《鑄鋼車間型砂傳送帶傳送裝置設計 設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《鑄鋼車間型砂傳送帶傳送裝置設計 設計說明書（31頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設計課程設計計算說明書 設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計 目錄 設計任務書…………….………………………………….2 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…….5 五、傳動零件的設計計算………………………………….….6 六、軸的設計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇

2、及校核計算………………………….…19 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………22 九、連軸器的選擇 十、潤滑方式及密封設計 參考資料 機械課程設計課程設計任務書 題目：帶式運輸機傳動裝置 設計條件： 1. 運輸帶工作拉力： F= 1500 KN(根據(jù)課本參數(shù)表和小組分配之后選取得到) 2. 運輸帶工作速度： V= 1.1 m/s。(數(shù)據(jù)來源同上) 3. 滾筒直徑： D= 220 mm 4. 滾筒效率： ?=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(zhuǎn)， 載荷較平

3、穩(wěn). 6. 使用壽命： 8 年 7. 工作環(huán)境： 室內(nèi)工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度35度 8. 動力來源： 電力，三相交流，電壓380V/220V； 9. 檢修間隔期： 四年一次大修、二年一次中修，半年一次小修。 10. 運輸帶速度允許誤差: 5％; 11. 制造條件及生產(chǎn)批量:一般機械廠制造,小批量生產(chǎn). 設計要求： 1. 減速器裝配圖1張（A0或A1） 2. 軸零件圖1張 3. 齒輪零件圖1張 4. 編寫設計說明書1份 一 傳動方案的擬定 根據(jù)小組分配，在各個傳動方案中選擇二級展開式圓柱齒輪減速器，其主要特點是：傳動比一般為8～

4、40，用斜齒、直齒或人字齒，其中高速級一般用斜齒，低速級可做成直齒，結(jié)構(gòu)簡單，應用廣泛；它是二級齒輪減速器中應用最廣泛的一種，齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度，高速級常用圓柱斜齒輪，低速級可用直齒輪。高速級齒輪布置應遠離輸入端，這樣，軸的扭轉(zhuǎn)變形將能減小軸的彎曲變形引起的載荷沿齒寬發(fā)布不均現(xiàn)象。用于比較平穩(wěn)的場合。如下圖為其傳動方案簡圖： 二 電動機的選擇 1選擇電動機類型: 根據(jù)面前任務書給定的工作條件,選擇Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電機。 2.確定電動機的輸出功率(即工作機所需功率): (1)總效率

5、: 由設計手冊表選取η軸承＝0.98、η聯(lián)軸器1＝0.99、η聯(lián)軸器2＝0.99、η卷筒＝0.96、η齒輪傳動＝0.97；又由設計可知，需要3對軸承、2個聯(lián)軸器、2對齒輪傳動，故總效率： 得η＝0.983*0.99*0.99*0.96*0.972 =0.83. (2)工作機所需功率: 工作機所需功率Pd＝Pw/η 工作機輸入功率Pw ＝FV/1000 根據(jù)設計條件,F= 1500 N,V= 1.1 m/s 結(jié)論:電動機輸出功率(即工作機所需功率) Pd＝1.988 kw 3確定電動機的轉(zhuǎn)速：由運輸帶的工作速度V=Dn/(60X1000) 得:

6、 卷筒的轉(zhuǎn)速n= 60 X 1000v/D=95.54 r/min 因為二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般為8~40，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nm＝n*(8~40)＝（764.32～3821.6）r/min. 4.綜上所述,得出結(jié)論: 符合這范圍的電動機同步轉(zhuǎn)速有1000、1500兩種，通過對比選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的較合適，故擬選用電動機類型為： Y 112M-6——額定功率為2.2KW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=940r/min，額定轉(zhuǎn)矩為2.0N.m，極數(shù)為6,質(zhì)量45kg。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1.計算總傳動比： i＝nm/nw＝940

7、/95.54＝9.84 而二級傳動中有：i＝i1*i2 2.分配各級傳動比 考慮到各級傳動機構(gòu)的傳動比ii≤8，原則上要使各級傳動承載能力大致相等；使減速器的尺寸與質(zhì)量較?。皇垢骷夶X輪圓周速度較??；采用油浴潤滑時，使各級齒輪副的大齒輪浸油深度相差較小,因此大齒輪的直徑要相近. i1≈(1.3～1.5)i2 所以：i1＝3.58， i2＝2.75 i1、i2依次為Ⅰ、Ⅱ軸，Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動比 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 本傳動裝置從電動機到工作機有三軸，依次為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ 軸，則： （1） 各軸轉(zhuǎn)速：

8、 第I 軸:nⅠ=940r/min； 第Ⅱ軸nⅡ=nⅠ/i1= nm/ i1=940/3.58=262.57r/min； 第Ⅲ軸nⅢ=nⅡ/i2=940/9.84=95.54r/min； 其中,Ⅰ軸是高速軸，Ⅲ軸為低速軸；i1、i2依次為Ⅰ、Ⅱ軸，Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動比 （2） 各軸功率： PI=Pdη01 =1.9880.990.98=1.9288kw； PII=PIη12=1.92880.980.97=1.8335kw； PIII=PIIη23=1.83350.980.970.96=1.6732kw； 式中，Pd為電動機軸輸出的功率，kw；PI、PII、PIII為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ

9、軸的輸入功率；η01、η12、η23依次為電動機軸與I軸，Ⅰ、Ⅱ軸，Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動效率。 （3） 各軸轉(zhuǎn)矩 Td＝9550Pd/nm＝9550*1.988/940＝20.197Nm； TI=Tdη01=20.197*0.99*0.98=19.595Nm； TII=TIi1η12=19.5953.580.980.97=66.686Nm； TⅢ=TIIi2η23 =66.6862.750.980.970.96=167.354Nm； 式中，Td為電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩，；TⅠ、TII、TⅢ為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)矩

10、. 五、傳動零件的設計計算 1. 初選聯(lián)軸器類型和型號: (1)聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.197Nm =26.256 Nm≤[T] 因為整個運輸裝置沖擊載荷不大,工作環(huán)境多塵,考慮維護方便,初選滾子鏈聯(lián)軸器.型號GL1 GB/T6069 –2002 2. 各齒輪的設計及選擇： (1)Ⅰ軸小齒與Ⅱ軸大齒的配合的設計計算 根據(jù)前面所述,已知： 輸入功率PI=1.9288kw，

11、I軸上小齒輪轉(zhuǎn)速nⅠ=940r/min，高速級齒輪傳動比i1＝3.58， 低速級齒輪傳動比i2＝2.75 <1.選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù) 1） 按圖（c）所示的傳動方案，選用直齒輪傳動。 2） 運輸機為一般 工作機，速度不高，故選用7級精度。 3） 材料選擇:根據(jù)其工作條件,在滿足使用性能的前提下,使加工制造簡便和經(jīng)濟.選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為260HBS，大齒輪材料 為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為220HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4） 選小齒輪齒數(shù)Z1=22，大齒輪齒數(shù)Z2=i12Z1=3.5822=79 Z3=22，

12、 Z4=i34Z3=2.7522=61。 2．按齒面接觸強度計算 按式： d1t≥ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ⑴試選載荷系數(shù)kt=1.4 ⑵小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由前一節(jié)運動參數(shù)計算,己知 TI=19.595Nm=1.960 Nmm TII=66.686Nm=6.669Nmm ⑶由課本表10-7選取齒寬糸數(shù)φd =1.05 ⑷由課本表10-6查得材料的彈性影響糸數(shù)ZE =189.8. ⑸由指導書光盤的軟件<<機械設計輔助糸統(tǒng)>>,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=700MPa, 大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa

13、 ⑹計算應力循環(huán)次數(shù) (I軸上小齒輪) N1=60n1jLh=609401(283008)=2.166 109 (II軸上大齒輪) N2=602631(283008)=6.060108N2 (II軸上小齒輪) N3= N2 =6.060108 (III軸上大齒輪) N4=60961(283008)=2.212108 ⑺由課本圖10-19取接觸疲勞壽命糸數(shù)KHN1=0.95 K HN2=0.99 K HN3 =0.99 K HN4 =1.06 (8)計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全糸數(shù)S=1 「бH」1 = KHN1*σHlim1 /S=0

14、.95*700MPa=665Mpa 「бH」2= KHN2σHlim2/S=0.99*550MPa=545MPa 「бH」3 = KHN3*σHlim1 /S=0.99*700MPa=693Mpa 「бH」4 = KHN4*σHlim2 /S=1.06*550MPa=583Mpa 1） 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑,代入的都為各對嚙合中「бH」較小的值 第一個小齒輪:d1t≥ 第二個小齒輪:d3t≥ (2)計算圓周速度 V==3.1436.143940/(601000)=1.778m/s V34==3.1453.091262.57/(601000)

15、=0.7295m/s （3）計算齒寬b b1=φd d1t=136.143mm=36.143mm b3=φd d3t=153.091mm=53.091mm (4)計算模數(shù)m,齒高h,及齒寬與齒高之比. mt1===1.643mm mt3===2.413mm h1=2.25mt1=2.251.643=3.697mm h2 =2.25mt3=2.252.413=5.429mm ==9.78 ==9.78 （5）計算載荷系數(shù)K 1.查課本10-2表,使用系數(shù)KA=1。 2.根據(jù)V，7級精度，查得動載系數(shù)KV1=1.07 KV3=1.02； 3

16、.按表10-4查得按接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KHB，即得：KHB1=1.308 KHB3==1.312, 4.再根據(jù)齒寬與齒高之比,查得按彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KFB1=1.29 KFB3=1.30 5.查得齒間載荷分布系數(shù)KHa1=KFa1=1,KHa3=KFa3=1(直齒輪)。 故: 載荷系數(shù) K1=KA1KV1KHa1KHβ1=11.0711.308=1.399 K3=KA3KV3KHa3KHβ3=11.0211.312=1.338 （6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由于試選的糸數(shù)與實際載荷糸數(shù)十分相近,不必校正.d1= d1t =36

17、.143 d3==53.091*(1.338/1.4) 1/3=52.295mm （7）計算模數(shù)mn mn1==36.143/22=1.643 mn3==52.295/22=2.377 3、按齒根彎曲強度計算 按式： m 1） 確定計算參數(shù) （1） 計算載荷系數(shù) K11=KA11KV11KFa11KFβ11=11.0711.29=1.38 K31=KA31KV31KFa31KFβ31=11.0211.30=1.32 （2） 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=σFE3=268MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=σFE4=210 MPa （3） 查表得彎曲疲

18、勞壽命系數(shù) KFN1=0.90 ，KFN2=0.93, KFN3=0.93, KFN4=0.98 （4） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞系數(shù)S=1.3， 得： 191.72 MPa 158.31 MPa （5） 按機械設計教材10－5表查取齒形系數(shù) =2.72， =2.22 YFa3=2.72. YFa4=2.28 （6） 查取應力校正系數(shù) = 1.57，=1.77 Ysa3=1.57, Ysa4=1.73 （7） 計算大小齒輪的并加以比較： 2.72*1.57/185.54=0.02302

19、 2.22*1.77/150.23=0.02616 大齒輪的數(shù)值大，所以取0.02616 2.72*1.57/191.72=0.02227 2.28*1.73/158.31=0.02492 大齒輪地數(shù)值大，所以取0.02492 2)設計計算： =1.41 =2.05 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取=2.0 mm =2.5 mm，已可滿足齒根彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按前面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d來計算應有的齒數(shù)。于是由 ==36.143/2=18.07 取Z1=19，則Z2=i12Z

20、1=193.5869 ==52.295/2.5=20.92 取Z3=21，則Z4=Z3i34=212.7558。 4幾何尺寸計算： 1） 計算分度圓直徑 d1=z1m1=19*2=38mm d2=z2m1=69*2=138mm d3=z3m3=21*2.5=52.5mm d4=z4m3=58*2.5=145mm 2） 計算中心距： =（38+138）/2=88mm 3） 計算齒寬 =1.0538mm=39.9 mm。 圓整后取B2=40mm，B1=45mm =1.0552.5mm=55mm 圓整后取B4=55mm，B3=60mm。 六 軸的設計計

21、算 A. I軸的設計及計算 I軸的初步結(jié)構(gòu)圖 1. 求作用在齒輪上的力 圓周力:Ft1== N=1031.58N； 徑向力:Fr1= Ft1=1031.580.3640=375.46N (圓柱直齒無軸向力) 2. 初步確定軸的最小直徑,同時選用聯(lián)軸器 I軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2。為了使所選的軸直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號.考慮裝拆維護方便,而工作環(huán)境又為多塵.選用滾子鏈聯(lián)軸器. 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.

22、197Nm =26.256 Nm≤[T] 聯(lián)軸器型號：GL1聯(lián)軸器 GB4323-2002 公稱轉(zhuǎn)距：40N.m。許用轉(zhuǎn)速為3600r/min ,直徑取20mm，L1=38mm,即I軸的最小直徑為d1-2=20mm 3.軸的結(jié)構(gòu)設計 結(jié)構(gòu)形式如下: (1）﹑根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=24mm，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，軸端擋圈同時取28mm.1-2段的長度應比L1短一些，現(xiàn)取L1-2=36mm. 2

23、)初步選擇滾動軸承。因軸承并不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=24mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標準精度級的圓柱滾子軸承N205E，其尺寸為d*D*B=25mm*52mm*15mm,故d3-4=d7-8=25mm, 齒輪的左端與左軸承之間采用軸肩來進行軸向定位，參考B=15所以L3-4=15+s=23mm。(取s=8mm)由手冊查得N205E軸承的da =30mm,所以取d4-5==30mm,。 3) 由于齒輪直徑小，因此做成齒輪軸。所以軸段5-6的分度圓直徑d5-6=38mm。已知齒輪B1=45mm,故取L5-6=45mm，N205E軸承B=15

24、mm，故取L7-8=15mm。 4) 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼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)軸器右端面的距離L=20mm，故取L2-3=40mm。 5) 齒輪與箱體需要一段距離,取該距離15mm,考慮箱體鑄造誤差,滾動軸承距箱體又有一段距離,取s=8mm.故23mm. 6) II軸上小齒輪齒寬B3=60.(L4-5大約要大于100) (2) 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，根據(jù)d1-2 =20mm 選用平鍵為b*h=6 X 6mm，鍵長22mmm，配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配

25、合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. (3) 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊，取軸端倒角為2.0*450.各軸肩處的圓角半徑1mm. B 、II軸的結(jié)構(gòu)設計 II軸的初步結(jié)構(gòu)圖 1、 作用在齒輪2上的力 Ft2==2*66.96X1000/138N=970.43N； Fr2= Ft2 tana=353.21N 作用在齒輪3上的力 Ft3==2*66.96X1000/52.5N=2540.57N； Fr3= Ft3 tana＝924.69N,其中標準齒輪壓力角a= 2、初步計算軸的最小直徑 先按扭轉(zhuǎn)強度d計算。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。

26、根據(jù)手冊，取A0=112，于是得 dmin≥112=21.4mm。 1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）初步選擇滾動軸承。因軸承并不受軸向力的作用，徑向載荷較大.故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標準精度級的圓柱滾子球軸N206E，其尺寸為d*D*B=30mm*62mm*16mm,故d1-2=d7-8 =30mm.左端軸承采用軸肩進行軸向定位,根據(jù)選用的軸承da=36mm因此取d2-3=36mm.為了使套筒與軸承壓緊，取L1-2 =16mm. （2）由于左齒輪直徑小，因此做成齒輪軸，所以軸段3-4的分度圓的直徑d3-

27、4=52.5mm.此處為齒輪軸,不必對齒輪進行軸向定位,又已知齒輪B3=60mm,故取L3-4=60mm。左齒輪與箱體距離適宜地初取為16mm,同時考慮箱體鑄造誤差,滾動軸承的位置距箱體有一段距離,取距離s=8mm,故=16+8=24mm （3）取安裝右齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=34mm，齒輪的左端與采用軸肩進行軸向定位。軸肩高度h>0.07d,故取h=3,則軸環(huán)的直徑為=40;軸環(huán)的寬度b>=1.4h,因此取=5mm.已知齒輪B2=40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于B2，故取L6-7=37mm。 （4）考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應距箱體內(nèi)壁

28、一段距離s，取s=8mm，已知齒輪距離箱體a2=16mm,滾動軸承寬度B=16mm 則： L7-8= s+ a2+B+(40-37)= 8+16+16+3=43mm 取兩齒輪之間的距離c=20mm,則L4-5 =c-b=20-5=15mm, 5-4段保持與2-3段水平,故d2-3 =d4-5=36mm. 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2）軸上零件定額周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。查手冊,根據(jù)輪轂處直徑d6-7 =34mm,選用平鍵為b*h=10mm*8mm，鍵長28mmm，配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的

29、，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 3）確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊，取軸端倒角為2.0*450，各軸肩處的圓角半徑為1mm。 3. 求軸上的載荷 總受力圖: 水平受力圖 水平力矩圖 垂直受力圖 垂直力矩圖 合成力矩圖轉(zhuǎn)矩圖 作為簡支梁的軸的L＝164,L1=61.5mm,L2=70mm,L3=32.5mm。如軸的初步結(jié)構(gòu)簡圖顯示。根據(jù)以上計算簡圖可知截面B是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面B處的MH﹑MV及M的的值列于下表： 載 荷 水平面H

30、 垂直面V 支反 力 FNH1=1780.17N, FNH2=1730.83N FNV1=507.94N, FNV2=63.54N 彎 矩M MH1=109480N*mm MH2 =56252N*m MV1=31238N*mm, MV2=2065N*mm 總彎矩 M1==113849N*mm M2==56290N*mm 扭矩T T2=66686N*mm 4、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。取=0.6, W為軸的抗彎截面系數(shù).截面C的

31、W為0.1*d3 則軸的計算應力：==14.61MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得[]=60MPa。因此<[]，故安全。 C,III軸的設計計算 1. 求出作用在齒輪上的力： 查前面的計算,已知：轉(zhuǎn)矩：TIII＝167.354Nm 輸入功率: PIII =1.6732Kw 轉(zhuǎn)速: nⅢ=95.54r/min 低速級大齒輪的分度圓直徑：d4＝145mm 求： Ft4＝＝=2308.33N Fr4＝Ft4* tana=840.16N 說明:其中a=20,圓柱直齒齒輪沒有受軸向力,而當需要強度校核時,以上數(shù)據(jù)便是基本的依據(jù).過

32、程可參照II軸進行強度校核. 2、初步計算軸的最小直徑 先按扭轉(zhuǎn)強度d計算。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)手冊，取A0=112，于是得： d3≥112=29.08mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2。為了使所選的軸直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=Ka*Td,查表取KA=1.3,則 Tca=Ka*TIII=1.3 *167.354N*m=217.56N*m。按照計算轉(zhuǎn)矩TCA應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，因無軸向力作用,查手冊，并參照前面選用的聯(lián)軸器,依舊選用滾子鏈聯(lián)軸器 型號:GL6 GB/T6069-20

33、02 其公稱轉(zhuǎn)矩為400N*m,選用半聯(lián)軸器的孔徑的d1=32mm,故取 d1-2 =32mm,半聯(lián)軸器長度L=82mm。 一﹑根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）半聯(lián)軸器與軸配合的長度L=82mm，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1-2段的長度應比L短一些，現(xiàn)取L1-2=80mm。 （2）初步選擇滾動軸承。因軸承并不受軸向力的作用， 但徑向載荷的傳遞較大.故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d3≥29.08mm，由設計手冊中初步選擇0基本游隙組、標準精度級的圓柱滾子軸承N207E，其尺寸為d*D*B=35mm*72mm*17mm,故d2-

34、3=d7-8 =35mm。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由該滾動軸承da=47mm而B=17mm,因此取d3-4=47mm,=17mm。 （3）取安裝齒輪處的軸段5-6的直徑d5-6=50mm，查前面的計算已知齒輪B4=55mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于B4，故取L5-6=52mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，立即可算出h=3.5,則軸環(huán)處的直徑d4-5=58mm為宜。軸環(huán)寬度b>=1.4h,因此取L4-5=12mm。 （4）軸承端蓋的總寬度為25mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼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)軸器右端面的距離L=30m

35、m，又滾動軸承寬度B=17mm.故取L2-3=72mm。 (5)右端滾動軸承與齒輪用軸套進行軸向固定,查手冊,此處軸肩2mm,因此=39mm. （5）考慮II軸與III軸的配合關(guān)系，則取L6-7=26mm，L3-4=85 mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 二﹑軸上零件定額周向定位 齒輪﹑半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端齒輪4按d5-6 =50mm,由手冊查得平鍵尺寸b*h=14mm*9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長為40，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H7/n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為b*h=10mm*

36、8mm，鍵長63mm，配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差m6。 三﹑確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)手冊，取軸端倒角為2.0*450，各軸肩處的圓角半徑為1.0mm 七.軸承的選擇計算 一、I軸： 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設計，在其過程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N205E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對其進行校核. 1. 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2： 查手冊得Cr＝27.5KN 、C0r＝26.8KN. I軸上得小齒輪受到的力： Fte1=1031.58N；Fre1= 375.46N 分度圓直徑：d1＝38mm。 根據(jù)

37、力學分析可算得：Fr1v＝159.98N、Fr2v＝215.48N Fr1H＝340.63N、Fr2H＝690.95N 故：Fr1＝=376.32N、Fr2＝=723.77N。 2. 求軸承的當量動載荷P1和P2： 查手冊,無軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當量動載荷公式為: Pr＝Fr 故P1＝Fr1 =376.32N P2＝Fr2 =723.77N 3. 驗算軸承壽命： 因為P18年 故所選軸承可滿足壽命要求。 二、II軸： 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設計，在其過程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N206

38、E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對其進行校核. 1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2： 查手冊得Cr＝36.0KN 、C0r＝35.5KN. II軸上的小齒輪受到的力： Fte3=2540.57N；Fre3= 924.69N 而大齒輪受到的力: Fte2=970.43N；Fre2=353.21N。 根據(jù)力學分析可知軸承上各個坐標力與簡化之后的簡支梁其支反力是一一對應的, 計算得到: Fr1v＝507.94N、Fr2v＝63.54N Fr1H＝1780.17N、Fr2H＝1730.83N 故：Fr1＝=1851.22N、Fr2＝=1731.99N。 2.

39、求軸承的當量動載荷P1和P2： 查手冊,忽略軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當量動載荷公式為: Pr＝Fr 故P1＝Fr1 =1851.22N P2＝Fr2 =1731.99N 3驗算軸承壽命： 因為P1>P2,所以按P1進行驗算，取ε＝10/3 Lh＝=156428.63h=32年>8年 故所選軸承可滿足壽命要求。 三、III軸： 根據(jù)III軸的結(jié)構(gòu)設計，在其過程中己經(jīng)初選了圓柱滾子軸承N207E GB/T283-1994.現(xiàn)只需對其進行校核. 4. 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2： 查手冊得Cr＝46.5KN 、C0r＝48KN. III軸上的大齒輪受到

40、的力： Fte4=2308.33；Fre4= 840.16N 根據(jù)力學分析可算得：Fr1v＝492.41N、Fr2v＝347.75N Fr1H＝1352.89N、Fr2H＝955.44N 故：Fr1＝=1439.71N、Fr2＝=1016.76N。 5. 求軸承的當量動載荷P1和P2： 查手冊,無軸向力作用的圓柱滾子軸承,其徑向當量動載荷公式為: Pr＝Fr 故P1＝Fr1 =1439.71N P2＝Fr2 =1016.76N 6. 驗算軸承壽命： 因為P1>P2,所以按P1進行驗算，取ε＝10/3 Lh＝=187178h=38>8年 故所選軸承可滿足壽命要求。 八

41、.鍵聯(lián)接的校核計算 在前面的設計軸結(jié)構(gòu)時初步確定了各鍵的基本尺寸，現(xiàn)在只需分別對其進行強度校核。 [σp]=100～120MPa,取[σp]＝110MPa。 一、I軸：聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為b*h=6mm*6mm，鍵長22mmm，配合為H7/k6。 由公式： σp＝=29.69MPa﹤[σp] 說明:平鍵l=鍵長L; k=0.5h; T為傳遞的轉(zhuǎn)距,即T=(N*m) 故符合要求。 二、II軸：齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端齒輪2選用平鍵為b*h=10mm*8mm，鍵長28mmm，配合為H7/k6。 同理由

42、公式： σp＝35.02MPa﹤[σp] 故選用是合理的。 三、III軸：齒輪﹑聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪輪轂部位的平鍵尺寸由前面軸的結(jié)構(gòu)設計初步確定為:b*h=14mm*9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長為40mm，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H7/n6。而半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用的平鍵尺寸為b*h=10mm*8mm，鍵長63mm，配合為H7/k6。 同理由公式σp＝ 計算得： 齒輪﹑半聯(lián)軸器與軸的周向定位用鍵： σp＝37.19MPa <[σp] 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接用鍵： σp＝4

43、1.50MPa﹤[σp] 故選用合理。 九.聯(lián)軸器的選擇 在軸承結(jié)構(gòu)時己經(jīng)考慮其工作條件而確定好了 十 . 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 1、潤滑 1) 齒輪的潤滑 由于減速箱中的齒輪是閉式齒輪傳動,而且齒輪的最高轉(zhuǎn)速小于12m/s,所以采用浸油潤滑,浸過大直齒輪的一個齒高,而且不小于10mm為宜。通過浸油在齒輪傳動中,齒輪把潤滑油帶到嚙合面上,同時也飛濺到箱壁上,借以散熱. 2)軸承的潤滑 通過齒輪的轉(zhuǎn)動把潤滑油甩到四周的箱壁上,然后通過槽引到軸承中,實現(xiàn)軸承的潤滑. 2) 潤滑油的選擇 由于減速箱的負載不大,閉式齒輪傳動等因素,而潤滑油的粘度根據(jù)工作圓周速度1

44、.1m/s,需要較小粘度值的潤滑油,綜合以上因素選潤滑油為全損耗糸統(tǒng)式用油L-AN22 GB443-1989 2、密封 減速箱的密封主要是軸承端的密封,密封方式采用氈圈油封.其基本尺寸按與之配合的軸對應.密封的主要目的主要是防止軸承中的潤滑油漏出.使軸承過度發(fā)熱從而縮短軸承的壽命,降低工作效率. 參考資料 1. 濮良貴、紀名剛主編. <<機械設計>>（第八版）.北京：高等教育出版社，2006.5 2. 吳宗澤、羅圣國主編.<<機械設計課程設計手冊>>（第3版）.北京：高等教育出版社.2006.5 3. 數(shù)字化手冊委員會主編.機械設計手冊（軟件版） 4. <<機械設計課程設計手冊>>其附帶光盤的”機械零件設計輔助糸統(tǒng)”