1、機械設計課程設計說明書cad圖紙，聯系qq153893706設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計單位：工程學院 05機制（3）班設計者： 學號： 指導教師： 目錄一、設計任務 第 2 頁二、各主要部件選擇 第 2 頁三、選擇電動機 第 3 頁四、計算總的傳動比并分配各級傳動比 第 3 頁五、計算傳動裝置的運動和動力參數 第 4 頁六、傳動零件的設計計算 第 5 頁七、設計高速級齒輪 第 7 頁 八、設計低速級圓柱直齒傳動 第 11 頁 九、軸的設計與校核 第 15 頁十、軸承的校核 第 27 頁十一、鍵的選擇和校核及聯軸器的選擇 第 28 頁十二、減速器潤滑方式及密封種類的選擇 第 29 頁十三、

2、箱體的設計 第 30頁十四、減速器附件的設計 第 31頁十五、設計小結 第 32頁十六、參考文獻 第 32頁一、設計任務題目：帶式輸送機傳動裝置 給定條件：由電動機驅動，輸送帶的牽引力為6000n，輸送帶速度為0.45m/s，提升機鼓輪直徑為300mm。自定條件：工作壽命8年（設每年工作300天），每日工作16小時，帶式輸送機工作平穩，轉向不變。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷

3、分布不均勻的現象。，高速級,低速級均做成直齒。整體布置如下： 圖示1電動機,2 v型帶, ,3減速器,4高速齒輪傳動,5低速齒輪傳動, 6為聯軸器7.輸送帶鼓輪 0電動機軸，i輸入軸，ii中間軸，iii輸出軸，iv卷筒軸. 輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.二、各主要部件選擇目的過程分析備注動力源三相交流電電動機齒輪直齒經濟。高速級，低速級均做成直齒軸承輸入軸（1軸）和中間軸（2軸）有一定的軸向力，輸出軸（3軸）的軸向力較小。圓錐滾子軸承和深溝球軸承聯軸器經濟性和實用性并存彈性聯軸器三、選擇電動機、 選擇電動機的類型按照

4、工作要求選擇全封閉自扇冷式籠形三相異步電動機，電壓380，系列。、 查表確定各部分的效率為：v型帶傳動，滾動軸承傳動效率（4對）,閉式齒輪傳動效率3=0.97，連軸器效率 ,傳動滾筒效率代入得：傳動的總效率為：電動機所需工作功率為： kw k=60000.45/1000 kw=2.7 kwpd=2.7/0.825kw =3.27 kw、 確定電動機轉速滾動軸工作轉速：n=601000v/d=6010000.45/(300)=28.66 r/min通常，v帶傳動的傳動比常用范圍 ,二級圓柱齒輪減速器為,則總傳動比的范圍,古電動機轉速的可選范圍為n=(16160)28.66r/min=(45945

5、86)r/min符合這一范圍的同步轉速有750，1000,1500和3000r/min，但由于750 r/min型電動機的尺寸過大，重量較重，且價格高，不可取。所以在1000 r/min,1500 r/min和3000r/min三種中選取，見下表：方案電 動 機型 號額定功率（kw）電動機轉速n（r/min）電 動 機質量kg參考價格總傳動比同步轉速滿載轉速1y112m-24300028904591094.542y112m-4415001440 4991847.113y132m1-64100096075143331.40 方案1電動機重量輕,價格便宜.但總的傳動比大,傳動裝置處廓尺寸大.制造成

6、本高.結構不緊湊,故不可取.而方案2與方案3相比較.綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸重量價格以及總的傳動比,可以看出,選擇電動機型號為y112m-4四、計算總的傳動比并分配各級傳動比由選擇的電動機滿載傳速=1440 r/min，工作機的轉速28.66r/min，得轉動裝的總傳動比為： ia=/=1440/28.66=50.24分配傳動裝置各級傳動比 v型傳動帶的傳動比,則減速器的傳動i為i=50.24/3=16.7 取兩級援助齒輪減速器,高速級的傳動比 則低速級的傳動比 五、計算傳動裝置的運動和動力參數將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號為0軸（電機軸），1軸，2軸，相鄰兩軸之間的傳動比為,

7、相鄰兩軸間的傳動效率為,各軸輸入功率為,各軸的轉速為,各軸輸入轉矩為,.電動機的輸出功率、轉速和轉距分別為：=pd r/min t0 = 9550p0/n00軸（電機軸）=3.27kw r/min=9550/=21.71軸(高速軸) = =0.963.27=3.14 kw r/min=95503.14/480=62.52軸(中間軸)=3.140.990.97=2.68kw=480/4.835=99.3 r/min=95502.68/99.3=2583軸（低速軸）=2.680.990.97=2.57 kw =99.3/3.454=28.7 r/min=95502.57/28.7=8554軸（滾筒

8、軸）p4=0.990.99=2.52 kwn4=28.7/1=28.7 r/mint4=95502.52/28.7=83913軸的輸出功率和輸出轉矩則分別為個軸的輸入功率和輸入轉矩乘軸承效率=0.99 04軸運動和動力參數的計算結果加以匯總，列出表格，如下： 軸 名功 率p（kw）轉 矩t（）轉 速n（r/min）傳 動 比效 率輸入功率輸出功率輸入轉矩輸出轉矩電機軸3.2721.71440高速軸3.143.1162.561.948030.96中間軸2.682.6525825599.34.8350.96低速軸2.572.5485584628.73.4540.96卷筒軸2.522.4983983

9、128.710.98六、傳動零件的設計計算普通v型帶的設計(減速器外的傳動零件設計)1.確定計算功率查表得工作情況系數=1.1故=p=1.23.27kw=3.9kw2.選擇v帶的類型根據, 選用a型 =1440r/min3.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v1)初選小帶輪的基準直徑 =90mm2)驗算帶速v v=m/s=6.78m/s因為5m/sv)min8.計算壓軸力 壓軸力的最小值為()min=2z)min*sin=23161sinn=951n9.帶輪結構設計) 由以上計算，查課本表8-10可知輪槽尺寸：基準寬度=11mm，基準線上槽深=2.75mm，基準線下槽深=8.7mm，槽間距e=15m

10、m，槽邊距=mm，輪緣厚=6mm；由公式帶輪寬度b=(z-1)e+2f得，帶輪寬度b=48mm2) 查表8-1可得v帶截面尺寸：頂寬b=13.0mm，節寬=11.0mm，高度h=8.0mm，楔角=40，每米質量q=0.10 kg/m，截面面積a=81由公式帶輪外徑，所以有主動輪外徑從動輪外徑七.設計高速級圓柱直齒傳動目的設計過程備注選定齒輪精度等級、材料及齒數） 選用級精度） 由表選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為hbs，二者材料硬度差為40hbs。） 選小齒輪齒數，大齒輪齒數取兩齒輪均為標準直齒圓柱齒輪，所以壓力角目的過程分析備注按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算

11、公式進行試算，即） 確定公式各計算數值（） 試選載荷系數（） 計算小齒輪傳遞的轉矩（） 由表選取齒寬系數（） 由表查得材料的彈性影響系數（） 由圖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（）由式計算應力循環次數（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式得） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值0.99 為中間軸軸承的效率4.871為第二級傳動比代入中的較小值是為了使得出的d偏大，使齒輪更安全按齒面接觸疲勞強度設計（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬（） 計算齒寬與齒高之比模數 齒高 （） 計算載荷系數k根據，

12、級精度，由圖查得動載荷系數直齒輪齒間載荷分配系數由表查得使用系數由表查得由圖1查得=1.34故載荷系數（）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數小齒輪相對支承非對稱布置是按齒面接觸疲勞強度設計時使用的齒向載荷分布系數按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為按齒根彎曲強度設計） 確定公式內的計算數值（） 由圖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（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數 （） 計算彎曲疲勞許用應力，安全系數為s=1.4，由式得（） 計算載荷系數（）查取齒形系數由表查得（）查取應力校正系數由表查得（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數據大） 設計計算圓整為

13、標準值2.0。是按齒根彎曲強度設計時使用的齒向載荷分布系數確定mn時取較大的，安全。兩對直齒的模數2.0。目的分析過程備注按齒根彎曲強度設計按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數大齒輪齒數取齒數幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒頂圓直徑） 計算齒根圓直徑 ） 計算中心距） 計算齒寬取分度圓直徑：齒頂圓直徑：，所以，小直齒輪做成實心式齒輪，大直齒輪做成腹板式齒輪齒根圓直徑：中心距齒寬八.設計低速級圓柱直齒傳動目的設計過程備注選定齒輪精度等級、材料及齒數1)選用級精度2 )由表選擇小齒輪材料為（調質），并經調質及表面淬火,齒面硬度為48-55hbr3)選小齒輪齒數，大齒輪齒數 取兩齒輪均為

14、標準直齒圓柱齒輪，所以壓力角按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行試算，即1 )確定公式各計算數值(1)試選載荷系數(2)計算小齒輪傳遞的轉矩(3)由表選取齒寬系數(4)由表查得材料的彈性影響系數(5)由圖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（）由式計算應力循環次數（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式得0.99 為中間軸軸承的效率4.871為第二級傳動比按齒面接觸疲勞強度設計2 )計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值(2)計算圓周速度v (3)計算齒寬(4)計算齒寬與齒高之比模數 齒高 (5)計算

15、載荷系數k根據，級精度，由圖查得動載荷系數齒間載荷分布系數，由表查得由表查得使用系數由表查得齒合載荷分布系數 由圖2查得故載荷系數）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式得）計算模數代入中的較小值是為了使得出的d偏大，使齒輪更安全小齒輪相對支承非對稱布置是按齒面接觸疲勞強度設計時使用的齒向載荷分布系數按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為1)確定公式內的計算數值(1)由圖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(2)由圖查得彎曲疲勞壽命系數 (3)計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為，安全系數為s=1.4，由式得(4)計算載荷系數（）查取齒形系數由表查得（）查取應力校正系數

16、由表查得（）計算大小齒輪的，并比較小齒輪的數據大2)設計計算是按齒根彎曲強度設計時使用的齒向載荷分布系數確定mn時取較大的，安全。按齒根彎曲強度設計圓整為標準值2.5。按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數大齒輪齒數取=83兩對直齒的模數2.5。齒數幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑2)計算齒頂圓直徑3)計算齒根圓直徑 4)計算中心距5)計算齒寬取分度圓直徑：齒頂圓直徑：，所以，小直齒輪做成實心式齒輪，大直齒輪做成腹板式齒輪齒根圓直徑：中心距齒寬九軸的設計與校核箱體的總體結構、 輸入軸的設計1 .選擇軸的材料選取45鋼，調質處理，由課本p355表51查得，其硬度為hbs220，抗拉強度極限b64

17、0mpa，屈服強度極限s355mpa，彎曲疲勞極限1275mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa2初步估算軸的最小直徑1)輸入軸的功率,轉速,轉矩 =3.11kw =480r/min =61 900n/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取a0112 取21mm3 .軸的結構設計） 擬定軸上零件的裝配方案軸段-裝配帶輪，軸段-裝配軸承端蓋，軸段-裝配軸承，軸段-作為定位軸肩，軸段-裝配齒輪，軸段-裝配定位套筒和軸承。） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1) d21mm l=68mm2) 為了滿足帶輪定位 d=26mm 3) 初選滾動軸承 因軸承只受有徑向力的作用.和

18、 d=26mm 故選擇深溝槽軸承6006查機械手冊ddt =30mm55 mm13mm. 所以，dd30mm，兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，定位套筒同時也是齒輪的定位，套筒兩節應比安裝滾動軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點點(c）取安裝齒輪處的軸段-和-的直徑： d-= d-= d1=34mm為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，軸段應略短于輪轂寬度，因為輪轂寬度b1=60mm,可以?。簂-58mm。齒輪的右端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d=42mm 。軸環寬度b1.4h，所以：l12 （d）取齒輪距箱體內壁之距離a=10,滾動軸承t=

19、13,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm則可計算：l-=t+a+s+(60-58)=13+8+10+2=33mm為了齒輪1與齒輪2裝配對齊l=12+65+13+8-12=86（e）軸段-應比軸承長一點，?。簂-=13+2=15mm（f）根據軸承端蓋的裝折及便于軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離大于30mm，故取l-=50mm（f）為了齒輪1與齒輪2裝配對齊，l-=10各軸段設計參數表-d(mm)21263034423430l(mm)685015861258333223). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯結. 按d- =21mm

20、，帶輪寬度b=48mm由表6-1查得平鍵截面bh=6mm6mm (鍵寬和鍵高), 長度l =21.6mm 按d- =34mm，l-=58mm由表6-1查得平鍵截面bh=10mm8mm (鍵寬和鍵高), 長度l =50mm， 因為齒輪不在軸端,故采用平頭平鍵,聯軸器裝配采用平鍵， 4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸（參考表15-2）取、和處倒圓角r=2取、和處的倒角為c=245（5）求軸上的載荷 作用在齒輪上的力圓周力 ft1=2293n 徑向力 fr1= tanft1= n軸的結構圖作出軸空間受力及簡圖軸的彎距扭距圖(在一頁)：ab=179mm， bc=44.5mm ， ac=134.5 mm，

21、bd=279.5mm 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面.計算出截面c處的彎矩m如下: （6）按彎距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距和扭距的截面,即危險截面c強度. 當扭轉切應力為脈動循環變應力時，取=0.6 ，根據式（15-5）及上表中的數值，軸的計算應力根據式（15-5）及上述數據，并取a=0.6，軸的計算應力： = 前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得：-1=60 mpa，則ca-1=60 mpa，故安全2、軸的設計1 .選擇軸的材料選取45鋼，調質處理，由課本p355表51查得，其硬度為hbs220，抗拉強度極限b640mpa，

22、屈服強度極限s355mpa，彎曲疲勞極限1275mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa2初步估算軸的最小直徑1)輸入軸的功率,轉速,轉矩 =2.65kw =99.3r/min =255000n/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取a0112（3）軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案：軸段-和-裝配定位套筒和軸承，軸段-和-裝配齒輪裝配軸承。 ）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度查手冊，根據d2min=33.5mm 選用深溝滾動軸承6007 ddt =35mm62 mm14mm. 所以，d-=d-=35mm兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，定位套筒同時也是齒輪的定位

23、，套筒兩節應比安裝滾動軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點點（b）取安裝齒輪處的軸段-和-的直徑： d-=d-=45mm為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，軸段應略短于輪轂寬度，因為輪轂寬度b2=54mm,b3=65mm,可以取： l-63mm，l-52。齒輪的右端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d-=48mm 。兩齒輪之間距為15mm，所以： （c）取齒輪距箱體內壁之距離為a =10mm, 考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm, 軸承段軸長應比軸承寬大一點，取2mm則可計算： （d）總體長度： 軸2

24、計參數表-d(mm)3545524535l(mm)39631552392083). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯結. 按d-=d-=40mm由表6-1查得平鍵截面bh=14mm9mm (鍵寬和鍵高), 按 l-=63mm ，l- =52mm，由表6-1取平鍵長度l1 =57mm，l2 =44mm4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2 ,取、和處倒角為c=245取軸肩和處倒圓角r=1.245（5）求軸上的載荷作用在齒輪上的力 齒輪2所受的圓周力大小等于齒輪1所受的圓周力大?。篺t2=ft1=2293n齒輪2的徑向力大小等于齒輪2的徑向力大?。篺r2=fr1= tan

25、ft1= n齒輪3所受的圓周力：ft3 =8500n齒輪3的徑向力：fr3= tanft3= n軸的結構圖作出軸空間受力及簡圖軸的彎距扭距圖(見下頁)：ab=55mm， bc=74.5mm ， cd=60.5mm，ac=129.5mm， db=135mm ad=190mm 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面.計算出截面c處的彎矩m如下: （6）按彎距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距和扭距的截面,即危險截面c強度. 當扭轉切應力為脈動循環變應力時，取=0.6 ，根據式（15-5）及上表中的數值，軸的計算應力查表15-4，軸的抗彎截面系數根據式（15-5）及

26、上述數據，并取a=0.6，軸的計算應力： = 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得=60 mp 因此=60 mp，故安全3、軸的設計1 .選擇軸的材料選取45鋼，調質處理，由課本p355表51查得，其硬度為hbs220，抗拉強度極限b640mpa，屈服強度極限s355mpa，彎曲疲勞極限1275mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa2初步估算軸的最小直徑1)輸入軸的功率,轉速,轉矩 =2.54kw =28.7r/min =846000n/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取a0112（3）軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案：軸段-裝配定位套筒和軸承，軸段

27、-裝配齒輪，軸段-作為定位軸肩，軸段-裝配軸承，軸段-裝配軸承端蓋，軸段-裝配聯軸器。 ）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）選擇聯軸器聯軸器的計算轉矩tca=kat3，查表14-1取ka=1.3。t ca =1.3846000= 1099800nmm=1099.8nm查手冊選用yl11凸緣聯軸器，其公稱直徑為125000所以d=48mm， 半連軸器長度l=112,半聯軸器與軸配合的轂控長度l1=84mm因連軸器l84mm，為了保證軸端擋圈不壓在軸的端面上，故段上的長度應比l1略短一些，?。簂82mmb）為了滿足半連軸器的軸向定位 d=52mmc）初步選擇滾動軸承 選取一對深溝球軸承

28、，它能在較高轉速下正常工作查手冊，根據d=52mm 選用深溝滾動軸承6011 ddt =55mm95 mm18mm. 所以，d=d=55mm兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，定位套筒同時也是齒輪的定位，套筒兩節應比安裝滾動軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點點軸肩定位d-= d1=60mmc）取安裝齒輪處的軸段-的直徑：d-=60mm為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，軸段應略短于輪轂寬度，因為輪轂寬度b4=60mm,可以取：l-56mm。齒輪的左端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=5mm,所以 ：d-=66mm 。軸環寬度b1.4h，所以：l-12mm （d）

29、齒輪4寬度中心應與齒輪3的寬度中心對齊，即齒輪4距箱體內壁之距離 a =13+（65-60）/2=15.5mm, 考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,考慮與軸2長度對齊，取s=8mm, 則可計算： l-t+2+s+a+4=18+2+8+15.5+4=47.5mm（e）軸段-應比軸承長一點，取：l-=18+2=20mm（f）根據軸承端蓋的裝折及便于軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離大于30mm，故取l-=50mm（f）為了齒輪4與齒輪3裝配對齊：l-=(65-60)/2+12+60+10+8-12=80.5（g）各軸段長度：-d(mm)5

30、5606660555248l(mm)47.5561280.52050823483). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯結.按d-=60 mm，由表6-1查得平頭普通平鍵截面bh=18mm11mm (鍵寬和鍵高) ，按l-=56mm，查得鍵長l =50mm按d-=48mm，查表6-1得圓頭普通平鍵截面bh=14mm9mm (鍵寬和鍵高) ，按l-=82mm，查得鍵長l =70mm4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸（參考表15-2）取和處的倒角為c=245取、和處倒圓角為r2（5）求軸上的載荷作用在齒輪上的力 齒輪3所受的圓周力： ft3=8550n 齒輪3的徑向力： fr3=30

31、94 n軸的結構圖作出軸空間受力及簡圖軸的彎距扭距圖(見下頁)：ab=207mm， bc=56mm ， ac=151 mm， 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面.計算出截面c處的彎矩m如下: （6）按彎距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距和扭距的截面,即危險截面c強度.當扭轉切應力為脈動循環變應力時，取=0.6 ，根據式（15-5）及上表中的數值，軸的計算應力查表15-4，軸的抗彎截面系數根據式（15-5）及上述數據，并取a=0.6，軸的計算應力： = 前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得：-1=60 mpa，則ca-1=60 mpa，故

32、安全1）判斷危險截面截面b、d只受扭，雖然鍵槽、軸肩、及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面b、d均無須校核。從應力集中對軸的疲勞強度影響來看，截面處過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面c上的應力最大。截面和的應力集中的影響接近，但截面不受扭矩作用，故不必校核。截面c上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。截面、顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數必過盈配合的小，而且，段的直徑比段的直徑大，因而該軸只需校核截面左側即可。2

33、)截面左側抗彎截面系數w0.1d30.160321600mm3抗扭截面系數wt0.2d30.260343200mm3截面左側的彎距m為m截面上的扭距為t846000nmm截面上的彎曲應力b 截面上的扭轉切力t軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表151查得b 640mpa ，1 275mpa ，1155mpa 。截面上用于軸間而形成的理論應力集中系數及,按附表3-2查取.因為r/d=2.0/60=0.033,d/d=66/60=1.1,經插值后查得 =2.0,=1.33又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為 =0.82 =0.85故有效應力集中系數 =1+()=1+0.82(2.0-1)=1.8

34、2 =1+=1+0.85(1.33-1)=1.28由附圖3-2的尺寸系數=0.69; 由附圖3-3的扭轉尺寸系數=0.84軸按磨削加工，質量系數如上為0.92故得綜合系數值為k k 由課本31及32得炭鋼得特性系數0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面左側的安全系數sca值得: 故該軸在截面左側的強度是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。各傳動軸總體方案軸 軸段-總長軸d(mm)21263034423430l(mm)68501586125833322軸d(mm)3545524535l(mm)3963155239208軸d(mm)5

35、5606660555248l(mm)47.5561280.5205082378十、軸承的校核1、高速軸（軸）上兩個深溝球軸承的校核 由軸受力圖可知兩軸承的最大徑向負荷： p=1277n 軸承轉速: n=480r/min 預期壽命: 所選的6006型深溝球軸承，其具有的基本額定動載荷為c=13.2kn。計算軸承承受的動載荷為：，所以安全。 2、中間軸（軸）上兩個深溝球軸承的校核 已知兩軸承的徑向負荷： p=1867n 軸承轉速: n=99.3r/min 預期壽命: 所選的6007型深溝球軸承，其具有的基本額定動載荷為c=16.2kn。計算軸承承受的動載荷為：，所以安全。3、低速軸（軸）上兩個深溝

36、球軸承的校核已知兩軸承的徑向負荷： p=1937n 軸承轉速: n=28.7r/min 預期壽命: 由所選的類型6011型深溝球軸承，其具有的基本額定動載荷為c=30.2kn。計算軸承承受的動載荷為：，所以安全。十一、軸上所用鍵的設計和校核材料：45號鋼，查表得許用應力1、高速軸（軸）（1）帶輪與軸聯接的鍵: 根據帶輪要求，采用半圓鍵槽，鍵槽用盤銑刀銑出， 鍵的參數：bhd1=5.0mm9.0mm22mm鍵的工作長度l=l =21.6mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得: =mp60.7mp，所以安全。（2）與高速級大齒輪相結合的鍵齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好

37、，故選擇a型平鍵聯接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數：bhl =10mm8mm50mm；鍵的工作長度l=l-b=50-8=42mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm由式(6-1)可得:= mp=21.7mp，所以安全。2、中間軸（軸）（1）齒輪2與軸聯接的鍵齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇a型平鍵聯接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數：bhl =14mm9mm57mm鍵的工作長度l=l-b=57-14=43mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得:= mp58.6mp，所以安全。（2）齒輪3與軸聯接的鍵齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇a型平鍵聯接，鍵槽用

38、鍵槽銑刀銑出鍵的參數：bhl =14mm9mm44mm鍵的工作長度l=l-b=44-14=30mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得: = mp84mp，所以安全。3、低速軸（軸）（1）齒輪4與軸聯接的鍵齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇b型平鍵聯接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數：bhl =18mm11mm50mm鍵的工作長度l=l=50鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=5.5mm由式(6-1)可得:= mp=102.5 mp。所以安全（2）軸與聯軸器聯接的鍵齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選擇b型平鍵聯接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數：bhl =14mm9m

39、m70mm鍵的工作長度l=l=70鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得:= mp111.9 mp，所以安全。十二 潤滑與密封方式的選擇1、滾動軸承潤滑方式的選擇軸深溝球軸承：dn=30480=1.44mmr/mir 查表13-10 采用脂潤滑方式軸深溝球軸承：dn=3599.3=0.35104mmr/mir查表13-10 采用脂潤滑方式。軸深溝球軸承：dn=5528.7=0.16104mmr/mir 查表13-10 采用脂潤滑方式。2、潤滑油的選擇（1）軸承潤滑脂由于減速器是在常溫下連續工作，載荷平穩，環境有輕度粉塵，采用的是深溝球軸承，適宜選用用于低速、重載的滾動

40、軸承的4號鈣基潤滑脂（gb49187）（2）減速器齒輪箱潤滑油齒輪1圓周速度：齒輪2圓周速度：齒輪3圓周速度：齒輪4圓周速度：平均圓周速度：按教材表10-12取潤滑油粘度值：v/cst(40 oc)=240查教材表10-11 選用工業齒輪油（sy117288）牌號為2203、密封方式的選擇為防止潤滑油漏出和外界雜質、灰塵等侵入軸承室，由于軸圓周速度較低，因此采用氈圈式油封。十三 箱體的設計箱體結構設計通常用ht200灰鑄鐵鑄造而成。參考機械設計課程設計表4-6計算得箱體各主要結構尺寸。表5-1減速器鑄鐵箱體主要結構尺寸序號代號名稱二級減速器型式1箱體壁厚=0.025a+3=0.025133.7

41、5+3=6.3mm21箱蓋壁厚1=0.85=5.48， 取6mm3b箱座凸緣厚度b =1.5=9.5mm4b1箱蓋凸緣厚度b1=1.511.569mm5b2箱座底凸緣厚度b2=2.5=15.8mm6df地腳螺栓直徑df =0.047133.75814.3mm7n地腳螺栓數目n48d1軸承旁聯接螺栓直徑d10.75df 11mm9d2箱蓋與箱座聯接螺栓直徑d=(0.50.6)d=7.9mm10d3、n 軸承端蓋螺釘直徑及數目d3n軸8mm4軸8mm4軸12mm611d4窺視孔蓋螺釘直徑d48mm12c1 、c2c1c2df到外箱壁距離df至凸緣邊緣距離26mm24mmd1到外箱壁距離22mm20mmd2到外箱壁距離d2至凸緣邊緣距離16mm14mm13d2軸承座外徑軸92mm軸102mm軸170mm14l1箱外壁至軸承座端面距離l1= c1 +c2+（58）=mm15m1 ，m箱蓋箱座肋厚m1=7mm ， m =7.3mm16大齒輪頂圓與箱內壁距