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QINGDAO UNIVERSITY 機械設計課程設計 計算說明書 題 目： 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計 學 院： 機電工程學院 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 2012年11月26日至2012年12月14日 目錄 一、課程設計任務書 1 （一）設計目的 1 （二）設計題目 1 （三）設計內(nèi)容 2 二、設計要求 2 三、設計步驟 2 （一）傳動裝置總體設計方案 3 （二）電動機的選擇 3 （三）計算傳動裝置的總傳動比、并分配傳動比 4 （四）計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 （五）V帶傳動設計計算 5 （六）各級齒輪傳動設計計算 7 1、減速器高速級齒輪的設計 7 2、減速器低速級齒輪的設計 11 3、四個齒輪的參數(shù)列表 15 4、驗證兩個大齒輪潤滑的合理性 15 （七）軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及軸承和鍵的校核 16 1、初步確定軸的最小直徑 16 2、中間軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及中間軸軸承和鍵的校核 16 3、輸出軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及輸出軸軸承和鍵的校核 28 4、輸入軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及輸入軸軸承和鍵的校核 34 （八）箱體結(jié)構(gòu)的設計 38 （九）潤滑方式、潤滑油牌號的選擇及密封 39 （十）減速器附件的選擇 40 四、設計總結(jié) 41 五、參考文獻 42 六、致謝 42 設計內(nèi)容 計算及說明 結(jié)果 一、課程設計任務書 （一）設計目的 （二）設計題目：帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計 （三）設計內(nèi)容 二、設計要求 三、設計步驟 （一）傳動裝置總體設計方案 1、本組設計數(shù)據(jù)：第4組數(shù)據(jù) 2、傳動裝置簡圖 （二）電動機的選擇 1、選擇電動機的類型 2、確定電動機功率 3、確定電動機的轉(zhuǎn)速 （三）計算傳動裝置的總傳動比 并分配傳動比 1、傳動裝置的總傳動比 2、分配傳動裝置的傳動比 （四）計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸轉(zhuǎn)速 2、各軸輸入功率 3、 各軸轉(zhuǎn)矩 （五）V帶的設計計算 1、確定計算功率 2、選擇V帶的帶型 3、確定帶輪基準直徑d，并驗算帶速v 4、確定v帶中心距a和基準長度 5、驗算小帶輪包角 6、計算單根v帶的額定功率 7、計算帶的概數(shù)z 8、計算單根V帶的初拉力的最小值 9、計算作用在軸上的壓軸力 （六）各級齒輪傳動設計計算 1、減速器高速級齒輪的設計 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （2）按齒面接觸強度設計 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 2）設計計算 （3）按齒根彎曲強度設計 1）確定計算參數(shù) 2）設計計算 （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒寬 5）結(jié)構(gòu)設計 2、減速器低速級齒輪的設計 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （2）按齒面接觸強度設計 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 2）設計計算 （3）按齒根彎曲強度設計 1）確定計算參數(shù) 2）設計計算 （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒寬 5）結(jié)構(gòu)設計 3、四個齒輪的參數(shù)列表 4、驗證兩個大齒輪潤滑的合理性 （七）軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及軸承和鍵的校核 1、初步確定軸的最小直徑 2、中間軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及中間軸軸承和鍵的校核 （1）中間軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力 （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 2）擬定軸上零件的裝配方案 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 4）軸上零件的周向定位 5）確定軸上圓角和倒角尺寸 （4）求軸上的載荷 （5）計算支承反力 （6）畫彎矩圖 (7)畫轉(zhuǎn)矩圖。 (8) 按彎扭合成應力校核軸的強度 (9) 精確校核該軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 2）V面的精確校核 3）IV面的精確校核 (10) 校核軸承壽命 1) 計算軸承的軸向力 2) 計算當量動載荷 3) 校核軸承壽命 （11）軸上鍵校核 3、輸出軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及輸出軸軸承和鍵的校核 （1）輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力 （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 1）前面算得軸的最小直徑 2）選聯(lián)軸器 3）擬定軸上零件的裝配方案 4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 5）軸上零件的周向定位 6）確定軸上圓角和倒角尺寸 （4）求軸上的載荷 （5）計算支承反力 （6）畫彎矩圖 (7)畫轉(zhuǎn)矩圖 (8) 按彎扭合成應力校核軸的強度 (9) 校核軸承壽命 1) 計算軸承的軸向力 （10）軸上鍵校核 4、輸入軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及輸入軸軸承和鍵的校核 （1）輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力 （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 1）由前面算得軸的最小直徑 2）擬定軸上零件的裝配方案 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 4）軸上零件的周向定位 5）確定軸上圓角和倒角尺寸 （4）求軸上的載荷 （5）計算支承反力 （6）畫彎矩圖 (7)畫轉(zhuǎn)矩圖 (8) 按彎扭合成應力校核軸的強度 (9) 校核軸承壽命 1) 計算軸承的軸向力 2) 計算當量動載荷 3) 校核軸承壽命 （10）軸上鍵校核 （八）箱體結(jié)構(gòu)的設計 （九）潤滑方式、潤滑油牌號的選擇及密封 （十）減速器附件的選擇 1、選擇檢查孔及檢查孔蓋 2、選擇通氣器 3、選擇放油孔及放油螺塞 4、選擇油面指示器 5、選擇吊耳和吊鉤 6、選擇定位銷 7、選擇起蓋螺釘 四、設計總結(jié) 一、課程設計任務書 （一）設計目的 1、提高零部件的設計計算能力； 2、熟悉查閱資料和設計手冊； 3、綜合運用前期課程的理論，進行一次理論聯(lián)系實際的全面鍛煉。 （二）設計題目：帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖如圖1所示。 1—電動機 2—V帶傳動 3—減速器4—聯(lián)軸器 5—鼓輪 6—輸送帶 7—滑動軸承 圖1 傳動方案示意圖 原始設計參數(shù)如表1所示。 表1 項 目 設 計 方 案 1 2 3 4 5 輸送帶曳引力F(N) 3500 4200 4400 5400 5500 輸送帶速度V(m/s) 0.58 0.55 0.48 0.41 0.40 鼓輪直徑D1=D2(mm) 450 400 350 320 380 每天工作時數(shù)（h） 16 16 16 16 16 傳動系統(tǒng)工作年限（y） 10 10 10 10 10 項 目 設 計 方 案 6 7 8 9 10 輸送帶曳引力F(N) 3700 4000 4600 4800 5000 輸送帶速度V(m/s) 0.57 0.56 0.46 0.45 0.44 鼓輪直徑D1=D2(mm) 430 420 340 335 330 每天工作時數(shù)（h） 16 16 16 16 16 傳動系統(tǒng)工作年限（y） 10 10 10 10 10 項 目 設 計 方 案 11 12 13 14 15 輸送帶曳引力F(N) 5200 5700 5900 3300 3000 輸送帶速度V(m/s) 0.43 0.37 0.36 0.60 0.62 鼓輪直徑D1=D2(mm) 325 310 300 470 480 每天工作時數(shù)（h） 16 16 16 16 16 傳動系統(tǒng)工作年限（y） 10 10 10 10 10 注：傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。輸送帶速度允差5%。 （三）設計內(nèi)容 1、基礎計算部分 （1）電動機選擇—根據(jù)電動機計算功率確定其型號、額定功率及滿載轉(zhuǎn)速。 （2）分配傳動系統(tǒng)的傳動比。 （3）運動參數(shù)計算—確定減速器各軸所傳遞的功率、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速。 2、V帶傳動設計計算。 3、各級齒輪傳動設計計算。 4、軸的結(jié)構(gòu)設計及校核計算（按彎扭合成應力校核各軸的強度，并對中間軸進行疲勞強度精確校核）。 5、滾動軸承的校核計算（預期額定壽命2年左右）。 6、聯(lián)軸器的選擇。 7、潤滑方法及潤滑油的選擇。 二、設計要求 （一） 繪制減速器裝配總圖一張（M1:1 ，0號圖紙或M1:2 ，1號圖紙）。 （二）繪制中間軸大齒輪及輸出軸零件工作圖各一張（3號圖紙）。 （三）編寫設計計算說明書一份，按課程設計指導書要求的格式書寫，并要求書寫清晰工整。 三、設計步驟 （一）傳動裝置總體設計方案 1、本組設計數(shù)據(jù)：第4組數(shù)據(jù) 輸送帶曳引力F(N)： 5400 輸送帶速度V/(m/s)： 0.41 鼓輪直徑D1=D2(mm)： 320 每天工作時數(shù)（h）： 16 傳動系統(tǒng)工作年限（y）： 10 （設每年工作300天） 2、傳動裝置簡圖如下： 1—電動機 2—V帶傳動 3—減速器4—聯(lián)軸器 5—鼓輪 6—輸送帶 7—滑動軸承 （二）電動機的選擇 1、選擇電動機的類型 按已知工作要求和工作條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷三相籠型異步電動機。 2、確定電動機功率 查《機械設計課程設計》P18表2-4選取 ：V帶傳動效率0.96； ：聯(lián)軸器傳動效率 0.993（彈性聯(lián)軸器）； ：滾動軸承效率 0.995（球軸承）； ：齒輪傳動效率 0.98（7級精度一般齒輪傳動）。 工作裝置所需功率： 電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率η： 電機所需的工作功率： 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需略大于即可。 查《機械設計課程設計》P327表8-184選取電動機額定功率 3、確定電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸作為工作軸，其轉(zhuǎn)速為： 查《機械設計課程設計》P11表2-1,V帶傳動的傳動比范圍為，由P13表2-3，兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比，則總傳動比合理范圍為，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 查《機械設計課程設計》P327表8-184，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電動機，滿載轉(zhuǎn)速1430r/min的Y100L2-4型電動機，質(zhì)量35kg, 其主要性能如下表： 電動機 型號 額定功 率kw 滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) Y100L2-4 3 1430 2.2 2.2 查《機械設計課程設計》P329表8-186，電動機采用基本安裝型B3，查《機械設計課程設計》P331續(xù)表8-187可知，其中心高為1000-0.5 ,外形尺寸為:AA=40，AB=205，AC=205，AD=180，BB=180，HA=15，HB=145,HD=245，L=380；安裝尺寸為:A=160，B=140，C=63，D=28j6，E=60，F(xiàn)GD=87，G=24。 （三）計算傳動裝置的總傳動比 并分配傳動比 1、傳動裝置的總傳動比 2、分配傳動裝置的傳動比 由，式中,，分別為帶傳動，高速級齒輪和低速級齒輪的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取，而，取,則: ，，。 （四）計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸轉(zhuǎn)速 高速軸為I軸，中間軸為II軸，低速軸為III軸，各軸轉(zhuǎn)速為： 2、 各軸輸入功率 按電動機所需的工作功率計算各軸輸入功率： 3、 各軸轉(zhuǎn)矩 電動機輸出的轉(zhuǎn)矩為： 將以上計算得到的運動和動力參數(shù)列表如下： 軸名 參數(shù) 電機軸 I軸 II軸 III軸 工作軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 1430 476.67 94.7233 24.4708 24.4708 功率（kw） 2.485 2.3856 2.3262 2.2683 2.241 轉(zhuǎn)矩（N?m） 16.5956 47.7951 234.5274 885.2291 874.575 傳動比i 3 5.0322 3.8709 1 效率 0.96 0.9751 0.9751 0.988 （五）V帶的設計計算 1、確定計算功率 由《機械設計》P156表8-7，查的工作情況系數(shù)。計算功率 2、選擇V帶的帶型 由 ，,查《機械設計》P157圖8-11，選用A型帶。 3、確定帶輪基準直徑d，并驗算帶速v (1）初選小帶輪的基準直徑 由《機械設計》P155表8-6，A型帶輪 ，由《機械設計》P157表8-8取小帶輪基準直徑 。 (2）驗算帶速V, ,故帶速合適。 (3）計算大帶輪的基準直徑 ，由《機械設計》P157表8-8，圓整為,傳動比誤差為,符合條件。 4、確定v帶中心距a和基準長度 (1）由于, 所以初步， (2）帶所需基準長度為 查《機械設計》P146表8-2選取基準長度，帶長修正系數(shù)。 (3）計算實際中心距 中心距變化范圍為：。 5、驗算小帶輪包角 ，包角合適。 6、計算單根v帶的額定功率 由，,查《機械設計》P152表8-4a得。 由，和A型帶，查《機械設計》P153表8-4b得 △查《機械設計》P155表8-5得，又有，則=（P0+△P0）=（1.0640+0.1684）0.951 1.01=1.1837kw 7、計算帶的概數(shù)z 由《機械設計》P158公式8-26得 故選Z=3根帶。 8、計算單根V帶的初拉力的最小值 查《機械設計》P149表8-3可得, 故單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為 應使帶的實際初拉力 9、計算作用在軸上的壓軸力 利用《機械設計》P159公式8-28可得: 壓軸力的最小值為677.9896N （六）各級齒輪傳動設計計算 1、減速器高速級齒輪的設計 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按圖1所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 3）材料選擇。由《機械設計》P191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)， 大齒輪齒數(shù)取。 5）選取螺旋角。初選螺旋角 （2）按齒面接觸強度設計 由《機械設計》P218公式10-21試算，即 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①選載荷系數(shù) 。 ②由《機械設計》P217圖10-30，取區(qū)域系數(shù) 。 ③由《機械設計》P215圖10-26，查得 ,， 則。 ④小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 。 ⑤由《機械設計》P205表10-7取齒寬系數(shù) 。 ⑥由《機械設計》P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 。 ⑦由《機械設計》P209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極限。 ⑧由《機械設計》P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ⑨由《機械設計》P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ， ⑩計算接觸疲勞應力。取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》P205式10-12得： 2）設計計算 ①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得： ②計算圓周速度 ③計算齒寬b及模數(shù) ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù) 查《機械設計》P193表10-2得載荷系數(shù)。 根據(jù)，7級精度，由《機械設計》 P194圖10-8查得動載荷系數(shù)。由《機械設計》P196表10-4查得：，由《機械設計》P198圖10-13查得。由《機械設計》P195表10-3查得。故載荷系數(shù) 。 ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由《機械設計》P204式(10-10a)得 ⑦計算模數(shù) 　　 （3）按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》P216式（10-17） 1）確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，從《機械設計》P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 ③計算當量齒數(shù) ④查取齒形系數(shù) 由《機械設計》P200表10-5查得 ⑤查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》P200表 10-5查得 ⑥由《機械設計》P208圖10-20C查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ⑦由《機械設計》P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ⑧計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》P205式10-12得： ⑨計算小、大齒輪的加以比較 大齒輪的數(shù)值較大。 2）設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由： 取，則,取 （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距圓整為163mm。 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒寬 圓整后?。?。 5）結(jié)構(gòu)設計 小齒輪齒頂圓直徑<16Omm且滿足齒根圓到鍵槽底部的距離e<2,故小齒輪為齒輪軸結(jié)構(gòu)。因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關尺寸按圖<腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪>薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計。大小齒輪齒根圓直徑為 大小齒輪齒頂圓直徑為 繪制大齒輪零件圖如下。 2、減速器低速級齒輪的設計 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按圖1所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故仍選用7級精度（GB10095-88）。 3）材料選擇。由《機械設計》P191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)， 大齒輪齒數(shù)取。 5）選取螺旋角。初選螺旋角 （2）按齒面接觸強度設計 由《機械設計》P218公式10-21試算，即 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①選載荷系數(shù)。 ②由《機械設計》P217圖10-30，取區(qū)域系數(shù) 。 ③由《機械設計》P215圖10-26，查得 ,， 則。 ④小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 。 ⑤由《機械設計》P205表10-7取齒寬系數(shù) 。 ⑥由《機械設計》P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 。 ⑦由《機械設計》P209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極限。 ⑧由《機械設計》P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ⑨由《機械設計》P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ， ⑩計算接觸疲勞應力。取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》P205式10-12得： 2）設計計算 ①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得： ②計算圓周速度 ③計算齒寬b及模數(shù) ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù) 查《機械設計》P193表10-2得載荷系數(shù)。 根據(jù)，7級精度，由《機械設計》 P194圖10-8查得動載荷系數(shù)。由《機械設計》P196表10-4查得：，由《機械設計》P198圖10-13查得。由《機械設計》P195表10-3查得。故載荷系數(shù) 。 ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由《機械設計》P204式(10-10a)得 ⑦計算模數(shù) 　　 （3）按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》P216式（10-17） 1）確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，從《機械設計》 P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 ③計算當量齒數(shù) ④查取齒形系數(shù) 由《機械設計》P200表10-5查得 ⑤查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》P200表 10-5查得 ⑥由《機械設計》P208圖10-20C查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ⑦由《機械設計》P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ⑧計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》P205式10-12得： ⑨計算小、大齒輪的加以比較 大齒輪的數(shù)值較大。 2）設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由： 取，則,取 （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距圓整為187mm。 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒寬： 圓整后?。?。 5）結(jié)構(gòu)設計 因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關尺寸按圖<腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪>薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計。 因此，大小齒輪齒根圓直徑為 大小齒輪齒頂圓直徑為 3、四個齒輪的參數(shù)列表如下表 齒輪 參數(shù) 高速級小齒輪 高速級大齒輪 低速級小齒輪 低速級大齒輪 旋向 右 左 左 右 齒寬B 輪轂L 材質(zhì) 40Cr 45鋼 40Cr 45鋼 熱處理 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 結(jié)構(gòu)形式 實體式 腹板式 實體式 腹板式 硬度 280HBS 240HBS 280HBS 240HBS 表1 齒輪 參數(shù) 高速級小齒輪 高速級大齒輪 低速級小齒輪 低速級大齒輪 模數(shù) 1.5 1.5 2 2 齒數(shù)Z 35 176 37 144 壓力角 螺旋角 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 表2 4、驗證兩個大齒輪潤滑的合理性 兩個大齒輪直徑分別為： ， 浸油深度不能過深也不能過淺，通常一般的推薦值為滿足浸油潤滑的條件為油的深度大于10mm，小于三個全齒高。斜齒輪4的全齒高： 即三個全齒高。 由圖，驗證可以知道，兩個齒輪可以同時滿足浸油條件。 （七）軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及軸承和鍵的校核 1、初步確定軸的最小直徑 按《機械設計》P370式（15－2）初步計算軸的最小直徑，選取I軸的材料為40Cr,選取II、III軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)資料1表15-3，取，于是得 三根軸的最小直徑確定: 考慮到鍵對軸強度的削弱、軸承壽命的要求及聯(lián)軸器對軸徑的要求，將直徑增大5%，則 2、中間軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及中間軸軸承和鍵的校核 （1）中間軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩,由前面算得： （2）求作用在齒輪上的力 已知第（II）軸上高速級大齒輪分度圓直徑 式中：——齒輪所受的圓周力， ——齒輪所受的徑向力， ——齒輪所受的軸向力； 已知第（II）軸上低速級小齒輪分度圓直徑 式中：——齒輪所受的圓周力， ——齒輪所受的徑向力， ——齒輪所受的軸向力； （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 1）由前面算得軸的最小直徑為 即為安裝軸承處軸的最小直徑。 2）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） 3）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。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7007AC，其尺寸為 ， 故； ②取安裝大齒輪處的軸端的直徑；大齒輪的左端與左軸承之間采用封油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的跨度為55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 ③取安裝小齒輪處的軸端的直徑；大齒輪的右端與右軸承之間采用封油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的跨度為85mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。 ④取大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 故各段軸直徑的確定如表 位置 直徑（mm） 長度（mm） 35 38.5 40 51 48 12 40 81 35 36 4）軸上零件的周向定位 大齒輪的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計》P106表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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額為；同樣，小齒輪與軸的連接，選用平鍵為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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額為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》P365表15-2，取軸端圓角。各軸肩處的圓角半徑見圖。 （4）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，由《機械設計課程設計》P300表8-159，對于7007AC型角接觸球軸承，。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 （5）計算支承反力 在水平面上 在垂直平面上 軸承3的總支承反力： 軸承4的總支承反力： （6）畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面右側(cè)： a-a剖面左側(cè)： b-b剖面右側(cè)： b-b剖面左側(cè)： 在垂直平面上，彎矩為 合成彎矩，a-a剖面右側(cè)： 合成彎矩，a-a剖面左側(cè)： 合成彎矩，b-b剖面右側(cè)： 合成彎矩，b-b剖面左側(cè)： (7)畫轉(zhuǎn)矩圖。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 中間軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面a是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面a處的、及的值列于下表。 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 (8) 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，a處右側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故a截面為危險截面。由《機械設計》P373式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈沖循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》P362表15-1查得，因此，故安全。 (9) 精確校核該軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 從軸的受載情況來看及來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應力最大，但應力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面II，III，IV，V處應力集中的影響接近，但截面III處軸徑也比II，V處軸徑大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II處受力大些，所以需要校核II左右截面。IV截面受較大的彎矩和扭矩，故也需校核IV截面。 2）V面的精確校核 ①截面V左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》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(shù)及由《機械設計》P40附表3-2查取。 因，，經(jīng)插值可查得 ， 又由《機械設計》P41附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)由《機械設計》P42式（附3-4）為 由《機械設計》P42附圖3-2尺寸系數(shù)，又由《機械設計》P43附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由《機械設計》P44附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，及，按《機械設計》P42式（3-2）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 由《機械設計》3-1及3-2得碳的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，按《機械設計》P374式（15-6）~（15-8）則得 故可知其安全。 ②截面V右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》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(shù)及由《機械設計》P40附表3-2查取。 因，，經(jīng)插值可查得 ， 又由《機械設計》P41附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)由《機械設計》P42式（附3-4）為 由《機械設計》P42附圖3-2尺寸系數(shù)，又由《機械設計》P43附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由《機械設計》P44附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，及，按《機械設計》P42式（3-2）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 由《機械設計》3-1及3-2得碳的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，按《機械設計》P374式（15-6）~（15-8）則得 故該軸在截面V右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。 3）IV面的精確校核 ①截面IV左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》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(shù)及由《機械設計》P40附表3-2查取。 因，，經(jīng)插值可查得 ， 又由《機械設計》P41附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)由《機械設計》P42式（附3-4）為 由《機械設計》P42附圖3-2尺寸系數(shù)，又由《機械設計》P43附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由《機械設計》P44附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，及，按《機械設計》P42式（3-2）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 由《機械設計》3-1及3-2得碳的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，按《機械設計》P374式（15-6）~（15-8）則得 故可知其安全。 ②截面IV右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》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(shù)及由《機械設計》P40附表3-2查取。 因，，經(jīng)插值可查得 ， 又由《機械設計》P41附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)由《機械設計》P42式（附3-4）為 由《機械設計》P42附圖3-2尺寸系數(shù)，又由《機械設計》P43附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由《機械設計》P44附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，及，按《機械設計》P42式（3-2）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 由《機械設計》3-1及3-2得碳的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，按《機械設計》P374式（15-6）~（15-8）則得 故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。 (10) 校核軸承壽命 由《機械設計課程設計》P298表8-158查得7007AC軸承的 1) 計算軸承的軸向力 軸承3的總支承反力： 軸承4的總支承反力： 軸承3、4內(nèi)部軸向力分別為 比較兩軸承的受力，因及，故只需校核軸承3。 2) 計算當量動載荷 由且工作平穩(wěn)，取，由《機械設計》P320式13-8a 3) 校核軸承壽命 軸承在以下工作，由《機械設計》P320表13-4查得 軸承3的壽命為 已知滾動軸承預期額定壽命2年，則預期壽命為 ，故軸承壽命充裕。 （11）軸上鍵校核 計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取需滿足 大齒輪的平鍵截面，長為，小齒輪的平鍵為，長為。 故鍵強度滿足要求。 3、輸出軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及輸出軸軸承和鍵的校核 （1）輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，由前面算得： （2）求作用在齒輪上的力 已知第（III）軸上低速級大齒輪分度圓直徑 式中：——齒輪所受的圓周力， ——齒輪所受的徑向力， ——齒輪所受的軸向力； （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 1）由前面算得軸的最小直徑為 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。 2）選聯(lián)軸器 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查《機械設計》 P351表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取,則， 查《機械設計課程設計》，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器 與軸配合的轂孔長度。 3）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） 4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現(xiàn)取 ②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7013AC，其尺寸為 ， 故。取 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得7013AC型軸承的定位軸肩高度，因此取。 ③取安裝齒輪處的軸端的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用封油環(huán)定位。已知齒輪輪轂的跨度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 ④軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆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)軸器右端面間的距離，故。 ⑤取大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，高速級大齒輪輪轂長度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 故各段軸直徑的確定如表 位置 直徑（mm） 長度（mm） 55 82 62 50 65 36 77 60 82 12 70 76 65 42.5 5）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平鍵連接。按由《機械設計》P106表6-1查得大齒輪平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，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額為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，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，此處選軸的直徑尺寸公差為。 6）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》P365表15-2，取軸端圓角。各軸肩處的圓角半徑見圖。 （4）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，由《機械設計課程設計》P300表8-159，對于7013AC型角接觸球軸承，。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 （5）計算支承反力 在水平面上 在垂直平面上 軸承1的總支承反力： 軸承2的總支承反力： （6）畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面右側(cè)： a-a剖面左側(cè)： 在垂直平面上，彎矩為 合成彎矩，a-a剖面右側(cè)： 合成彎矩，a-a剖面左側(cè)： (7)畫轉(zhuǎn)矩圖 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面a是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面a處的、及的值列于下表。 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩M 總彎矩 扭矩 (8) 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，a處右側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故a截面為危險截面。由《機械設計》P373式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈沖循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》P362表15-1查得，因此，故安全。 繪制輸出軸的零件圖如下 (9) 校核軸承壽命 由《機械設計課程設計》P298表8-158查得7007AC軸承的 1) 計算軸承的軸向力 軸承1的總支承反力： 軸承2的總支承反力： 軸承1、2內(nèi)部軸向力分別為 比較兩軸承的受力，因及，故只需校核軸承1。 2) 計算當量動載荷 由,且工作平穩(wěn)，取，由《機械設計》P320式13-9a 3) 校核軸承壽命 軸承在以下工作，由《機械設計》P320表13-4查得 軸承1的壽命為 已知滾動軸承預期額定壽命2年，則預期壽命為 ，故軸承壽命充裕。 （10）軸上鍵校核 計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足 大齒輪的平鍵截面，長為，同樣，半聯(lián)軸器的平鍵為，長為。 故鍵強度滿足要求。 4、輸入軸的結(jié)構(gòu)設計和校核及輸入軸軸承和鍵的校核 （1）輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩， 由前面算得： （2）求作用在齒輪上的力 已知第（I）軸上高速級小齒輪分度圓直徑 式中：——齒輪所受的圓周力， ——齒輪所受的徑向力， ——齒輪所受的軸向力； （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 1）由前面算得軸的最小直徑為 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的直徑。 2）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足帶輪的尺寸