1、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說 明 書題 目 名稱：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)學(xué)院（部）：機(jī)械工程學(xué)院專業(yè)：學(xué)生姓名：班級(jí)：學(xué)號(hào)指導(dǎo)教師姓名：評(píng)定成績(jī)：課程設(shè)計(jì)任務(wù)書2009 2010 學(xué)年第 1學(xué)期機(jī)械工程學(xué)院學(xué)院（系、部）工業(yè)設(shè)計(jì)專業(yè)工理 081班課程名稱：機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)完成期限：自 2010年元月11日至 2010年 元 月15日共1周一、傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖內(nèi)二、原始數(shù)據(jù)容及帶的圓周力 F/N卷筒速 v（m/s）滾筒直徑 D/mm任5002.5300務(wù)三、工作條件三班制，使用年限10 年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差為± 5%。三、設(shè)計(jì)

2、任務(wù)1、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份，內(nèi)容包括：傳動(dòng)方案的分析與擬定、原動(dòng)機(jī)的選擇、傳動(dòng)比及分配、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算、 V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)、軸的設(shè)計(jì)、軸承的選擇和校核、鍵連接的選擇和校核、聯(lián)軸器的選擇、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、減速器附件的選擇、潤滑和密封、課程設(shè)計(jì)總結(jié)和參考文獻(xiàn)。2、A1裝配圖 1 張進(jìn)度起止日期工作內(nèi)容 13編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書2010.1.11安排 15繪制裝配圖2010.1.14主要金清肅 . 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ) . 武漢：華中科技大學(xué)出版社， 2008 年 9 月1參考資料2金清肅 . 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì) . 武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007 年 10 月指導(dǎo)教師（簽字）

3、：2009 年月日系（教研室）主任（簽字）：2009 年月日目錄一、擬定傳動(dòng)方案 ····································4二、選擇電動(dòng)機(jī)······

4、;·········· ·····················5三、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及其分配·············· ··

5、···········6四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算···· ·····················7五、 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) ·········&

6、#183;··························9六、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) ·····················

7、83;·············11七、軸承的選擇和校核································14八、軸的設(shè)計(jì) ·

8、········· ······· ····················22九、鍵連接的選擇和校核···········

9、83;············ ······23十、聯(lián)軸器的選擇 ·····························

10、83;·····25 十一、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ································25 十二、減速器附件的選擇 ·······

11、3;················ ······29 十三、潤滑和密封 ·························

12、83;·········34十四、課程設(shè)計(jì)總結(jié)和參考文獻(xiàn)·············· ············36一、擬定傳動(dòng)方案結(jié) 果1、設(shè)計(jì)目的通過本課程的學(xué)習(xí)，將學(xué)過的基礎(chǔ)知識(shí)進(jìn)行綜合應(yīng)用，熟悉和掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的基本方法和一般程序，培養(yǎng)設(shè)計(jì)能力。

13、2、 傳動(dòng)方案分析現(xiàn)代機(jī)械系統(tǒng)一般都包括原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作機(jī)三個(gè)基本部分。傳動(dòng)裝置是把原動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞給工作機(jī)的中間裝置，它是機(jī)器的重要組成部分。傳動(dòng)裝置是否合理將直接影響機(jī)器的工作性能、重量和成本。合理的傳動(dòng)方案除滿足工作機(jī)的工作要求外，如所傳遞的工作效率和轉(zhuǎn)速，還要求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、成本低廉、傳動(dòng)效率高、工作可靠、環(huán)境適應(yīng)性好合操作維護(hù)方便。傳動(dòng)方案一般用運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖表示，它直觀地反映了工作機(jī)、傳動(dòng)裝置和原動(dòng)機(jī)三者間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳遞關(guān)系。此次帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)任務(wù)書中已經(jīng)給出了傳動(dòng)方案，為帶與閉式齒輪組合傳動(dòng)。原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，工作機(jī)為皮帶運(yùn)輸機(jī)。傳動(dòng)方案采用了兩級(jí)傳動(dòng)，第一級(jí)為

14、 V 帶傳動(dòng)，第二級(jí)為單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。如圖 1.1 所示：圖 1.1選用帶傳動(dòng)和閉式齒輪傳動(dòng)的組合方式有傳動(dòng)平穩(wěn)、緩沖吸振、過載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)。缺點(diǎn)是該方案的結(jié)構(gòu)尺寸較大，帶傳動(dòng)也不適合繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境。V 帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但是 V 帶的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，也就可以傳遞更大的功率。而且， V 帶傳動(dòng)允許的傳動(dòng)比大，結(jié)構(gòu)緊湊，還有過載保護(hù)，緩沖吸振的優(yōu)點(diǎn)，故布置在傳遞的高速級(jí)，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動(dòng)效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長。本次設(shè)計(jì)采用的是單級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2、傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

15、參數(shù)原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶的工作壓力F=500 N ，帶速 V=2.5 m/s, 滾筒直徑D=300mm ， (滾筒工作效率為0.96)工作條件：三班制，使用年限 10 年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。動(dòng)力來源：電力，三相交流380/220 伏二、選擇電動(dòng)機(jī)結(jié) 果1、選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求選擇 Y 型全封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)， 電壓為 380 V。Y系列電動(dòng)機(jī)具有高效、節(jié)能、性能好、噪音低、振動(dòng)小、壽命長、維護(hù)方便、啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、運(yùn)行安全可靠等優(yōu)點(diǎn)，安裝尺寸和功率等符合國家標(biāo)準(zhǔn)（ IEC），適合于無特殊要求的各種機(jī)械設(shè)備，如鼓風(fēng)機(jī)、機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)以及農(nóng)業(yè)機(jī)械和食品機(jī)械。3、選擇電動(dòng)機(jī)容

16、量根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)的效率w=0.96。電動(dòng)機(jī)所需工作容量，查【2】P7 得Pd=PwaPw=FV 1000=500× 2.5÷ 1000KWPw=1.25KW傳動(dòng)裝置的總效率為a=1·22· 3·4·5查【 2】第 10 章中表 10-2 機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率 1=0.99，一對(duì)滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率2=0.98，閉式齒輪傳動(dòng)效率3=0.97，V 帶傳動(dòng)效率 4=0.96，一對(duì)滑動(dòng)軸承傳動(dòng)效率 5=0.97，帶入得2所需電動(dòng)機(jī)功率為a0.859Pd= Pw aPd 1.455KW查

17、【 2】第 19 章表選定電動(dòng)機(jī)的額定功率=500×2.5(1000× 0.859 )KW19-1 所示 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，Pcd 為 1.5 KW.Pcd=1.5 KW3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為：n 滾筒 =60×1000· v(· D)×××300) rminn滾筒 =159.24=60 10002.5 (總傳動(dòng)比： i 總=n 電動(dòng)機(jī) n 滾筒r/minn 電動(dòng)機(jī) =i 總 ·n 滾筒i 總 =i 帶 ·i 齒輪普通 V 帶 i 帶 = 2 4單級(jí)齒輪減速器 i 齒

18、輪 =3 6i 總 =(24) × (35) = 620rminn 電動(dòng)機(jī) =n 電動(dòng)機(jī) = (620) ×159.24=955.41 3184.71rmin955.413184.714、確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)r/min根據(jù)以上計(jì)算，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000 rmin ，1500r/min 和 3000 r min。查【 2】表 19-1 得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于表 2-1 中。根據(jù)表 2-1，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的情況，同時(shí)也要降低電動(dòng)機(jī)的重量和成本，最終可確定同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為 Y90L-4

19、，滿載轉(zhuǎn)速 1400r/min 。額定轉(zhuǎn)矩為 2.3N ·m。表 2.1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比方案123電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y100L-6Y90L-4Y90S-2額定功率 Pcd1.51.51.5/KW電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速100015003000轉(zhuǎn)速 n /94014002840(r/min)滿載轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)重量 w/kg352635參見價(jià)格 /元617500398總傳動(dòng)比 i a6.289.4218.84三、 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及其分配1、總傳動(dòng)比根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n 滿 電動(dòng)機(jī)及工作機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速 n 滾筒 ，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比，查【 2】P10 式(2-6) 得ia=nm/n所以i 總=n

20、滿 n 滾筒=1400/159.242、分配各級(jí)傳動(dòng)比由傳動(dòng)方案知，傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比等于各級(jí)傳動(dòng)比的乘積，即 ia=i1· i2· i3· i4電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y90L-4n 滿 =1400r/min結(jié) 果i 總=8.79查【1】表 17-1，普通 V 帶 i1= 2 4單級(jí)齒輪減速器 i2 =3 5取 i1=2.2普通 V 帶 i 1，齒輪2。2=4=2.2i =4i四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié) 果軸0 軸軸軸圖 4.11、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 (r/min)查【 2】，由式 (2-9)知n =nmi 0式中， nm電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速；i0電動(dòng)機(jī)軸至軸的傳動(dòng)比。同理

21、， n =ni 1 = nm( i0· i1 )n = n i 2 = nm( i0·i 1· i2 )其余類推。所以：電動(dòng)機(jī)滿載(0 軸)：n0= nm = 1400r/min軸：n=nmi01 = 1400 2.2n0=1400 r/min軸：n=n i12m(i 01·i 12=636.4r/minn= n i23= n) =1400 / 2.2 / 4n軸：m(i 01·12·23=159.1r/min= nii)=1400 / 2.2 / 4 / 1n式中 i01電動(dòng)機(jī)軸至軸的傳動(dòng)比 (帶傳動(dòng) )=159.1r/minni1

22、2軸至軸的傳動(dòng)比(齒輪傳動(dòng) )i23軸至軸的傳動(dòng)比2、計(jì)算各軸的功率 (KW)查【 2】第 10 章中表 10-2 機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為： 聯(lián)軸器效率 1=0.99，一對(duì)滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率 2=0.98，閉式齒輪傳動(dòng)效率 3=0.97，V 帶傳動(dòng)效率 4=0.96，一對(duì)滑動(dòng)軸承傳動(dòng)效率 5=0.97。查【 2】，由式 (2-12)知P=Pd01式中， Pd電動(dòng)機(jī)的實(shí)際輸出功率； 01電動(dòng)機(jī)與軸間的傳動(dòng)效率。同理 ,P =P 12= Pd01 12P= P 23= Pd01 12 23其余類推。所以：電動(dòng)機(jī)的額定功率Pd=1.455 KW軸功率：P = Pd01 =Pd&

23、#215;4軸功率：P = Pd01 12= Pd×4×3×2軸功率：P = Pd 011223= Pd×4×3×2×2×1× 5工作機(jī)軸功率： P 工作機(jī) = Pd0112 23w= Pd× 4× 3× 2× 2× 1×5×w3、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩 (N· m)查【 2】，由式 (2-15)知T =Td·i 0· 01式中， Td電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩，Td=9550× Pdnm其中： Pd電動(dòng)機(jī)實(shí)際輸出

24、功率；nm電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。所以T = Td·0· 01× dnm0· 01i=9550 (P) i同理T = T· i1· 12T = T· i2· 23其余類推。 所以：電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550×Pdnm =9550×(1.455/1400)軸轉(zhuǎn)矩： T= Td·i 01· 01= Td· i01· 4= Td× 2.2× 0.96軸轉(zhuǎn)矩： T= T· i 12· 12= T· i 12·

25、3· 2= T ×4×0.97× 0.98軸轉(zhuǎn)矩： T= T· i 23· 23= T· i 23· 2· 1· 5= T ×1×0.98× 0.99×0.97工作機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩： T 工作機(jī) = T· w = T× 0.96 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)，如表 4-1 所示：P=1.397 KW P=1.328 KWP=1.250KWP 工作機(jī) =1.2KWTd=9.926N·m T=20.965 N· mT=79.716N

26、3;mT=75.020N·mT 工作機(jī) =72.02 N · m表 4-1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)五、 V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)結(jié) 果1、確定設(shè)計(jì)功率根據(jù)傳遞的功率 Pd、載荷性質(zhì)、原動(dòng)件種類和工作情況 ( 三班制 ) 等確定設(shè)計(jì)功率 , 查【 1】得P=KA· Pd查表 9-7 得工作情況系數(shù) KA =1.3Pd =1.455KW故P=KA·Pd1.892 KW2、選擇 V 帶的帶型根據(jù) P= 1.892 KW 、 n =1400 r/min, 查【 1】圖 9-8普通 V 帶選型圖，選用 Z 型。Z 型3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd 并驗(yàn)算帶速1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑國

27、家標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定了普通V 帶輪的最小基準(zhǔn)直徑和帶輪的基準(zhǔn)直徑系列，查【1】表 9-3，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1= 80 mm。dd1= 80 mm2)驗(yàn)算帶速 查【 1】 由式（ 9-22）得d1 n1 (60× 1000) =3.14×80×1400(60×1000)V=5.86m/sV =d因 5 m/s V 25 m/s ，帶速合適。3) 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑查 【1】 根據(jù)式（ 9-21），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑d2= i1·dd1×d2 =176 mmd=2.2 80d查表 9-3 ，取為 dd2 = 180 mm。4、確定 V

28、 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長度 Ld4) 查【 1】 由式（ 9-23）0.7(dd1 + dd2) a02(dd1 + dd2)初定中心距 a0= 320 mm。a0= 320 mm5) 查【 1】 由式（ 9-24）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度L d0=2a0+(dd1 + dd2)/2 +( dd1dd2)2 4a0=2× 320+3.14×(80+180)÷2+(180-80)2÷ 4÷ 320L d01056mm查【 1】 由表（ 9-2）選帶的基準(zhǔn)長度L d =1000 mm。6) 查【 1】按式 (9-25)計(jì)算實(shí)際中心距L d =1000

29、 mma a + (Ld Ld0)201056) ÷2a 292mm=320+(1000帶考慮安裝、調(diào)整和補(bǔ)償張緊的需要，中心距應(yīng)有一定的變化范圍，查【 1】由式 (9-26) (9-27)知amin =a0.015 Ld =292-0.015× 1000amax=a 0.03 Ld=292+0.03×1000amin =277mm所以中心距的變化范圍為277mm 322 mm。maxa =322mm1、驗(yàn)算小帶輪上的包角1a查【 1】由式 (9-28)得10 (dd2dd1 ×0a =180) a57.30 (180 80) 292 × 57

30、.301160.380=180aa1 1200，所以包角合適。6、計(jì)算帶的根數(shù) z1) 計(jì)算單根 V 帶的額定功率由 dd1= 80 mm 和 n1=1400 r min, 查【 1】表 9-4 單根普通 V 帶的基本額定功率 P0,得 P0= 0.35 KW 。根據(jù) n1= 1400 r min， i1= 2.2 和 Z 型帶，查【 1】表 9-5 單根普通V 帶的基本額定功率的增量0，得P0=0.03KW。P查【1】表 9-6 包角修正系數(shù) K a 得 K a；查【 】表普通V帶長度系數(shù) KL 得 KL=0.9519-2，于是=1.06P0=(P0+P0)K a K L=(0.35+0.0

31、3) ×0.95×1.06P0=0.383KW2) 計(jì)算 V 帶的根數(shù)查【 1】由式 (9-29) 得zPP0=P(P0+P0)KaK L 1.892÷(0.35+0.03)× 0.95×1.06 4.94V帶取 5 根。7、計(jì)算單根 V 帶的初拉力 F0查【 1】表 9-1 普通 V 帶截面尺寸，查得Z 型帶的單位長度質(zhì)量q=z 50.06 kg/m。查【 1】由式 (9-30)得F0=500× (2.5 K a)P (K azv) qv2 F055.3N =500×(2.50.95)×1.892÷ (

32、0.95×5×5.86)0.06×5.8628、計(jì)算壓軸力 FQ查【 1】由式 (9-31)得Q2z F0sin(1× ××FQ 545NF/2) =2 555.3 sin(160.38/2)9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)表 5-1查【 12】表 18-9V 帶輪輪緣尺寸 (基準(zhǔn)寬度制 )項(xiàng)目符號(hào)槽型Z(SPZ)槽間距e120.3第一槽對(duì)稱面至端面的最小距離fmin7帶輪寬BB=(z-1)e+2fz輪槽數(shù)B 帶 =62mm由上可確定 V 帶輪的帶寬 B 帶 =62mm。六、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)結(jié)果1、 選擇齒輪材料與熱處理帶式運(yùn)輸機(jī)的工作載荷比較平穩(wěn)，對(duì)減

33、速器的外輪廓尺寸沒有限制，為了便于加工， 采用軟齒面齒輪傳動(dòng)。 查【1】表 11-1，小齒輪選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度為 235HBS；查【2】P15 對(duì)于軟齒面齒輪傳動(dòng)，小齒輪齒面硬度應(yīng)比大齒輪齒面硬度高 3050HBS。因此大齒輪選用 45 鋼，正火處理，齒面平均硬度為 190HBS。由于運(yùn)輸機(jī)式一般機(jī)器，速度不高，查【 1】表 11-6，故選 7 級(jí)精度。2、參數(shù)選擇1) 對(duì)于軟齒面閉式傳動(dòng)，傳動(dòng)尺寸主要取決于接觸疲勞強(qiáng)度，彎曲疲勞強(qiáng)度則往往比較富裕，在傳動(dòng)尺寸不變并滿足彎曲疲勞z1=30強(qiáng)度要求的前提下，齒數(shù)宜取多些(模數(shù)相應(yīng)減少 ) 。查【 1】閉z2=120式齒輪傳動(dòng)，

34、齒數(shù)取2040。故取 z1 =30，z2=i12· z1=4×30=120.K=1.12) 根據(jù)工況查【 1】表 11-2，取載荷系數(shù) K=1.1。3) 由于是單級(jí)齒輪傳動(dòng)，且兩支承相對(duì)齒輪為對(duì)稱布置，兩齒輪d=1.2為軟齒面，查【 1】表 11-5，取齒寬系數(shù) d=1.2。 44) 采用單級(jí)減速傳動(dòng)，齒數(shù)比 i12 =4。3、確定許用應(yīng)力小齒輪的齒面平均硬度為235HBS。許用應(yīng)力可根據(jù)【 1】表 11-1 通過線性插值來計(jì)算，即 H 1=528.16MPa235217 H 1=513545 513 MPa255217 F 1=307.63MPa235217 F 1= 3

35、01315 301 MPa255217大齒輪的齒面平均硬度為 H 2=502.22190HBS，許用應(yīng)力可根據(jù)【 1】表 11-1 通過線性插值來計(jì)算，即MPa H 2= 468190162513468MPa217162F 2 =290.69MPa F 2= 280190162301280MPa217162T=20.965 N· m4、計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩由四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算知 T=20.965 N m·5、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算取較小的許用接觸應(yīng)力 H 2代入【 1】接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 11-7中，2KT11Z Ed1 2.323dH 2式中： d1小齒輪的

36、分度圓直徑(mm)；T1小齒輪的轉(zhuǎn)矩 (N· mm)； 齒數(shù)比， =z2z1； d齒寬系數(shù)， d=b d1,其中 b 為齒寬 (mm)；ZE彈性影響系數(shù)，與配對(duì)齒輪材料有關(guān)； H許用接觸應(yīng)力。查【 1】表 11-3 知彈性影響系數(shù)ZE=198.8。得小齒輪的分度圓直徑為2135.1mm103dd12.3231.120.96541189.8mm1.24502m=1.5 35.1mm齒輪的模數(shù) m=d1 z1÷。=35.130=1.17 mmd1=45mm查【 1】表 4-2 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=1.5d2=180mm6、計(jì)算齒輪的主要幾何尺寸da1=48mmd =mz =(1.5

37、×30)mm=45mm11d =183mmd =mz =(1.5×120)mm=180mma222d =(z +2h *)m=(30+2 ×1) ×1.5mm=48mma11aa=112.5mmda2=(z2+2ha*)m=(120+2 ×1) × 1.5mm=183mmd1d245 180 2 112.5mma2b=d× d1=1.2× 45=54mm查【 2】P15 根據(jù) d=b / d1 ,求齒寬 b 時(shí)， b 是一對(duì)齒輪的工作寬度。為補(bǔ)償齒輪軸向位置誤差，應(yīng)使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，因此，若大齒輪寬度取

38、b2，則小齒輪寬度取b1=b2+(510)mm,齒寬數(shù)值應(yīng)圓整。故取 b2， 1 2，取1。=54mm b =b +(510)mmb =62mm齒輪基本參數(shù)如表 6-1.齒輪號(hào)12模數(shù) m1.51.5齒數(shù) z30120分度圓直徑 d (mm)45180齒頂圓直徑 da (mm)48183齒寬 b (mm)6254中心距 a (mm)112.5轉(zhuǎn)速 n/(r/min)636.4159.1圓周速度 v(m/s)1.501.507、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核確定有關(guān)參數(shù)如下1) 齒形系數(shù) YFa查【 1】表 11-4 得YFa1 =2.52， Y Fa2 =2.256應(yīng)力修正系數(shù) Y Sa查【 1】表

39、11-4得YSa1 =1.625Y Sa2 =1.742帶入【 1】彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式11-9 中F12KT1 YFa 1YSa1bm 2 z1得21.1209651.625MPaF122.52541.530=51.82MPa F 1=307.63 MPa查【 1】P154式 F 2YFa 2YSa2F1 YFa1YSa1得F 251.82 2.2591.7422.521.625=49.80 MPa F 2 =290.69 MPa 齒根彎曲強(qiáng)度校核合格。b1=54mmb2=62mmY Fa1 =2.52 Y Fa1 =2.256 Y Sa1 =1.625 Y Sa2 =1.742 F1 F1

40、 F2 F28、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)七、軸的設(shè)計(jì)結(jié)果一、輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選材查【 1】P223 知，由于工作時(shí)軸上的應(yīng)力多為交變應(yīng)力，所以軸的失效一般為疲勞斷裂，因此軸的材料首先應(yīng)有足夠的疲勞強(qiáng)度，對(duì)應(yīng)力集中敏感性低；還應(yīng)滿足剛度、耐磨性、耐腐蝕性的要求。45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的常用材料主要有碳鋼、合金鋼、球墨鑄鐵和高強(qiáng)度鑄鐵。由于碳素硬度為 217255HBS鋼比合金鋼成本要低，對(duì)應(yīng)力集中的敏感性較小，同時(shí)也可以用熱處理b650MPa或化學(xué)熱處理的方法來提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，因此采用碳素鋼制b360MPa造軸尤為廣泛。這里我們選用的是最常用的45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。查【1】 60MPa表 15-1

41、知，毛坯直徑< 200mm，硬度為 217255HBS，強(qiáng)度極限 b 為 = 3040MPa650MPa，屈服極限 s 為 360MPa，許用彎曲應(yīng)力 為 60MPa，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 為 3040MPa。2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑單級(jí)齒輪減速器低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相連，從結(jié)構(gòu)考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小。查【 1】式 15-2 軸徑 d 的計(jì)算公式為dA3Pn式中： P軸傳遞的功率 (KW);n軸的轉(zhuǎn)速 (r/min);查【 1】表 15-3 可得 45 鋼 A=110。所以d2A 3P110 3 1.32822.3mmn159.1查【 1】P230 當(dāng)軸上開有鍵槽時(shí)，軸徑還應(yīng)增大5

42、%7%(一個(gè)鍵槽 )或10%15%(兩個(gè)鍵槽 )。所以取 d21=25mm。3、齒輪上作用力的計(jì)算66÷ 159.1=79716N ·m齒輪所受轉(zhuǎn)矩： T 齒 2=9.55 ×10 P/n=9.5510× ×1.328齒輪作用力：圓周力： Ft2齒 22 ×÷=2T/ d =2 79716 180=885.73N徑向力： Fr2=Ft2tan200= tan200× 1062.8=322.38N4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 聯(lián)軸器的選擇見設(shè)計(jì)說明書 P25。2) 確定軸上零件的位置和固定方式單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中

43、央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布。在齒輪右邊，軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠軸環(huán)和套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位和固d21=25mmT 齒 2=79716N Ft2=885.73N Fr2=322.38N定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒或軸間高度實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向定位。3) 確定軸的徑向尺寸查【 2】P42，定位軸肩：當(dāng)直徑變化時(shí)為了固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，其軸肩高度要大些，如圖7-1 中的 d1 與 d2， d3 與 d4，d5 與 d6，d7 與 d8 處的軸肩。查【 1】 P226，定位軸肩高度h

44、=(0.070.1)d，軸環(huán)寬度 b1.4a。軸肩高度 h、圓角半徑 R 及軸上零件的倒角 C1 或圓角 r 要保證如下的關(guān)系： h>R>r 或 h>C1(見圖 7-1)。圖 7-1安裝滾動(dòng)軸承處的R 和 r 可由軸承標(biāo)準(zhǔn)中查取。 軸肩高度 h 應(yīng)大于R 外，還要小于軸承內(nèi)圈厚度，以便拆卸軸承。查【2】P42 有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件的直徑：軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖7-2 所示的安裝齒輪和聯(lián)軸器處的直徑d3、d1，一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值 (見【 2】表 10-7 表14-1)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑d2、d3和d8，應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致(見表13-2和表1

45、7-5)。d1=25.0mm查【2】P43，非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時(shí)，相鄰直徑要d2=30.0mm小些，一般為 13mm，如圖 7-1 中的 d2 與 d3，d6 與 d7 處的直徑變化。d3=35.0mm這里軸徑變化圓角r 為自由表面過度圓角， r 大些 (見圖 7-1(c)。d4=41.0mm因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，取d1=25.0mm，d5=45.0mm考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為d6=53.0mmd2=30.0mm ， d3=35.0mm ， d4=41.0mm ， d5=45.0mm ， d6=53.0mm ，d7=45.0m

46、md7=45.0mm， d8=35.0mm。d8=35.0mm4) 選擇軸承型號(hào)根據(jù)所選定的軸承直徑， 初選深溝球軸承， 代號(hào)為 6007。查【2】表 13-2 知，軸承寬度 B 出 14mm，安裝尺寸 D 出 =62mm。B 出 14mm5) 確定軸的軸向尺寸D 出 =62mm由軸上安裝零件確定的軸段長度如圖 7-1 中 l5、l3、l8、l1 由齒輪、聯(lián)軸器的輪轂寬度及軸承寬度確定。查【 2】 P43 知，一般情況下，輪轂寬度l =(1.21.6)d，最大寬度 l max (1.82)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于 (1.61.8)d，以免壓力沿

47、鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重。軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時(shí)，軸段長度 l 應(yīng)較輪轂寬 l短 23mm，以保證軸上零件定位可靠。因此取 l1 l1 =50mm=2d=50mm，l3 =14mm，l 5=52mm，l8=18mm。l3=14mm由相關(guān)零件確定的軸段長度l5=52mm軸承蓋軸段長應(yīng)根據(jù)軸承蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有l(wèi)8 =18mm一定矩離而定，取 l 2。2=46 mm=46 mml根據(jù)畫圖確定其他軸段長度l4=22mm考慮軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離，取l4，其中套筒長7=8mm=22mml為 20mm。類似的取 l 7， 6。6=12mm=20mm l =12mml根

48、據(jù)輸出軸的結(jié)構(gòu) (見圖 7-2)，把軸當(dāng)作簡(jiǎn)支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，可得軸的跨距 L=14+8+12+52+22=108mm。L=108mm5、軸的強(qiáng)度計(jì)算1)繪制軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖圖 7-2輸出軸的結(jié)構(gòu)2) 求作用在軸上的外力和支反力軸上所受的外力有：作用在齒輪上的兩個(gè)分力，圓周力和徑向力，方向如圖 7-2 所示；作用在齒輪和聯(lián)軸器上的扭矩為 T。將作用在周上的力向水平面和垂直面分解， 然后按水平和垂直面分別計(jì)算。垂直面的支反力 (見圖 7-4(a)RAV2 = 161.19N查【 1】P232知RAV2 =RBV2 =Fr2/2=322.38÷2=161.19NRBV2 =161.1

49、9N水平面得支反力 (見圖 7-4(b)查【 1】P232 知RAH2 BH22÷RAH2=442.865N=R=Ft /2=885.73 2=442.865N3)做彎矩圖RBH2=442.865N做垂直彎矩圖 (見圖 7-4(a)垂直面上截面的 D 處的彎矩，查【 1】P232 知M DV2 =8704.26N · mmM DV2 =RAV2 ×54= 8704.26N·mm做水平面彎矩圖 (見圖 7-4(b)水平面上截面 D 處的彎矩，查【 1】P232 知M DH2 =23914.71N ·mmMDH2AH2 ×54 =2391

50、4.71 N·mm= R做合成彎矩圖 (見圖 7-4(c)把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，查【1】P233 知其大小為M D=25449.51 N· mmM DM DV22 MDH228704.26223914.71225449.51 N·mm4) 做扭矩圖 (見圖 7-4(d)扭矩只做用在齒輪和半聯(lián)軸器中間平面之間的一段軸上。根據(jù)說明書 P25 知： T 齒 2=79716 N· m圖 7-3(a)(b)(c)(d)圖 7-45) 校核軸的強(qiáng)度軸在 D 處截面處的彎矩和扭矩最大， 故為危險(xiǎn)截面。軸單向轉(zhuǎn)動(dòng)，扭矩可認(rèn)為按脈動(dòng)循環(huán)變化， 故取折合系數(shù) =0.6。軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查【 1】表 15-1 知許用彎曲應(yīng)力 為 60MPa。查【 1】P231，對(duì)于直徑為 d 的圓軸，彎曲應(yīng)力 =M/W, 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =T/W T=T/(2W)(W T 為軸的抗轉(zhuǎn)截面系數(shù) (mm3),圓軸的 WT0.2 d3)，則軸的扭轉(zhuǎn)合成強(qiáng)度條件為222aT 2caM4 aTMW2WW式中： M 軸所受的彎矩 (N· mm);T軸所受的扭矩 (N·mm);W軸的抗彎截面系數(shù) (mm3)，圓軸的 W= d3/320.1d3。ca M 2aT 2M D2aT齒 220.