機械設計基礎課程設計帶傳動二級圓柱斜齒輪減速器題目題號： 帶傳動二級圓柱斜齒輪減速器學院：機電工程學院專業(yè)班級：機械10班3學生姓名：高石磊霍亞東牛彥文指導教師：王銀彪成績：優(yōu)秀1日年21日一 課程設計書二 設計要求三 設計步驟1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設計帶和帶輪6.齒輪的設計滾動軸承和傳動軸的設計8.鍵聯(lián)接設計9.箱體結構的設計10潤.滑密封設計聯(lián)軸器1設1計.設計小結參考資料課程設計書設計課題:設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.9包6括（其支承軸承效率的損失）,減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年（30天0/年）,兩班制工作,運輸容許速度誤差為5車間有三相交流電壓表鼓輪直徑mm傳送帶速度（m）傳送帶主動軸所需扭矩（N?m）設計要求減速器裝配圖一張。繪制軸、齒輪零件圖各一張3.設計說明書一份。三減設計步驟1減傳動裝置總體設計方案2減電動機的選擇3減確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4減計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設計帶和帶輪傳.動裝置總體設計方案:1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將帶設置在高速級。其傳動方案如下：圖一:（傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率nan=”"3”2””= x0.983x0.952x x= ；a12 3 45n為帶的效率1n為軸承的效率，2n為齒輪的效率，3n為聯(lián)軸器的效率，4n為鼓輪傳動的效率（齒輪為；級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式5效率計算）。.電動機的選擇電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最多，目前應用較 廣的系列自扇冷式籠型三相異步電動機， 電壓為0其結構簡單、起動性能好，工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、農(nóng)機、風機、輕工機械等。確定電動機的功率電動機功率選擇直接影響到電動機工作性能和經(jīng)濟性能的好壞：若所選電動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費。帶式輸送機所需的功率Pw由中公式（ ）得：P=FV/1000=2000x0.9/1000=1.8kWw設計題目給定：輸送帶拉力F（N）=2000N輸送帶速度2.計算電動機的輸出功率Pd根據(jù)文獻［1（］《機械零件設計指導》關陽等編遼寧科學技術出版）表2—2確定個部分效率如下：彈性聯(lián)軸器：n=0.99（個）1滾動軸承（每對）：n=0.99（共四對，三對減速器軸承，一對滾筒軸承）2圓柱齒輪傳動：n=0.97（精度級）3

傳動滾筒效率：n=0.964帶傳動效率：n=0.96帶得電動機至工作機間的總效率n=n?n4?n2?n=0.99乂0.994乂0.972乂o.96=0.85912 3帶卷筒的效率n=0.96w電動機的輸出功率：=3.76KWFV_ 2000電動機的輸出功率：=3.76KW1000nn-1000x0.96x0.859確定電動機的轉(zhuǎn)速同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數(shù)多，外部尺寸及重量較大，價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其相反，設計時應綜合考慮各方面因素，選取適當?shù)碾妱訖C轉(zhuǎn)速。三相異步電動機常用的同步轉(zhuǎn)速有3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min，常選用1500r/min或1000r/min的電動機。

計算滾筒的轉(zhuǎn)速〃w由公式n=1000*60V計算滾筒轉(zhuǎn)速n：w 兀D w工作機的轉(zhuǎn)速：1000*60V1000*60*1.55工作機的轉(zhuǎn)速：n= = =105.7r/minw 兀D 280K設計題目給定：滾筒直徑輸送帶速度確定電動機的轉(zhuǎn)速由參考文獻［2（］機械設計）中表18—1可知兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為i=8~60，由參考文獻 帶傳動比范圍為i=2~4，所以總傳動比合理范圍為i=16~240，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：總n=（16~240）x105.7r/min=1691.2~25368r/mind符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有由參考文獻 中表一查得：方案電動機型號額定功率（）電動機轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速表一中，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及總傳動比，即選定號方案，電動機型號為其主要參數(shù)如下：

表2-電1動機相關參數(shù)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速計算輸出功率軸伸長中心高軸頸鍵槽寬表2-帶2式輸送機相關參數(shù)皮帶速度皮帶拉力滾筒直徑工作條件每天時間設計壽命轉(zhuǎn)速功率平穩(wěn)連續(xù)小時年.傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速〃和工作機主動軸的轉(zhuǎn)速〃可得傳動裝置的總傳mw動比》=n/n對于多級傳動i=(i?i?i……i)計算出總傳動比后，應合理地分配mw 123 n各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷。計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速n=2890"min和工作機主動軸的轉(zhuǎn)速mn=105.7r/min可得：w總傳動比2890二2890二27.34105.7合理分配各級傳動比由參考文獻中表一，取帶傳動比i=2,i=27.34,帶則兩級減速器傳動比=13.67i_=13.67TOC\o"1-5"\h\zi 2-帶由于減速箱是展開布置，所以i=(1.3?1.5)i,取高速級傳動比i=1.35i,1 2 12由i=i?i=1.35i2得減12 2低速級傳動比為丁 ;1367=? =1 =318T1.35飛1.35從而高速級傳動比為i=1.35i=1.35x3.18=4.29從而高速級傳動比為12表2-傳3動比分配總傳動比電機滿載轉(zhuǎn)速電機高速軸高速軸中間軸中間軸低速軸滾筒轉(zhuǎn)速i=27.34in“12123.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，一般按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。0軸（電機軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=4kWmn=2890r/minm4T=9550P/n=9550x =13.22N?mm mm 2890I軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=PF=P?n=4X0.96=3.84KWIm01m帶n=n/i=1445r/min1 m帶T=T?iF=13.22x2x0.96=25.38N?mm帶01II軸（中間軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=P-n=PFF=3.84X0.99x0.97=3.69KWIII12I2 31445n=n/i= =336.83r/minii4.29T=T-i-n=25.38x4.29x0.99x0.97=104.56N?mTOC\o"1-5"\h\zI1 12III軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=P-n =P-n-n=3.69x0.99x0.97=3.54KWII23II2 3n=n/i=336.83=105.92r/min3 22 3.18T=T?i-n=104.56x3.18x0.99x0.97=319.30N?mIIIII2 23W軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩P=P-n-n=3.54X0.99x0.99=3.47KWIVIII1 2n=n=105.92r/min43= -n-n=xx= ?III1 2各項指標誤差均介于?之間。各軸運動和動力參數(shù)見表4表2-各4軸運動和動力參數(shù)軸名功率轉(zhuǎn)矩（ ）轉(zhuǎn)速傳動比效率”電機軸I軸II軸m軸滾筒軸確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸帶傳動設計的主要內(nèi)容選擇合理的傳動參數(shù)；確定帶的型號、長度、根數(shù)、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結構和尺寸等。.設計依據(jù)傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉(zhuǎn)速等。.注意問題帶傳動中各有關尺寸的協(xié)調(diào)，如小帶輪直徑選定后要檢查它與電動機中心高是否協(xié)調(diào)；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調(diào)。小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑一致；大帶輪的孔徑應注意與帶輪直徑尺寸相協(xié)調(diào)，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段的最小軸徑。帶傳動設計計算1、確定計算功率由中表 查得工作情況系數(shù)K=1.1A由中公式：1=KPcaAmP=KP=1.1x4=4.4kWcaAm2選擇帶的帶型根據(jù)P=4.4kW及n=2890r/min由中圖選用型ca m3確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速^d①初選小帶輪的基準直徑dd1由［2中］表8-和6表8-，8取小帶輪的基準直徑d=250mmd1②驗算帶速^按［2中］公式8-1驗3算帶的速度

兀dnv= di 60X10003.14兀dnv= di 60X100060x1000因為5m/s<v<25m/s故帶速合適。根據(jù)［2中］公式計算大帶輪的基準直徑dd2d=id=2根據(jù)［2中］公式計算大帶輪的基準直徑dd2d=id=2x250=500mmd2 d1由中表取d=500mmd24確定帶的中心距a和基準長度L0d①根據(jù)中公式20.7（d+d）<a<2（d+d）d1 d2 0 d1d2初定中心距a=1200mm0②由中公式 計算所需的基準長度兀rrQ-d）2L=2a+d+d +—d2 di—d0 02d1d2 4a0=2x1200+-x（250+500）+^500-250=3591.12m2 4X1200由中表 選帶的基準長度L=4000mmd③計算實際中心距a由［2中］公式8-2計3算l-1 ,…=a+-d—d0-=1200+0 23591.12-40002氏996mm、驗算小帶輪上的包角a1根據(jù)［2中］公式8-2計5算：a氏180°-(d根據(jù)［2中］公式8-2計5算：a氏180°-(d-d)5731=180。—(500—250)x573-^165.62°>90。1 d2 d1a 9966計算帶的根數(shù)①計算單根帶的額定功率pr由d=250mm和n=2890r/min查中表d1 m得P=3.62kw0根據(jù)n=2890r/min、i=2.0和型帶查m中］表得八P=0.35kw

0查中表得K=0.96，查中表

a=1.02于是由［2中］公式P KPZ=~C~=t A\ PP+AP)KKr0 0aLP=(P+AP)KK=(3.62+0.35)x0.96x1.02=3.89kWr0 0aL②計算帶的根數(shù)4.4386=1.14取2根、計算單根帶的初拉力的最小值（F）0min根據(jù)［2中］公式(F)0min(2.5-(F)0min=500 a-e+qv2Kzv

a0.96x2x5.23=500x"，5-0.96)x4.4+0.30x5.232=3450.96x2x5.23其中由中表得型帶q=0.30kg/m應使帶的實際初拉力F＞（F）。0 0min、計算壓軸力壓軸力的最小值由中］公式壓軸力的最小值由中］公式8-2得8：F）=F）=2z（F）pmin0minsin幺=2x2x345.60xsin165.62°=1371.53N2 2、帶輪結構設計查中表得大、小帶輪總寬度：B=2x25.5+2x25.5=102mm型帶傳動相關數(shù)據(jù)見表表 型帶傳動相關數(shù)據(jù)計算功率P（、cdkw傳動比帶速帶型根數(shù)單根初拉力（）壓軸力（）小帶輪直徑大帶輪直徑中心距基準長度（）帶輪寬度小帶輪包角0.齒輪的設計選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：.齒輪類型選用直齒圓柱齒輪傳動中］表.齒輪精度等級帶式輸送機為一般機器速度不高，按照中］表選擇級精度（ ）材料由中表 選擇：兩者材料硬度差為小齒輪 調(diào)質(zhì)硬度大齒輪 鋼調(diào)質(zhì)硬度試選擇小齒輪齒數(shù)z=221大齒輪齒數(shù)z=i?Z=5.17x22=113.7421 1齒數(shù)比按齒面接觸強度設計1.確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①試選載荷系數(shù)k=1.3t②小齒輪轉(zhuǎn)矩= 5X一= 4③由文獻中表 查得材料彈性影響系數(shù)z=189.8MPa2E④齒寬系數(shù)：由文獻中表一知齒寬系數(shù)。=1d⑤由文獻中圖 按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限:o=570MPaoHlim1=530MPaHlim1⑥計算應力循環(huán)次數(shù)XXX8XX9= XX3109 =X⑦由文獻中圖 取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.93K=0.97HN1 HN2⑧計算接觸疲勞許應力取失效概率為 安全系數(shù)由文獻［2中］式10-120］=KHN1 Hliml=0.93x570=530MPaHiSIc]-KHN2 Hlim2=0.97x530-514.1MPaH2S2.計算KTu土1由式d>2.32?3 i?-4——?11 弧u①試算小齒輪分度圓直徑d11KTu土1d>2.32?31?1 11 \9udd1(Z?[e'H2、211. ；1.3x3.84x1044.104+1(189.8丫-2.32x3i x x 3 1 4.104 1514.1)-47.280mm②計算圓周速度③計算齒寬 -9? -xb④計算齒寬與齒高比bh⑤計算載荷系數(shù)據(jù)- 級精度。由圖 查動載荷系數(shù) -直齒輪K=K=1Ha Fa由文獻中表 查得使用系數(shù)K=1A由文獻［2中］表10-4用插入法查得級精度、小齒輪相對非對稱布置時K廠1.452由一二在文獻［2由一二在文獻［2中］查圖得K=1.42Fp故載荷系數(shù)K=KKKK=121.132121.452=1.641AvHaHp⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻中］式得⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻中］式得0⑦計算模數(shù)按齒根彎曲強度計算由文獻【1由文獻【1】中式-彎5曲強度設計公式,12KTYYm>o- u際珅31巾Z2丁」d1F確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①由文獻中圖 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限O =500MPaFE1大齒輪的彎曲疲勞強度極限o=380MPaFE2②由文獻中圖 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.86K=0.90FN1 FN2

③計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由中式「]Ko 0.86x500匕」=—fnifei= =307.14MPaf1S 1.4「」Ko0.90x380O」=—fn2fe2= =244.29MPaF2S 1.4④計算載荷系數(shù)K=KKKK=1x1.13x1x1.42=1.605AvFaFP查取齒形系數(shù)由中表查得Y=2.80Y=2.218Fa1 Fa2查取應力校正系數(shù)由中表查得Y=1.55Y=1.772Sa1 Sa2計算大小齒輪的Y?YF1Y?YF12.80x1.55307.14=0.014132.218x1.772244.292.218x1.772244.2912KTYYm，巾E飛

dd1F1x202=0.01609大齒輪的數(shù)值大設計計算；2x1.605x3.84x104. x0.01609=1.71mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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)的乘積有就7近-圓8整7就7近-圓8整7為標準值m=2，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=50.10mm,1算出小齒輪的齒數(shù)d50.10z=—= x251m2大齒輪的齒數(shù)z=4.104義25=102.6取z=10522實際傳動比：i=105=4.225424104傳動比誤差：Ai=」 -4x100%=2.34%<5%允許4.104高速級齒輪幾何尺寸計算①分度圓直徑d=z?m=25x2=50mmd=z-m=105x2=210mm11 2 2②中心是巨a=+21°=130mm2③齒輪寬度b=。d=50mm 取B=55mmB=50mmd1 1 2表3-1高速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪0大齒輪低速級齒輪設計選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)⑴選用直齒圓柱齒輪傳動⑵傳動速度不高，選擇級精度（⑵傳動速度不高，選擇級精度（⑶材料選擇小齒輪 調(diào)質(zhì)硬度大齒輪 調(diào)質(zhì)硬度⑷選擇小齒輪齒數(shù)z⑶材料選擇小齒輪 調(diào)質(zhì)硬度大齒輪 調(diào)質(zhì)硬度⑷選擇小齒輪齒數(shù)z=25 大齒輪齒數(shù) =34按齒面接觸強度設計KTu土1d>2.32?3 3?———?31 \如u.確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)k=1.3

t小齒輪傳遞的扭矩小齒輪傳遞的扭矩由中表 查得材料彈性影響系數(shù)z=由中表 查得材料彈性影響系數(shù)z=189.8MPa2E由中表選取齒寬系數(shù)。=1

d由中圖 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限o=570MPaHlim3大齒輪的接觸疲勞強度極限o =530MPaHlim4中式計算應力循環(huán)次數(shù)X)-X一中圖取接觸疲勞壽命系數(shù)kHN3=0.97kHN大齒輪的接觸疲勞強度極限o =530MPaHlim4中式計算應力循環(huán)次數(shù)X)-X一中圖取接觸疲勞壽命系數(shù)kHN3=0.97kHN4=0.99⑧計算接觸疲勞許應力取失效概率為安全系數(shù)由中式0]=Khn3力Iim3=0.97X570=552.9MPaH3S0]=。J0Iim4=0.99X530=524.7MPaH4S計算①計算小齒輪分度圓直徑d，代入0]31 H2KTu土1d>2.32?3 3?- 31j1巾ud 2=2.32x311.3x1.52x105 3.04+1(189.8)X X3.042=75.51mm②計算圓周速度③計算寬度④計算齒寬與齒高比n模數(shù) =——二 =3齒高 = = 5 4t——h計算載荷系數(shù)據(jù)V414.47m/s 級精度。由 中圖 查動載荷系數(shù)K=1.30v直齒輪K=K=1。由中表 查得使用系數(shù)K41。Ha Fa A由［2中］表10-用4插入法查得8級精度、小齒輪相對非對稱布置時K41.486HPb由—411.1K41.486查中圖得341.42h HP FP故載荷系數(shù)K4KKKK4151.305151.486=1.932AVHaHP得0按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由［2得0一一K d4d.,——484.063mm3 313KYt⑦計算模數(shù)m414等43.363mm3

按齒根彎曲強度計算由中式 彎曲強度設計公式m>3］斗YY3巾Z2bJ\d1F確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①由中圖 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b =500MPa；大FE3齒輪的彎曲疲勞強度極限b =380MPa②由［2中］圖?、谟桑?中］圖取1彎8曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90K=0.93

FN3 FN4③計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由中式「]Kb 0.90x500b」=_FN3__FE3.= =321.43MPaF3S 1.4「」Kb 0.92x380b」=_fn4_FE4= =249.71MPaF4S 1.4④計算載荷系數(shù) K=KKKK=1x1.30x1x1.42=1.846AVFaFP⑤查取齒形系數(shù)由［2中］表由［2中］表10-查5得Y=2.62Fa3Y=2.23Fa4⑥查取應力校正系數(shù)由［2中］表由［2中］表10-查5得Y=1.59Sa3Y=1.76Sa4計算大小齒輪的YbYF?Y2.62x1.59321.43―」Sa3= =0.01296321.43F3

Y?Y?Y-^4—]Sa4F42.23x上76:0.01572249.71大齒輪的數(shù)值大設計計算m,I2KTYF^Ya

dYd1 F；2x1.846x1.52x1061x252, x0.015721x252根據(jù)中表一就近圓整為標準值m=2.5mm計算小齒輪齒數(shù)Z計算小齒輪齒數(shù)Z=3d 84.063m2.5計算大齒輪齒數(shù)Z=3.04x3421024102實際傳動比：i=——=3.03430430傳動比誤差：Ai= x100%=0.013%<5%允許3.04低速級齒輪幾何尺寸計算①分度圓直徑d=Z,m=34x2.5=85mmd=Z-m=102x2.5=255mm33②中心距a②中心距a285+255=170mm2③齒輪寬度b=。d=1x85=85mmB=90mm B=85mmd3 3 4表3-低2速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬

小齒輪0大齒輪傳動軸和滾動軸承的設計確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸入軸材料選定為 ，鍛件，調(diào)質(zhì)。2、求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：TOC\o"1-5"\h\z輸入軸的功率 =I輸入軸的轉(zhuǎn)速=1輸入軸的轉(zhuǎn)矩= ^I圓周力：=—=2 =0 -1中］表徑向力：= ^ 。= 0中］表3初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為 ，調(diào)制處理，根據(jù)—3取=0I 1P I= ??——= 03 =3 \II初步設計輸入軸的結構根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度①已知軸最小直徑為 二 m由于是高速軸，顯然最小直徑處將min裝大帶輪，故應取標準系列值=m為了與外連接件以軸肩定位，故取A段直徑為d=23mm。B②初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)d=23mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取基本游隙組、標準精度級的深溝球B軸承 （參考文獻）］其尺寸為dxDxB=25x47x12，為防止箱內(nèi)潤滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側安裝擋油板，根據(jù)需要應分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩，故：d=d=d=30mm。DEFTOC\o"1-5"\h\z③由于軸承厚度為 m根據(jù)中圖 擋油板總寬度為 故l=l=25.5mm，根據(jù)箱座壁厚，取且齒輪的右端面與箱內(nèi)壁的距離A2>8，CG 1則取A2=15mm，根據(jù)中圖.而擋油板內(nèi)測與箱體內(nèi)壁取 ，故l=13.5-3.5=10mm。根據(jù)參考文獻表知中間軸的兩齒輪間的距離FA1=10~15，估取A1=10mm，且中間軸的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為A2=13.5mm，因B=90mm，B=50mm，B=l=55mm3 2 1E故l=10+90+13.5—3.5-@-，0）=107.5mm。D2④設計軸承端蓋的總寬度為 （由減速器及軸承端蓋的結構設計而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為 ，故l=60mm。根據(jù)根據(jù)帶輪寬度可確定l=60mmBA初步設計輸出軸的結構.輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d，為了使所選的軸直徑g與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=KT查表,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取K=1.5,則：caA1 A= =x ? = ?caAIII.初選聯(lián)軸按照計算T應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件查標準 選用型號ca為的 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為710N?m。半聯(lián)軸器的孔徑d-45mm故取d-45mm半聯(lián)軸器長度L=80mm。ff軸的結構設計（1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度①根據(jù)已確定的d-45，由于段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長相同，為了使f聯(lián)軸器以軸肩定位，故取段直徑為d-52mm。e②初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)de-52m，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承60（1參1考文獻［3），］其尺寸為dxDxB-55x90x18,根據(jù)需要在擋油板的一端制出一軸肩，故d-65mm。c③由于軸承長度為 ，擋油板總寬為 故/=34mm，根據(jù)兩齒輪中d心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁為 ，而擋油板內(nèi)測與箱體內(nèi)壁取 ，另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內(nèi)，距離取m綜上累加得出l-49mm,l-80mm。根據(jù)高速軸的尺寸和低速軸的部ab分尺寸可以算出l=72.5mmc④設計軸承端蓋的總寬度為 （由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為 ，故l=67mm。e5.按彎曲合成應力校核軸的強度（1）根.據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖：計算危險截面處的Mh）和M現(xiàn)將計算出的截面相關數(shù)據(jù)列于下表。載荷水平面垂直面支反力F=1223.5N,F=2248.2NNH1 NH2F=445.3N,F=818.3NNV1 NV2彎矩M=179856N?mmHM=65464N-mmV總彎矩M=J1798562+654642=180344.8N?mm扭矩T:442645N.mmiii校核.軸的強度按彎矩合成強度條件，校核危險點即截面圓周表面處應力。扭轉(zhuǎn)切應力

為靜應力，取a=0.6，由中表 查得，軸彎曲疲勞極限卜］=60MPa-1.J；M2+Q.T)

o=\.J；M2+Q.T)

o=\ HI—ca W結論：強度足夠。、 二14.86MPa<lo「二60MPa0.1x603 -1軸的設計——中速軸的設計i中速軸的功率=II中速軸的轉(zhuǎn)速n2中速軸的轉(zhuǎn)矩TI2、初步確定軸的最小徑因為中間軸最小徑與滾動軸承配合，故同時選取滾動軸承，根據(jù)軸的最小徑初步選取型號為的深溝球軸承，其尺寸為dxDxB=30x62x16。根據(jù)前兩個軸的尺寸，不難得出中速軸的尺寸，故其各部分計算省略。x0軸承的選擇軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合。輸入軸軸承1.軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷P=89.5N；軸承轉(zhuǎn)速= ；軸承的預期壽命1L=8x300x9=21600hh2.軸承型號的選擇求軸承應有的基本額定動載荷值xx二■3 =X3 \ 3按照表 選擇C=10000N的軸承驗算600軸5承；=34897>21600106 「=34897>21600 -x 60x715I873)因此軸承600合5格。輸出軸軸承1.軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 P=2871N；

軸承承受的轉(zhuǎn)速軸承的預期壽命L=8x300x9=21600hh2.軸承型號的選擇求軸承應有的基本額定動載荷值xx二■3 =x1 3 3按照表選擇C=30200N的軸承驗算601軸1承；106 106 (30200^3 x 60x57.3(2871)=3.39x105>21600因此軸承601合1格。中間軸軸承.軸承類型的選擇由于中間軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷P軸承承受的徑向載荷P=2501.28N；軸承的預期壽命軸承承受的轉(zhuǎn)速軸承的預期壽命L=8x300x9=21600h

h.軸承型號的選擇

求軸承應有的基本額定動載荷值I XX= ?3 = XI 1 1按照表選擇C=19500N的軸承驗算620軸6承；106(C, -60n(P)106(C, -60n(P)=45308>21600 x- 60X174.212501.28)因此軸承620合6格。8.鍵聯(lián)接設計1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結構，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸d=60mm，由 中表選擇bxh=6x6。鍵長根據(jù)皮帶輪寬度 選取鍵的長度系列取鍵長②校核鍵連接的強度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由[2中]表6-2查得許用及壓應力LL100~120MPa取平均值LL110MPa。鍵的工作長度ppl=L—b=50—6=42mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5x6=3mm由 [2]中 式 6-1得L=，X=2 8_二<L1強度足夠。? ? XX鍵bXhXL=6X6x502、輸出軸鍵連接⑴輸出軸與齒輪4的鍵連接①選擇鍵連接的類型與尺寸一般8級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（型）。據(jù)d=80mm，由中表查得鍵的剖面尺寸為b=18mm，高度h=11mm。由輪轂寬度B=85mm及鍵的長度系列取鍵長L=70mm。②校核鍵連接的強度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由［2中］表6-查2得許用及壓應力LL100~120MPa取平均值LL110MPa。鍵的工作長度ppl=L—b=70—18=52mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5x11=5.5mm由 ［2］中 式 6-1得L=?山x_2 x__= <L1強度足夠。? . xx鍵bxhxL=18x11x70⑵輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接據(jù)輸出軸傳遞的扭矩T應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。查國家標準III選用 型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為T=710N?m。半聯(lián)軸器孔徑nd=45mm。選擇鍵連接的類型及尺寸據(jù)輸出軸軸端直徑d=45mm,聯(lián)軸器型軸孔d=45mm,軸孔長度1L=80mm選取型普通平鍵bxhxL=14x9x70校核鍵連接的強度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由［2中］表6-2查得許用及壓應力鍵的工作長度L]=100?120MPa取平均值L]=110MPa鍵的工作長度l=L-b=70-14=56mml=L-b=70-14=56mm,由 中 式 得。二一_二一2-= 」1強度足夠。鍵bxhxL=14x9x70、中間軸的鍵連接⑴中間軸與齒輪的鍵連接①選擇鍵連接的類型與尺寸一般級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（型）。據(jù)d=35mm，由中表查得鍵的剖面尺寸為b=10mm，高度h=8mm。由輪轂寬度B=50mm及鍵的長度系列取鍵長L=40mm。②校核鍵連接的強度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由中表 查得許用及壓應力TOC\o"1-5"\h\zLL100?120MPa取平均值LL110MPa。鍵的工作長度p pl=L-b=40-10=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5x8=4mm由 中 式 得L=.x=2 6—= <L1強度足夠。. . xx鍵bxhxL=10x8x40（）、中間軸與齒輪的鍵連接依據(jù)中間軸與