機械設計 課程設計1

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1、 《機械設計基礎》課程設計 說 明 書 題 目 名 稱： 帶式運輸機傳動裝置的設計 學 院（部）： 機械工程學院 專 業(yè)： 學 生 姓 名： 班 級： 學號 指導教師姓名：

2、 評 定 成績： 課程設計任務書 2009 —2010 學年第 1 學期 機械工程學院 學院（系、部） 工業(yè)設計 專業(yè) 工理081 班 課程名稱： 機械設計基礎 設計題目： 帶式運輸機傳動裝置的設計 完成期限：自 2010

3、年 元 月 11 日至 2010 年 元 月 15 日共 1 周 內 容 及 任 務 一、傳動裝置簡圖 二、原始數(shù)據(jù) 帶的圓周力F/N 卷筒速v（m/s） 滾筒直徑D/mm 1500 1.6 250 三、工作條件 三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差為±5%。 三、設計任務 1、設計計算說明書一份，內容包括：傳動方案的分析與擬定、原動機的選擇、傳動比及分配、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算、V帶傳動設計、齒輪傳動設計、軸的設計、軸承的選擇和校核、鍵連接的選擇和校核、聯(lián)軸器的選擇、箱體的結構設計、

4、減速器附件的選擇、潤滑和密封、課程設計總結和參考文獻。 2、A1裝配圖1張 進度 安排 起止日期 工作內容 2010.1.11～13 編寫設計計算說明書 2010.1.14～15 繪制裝配圖 主要 參考 資料 [1] 金清肅.機械設計基礎.武漢：華中科技大學出版社，2008年9月 [2] 金清肅.機械設計基礎課程設計.武漢：華中科技大學出版社，2007年10月 指導教師（簽字）： 2009年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 2009年

5、 月 日 目 錄 一、擬定傳動方案 4 二、選擇電動機 5 三、傳動裝置總傳動比及其分配 6 四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 7 五、V帶傳動設計 9 六、齒輪傳動設計 11 七、軸承的選擇和校核 14 八、軸的設計 22 九、鍵連接的選擇和校核 23 十、聯(lián)軸器的選擇 25 十一、箱體的結構設計 25 十二、減速器附件的選擇 29 十三、潤滑和密封 34 十四、課程設計總結和參考文獻 36 一、擬定傳動方案 結 果 1、 設計目的

6、 通過本課程的學習，將學過的基礎知識進行綜合應用，熟悉和掌握機械設計的基本方法和一般程序，培養(yǎng)設計能力。 2、 傳動方案分析 現(xiàn)代機械系統(tǒng)一般都包括原動機、傳動裝置和工作機三個基本部分。傳動裝置是把原動機的動力傳遞給工作機的中間裝置，它是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作機的工作要求外，如所傳遞的工作效率和轉速，還要求結構簡單、尺寸緊湊、成本低廉、傳動效率高、工作可靠、環(huán)境適應性好合操作維護方便。 傳動方案一般用運動簡圖表示，它直觀地反映了工作機、傳動裝置和原動機三者間的運動和動

7、力的傳遞關系。此次帶式運輸機傳動裝置的設計任務書中已經(jīng)給出了傳動方案，為帶與閉式齒輪組合傳動。原動機為電動機，工作機為皮帶運輸機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級為V帶傳動，第二級為單級直齒圓柱齒輪減速器。如圖1.1所示： 圖1.1 選用帶傳動和閉式齒輪傳動的組合方式有傳動平穩(wěn)、緩沖吸振、過載保護的優(yōu)點。缺點是該方案的結構尺寸較大，帶傳動也不適合繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境。 V帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但是V帶的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，也就可以傳遞更大的功率。而且，V帶傳動允許的傳動比大，結構

8、緊湊，還有過載保護，緩沖吸振的優(yōu)點，故布置在傳遞的高速級，以降低傳遞的轉矩， 減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長。本次設計采用的是單級直齒圓柱齒輪傳動。 2、 傳動系統(tǒng)的設計參數(shù) 原始數(shù)據(jù)：運輸帶的工作壓力F=1500 N，帶速V=1.6 m/s,滾筒直徑D=250mm，(滾筒工作效率為0.96) 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。 動力來源：電力，三相交流380/220伏

9、 二、選擇電動機 結 果 1、選擇電動機類型和結構形式 按工作要求選擇Y型全封閉式三相異步電動機，電壓為380 V。Y系列電動機具有高效、節(jié)能、性能好、噪音低、振動小、壽命長、維護方便、啟動轉矩大、運行安全可靠等優(yōu)點，安裝尺寸和功率等符合國家標準（IEC），適合于無特殊要求的各種機械設備，如鼓風機、機床、運輸機以及農業(yè)機械和食品機械。 3、 選擇電動機容量 根據(jù)帶式運輸機工作機的類型，可取工作機的效率ηw=0.96。 電動機所需工作容量，查【2】P7得 Pd=Pw／ηa Pw=FV／1000=1500*1.6÷1000 KW

10、=2.4 傳動裝置的總效率為 ηa=η1·η22·η3·η4·η5 查【2】第10章中表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率η1=0.99，一對滾動軸承傳動效率η2=0.98，閉式齒輪傳動效率η3=0.97，V帶傳動效率η4=0.96，一對滑動軸承傳動效率η5=0.97，帶入得 ηa = 0.99×0.982×0.97×0.96×0.97 所需電動機功率為 Pd= Pw／ηa =1500*1.6／(1000×0.859 ) KW=2.791 查【2】第19章表19-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，選定電動機的額定功率Pcd為3 KW

11、. 3、確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為： n滾筒=60×1000· v／(π·D) =60×1000×1.6／(π×250) r／min=122.29 總傳動比：i總=n電動機／n滾筒 n電動機 =i總 ·n滾筒 i總 =i帶·i齒輪 普通V帶 i帶 = 2 ~4 單級齒輪減速器i齒輪 =3 ~6 i總 =(2~4) × (3~5) = 6~20 r／min n電動機 = (6~20) ×122.29=733.74~ 2445.8 r／min 4、確定電動機的型號 根據(jù)以上計算，符合這一范圍的同步

12、轉速有1000 r／min ， 1500r/min。查【2】表19-1得電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表2-1中。 根據(jù)表2-1，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y100L1-4 ，滿載轉速 1430r/min。額定轉矩為2.2N·m。 表2.1 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比 方案 1 2 3 電動機型號 Y100L-6 Y90L-4 Y90S-2 額定功率Pcd/KW 1.5 1.5 1.5 電動機轉速n / (r/min) 同步轉速 1

13、000 1500 3000 滿載轉速 940 1400 2840 電動機重量w/kg 35 26 35 參見價格/元 617 500 398 總傳動比ia 6.28 9.42 18.84 Pw =1.25KW ηa≈0.859 Pd≈1.455KW Pcd=1.5 KW n滾筒=159.24 r/min n電動機= 955.41~3184.71 r/min 電動機的型號為Y90L-4 n滿=1400r/min

14、 三、傳動裝置總傳動比及其分配 結 果 1、總傳動比 根據(jù)電動機滿載轉速n滿電動機及工作機滾筒轉速n滾筒，可得傳動裝置所要求的總傳動比，查【2】P10 式(2-6) 得 ia=nm/n 所以 i總=n滿／n滾筒 =1430/122.29=11.635 2、分配各級傳動比 由傳動方案知，傳動裝置的總傳動比等于各級傳動比的乘積，即 ia=i1·i2·i3·i4…… 查【1】表17-1，普通V帶 i1= 2 ~4 單級齒輪減速器i2 =3 ~5 取普通V帶i1=2.2，齒輪i2=4。 i總=8.7

15、9 i1=2.2 i2=4 四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 結 果 0 軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 圖4.1 1、計算各軸轉速(r/min) 查【2】，由式(2-9)知 nⅠ = nm／i0 式中，nm——電動機的滿載轉速； i0——電動機軸至Ⅰ軸的傳動比。 同理，nⅡ = nⅠ／i1 = nm／( i0·i1 ) nⅢ = nⅡ／i2 = nm／( i0·i1·i2 ) 其余類推。所以： 電動機滿載 (0軸)： n0= nm = 1400 r

16、/min Ⅰ軸： nⅠ = nm／i01 = 1400／2.2 Ⅱ軸： nⅡ = nⅠ／i12 = nm／(i01·i12) =1400 / 2.2 / 4 Ⅲ軸： nⅢ = nⅡ／i23 = nm／(i01·i12·i23)=1400 / 2.2 / 4 / 1 式中 i01——電動機軸至Ⅰ軸的傳動比(帶傳動) i12——Ⅰ軸至Ⅱ軸的傳動比(齒輪傳動) i23——Ⅱ軸至Ⅲ軸的傳動比 2、計算各軸的功率(KW) 查【2】第10章中表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率

17、η1=0.99，一對滾動軸承傳動效率η2=0.98，閉式齒輪傳動效率η3=0.97，V帶傳動效率η4=0.96，一對滑動軸承傳動效率η5=0.97。 查【2】，由式(2-12)知 PⅠ=Pdη01 式中，Pd——電動機的實際輸出功率； η01——電動機與Ⅰ軸間的傳動效率。 同理, PⅡ=PⅠη12= Pdη01η12 PⅢ= PⅡη23= Pdη01η12η23 其余類推。所以： 電動機的額定功率 Pd=1.455 KW Ⅰ軸功率： PⅠ= Pdη01 =Pd×η4 Ⅱ軸功率： PⅡ= Pdη01η12 = Pd×

18、η4×η3×η2 Ⅲ軸功率： PⅢ= Pdη01η12η23 = Pd×η4×η3×η2×η2×η1×η5 工作機軸功率：P工作機= Pdη01η12η23ηw = Pd×η4×η3×η2×η2×η1×η5×ηw 3、計算各軸轉矩(N·m) 查【2】，由式(2-15)知 TⅠ=Td·i0·η01 式中，Td——電動機軸的輸出轉矩， Td=9550×Pd／nm 其中：Pd——電動機實際輸出功率； nm——電動機轉速。 所以 TⅠ= Td·i0·η01=9550×(Pd／nm) i0·η01 同理 TⅡ=

19、TⅠ·i1·η12 TⅢ= TⅡ·i2·η23 其余類推。所以： 電動機軸的輸出轉矩 Td=9550×Pd／nm =9550×(1.455/1400) Ⅰ軸轉矩：TⅠ= Td·i01·η01 = Td·i01·η4 = Td×2.2×0.96 Ⅱ軸轉矩：TⅡ= TⅠ·i12·η12 = TⅠ·i12·η3·η2 = TⅠ×4×0.97×0.98 Ⅲ軸轉矩：TⅢ= TⅡ·i23·η23 = TⅡ·i23·η2·η1·η5 = TⅡ×1×0.98×0.99×0.97 工作機輸出轉矩：T工作機= TⅢ·ηw= TⅢ×0.96 運動和動力參數(shù)，如表4-1所示：

20、 表4-1 運動和動力參數(shù) n0=1400 r/min nⅠ=636.4r/min nⅡ=159.1r/min nⅢ=159.1r/min PⅠ=1.397 KW PⅡ=1.328 KW PⅢ=1.250KW P工作機=1.2KW Td=9.926N·m TⅠ=20.965 N·m TⅡ=79.716N·m TⅢ=7

21、5.020N·m T工作機=72.02 N·m 五、V帶傳動設計 結 果 1、確定設計功率 根據(jù)傳遞的功率Pd、載荷性質、原動件種類和工作情況(三班制)等確定設計功率, 查【1】得 P=KA·Pd 查表9-7得工作情況系數(shù)KA =1.3 Pd =1.455 KW 故 P=KA·Pd≈1.892 KW 2、選擇V帶的帶型 根據(jù)P= 1.892 KW 、nⅠ=1400 r/min, 查【1】圖9-8 普通V帶選型圖，選用 Z型。 3、確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速 1) 初選小帶輪的基準直徑 國家標準中規(guī)定

22、了普通V帶輪的最小基準直徑和帶輪的基準直徑系列，查【1】表9-3，取小帶輪的基準直徑dd1= 80 mm。 2) 驗算帶速 查【1】 由式（9-22）得 V =πdd1 n1／(60×1000) =3.14×80×1400／(60×1000) 因 5 m/s ＜V＜ 25 m/s，帶速合適。 3) 計算大帶輪的基準直徑 查 【1】 根據(jù)式（9-21），計算大帶輪的基準直徑 dd2 = i1·dd1 =2.2×80 查表9-3，取為dd2 = 180 mm。 4、確定V帶的中心距a和基準長度Ld 4) 查【1】 由式（9-23） 0.7(dd1 +

23、 dd2) ≦a0≦2(dd1 + dd2) 初定中心距a0= 320 mm。 5) 查【1】 由式（9-24）計算帶所需的基準長度 Ld0=2a0+(dd1 + dd2)π/2 +( dd1－dd2)2／4a0 =2×320+3.14×(80+180)÷2+(180-80)2÷4÷320 查【1】 由表（9-2）選帶的基準長度Ld =1000 mm。 6) 查【1】按式(9-25)計算實際中心距 a≈a0+ (Ld－Ld0) ／2 =320+(1000－1056) ÷2 考慮安裝、調整和補償張緊的需要，中心距應有一定的變化范圍，查【1】由式(9-26) (

24、9-27) 知 amin=a－0.015 Ld =292-0.015×1000 amax=a＋0.03 Ld =292+0.03×1000 所以中心距的變化范圍為 277mm ~322 mm。 1、 驗算小帶輪上的包角 a1 查【1】由式(9-28) 得 a1=1800－[(dd2－dd1)／a]×57.30 =1800－[(180－80) ／292] ×57.30 a1≥1200，所以包角合適。 6、計算帶的根數(shù)z 1) 計算單根V帶的額定功率 由dd1= 80 mm和n1=1400 r／min, 查

25、【1】表9-4 單根普通V帶的基本額定功率P0,得P0= 0.35 KW。 根據(jù)n1= 1400 r／min，i1= 2.2 和Z 型帶，查【1】表9-5 單根普通V帶的基本額定功率的增量ΔP0，得ΔP0=0.03 KW 。 查【1】表9-6包角修正系數(shù)Ka得Ka=0.95 ；查【1】表9-2普通V帶長度系數(shù)KL得KL=1.06，于是 [P0]=(P0+ΔP0)Ka KL =(0.35+0.03) ×0.95×1.06 2) 計算V帶的根數(shù) 查【1】由式(9-29) 得 z≧P／[P0]=P／(P0+ΔP0)KaKL ＝1.

26、892÷[(0.35+0.03)×0.95×1.06] ≈4.94 V帶取 5 根。 7、計算單根V帶的初拉力F0 查【1】表9-1普通V帶截面尺寸，查得 Z 型帶的單位長度質量q= 0.06 kg/m。 查【1】由式(9-30)得 F0=500×[ (2.5－Ka)P]／(Kazv) ＋qv2 =500×[(2.5－0.95)×1.892]÷(0.95×5×5.86)＋0.06×5.862 8、計算壓軸力FQ 查【1】由式(9-31)得 FQ≈2z F0 sin(α1/2) =2×5×55.3×sin(160.

27、38/2) 9、帶輪結構設計 表5-1 查【12】表18-9 V帶輪輪緣尺寸(基準寬度制) 項目 符號 槽型 Z(SPZ) 槽間距 e 120.3 第一槽對稱面至端面的最小距離 fmin 7 帶輪寬 B B=(z-1)e+2f z—輪槽數(shù) 由上可確定V帶輪的帶寬B帶=62mm。 Z型 dd1= 80 mm V=5.86m/s dd2 =176 mm a0= 320 mm Ld0≈1056mm Ld =1000 mm a帶≈29

28、2mm amin=277mm amax=322mm a1≈160.380 [P0]=0.383KW z＝5 F0≈55.3N FQ≈545N B帶=62mm 六、齒輪傳動設計 結果 1、選擇齒輪材料與熱處理 帶式運輸機的工作載荷比較平穩(wěn)，對減速器的外輪廓尺寸沒有限制，為了便于加工，采用軟齒面齒輪傳動。查【1】表11-1，小齒輪選用45鋼，調質處理，齒面平均硬度為235HBS；查【2】P15對于軟齒面

29、齒輪傳動，小齒輪齒面硬度應比大齒輪齒面硬度高30~50HBS。因此大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面平均硬度為190HBS。由于運輸機式一般機器，速度不高，查【1】表11-6，故選7級精度。 2、 參數(shù)選擇 1) 對于軟齒面閉式傳動，傳動尺寸主要取決于接觸疲勞強度，彎曲疲勞強度則往往比較富裕，在傳動尺寸不變并滿足彎曲疲勞強度要求的前提下，齒數(shù)宜取多些(模數(shù)相應減少)。查【1】閉式齒輪傳動，齒數(shù)取20~40。故取z1=30，z2=i12·z1=4×30=120. 2) 根據(jù)工況查【1】表11-2，取載荷系數(shù)K=1.1。 3) 由于是單級齒輪傳動，且兩支承相對齒輪為對稱布置，兩齒輪為軟齒面，

30、查【1】表11-5，取齒寬系數(shù)ψd=1.2。 4) 采用單級減速傳動，齒數(shù)比μ＝ i12 =4。 3、 確定許用應力 小齒輪的齒面平均硬度為235HBS。許用應力可根據(jù)【1】表11-1通過線性插值來計算，即 [σH]1= [σF]1= 大齒輪的齒面平均硬度為190HBS，許用應力可根據(jù)【1】表11-1通過線性插值來計算，即 [σH]2= [σF]2= 4、 計算小齒輪的轉矩 由《四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算》知TⅠ=20.965 N·m 5、 按齒面接觸疲勞強度計算 取較小的許用接觸應力[σH]2 代入【1】接觸疲勞強度的設計公

31、式11-7中， 式中：d1——小齒輪的分度圓直徑(mm)； T1——小齒輪的轉矩(N·mm)； μ——齒數(shù)比，μ=z2／z1； ψd——齒寬系數(shù)，ψd=b／d1,其中b為齒寬(mm)； ZE——彈性影響系數(shù)，與配對齒輪材料有關； [σH]——許用接觸應力。 查【1】表11-3知彈性影響系數(shù)ZE=198.8。 得小齒輪的分度圓直徑為 ≈35.1mm 齒輪的模數(shù) m=d1／z1=35.1÷30=1.17 mm。 查【1】表4-2取標準模數(shù)m=1.5 6、 計算齒輪的主要幾何尺寸 d1=mz1=(1.5×30)mm=45mm d2=mz2=(1.5×120)

32、mm=180mm da1=(z1+2ha*)m=[(30+2×1) ×1.5]mm=48mm da2=(z2+2ha*)m=[(120+2×1) ×1.5]mm=183mm b=ψd×d1=1.2×45=54mm 查【2】P15根據(jù)ψd=b / d1 ,求齒寬b時，b是一對齒輪的工作寬度。為補償齒輪軸向位置誤差，應使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，因此，若大齒輪寬度取b2，則小齒輪寬度取b1=b2+(5~10)mm,齒寬數(shù)值應圓整。 故取b2=54mm，b1=b2+(5~10)mm，

33、取b1=62mm。 齒輪基本參數(shù)如表6-1. 齒輪號 1 2 模數(shù)m 1.5 1.5 齒數(shù)z 30 120 分度圓直徑d (mm) 45 180 齒頂圓直徑da (mm) 48 183 齒寬b (mm) 62 54 中心距a (mm) 112.5 轉速n/(r/min) 636.4 159.1 圓周速度v(m/s) 1.50 1.50 7、 按齒根彎曲疲勞強度校核 確定有關參數(shù)如下 1) 齒形系數(shù)YFa 查【1】表11-4得 YFa1 =2.52，YFa2 =2.256 應力修正系數(shù)YSa 查【1】表1

34、1-4 得 YSa1 =1.625 YSa2 =1.742 帶入【1】彎曲疲勞強度校核公式 11-9 中 得 MPa =51.82 MPa ≤[σF]1 =307.63 MPa 查【1】P154式 得 =49.80 MPa≤[σF]2 =290.69 MPa 齒根彎曲強度校核合格。 8、結構設計 z1=30 z2=120 K=1.1 ψd=1.2 μ＝4

35、 [σH]1=528.16 MPa [σF]1=307.63 MPa [σH]2=502.22 MPa [σF]2=290.69 MPa TⅠ=20.965 N·m d1≈35.1mm m=1.5 d1=45mm d2=180mm da1=48mm da2=183mm a=112.5mm b1=54mm b2=62mm YFa1 =2.52 YFa1 =2.256 YSa1 =1.625

36、 YSa2 =1.742 σF1≤[σF]1 σF2≤[σF]2 七、軸的設計 結果 一、輸出軸的設計計算 1、選材 查【1】P223知，由于工作時軸上的應力多為交變應力，所以軸的失效一般為疲勞斷裂，因此軸的材料首先應有足夠的疲勞強度，對應力集中敏感性低；還應滿足剛度、耐磨性、耐腐蝕性的要求。 軸的常用材料主要有碳鋼、合金鋼、球墨鑄鐵和高強度鑄鐵。由于碳素鋼比合金鋼成本要低，對應力集中的敏感性較小，同時也可以用熱處理或化學熱處理的方法來提高其耐磨性和抗疲勞強度，因此采用碳素鋼制造軸尤為廣泛。這里我們選用的是最常用的45鋼，調質處理。查

37、【1】表15-1知，毛坯直徑 < 200mm，硬度為217~255HBS，強度極限σb為650MPa，屈服極限σs為360MPa，許用彎曲應力[σ]為60MPa，許用扭轉應力[τ]為30~40MPa。 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相連，從結構考慮，輸出端軸徑應最小。查【1】式15-2軸徑d的計算公式為 式中：P——軸傳遞的功率(KW); n——軸的轉速(r/min); 查【1】表15-3可得45鋼A=110。 所以 查【1】P230當軸上開有鍵槽時，軸徑還應增大5%~7%(一個鍵槽)或10%~15%(兩個鍵槽)。所以取d21

38、=25mm。 3、齒輪上作用力的計算 齒輪所受轉矩：T齒2=9.55×106P/n=9.55×106×1.328÷159.1=79716N·m 齒輪作用力： 圓周力：Ft2=2T齒2/ d2=2×79716÷180=885.73N 徑向力：Fr2=Ft2tan200= tan200×1062.8=322.38N 4、軸的結構設計 1) 聯(lián)軸器的選擇 見設計說明書P25。 2) 確定軸上零件的位置和固定方式 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。在齒輪右邊，軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠軸環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒

39、或軸間高度實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位。 3) 確定軸的徑向尺寸 查【2】P42，定位軸肩：當直徑變化時為了固定軸上零件或承受軸向力時，其軸肩高度要大些，如圖7-1中的d1與d2，d3與d4，d5與d6，d7與d8處的軸肩。查【1】P226，定位軸肩高度h=(0.07~0.1)d，軸環(huán)寬度b≥1.4a。 軸肩高度h、圓角半徑R及軸上零件的倒角C1或圓角r要保證如下的關系：h>R>r或h>C1(見圖7-1)。 圖7-1 安裝滾動軸承處的R和r可由軸承標準中查取。軸肩高度

40、h應大于R外，還要小于軸承內圈厚度，以便拆卸軸承。 查【2】P42有配合或安裝標準件的直徑：軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖7-2所示的安裝齒輪和聯(lián)軸器處的直徑d3 、d1，一般應取標準值(見【2】表10-7表14-1)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑d2、d3 和d8 ，應與軸承及密封元件孔徑的標準尺寸一致(見表13-2和表17-5)。 查【2】P43，非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時，相鄰直徑要小些，一般為1~3mm，如圖7-1中的d2與d3，d6與d7 處的直徑變化。這里軸徑變化圓角r為自由表面過度圓角，r大些(見圖7-1(c))。 因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，

41、取d1=25.0mm，考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為d2=30.0mm，d3=35.0mm，d4=41.0mm，d5=45.0mm，d6=53.0mm，d7=45.0mm，d8=35.0mm。 4) 選擇軸承型號 根據(jù)所選定的軸承直徑，初選深溝球軸承，代號為6007。查【2】表13-2知，軸承寬度B出＝14mm，安裝尺寸D出=62mm。 5) 確定軸的軸向尺寸 2 由軸上安裝零件確定的軸段長度 如圖7-1中l(wèi)5、l3、l8、l1由齒輪、聯(lián)軸器的輪轂寬度及軸承寬度確定。查【2】P43知，一般情況下，輪轂寬度l’=(1.2~1.6)d，最大寬度l’max≤(1.

42、8~2)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于(1.6~1.8)d，以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴重。軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時，軸段長度l應較輪轂寬l’短2~3mm，以保證軸上零件定位可靠。因此取l1 =2d=50mm，l3 =14mm，l5 =52mm，l8 =18mm。 2 由相關零件確定的軸段長度 軸承蓋軸段長應根據(jù)軸承蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，取l2=46 mm。 2 根據(jù)畫圖確定其他軸段長度 考慮軸承端面和箱體內壁應有一定距離，取l4=22mm，其中套筒長為20mm。類似的取l7=20mm，l6=12mm。

43、 根據(jù)輸出軸的結構(見圖7-2)，把軸當作簡支梁，支點取在軸承中點處，可得軸的跨距L=14+8+12+52+22=108mm。 5、軸的強度計算 1) 繪制軸的計算簡圖 圖7-2 輸出軸的結構 2) 求作用在軸上的外力和支反力 軸上所受的外力有：作用在齒輪上的兩個分力，圓周力和徑向力，方向如圖7-2所示；作用在齒輪和聯(lián)軸器上的扭矩為T。 將作用在周上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分別計算。 l 垂直面的支反力(見圖7-4(a)) 查【1】P232 知 RAV2=RBV2=Fr2/2=322.38÷2=161.19N l 水

44、平面得支反力(見圖7-4(b)) 查【1】P232 知 RAH2=RBH2=Ft2/2=885.73÷2=442.865N 3) 做彎矩圖 l 做垂直彎矩圖(見圖7-4(a)) 垂直面上截面的D處的彎矩，查【1】P232知 MDV2=－RAV2×54= 8704.26N·mm l 做水平面彎矩圖(見圖7-4(b)) 水平面上截面D處的彎矩，查【1】P232知 MDH2 = RAH2×54 =23914.71 N·mm l 做合成彎矩圖(見圖7-4(c)) 把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，查【1】P233知其大小為 25449.51 N·mm 4) 做

45、扭矩圖(見圖7-4(d)) 扭矩只做用在齒輪和半聯(lián)軸器中間平面之間的一段軸上。 根據(jù)說明書P25知： T齒2=79716 N·m 圖7-3 (a) (b) (c) (d) 圖7-4 5) 校核軸的強度 軸在D處截面處的彎矩和扭矩最大，故為危險截面。軸單向轉動，扭矩可認為按脈動循環(huán)變化，故取折合系數(shù)α=0.6。軸的材料為45鋼，調質處理，查【1】表15-1知許用彎曲應力[σ]為60MPa。

46、 查【1】P231，對于直徑為d的圓軸，彎曲應力σ=M/W,扭轉切應力τ=T/WT=T/(2W)(WT為軸的抗轉截面系數(shù)(mm3),圓軸的WT≈0.2 d3)，則軸的扭轉合成強度條件為 式中：M——軸所受的彎矩(N·mm); T——軸所受的扭矩(N·mm); W——軸的抗彎截面系數(shù)(mm3)，圓軸的W=πd3/32≈0.1d3。 =5.95 MPa≤[σ]=60 MPa 所以軸的強度滿足要求。 二、輸入軸的設計計算 1、選材 選軸的材料為45鋼，正火處理。查【1】表15-1知，毛坯直徑≤100

47、mm，硬度為170~217HBS，強度極限σb為600MPa，屈服極限σs為300MPa，許用彎曲應力[σ]為55MPa，許用扭轉應力[τ]為30~40MPa。 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相連，從結構考慮，輸出端軸徑應最小。查【1】式15-2軸徑d的計算公式為 式中：P——軸傳遞的功率(KW); n——軸的轉速(r/min); 查【1】表15-3可得45鋼A=110。 所以 查【1】P230當軸上開有鍵槽時，軸徑還應增大5%~7%(一個鍵槽)或10%~15%(兩個鍵槽)。所以取d22=16mm。 3、齒輪上作用力的計算

48、 齒輪所受轉矩：T齒2=9.55×106P/n=9.55×106×1.397÷636.4=20965N·m 齒輪作用力： 圓周力：Ft1=2T齒1/ d1=2×20965÷45=931.8N 徑向力：Fr1=Ft1tan200= tan200×931.8=339.12 N 4、軸的結構設計 1) 繪制軸的計算簡圖 圖7-5 2) 確定軸上零件的位置和固定方式 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。齒輪靠套筒和軸肩高度實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒或軸間高度實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通

49、過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位。 3) 確定軸的徑向尺寸 查【2】P42，定位軸肩：當直徑變化時為了固定軸上零件或承受軸向力時，其軸肩高度要大些，如圖7-6中的d’1與d’2，d’4與d’5，d’6與d’7處的軸肩。查【1】P226，定位軸肩高度h=(0.07~0.1)d，軸環(huán)寬度b≥1.4a。 軸肩高度h、圓角半徑R及軸上零件的倒角C1或圓角r要保證如下的關系：h>R>r或h>C1(見圖7-6)。 圖7-6 安裝滾動軸承處的R和r可由軸承標準中查取。軸肩高度h應大于R外，還要小于軸承內圈厚度 ，以便拆卸軸承。 查【2】P42有配合或安裝標準件的直徑：軸上有軸、孔配合要求

50、的直徑，如圖7-6所示的安裝齒輪處的直徑d’4，一般應取標準值(見【2】表10-7)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑d’3、d’7和d’2 ，應與軸承及密封元件孔徑的標準尺寸一致(見表13-2和表17-5)。 查【2】P43，非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時，相鄰直徑要小些，一般為1~3mm，如圖7-1中的d’5與d’6 處的直徑變化。這里軸徑變化圓角r為自由表面過度圓角，r可大些(見圖7-6)。 因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，取d’1= d22=16.0mm，考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為d’2= 20.0mm，d’3=25.0mm，d’4=3

51、1.5mm，d’5=37.0mm，d’6=31.0mm，d’7=25.0mm。 零件轂孔圓角半徑和倒角的尺寸見下表7-1. 軸直徑d >10~18 >18~30 >30~50 >50~80 >80~120 >120~180 R及C 0.8 1.0 1.6 2.0 2.5 3.0 C1 1.2 1.6 2.0 2.5 3.0 4.0 表7-1 4) 選擇軸承型號 根據(jù)所選定的軸承直徑，初選深溝球軸承，代號為6005。查【2】表13-2知，軸承寬度B入＝12mm，安裝尺寸D入=47mm。 5) 確定軸的軸向尺寸 2 由軸上安裝零件確定的軸段長度

52、 如圖7-1中l(wèi)’4、l’1、l’3、l’7由齒輪、V帶的輪轂寬度及軸承寬度， 并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而確定。查【2】P43知，一般情況下，輪轂寬度l’=(1.2~1.6)d，最大寬度l’max≤(1.8~2)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于(1.6~1.8)d，以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴重。軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時，軸段長度l’應較輪轂寬B短2~3mm，以保證軸上零件定位可靠。因此取l’4 =60.0mm，l’1

53、的軸段長度 軸承蓋軸段長應根據(jù)軸承蓋的寬度，并考慮V帶輪轂與箱體外壁應有一定的距離而定，取l’2=40.0 mm。 2 根據(jù)畫圖確定其他軸段長度 類似的取l’5=12.0mm，l’6=18.0mm。 根據(jù)輸出軸的結構(見圖7-1)，把軸當作簡支梁，支點取在軸承中點處，可得軸的跨距L=12+26+62+12+8=128.0mm。 45鋼，調質處理。 硬度為217~255HBS σb＝650MPa σb＝360MPa [σ]＝60MPa [τ]= 30~40MPa d21=25mm T齒2=79716N

54、 Ft2=885.73N Fr2=322.38N d1=25.0mm d2=30.0mm d3=35.0mm d4=41.0mm d5=45.0mm d6=53.0mm d7=45.0mm d8=35.0mm B出＝14mm D出=62mm l1 =50mm l3 =14mm l5 =52mm l8 =18mm l2=46 mm l4=22mm l7=8mm l6=12mm L=108

55、mm RAV2= 161.19N RBV2=161.19N RAH2=442.865N RBH2=442.865N MDV2=8704.26N·mm MDH2=23914.71N·mm MD=25449.51 N·mm σca≤[σ] 45鋼，正火處理。 硬度為217~255HBS σb＝600MPa

56、 σb＝300MPa [σ]＝55MPa [τ]= 30~40MPa d22=16mm T齒2=20965N·m Ft1=931.8N Fr1=339.12 N d’1=16.0mm d’2=20.0mm d’3=25.0mm d’4=31.5mm d’5=37.0mm d’6=31.0mm d’7=25.0mm B入＝12mm D入=47mm

57、 l’4 =60.0mm l’1=59.0mm l’3 =38.0mm l’7=16.0mm l’2=40.0 mm l’5=12.0mm l’6=18.0mm L=128.0mm 八、軸承的選擇和校核 結果 一、輸出軸上的軸承 1、軸承類型的選擇 查【2】P41，滾動軸承的選擇與軸承承受載荷的大小、方向、性質及軸的轉速有關。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球軸承、角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。當載荷平穩(wěn)或軸向力相對徑向力較小時，常選用深溝球軸承；當徑向力較大、載荷不平穩(wěn)或載荷較大時，可選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。 所以在此次設計

58、中選用深溝球軸承。 2、軸承型號的選擇 根據(jù)條件，軸承預計壽命：L’h=10×300×24＝72000h 查【2】P41，軸承型號的選擇根據(jù)軸的尺寸設計確定。而且一根軸上的兩個支點宜采用同一型號的軸承，這樣，軸承座孔可一次鏜出，以保證加工精度。根據(jù)已知條件，因其直徑為35mm，試選擇軸承的型號為6007。查【2】表13-2得Cr=16200N，C0r=10500N。 3、計算當量動載荷 軸承所受徑向力 因軸向力Ft2=0，所以由【1】表13-5查得X=1，Y=0。因工作載荷平穩(wěn)，由【1】表13-6，取fp=1.0，則當量動載荷為 Pr2=fp×(X·Fr2+Y·Fa2)= [

59、1.0×(1×547.78)] N =547.78 N 4、校核軸承壽命 軸承壽命為 L10h=(106/60 nⅡ)(C／P)ε =﹛[106÷(60×159.1) ] (16200÷547.78)3﹜h =2709599 h＞72000 h L10h＞72000 h，滿足要求，故選用6007型軸承。 二、輸入軸上的軸承 1、軸承類型的選擇 根據(jù)說明書P ，在此次設計中選用深溝球軸承。 2、軸承型號的選擇 根據(jù)條件，軸承預計壽命：L’h=10×300×24＝72000h 查【2】P41，軸承型號的選擇根據(jù)軸的尺寸設計確定。而且一根軸上的兩個支點宜采用同一型

60、號的軸承，這樣，軸承座孔可一次鏜出，以保證加工精度。根據(jù)已知條件，因其直徑為25.0mm，試選擇軸承的型號為6005。查【2】表13-2得Cr=10000N，C0r=5850N。 4、計算當量動載荷 軸承所受徑向力 因軸向力Ft2=0，所以由【1】表13-5查得X=1，Y=0。因工作載荷平穩(wěn)，由【1】表13-6，取fp=1.0，則當量動載荷為 Pr1=fp×(X·Fr1+Y·Ft1)= [1.0×(1×495.8] N =495.8 N 5、校核軸承壽命 查【1】P185，因為是深溝球軸承，所以壽命指數(shù)ε＝3. 軸承壽命為 L’10h=(106/60 nⅠ)(C

61、／P)ε=﹛[106÷(60×636.4) ] (1000÷495.8)3﹜h =2148815 h＞72000 h L’0h＞72000 h，滿足要求，故選用6005型軸承。 L’h=72000h Cr=16200N C0r=10500N F’r2=547.78N X=1 Y=0 fp=1.0 Pr2=547.78N 6007型軸承 Cr=10000N C0r=5850N F’r1=495.80N X=1 Y=0 fp=1.0 Pr1=495.8

62、 N 6005型軸承 九、鍵連接的選擇和校核 1、選擇鍵的類型 由條件，輸出軸d1(=25mm)—聯(lián)軸器與軸連接處、d5(=45mm)—齒輪與軸連接處，輸入軸d1’(=16mm)—V帶與軸連接處、d4’(=31.5mm)—齒輪與軸連接處，都選用平鍵連接。 2、確定鍵的尺寸 低速軸： d1段寬度為50mm，d5段寬度為52mm。 查【2】表12-11知，d＞22~30mm時，鍵剖面尺寸為b=8mm，h=7mm，d＞44~50mm時，鍵剖面尺寸為b=14mm，h=9mm，參考軸、齒輪輪轂的寬度及鍵長L的尺寸系列，取L1=42mm，L5=44mm(靜連接時

63、，一般鍵長可比輪轂寬度小5~10mm)。 高速軸： d1’段寬度為54mm，d4’段寬度為60mm。 查【2】表12-11知，d＞12~17mm時，鍵剖面尺寸為b=5mm，h=5mm，d＞30~38mm時，鍵剖面尺寸為b=10mm，h=8mm，參考齒輪輪轂、V帶輪轂的寬度及鍵長L的尺寸系列，取L1’=46mm，L4’=52mm(靜連接時，一般鍵長可比輪轂寬度小5~10mm)。 軸 鍵 鍵槽 寬度b 深度 半徑r 公稱直徑d 公稱尺寸b×h 公稱尺寸b 軸t 轂t1 公稱尺寸 公稱尺寸 最小 最大 >12~17 5×5 5

64、3.0 2.3 0.16 0.25 >22~30 8×7 8 4.0 3.3 0.16 0.25 >30~38 10×8 10 5.0 3.3 0.25 0.4 >44~50 14×9 14 5.5 3.8 0.25 0.4 3、強度校核 低速軸： 由【1】式(12-18)知，平鍵連接的擠壓強度條件為： 工作表面得擠壓應力為 查【１】表(12-7)可知，輪轂材料為鋼，且有輕微沖擊，鍵連接的許用擠壓應力[σp]=100~120 MPa。σp1＜[σp]，σp2＜[σp]，故連接能滿足擠壓要求。 高速軸： 由【1

65、】式(12-18)知，平鍵連接的擠壓強度條件為： 工作表面得擠壓應力為 查【１】表(12-7)可知，輪轂材料為鋼，且有輕微沖擊，鍵連接的許用擠壓應力[σp]=100~120 MPa。σp1’＜[σp]，σp4’＜[σp]，故連接能滿足擠壓要求。 L1=38mm L5=44mm L1’=42mm L4’=52mm σp1=60.74MPa σp5=33.02MPa σp1’=28.33MPa σp4’=9.72MPa 十、聯(lián)

66、軸器的選擇 1、類型的選擇 根據(jù)已知條件，選用LX型彈性柱銷聯(lián)軸器。 2、型號選擇 1) 定義名義扭矩T 查【1】P216知： 式中：P——所選聯(lián)軸器傳遞的最大功率(kW)； n——軸的轉速(r/min)。 2) 確定計算扭矩 查【1】P216知： Tca=KT 式中：K——聯(lián)軸器工作情況系數(shù)，查【1】表12-1，根據(jù)聯(lián)軸器工作情況，取K=1.9。 3) 選擇聯(lián)軸器型號 很據(jù)軸端直徑d1、轉速nⅢ、計算扭矩等參數(shù)查【2】表14-4，可知 Tca=151.449N·m≤[T]=560N·m ≤[n]=6300 r／min [T]——聯(lián)軸器的許用最大扭矩(N·mm); [n]——聯(lián)軸器的許用最高轉速(r／min). 故選型號為LX2的彈性柱銷聯(lián)軸器。 T=79.71(N·m) K=1.9 Tca=151.449(N·m) ≤[n] LX2的彈性柱銷聯(lián)軸器 十一、箱體及附件的結構設計 一、箱體