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1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目 雙級：鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設(shè)計機械工程學(xué)院 院（系） 機械工程其自動化專業(yè)班級0學(xué)號設(shè)計人： 指導(dǎo)老師： 完 成 日 期：2009年9月8日XX工程技術(shù)大學(xué)目錄課程設(shè)計任務(wù)書1一、傳動方案21.1 傳動方案說明21.2 電動機31.2.1選型說明31.2.2所需功率及額定功率31.2.3 額定轉(zhuǎn)速41.2.4電動機型號及安裝尺寸41.3傳動比分配51.3.1總傳動比51.3.2各級傳動比的分配及其說明51.4各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率6二、各級傳動設(shè)計72.1 V帶傳動72.1.1主要傳動參數(shù)和其設(shè)計計算72.1.2 帶輪材料，結(jié)構(gòu)及其主要尺寸92.2 齒輪

2、傳動92.2.1 高速級齒輪傳動設(shè)計92.2.2 低速級齒輪傳動設(shè)計142.2.3齒輪的主要傳動參數(shù)和尺寸182.4各軸實際值數(shù)值及合理性檢驗192.4.1各軸實際轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率192.4.2設(shè)計合理性檢驗192.5聯(lián)軸器的設(shè)計192.5.1選用說明192.5.2聯(lián)軸器的型號20三、軸與輪轂的連接203.1減速器各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計203.1.1高速軸203.1.2低速軸223.1.3中間軸233.2低速軸的強度校核243.3各軸鍵的強度校核273.3.1鍵的選取273.3.2高速軸鍵的校核：283.3.3中間軸鍵的校核：283.3.4低速軸鍵的校核：28四、軸承的選用與校核294.1減速器各

3、軸承的選用294.2高速軸軸承的壽命驗算294.2.1預(yù)期壽命294.2.2壽命驗算29五、減速器的潤滑與密封305.1齒輪傳動的潤滑305.1.1潤滑方式的確定305.1.2潤滑油牌號的確定305.1.3所需油量計算305.2滾動軸承的潤滑305.3減速器的密封30六、減速器箱體及其附件306.1箱體設(shè)計306.2主要附件及其結(jié)構(gòu)形式306.2.1窺視孔和視孔蓋306.2.2通氣器306.2.3油面指示器306.2.4定位銷306.2.5起蓋螺釘306.2.6起吊裝置306.2.7放油孔及螺塞30七、小結(jié)30參考資料3057傳送速度：V=0.7 m/s鼓輪直徑：D=300 mm鼓輪軸所需扭矩

4、：T900 Nm課程設(shè)計任務(wù)書I. 題目：鑄鋼車間砂傳送帶傳動裝置設(shè)計II. 傳動方案：1電動機 2V帶傳動 3展開式兩級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器 5底座 6傳動帶鼓輪 7傳動帶III. 設(shè)計參數(shù)：傳送速度 v=0.7 m/s 鼓輪直徑 D=300 mm鼓輪軸所需扭矩 T=900 NmIV. 其他條件：工作環(huán)境通風(fēng)不良、單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、使用期限為10年、小批量生產(chǎn)、底座（為傳動裝置的獨立底座）用型鋼焊接。傳動方案：雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動一、傳動方案1.1 傳動方案說明傳動裝置平面布置簡圖1電動機 2V帶傳動 3展開式兩級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器 5底座 6傳動帶鼓輪 7傳動帶本裝置使用

5、V帶和雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動，V帶傳動布置在齒輪的高速級，傳動帶鼓輪布置在低速級。將V帶傳動設(shè)置在高速級可使結(jié)構(gòu)緊湊，發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，吸震緩沖，減少噪聲的作用，而且更能起到過載保護的作用。工作環(huán)境有粉塵，應(yīng)使用閉式傳動。斜齒輪承載能力強，傳動平衡，軟齒面齒輪的加工方便。故采用雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動。綜上所述，本方案從設(shè)計任務(wù)書所給定的條件來看具有合理性和可行性。1.2 電動機電動機類型：Y(IP44)型三相異步電動機主動軸所需功率Pw=4.3425 kW總效率=0.883電動機輸出功率 Pd=4.9180 kW 1.2.1選型說明工作現(xiàn)場有三相交流電源，因無特殊要求，一般選用三相交

6、流異步電動機。最常用的電動機為Y系列鼠籠式三相異步交流電動機，其效率高，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。本裝置的工作場合屬一般情況，無特殊要求。故采用此系列電動機。此外，根據(jù)工作要求和安裝需要，采用一般用途的Y(IP44)系列臥式封閉結(jié)構(gòu)三相異步電動機。 1.2.2所需功率及額定功率工作機主動軸所需功率 Pw ：Pw= Tnw9550v= Dnw601000Pw= T601000v9550DT =900 Nmv =0.7 msD =300 mmPw= 9506010000.89550350=4.199 kW電動機輸出功率 Pd ：Pd

7、= Pw= 帶滾4齒2聯(lián)2V帶傳動的效率 帶 = 0.94滾動軸承的效率 滾 = 0.98圓柱斜齒輪傳動的效率 齒 = 0.96彈性聯(lián)軸器的效率 聯(lián) = 0.990= 0.940.9840.9620.9902=0.7832Pd= 4.1190.7832=5.3626kW根據(jù)PedPd，由2 文中1為參考資料1 ，2為參考資料2。詳情請見P38。 p.196表20-1，選取電動機額定功率5.5kW。1.2.3 額定轉(zhuǎn)速電動機可選轉(zhuǎn)速nd電動機型號：Y132S-4型電動機nd=ivi減nwiv為24i齒為36， 二級圓柱齒輪減速器 i減 為 936nw=601000vD =6010000.7300

8、 =44.5634 rminndmin=2944.5634=802.141rminndmax=43644.5634=6417.127 rmin初選同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min和1500 r/min的電動機進行比較1.2.4電動機型號及安裝尺寸參照Y系列電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)，外形和安裝尺寸，綜合考慮其傳動裝置的尺寸、重量、價格等因素后，并結(jié)合Y系列電動機的主要參數(shù)，選用Y132S2-4型的電動機。表1 電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）同步轉(zhuǎn)速（r/min）質(zhì)量（kg）Y132S-45.51440150068表2 電動機的外型和安裝尺寸型號HABCDEFGDGL1

9、3221614089388010833515Y132S-4KABADACHDAABBHA122802101353156020018總傳動比i總=32.314各級傳動比分配： iv=2i1=4.5830i2=3.52541.3傳動比分配1.3.1總傳動比電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/mini總=nmnw=144044.5634=32.3141.3.2各級傳動比的分配及其說明減速器各級傳動比的分配，直接影響減速器的承載能力和使用壽命，還會影響其體積、重量和滑。傳動比一般使各級傳動承載能力大致相等。同時以使大齒輪有接近的浸油深度，還能使減速器具有較小的輪廓尺寸，但不能使高速級傳動比過大，否則

10、會使傳動零件與零件之間發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比。本方案所采用的展開式兩級圓柱斜齒輪傳動方式，參照經(jīng)驗值，取 i1=1.3i2。式中：i1 高速級齒輪理論傳動比 i2 低速級齒輪理論傳動比i總=nmnw=144044.5634=32.314i減=i總iv=32.3142=16.1568i減=i1i2 i1=4.5830 ；i2=3.52541.4各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率（1） 各軸的傳遞功率電機軸 PO=Pd=5.5kW第I軸 PI=PO帶=5.50.94=5.1183 kW第II軸 PII=PI齒滾=5.11830.960.98=4.8153kW第III軸 PIII=PII齒滾 =

11、4.81530.960.98=4.5302kW 鼓輪軸 P輪=PIII滾聯(lián) =4.53020.980.99=4.3952kW（2）各軸的理論轉(zhuǎn)速電機軸 nm=1440 rmin第I軸 nI=nmiv=14402=720 rmin第II軸 nII=nIi1=7204.5830=157.103 rmin第III軸 nIII=nIIi2=149.843.5254=44.563rmin鼓輪軸 nw=44.563 rmin（3）各軸的理論轉(zhuǎn)矩TO=9550POnm=95505.51440=36.476 NmTI=9550PInI=95505.1183720=67.889NmTII=9550PIInII=

12、95504.8153157.103=292.714 NmTIII=9550PIIInIII=95504.5302 44.563=970.835 Nm T輪=9550P輪nw=95504.3952 44.563各軸的傳遞功率：PO=5.5kW PI=4.8153kW PIII=4.5302 kWP輪=4.3952kW各軸的理論轉(zhuǎn)速：nm=1440 rminnI=720 rmin nII=157.10 rmin nIII=44.563rmin nw=44.563rmin各軸的理論轉(zhuǎn)矩：TO=36.476NmTI=67.889 NmTII=292.714 NmTIII=970.835 Nm T輪=9

13、41.904Nm=941.904 Nm二、各級傳動設(shè)計2.1 V帶傳動 2.1.1主要傳動參數(shù)和其設(shè)計計算帶式運輸機，不均勻負荷，輸出功率 Pd=4.915 kW，轉(zhuǎn)速nm=1440 r/min，傳動比 iv=2，一天運行1016小時。1. 確定計算功率 Pca由1 P156表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.2故Pca=PdKA=5.51.2=6.6kW2.選取V帶類型根據(jù)Pca=6.6 kW、nm=1440 r/min ，查P157,圖8-11，選用A型V帶。3.確定帶輪基準直徑取滑動率=0.015由P157表8-8，取小帶輪基準直徑 dd1=100 mm根據(jù) iv=n1n2dd2dd1從動

14、輪基準直徑dd2=dd1iv1- =1002(1-0.015)=200mm 取 dd2= 200mm驗算帶的速度 v=dd1nm601000=1001440601000=7.540 ms帶的速度合適。4.確定普通V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù) 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初步確定中心距 a0= 400mm計算所需的基準長度Ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd1-dd2)24a0=1277.489mm由P146表8-2選取帶的基準長度 Ld =1400mm帶型選擇：A型V帶基準直徑：dd1=100mmdd2= 200 mm帶速：v7.540 ms基準長度：Ld = 140

15、0 mm計算實際中心距 aaa0+Ld-Ld02=461.256 mmamin=a-0.015Ld=440.256 mmamax=a+0.03Ld=461.256 mm中心距的變化范圍為440.256461.256 mm。5.驗算主動輪上的包角 11=180-dd1-dd257.3a =180-200-10057.3461.256=167.57 1120 主動輪上的包角合適。6.計算普通V帶的根數(shù)z根據(jù)1 式（8-26）z=Pca（P0+P)KKL由 n1=1440 r/min，dd1=100 mm ，iv=2，v=7.540 ms 查P152、153表8-4a、b得： P0= 1.3128

16、kW ; P= 0.162kW又1= 167.57查1 P155表8-5得K = 0.98 查P146表8-2得 K L= 0.96 則：z=6.6(1.3128+0.162)0.980.96=4.7575取z=5根7.計算預(yù)緊力 F0(F0)min=500(2.5-K)PcaKzv+qv2查P149表8-3得 q=0.10 kg/m F0min=5002.5-0.986.60.9857.540+0.107.5402=141.457N8.計算作用在軸上的壓軸力 FPFP=2zF0sin12=25141.457sin167.572=1406.23 N中心距a：440.256461.256mm主動

17、輪包角：1=167.57V帶的根數(shù)：5根預(yù)緊力：(F0)min=141.457N壓軸力FP=1406.23 N2.1.2 帶輪材料，結(jié)構(gòu)及其主要尺寸據(jù)2 P197，發(fā)電機Y132S軸徑d=38 mmdd1=100mm2.5d所以據(jù)2 P65，小帶輪采用腹板式，材料灰鑄鐵表3 傳動帶輪的主要尺寸槽型bdBhahfeF小帶輪A1113.22.758.7150.310-1+26大帶輪A1113.22.758.7150.310-1+26C輪槽數(shù)BlddD小帶輪34105505010038大帶輪341055050200382.2 齒輪傳動 2.2.1 高速級齒輪傳動設(shè)計1. 選定齒輪類型、精度等級、材料

18、和齒數(shù)（） 選用圓柱斜齒傳動（）雙班制工作，使用期限8年，精度等級選7級精度（）材料選擇。由 1 p.191表（10-1）小齒輪為45號碳鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理ML，HBS=250；大齒輪為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理ML，HBS=210，與小齒輪硬度相差40（4） 初選小齒輪 z1=23大齒輪 z2=i Iz1 =105.41 Z2取110初選螺旋角 =142按齒面接觸強度設(shè)計d1t32KtTIdu+1uZHZEH2a. 初選載荷系數(shù)Kt=1.6b. 小齒輪傳遞的扭矩T1=TI滾=6.79105 Nmmc. 由1 p.205表10-7, ?。糊X寬系數(shù)d=1d. 由1 p.215圖10-26 根據(jù)z1=23,

19、 z2=106 =14查得：a1=0.765 ; a2 =0.829所以，端面重合度 a=a1+a2=1.594e. 據(jù)=14,由1 P217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433f. 由1P201表10-6 ，查得材料的彈性影響系數(shù)ZE= 189.8 MPag. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由 1 P209圖10-21(d)，小齒輪的 Hlim 1= 539MPa，大齒輪的 Hlim 2= 480 MPaN1=60n1jLh=2.074109NcN2=60n2jLh=4.524109Nc由 1 P207圖10-19,查得：接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= 0.88，KHN2=0.955安全系數(shù) SH=

20、1所以H1=KHN1Hlim 1SH=474.32MPa初選齒數(shù)：z1=23z2=106初選螺旋角：=14小齒輪傳遞的扭矩：T1=6.79105 Nmm齒寬系數(shù)：d=1H2=KHN2Hlim 2SH=0.985480=458.4MPa H=H1+H22=513.04+472.82=466.36 MPa H1.23H2，所以取 H=466.36MPa代入計算小齒輪分度圓直徑 d1td1t32KtTIdu+1uZHZEH2=54.87126 mm計算圓周速度v=d1tnI601000=2.06860 ms計算齒寬 bt及模數(shù) mntbt=dd1t=54.87126mmmnt=d1tcosz1=2.

21、315mmh=2.25mnt=5.2084 mmbh=49.13584.7014=10.535162計算縱向重合度 =0.318dz1tan=1.824計算載荷系數(shù)K載荷時輕微沖擊，由1 P193，表10-2KA = 1.25，由P194，圖10-8查得 Kv = 1.08 (選用7級精度)Ft=2TId1t=2.4745 NKAFtbt=56.370據(jù) 2 P195表10-3，取KH=KF=1.43據(jù) 2 P197表10-4 ，按軟齒面，非對稱布置，7級精度，bt=54.87126， d=1，得KH=1.42015H=466.36MPad1t54.87126mmP198圖10-13由，bh=

22、10.535162，KH=1.42015，得KF=1.325故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=2.7416按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t3KKt=65.66081 mmmn=d1cosz1= 2.77002mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaFK=KAKvKFKF=2.5579T1=67.889104 Nm根據(jù) =1.824，從P217 圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y=0.875計算當量齒數(shù)zv1=z1cos3=25.178zv2=z2cos3=116.036由1 P200表10-5得，齒形系數(shù)： YFa1=2.614，YFa2=2.167應(yīng)力

23、校正系數(shù)：YSa1=1.590 ，YSa2=1.803由 1P208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度強度極限FE1=270 MPa，F(xiàn)E2=260 MPa由 1 P206圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNN1=2.074109，N2=4.525108KFN1=0.855，KFN2=0.905載荷系數(shù)：K=2.7416按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=65.66081 mm載荷系數(shù)：K=2.5579計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.45F1=KFN1FE1S=159.207 MPaF2=KFN2FE2S=162.276 MPaYFa1YSa1F1=0.02615YFa

24、2YSa2F2=0.02408YFaYSaF=YFa1YSa1F1，YFa2YSa2F2max=0.02615設(shè)計計算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=2.0140 mm 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，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=58.77922 mm 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z1=d1cosmn=31.856取z1=31，z2=uz1=142.0727，取z2=142幾何尺寸計算（1） 計算中心距a=z1+z2mn2cos=178.2962 mm圓整后

25、a 取178 mm（） 計算螺旋角和大、小齒輪的分度圓直徑=arccosz1+z2mn2a=0.2376改變不多，參數(shù)不必修正d1=z1mncos=63.792 mmd2=z2mncos=292.208 mma=d1+d22=178.2962mm（3） 計算齒輪寬度b=dd1=163.792=63.792 mmmn2.0140mm 選定齒數(shù)：z1=31z2=142中心距：a=178.2962mm螺旋角：=0.2376大齒輪的分度圓直徑:d1=63.792 mm小齒輪的分度圓直徑:d2=292.208 mm圓整后取 B2=65; B1=70 2.2.2 低速級齒輪傳動設(shè)計低速級1. 選定齒輪類型

26、、精度等級、材料和齒數(shù)（） 選用圓柱斜齒傳動（） 運輸機為一般工作，及其速度不高，精度等級選7級精度（） 材料選擇。由1 p.191表（10-1）小齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS=245，MQ；大齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS=210，ML，與小齒輪硬度相差35（） 初選小齒輪 z3=28大齒輪 z4=i Iz3 = 98.7106,z4取99初選螺旋角 =142按齒面接觸強度設(shè)計d3t32KtT2du+1uZHZEH2a. 初選載荷系數(shù)Kt=1.6b. 小齒輪傳遞的扭矩T2=TII滾=2.927135105 Nmmc. 由 1 p.205表10-7, ?。糊X寬系數(shù)d=1d. 由資料 1 p.

27、215圖10-26 根據(jù)z3=28, z4=99, =14查得： a1=0.78 ; a2 =0.83所以，端面重合度 a=a1+a2=1.61e. 據(jù)=14,由1 P217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433f. 由1 P201表10-6 ，查得材料的彈性影響系數(shù)ZE= 189.8 MPag. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由1 P209圖10-21(d)，小齒輪的 Hlim 1=597 MPa由1 p.209圖10-21(c)，大齒輪的 Hlim 2= 488 MPaN1=60n1jLh= 4.53108Nc N2=60n2jLh=1.283108Nc 由1 P207圖10-19,查得：接觸疲

28、勞壽命系數(shù)KHN1= 0.92，KHN2=0.95 齒輪寬度:B2=65B1=70初選齒數(shù)：z1=28z2=99初選螺旋角：=14小齒輪傳遞的扭矩：T2=2.9105 Nm齒寬系數(shù)：d=1取安全系數(shù) SH=1所以H1=KHN1Hlim 1SH549.24 MPaH2=KHN2Hlim 2SH=463.6MPa H=H1+H22=506.42 MPa H100 NmH=506.42 MPad3t82.704mm據(jù)P195表10-3，取KH=KF=1.2P197表10-4 ，按軟齒面，非對稱布置，7級精度，bt=82.704， d=1，得KH=1.4266P198圖10-13由，bh=12.825

29、4，KH=1.4266，得KF=1.38故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=2.2469按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d3=d3t3KKt=92.614 mmmn=d3cosz3=3.2094mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaFK=KAKvKFKF= 2.1735TII=2.92105 Nmm根據(jù) =2.220017，從P217 圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y=0.875計算當量齒數(shù)zv3=z3cos3=30.651zv3=z3cos3=108.373由1 P200表10-5得齒形系數(shù)： YFa1=2.511 ，YFa2=2.173應(yīng)力校正系數(shù)：YSa1=

30、1.6283，YSa2=1.7967由1 P208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度強度極限FE1=270 MPa，F(xiàn)E2=260 MPa由1 P206圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNN1=4.53108，N2=1.283108載荷系數(shù)：K=2.1778按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d3=89.0234 mm載荷系數(shù)：K=2.06145KFN1=0.901，KFN2=0.955計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.45F1=KFN1FE1S=167.77MPaF2=KFN2FE2S=171.241 MPaYFa1YSa1F1=0.02437YFa2YSa2F2=0.022

31、802YFaYSaF=YFa1YSa1F1，YFa2YSa2F2max=0.02437設(shè)計計算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF= 2.6654 mm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=3，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d3=82.704 mm 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z3=d1cosmn=29.954取z3=30，z4=uz1=105.76 取z4=106幾何尺寸計算（1） 計算中心距a=z1+z2mn2cos=210.245 mm圓整后 a 取198 mm（） 計算螺旋角

32、和大、小齒輪的分度圓直徑=arccosz1+z2mn2a=0.2397改變不多，參數(shù)不必修正d3=z1mncos=92.647 mmd4=z2mncos=327.353mmmn2.6654mm 選定齒數(shù)：z3=30z4=106中心距：a=210.245 mm螺旋角：=0.2397大齒輪的分度圓直徑:d3=92.647 mm小齒輪的分度圓直徑:d4=327.353mma=d3+d42=210.245mm（3） 計算齒輪寬度b=dd3=192.647=92.647 mm圓整齒輪寬度B4=95 mm，B3=100mm 2.2.3齒輪的主要傳動參數(shù)和尺寸表4 齒輪材料及主要傳動參數(shù)高速級齒輪齒數(shù)材料熱

33、處理表面硬度分度圓直徑dZ13145號鋼調(diào)質(zhì)250HBS63.791 mmZ214245號鋼調(diào)質(zhì)210HBS292.208mm傳動傳動比i中心距a模數(shù)m螺旋角計算齒寬b4.583178.30 mm21463.791mm低速級齒輪齒數(shù)材料熱處理表面硬度分度圓直徑dZ33045號鋼調(diào)質(zhì)245HBS92.65 mmZ410645號鋼調(diào)質(zhì)210HBS327.35mm傳動傳動比i中心距a模數(shù)m螺旋角計算齒寬b3.525210.245 mm31492.65 mm表5 齒輪幾何尺寸（mm）序號 分度圓d齒頂圓da齒根圓df齒寬B163.7926579261.292702292.208294.208289.7

34、0860392.6479564788.8971004327.353330.353323.60995齒輪寬度:B4=95B3=100 2.4各軸實際值數(shù)值及合理性檢驗軸號P(KW)T(N.m)N(r/min)傳動比i電機軸5.536.476144025.11867.8907204.594.815294.71157.1033.534.530970.8444.5631鼓輪軸4.39595044.5632.4.1各軸實際轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率表6 各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率 2.4.2設(shè)計合理性檢驗i=32.4054 i理=32.3135244i=i-i理i理=32.4054-32.313524432.3

35、135244=0.002843誤差在3%5%，符合要求 2.5聯(lián)軸器的設(shè)計2.5.1選用說明本設(shè)計中選用彈性柱銷聯(lián)軸器，本聯(lián)軸器軸向補償量大，徑向補償量小，彈性和緩沖性較差，工作溫度為-20+70C。主要用于載荷較平穩(wěn)，啟動頻繁，對緩沖要求不高的中低速軸系傳動。該聯(lián)軸器的優(yōu)點符合本設(shè)計要求。設(shè)計誤差：i=0.2843%2.5.2聯(lián)軸器的型號通過計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca：Tca=KAT查1 p.351.表14-1轉(zhuǎn)矩變化小，KA 選1.5在此處鍵入公式。由2 p.164 表17-4所以選用HL5型聯(lián)軸器表7 聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩Nm許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)

36、動慣量kgm2許用補償量軸向徑向角向HL520002500(鐵)501422205.41.50.15030三、軸與輪轂的連接3.1減速器各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1.1高速軸此軸為齒輪軸，因此與齒輪1采用相同材料45號鋼聯(lián)軸器選取：HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器1. 確定最小軸徑d：已知高速軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速nI，扭矩TI 。由P370表14-2，A0 取較大值125 dminA03PIIInIII=24.035mm 為裝大帶輪，軸徑擴大5%7%，又要與帶輪孔徑配合 查2 P65 表9-1，取系列值dI-II=25 mm。2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1). 擬定軸上零件的裝配方案 (2). 根據(jù)軸向定位的要求確定

37、軸的各段直徑和長度 . 為滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端制出一軸肩，并與唇形密封圈內(nèi)徑匹配，依照2P158表16-9，取dII-III=32 mm，左端用軸端擋圈定位，大帶輪與軸配合的轂孔長度 l=50 mm，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(yīng)比l略短一些，現(xiàn)取lI-II=47 mm。. 初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7307C，取dIII-IV=dV-VI=35 mm，lV-VI=21 mm，由于為齒輪軸，左、右端滾動軸承都采用軸端定位，由2P148表15-6查得6307軸肩高度h = 7 mm ，取 dIV-V=42 mm。. 軸承端蓋的

38、總寬度為42.6mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面的距離l = 30 mm，故取lII-III=68 mm (3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接按dI-II=25 mm，由2P140表6-1查得平鍵截面 bh=8mm7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40 mm，滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為r6(4). 確定軸上圓角和倒角尺寸參考1P365表15-2，取軸端倒角145，各軸肩處的圓角半徑均取1 mm。最小軸徑：dI-II=25 mmdII-III=32 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7307

39、CdIII-IV=35 mmdV-VI=35mmdIV-V=42 mm鍵的選用：C型鍵 873.1.2低速軸采用45號鋼1.初步確定軸的最小直徑：已知高速軸上的功率PIII，轉(zhuǎn)速nIII，扭矩TIII 。由P370表14-2，A0 取較小值105dminA03PIIInIII=49.0046mm輸出軸的最小直徑應(yīng)與聯(lián)軸器HL5的孔徑相適應(yīng)，且以鍵進行周向定位，擴大5%7%，故取dI-II=51 mm，半聯(lián)軸器長度L= 142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=107 mm。2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1). 擬定軸上零件的裝配方案(2). 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度. 為滿足聯(lián)軸器H

40、L5的軸向定位要求，I-II軸段右端制出一軸肩，并與骨架形唇形密封圈內(nèi)徑匹配，依照2 P158表16-9，取dII-III=60mm，左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107 mm，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(yīng)比L1 略短一些，現(xiàn)取lI-II=105 mm。. 初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7314C，取dIII-IV=dVI-VII=70 mm，lVI-VII=31 mm右端滾動軸承采用軸端定位，由2P144表15-6查得6214軸肩高度h = 10 mm ，取 dV-VI=80 mm。. 取安裝齒輪處的軸段 dIV-V=84m

41、m；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為l1=95mm，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 lIV-V=91 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h = 14 mm ，則dV-VI=70mm，同時用于右滾動軸承的軸端定位。. 軸承端蓋的總寬度為34.6。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l = 30 mm，故取lII-III=70mm(3). 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dIV-V=84mm，由1 P106表6-1查得平鍵截面bh=22mm14m

42、m，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為73mm，最小軸徑：dI-II=51mmdII-III=60 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7314CdIII-IV=70 mmdVI-VII=70 mmdV-VI=80 mmdIV-V=84 mm鍵的選用：A型鍵 2214A型鍵 1610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合為H7m6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm10mm125mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為r6。滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，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考1 P365表15-2，取軸端倒角245，各軸肩處的圓角半徑1

43、 mm。其他尺寸如圖：3.1.3中間軸采用45號鋼1.初步確定軸的最小直徑：已知高速軸上的功率PII，轉(zhuǎn)速nII，扭矩TII 。由P370表14-2，A0 取較大值120dI-II=50 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7310CdV-VI=50 mmdIV-V=56 mmdII-III=64 mmdminA03PIInII=32.5045 mm并通過類比，取dI-II=50 mm2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1). 擬定軸上零件的裝配方案(2). 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度. 初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7310C，取dI-II=dV-VI=50 mm，lV-VI=23 mm，右滾動軸承

44、的左端采用軸端定位，由【2】P148表15-6查得7310C軸肩高度h = 6mm ，取 dIV-V=56 mm。. 取安裝高速級大齒輪處的軸段 dII-III=64 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 l1=104mm，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 lII-III=100mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h = 6mm ，同時低速級小齒輪軸端的軸徑也為64 mm，同作為III-IV段，dIII-IV=64 mm。(3). 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接按dII-III=64 mm，由1 P10

45、6表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56 mm，按dIV-V=64mm，由1 P106表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80 mm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合均為H7m6；滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，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考【1】P365表15-2，取軸端倒角1.245，各軸肩處的圓角半徑1 mm其他尺寸如圖3.2低速軸的強度校核1.求作用在齒輪上的力 Ft=2T2d3=6318.89NFr=Fttanncos=2299.89NFa=Ftt

46、an=1543.78NdIII-IV=64 mm鍵的選用：A型鍵 1610作用在齒輪上的力Ft=6318.89 NFr=2299.89 NFa=1543.78 N2.軸承對軸的作用力L1=224 mm, L2=160.5mm, L3=81.5mm水平面H:FNH1=FtL3L2+L3=2128.0575 NFNH2=FtL2L2+L3=4190.8372 NMH=FNH2L3=341553.2348Nmm 垂直面V:Ma=FadVI-VII2=54032.46689NmmFNV1=FrL3+MaL2+L3=1877.089NFNV2=FrL2-MaL2+L3=3688.64NMV1=FNV1L

47、2=301272.8374NmmMV2=FNV2L3=300624.448Nmm總作用力：F1=FNV12+FNH12=2837.6211NF2=FNV22+FNH22=5582.9390 N總彎矩:M1=MH2+MV12=455438.1788 NmmM2=MH2+MV22=307537.2235 Nmm扭矩:T=970835.3104Nmm3.做出軸的載荷分析圖水平面H:FNH1=2128.0575 NFNH2=4190.8372 NMH=341.553Nm垂直面V:Ma=54.032NmFNV1=1877.089 NFNV2=3688.64 NMV1=301.272 NmMV2=300.

48、624 Nm總作用力：F1=2837.621 NF2=558.2939N總彎矩:M1=455.438 NmM2=307.537 Nm扭矩:T=970.835 Nm（如圖）抗彎截面系數(shù):W=33606.9820危險截面彎矩Mca=455.438Nmca=13.552 MPa抗扭截面系數(shù)WT=26003.61 mm3T=37.335 MPa4.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強度抗彎截面系數(shù)W= dVI-VII332-bt(dVI-VII-t)2d=33606.9820 mm3計算彎矩 McaMca=M12+(T2)2=455438.2127Nmmca=McaW=13.55189MPa根據(jù)1P362 -1=

49、60MPaca-1 該軸的彎曲強度合格。5.軸的扭轉(zhuǎn)強度校核抗扭截面系數(shù)WT= dI-II316-bt(dI-II-t)2d=26003.61mm3T=TWT=37.335MPa根據(jù)1P370頁 表15-3 T=40MPaTT 該軸的扭轉(zhuǎn)強度合格。3.3各軸鍵的強度校核 3.3.1鍵的選取均選取普通平鍵，材料為45號鋼（1）高速軸大帶輪處的鍵選用C型鍵，公稱尺寸87，鍵長為40 mm（2）中間軸高速級大齒輪處的鍵選用A型鍵，公稱尺寸1610，鍵長為50 mm（3）低速軸低速級大齒輪處的鍵選用A型鍵，公稱尺寸2214，鍵長為73 mm（4）低速軸聯(lián)軸器處的鍵選用A型鍵，公稱尺寸1610，鍵長為1

50、25 mm查資料1p104表6-2，得45號鋼 p=100120MPa3.3.2高速軸鍵的校核： 鍵的工作長度l，鍵與輪轂槽的接觸高度kl=L-b=40-8=32 mmk=0.5h=0.57=3.5mm裝鍵槽的軸徑 d = 25 mm校核鍵連接的強度p=2TIkld=48.492MPap鍵聯(lián)接擠壓強度滿足3.3.3中間軸鍵的校核： 鍵一(與高速大齒輪連接)鍵的工作長度l，鍵與輪轂槽的接觸高度kl=L-b=50-16=34 mmk=0.5h=0.510=5 mm裝鍵槽的軸徑 d = 56 mm校核鍵連接的強度p=2TIkld=61.494MPap鍵聯(lián)接擠壓強度滿足p=100120MPa 3.3.4低速軸鍵的校核： 鍵一（與低速大齒輪連接）鍵的工作長度l，鍵與輪轂槽的接觸高度kl=L-b=73-