機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(論文)題目: 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 專 業(yè) 學(xué) 號_ 班 級_ 指導(dǎo)教師 成 績_ 工程技術(shù)學(xué)院2013年 1月10日目 錄1 前言2 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1比較和選擇傳動(dòng)方案2.2選擇電動(dòng)機(jī)2.3 計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 第一級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算3.2 第二級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4 畫裝配草圖4.1 初估軸徑及初選聯(lián)軸器4.2 初選聯(lián)軸器4.3 箱體尺寸計(jì)算4.4 箱體內(nèi)壁尺寸確定4.5 軸尺寸的確定5 軸的校核計(jì)算5.1 高速軸受力分析5.2 中速軸校核計(jì)算5.3 低速軸校核計(jì)算6 軸承驗(yàn)算6.1 高速軸軸承驗(yàn)算6.2 中速軸軸承驗(yàn)算6.3 低速軸軸承驗(yàn)算7 鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算8 齒輪和軸承潤滑方法的確定8.1 齒輪潤滑方法的確定8.2 軸承潤滑方法的確定9 密封裝置的選擇10 結(jié)論參考文獻(xiàn)致謝67帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)1 引言 機(jī)械設(shè)計(jì)課程在機(jī)械工程學(xué)科中占有重要地位，它是理論應(yīng)用于實(shí)際的重要實(shí)踐環(huán)節(jié)。本課程設(shè)計(jì)培養(yǎng)了我們機(jī)械設(shè)計(jì)中的總體設(shè)計(jì)能力，將機(jī)械設(shè)計(jì)系列課程中所學(xué)的有關(guān)機(jī)構(gòu)原理方案設(shè)計(jì)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)分析、機(jī)械零部件設(shè)計(jì)理論、方法、 結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計(jì)等內(nèi)容有機(jī)地結(jié)合，使課程設(shè)計(jì)與機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)際的聯(lián)系更為緊密。 本課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)任務(wù)是展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)。高速級采用斜齒輪傳動(dòng)，低速級采用直齒輪傳動(dòng)。圓柱齒輪傳動(dòng)減速器是一種將由電動(dòng)機(jī)輸出的高轉(zhuǎn)速降至要求的轉(zhuǎn)速的比較典型的機(jī)械裝置，可以廣泛地應(yīng)用于礦山、制藥、造船、機(jī)械、環(huán)保及食品輕工等領(lǐng)域。 本次設(shè)計(jì)綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)及其他先修課的知識，進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)訓(xùn)練，使已學(xué)知識得以鞏固、加深和擴(kuò)展；學(xué)習(xí)和掌握通用機(jī)械零件、部件、機(jī)械傳動(dòng)及一般機(jī)械的基本設(shè)計(jì)方法和步驟，培養(yǎng)工程設(shè)計(jì)能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計(jì)算、制圖、運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊、 圖冊）進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算及考慮技術(shù)決策等機(jī)械設(shè)計(jì)方面的基本技能。設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié)果2傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1比較和選擇傳動(dòng)方案2.1.1傳動(dòng)方案的特點(diǎn)2.1.2畫傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)已知條件計(jì)算出減速器的數(shù)據(jù)二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用維護(hù)方便，但結(jié)構(gòu)尺寸較大。因?yàn)楦鶕?jù)結(jié)構(gòu)、性能和經(jīng)濟(jì)性不同，要根據(jù)工作條件要求確定較好的傳動(dòng)方案。特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護(hù)方便。由于電動(dòng)機(jī)、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機(jī)器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。2.2選擇電動(dòng)機(jī)2.2.1 計(jì)算總效率2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 第一級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算材料選擇和熱處理方法3.2 第二級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4 畫裝配草圖4.1 初估軸徑及初選聯(lián)軸器4.1.1高速軸初估軸徑及初選聯(lián)軸器4.1.2中間軸初估軸徑4.1.3低速軸初估軸徑及初選聯(lián)軸器4.2 初選軸承4.2.1高速軸軸承選則4.2.2中間軸軸承選擇4.2.3低速軸軸承選擇4.3 箱體尺寸計(jì)算4.4箱體內(nèi)壁尺寸確定4.5 軸尺寸的確定5 軸的校核計(jì)算5.1 高速軸受力分析5.2 中速軸校核計(jì)算5.3 低速軸校核計(jì)算6 軸承驗(yàn)算6.1 高速軸軸承驗(yàn)算6.2 中速軸軸承驗(yàn)算6.3 低速軸軸承驗(yàn)算7 鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算8 齒輪和軸承潤滑方法的確定8.1 齒輪潤滑方法的確定8.2 軸承潤滑方法的確定9 密封裝置的選擇91軸承端蓋結(jié)構(gòu)10 結(jié)論總效率：由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查得：1（聯(lián)軸器1）=0.99，2（軸承1）=0.99，（齒輪1）=0.96，4（軸承2）=0.99，5（齒輪2）=0.96；（軸承3）=0.99，（聯(lián)軸器2）=0.99=0.990.990.960.990.96 0.990.99=0.876卷筒的效率0.96工作機(jī)所需功率kW： =4.08kW 電動(dòng)機(jī)功率：額定功率>=工作要求的功率 =2.87/0.876=4.66kW對Y系列電動(dòng)機(jī)，多選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min。根據(jù)表12-1選取電機(jī)型號為Y132S-4：額定功率5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，最大額定轉(zhuǎn)矩2.3，同步轉(zhuǎn)速15001440r/min，4級轉(zhuǎn)速：電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍： 為工作機(jī)鼓輪轉(zhuǎn)速，r/min，=601000v/D 18.84總傳動(dòng)比: -電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速多級傳動(dòng)比: 分配各級傳動(dòng)比：1） 各級傳動(dòng)比應(yīng)盡量在推薦范圍內(nèi)選??；2） 應(yīng)使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕；3） 各傳動(dòng)件尺寸協(xié)調(diào)，避免干涉。展開式二級圓柱齒輪減速器：=18.84 取=1.4 （1）各軸轉(zhuǎn)速 （2）各軸功率 （3）各軸轉(zhuǎn)矩 由表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度喂280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)=107.94，取=108.1. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即 （1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)=1.3。2） 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩。=30573.310Nmm3） 選取齒寬系數(shù)=14） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa，區(qū)域系數(shù)=2.5 5） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。6） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =6014401（283658）=4.03710 =4.03710/5.14=0.785107） 由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.95.8） 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，由式10-12得 =0.9600MPa=540MPa =1.30550MPa=715MPa2計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 =38.229mm2）計(jì)算圓周速度v。 v=m/s=2.88m/s3）計(jì)算齒寬b。 b=138.299mm=38.299mm 4）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.88m/s，7級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)=1.10；直齒輪，=1.2；由表查得使用系數(shù)=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時(shí)，=1.417。由=9.337，=1.417。查圖得1.33；故動(dòng)載系數(shù)=11.101.21.417=1.876）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 =38.229=43.154mm7）計(jì)算模數(shù)m。m=/=mm=2.055mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式的彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.92;3）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，由式（10-12）得 =MPa=303.57MPa =MPa=249.71MPa4）計(jì)算載荷系數(shù)K。 =11.061.21.31=1.6545）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.186）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 =1.58 =1.827）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 =0.0138 =0.0159 大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算 =1.253對比計(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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.358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=43.154mm，算出小齒輪齒數(shù) =29大齒輪齒數(shù) =5.1429=149.06，取=149。4.幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算分度圓直徑 =291.5=43.5mm =1491.5=223.5mm（2） 計(jì)算中心距 =133.5mm（3） 計(jì)算齒輪寬度 =143.5mm=43.5mm取=43.5mm,=51mm。 圓整中心距后的強(qiáng)度校核圓整a=135mm計(jì)算變位系數(shù)和(1)a=arccos(acos/a)=arcos(133.5cos20)/135=21.682Z=Z1+Z2=29+149=179X=X1+X2=(inv-inv)Z/(2tan)=(inv21.682-inv20)179/(2tan20)=1.047選小齒輪齒數(shù)=29，大齒輪齒數(shù)=149.06，取=149。1. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即 （4） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值9） 試選載荷系數(shù)=1.3。10） 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩。=1.223410Nmm11） 選取齒寬系數(shù)=112） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa13） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。14） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =60241.211（283658）=6.76210 =6.76210/4.59=1.4731015） 由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96；=1.0。16） 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，由式10-12得 =0.96600MPa=576MPa =1.0550MPa=550MPa2計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 =2.32mm=66.041mm2）計(jì)算圓周速度v。 v=m/s=0.834m/s3）計(jì)算齒寬b。 b=166.041mm=66.041mm4）計(jì)算齒寬與吃高之比。模數(shù) =66.041/24mm=2.752mm齒高 h=2.25=2.252.752mm=6.192 5）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.802m/s，7級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)=1.05；直齒輪，=1；由表查得使用系數(shù)=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時(shí)，=1.423。由=10.67，=1.423。查圖得1.35；故動(dòng)載系數(shù)=11.0511.423=1.4946）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 =66.041=69.175mm7）計(jì)算模數(shù)m。m=/=mm=2.88mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式的彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90,=0.94;3）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，由式（10-12）得 =MPa=321.43MPa =MPa=255.14MPa4）計(jì)算載荷系數(shù)K。 =11.0511.35=1.41755）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.186）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 =1.58 =1.797）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 =0.01303 =0.01501 大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算 =2.08mm對比計(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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）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=69.175，算出小齒輪齒數(shù) =27.67取小齒輪齒數(shù)=27大齒輪齒數(shù) =4.5927=123.93，取=125。4.幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算分度圓直徑 =272.5=67.5mm =1252.5=312.5mm（5） 計(jì)算中心距 =190mm（6） 計(jì)算齒輪寬度 =167.5mm=67.5mm取=67.5mm,=72.5mm。 根據(jù)公式初估軸頸已知該軸輸入功率=3.25kW，轉(zhuǎn)速=1440r/min，選取軸的材料為40，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻(xiàn)【2】表153取，于是得： 該軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑適應(yīng)，故同時(shí)選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，參考文獻(xiàn)【2】表141選取則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，參考文獻(xiàn)【1】,查標(biāo)準(zhǔn)選用聯(lián)軸器；主動(dòng)端軸孔直徑為24，軸孔長52，型軸孔，型鍵槽；從動(dòng)端軸孔直徑為20，軸孔長52，型軸孔，型鍵槽。綜上：高速軸的初估直徑為 已知該軸輸入功率=3.09kW，轉(zhuǎn)速=241.21r/min，選取軸的材料為40，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻(xiàn)【2】表153取，于是得：由于該軸上存在兩個(gè)鍵槽故將軸徑放大15%，同時(shí)為了配合軸承的使用故取。 已知該軸輸入功率=2.93kW，轉(zhuǎn)速=52.52r/min，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻(xiàn)【2】表153取，于是得：由于軸上存在兩個(gè)鍵槽故將軸徑放大10%后取。該軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑適應(yīng)，故同時(shí)選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，參考文獻(xiàn)【2】表141選取則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，參考文獻(xiàn)【1】,選取聯(lián)軸器；主動(dòng)端軸孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽；從動(dòng)端軸孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽。綜上：低速軸的初估直徑為 選用深溝球軸承軸承內(nèi)徑的確定。 高速軸上安裝的軸承內(nèi)徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。第一次放大：?。坏诙畏糯?，為了配合軸承內(nèi)徑從而取，軸承內(nèi)徑為25。確定軸承尺寸代號。 這里選02系列軸承。故軸承代號6205，其外徑寬。軸承內(nèi)徑的確定。其內(nèi)徑即中間軸的最小軸徑，為。確定軸承尺寸代號。這里選02系列軸承。故軸承代號為，其外徑寬。軸承內(nèi)徑的確定。低速軸上安裝的軸承內(nèi)徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。第一次放大：??；第二次放大，為了配合軸承內(nèi)徑從而取，即軸承內(nèi)徑為。確定軸承尺寸代號，這里選02系列軸承。故軸承代號為6212，其外徑寬。 名稱符號齒輪減器尺寸關(guān)系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚18箱蓋凸緣厚度b112箱座凸緣厚度b12箱座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑dfM20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d1M16蓋與座連接螺栓直徑d2M12連接螺栓d2的間距l(xiāng)160軸承端蓋螺釘直徑d3高M(jìn)8；中M8；低M10視孔蓋螺釘直徑d4M8定位銷直徑d8df、d1、d2至外箱壁距離C1；df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2；軸承旁凸臺半徑R120凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端距離l147鑄造過渡尺寸x、y；大齒輪頂圓與內(nèi)箱距離112齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210箱蓋、箱座肋厚m1、m；軸承端蓋外徑D296；106；160軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，一般取 取箱體內(nèi)壁與齒輪頂圓距離=，取箱體內(nèi)壁與齒輪端面距離，取兩級齒輪端面間距離，箱體底部內(nèi)壁與最大齒輪的頂圓的距離28，高速級大齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離取，則箱體內(nèi)壁寬度和長度為；=10+72.5+40.5+7+12=142第一級齒輪傳動(dòng)的中心距，第二級齒輪傳動(dòng)的中心距，低速軸大齒輪直312.5mm，高速級小齒輪齒頂圓直徑40.5mm。帶入數(shù)據(jù)得： 531.5mm=352.51）高速軸尺寸的確定因高速軸上齒輪直徑過小，所以將軸和齒輪做成整體式，如下圖所示圖中從左至右軸的長度分別為、，軸徑分別為、。 其中為聯(lián)軸器孔徑，比聯(lián)軸器軸孔短，其目的是防止過定位；對聯(lián)軸器定位，由軸肩定位高度，可?。粸檩S承內(nèi)徑尺寸；由軸承的安裝尺寸決定；=40.781為齒輪軸，由齒輪結(jié)構(gòu)確定；為軸承內(nèi)徑。各軸的長度由結(jié)構(gòu)確定，其結(jié)果如右。2）中間軸尺寸的確定圖中從左至右軸的長度分別為、，軸徑分別為、。 其中為軸承內(nèi)徑；=69.175mm為齒輪軸，尺寸由齒輪結(jié)構(gòu)確定；對齒輪定位，由軸肩定位高度，可??；為定位軸肩，同時(shí)為配合齒輪故取標(biāo)準(zhǔn)軸徑； 為軸承內(nèi)徑。各軸的長度由結(jié)構(gòu)確定。3）低速軸尺寸的圖中從左至右軸的長度分別為、，軸徑分別為、。 其中為軸承徑；為定位軸肩，同時(shí)為配合齒輪故取標(biāo)準(zhǔn)軸徑；為定位軸肩，由軸肩定位高度，可?。挥奢S承安裝尺寸決定；為軸承內(nèi)徑；為聯(lián)軸器孔徑，比聯(lián)軸器軸孔短，其目的是防止過定位；為定位軸肩。各軸的長度由結(jié)構(gòu)確定。軸的載荷分析如下（分析圖教材圖15-24所示）其中 由齒輪的受力分析得：計(jì)算出齒輪中心截面處的MH、MV、及M列于下表從而危險(xiǎn)截面的參考文獻(xiàn)【2】按彎扭合成應(yīng)力校核為載荷 水平面H 垂直面V支反力F FNH1=270.948N FNH2=785.917NFNV1=98.617N FNV2=286.050N彎矩MMH=31633.159NmmMv=11513.513Nmm總彎矩 扭矩TT=21550N.mm該軸有制成，參考文獻(xiàn)【2】表151知，故，因此該軸滿足強(qiáng)度要求。=44.25mm =73.5mm =40.25mm 計(jì)算各參數(shù)列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力F FNH3=1282.940NFNH4=1542.483NFNV3=25.58NFNV4=233.455N彎矩MMH2=181627.348N.mmMH3=145934.450N.mmMv1=48341.692N.mmMv2=38603.408N.mm總彎矩 扭矩T校核截面齒輪2：按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由于為齒輪軸，則軸的材料為40Cr,參考文獻(xiàn)【2】表151查得。因此，故安全。校核截面齒輪3：按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度因此，故安全。其中 由齒輪的受力分析得： 計(jì)算出截面齒輪處的MH、MV、及M列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F FNH5=614.083N FNH6=1154.475N FNV5=223.508N FNV6=420.194N彎矩M總彎矩 扭矩T按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度軸的材料為45鋼,參考文獻(xiàn)【2】表151查得。因此，故安全。參考文獻(xiàn)【1】查得軸承6205的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。預(yù)期壽命1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻(xiàn)【2】取。從而 3. 壽命驗(yàn)算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故：，查得軸承6206的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。預(yù)期壽命1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻(xiàn)【2】取。從而 3. 壽命驗(yàn)算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故：，查得軸承6212的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。預(yù)期壽命1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、由于軸承承受輕微沖擊參考文獻(xiàn)【2】取。從而 3. 壽命驗(yàn)算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故：已知軸的材料為，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。 1. 選擇鍵的尺寸 該處選用C型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長。 2. 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻(xiàn)【2】表62查得許用擠壓應(yīng)力為，取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與聯(lián)軸器的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式61得故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 已知軸的材料為，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。1. 選擇鍵的尺寸，該處選用A型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長。 2. 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻(xiàn)【2】表62查得許用擠壓應(yīng)力為，取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式61得故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 1. 安裝齒輪處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。1） 選擇鍵的尺寸 該處選用A型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長。 2）表62查得許用擠壓應(yīng)力為，故取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式61得故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 2. 輸出端處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。1） 該處選用C型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長。2）鍵、軸的材料都是剛，參考文獻(xiàn)【2】表62查得許用擠壓應(yīng)力為，故取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與聯(lián)軸器的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式61得故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 確定齒輪潤滑方式：由于兩對齒輪都滿足，故選用浸油潤滑。由于均選用深溝球軸承且高速軸軸承： 中間軸軸承：低速軸軸承：式中為軸承內(nèi)徑，因此均選潤滑脂潤滑。高速級透蓋處：氈圈20；低速級透蓋處：氈圈50高速軸的輸入端和低速軸的輸出端選用凸緣式透蓋，高速軸和低速軸的另一端及中間軸的兩端均選用凸緣式悶蓋通過設(shè)計(jì)，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點(diǎn)及優(yōu)點(diǎn)：1. 能滿足所需的傳動(dòng)比齒輪傳動(dòng)能實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定的傳動(dòng)比，該減速器為滿足設(shè)計(jì)要求而設(shè)計(jì)了114.661的總傳動(dòng)比。2. 選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計(jì)中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強(qiáng)度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。3. 軸具有足夠的強(qiáng)度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當(dāng)其產(chǎn)生彎扭變形時(shí)，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計(jì)要求最高，通過了對軸長時(shí)間的精心設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的軸具有較大的剛度，保證傳動(dòng)的穩(wěn)定性。4. 箱體設(shè)計(jì)的得體設(shè)計(jì)減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。5. 加工工藝性能好設(shè)計(jì)時(shí)考慮到要盡量減少工件與刀具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工的精度和生產(chǎn)率。此外，所設(shè)計(jì)的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)，可以完全滿足設(shè)計(jì)的要求。=0.876電機(jī)型號：Y132S-4=1440r/min=28.16r/min=76.34r/min=4.61kW=4.38kW=4.17kW=30.58Nm=149.35Nm=520.9Nm選用7級精度=0.90=0.95=38.229mmv=2.85m/sb=38.229mm=9.331=1.10=1.2=1.87=43.154mmm=2.055mm=303.57MPa=238.86MPa=1.654m=1.253mm=29=149=43.5mm=51mm=0.96=1.0=576MPa=550MPa=66.041mmv=0.834m/sb=66.041mm=10.67=1.05=1=1.4231.35=1.494=69.175mmm=2.88mm=321.43MPa=255.14MPa=1.4175m=2.5mm=27=125=67.5mm=72.5mm20聯(lián)軸器30=50聯(lián)軸器高速軸軸承中間軸軸承低速軸軸承=142mm=531.5mm=352.5mm=50mm=45mm=15mm=86.5mm=45.5mm=25mm=26mm=72.5mm=7mm=38.5mm=30mm=34mm=65.5mm=7mm=54mm=22mm=53mm=110mm高速軸滿足強(qiáng)度要求中速軸滿足強(qiáng)度要求低速軸滿足強(qiáng)度要求軸承滿足壽命要求軸承滿足壽命要求軸承滿足壽命要求鍵長鍵鍵 安裝齒輪處鍵長鍵 與聯(lián)軸器出鍵長鍵 參考文獻(xiàn)：【1】吳宗澤，羅圣國.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊【M】.北京：高等教育出版社，2010【2】濮良貴，紀(jì)名剛，陳國定.機(jī)械設(shè)計(jì)【M】.北京：高等教育出版社，2010