1、課程設計任務書題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業(yè)班級姓 名學 號一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設計內容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力：F = 3.8 kN； 2運輸帶工作速度：v = 1.4m/s； 3卷筒直徑： D = 300 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量。 7工

2、作環(huán)境：室內，輕度污染環(huán)境； 8邊界連接條件：原動機采用一般工業(yè)用電動機，傳動裝置與工作機分別在不同底座上，用彈性聯(lián)軸器連接。三、課程設計應完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張；3設計說明書 1份。四、課程設計進程安排序號設計各階段內容地點起止日期一設計準備: 明確設計任務；準備設計資料和繪圖用具教1-205第1天二傳動裝置的總體設計: 擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)傳動零件設計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設計計算教1-205第2天三減速器裝配草圖設計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結構設計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計算；減速器箱體及附件的設計教1-2

3、05第36天四完成減速器裝配圖教1-205第711天五零件工作圖設計教1-205第1213天六整理和編寫設計計算說明書教1-205第14天七課程設計答辯教1-205第15天發(fā)出任務書日期：2011年1月3 日 指導教師簽名：計劃完成日期： 2011年 1月21日 基層教學單位責任人簽章：主管院長簽章：設 計 計 算 及 說 明一傳動方案的擬定及說明系統(tǒng)總體方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構；初選三種傳動方案，如下： (a)二級圓柱齒輪傳動(b)為渦輪渦桿減速器(c)為二級圓柱圓錐減速器系統(tǒng)方案總體評價：（a）方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是帶式運輸機要求長時間的工作，由于

4、渦桿傳動效率低，功率損失大，很不經濟。(b)方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。（c）方案采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。（缺點：結構尺寸稍大）高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪在遠離轉矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷結 果設 計 計 算 及 說 明結 果較平穩(wěn)的場合，應用廣泛。傳動比范圍：i = 8 60最終方案確定：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構（如下圖）二電動機的選擇1、 驅動卷筒的轉速：2、電動機類型和結構形式

5、按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列籠型三相異步交流電動機，它為臥式封閉型。3、電動機容量 （1）卷同軸的輸出功率： （2）電動機輸出功率Pd參考機械設計基礎課程設計指導書P12頁表2.2常用機械傳動效率取： 普通V帶 1=0.90 滾動軸承 2=0.99 圓柱齒輪 3=0.98彈性聯(lián)軸器4= 0.99滾筒及運輸帶效率： 5= 0.9所以，傳動裝置總效率為：=0=0.7398所以電動機所需功率為 設 計 計 算 及 說 明結 果4、驅動額定功率Ped參考機械設計基礎課程設計指導書P188頁表16.1選用電動機額定功率 Ped = 7.5kw5、電動機轉速查課程設計表2.1，V帶傳動比范圍

6、 i1=24，圓柱齒輪傳動比范圍 i2=36,所以電動機轉速的可旋范圍為： n = nw×i1×i2×i2172013758r/min查課程設計表16.1Y系列籠型三相異步交流電動機同步轉速有：3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min；選取電動機的轉速為 n = 3000r/ min,取電動機型號為Y132S22，所選取電動機：額定功率為 滿載轉速為 6、傳動裝置總傳動比 i= / =2900/89.2 =32.51三級傳動時i=1550，故電動機合格。7、分配各級傳動比 取V帶傳動比i帶 = 2.1，又因為i高=（1.11.5

7、）i低,取i高=1.3i低i=i帶×i高×i低所以：i高=4.485，i低=3.45三計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)1、 各軸轉速：電動機軸為1軸，減速箱輸入軸（高速軸）為2軸，中間軸為3軸，輸出軸（低速軸）為4軸。n1= n2= n3 = n4 = 2、 各軸的輸入功率： 設 計 計 算 及 說 明結 果3、各軸轉矩 電動機的輸出轉矩： 各軸的輸入轉矩： 同理 運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：項目電動機高速軸中間軸低速軸轉速r/min29001380.95307.989.2功率kw7.196.476.286.09轉矩N·m23.6844.74194.78625.

8、01傳動比2.14.4853.45效率0.900.970.97四帶設計1、確定計算功率工作情況：兩班制,連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)查機械設計表87（156頁）得KA = 1.28計算功率PcaPca = KA Ped=1.28×7.5=9.6kw2、選擇帶型根據(jù)計算功率Pca和小帶輪轉速n1 ，查機械設計圖811，,擇A型普通帶3、確定帶輪基準直徑并驗算帶速查機械設計表86，A型V帶輪最小直徑：dmin =75mm查機械設計表88，初選小帶輪的基準直徑，dd1= 125mm從動輪基準直徑：dd2 = d1×i帶 = 125×2.1 = 262.5mm查機械設計表88

9、，從動輪基準直徑取dd = 250mmV = 3.14×dd1×n1/60×1000 = 18.97m/s （v=525m/s，符合）4、確定中心距、帶的基準長度及包角初定中心距，根據(jù)式262.5mm<a0<750mm初步確定中距a0 = 500mm據(jù)教材機械設計式822初步計算帶的基準長度 Ld0 = 2a0 + 3.14(dd1+ dd2)/2 + (a0 =1596.56mm由表82選帶的基準長度: Ld = 1600mm查機械設計式821計算實際中心距，取a=502mm設 計 計 算 及 說 明結 果中心距變化范圍：amin=a-0.015Ld

10、=478mm amax=a+0.03Ld=506.8mm（取507）5、驗算小輪包角由機械設計式825，6、計算V帶的根數(shù)按<機械設計式822，由 ， ，Ld = 1600mm查表8-4a和8-4b得 （結合插補法）由表8-5查得由表8-2，查得由機械設計式826，取根7、計算初拉力按機械設計式8-25得：由表8-3查得8、計算作用在軸上的壓軸力按機械設計式8-24得設 計 計 算 及 說 明結 果五傳動零件的設計計算1、高速齒輪組的設計與強度校核1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如傳動方案圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；B. 運輸機為

11、一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）；C. 材料選擇。由機械設計表101選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。D. 初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=4.485×=107.64，取108E. 初選螺旋角=2）按齒面接觸強度設計確定公式內的數(shù)值A. 試選 =1.6B. 由圖1030選取區(qū)域系數(shù) =2.433C. 由圖1026查得 =0.78=0.84 所以 =+=1.62D. 查機械設計表106 得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 E. 外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) 查機械設計

12、表10-7選取 =1設 計 計 算 及 說 明結 果F. 由機械設計圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =550MPaG. 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)=60 n1j=60×1380.95×1×（2×8×300×8）3.18×=2.23×/4.485=7.0×由圖1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.90=0.95H. 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則 = /S=540Mpa = /S=522.5MPa所以 =

13、（540+522.5）/2=531.25MPa3）計算A. 由小齒輪分度圓直徑=43.385mmB. 計算圓周速度 v=C. 計算齒寬b及模數(shù)b=43.385m= h=2.25=2.25×1.754=3.9465mmb/h=43.385/3.9465=11D. 計算縱向重合度=0.318tan=0.318×1×24×tan=1.90287設 計 計 算 及 說 明結 果E. 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)=1.0（表10-2），根據(jù)v=3.27m/s ，8級精度，由機械設計圖10-8 查得動載系數(shù)=1.160；8級精度，非對稱分布的軟齒面，由表10-4查得

14、由b/h=9.161,查圖10-13得；查表10-3得 所以 載荷系數(shù) K =1×1.16×1.4×1.452=2.358F. 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑G. 計算模數(shù)按齒根彎曲強度設計 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù) K =1×1.16×1.4×1.372.22B. 由縱向重合度=1.90287，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88C. 計算當量齒數(shù)D. 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由機械設計表10-5查得齒形系數(shù)； 應力校正系數(shù) ； =1.81E. 由機械設計圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限； F. 由機械設

15、計圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；設 計 計 算 及 說 明結 果G. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則；同理=233.4MPaH. 計算大、小齒輪的，并加以比較=0.014=0.01675 所以,大齒輪的數(shù)值大5) 設計計算=1.434mm 對比計算結果，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=1.5mm，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 來計算應有的齒數(shù)。于是有=31.9 取=32 則=u=143.52 取=1446) 幾何尺寸計算A. 計算中心距 圓整為136mmB. 按圓整后的中心距

16、修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。C. 計算大、小齒輪的分度圓直徑mm 同理 =222.54mm設 計 計 算 及 說 明結 果D. 計算齒輪寬度 b=48.11mm圓整后取=54mm7）高速齒輪組的結構設計A. 齒根圓直徑為：; B. 齒頂圓直徑為; 小齒輪齒頂圓直徑小于160mm ，故以選用實心式結構為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式機構為宜。2. 低速齒輪組的設計與強度校核1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如傳動方案圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；B. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選

17、用8級精度（GB1009588）；C. 材料選擇。由機械設計表101選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。D. 初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=3.45×=82.8，取83E. 初選螺旋角=2) 按齒面接觸強度設計 確定公式內的數(shù)值A. 試選 =1.6，由機械設計圖1030選取區(qū)域系數(shù) =2.433設 計 計 算 及 說 明結 果B. 由機械設計圖1026查得 =0.78=0.81 所以 =1.59C. 外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) 查機械設計表10-7，=1D. 查機械設計表106 得材料的彈性

18、影響系數(shù)=189.800E. 由機械設計圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =550MPaF. 計算應力循環(huán)次數(shù)=60nj=60×307.9×1×（2×8×300×8）=7.094× 同理 =2.055×由機械設計圖1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.90=0.92G. 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則 = /S=540MPa = /S=506MPa所以 =523 MPa3) 計算A. 小齒輪分度圓直徑所以 =73.3

19、22mmB. 計算圓周速度 v=m/sC. 計算齒寬b及模數(shù)b=73.322mm=設 計 計 算 及 說 明結 果h=2.25×=6.669mm b/h=10.994D. 計算縱向重合度=0.318tan=0318×1×24×tan14=1.90287E. 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=1.18m/s ，8級精度，由機械設計圖10-8 查得動載系數(shù)=1.08；由表10-4查查圖10-13得；查表10-3得 所以 載荷系數(shù) K =2.21按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑F. 計算模數(shù)按齒根彎曲強度設計 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù) K =

20、1×1.08×1.4×1.36=2.05632B. 由縱向重合度=1.90287，查機械設計圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.880C. 計算當量齒數(shù) 同理 =90.859D. 查取齒形系數(shù)由機械設計表10-5查得齒形系數(shù)； 應力校正系數(shù)； =1.781由機械設計圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；設 計 計 算 及 說 明結 果E. 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；F. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則；G. 同理=244.29MPa計算大、小齒輪的，并加以比較=0.013469=0.01568 大齒輪的數(shù)值大4) 設計計算=

21、2.167mm 對比計算結果，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=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 來計算應有的齒數(shù)。于是有=31.68 取=32 則=u=1115) 幾何尺寸計算A. 計算中心距 a=mm 圓整為184mmB. 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。C. 計算大、小齒輪的分度圓直徑mm 同理 =285.995mmD. 計算齒輪寬度：b=82.449mm設 計 計 算 及 說 明結 果圓整后取=87mm7）低速齒輪組的結構設計A. 齒根圓直徑為 76.199m

22、mB. 齒頂圓直徑為 小齒輪齒頂圓直徑小于160mm ，故以選用實心式結構為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式機構為宜。設 計 計 算 及 說 明結 果六軸設計計算1. 低速軸的設計與計算1) 列出軸上的功率、轉速和轉矩 = 2) 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=285.955mm 而 圓周力 徑向力 軸向力 3) 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr，調質處理。由機械設計表15-3，取=110，則VIIIVIIVIVIVIIIII輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如上圖所示。為了使所選軸直徑設 計 計 算 及 說 明結 果

23、與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。但由于聯(lián)軸器有鍵槽，應增大3%為46.3mm查機械設計表14-1，考慮到轉矩變化較小，所以取=1.3，則：聯(lián)軸器的計算轉矩為 所以，查標準GB/T 5272-1985，選用ML6梅花形彈性聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1120Nm。軸孔長度L=112mm，與軸配合的長度=84mm，軸孔直徑 D=48mm。故取=48mm4) 軸的結構設計A. 擬定軸上零件的裝配方案B. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，所以取=60mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =60mm（GB891892198

24、6）。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-段的長度就比1稍短一些，現(xiàn)取 =82mmb 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。由工作要求及=60mm，查GB/T292-83，選擇7213C型號，其尺寸為d×D×B=65mm×120mm×23mm，故，取=48mm（取齒輪距箱體內壁間距為10mm,零件的軸段長度做得比齒輪輪轂短2mm，箱體鑄造誤差，取S=8），右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得7213C型軸承的定位軸肩高為6mm，所以 =75mm。c 取安裝齒輪處的軸段-的直徑=70mm，齒輪與

25、左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為82mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=80mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑為=82mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取=12mm。軸承端蓋的總寬度為45.2mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距設 計 計 算 及 說 明結 果離 mm，故取。d 取中間軸上兩齒輪間距為12mm，則=20mm，=72mm,至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。C. 軸向零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周

26、向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b× h = 20mm×12mm (GB/T 109679)，長度為70mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，查指導書表6.1故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mm×9mm×70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。D. 確定軸上圓角和倒角尺寸 查機械設計表15-2，取軸端倒角為2×，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。5) 求軸上的載荷首先作出軸的計算簡圖。由軸的計算簡圖作出

27、軸的彎矩圖和扭矩圖略由計算結果和圖可得，軸的危險截面在安裝齒輪的中間，其中M合=277076 NmmT=624899Nmm設 計 計 算 及 說 明結 果6) 按彎扭合成應力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由機械設計表15-1查得 =70MPa，因此是安全的。2. 中間軸的設計與計算1) 列出軸上的功率、轉速和轉矩 = 2) 求作用在齒輪上的力 因已知低速級小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力 徑向力 =1768N 軸向力 同理，大齒輪：656N設 計 計 算 及 說 明結 果3) 初步確

28、定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計表15-3，取=110，則IIIIIIIVVVI4) 軸的結構設計A. 擬定軸上零件的裝配方案（見裝配圖）B. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。查GB/T297-1994，選擇30207型號，其尺寸為d×D×B=35mm×72mm×17mm，故，而40mm（取齒輪距箱體內壁間距為10mm,S=8）。右端滾動軸承和齒輪之間采用套筒進行定位，取=40mm。同樣V-VI處與I-II取同樣的軸承，=35，=45.5mm。a)

29、取安裝齒輪處的軸段II-III的直徑=45mm，齒輪與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為87mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=85mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑為55mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取=10m。設 計 計 算 及 說 明結 果b) 同理，IV-V處d=45mm L=50mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。c) 軸向零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，高速級小齒輪處：b× h = 14mm×9mm (GB/T 109

30、679)，長度為70mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；同樣，在低速級大齒輪與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mm×9mm×40mm，與軸的配合為H7/m6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。d) 確定軸上圓角和倒角尺寸 查機械設計表15-2，取軸端倒角為2×。5) 求軸上的載荷 與低速軸計算同理，經過計算可得：水平面上F3=4579NF4=1891NM1max=334267Nmm 鉛垂面上F1=2425.1NF2=-1.1NM2max=177032.3NmmTmax=194579064

31、Nmm綜上可得：此軸的危險截面在第二級齒輪的主動輪處，Mmax=設 計 計 算 及 說 明結 果6) 按彎扭合成應力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。3. 高速軸的設計與計算1) 列出軸上的功率、轉速和轉矩2) 求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為mm 而 圓周力 徑向力 N 軸向力 3) 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計表15-3，取=110，則IIIIIIIVVVIVIIVIII設 計

32、計 算 及 說 明結 果輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪的直徑處，但是有鍵槽，應當將其增大5%為19.32mm，如上圖所示。為了使所選軸直徑與帶輪的孔徑相適應，故需同時選取帶輪型號。由課程設計表9-1得，帶輪的槽型為A型槽，孔徑為20mm，帶輪長L=1.8×20=36mm。38mm為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號，所以，查標準GB/T 58431986，選用YL4凸緣聯(lián)軸器其公稱轉矩為40Nm,與軸配合的長度38mm（J,J1型）軸孔直徑 D=20mm所以, 38mm4) 軸的結構設計A. 擬定軸上零件的裝配方案（如裝配圖所示）B. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸

33、的各段直徑和長度a 為滿足帶輪的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，所以取=30mm，-段的長度現(xiàn)取 =38m。b 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。由工作要求及=25mm，查GB/T292-83，選擇7306B型號，其尺寸為d×D×T=30mm×72mm×19mm，故=30mm，取軸肩高3mm，則=40mm,長=13mm=30mm（取齒輪距箱體內壁間距為15mm,S=8）。 =42mm。c 已知齒輪的輪轂寬度為54mm，齒輪直接在軸上加工，故取=52mm。d 軸承端蓋的總寬度為46.2mm，（由減速器及軸承端蓋

34、的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離 mm，故取。LIV-V=8+15+90+10-2=120mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。e 軸向零件的周向定位設 計 計 算 及 說 明結 果帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，帶輪處：b× h = 6mm×6mm (GB/T 109679)，長度為32mm；滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。f 確定軸上圓角和倒角尺寸 查機械設計表15-2，取軸端倒角為1×和1.2×求軸上

35、的載荷 與低速軸計算同理，經過計算可得右圖彎矩扭矩圖和受力圖水平面上F3=540N F4=1320N M1=78570 Nm鉛直面上F1=257N F2=440NM2=37393.5NmT=44742.3 Nm設 計 計 算 及 說 明結 果綜上可得軸的危險截面在齒輪安裝處，M合=Tmax=44742.3Nmm6) 按彎扭合成應力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由機械設計表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。七軸承的校核計算 1、低速軸的軸承1查滾動軸承樣本（或設計手冊）可知72

36、31C軸承的C=69800N,=55200N1) 求軸承受到的徑向載荷和由上面軸的校核的受力分析結果可知：圖中的Fa=1066.9NFa/C0=1066.9/55200=0.019，查表13-15用線性插值法可得e=0.3857，所以Fd1=0.3857×Fr1=1093NFd2=0.3857×Fr2=782.6N求軸承的計算軸向力和由上顯然可得Fd1+Fa=1093+1066.9N=2155.9N > Fd2 所以軸承2被壓緊，軸承1放松，所以有：求軸承當量動載荷設 計 計 算 及 說 明結 果因為 由機械設計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷

37、系數(shù)為 軸承1 軸承2 查表13-6，（輕微沖擊），取。則驗算軸承壽命因為,所有按軸承2的受力大小驗算 故所選軸承可滿足壽命要求。2、中間軸的軸承查滾動軸承樣本（或設計手冊）可知30207軸承的C=54200N,=63500N1) 求軸承受到的徑向載荷和由上面軸的校核的受力分析結果可知：右圖所示的Fa為兩齒輪的軸向力之差，即Fa=716N設 計 計 算 及 說 明結 果求軸承的計算軸向力和 對于30207型軸承，按機械設計表13-7，軸承派生力，查軸承手冊得Y=1.6，e=0.37則 因Fd2+Fa Fd1所以軸承2為緊，軸承1為松求軸承當量動載荷因為 由機械設計表13-5分別進行查表或插值計

38、算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 軸承1 軸承2查表13-6，（輕微沖擊），取。則驗算軸承壽命因為,所有按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承可滿足壽命要求。設 計 計 算 及 說 明結 果3、高速軸的軸承查滾動軸承樣本（或設計手冊）可知7207B軸承的C=31000N,=19200N1) 求軸承受到的徑向載荷和由上面軸的校核的受力分析結果可知：2) 求軸承的計算軸向力和 對于7306B型軸承，按機械設計表13-7，軸承派生力，判斷系數(shù)e=0.14。則 右圖中的Fa=461N由上顯然可得Fd2+Fa=461+1586N=2047N > Fd1 所以軸承1被壓緊，軸承2放松，所以有：3) 求軸

39、承當量動載荷因為 由機械設計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為軸承1 ; 軸承2:查表13-6，（輕微沖擊），取。則4) 驗算軸承壽命因為,所有按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承可滿足壽命要求設 計 計 算 及 說 明結 果八、鍵的校核1. 鍵的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得許用應力，因為只是很輕微的沖擊取。鍵的工作長度，鍵的接觸高度k=0.5h。2. 輸出軸的鍵齒輪鍵的參數(shù)b×h×L=20mm×12mm×50mm ，d = 70mm由機械設計式6-1可得，半聯(lián)軸器的參數(shù)b×h×L=14mm×

40、9mm×63mm ，d = 48mm由機械設計式6-1可得，3. 中間軸的鍵小齒輪鍵的參數(shù)b×h×L=14mm×mm×70mm ，d = 45mm由機械設計式6-1可得，大齒輪鍵的參數(shù)b×h×L=14mm×9mm×40mm ，d = 45mm由機械設計式6-1可得，4. 輸入軸的鍵輪轂鍵的參數(shù)b×h×L=6mm×6mm×32mm ，d = 20mm由機械設計式6-1可得，綜上，所以所選的鍵都合適。設 計 計 算 及 說 明結 果九軸承的潤滑方式選擇與密封高速級齒輪的

41、圓周速度為：所以，軸承采用浴油潤滑。油潤滑時因小齒輪齒頂圓小于軸承外圈，要加擋油盤，故密封裝置采用擋油盤低速級大齒輪的圓周速度為：所以，軸承采用脂潤滑。 當軸承采用脂潤滑時，為了防止箱內的潤滑油進入軸承厚使?jié)櫥♂尪髯撸Ｔ谳S承內側加封油盤。故密封裝置采用封油盤。十一、減速器附件的選擇1. 通氣器選用通氣螺塞M24的，材料為Q2352. 軸承蓋及套杯選用凸緣式軸承蓋（透蓋），材料為HT1503. 油面指示器 選用油標尺 4. 油塞選用外六角油塞及密封墊，M14×1.5，材料為Q235 5. 窺視孔與視孔蓋選用板結構視孔蓋l1=180mm6. 螺塞材料Q235A.指導書表14.17第二個7. 起吊裝置 選用箱蓋吊耳與箱座吊耳設 計 計 算 及 說 明結 果十二減速器機體結構尺寸如下名稱符號計算公式結果箱座厚度10箱