1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置目 錄一 機械設(shè)計任務(wù)書31.1 設(shè)計題目31.2 原始數(shù)據(jù)31.3 已知條件與設(shè)計容要求31.4 設(shè)計工作量4二 傳動方案擬定5三 電動機的選擇53.1 電動機類型的選擇53.2 選擇電動機的容量53.3 確定電動機轉(zhuǎn)速63.4 確定電動機型號6四 運動、動力學(xué)參數(shù)計算74.1 總傳動比74.2 分配傳動比74.3 計算各軸轉(zhuǎn)速74.4 計算各軸的輸入功率74.5 計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩84.6 驗證帶速.8五 傳動零件的設(shè)計計算85.1 圓錐直齒輪的設(shè)計計算85.1.1選定齒輪精度等級，材料和確定許用應(yīng)力85.1.2按接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計計算

2、95.1.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計105.2 圓柱斜齒輪的設(shè)計計算125.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù)125.2.2按齒面接觸強度進(jìn)行設(shè)計計算125.2.3按齒根彎曲強度進(jìn)行設(shè)計145.2.4幾何尺寸計算15六 軸的設(shè)計計算166.1 輸入軸軸I的設(shè)計計算166.1.1求作用在齒輪上的力166.1.2初步確定軸的最小直徑并選擇聯(lián)軸器166.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計176.1.4求軸上的載荷186.1.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度206.2 中間軸軸II的設(shè)計計算206.2.1確定中間軸上各齒輪的力206.2.2初步確定軸的最小直徑206.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計216.2.4求軸上的載荷226

3、.2.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度236.3 輸出軸軸的設(shè)計計算236.3.1確定輸出軸上作用在齒輪上的力236.3.2初步確定軸的最小直徑246.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計246.3.4求軸上的載荷256.3.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度276.3.6精確校核軸的疲勞強度27七 軸承的選擇與計算297.1 輸入軸滾動軸承校核297.2 中間軸滾動軸承校核307.3 輸出軸滾動軸承校核31八 鍵連接的選擇與校核計算328.1 輸入軸上的鍵的校核328.1.1校核聯(lián)軸器處的鍵連接328.1.2校核圓錐齒輪處的鍵聯(lián)接328.2 中間軸上的鍵的校核328.2.1校核圓錐齒輪處的鍵連接328.2.2校核圓柱齒

4、輪處的鍵連接338.3 輸出軸上的鍵的校核338.3.1校核聯(lián)軸器處的鍵連接338.3.2校核圓柱齒輪處的鍵連接33九 聯(lián)軸器的選擇33十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸33十一 減速器附件的選擇35十二 齒輪的密封與潤滑35十三 設(shè)計小結(jié)35主要參考文獻(xiàn)36（交通大學(xué)）機 械 設(shè) 計 任 務(wù) 書設(shè)計題目 帶式輸送機傳動裝置設(shè)計者 學(xué)號一 （一）、設(shè)計題目：設(shè)計帶式輸送機傳動裝置圖1.1 傳動裝置方案1-電動機； 2-聯(lián)軸器； 3-減速器； 4-滾筒； 5-輸送帶 （二）、原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F/ kN輸送帶速度V/(m/s)滾筒直徑D/mm折舊期（年）滾筒效率j42.045080.96表1.1 傳動原始

5、數(shù)據(jù)（三）、已知條件與設(shè)計容要求：1、輸送帶工作速度v允許輸送帶速度誤差為+5%，滾筒效率j包括滾筒與軸 的效率損失;2、工作情況：兩班制，連續(xù)單項運轉(zhuǎn)，載荷較平衡；3、工作環(huán)境：室，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35。C；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；6、制造條件與生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。（四）、設(shè)計工作量：1、減速器裝配圖1（A0紙）；2、軸和齒輪的零件工作圖2；3、設(shè)計說明書一份。計算過程與計算說明二 傳動方案擬定 運動簡圖如下：圖2.1 傳動裝置運動簡圖 由圖可知，該設(shè)備原動機為電動機，傳動裝置為減速

6、器，工作機為帶式輸送機。 減速器為水平圓錐-圓柱齒輪的二級傳動，錐齒輪布置在高速級，使其直徑不致過大，便于加工。三 電動機的選擇1、電動機類型的選擇：按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列全封閉式自扇冷鼠籠型三相異步電動機，電壓為380/220V。2、選擇電動機的容量： 工作機所需功率： 從電動機到工作機輸送帶間的總效率：=1223345 式中，1、2、3、4、5分別為聯(lián)軸器、軸承、錐齒輪傳動、斜齒輪傳動和滾筒的傳動效率。若齒輪均選擇8級精度查機械設(shè)計課程設(shè)計（第五版）表9.1可知，1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.97，另根據(jù)已知條件5=0.96，則=0.9920.983

7、0.970.970.96=0.833電動機的輸出功率：3、確定電動機轉(zhuǎn)速：按表9.1推薦的傳動比合理圍，圓錐-圓柱齒輪減速器傳動比i=1025,而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為r/min故電動機轉(zhuǎn)速的可選圍為nd=inw=（1025）85=8502125r/min符合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min兩種。 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量與價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。4、確定電動機型號根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，查機械設(shè)計課程設(shè)計（第五版）表15.1選定電動機型號為Y160L-6,其主要性能與電動機主要外形和安裝尺寸如下表

8、所示。電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速(r/min)Y160L-6119702.02.0表3.1 電動機主要性能參數(shù) mm型號HABCDEFGDGKbb1b2hAABBHAL1Y160L-61602542541084211012837153252551653857031420645表3.2 電動機安裝參數(shù)四 運動、動力學(xué)參數(shù)計算1、總傳動比：i=nm/nw=970/85=11.412、分配傳動比:對于圓錐圓柱齒輪減速器，高速級錐齒輪嚙合的傳動比：i10.25i=2.85，則圓柱齒輪嚙合的傳動比：i2=i/ i1=11.41/2.85=4.003、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）I軸 nI=nm=97

9、0II軸 nII=nI/i1=970/2.85340.4III軸 nIII=nII/i2=340.4/4.00=85.1滾筒軸 nw=nIII=85.14、計算各軸的輸入功率（kW）I軸 PI=Pd1=9.60.99=9.5II軸 PII=PI23=9.50.980.97=9.03III軸 PIII=PII24=9.030.980.97=8.58滾筒軸 PIV=P21=8.580.980.99=8.325、計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）電動機的輸出轉(zhuǎn)矩Td為故I軸 TI=Td 1=94.520.99=93.57II軸 TII=TI23i1=93.570.980.972.85=253.50III軸 T

10、III=TII24i2=253.500.980.974.0=963.91 滾筒軸 TW=TIII21=935.19將上述結(jié)果匯總于下表，以備查用。參數(shù) 軸名電機軸軸軸軸滾筒軸轉(zhuǎn)速r/min970970340.485.185.1功率P/kW9.69.59.038.588.32轉(zhuǎn)矩/n*m94.5293.57253.50963.91935.19傳動比12.854.001效率0.990.950.950.99表4.1 各軸主要參數(shù)6、驗證帶速誤差，適合！五 傳動零件的設(shè)計計算1、圓錐直齒輪的設(shè)計計算 已知輸入功率P1=P=9.5kW,小齒輪轉(zhuǎn)速為970r/min，大齒輪轉(zhuǎn)速為340.4r/min，齒數(shù)

11、比為u=i1=2.85，由電動機驅(qū)動，工作壽命為10年（每年工作365天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應(yīng)力 1）該減速器為通用減速器，選用7級精度（GB10095-88），齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，螺旋角，不變位。2）材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（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。3）選小齒輪齒數(shù)z1=25,大齒輪齒數(shù)z2=uz1=2.8525=71.25，取z2=71。（2）按接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計計算由設(shè)計公式進(jìn)行計算，即d1（1

12、）確定公式的各計算值1)由機械設(shè)計（第八版）表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。2）由機械設(shè)計（第八版）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。3）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪:N1=60n2jLh=609701(283658)=2.719109大齒輪：=9.541084)由機械設(shè)計（第八版）圖10-19查得接觸批量壽命系數(shù)KHN1=0.94;KHN2=0.955) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得6)試選，查得所以，7）選齒寬系數(shù)；8）計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩93570Nmm (2)計算1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得d1tmm2）計

13、算圓周速度v3）計算載荷系數(shù) 由機械設(shè)計（第八版）表10-2查得使用系數(shù); 根據(jù)v=5.16m/s，7級精度，由機械設(shè)計（第八版）圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.15;直齒輪; 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查機械設(shè)計（第八版）表得軸承系數(shù)，則。接觸強度載荷系數(shù):4）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：5） 計算大端模數(shù)m：（3）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計公式：m （1）確定公式的各計算值1） 由機械設(shè)計（第八版）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。2） 由機械設(shè)計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.91，KFN2=0.92;3)計算

14、彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則，4)確定彎曲強度載荷系數(shù):5） 計算節(jié)圓錐角：；2=90-19.335=70.6656） 計算當(dāng)量齒數(shù)：7） 由機械設(shè)計（第八版）表10-5查得齒形系數(shù)：YFa1=2.60,YFa2=2.06;應(yīng)力校正系數(shù)：YSa1=1.595,YSa2=1.97。8） 計算大小齒輪的 ,并加以比較。;大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算：m =mm =3.11mm對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于按齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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

15、關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)3.11mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=100.16mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=大齒輪齒數(shù) z2=uz1=2.8529=82.65,取z2=83。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。（3）幾何尺寸計算u=圓整并確定齒寬b=RR=1/3153.76=51.25mm取b1=b2=51mm。2、圓柱斜齒輪的設(shè)計計算 已知：輸入功率9.03kW，小齒輪轉(zhuǎn)速為340.4r/min，齒數(shù)比為u=i2=4.00，電動機驅(qū)動，工作壽命為8年（每年工作365天）兩班制，帶式輸送機

16、，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。（1）選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù)1）根據(jù)傳動方案圖，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(shè)計（第八版）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)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=uz1=4.0024=96。5）選取螺旋角。初選螺旋角（2）按齒面接觸強度進(jìn)行設(shè)計計算由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即：（1）確定公式的各計算數(shù)值1）試選Kt=1.6。2）由機械設(shè)計（第八版）圖10-30選

17、取區(qū)域系數(shù)3）由機械設(shè)計（第八版）圖10-26查得，1=0.765，2=0.880，則=1+2=0.765+0.880=1.6454）由機械設(shè)計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：6） 由機械設(shè)計（第八版）表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。7）由機械設(shè)計（第八版）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）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪:N3=60nIIjLh=60340.41（283658）=9.542108大齒輪:9) 由機械設(shè)計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.96。10）計算接觸疲勞

18、許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得故許用接觸應(yīng)力H= (2)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v。3） 計算齒寬b與模數(shù)mnt。b=dd1t=175.81mm=75.81mmmnt=h=2.25mnt=2.253.06mm=6.89mmb/h=75.81/6.89=11.004) 計算縱向重合度。=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035） 計算載荷系數(shù)。已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=1.35m/s，7級精度，由機械設(shè)計（第八版）圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.06;由機械設(shè)計（第八版）表10-3查得KH=KF=1.2，表10-

19、4查得KH=1.426，圖10-13查得KF=1.37。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.061.21.426=1.81396）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得7） 計算模數(shù)mnt。（3）按齒根彎曲強度進(jìn)行設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行試算 （1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=KAKVKFKF=1.01.061.11.37=1.59742)根據(jù)重合度，由機械設(shè)計（第八版）圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3）由機械設(shè)計（第八版）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。4）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.92，KFN2=0.94。5）計算彎曲疲勞

20、許用應(yīng)力：6）計算當(dāng)量齒數(shù)：7） 由表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.592,YFa2=2.176;應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=1.596,YSa2=1.795。8） 計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)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)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.5mm,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d1=79.05mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取z1=31,則z2=uz1=4.0031=124。（4）幾何尺寸計算1）計算中心距 將中心距圓整為200mm。2） 按圓整后的中心距修正螺旋

21、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)計算齒輪寬度 b=dd1=180.00mm=80.00mm圓整后取B2=80mm;B1=85mm。5)齒頂高 ha=mn(han*+xn)=2.51=2.5mm6)齒根高 hf=mn(han*+cn-xn)=2.5(1+0.25)=3.125mm7)齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=80.00+22.5=85.00mm da2=d2+2ha=320.00+22.5=325.00mm8)齒根圓直徑 df1=d1-2hf=80.00-23.125=73.75mmdf2=d2-2hf=320.00-23.125=313.75mm六

22、 軸的設(shè)計計算1、輸入軸軸I的設(shè)計計算已知：PI=9.5kW, nI =970r/min,TI =93.57 Nm（1）求作用在齒輪上的力高速級小圓錐齒輪的分度圓直徑為根據(jù)機械設(shè)計（第八版）式10-22確定作用在錐齒輪上的圓周力、軸向力和徑向力。圓周力 徑向力 Fr=Fttancos1=2212.6tan20cos19.272=760.2N軸向力 Fa=Fttansin1=2212.6tan20sin19.272=265.8N(2)初步確定軸的最小直徑并選擇聯(lián)軸器先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)表15-3，取，得，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dI

23、-II，為了使所選的軸直徑dI-II與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KATI，查表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則:Tca=KATI=1.393.57Nm=121.64Nm 聯(lián)軸器與軸之間周向定位采用鍵連接，對直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%4%，故dmin=23.96(3%4%)=24.6924.92mm。 根據(jù)電動機型號Y160L-6，由機械設(shè)計課程設(shè)計（第五版）表15.2與標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，查得電動機軸徑應(yīng)取42mm，故選LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器42112（GB/T 4323-2002），其公稱轉(zhuǎn)矩Tn=250Nm。

24、主動端：d1=48mm,Y型軸孔L1=112mm，A型鍵槽；從動端：d2=40mm,Y型軸孔L1=112mm，A型鍵槽。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（如圖所示）圖6.1 輸入軸軸I(2)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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑。左端用軸端檔圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，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III段的長度應(yīng)比L1略短些，現(xiàn)取lI-II=82mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，選用單列圓錐滾子軸承。參照

25、工作要求并根據(jù)，根據(jù)GB/T 297-1994, 初步選圓錐滾子軸承30210，其基本尺寸，則，而取。這對軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，根據(jù)GB/T 297-1994，30210型軸承的安裝尺寸，因此取。3）為了使軸具有較大剛度，兩軸承支點距離不宜過小，一般取，故取，所以。圓整，取。小錐齒輪的懸臂長度。右邊軸承右端面采用軸套定位，取。4）取安裝齒輪處VI-VII軸段的直徑，齒輪軸孔深度取；為使套筒可靠地壓緊軸承，軸承與錐齒輪間隔一軸套，取。5）軸承端蓋的總寬度為25mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故 。（3）軸上零件的周向定位 齒輪、半

26、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為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合為；半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm7mm100mm，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k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參照機械設(shè)計（第八版）表15-2取軸端倒角為。（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。圖6.2 輸入軸軸I彎矩圖軸上載荷大小如下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1440.8NFNV1=390.4NFNH2=3653.

27、4NFNV2=1150.6N彎矩MMH1=-154886NmmMH2=-4NmmMV1=-41968NmmMV2=11246Nmm總彎矩扭矩TTI=93570Nmm表6.1 輸入軸軸I載荷與彎矩值(5)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)載荷圖與上表所示，可判斷出危險截面，因軸的單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版表15-1查得，故安全。2、中間軸軸II的設(shè)計計算已知：PII=9.03kW, nII=340.4r/min,TII=253.50 Nm（1）確定中間軸上各齒輪的力圓柱斜齒輪 Ft2=Ft=2212.6N圓錐直齒輪 Fr2

28、=Fa=265.8NFa2=Fr=760.2N(2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸的裝配方案(如下圖所示)圖6.3 中間軸軸II(2)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。因軸承同時受到徑向力和軸向力，故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)dI-II=dV-VI33.40mm，根據(jù)GB/T 297-1994，初選圓錐滾子軸承30308，其尺寸,a=23mm,。這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，根據(jù)GB/T297-1

29、994，30308型軸承的安裝尺寸，因此取套筒與軸承端面相接處外徑為。安裝小圓柱斜齒輪的寬度B1=85mm，為使其右端能用軸套定位，軸段lIV-V=82mm，取軸徑，則小圓柱齒輪的孔徑為50mm，經(jīng)驗算其齒根圓與鍵槽底部的距離，齒輪與軸可分開制造。2)錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，試取，則輪轂寬度，取，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則取軸環(huán)處的直徑為，軸環(huán)寬度，。3）箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。（3）軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，

30、長為40mm，同時為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合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時為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，此處選軸的尺寸公差為m6。(4)軸上圓角和倒角參照機械設(shè)計（第八版）表15-2取軸端倒角為。（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。圖6.4 中間軸軸II彎矩圖求軸上的載荷，各值列如下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-696.1NFNV1=1151NFNH2=-3428.8N

31、FNV2=1495.9N彎矩MMH1=-41647.7NmmMH2=-220300NmmMV1=68864.3NmmMV2=-23150.3NmmMV3=31218.7NmmMV4=96118.7Nmm總彎矩扭矩TTII=253.50Nm表6.2 中間軸軸II載荷與彎矩值（5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)與軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），故安全合格。3、輸出軸軸的設(shè)計計算已知：輸出軸功率為PIII=8.58kW，轉(zhuǎn)速為nIII=85.1r/min,轉(zhuǎn)矩TIII=963.91Nm,大圓柱齒輪的直徑為320 mm，齒寬為80mm。

32、（1）確定輸出軸上作用在齒輪上的力圓柱斜齒輪（大） （2）初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d1-2，為了使所選的軸直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KATIII，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則Tca=KATIII=1.3963910Nmm=1253083Nmm,根據(jù)GB/T 5843-2003，選GY7型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1600，取半聯(lián)軸器的孔徑，故取，選Y型半聯(lián)軸器，長度。 （3）軸的結(jié)構(gòu)

33、設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案軸上零件的裝配方案（見下圖所示）圖6.5 輸出軸（低速軸）軸III（2）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，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，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1-2段的長度應(yīng)比略短些，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，可選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，根據(jù)GB/T 292-1994，初選角接觸球軸承7214C，其尺寸為，a=25.3,，而。軸承右端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，查得7214C型軸承的定位軸肩軸徑，因此取；齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，

34、已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，取，齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。3）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取；為保證圓柱斜齒輪能正對嚙合，取軸段。4）根據(jù)中間軸長度與箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，得。（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。對齒輪的定位，按d6-7由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪

35、轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，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，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參照機械設(shè)計（第八版）表15-2取軸端倒角-為。（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。圖6.6 輸出軸彎矩圖求軸上的載荷，各值列如下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2021.4NFNV1=2194.5NFNH2=4316.1NFNV2=186.6N彎矩MMH1=-249036.5NmmMV1=270362.4NmmMV2=10762.4Nmm總彎矩扭矩TTIII=963.91Nm表6.3 輸出軸載荷

36、與彎矩值（5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)與軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），查得，故安全合格。（6）精確校核軸的疲勞強度(1)判斷危險截面 14段間截面只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩與過渡配合所引起的應(yīng)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(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以這些截面無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面6和7過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，67段中間處截面上應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大且軸徑最大，故不需校核；截面6的應(yīng)力集中的影響和截面7的相近，但截面7不受扭矩作用，同時軸徑也較大

37、，故不必作強度校核。因而該軸只需校核截面6左右兩側(cè)即可。(2)截面6左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1923=77868.8mm3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2923=155737.6mm3 截面6左側(cè)彎矩M為 截面6上的扭矩 TIII=963910Nmm 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)與按機械設(shè)計（第八版）附表3-2查取。因,，經(jīng)插值后查得。又由機械設(shè)計（第八版）附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為。故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由機械設(shè)計（第八版）附圖3-2與3-3的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按

38、磨削加工，由機械設(shè)計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故可知其安全。（3） 截面6右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面6右側(cè)彎矩M為 截面6上的扭矩 TIII=963910Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由機械設(shè)計（第八版）附表3-8用插值法求出，并取，于是得， 。 軸按磨削加工，由機械設(shè)計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值故該軸在截面6右側(cè)的強度也是足夠的。此軸因無大的瞬時過載與嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。七

39、 軸承的選擇與計算1、輸入軸滾動軸承校核單列圓錐滾子軸承30210，查機械設(shè)計課程設(shè)計（第五版）表12.4得則軸承部軸向力 所以， 即 則 對減速器，由機械設(shè)計（第八版）表13-6，取動載系數(shù)fp=1.5,因大修期為4年，預(yù)期壽命為，故合格。2、中間軸滾動軸承校核 單列圓錐滾子軸承30308，查機械設(shè)計課程設(shè)計（第五版）表12.4得則軸承部軸向力 所以 即 則 對減速器，由機械設(shè)計（第八版）表13-6，取動載系數(shù)fp=1.5,因大修期為4年，預(yù)期壽命為，故合格。3、輸出軸滾動軸承校核 角接觸球軸承7214C，查機械設(shè)計課程設(shè)計（第五版）續(xù)表12.2得則部軸向力 所以 即 由，查表得，。故由，查

40、表得，。故。對減速器，由機械設(shè)計（第八版）表13-6，取動載系數(shù)fp=1.5,因P1P2，故只需校核軸承1：大修期為4年，預(yù)期壽命為，故合格。八 鍵連接的選擇與校核計算1.輸入軸上的鍵的校核（1）校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，載荷平穩(wěn) ，可選，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故滿足要求。（2）校核圓錐齒輪處的鍵聯(lián)接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故滿足要求。2.中間軸上的鍵的校核(1)校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故滿足要求。（2）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則

41、鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故滿足要求。3.輸出軸上的鍵的校核（1）校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故滿足要求。（2）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故滿足要求。九 聯(lián)軸器的選擇1.輸入軸聯(lián)軸器： 查機械設(shè)計課程設(shè)計P155，取LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器42112（GB/T 4323-2002），其額定轉(zhuǎn)矩250 Nm，半聯(lián)軸器的孔徑d1 =40mm,軸孔長度L=82mm,聯(lián)軸器的軸配長度L1 =60mm.2.輸出軸聯(lián)軸器： 查機械設(shè)計課程設(shè)計P159，取GY7型凸緣聯(lián)軸器，額定扭矩為1600其半聯(lián)

42、軸器的孔徑d =55mm,長度為112mm。 所選聯(lián)軸器的額定扭矩均大于工作扭矩，故滿足需求。十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號結(jié)果機座壁厚10機蓋壁厚8機座凸緣厚度15機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度25地腳螺栓Mdf直徑M20地腳螺栓數(shù)目4軸承旁連接螺栓Md1直徑M16機蓋與機座連接螺栓Md2直徑M10聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=150200mm180軸承端蓋螺栓Md3直徑M8窺視孔蓋螺栓Md4直徑M8定位銷直徑8螺栓Mdf、Md1、Md2至外機壁距離C1(27,23,17)27,23,17螺栓Mdf、Md1、Md2至凸緣邊緣距離C2(21,15)21,15軸承旁凸臺半徑R1= C2(21,15)21

43、,15凸臺高度h20外機壁至軸承座端面距離l1=C1+C2+（510）mm46大齒輪齒頂圓與機壁距離12齒輪端面與機壁距離10機蓋筋板厚度7機座筋板厚度8軸承端蓋外徑D2135,148,223軸承旁聯(lián)接螺栓距離SD2135,148,223表10.1 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)十一 減速器附件的選擇 由機械設(shè)計課程設(shè)計選擇通氣塞M161.5,A型壓配式圓形油壓表A32/T7941.1-1995,外六角螺塞與封油墊M141.5,箱座吊耳，吊環(huán)螺釘M16（GB/T825-1988），啟蓋螺釘M8。十二 齒輪的密封與潤滑1、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，浸油高度為大齒輪的一個全齒高，取為35mm。2、滾動軸承的

44、潤滑由于軸承周向速度為3.4m/s，所以開設(shè)油溝、飛濺潤滑。3、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于閉式齒輪設(shè)備，選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油220。4、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用氈圈密封，結(jié)構(gòu)簡單。密封防止外界的灰塵、水分等侵入油層，并防止?jié)櫥瑒┑穆┦А］S承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十三 設(shè)計小結(jié) 通過這次對圓錐圓柱二級減速器的設(shè)計，我們真正的了解了機械設(shè)計的概念，在這次設(shè)計過程中，反反復(fù)復(fù)的演算一方面不斷得讓我們接進(jìn)正確，另一方面也在考驗我們我們的耐心，思維的嚴(yán)密性和做研究的嚴(yán)謹(jǐn)性。我想這也是這次設(shè)計我們應(yīng)該達(dá)到的，這些給我感受頗深。通過幾個星期的設(shè)計實踐，我們真正感受到了設(shè)計過程的謹(jǐn)密性，為我們以后的學(xué)習(xí)工作打下了一定的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械這門學(xué)科的基礎(chǔ)的