(jù)=1.25m/s，7級精度，由圖10-8查得=1.13齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2表10-4查得插值法有實際載荷系數(shù)4）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得：5）計算模數(shù)m。（3）按齒根彎曲強度設計文獻【1】由式（10-17）確定計算公式中各參數(shù)值試選=1.3計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)：計算文獻【1】由圖10-17查取齒形系數(shù)查得=2.83；=2.19文獻【1】由圖10-18查取應力修正系數(shù)查得=1.55；=1.80文獻【1】圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；文獻【1】圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.83,=0.88；計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.35，由文獻【1】式（10-14）得計算大、小齒輪的并加以比較0.01480.0165大齒輪的大于小齒輪，取=0.0165計算模數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)：圓周速度齒寬寬高比計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)=0.835m/s，7級精度，由圖10-8查得=1.05齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.0表10-4查得插值法有，結合寬高比，查圖10-13得，實際載荷系數(shù)=5)按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，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)，取已滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞期強度算得分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是由取,則。取。這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算1）計算大、小齒輪的分度圓直徑2）計算中心距齒輪寬度考慮不必要的安裝誤差，為保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5～10）mm，即取，而大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即4)其他有關參數(shù)的系數(shù)齒頂高:齒根高：齒全高：齒頂圓直徑齒根圓直徑：5)計算齒輪的圓周速度6)校核齒面接觸疲勞強度7)校核齒根彎曲疲勞強度2．低速級齒輪組（1）參數(shù)帶式運輸機為一般工作機器，直齒圓柱齒輪7級小齒輪材料40調(diào)質(zhì)Cr硬度=280HBS大齒輪材料45調(diào)質(zhì)鋼硬度=240HBS初選小齒輪齒數(shù)=20大齒輪齒數(shù)=i2=3.8×20=76壓力角=20°（2）按齒面接觸疲勞強度設計其中,試選載荷系數(shù)=1.3，=313.074文獻【1】圖10-30得：區(qū)域系數(shù)=2.5文獻【1】表10-7得：齒寬系數(shù)=1文獻【1】表10-5得：彈性影響系數(shù)=189.8計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)：計算接觸疲勞強度許用應力：文獻【1】圖10-25d得=600MPa=550MPa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：計算應力循環(huán)次數(shù)：由已知條件可得機器工作兩班制、設每年工作300天、壽命為8年文獻【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.9，=0.95，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。由式（10-14）=540MPa=522.5MPa取兩者較小者為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度計算齒寬b==86.89mm3）計算載荷系數(shù)KH文獻【1】表10-2查得=1.0；根據(jù)=1.25m/s，7級精度，由圖10-8查得=1.05齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2表10-4查得插值法有實際載荷系數(shù)4）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得：5）計算模數(shù)m。（3）按齒根彎曲強度設計文獻【1】由式（10-17）確定計算公式中各參數(shù)值試選=1.3計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)：計算文獻【1】由圖10-17查取齒形系數(shù)查得=2.65；=2.23文獻【1】由圖10-18查取應力修正系數(shù)查得=1.55；=1.75文獻【1】圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；文獻【1】圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.88；計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.35，由文獻【1】式（10-14）得計算大、小齒輪的并加以比較0.01300.01571大齒輪的大于小齒輪，取=0.01571計算模數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)：圓周速度齒寬寬高比計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)=0.82m/s，7級精度，由圖10-8查得=1.03齒輪圓周力：查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.1表10-4查得插值法有，結合寬高比，查圖10-13得，實際載荷系數(shù)=5)按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，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)，取已滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞期強度算得分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是由取,則。取。這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算1）計算大、小齒輪的分度圓直徑2）計算中心距齒輪寬度考慮不必要的安裝誤差，為保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5～10）mm，即取，而大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即4)其他有關參數(shù)的系數(shù)齒頂高:齒根高：齒全高：齒頂圓直徑齒根圓直徑：5)計算齒輪的圓周速度6)校核齒面接觸疲勞強度7)校核齒根彎曲疲勞強度高速級齒輪組：=20，=120=2計算中心距180螺旋角小齒輪的分度圓直徑=51.72=308.27計算齒輪寬度=55=60低速級齒輪組：小齒輪齒數(shù)約為20大齒輪齒數(shù)=86模數(shù)m=3大、小齒輪的分度圓直徑120324中心距222mm計算齒輪寬度120mm=120=125七、軸的設計計算設計計算及說明結果1．低速軸（1）求低速軸上的功率、轉速和轉矩已知=8.672kw=72.2r/min 于是=95501146.76Nm（2）求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=375mm而==N=6116.1N圓周力，無徑向力（3）初步確定軸的最小直徑先按文獻【1】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)文獻【1】表15-3，取=112,于是得==112mm=55.26mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩=，查文獻【1】表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.5，則：==1.51146.76Nm=1720.14Nm按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱傳矩的條件，查文獻【2】表8-7，選用LT10型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000Nm。半聯(lián)軸器的孔徑=60mm，故取=60mm，半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=107mm。（4）軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案經(jīng)分析，現(xiàn)選用圖4所示的裝配方案。將軸的軸端和軸肩處從左至右依次標為Ⅰ~VIII。圖42）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段Ⅰ-Ⅱ右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑=67mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=70mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=107mm，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段的長度應比略短一些，現(xiàn)取=104mm。(b)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)=67mm及文獻【2】表6-7，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為dDT=70mm150mm38mm，故==70mm；而=38mm。(c)取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑=75mm；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95mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=91mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=7mm，則軸環(huán)處的直徑=82mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取=12mm。(d)軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。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=35mm，故取=70mm。(e)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=38mm，大斜齒輪輪轂長L=68mm，則=T+s+a+(120-112)=100mm=L+c+a+s-=50mm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。按由文獻【1】表6-1查得圓頭普通平鍵截面bh=20mm12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，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，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平頭普通平鍵為18mm11mm90mm，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）確定軸上圓角和倒角尺寸參考文獻【1】表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見圖4。圖5(5)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖4）做出軸的計算簡圖（圖5）。在確定軸承的支點位置時，應從文獻【2】查取a值。對于30314型圓錐滾子軸承，由文獻【2】表6-7查得a=29mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距+=（69+44）mm+117mm=230mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖5）。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、及M的值列于下表（參看圖5）。載荷水平面H垂直面V支反力F=4524.5N，=4524.5N=2013N，=1024N彎矩M=503348Nmm=183296Nmm總彎矩M==535683Nmm扭矩T=1394.84Nmm(6)按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)文獻【1】式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力==MPa=12.85MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻【1】表15-1查得=60MPa。因此<，故安全。(7)精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面截面A,Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。由文獻【1】第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。2）截面Ⅳ左側抗彎截面系數(shù)=0.1=0.1=34300抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=68600截面Ⅳ左側的彎矩M為M=535683N=327098N截面Ⅳ上的扭矩為=1394840N截面上的彎曲應力==MPa=9.536MPa截面上的扭轉切應力==MPa=20.33MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻【1】附表3-2查取。因==0.029，==1.07，經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.31又由文獻【1】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為=0.82，=0.85故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為=1+(-1）=1+0.82(2.0-1)=1.82=1+(-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26由文獻【1】附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.65；由文獻【1】附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)=0.81軸按磨削加工，由文獻【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按文獻【1】式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為=+-1=+-1=2.89=+-1=+-1=1.64又由文獻【1】§3-1及§3-2得碳鋼的特征系數(shù)=0.1～0.2，取=0.1=0.05～0.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，按文獻【1】式（15-6）~(15-8)則得===14.22=====7.85>>S=1.5故可知其安全。3）截面Ⅳ右側抗彎截面系數(shù)按文獻【1】表15-4中的公式計算。=0.1=0.1=34300抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=68600彎矩M及彎曲應力為M=535683N=327098N==MPa扭矩及扭轉切應力為=1394840N過硬配合處的，由文獻【1】附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.16==2.53軸按磨削加工，由文獻【1】附圖3-5得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92故得綜合系數(shù)為所以軸在截面Ⅳ右側的安全系數(shù)為>>S=1.5故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算即告結束。(8)繪制軸的工作圖，見CAD圖。2．齒輪軸（1）求齒輪軸上的功率、轉速和轉矩已知=9.266kW=1460r/min于是=9550000=955000060609.79N.m（2）求作用在齒輪上的力因已知一級齒輪的分度圓直徑為=51.72mm而（3）初步確定軸的最小直徑參考文獻【1】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)文獻【1】表15-3，取=112，于是得==112mm=20.73mm軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖6）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩=，查文獻【1】表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.5則：==1.560610.=90915N.mm按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查文獻【2】表8-3，選用GICL1型鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為800000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑=28mm，故取=28mm，半聯(lián)軸器長度L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=44mm。（4）軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案經(jīng)分析，選用圖6所示的裝配方案。將軸的軸端和軸肩處從左至右依次標為Ⅰ~VII。圖62）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(a)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅶ-Ⅵ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅵ段的直徑=33mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=38mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=44mm，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Ⅵ-Ⅶ段的長度應比略短一些，現(xiàn)取=42mm。(b)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)=33mm及文獻【2】表6-7，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為dDT=35mm80mm22.75mm，故==35mm；而=22.75mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由文獻【2】表6-7查得30307型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取=44mm。(c)齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為60mm，套筒外徑為45mm(d)軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。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=35mm，故取=60mm。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)軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm7mm36mm，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）確定軸上圓角和倒角尺寸參考文獻【1】表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6。（5）求軸上的載荷對于30307圓錐滾動軸承，由文獻2，表6-7，得a取17，L1+L2=205+52=257現(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F，，彎矩M，總彎矩扭矩T（6）繪制軸的工作圖，見CAD圖。3．中速軸（1）求中速軸上的功率、轉速和轉矩已知=8.899kw=244.5r/min于是=9550000344030N.mm（2）求作用在齒輪上的力因已知圓柱直齒輪的分度圓直徑為==51.72mm而====13303=4842N斜齒輪的分度圓直徑為==395.75mm而==N=1938.6N==1938.6N=729.9N==1938.67N=513.47N圓周力、，徑向力、和軸向力的方向如圖8所示。（3）初步確定軸的最小直徑先按文獻【1】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)文獻【1】表15-3，取=112,于是得==112mm=37.11mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑和（圖7）。為了使所選的軸直徑和與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承型號。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。(4)軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7所示。將軸的軸端和軸肩處從左至右依次標為Ⅰ~VI。圖72）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(a)參照工作要求并根據(jù)=37.11mm及文獻【2】表6-7，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為dDT=35mm80mm22.75mm，故==35mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。取套筒外徑=50mm=44mm。(b)取安裝齒輪處II-III和IV-V的軸段的直徑==55mm；左齒輪的左端與左軸承之間、右齒輪的右端與右軸承之間均采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度分別為100mm和55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=96mm,=51mm。左齒輪的右端與右齒輪的左端均采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑=60mm。軸環(huán)寬度b1.4h，計算得=12mm。(c)軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。(d)由各軸段尺寸可求得=88mm=44mm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圓頭普通平鍵連接。按和由文獻【1】表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為90mm和45mm，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；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文獻【1】表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見圖7。（5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8）。在確定軸承的支點位置時，應從文獻【2】查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，由文獻【2】表6-7查得a=17mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距++=（116+87+55）mm=258mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8）。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面B和C處的、及M的值列于下表（參看圖8）。載荷水平面H垂直面V支反力F=1145.92N，=2123N=2426.77N，=3145.13N彎矩M=132820Nmm,=-116765Nmm=281416Nmm,=71379Nmm,=172982Nmm總彎矩=Nmm,=Nmm,=Nmm扭矩T=344030N.mm圖8（6）按照彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)文獻【1】式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力==前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻【1】表15-1查得=60MPa。因此<，故安全。（7）精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面經(jīng)分析可知該軸只需校核截面II左右兩側即可。2）截面II左側抗彎截面系數(shù)=0.1=0.1=9112.5抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=18225截面II左側的彎矩M為M=311185N=182418.79N截面II上的扭矩為=344030N.mm截面上的彎曲應力==MPa=20MPa截面上的扭轉切應力==MPa=18.87MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻【1】附表3-2查取。因==0.044，==1.22，經(jīng)插值后可查得=2.3，=1.68又由文獻【1】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為=0.82，=0.85故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為=1+(-1）=1+0.82(2.30-1)=2.066=1+(-1)=1+0.85(1.68-1)=1.578由文獻【1】附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.74；由文獻【1】附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)=0.85軸按磨削加工，由文獻【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按文獻【1】式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為=+-1=+-1=2.88=+-1=+-1=1.94又由文獻【1】§3-1及§3-2得碳鋼的特征系數(shù)=0.1～0.2，取=0.1=0.05～0.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，按文獻【1】式（15-6）~(15-8)則得===2.74===5.46===2.45>S=1.5故可知其安全。3）截面II右側抗彎截面系數(shù)按文獻【1】表15-4中的公式計算。=0.1=0.1=16637.5抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2=33275彎矩M及彎曲應力為M=756241N=317010N==MPa=19.05MPa扭矩及扭轉切應力為=344030N.mm==MPa=10.33MPa過硬配合處的，由文獻【1】附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.16==2.53軸按磨削加工，由文獻【1】附圖3-5得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92故得綜合系數(shù)為所以軸在截面Ⅳ右側的安全系數(shù)為===4.44===7.42===3.81>S=1.5故該軸在截面II右側的強度也是足夠的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算即告結束。（8）繪制軸的工作圖，見CAD圖低速軸：轉矩=1394.84Nmm各軸段的直徑=60mm=67==70mm=75mm=82mm=82mm各軸段長度=104mm=70=100=91=12=50=38齒輪軸：轉矩=142465N·mm各軸段直徑==35mm=44mm=33mm=28mm各軸段長度=22.75mm=157.5mm=63.5mm=60mm=42mm中速軸：轉矩=520276Nmm各軸端直徑==45mm==55mm=60mm各軸端長度=65mm=120mm=12.5mm=64mm=69mm八、滾動軸承的選擇及校核計算設計計算及說明結果軸承預計使用時間=2×8×300×8=38400h1．高速軸承的校核選用的是6008型深溝球軸承（1）求兩軸承受到的徑向載荷和（2）求兩軸承受到的軸向力和根據(jù)文獻【2】表6-7查得，30307型圓錐滾子軸承的判斷系數(shù)e=0.31由此可得按文獻【1】式（13-11）得378（3）計算軸承當量動載荷和因為由文獻【1】表13-5及文獻【2】表6-7查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1=0.4=1.9對軸承2=1=0因軸承運轉有輕微沖擊載荷，按文獻【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，則（4）計算軸承壽命根據(jù)文獻【2】表6-7查得，此軸承的基本額定動載荷和基本額定靜載荷分別為=75200N=82500N因為>，所以按軸承1的受力大小計算即軸承的壽命大于預期計算壽命，故所選軸承滿足壽命要求。2．中速軸承的校核選用的是30309型圓錐滾子軸承（1）求兩軸承受到的徑向載荷和（2）求兩軸承受到的軸向力和根據(jù)文獻【2】表6-7查得，30309型圓錐滾子軸承的判斷系數(shù)e=0.35由此可得按文獻【1】式（13-11）得（3）計算軸承當量動載荷和因為由文獻【1】表13-5及文獻【2】表6-7查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1=0.4=1.7對軸承2=1=0因軸承運轉有輕微沖擊載荷，按文獻【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，則（4）計算軸承壽命根據(jù)文獻【2】表6-7查得，此軸承的基本額定動載荷和基本額定靜載荷分別為=108000N=130000N因為>，所以按軸承1的受力大小計算即軸承的壽命大于預期計算壽命，故所選軸承滿足壽命要求。3．低速軸承的校核選用的是30314型圓錐滾子軸承（1）求兩軸承受到的徑向載荷和（2）求兩軸承受到的軸向力和根據(jù)文獻【2】表6-7查得，30314型圓錐滾子軸承的判斷系數(shù)e=0.35由此可得按文獻【1】式（13-11）得（3）計算軸承當量動載荷和因為由文獻【1】表13-5及文獻【2】表6-7查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1=1=0對軸承2=1=0因軸承運轉有輕微沖擊載荷，按文獻【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，則（4）計算軸承壽命根據(jù)文獻【2】表6-7查得，此軸承的基本額定動載荷和基本額定靜載荷分別為=218000N=272000N因為>，所以按軸承1的受力大小計算即軸承的壽命大于預期計算壽命，故所選軸承滿足壽命要求。高速軸承：選用30307型圓錐滾子軸承中速軸承：選用30309型圓錐滾子軸承低速軸承：選用30314型圓錐滾子軸承九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算設計計算及說明結果軸、鍵和輪轂的材料都是45鋼，由資料[2]P.106表6-2查表得許用擠壓應力[σp]=100～120MPa，取平均值，[σp]=110Mpa1．齒輪軸上鍵的校核計算：(1)聯(lián)軸器上鍵的校核計算選用的是8×7×36的單圓頭普通平鍵（C型）鍵的工作長度l=L-b/2=36-4=32mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm由文獻【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×142.5×103/3.5×32×28=90.88MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵合適。(2)高速齒輪上鍵的校核計算選用的是12×8×45的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長度l=L-b=45-12=33mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm由文獻【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×142.5×103/4×33×44=49.07MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵合適。2．中速軸上鍵的校核計算：（1）斜齒輪上鍵的校核計算選用的是16×10×45的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長度l=L-b=45-16=29mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm由文獻【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×520.3×103/5×29×55=103.48MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵符合要求。（2）直齒輪上鍵的校核計算選用的是16×10×90的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長度l=L-b=90-16=74mm接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm由文獻【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×520.3×103/5×74×55=51.13MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵符合要求。3．低速軸上鍵的校核計算：（1）聯(lián)軸器上鍵的校核計算選用的是18×11×90的平頭普通平鍵（B型）鍵的工作長度l=90接觸高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm由文獻【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×1351.8×103/5.5×90×60=91.03MPa<[σp]=110MPa,此時強度符合要求。（2）齒輪上鍵的校核計算選用的是20×12×80的圓頭普通平鍵（A型）鍵的工作長度l=L-b=80-18=62mm接觸高度k=0.5h=0.5×12=6mm由文獻【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×1351.8×103/6×62×75=96.90MPa<[σp]=110MPa,所以此鍵強度符合要求。齒輪軸上：聯(lián)軸器上的鍵選用8×7×36的單圓頭普通平鍵（C型）高速齒輪上的鍵選用12×8×45的圓頭普通平鍵中速軸上：斜齒輪上的鍵選用16×10×45的圓頭普通平鍵（A型）直齒輪上的鍵選用16×10×100的圓頭普通平鍵（A型）低速軸上：聯(lián)軸器上的鍵選用18×11×90的平頭普通平鍵（B型）齒輪上的鍵選用20×12×80的圓頭普通平鍵（A型）十、聯(lián)軸器的選擇設計計算及說明結果電動機聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的計算轉矩=，查文獻【1】表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.5則：==1.560610=90915N.mm 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查文獻【2】表8-3，選用GICL1型鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為800000Nmm,許用轉速為7100r/min。半聯(lián)軸器的孔徑=28mm，故取=28mm，本聯(lián)軸器長度L=62mm，本聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=44mm。低速軸輸出端聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的計算傳矩=，查文獻【1】表14-1，考慮到傳矩變化很小，故取=1.5，則：==1.51394.84=2092.26N．ｍｍ按照計傳矩應小于聯(lián)軸器公稱傳矩的條件，查文獻【2】表8-7，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱傳矩為2500Nm，許用轉速為3870r/min。本聯(lián)軸器的孔徑=60mm，故取=60mm，本聯(lián)軸器長度L=142mm，本聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=107mm。十一、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇設計計算及說明結果1．滾動軸承的潤滑和密封由于滾動軸承最大的dn值小于2.6×104mm由文獻【1】表13-10知，應選用脂潤滑，由文獻【2】表7-1選用適合滾動軸承的滾珠軸承脂。由于最高轉速不超過4-5m/s，工作溫度一般不超過90選用規(guī)格由文獻【2】表7-12可知，軸Ⅰ選用毛氈圈D×d1×B1=47.4×32×7，槽D0×d0×b=46.4×34×6軸Ⅲ選用毛氈圈D×d1×B1=86.4×65×8，槽D0×d0×b=84.4×68×72．齒輪的潤滑齒輪的平均圓周速度為V=12.5m/s,因為齒輪材料是鋼，強度極限=4501000MPa,由文獻【1】表10-12可知，運動黏度選118；又查文獻【2】表7-1可知選用牌號為7407號齒輪潤滑脂。齒輪潤滑的方式采用油池浸油潤滑，由于是多級減速器，并且要求應使高速齒輪浸油深度約為2~3個齒高，低速級浸油深度約為1/6~1/3齒輪半徑，高速級2齒高為4.25×2=8.5mm，同時考慮油深不小于10mm，高速級在1個齒高（1/61/3）齒輪半徑，所以選擇浸沒高速級10mm。軸承的潤滑方式：選脂潤滑，毛氈圈密封。齒輪潤滑：采用油池浸油潤滑十二、箱體的設計設計計算及說明結果箱體各參數(shù)見下表：中心距a本設計是二級減速器，故為低速級齒輪中心距237箱座壁厚0.025a+310箱蓋壁厚0.02a+39箱座凸緣厚度b1.515箱蓋凸緣厚度b11.513.5箱座底凸緣厚度b22.525地腳螺釘直徑df0.036a+12M20.532地腳螺釘數(shù)目n時n=44軸承旁連接螺柱直徑d10.75dfM16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d20.5~0.6dfM12聯(lián)接螺栓d2的間距L150~200150軸承端蓋螺釘直徑d30.4~0.5dfM10視孔蓋螺釘直徑d40.3~0.4dfM8df、d1、d2至外箱壁距離C1由文獻【2】表11-2查得26df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2由文獻【2】表11-2查得24沉頭座直徑由文獻【2】表11-2查得40軸承凸臺半徑R1C224凸臺高度h由軸承座外徑定58外箱壁至軸承座端距離L1C1+C2+（5~10）55軸承座孔邊緣至軸承螺栓軸線的距離16箱蓋、