帶式運輸機的減速傳動裝置設計-二級圓柱齒輪減速器設計【F=2.8KN v=2m-s D=320mm】【說明書+CAD】

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目 錄 1. 目錄---------------------------------------------------1 2. 摘要---------------------------------------------------3 3. 任務書-------------------------------------------------4 4. 傳動方案的擬定-----------------------------------------5 4.1擬定傳動方案--------------------------------------------5 4.2確定減速器結構和零部件類型------------------------------5 5. 電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數的計算-------------6 5.1電機類型和結構形式的選擇--------------------------------6 5.2選擇電機的容量------------------------------------------6 5.3確定電機轉速--------------------------------------------7 5.4 傳動比分配----------------------------------------------8 5.5 傳動裝置各軸的運動和動力參數----------------------------9 6. 傳動零件的設計計算-------------------------------------10 6.1高速級齒輪的設計計算------------------------------------13 6.2低速級齒輪的設計計算------------------------------------18 7. 軸的計算-----------------------------------------------24 7.1高速軸的計算--------------------------------------------24 7.2中間軸的計算--------------------------------------------27 7.3低速軸的計算--------------------------------------------30 8. 鍵連接的選擇和計算-------------------------------------31 8.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核--------------------------31 8.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核-------------------------31 8.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核------------------------32 9. 滾動軸承的選擇和計算-----------------------------------39 10.聯(lián)軸器的選擇和計算-------------------------------------40 11.參考資料-----------------------------------------------41 2摘 要 機械設計設計主要是培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設計思想。 本次設計包括的主要內容有：決定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器及校驗計算；機體結構及其附件的設計；繪制裝配圖及零件工作圖；編寫計算說明書以及進行設計答辯。 設計的一般過程為：首先明確設計任務，制定設計任務書；其次，提供方案并進行評價；再次，按照選定的方案進行各零部件的總體布置，運動學和零件工作能力計算，結構設計和繪制總體設計圖；然后，根據總體設計的結果，考慮結構工藝性等要求，繪出零件工作圖；然后，審核圖紙；最后，整理設計文件，編寫說明書。 3.設計任務書 1、設計題目 帶式運輸機的減速傳動裝置設計 2、主要內容 (1)決定傳動裝置的總體設計方案； (2)選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數； (3)傳動零件以及軸的設計計算；軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算； (4)機體結構及其附件的設計； (5)繪制裝配圖及零件圖；編寫計算說明書并進行設計答辯。 3、具體要求 (1)原始數據：運輸帶線速度v = 2.0（m/s） 運輸帶牽引F = 2.8（KN） 驅動滾筒D = 320 （mm） (2)工作條件： ①使用期5年，雙班制工作，單向傳動； ②載荷有輕微振動； ③運送煤、鹽、砂、礦石等松散物品。 4、完成后應上交的材料 (1)機械設計課程設計計算說明書； (2)減速器裝配圖一張； (3)軸，齒輪，箱蓋，箱體4張零件圖 5、推薦參考資料 (1)西華大學機械工程與自動化學院機械基礎教學部編.機械設計課程設計指導書,2006 (2)濮良貴.機械設計(第八版).北京：高等教育出版社,2006 計 算 及 說 明 結 果 4.傳動方案的擬定 機器一般由原動機、傳動機、工作機組成。傳動裝置在原動機和工作機之間傳遞運動和動力，并籍以改變運動的形式、速度大小和轉矩大小。傳動裝置一般包括傳動件（齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動等）和支承件（軸、軸承和機體等）兩部分。它的重量和成本在機器中占很大的比例，其性能和質量對機器的工作影響也很大。因此合理設計傳動方案具有重要意義。 4.1擬定傳動方案 根據設計要求，擬定了如下兩種傳動方案：一種方案是電機-聯(lián)軸器-減速器-帶式傳動機；一種方案是電機-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動機?？紤]到電機輸出轉度較大而工作所需要的轉速較低，他們之間存在較大的減速比，這樣會大大增加減速器的結構尺寸和材料使用。如果采用帶傳動，可以分擔一定的傳動比，使機器結構緊湊，且電機速度越低價格越高的，選用第二種方案更為合理。同時，采用帶輪傳動可以起到過載保護，降低振動。其布置形式如圖4.1所示。 圖4.1 4.2確定減速器結構和零部件類型 （1）選定減速器傳動級數 傳動級數根據工作機轉速機要求，由傳動件類型、傳動比以及空間位置尺寸要求而定。在本傳動方案中，選擇圓柱齒輪傳動，為了使機構尺寸和重量較小，當減速器傳動比i大于8是，宜采用二級以上齒輪傳動型式?？紤]到降速要求和帶輪有一定的降速能力，本機構選用二級齒輪減速器。 （2）選定齒輪類型 選定直齒輪 （3）選定軸承類型和布置形式 一般減速器都用滾動軸承，大型減速器也用滑動軸承的。軸承類型由載荷和轉 傳動方案：電機-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動機 減速器選用二級圓柱齒輪減速器 齒輪選用直齒輪面對面裝 剖分箱體 剛性聯(lián)軸器 計 算 及 說 明 結 果 速決定?？紤]到本次設計當中，軸承所受載荷不是很大，且受到一定的軸向力，選角接觸球軸承較為合理。在確定軸承的布置時，考慮同一軸線上的兩個安裝孔能夠一次加工完成和軸的軸向精度要求不高，軸承采用面靠面布置。 （4）決定減速器機體結構 通常沒有特殊要求是，齒輪減速器機體都采用沿齒輪軸線水平剖分的結構，以便裝配。 （5）選擇聯(lián)軸器類型 由于本機構只需要在低速級安裝聯(lián)軸器，所以選擇可移式剛性聯(lián)軸器。 5.電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數的計算 5.1電機類型和結構形式的選擇 由于直流電機需要直流電源，結構較復雜，價格較高，維護比較不便，因此選擇交流電動機。 我國新設計的Y系列三相籠型異步電機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等，由于啟動性能較好，也適用于某些要求啟動轉矩較高的機械，如壓縮機等。在這里選擇三相籠式異步交流電機，封閉式結構，電壓380，Y型。 5.2選擇電機的容量 本次設計為設計不變（或變化很?。┫麻L期連續(xù)運行的機械，只有所選電機的額功率Ped 等于或稍大于所需的電動機工作功率Pd,即Ped ≥Pd ，電動機在工作時就不會過熱，通常就不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。 電機所需工作功率按式（1）為 kw 由式（2） = kw 因此 由電機至運輸帶的總功率為 η1—彈性聯(lián)軸器效率η2-滾動軸承效率（成對計算），η3-齒輪傳動效率（成對計算）， 電機：三相籠式異步交流電動機 電動機傳動裝置的運動和動力參數計算公式引自【1】第12~20頁 計 算 及 說 明 結 果 η4-彈性聯(lián)軸器傳動效率。η5—工作機的效率 取η1=0.99（彈性聯(lián)軸器）η2=0.99（滾動軸承），η3=0.98(齒輪精度為7級，不包括軸承效率) ，η4=0.99（彈性聯(lián)軸器）η5 = 0.96（工作機） kw 5.3確定電機轉速 卷筒工作轉速為 r/min 按表1推薦的傳動比合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器的傳動比=8-40，則總傳動比合理范圍為=8-40，故電機轉速的可選擇范圍為 r/min 符合這一范圍的同步轉速為1500r/min,3000r/min. 根據容量和轉速，由有關手冊查出有兩種適合的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下頁表一。 表一 方案 電動機型 號 額定功率kw 電機轉速 r/min 同步 轉速 滿載 轉速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2920 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸，重量，價格，減速器的傳動比，可見第2中方案比較合理，因此選擇電機型號Y132-4,其主要性能表二。 =0.877 =6.4 kw n=119.43r/min 計 算 及 說 明 結 果 表二 型號 額 定 功 率 kw 滿載時 啟動電流 額定電流 啟動轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 轉速 r/min 電流（380v時）A 功 率 % 功率 因素 Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2 Y132M-4電動機主要外形和安裝尺寸如表三： 表三 中心 高H 外形尺寸L* (AC/2+AD)*HD 底腳安裝尺寸A*B 底腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺寸 D*E 鍵裝部位尺寸F*GD 132 515*345*315 216*178 12 38*80 10*41 5.4 傳動比分配 電機型號Y132M-4，滿載時轉速nm=1440 r/min. （1） 總傳動比 (2) 分配傳動裝置傳動比： 減速器的傳動比為： （3） 分配減速器的各級傳動比 按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由經驗公式： 取 且有 電動機型號：Y132M-4 計 算 及 說 明 結 果 得 5.5 傳動裝置各軸的運動和動力參數 (1）各軸轉速 由式(9)-(10) Ⅰ軸： r/min Ⅱ軸： r/min Ⅲ軸： r/min 卷筒軸： r/min (2)各軸輸入功率： 由式（12）-（15） Ⅰ軸： kw Ⅱ軸： kw Ⅲ軸： kw （3）各輸入轉矩 由式（16-21） 電動機軸輸出轉矩： N.m Ⅰ到Ⅲ軸輸入轉矩： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 計 算 及 說 明 結 果 運動和動力參數計算結果整理如表四： 表四 傳動裝置各軸運動參數和動力參數表 項目 軸號 功率 轉速 轉矩 傳動比 0軸 6.4 1440 42.44 1 Ⅰ軸 6.336 1440 42.02 4.02 Ⅱ軸 6.15 358.2 163.965 3.0 Ⅲ軸 5.96 119.4 476.7 計 算 及 說 明 結 果 6.傳動零件的設計計算 6.2高速級齒輪的設計計算 按設計計算公式1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度（GB10095-88） 3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS，二者硬度差為40 HBS。 4）初選小齒輪的齒數，，選 2 按齒面接觸強度設計 由設計公式（注:腳標t表示試選或試 算值,下同.） （1）確定公式內各計算數值 1）試選載荷系數 2）計算小齒輪轉矩 3）由表10-7選取齒寬系數（非對稱布置） 4）由表10-6查取材料彈性影響系數 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數 （j為齒輪轉一圈，同一齒面嚙合次數；為工作壽命） 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1，由式10-12得 齒輪的設計計算公式及有關數據和圖表皆引自【2】第186-237頁 小齒輪材料：40 Cr 大齒輪材料：45鋼 7級精度 計 算 及 說 明 結 果 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入較小值 由計算式得， mm 2）計算圓周速度 3）計算齒輪b 4)計算齒寬與齒高比 模數 齒輪高 齒高比 5）計算載荷系數K 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數 由表10-2查得 由表10-4用插值法，7級精度,小齒輪相對軸承為非對稱布置 查得 由 查圖10-13得 故載荷系數 =1.562 6）按實際的載荷系數校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得 7）計算模數 3 按齒根彎曲強度設計 計 算 及 說 明 結 果 由式（10-5） （1）確定計算參數 1)圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞 強度極限為 2) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 3)算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數由公式(10-12)得 4)算載荷系數 = 5)取齒形系數，應力校正系數 由表10-5查得 6)比較大小齒輪的大小 大齒輪的數值大 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，終合考慮，滿足兩方面，對模數就近取整，則 m=2.5 計 算 及 說 明 結 果 大齒輪齒數 取 4 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 =131.25mm (2)分度圓直徑 （3）算齒輪寬度 圓整后取 5.結構設計及齒輪零件草圖見附件 計 算 及 說 明 結 果 6.2低速級齒輪的設計計算 1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度（GB10095-88） 3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（表面淬火），硬度為 48-55HRC,大齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280 HBS 4）初選小齒輪齒數，。 2 按齒面接觸強度設計 按設計計算公式（10-9a） （1）確定公式內各計算數值 1）試選 2）計算小齒輪轉矩 3）由表10-7選取齒寬系數 4）由表10-6查取材料彈性影響系數 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1，由式10-12得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算式 計 算 及 說 明 結 果 得，mm 2）計算圓周速度 3）計算齒輪b 4)計算齒寬與齒高比 模數 齒輪高 齒高比 5）計算載荷系數K 由10-2查得使用系數，； 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數 因為是直齒輪 所以 ； 由表10-4用插值法查的7級精度,小齒輪相對軸承為非對稱軸承時 . 由查圖10-13得 . 故載荷系數 =1.469 6）按實際的載荷系數校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得 =70.39mm 7） 計算模數 計 算 及 說 明 結 果 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5） （1）確定計算參數 1)圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞強度極限為 2)10-18取彎曲疲勞壽命系數 3)算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數由公式(10-12)得 4)算載荷系數 =1.369 5)取齒形系數，應力校正系數 由表10-5查得 6)較大小齒輪的大小 大齒輪的數值大 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，終合考慮，滿足兩方面，對模數就近取整，則 m=3 取 大齒輪齒數 計 算 及 說 明 結 果 4 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 (2)分度圓直徑 （3）算齒輪寬度 圓整后取 5.結構設計及齒輪零件草圖見附件 所以，計算得齒輪的參數為： 高速級 大 210 2.5 84 131.25 55 1 0.25 小 52.5 21 50 低速級 大 216 3 72 144 65 小 72 24 60 計 算 及 說 明 結 果 7.軸的計算 按照如下原則進行軸的的結構設計： 1） 初步確定計算軸徑。 其計算公式 式中：P-軸所傳遞的功率，kw; n-軸的轉速，r/min; A-由軸的許用切應力所確定的系數，其值可查相關教材。 設計 7.1高速軸的計算 輸入軸 1． 求高速軸上的功率，轉速n1和轉矩T1 由上表可知 P1=6.336 n1=1440 T1=42.02 2． 求作用在齒輪上的受力 == 3.按15-2初步估算軸的最小直徑。 選取的材料為40cr（調質）。根據表15-3，取，于是得 輸入軸的最小直徑顯然要考慮安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查表14-1， =1.558.61=88.42 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查設計手冊，選用 YL8 （鋼制）聯(lián)軸器，公稱轉矩為250 ，電機軸孔徑為d=42mm ，=84。 軸的計算公式及有關數據和圖表皆引自【2】第360~385頁 計 算 及 說 明 結 果 輸入軸孔徑為d=32mm,與軸配合的長度=60。故取 。 4． 軸的結構設計 （1）擬定軸設計方案，如下圖 圖7.1 公式（10-14）引自【2】第213頁 計 算 及 說 明 結 果 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2段右端制出一軸肩，故2-3段直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故取。 2）初步選擇滾動軸承。因為是直齒圓柱齒輪，無軸向載荷，選用深溝球軸承。由，查設計手冊選深溝球軸承6208，，故。 3）右端滾動軸承采用軸肩軸向定位，查手冊 6208型軸承軸肩高度mm，因此取。由于此輪分度圓直徑d=55mm，所以制成齒輪軸，；齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，。 4)軸承端蓋的總寬度為20mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器由斷面的距離，故取。 5）取齒輪與箱體的內壁距離，軸承斷面與內壁的距離，（查課程設計指導書）。故，。 （3）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸周向采用平鍵連接，按 由表6－1查得平鍵截面。半聯(lián)軸器與軸配合為 。滾動軸承與軸周向定位由過渡配合保證，此處造軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）參考表15－2，取軸端倒角為 ，各軸肩圓角半徑。 5．求軸上的載荷 作用在小齒輪上的力可分為垂直于軸心的力和沿圓周切線方向的力。 其中＝2131.27N， ＝ ＝775.72N （1）確定軸承支點位置，對于6208深溝球軸承，其支點就是軸承寬 計 算 及 說 明 結 果 1. 度B的中點，故軸的支承跨距為。根據軸的計算簡圖做出 彎矩和扭矩圖。（下圖所示） 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩 6.軸強度的校核 進行校核時，通常只校核承受最大彎矩的截面的強度。由上圖可知齒輪處C點為危險截面，故只需校核C點強度， ?。?.6，則由式15－5得 為齒根圓直徑 由表15－1查得40Cr 調質鋼 ＝70 Mpa 因此 <，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強度 1）、判斷危險截面 由軸的結構圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面4因加工齒輪有尺寸變化，引起應力集中，故該截面左側需校核驗證 2)、截面左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為： 截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應力： 計 算 及 說 明 結 果 截面上的扭轉應力： 軸的材料為40Cr鋼，調質處理，由機設書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機設書P40附表3-2查取 因 經插入后得： 又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數為 軸的材料選擇為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因此，故安全。 則： 由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-3的扭轉尺寸系數 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量 軸未經表面強化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數為： 合金鋼的特性系數 取 取 則可計算安全系數 公式（10-14）引自【2】第213頁 計 算 及 說 明 結 果 ， 故可知其安全 （8）、軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6208，查指導書P122表知額定動載荷C=29.5KN 2)求兩軸承受到的徑向載荷 4)當量動載荷P 查表13-6 查表13-5 由軸承6208得 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承1的受力大小來驗算，則： 圖7.1 計 算 及 說 明 結 果 所以所選軸承壽命符合要求。 （9）、鍵的校核 聯(lián)軸器與軸： 1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： 中間軸 1．求中速軸的功率 ,轉速 ，轉矩 2．求作用在齒輪上的力 高速級大齒輪的力 低速級小齒輪的力 3．初步確定軸的最小直徑 根據式15－2， 初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為40cr（調質），根據表15－3，取 于是有 選定。 4．軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選定滾動軸承，因無軸向載荷要求故選深溝球軸承，由，查設計手冊，選6309， 。 2）因為要小于大齒輪齒轂長度,取,；同理?？紤]嚙合關系，則 。 定位齒輪的軸肩高度 h>0.07d ，故取 h=4，取，。套筒厚度為3.5mm，擋板厚度為20mm 3）軸上零件周向定位 a．齒輪與軸周向定位采用平鍵連接，由 查表得，由，查表得小齒輪鍵長為45mm ，由，得大齒輪鍵長為63mm。 b．取齒輪輪轂與軸的配合公差為 ；軸承與軸的周向定位由過渡配合來得證，選軸的直徑尺寸公差為 m6。 5． 求軸上的載荷 作用在小齒輪和大齒輪上的力可分為垂直于軸心的力和沿圓周切線方向的力。切線方向的力方向相同，垂直于軸心的力方向相反。 其中＝2033N，， ＝ ＝740N，==2511N （1）確定軸承支點位置，對于6309深溝球軸承，其支點就是軸承寬度B的中點，故軸的支承跨距為。根據軸的計 算簡圖做出彎矩和扭矩圖。（下圖所示） 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩 6.軸強度的校核 進行校核時，通常只校核承受最大彎矩的截面的強度。由上圖可知齒輪處C點為危險截面，故只需校核C點強度，?。?.6，則由式15－5得 由表15－1查得40Cr 調質鋼 ＝70 Mpa 因此 <，故安全。 7、軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6309，查指導書P122表知額定動載荷C=52.8KN 2)求受力大軸承受到的徑向載荷 4)當量動載荷P 查表13-6 查表13-5 由軸承6208得 5)驗算軸承壽命 所以所選軸承壽命符合要求。 （9）、鍵的校核 1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 輸出軸 1．求輸出軸上的功率，轉速和轉矩。 2．求作用在齒輪傷的力 == 3初步確定軸的最小直徑 根據式（15－2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr（調質）鋼。根據表15－3，取，于是得 選 根據聯(lián)軸器孔徑大小，取=56mm 聯(lián)軸器的計算轉矩 查設計手冊選用HL5型聯(lián)軸器；得公稱轉矩為T=2000,孔徑d=60mm，半連軸器長度，與軸配合的轂孔長軸孔長。 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）初步選定滾動軸承，因無軸向載荷要求故選深溝球軸承，由，故定裝軸承的軸段。查設計手冊，選6013，得 。 2）要與聯(lián)軸器連接故取=105mm，制出一軸肩給聯(lián)軸器軸向定位故，軸承端蓋的總寬度為20mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器由斷面的距離，故取。 3）取齒輪與箱體的內壁距離，軸承斷面與內壁的距離（查課程設計指導書）。則。 4）因為要小于齒輪齒轂長度,取,；制出一軸肩給齒輪定位，齒輪的軸肩高度 h>0.07d=4.9 ，故取 h=5，則，。 5）左端軸承制出一軸肩定位，軸肩高度h=2.5。故。 6）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用鍵連接。按齒輪,由表6－1得平鍵截面。選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與鍵連接，由=105，，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選用軸的直徑尺寸公差為m6。 7）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照表15－2，取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑取R＝2。  5． 求軸上載荷 作用在齒輪上的力可分為垂直于軸心的力和沿圓周切線方向的力。 其中＝6540.4N， ＝ ＝2380.5N （1）確定軸承支點位置，對于6013深溝球軸承，其支點就是軸承寬度B的中點，故軸的支承跨距為。根據軸的計算簡圖做出彎矩和扭矩圖。（下圖所示） 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩  6.軸強度的校核 進行校核時，通常只校核承受最大彎矩的截面的強度。由上圖可知齒輪處C點為危險截面，故只需校核C點強度，?。?.6，則由式15－5得 由表15－1查得40Cr 調質鋼 ＝70 Mpa 因此 <，故安全。 7、軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命 L=2×8×300×8=38400h 由所選軸承系列6013，查指導書P122表知額定動載荷C=32KN 2)求受力大軸承受到的徑向載荷 3) 當量動載荷P 查表13-6 查表13-5 由軸承6208得 4)驗算軸承壽命 所以所選軸承壽命符合要求。 8、鍵的校核 1)選用鍵的系列 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 2)選用鍵的系列 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 主要尺寸及數據 箱體尺寸: 機座壁厚 機蓋壁厚 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機座底凸緣厚度 地腳螺釘直徑 地腳螺釘數目 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 機蓋與機座連接螺栓直徑 軸承端蓋螺釘直徑 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 大齒輪頂園與內機壁距離 齒輪端面與內機壁距離 齒輪2端面和齒輪3端面的距離 所有軸承都用油脂潤滑 軸承端蓋和齒輪3端面的距離 軸承端蓋凸緣厚度 潤滑與密封 一、 齒輪的潤滑 高速級齒輪的圓周速度為： 低速級齒輪周向速度為，查《機械設計課程設計》p35,表4.5得，采用浸油潤滑。 二、 軸承的潤滑 高速級齒輪的圓周速度為為，查課本p332表13-10，軸承的潤滑宜油潤滑，采用飛濺潤滑。- 三、 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 計 算 及 說 明 結 果 7.3低速軸的計算 低速軸計算與高速軸類似，不再重復敘述。其計算應力為，小于，滿足設計要求。 計 算 及 說 明 結 果 8.鍵連接的選擇和計算 本減速器全部使用圓頭平鍵，其主要失效形式是工作表面的壓潰，除非有嚴重的過載，一般不會出現(xiàn)鍵斷裂，因此，通常只按工作面的擠壓應力進行強度校核。假定載荷在鍵的工作平面上均勻分布，則普通平鍵的強度條件根據公式（6-1）為： 式中：T-傳遞的轉矩，單位N.mm; k-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h,此處h為鍵的高度， mm; l-鍵的工作長度， mm,圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L,這里L為鍵的公稱長度，mm;b為鍵的寬度，mm; d-軸的直徑，mm; -鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MPa，見表6-2。 8.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核 對于I軸上的聯(lián)軸器與軸的鏈接主要是周向定位，而不承受軸向力的作用，所以用平鍵鏈接，根據d=35mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型； 鍵，軸的材料為鋼，帶輪輪轂的材料為鑄鐵，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長度l=L-b=63-10=53mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受轉矩取輸入轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 8.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核 軸II上有兩個相同的鍵，且在兩處軸徑相同，那么只需要對軸徑小處的 鍵進行校核即可。根據d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，只需對 的鍵進行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長度l=L-b=50-14=36mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉矩取輸 鍵的計算公式及有關數據和圖表皆引自【2】第103~108頁 計 算 及 說 明 結 果 入轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 8.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核 高速軸上有兩處要進行鍵的選擇和校核。兩處的直徑分別為50mm、60mm，但是為了加工和安裝方便，按直徑小處選擇鍵寬和鍵高。根據d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，對兩處的鍵都要進行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。 L=100mm的鍵，其工作長度l=L-b=100-14=86mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉矩取輸入轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 鍵的工作長度l=L-b=70-14=56mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉矩取輸入轉矩即由式（6-1）可得， 鍵的強度足夠。 計 算 及 說 明 結 果 9.滾動軸承的選擇和計算 由于本減速器承受載荷較輕，確有一定的軸向力，因此選擇角接觸球軸承。本著節(jié)約材料的目的，在特輕系列中選擇7000C 系列。再根據軸徑，查參考書【1】第P122頁最終選擇軸承類型。本減速器中所選三對軸承分別為,7008C,7012C.現(xiàn)在只對7009C軸承的使用壽命系數進行計算，其他軸承類似。 查參考書【1】第P122頁可知7009C的動載荷系數，靜載荷系數為,按查考書【2】P318頁取軸承預期壽命。 圖8.1軸承的受力情況 1.求兩軸承所受到的徑向載荷,. 由前面I軸的計算可知,，,，由此可得 2.求兩軸承的計算軸向力, 對于7000C型軸承，按表13-7查得軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初選e=0.46,因此可估算， 軸承的計算公式及有關數據和圖表皆引自【2】第307~342頁 計 算 及 說 明 結 果 按式（13-11）得 由表13-5仿例題13-1進行插值計算，得 再計算 與同組其他數據相比較，兩次計算結果的值相差較小，因此確定 ， 計 算 及 說 明 結 果 3.計算軸承的當量動載荷和 因為 由表13-5分別進行查表或插值計算的徑向載荷系數和軸向載荷系數為 對軸承A ， 對軸承B ， 因軸承運轉有輕微沖擊載荷，按表13-6，，取，則 2. 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承A的受力大小驗算，n=576r/min 所選軸承滿足壽命要求 減速器的工作壽命為五年，其總工作時間為，取得較小，因此在一到兩年就必須的更換一次軸承。 10. 聯(lián)軸器的選擇和計算 1. 類型選擇 根據本減速器的設計，只需要在低速輸出軸和帶式運輸機之間按裝聯(lián)軸器，由于載荷有輕微震動，根據參考書【2】P343至P352對聯(lián)軸器的種類和結構的介紹，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 2. 計算載荷 公稱轉矩 查1表14-1的,故由參考書【2】P35式（14-1）得計算轉矩為 3. 型號選擇 在參考書【1】中查得LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器的選用轉矩1250N.m，許用最大轉速為4000r/min ，軸徑為40~63mm之間，故合用。根據軸的直徑選擇軸孔直徑為50,軸孔長度為112的LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器. LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器. 11.參考資料 【1】 機械設計機械原理教學組.機械設計課程設計指導書[M].2009.12 【2】 濮良貴等.機械設計[M].北京：高等教育出版社，2006.5 【3】 孫桓等.機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2006.5 【4】 劉鴻文等.材料力學[M]. 北京：高等教育出版社，2004.1 【5】 鄧志平等.機械制造技術基礎[M].成都：西南交通大學出版社，2008.8 42