.......機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書目錄一、傳動方案分析..........................................5二、電動機(jī)的選擇..........................................5三、傳動比的分配.........................................6四、V帶傳動的設(shè)計計算..................................8五、斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算..............................11六、軸的設(shè)計與校核計算以及聯(lián)軸器的選擇................21七、軸承的選擇與計算.....................................31八、鍵的計算校核..........................................32九、減速器的潤滑及密封選擇.............................32十、減速器的附件選擇及說明..............................32十一、參考文獻(xiàn).............................................34...z..........z.......傳動裝置總體設(shè)計計算過程及計算說明設(shè)計一帶輸送機(jī)傳動裝置工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，使用期 10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，單班制工作，輸送機(jī)的傳動效率為 0.97。（第4組數(shù)據(jù)）原始數(shù)據(jù)：輸送帶從動軸所需扭矩T850N?m；輸送帶的運(yùn)行速度v1.45m/s；輸送帶滾筒直徑D410mm。一、傳動方案分析為了估計傳動裝置的總傳動比圍，以便選擇合適的傳動機(jī)構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動傳送帶主動軸滾筒的轉(zhuǎn)速 nw60 1000vnw 67.58rad/minD二、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇1、電動機(jī)類型的選擇：根據(jù)用途選擇Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機(jī)。2、功率的確定：⑴工作機(jī)所需功率 Pw：Pw Tnw/(9550w)因?yàn)門 850N?m；nw 67.58rad/min； w 0.97，把數(shù)據(jù)帶入式子中，所以Pw 850 67.58/(9550 0.97) 6.0kw⑵傳動裝置的總效率 η：...z.......V帶傳動效率10.96，滾動球軸承效率20.99，斜齒圓柱齒輪效率（7級精度）30.98，聯(lián)軸器效率40.97，平帶效率50.97。32512340.960.990.9830.9720.970.85⑶所需電動機(jī)的功率Pd：電動機(jī)工作功PdPw/率Pm=7.5KW7.1kw⑷電動機(jī)額定功率 Pm：按Pm≥Pd選取電動機(jī)型號。故選 Pm 7.5kW的電動機(jī)3、電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定：計算工作機(jī)軸工作轉(zhuǎn)速：按《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》（高等教育，該書以下簡稱設(shè)計手冊）的推薦的傳動比圍，取V帶傳動比圍為2~4，展開式二級圓柱齒輪減速器 i i1i2 16~160則總傳動比圍為 i=16~160。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選圍為n inw (16~160) 67.58 1081.28~10812.8r/min符合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有 1500r/min和3000r/min。4、電動機(jī)型號的確定由上可見，電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選 1500r/min和3000r/min，額定功率為7.5kW。轉(zhuǎn) 速 nm=因?yàn)?500r/min的電動機(jī)較常用，且較符合工況要求，因此查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 1440r/min表8—53（P207）選擇電動機(jī)型號為Y132M-4。電動機(jī)的主要參數(shù)見下表選擇Y132M-4三相異步電動機(jī)...z.......型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/kWnm(r/min)額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2三、傳動比的分配計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i nm/nw 1440/67.58 21.312、分配各級傳動比:iF3.33設(shè)V帶的傳動比為iv，高速級斜齒輪傳動比為iF，低速級斜齒輪傳動比為iS。iS2.56取V帶傳動比iv2.5，則兩級減速箱的傳動比為：izi/iv8.5，iziFiS，iF1.3iz由上述各式可解得：iF=3.33，iS2.563、各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）①電機(jī)軸的轉(zhuǎn)速nd:ndnm1440r/min②高速軸的轉(zhuǎn)速n1：n1nd/iV1440/2.5576r/min③中速軸的轉(zhuǎn)速n2：n2n1/iF576/3.33172.97r/min④低速軸的轉(zhuǎn)速n3：n3n2/iS172.97/2.5667.57r/min⑤工作軸的轉(zhuǎn)速n4：n4=n3 67.57r/min4、各軸的輸入功率P（kW）...z.......①電機(jī)軸的輸入功率Pd：Pd 7.5kW②高速軸的輸入功率P1： P1 Pd 1 7.5 0.96 6.82kW③中速軸的輸入功率P2：P2 P1 2 3 6.82 0.99 0.98 6.62kW④低速軸的輸入功率P3:P3 P2 2 3 6.62 0.99 0.98 6.42kW⑥工作軸的輸入功率：P4 P3 4 2 6.42 0.99 0.97 6.29kW5、各軸的輸入扭矩T（N·m）①電機(jī)軸的輸入功率Td:Td9550Pd95507.549.73N?mnd1440②高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩T1:T19550P195506.82112.8N?mn1576③中速軸的輸入轉(zhuǎn)矩T2:T29550P295506.62368.11N?mn2172.97④低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩T3:T39550P395506.42942.37N?mn367.57⑤工作軸的輸入轉(zhuǎn)矩T4:T49550P495506.29932.94N?mn467.57Td、T1、T2、T3、T4依次為電動機(jī)軸，高速軸，中速軸，低速軸和工作機(jī)軸的輸入轉(zhuǎn)矩。參數(shù)軸名電動機(jī)軸軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ工作機(jī)軸功率P/kW7.56.826.626.426.29...z轉(zhuǎn)矩T/N.m轉(zhuǎn)速r/min

.......49.73112.8368.11942.37932.941440576172.9767.5767.57四、V帶傳動的設(shè)計計算1,確定計算功率PcaP ca=KA×P由表13-8（P218,《機(jī)械設(shè)計》第五版 高等教育,該書以下簡稱課本）可知：KA=1.1由電動機(jī)選型可知:P=7.5kw∴pcaKAp1.17.58.25kW2,選擇V帶的帶型根據(jù)傳動的形式，選用普通V帶；再根據(jù)Pca、n1，由課本p.157圖8-11知：確定選用A型V帶。d=90mm3,確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v。d1(1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由課本p.155~157表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。=90mm(2)驗(yàn)算帶速v。按課本p.150式8-13驗(yàn)算帶的速度vdd1n19014406010006.78msv6.78m/s601000因?yàn)?ms v 30ms，所以所選的帶速合適。確定大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本p.150式8-15a，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2。dd2ivdd12.590mm225mmdd2250mm根據(jù)課本p.157表8-9，圓整為dd2250mm(4)確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld。1)根據(jù)課本p.152式8-20，得...z.......0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)0.7(90250)a02(90250)故得，238a0680初步定中心距為： a0 500mm2)由課本p.158式8-22計算帶所需的基準(zhǔn)長度。Ld02a0(dd1dd2(dd2dd1)2)4a022500(90(25090)2250)45001546.6mm2由課本p.146表8-2選帶的基準(zhǔn)長度 Ld=1550mm。3)按課本p.158式8-23計算實(shí)際中心距a。LdLd050015501546.6aa02501.7mm2根據(jù)課本p.158式8-24可得中心距的可變化圍為：amina0.015Ld5010.0151550477.75mmamaxa0.03Ld5010.031550547.5mm所以中心距的變化圍為： 477.75mm~547.5mm。(5)驗(yàn)算小帶輪上的包角α 111800(dd2dd1)57.30a1800(25090)57.300900501151(6)計算帶的根數(shù) Z1)計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=90mm和nd1=1440r/min，查課本p.152表8-4a得p01.07kW根據(jù)nd1 1440rmin，iv 2.5和A型帶，查課本p.153..

a0 500mmLd=1550mma 501mm1510.z.......表8-4b得p00.17kW，查課本p.155表8-5可以得K0.92，查課本p.146表8-2得KL0.98，于是得，pr(p0p0)KKL(1.070.17)0.920.981.117kW2)計算V帶的根數(shù)Zpca8.25，所以Z取8根。Z7.38pr1.117(7)計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由課本p.149表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m所以由課本p.158式8-27得，(F0)min136.789N(F0)min500(2.5K)pcaqv2KZv(2.50.92)8.350.16.782136.789N0.9286.78應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 F0 (F0)minFp 2118.91N(8)計算壓軸力Fp由課本p.159式8-28可得壓軸力的最小值為：(Fp)min2Z(F0)minsin1228136.789sin15102118.91N2五、斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算、高速級已知輸入功率P1 6.82kW，齒數(shù)比為 3.33，小齒輪的轉(zhuǎn)速為 576r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，使用期為 10年（每年工作 300天），單班制，輸送機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)...z.......1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度。3）因傳遞功率不大轉(zhuǎn)速不高，由課本p191表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)z1 24，大齒輪z2 3.3324 79.92，取80。5）選取螺旋角。初選螺旋角 1 14（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計計算32KT1u1ZHZE2,其中iFu3.33由設(shè)計公式進(jìn)行計算，即d1tudH1）小齒輪轉(zhuǎn)矩T1112800N?mm2）試取載荷系數(shù)Kt1.33）由課本p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH2.43314)由課本p201表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa25）由課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)d16）由課本p215圖10-26查得10.79，20.89，則121.68由課本p209圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2550MPa8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60576118300108.29108N2N1/u8.29108/3.332.49108..

T1112800N?mmKt1.3ZH2.4331ZE189.8MPa211.68.z.......9）由課本p208圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 0.96 KHN2 0.9810）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，則H1KHN1lim1/S0.96600576MPaH2KHN2lim2/S0.98550539MPa則H539MPa11）試算小齒輪分度圓直徑 d1t232KtT1u1ZHZE55.12mmd1tudHv=1.661m/s12）計算圓周速度vv(d1tn1)/(601000)(51.45480)/(601000)1.661m/s13）計算齒寬b及模數(shù)mntb dd1t 155.12 55.12mmd1tcos155.12cos14mnt2.228mmz124h 2.25mnt 2.25 2.228 5.013mmb/h 55.12/5.013 10.99514）計算縱向重合度0.318dz1tan0.318124tan141.90515）計算載荷系數(shù)K根據(jù)齒輪工況，查課本 p193表10-2得KA 1.25，根據(jù)v=1.661m/s,7級精...z.......度，由課本p194圖10-8查得動載系數(shù)KV1.05由課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KHKF1.2由課本p197表10-4得接觸疲勞計算的齒向載荷分布系數(shù)KH1.42mn2.241mm由課本p197圖10-13得彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)KF1.3則接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K KAKVKHKH 1.25 1.05 1.21.42 2.23616）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1d1t3K/Kt55.44mmmnd1cos/z155.44cos14/242.241mm（3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計Y0.881）確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)KKAKVKFKF1.251.051.21.32.04752）根據(jù)縱向重合度1.903，查得螺旋角影響系數(shù)Y0.883）計算當(dāng)量齒數(shù)zv1z1/cos3124/cos31426.272zv2z2/cos3180/cos31487.5744）查課本p200表10-5得YFa1=2.63,YSa1=1.60,YFa2=2.22，YSa2=1.785）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由課本p208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89，KFN2=0.9取安全系數(shù)SF 1.4由課本p209圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FN1 500MPa

FN2 380MPa...z.......按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力F1KFN1FN1/SF0.89500/1.4317.9MPaF2KFN2FN2/SF0.9380/1.4244.3MPa6）計算大小齒輪的YFaYSa/[F]并加以比較YFa1YSa12.631.600.01324[F]1317.9YFa2YSa22.221.780.01618[F]2244.3大齒輪的數(shù)值大7）模數(shù)mnmn2KT1Ycos21?YFaYSa1.856mm3dz12[F]對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)相差不大，取標(biāo)準(zhǔn)值 mn 2mm，已滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。但是為了同時滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度， 需按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d155.44mm，來計算應(yīng)有的齒數(shù)d1cos55.44cos14z126.897mn2

斜齒輪重要參數(shù)：z1 27z2 90mn 2mm故取z1 27，則z2 z1iF 27 3.33 89.91，取z2 90。 a1120mm8）計算中心距(z1z2)mn(2790)2120.582mma12cos142cos1將中心距圓整為a1120mm112.8399）按圓整后的中心距修正螺旋角...z...arccos(z1z2)mn2aarccos(2790)212.8392120因1值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。10）計算大、小齒輪的分度圓直徑z1mn272,取d156mm.d155.385mmcos1cos12.839z2mn902，取d2185mmd2184.62mmcos1cos12.83911）計算齒輪寬度b dd1 1 55.385 55.385mm圓整后取B2 54mm；B1 59mm12）計算齒頂高h(yuǎn)a、齒根高h(yuǎn)f、齒全高h(yuǎn)、頂隙c：hh*m12mm2mmaanhh*c*)m(10.25)mmmmf(an22.5hhahf2.524.5mmcc*m0.25mmmmn20.513）計算齒頂圓直徑da1、da2、齒根圓直徑df、df2：1da1d12ha(5622)mm60mmda2d22ha(18522)mm189mmdf1d12hf(5622.5)mm51mmdf2d22hf(18522.5)mm180mm14）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。

....d1 56mmd2 185mmB1 59mmB2 54mm（4）大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計...z.......因?yàn)辇X輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。有關(guān)尺寸按課本 p232圖10-39推薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。D0dm，C0.3B0.35416.2mmD4mm(由后面軸設(shè)計得)，故D31.6D41.6mmD1(D0D3)/2(16174)/2117.5mm，D20.35(D0D3)0.35(16174)30.45mm具體參照大齒輪零件草圖 (見下圖)。2、低速級已知輸入功率P2 6.62kW，齒數(shù)比為2.56，小齒輪的轉(zhuǎn)速為 172.97r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，使用期為 10年（每年工作 300天），單班制，輸送機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用 7級精度。...z.......3）因傳遞功率不大轉(zhuǎn)速不高，由課本p191表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)z3 40，大齒輪z4 2.5640 102.4，取z4 103。5）選取螺旋角。初選螺旋角 2 12（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計計算2KT2u1ZHZE2,其中iS2.56,3udH1）小齒輪轉(zhuǎn)矩T2368110N?mm2）試取載荷系數(shù)Kt1.63）由課本p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH2.4514)由課本p201表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa25）由課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)d16）由課本p215圖10-26查得10.78，20.86，則121.64由課本p209圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2550MPa8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N360n1jLh60172.97118300102.49108N4N3/u2.49108/2.569.71079）由課本p208圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN30.86KHN40.88v0.881m/s...z.......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，則H3KHN3lim3/S(0.86600)/1516MPaH4KHN4lim4/S(0.88550)/1484MPa則H484MPa11）試算小齒輪分度圓直徑 d3t2KT2u1ZH23ZE97.33mmd3tu2.02dH12）計算圓周速度vv(d3tn2)/(601000)(97.33172.97)/(601000)0.881m/s13）計算齒寬b及模數(shù)mntbdd3t197.3397.33mmd31tcos297.33cos12mntz33.173mm30h 2.25mnt 2.25 3.173 7.14mmb/h 97.33/7.14 13.63214）計算縱向重合度0.318dz3tan 2 0.318130 tan12 2.0215）計算載荷系數(shù)K根據(jù)齒輪工況，查課本 p193表10-2得KA 1.25，根據(jù)v=0.881m/s,7級精度，由課本p194圖10-8查得動載系數(shù)KV 1.05...z.......由課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KHKF1.2由課本p197表10-4得接觸疲勞計算的齒向載荷分布系數(shù)KH1.428由課本p197圖10-13得彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)KF1.45則接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K KAKVKHKH 1.251.05 1.21.428 2.249116）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d3d3t3K/Kt97.3332.2491/1.6109.029mmmnd3cos2/z3109.029cos12/402.666mm（3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計1）確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)KKAKVKFKF1.251.051.21.452.2842）根據(jù)縱向重合度2.02，查得螺旋角影響系數(shù)Y0.7973）計算當(dāng)量齒數(shù)zv3z3/cos3240/cos31242.741zv4z4/cos32103/cos312110.05864）查課本p200表10-5得YFa3=2.52,YSa3=1.63,YFa4=2.23，YSa4=1.775）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由課本p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.89，KFN4=0.9取安全系數(shù)SF 1.4由課本p208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FN3 500MPa

FN4 380MPa按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力F3 KFN3 FN3/SF 0.89 500/1.4 317.9MPa...z.......F4KFN4FN4/SF0.9380/1.4244.3MPa6）計算大小齒輪的YFaYSa/[F]并加以比較YFa3YSa32.691.5750.01332[F]3317.9YFa4YSa42.241.750.01605[F]4244.3大齒輪的數(shù)值大7）模數(shù)mn2KT2Y2cos22YFaYSa2.138mm3dz32[F]對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)相差較大，取標(biāo)準(zhǔn)值 mn 4mm，已滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。但是為了同時滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度， 需按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3 109.029mm，來計算應(yīng)有的齒數(shù)

mn 3mmz3 37z4 93d3cos2109.029cos12a2199mmz3335.54mn故取z337，則z4z3iS362.5692.16，取z493。12.838）計算中心距2(z3z4)mn(3793)3a22cos12199.356mm2cos2將中心距圓整為a2199mmd3114mm9）按圓整后的中心距修正螺旋角d4 287mmarccos(z3z4)mn2aarccos(3793)312.83115mm2200B3...z.......因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。B4110mm10）計算大、小齒輪的分度圓直徑z3mn373，故取d393mmd392.84mmcos2cos12.83z4mn933，故取d4287mmd4286.144mmcos2cos12.8311）計算齒輪寬度b dd3 1109.029 109.029mm圓整后取B4 110mm；B3 115mm12）計算齒頂高h(yuǎn)a、齒根高h(yuǎn)f、齒全高h(yuǎn)、頂隙c：ha ha*mn 13mm 3mmhf (ha* c*)mn (1 0.25) 3mm 3.75mmh ha hf 3 3.75 6.75mmc c*mn 0.25 3mm 0.75mm13）計算齒頂圓直徑 da3da4、齒根圓直徑df3df4：dddd

a3d32ha(11423)mm120mma4d42ha(28723)mm293mmf3d32hf(11423.75)mm106.5mmf4d42hf(28723.75)mm279.5mm14）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。（4）大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計因?yàn)辇X輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。有關(guān)尺寸按課本 p231圖10-39推薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。D0dm，C0.3B0.311033mmD492mm(由后面軸設(shè)計得)，故D31.6D41.692147.2mm...z.......D1(D0D3)/2(265147.2)/2206.1mm，D20.35(D0D3)0.35(251147.2)36.33mm具體參照大齒輪零件草圖 (見下圖)。六、軸的設(shè)計及校核計算1、初算軸徑輸入軸的設(shè)計計算1）．已知：16.82KW,n1576r/min,T1112.8N?mPdIⅡ28mm2）．選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)，硬度280HBS， b 640Mpa，根據(jù)課本P366（15-2）式，并查課本p370表15-3，取A0115。dmin11536.82/57626.18mm?？紤]到最小直徑處要連接帶輪要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=26.18×...z.......(1+5%)mm=27.489mm。則取dIⅡ 28mm。中間軸的設(shè)計計算1）. 已知：P2 6.62KW,n2 172.97r/min,T2 368110N?m dⅡ43mm2）．選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)，硬度280HBS，bMpa，根據(jù)課本（）式，并查640P37015-2課本p370表15-3，取A0115。dmin11536.62/172.9738.66mm?？紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命的要求，有兩個鍵槽，則將直徑增大10%，則d=38.66×(1+10%)mm=42.529mm。則取dⅡ43mm。輸出軸的設(shè)計計算1）.已知：P26.42KW,n267.57r/min,T2942.37N?mdⅢ3min58mm2）．選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)，硬度280HBS，Mpa，根據(jù)課本（）式，并查b640P37015-2課本p370表15-3，取A0115。dmin1156.42/67.5752.473mm?？紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命的要求，有兩個鍵槽，將直徑增大10%，則d=52.473(1+10%)mm=57.72mm。則取d3minⅢ低58mm。3）.初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑d12與聯(lián)軸器軸孔相適應(yīng)故選擇連軸器型號，查課本P347，,查KA1.5，TCaKAT31.5942.371413.555N?m。查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 P101，取LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩·，半聯(lián)軸器的孔徑d163mm,故取d1263mm，軸孔長度L=142mm，2000Nm聯(lián)軸器的軸配長度 L1=142mm。裝配草圖的初步繪制...z.......1）傳動零件中心線、輪廓線及箱體壁線的確定a.估算減速器的外輪廓尺寸二級圓柱斜齒輪減速器A=4a,B=2a,C=2a高速級A1480mmB1240mmC1240mm低速級A2800mmB2400mmC2400mm畫傳動零件和外部輪廓確定箱體壁線：為避免齒輪與箱體壁干涉，齒輪與箱體的壁應(yīng)留有一定的距離，大齒輪齒頂圓與箱體壁距離1（11.2），取箱體壁厚8mm，則110mm，小齒輪端面與箱體壁2（2），取210mm，兩級齒輪端面間距c要大于2m(m為齒輪的模數(shù))，并不大于8mm，則取c8mm，對于箱體底部的壁位置，由于考慮齒輪潤滑及冷卻需要一定的裝油量，并使油中臟物能沉淀，箱體底部壁與最大齒輪頂圓的距離 b0應(yīng)大于8mm，，并應(yīng)不大于30mm。箱體軸承座及軸承的位置確定：對于剖分式齒輪減速器：箱體軸承座端面為箱體壁，軸承座的寬度 L為：L C1 C2 (5~10)mm。C1及C2為扳手空間所決定的的尺寸， 為箱體壁厚。（地腳螺栓直徑df 0.036a2 12 0.036 199 12 19.164mm，取df M20，軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df 14.373mm，取M16，）C1 22mm，C2 20mm，8mm，所以L=60mm,軸承端面至箱體壁的距離為 5mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸的裝配方案：中間軸各段（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位（見下圖，從左到右每個軸端長度：面分別標(biāo)記1,2,3,4,5,6）L12 37mm...z.......L23 52mmL34 8mmL45 113mmL56 42.5mm壁線距離：l 181mm中間軸各段軸徑：中間軸：因最小軸徑處裝軸承，且由初估最小軸徑dⅡ43mm選用滾動軸承，d1245mm因軸承同時承受有徑向力和軸向力且受力不大，故選用系列角接觸球軸承。查d2351mm《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》P78，表6-6。選取標(biāo)準(zhǔn)精度約為03，尺寸系列d359mm7309AC。尺寸：4dDB4510025d4551mm因高速軸上小齒輪端面到壁的距離210mm，及軸承端面至箱體壁的距離為d5645mm5mm，所以高速軸上兼兩用的擋油環(huán)寬度 B為10mm,而中速軸上大齒輪的寬度比高速軸的小齒輪寬度小5mm，則中間軸上的擋油環(huán)寬度B為10mm，所以L122510237mm,L2354252mm,L348mm,L45113mm,高速軸的各L5637mm,總長L=37+52+8+113+37=247mm，壁線距離L=247-2(28+5)=181mm，軸段長度：d145mm，l12121mm23mm,則d2351mm，d5645mm；l2350mmh2h50.0745l3433mm...z.......h3h40.07514mm，則d3459mm，d4551mm；l45102mm高速軸：（下圖，從右到左每個軸端面分別標(biāo)記1,2,3,4,5,6，7）l5659mml6733mm高速軸的各段軸徑：d1228mmd2332mmd3440mm1）由dmin28mm，則取d1228mm，為了定位帶輪，1-2軸右端有一軸肩，由h20.07282mmd4546mm，則d2328432mm，因?yàn)閹л喌膶挾萪5656mmB(Z1)e2f(81)1529123mm，其中Z為V帶根數(shù)，查課本p161d6740mm表8-10，得e=15mm，f=9mm。則l121232121mm。2）選滾動軸承：h30.07323mm,d3432638mm，因軸承同時承受有徑向力和軸向力且受力不大，故選用系列角接觸球軸承。由初估d3440mm。查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》P78，表6-6。選取標(biāo)準(zhǔn)精度約為03，尺寸系列7308AC。尺寸：dDB409023故取d34d6740mm，而由上面知擋油環(huán)寬度10mm，則l34l67231033mm，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)軸承端蓋的裝拆要求，取端蓋的外端面與帶輪端面見低速軸的各的距離l30mm,故取l2350mm。段軸徑：）因壁線的距離l181mm，齒輪的寬度，即，及齒輪端面d1263mm59mm3B=59mml56...z.......與箱體壁2（21.2），取210mm，則l45181105910102mm，又d2371mmh40.07403mm，則d4540646mm。d3480mm低速軸：（下圖，從右到左每個軸端面分別標(biāo)記1，2，3，4，5，6，7，8）d4592mmd56104mmd6792mmd7880mm由上面分析知，低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器， 現(xiàn)已選出LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器，則d1263mm，l121422140mm；h20.07634mm，d2363871mm；h30.07705mm，d34711081mm，故選滾動軸承：因軸承同時承受有徑向力和軸向力且受力不大，故選用系列角接觸球軸承。參考d3-4=80mm。查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 P78，表6-6。選取標(biāo)準(zhǔn)精度約為03，尺寸系列7316AC。尺寸：dDB8017039所以d34d7880mm；h40.07806mm，則d45801292mm，d67801292mm；h50.07926mm，則d569212104mm；軸向尺寸：l12 140mm，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)軸承端蓋的裝拆要求，取端蓋的外端面與帶輪端面見的距離 l 30mm,..

低速軸的各段長度：l12 140mml2350mml3439mml4531mml5610mml67108mml7851mm.z.......故取l2350mm，取擋油環(huán)的寬度B為10mm，l3439mm；l561.4h51.4710mm；l67B421102108mm；l783910251mm；由壁線為181mm，則自由段l4531mm。4.軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器、齒輪、帶輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由課本p106表6-1查得，并考慮便于加工，取低速軸半聯(lián)軸器處的鍵剖面尺寸bh18mm11mm，鍵長L=B-(5~10)=130mm；低速級齒輪處鍵剖面尺寸b×h=25mm×14mm,鍵長L=B-(5~10)=100mm,，取中間軸大齒輪處的鍵剖面尺寸bh16mm10mm，大齒輪處鍵長L=B-（5~10）=44mm；小齒輪處的剖面鍵尺寸b×h=16mm×10mm鍵長L=B-（5~10）=105mm，取高速軸的帶輪處的鍵剖面尺寸 b h 7mm8mm，鍵長L=B-（5~10）=110mm，配合均用 H7/K6。滾動軸承采用軸肩及擋油環(huán)定位。軸承圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為 K6軸圓角：2 450軸強(qiáng)度的計算及校核高速軸1）斜齒輪受力：斜齒輪分度圓直徑：已知 d1 56mm，T1 112.8N?m， n 200， 1 12.839，則圓周力：Ft12000T1/d14028.57N徑向力：Fr1Ft1tann1503.88Ncos1軸向力：Fa1Ft1tan1917.86N2）軸承的支反力⑴繪制軸受力簡圖...z.......⑵軸承支反力在確定軸承的支點(diǎn)位置時，從《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》查取a值，對于7308AC型角接觸球軸承，查得a=27.5。因此求得作為外伸梁的軸的支承跨距為175mm,外伸長度為112.5mm，令A(yù)為帶輪，B，D為軸承支點(diǎn)，C為齒輪作用點(diǎn)，則有BD=175mm，DC=41mm，則水平面上的支反力：FNH1FNH2Ft10FNH1BDFt1CD0解得：FNH1662.94N,FNH22166.69N垂直面上的支反力：FNV1FNV2Fr10FNV1BDFr1CDFa?D/20，(其中D為齒輪分度圓直徑d156mm)解得：FN