機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目：皮帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置車輛工程專業(yè)081班設(shè)計(jì)者：指導(dǎo)教師：2016年7月14日（xx理工大學(xué)）

目錄:課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 3課程設(shè)計(jì)說明書 51、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 52、電動(dòng)機(jī)的選擇 53、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 64、確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 75、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 76、齒輪的設(shè)計(jì) 8高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 8低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 117、選定聯(lián)軸器的類型 148、輸出軸及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 15傳動(dòng)軸承設(shè)計(jì) 15輸出軸設(shè)計(jì) 16軸的校核計(jì)算 169、中間軸及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 21傳動(dòng)軸承設(shè)計(jì) 21中間軸設(shè)計(jì) 21軸的校核計(jì)算 2210、輸入軸及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 27傳動(dòng)軸承設(shè)計(jì) 27輸入軸設(shè)計(jì) 28軸的校核計(jì)算 2911、鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算 3312、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3413、潤滑密封設(shè)計(jì) 36機(jī)械設(shè)計(jì)總結(jié) 37參考文獻(xiàn) 37xx理工大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書課題名稱：皮帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)者：詹麗冬學(xué)號(hào)：200824213設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求課題號(hào)：__03___技術(shù)數(shù)據(jù)：輸送帶有效拉力F=_2000___N；帶速V=_0.9____m/s滾筒直徑D=__250___mm工作條件及技術(shù)要求：電源：380V；工作年限：10年工作班制：兩班；運(yùn)輸機(jī)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)。傳動(dòng)裝置簡圖：設(shè)計(jì)要求：總要求：（1）樹立正確的設(shè)計(jì)思想，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際，綜合地考慮經(jīng)濟(jì)性、實(shí)用性、可靠性、安全性和先進(jìn)性諸方面的因素，嚴(yán)肅認(rèn)真地進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)一律在設(shè)計(jì)室進(jìn)行。（2）在設(shè)計(jì)中遇到的問題，要隨時(shí)查閱資料，積極思考，提出個(gè)人見解。不要簡單的向指導(dǎo)老師索取答案，更不能盲目抄襲，（3）充分發(fā)揮自己的主觀能動(dòng)性和創(chuàng)造性，對(duì)各種資料中所附的減速器結(jié)構(gòu)圖要作仔細(xì)的研究和比較，以明確優(yōu)劣、正誤，根據(jù)特定的工作條件作具體的分析，取長補(bǔ)短，創(chuàng)造性地進(jìn)行設(shè)計(jì)，力爭使設(shè)計(jì)最優(yōu)。（4）保質(zhì)、保量、按時(shí)、獨(dú)立地完成設(shè)計(jì)任務(wù)。計(jì)算部分：（1）選取合適的電動(dòng)機(jī)；（2）計(jì)算三角皮帶傳動(dòng)（3）計(jì)算并確定減速器內(nèi)各傳動(dòng)件的尺寸和結(jié)構(gòu)；（4）按純扭初步計(jì)算減速器內(nèi)各軸直徑，選鍵，確定軸的結(jié)構(gòu)；（5）對(duì)減速器選擇合適的聯(lián)軸器。繪圖部分（1）用A0圖紙繪制減速器裝配圖一張，并注上裝配尺寸、配合代號(hào)、技術(shù)要求、減速器特性、標(biāo)題欄和零件明細(xì)表。（2）繪制零件零件工作圖（A3）2張（軸、齒輪），應(yīng)做到：標(biāo)注正確完整，技術(shù)要求經(jīng)濟(jì)合理，符合生產(chǎn)實(shí)際。（3）必須符合設(shè)計(jì)規(guī)范，采用新標(biāo)準(zhǔn)。編寫設(shè)計(jì)說明書一份，格式、封面均按有關(guān)規(guī)定。內(nèi)容包括：目錄設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)計(jì)算過程（簡明扼要、書寫工整并附有必要的簡圖）設(shè)計(jì)總結(jié)（即心得體會(huì)）參考文獻(xiàn)將圖紙按規(guī)定疊好，連同設(shè)計(jì)說明書一起裝入檔案袋（自備），準(zhǔn)備答辯。答辯。進(jìn)度計(jì)劃與時(shí)間安排：初步計(jì)算1天繪制減速器草圖及核算2天繪制減速器總裝配圖3.5天繪制零件工作圖1.5天整理說明書1天答辯1天課程設(shè)計(jì)方案說明書一、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案:1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱直齒輪減速器（展開式）。傳動(dòng)裝置的總效率：＝0.96×××0.98×0.96×0.97＝0.816；為V帶的效率,η2為一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率，η3為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率（齒輪為8級(jí)精度，油脂潤滑，為聯(lián)軸器的效率，η5為卷筒的傳動(dòng)效率,η6為一對(duì)滑動(dòng)軸承的效率。二、電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：Pd=Pwηa=工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：n＝=68.75r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i0，＝2~4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i，＝8～40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia，＝16～160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd，＝ia，×n＝（16～綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y100L2—4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為3.0kw,額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。型號(hào)HABCDEF×GDGKbb1b2hAABBHAL1Y100L2-41001601406328608×724122051801052454017614380三、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初選帶傳動(dòng)傳動(dòng)比i01、確定計(jì)算功率P由教材8-7表查的工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KA2、選擇V帶的型號(hào)根據(jù)Pca、n3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由教材表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度：v=因?yàn)?m/s<v<30m/s,故帶速合適。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。dd2=idd1=2.3×90mm=207mm，根據(jù)表8-8圓整為4、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L根據(jù)0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+帶所需的基準(zhǔn)長度：Ld0≈2a0+π2（dd1+dd2）+（dd1-d由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld計(jì)算實(shí)際中心距a：a≈a0+L中心距的變化范圍為375~432mm5、驗(yàn)算小帶輪上的包角αα≈6、計(jì)算帶的根數(shù)z計(jì)算單根V帶的額定功率P由dd1=90mm和n1=1420r/min，查表8-4a得根據(jù)n1=1420r/min，i=2.3和A型帶，查表8-4b得ΔP查表8-5得Kα=0.958，表8-2得KPr=（P0+ΔP0）*Kα*KL計(jì)算V帶的根數(shù)zZ=PcaPr7、計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值（由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以（F0）min=500（2.5-K應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0>8、計(jì)算壓軸力Fp（F

帶輪主要參數(shù)：小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）帶的根數(shù)z傳動(dòng)比90200400125042.2四、確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為＝nm/n＝1420/2、分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比：＝×式中分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。根據(jù)＝2.2，得減速器傳動(dòng)比為＝＝20.65/2.2＝9.39考慮潤滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，?。?.4i=3.63，則＝＝2.59各傳動(dòng)比V帶高速級(jí)齒輪低速級(jí)齒輪2.23.632.59五、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速

＝＝1420/2.2＝645.45r/min

＝＝645.45/3.63＝177.81r/min

＝

/

＝177.81/2.59=68.75r/min==68.75r/min2、各軸輸入功率＝×＝2.21×0.96＝2.12kW

＝×η2×＝2.12×0.99×0.98＝2.06kW

＝×η2×＝2.06×0.99×0.98＝2.00kW＝×η5×η4=2.00×0.99×0.98＝1.94kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩=××N·m電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=9550×2.21/1420=14.86N·m所以:＝××=14.86×2.2×0.96=31.38N·m＝×××=31.38×3.63×0.99×0.98=110.51N·m＝×××=110.51×2.59×0.99×0.98=277.69N·m=××=277.69×0.99×0.98=269.41N·m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率PKW轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸入電動(dòng)機(jī)軸14201軸2.1231.38645.452軸2.06110.51177.813軸2.00277.6968.754軸1.94269.4168.75六、齒輪的設(shè)計(jì)1、高速傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算<一>、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）、選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）、運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)精度3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為：高速級(jí)小齒輪選用45Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為280HBS；高速級(jí)大齒輪選用鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS4）選小齒齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)Z=i×Z=3.63×24=87.12取Z=88<二>、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值:試選載荷系數(shù)=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=31.38N·m由表10-7選取齒寬系數(shù)?d由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×645.45×1×（2×N2=1.8589×109/3.63=5.1209由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93；K計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1[]==0.93×600=558MPa[]==0.96×550=528MPa、計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[]中較小的值計(jì)算圓周速度vv=計(jì)算齒寬bb==1×43.79=43.79mm計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)=齒高h(yuǎn)=2.25=2.25×1.825=4.105==10.67計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1.48m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)K=1.12；直齒輪K由表10-2查得使用系數(shù)=1由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K=1.418由=10.67，K=1.418查圖10-13得K=1.35；故載荷系數(shù)K=KAKKHαK=1×1.12×1×1.418=1.588按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得d計(jì)算模數(shù)mm=<三>、按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為≥確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85,計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得[]=[]=計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKKFαK=1×1.12×1×1.35=1.512查取齒形系數(shù)由表10-5查得=2.65=2.208查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得=1.58=1.778計(jì)算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值較大（2）、設(shè)計(jì)計(jì)算m≥3對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.39并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1Z1大齒輪齒數(shù)Z2這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。<四>、幾何尺寸計(jì)算（1）、計(jì)算分度圓直徑dd(2)、計(jì)算中心距a=(3)、計(jì)算齒輪寬度b=?dd取B2=48mm2、低速傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算<一>、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）、選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）、運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)精度3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為：速級(jí)小齒輪選用45Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為280HBS；高速級(jí)大齒輪選用鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS4）選小齒齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)Z=i×Z=2.59×24=62.12取Z=63<二>、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值:試選載荷系數(shù)=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=110.51N·m由表10-7選取齒寬系數(shù)?d由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×177.81×1×（2×N2=5.1209×108/2.59=1.9771由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96；K計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1[]==0.96×600=576MPa[]==0.98×550=539MPa、計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[]中較小的值計(jì)算圓周速度v

v=π計(jì)算齒寬bb==1×67.557=67.557mm計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)=齒高h(yuǎn)=2.25=2.25×2.815=6.33==10.67計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)v=0.63m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)K=1.08；直齒輪K由表10-2查得使用系數(shù)=1由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K=1.418由=10.67，K=1.424查圖10-13得K=1.35；故載荷系數(shù)K=KAKKHαK=1×1.08×1×1.424=1.538按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得d計(jì)算模數(shù)mm=<三>、按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為≥（1）、確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值、由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa、由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88,、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得[]=[]=d)、計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKKFαK=1×1.08×1×1.35=1.458e)、查取齒形系數(shù)由表10-5查得=2.65=2.268f)、查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得=1.58=1.736g)、計(jì)算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值較大（2）、設(shè)計(jì)計(jì)算m≥3對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.08并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1Z大齒輪齒數(shù)Z2這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。<四>、幾何尺寸計(jì)算（1）、計(jì)算分度圓直徑dd（2）、計(jì)算中心距a=（3）、計(jì)算齒輪寬度b=?dd取B2=72.5mm七、選定聯(lián)軸器的類型減速器低速軸和工作機(jī)軸相連的聯(lián)軸器，由于轉(zhuǎn)速較低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，安裝同心度不能保證，應(yīng)選用有良好補(bǔ)償位移偏差性能的無彈性元件的撓性聯(lián)軸器——金屬滑塊聯(lián)軸器。八、輸出軸及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)1、傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)⑴、求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.00KW=68.75r/min=277.69N.m對(duì)標(biāo)準(zhǔn)齒輪，嚙合角α=20°⑵、求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=190而F=FF⑶、初步確定各軸的最小直徑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)教材取d因?yàn)榈退佥S最小直徑處安裝聯(lián)軸器有一個(gè)鍵槽，所以輸出軸的最小直徑d低速軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)查,選取因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩,所以選取金屬滑塊聯(lián)軸器kl6其許用轉(zhuǎn)矩為500N.m，半聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm,聯(lián)軸器軸孔的長度L=82mm，⑷.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半聯(lián)軸器要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承只承受軸向力的作用,故選用深溝球軸承.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(jí)的深溝球軸承.DB軸承代號(hào)50902062102．輸出軸的設(shè)計(jì)（1）.對(duì)于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;而.靠近聯(lián)軸器端的滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得6209深溝球軸承定位軸肩高度10>mm,1）、取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為72.5mm,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.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm.2）、軸承端蓋的總寬度為33mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)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.3）、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度B=20高速齒輪輪轂長L=48,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.4）.軸上零件的軸向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=16×10，鍵槽用鍵槽銑刀加工，根據(jù)鍵槽長為56mm，同時(shí)為了保證齒輪的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為10mm×8mm×63mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。5）.確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖（2）、求軸上載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于6210球軸承,b=20mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.F=FFT=277.69N.m根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出軸的危險(xiǎn)截面，危險(xiǎn)界面的具體受力情況情況已求出。（3）．按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)==2151534.322前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MP因此σca（4）、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.⑴.判斷危險(xiǎn)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(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以A、Ⅱ、Ⅲ、B無需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可.⑵.截面Ⅶ右側(cè)?？箯澫禂?shù)W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù)=0.2=0.2=25000截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=277.69截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τT==軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得：因經(jīng)插入后得ασ軸性系數(shù)為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05計(jì)算安全系數(shù)S=10.73S=16.7>S=1.5截面Ⅳ右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1=0.1=16637.5抗扭系數(shù)=0.2=0.2=33275截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為M=截面Ⅳ上的扭矩為=277.69N.m截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==，過盈配合處的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8，于是得=3.16=2.53K=K=綜合系數(shù)為：K=3.25K=2.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05安全系數(shù)S=12.32Sτ==≥S=1.5故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。九、中間軸及其傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)1、傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)⑴、求輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2，轉(zhuǎn)矩P2=2.06KWn2T2=110.51N．m對(duì)標(biāo)準(zhǔn)齒輪，嚙合角⑵、求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為=72.5而F=FF已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為174mm，所以F=1270.23N，F(xiàn)r2=462.33N⑶、初步確定各軸的最小直徑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)教材取d（4）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承只承受軸向力的作用,故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù)dminDB軸承代號(hào)30621662062、中間軸的設(shè)計(jì)（1）、對(duì)于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;.故.靠近低速級(jí)小齒輪的滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得6209深溝球軸承定位軸肩高度10>mm1）、取安裝低速級(jí)小齒輪處的軸段;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為78mm,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.齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取，兩圓柱齒輪間的距離c=16，。2)、安裝高速級(jí)大齒輪處的軸段,齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪轂的寬度為48mm，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3）、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=17.5,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=10,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(jì)而定)已知滾動(dòng)軸承寬度B=16,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.4）.軸上零件的軸向定位低速級(jí)小齒輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=12×8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，根據(jù)鍵槽長為63mm，同時(shí)為了保證齒輪的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，高速級(jí)大齒輪與軸的連接，選用平鍵為12mm×8mm×32mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。5）.確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖（2）、求軸上載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于6206球軸承,b=16mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.L1=73.5mmF=FF已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為174mm，所以F=1270.23N，F(xiàn)r2=462.33NFFFFT=110.51N.m根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出軸的危險(xiǎn)截面，危險(xiǎn)界面的具體受力情況情況已求出。（3）．按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)==2129791.032前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MP因此σca（4）、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.⑴.判斷危險(xiǎn)截面從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面III和VI處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面III的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面III左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可.⑵.截面III左側(cè)?？箯澫禂?shù)W=0.1=0.1=4287.5抗扭系數(shù)=0.2=0.2=8575截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=110.51截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τT==軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得：因經(jīng)插入后得ασ軸性系數(shù)為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05計(jì)算安全系數(shù)S=4.15S=14.4>S=1.5所以它是安全的截面III右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1=0.1=8518.4抗扭系數(shù)=0.2=0.2=17036.8截面III左側(cè)的彎矩M為：截面III上的扭矩為=110.51N.m截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==，過盈配合處的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8，于是得=3.48=2.78K=K=綜合系數(shù)為：K=3.57K=2.87碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05安全系數(shù)S=6.46Sτ=≥S=1.5故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。十、輸入軸及其傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)1、傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)⑴、求輸出軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P1=2.12KW=645.45r/min=31.38N．m對(duì)標(biāo)準(zhǔn)齒輪，嚙合角α=20°⑵、求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為=48而F=FF⑶、初步確定各軸的最小直徑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)教材取d因?yàn)楦咻S最小直徑處安裝大帶輪開有一個(gè)鍵槽，所以輸出軸的最小直徑d低速軸最小直徑是安裝大帶輪處的直徑,為了使所選的軸與大帶輪內(nèi)孔吻合,故需同時(shí)計(jì)算大帶輪內(nèi)安裝孔參數(shù)因?yàn)榇髱л哾dB=3e+2f=14.7×3+2×9=62mm,L≥B,L=1.5~2因此d≥31mm，⑷.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帶輪要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。帶輪與軸配合的轂孔長度L1=65mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承只承受軸向力的作用,故選用深溝球軸承.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(jí)的深溝球軸承.DB軸承代號(hào)40801862082．主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)（1）.對(duì)于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;而.靠近帶輪端的滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得6209深溝球軸承定位軸肩高度10>mm,1）、由于高速軸上安裝的小齒輪直徑很小，因此采用齒輪軸的形式。;已知齒輪的寬度為55mm,故取.同時(shí)V-VI段軸不起到定位作用，只滿足強(qiáng)度要求即可2）、軸承端蓋的總寬度為33mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與齒輪左端面間的距離,故取.3）、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度B=19低速小齒輪輪轂長L=78,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.4）.軸上零件的軸向定位帶輪與軸的軸向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=10×8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，根據(jù)鍵槽長為50mm，同時(shí)為了保證帶輪的對(duì)中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7n6；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。5）.確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖（2）、求軸上載荷確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于6208球軸承,b=18mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距。L1=103mm，L2=154mm，L3=60mmF=FT=31.38N.m根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出軸的危險(xiǎn)截面，危險(xiǎn)界面的具體受力情況情況已求出。（3）、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)==2168362.612前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MP因此σca（4）、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.⑴.判斷危險(xiǎn)截面該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可。⑵.截面Ⅶ右側(cè)?？箯澫禂?shù)W=0.1=0.1=6400抗扭系數(shù)=0.2=0.2=12800截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=31.38截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τT==軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得：因經(jīng)插入后得ασ軸性系數(shù)為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05計(jì)算安全系數(shù)S=5.33S=75.76>S=1.5截面Ⅳ左側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1=0.1=13265.1抗扭系數(shù)=0.2=0.2=26530.2截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=31380N.m截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==，過盈配合處的可由附表3-8用插值法求出其值，并且=0.8，于是得=3.16=2.53K=K=綜合系數(shù)為：K=3.25K=2.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05安全系數(shù)S=9.53Sτ==≥S=1.5故該軸在截面兩側(cè)的強(qiáng)度都是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。十一、鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù)軸的設(shè)計(jì)供選用了一下幾種尺寸的平鍵：16mm×10mm×56mm；10mm×8mm×63mm；12mm×8mm×63mm；12mm×8mm×32mm；10mm×8mm×50mm；②校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表6-2得[]=100—120MP工作長度l63-10=53mm63-12=51mml4l5③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度KK=0.5h=4mmK=0.5h=4mmK4K5由式（6-1）得：σp1=68.79＜[σp2=37.32＜[σp3σp4σp5所有的鍵都合適取鍵標(biāo)記為：鍵1：10×63AGB/T1096-1979鍵2：16×56AGB/T1096-1979鍵3：12×63AGB/T1096-1979鍵4：12×32AGB/T1096-1979鍵5：10×50AGB/T1096-1979十二、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.1、機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2、考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。（1）、因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm（2）、為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.33、機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡單，拔模方便.4、對(duì)附件設(shè)計(jì)（1）、窺視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固（2）、油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）、油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.（4）、通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.（5）、蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.（6）、位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.（7）、吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果機(jī)座壁厚δ10箱蓋壁厚δδ19箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目a<250mm時(shí),n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.5~0.6）M8連接螺栓的間距l(xiāng)150—200mm軸承端蓋螺釘直徑=（0.4~0.5）6視孔蓋螺釘直徑=（0.3~0.4）6定位銷直徑=（0.7~0.8）12，，至外機(jī)壁距離查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表4.2221813，至凸緣邊緣距離查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表4.21611軸承旁凸臺(tái)半徑R116、11凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外機(jī)壁至軸承座端面距離=++（5~8）40內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離=δ+++（5~8）50大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離>1.2δ16齒輪端面