帶式輸送機的結(jié)構(gòu)設計和減速裝置計算摘要當今世界正處于人類社會發(fā)展上升期，我們的日常生活對于機械的需求越來越大，機械早已融入我們的生產(chǎn)生活以及學習當中，本篇論文針對帶式輸送機傳動裝置還有其減速裝置的工藝和裝配設計進行論述，其中涉及到對電動機的選擇、規(guī)劃軸和齒輪、以及聯(lián)軸器和3D建模技術(shù)等。臨近畢業(yè)，此次論文也是對大學四年的一個考核，運用之前學過的知識，結(jié)合生產(chǎn)實際的運用，培養(yǎng)了解決問題并且可以獨立的能力。并且集合理論方面的相關(guān)理論，運用實際生活中的經(jīng)驗之談，除此之外，還對材料力學和理論力學理論加以應用，使用AutoCAD以及SolidWorks等程序軟件，加入機械制圖和設計以及數(shù)學公差上的的相關(guān)知識，并且得到了更好的掌握。關(guān)鍵詞：帶式輸送機，三維圖形，電動機，減速器，設計計算目錄1 緒論 12傳動方案 23電動機及傳動比 23.1電動機類型的選擇 23.2確定傳動裝置的效率 23.3選擇電動機容量 33.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 43.5動力學參數(shù)計算 53.5.1各軸轉(zhuǎn)速 53.5.2各軸輸入功率 53.5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 54.1已知條件和設計內(nèi)容 64.2設計計算步驟 64.3計算帶的根數(shù)z 75齒輪傳動設計計算 115.1選擇齒輪材料、熱處理、精度等級及齒數(shù) 115.2根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計。 115.3校核齒根彎曲疲勞強度 145.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸 155.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 165.7根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計 175.8校核齒根彎曲疲勞強度 195.9計算齒輪傳動其它幾何尺寸 205.10齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 216軸的設計與校核 236.1高速軸設計計算 236.2中間軸設計計算 306.3低速軸設計計算 377滾動軸承計算與校核 447.1高速軸上的軸承計算與校核 447.2中間軸上的軸承計算與校核 457.3低速軸上的軸承計算與校核 478鍵聯(lián)接設計與校核 488.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 488.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 488.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 488.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 498.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 499聯(lián)軸器 499.1低速軸上聯(lián)軸器 4910減速器的密封 5011齒輪的潤滑 50結(jié)論 52致謝 53參考文獻 54緒論制造業(yè)與我們的生活息息相關(guān)，包括機械制造業(yè)。上世紀80年代初，我國輸送帶行業(yè)只能生產(chǎn)TD75輸送帶，因此相應的棉質(zhì)輸送帶可以滿足要求，國家重點工程中的膠帶運輸產(chǎn)品全部從國外進口，20世紀80年代中期，我國輸送帶行業(yè)開始引進國外先進技術(shù)和專用生產(chǎn)設備，設計和生產(chǎn)水平有了質(zhì)的提高，逐步被進口產(chǎn)品所替代，近年來，我國帶式輸送機總體上達到國際先進水平，除滿足國內(nèi)工程要求外，國際市場對其設計生產(chǎn)能力、產(chǎn)品性能和產(chǎn)品質(zhì)量的認可，輸送帶是帶式輸送機的主要部件之一，必須符合國家大工程和國際最高標準的需要。通過闡述傳送帶的發(fā)展過程，選擇符合國情的傳送帶設計要求，關(guān)系到人類的進步，也為下一代推動民族電子工業(yè)的發(fā)展?？v觀國外帶運輸快速發(fā)展的過程中，確實超出了我國的水平，不可否認，國外帶運輸技術(shù)與國內(nèi)帶運輸技術(shù)存在差距。本課題的意義是顯而易見的，經(jīng)過四年的機械知識學習和生產(chǎn)實踐，我對機械工業(yè)有了更深的了解，看到了機械工業(yè)在國民經(jīng)濟中的重要地位，機械制造業(yè)是中國工業(yè)的重要組成部分，輸送帶在許多工業(yè)生產(chǎn)中也起著重要的作用。帶式輸送機的設計將促進生產(chǎn)工藝的改進，也是我此次研究的目標之一。2傳動方案正因為本論文中進行設計的款式為帶式輸送機，故本次選擇的傳動方案是通過普通帶傳動作作為其前置外傳動的，并且將展開式的二級圓柱齒輪減速器當做其裝置的減速設備。1)該方案的優(yōu)缺點此方案優(yōu)點為：因V帶有吸收震動，緩沖的能力，選擇使用V帶傳動就可以使運載過程中振動帶來的副作用變小，并且此工作的機載荷變化幅度小，工作功率不高，因此使用帶這樣結(jié)構(gòu)簡單裝置，性價比高以及專業(yè)化水平顯著是其比較重要的優(yōu)勢特性。此方案的缺點為：減速器選擇的是展開式二級圓柱齒輪減速器，其齒輪和軸承為非對稱分布，所以沿齒向載荷沒有進行均勻散布，因此需要軸的剛度在一定程度上達到標準。3電動機及傳動比3.1電動機類型的選擇對照任務書說明的各種電動工作原理環(huán)境使用條件及相關(guān)技術(shù)性能要求，這里選擇使用電壓為380V的Y型三相籠型異步電動機。3.2確定傳動裝置的效率查參考文獻得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.99V帶的效率：ηv=0.96工作機的效率：ηw=0.96η3.3選擇電動機容量工作機所需功率為P電動機所需額定功率:P工作機軸轉(zhuǎn)速：n查詢了很多相關(guān)技術(shù)文獻,推薦綜合采用時的v帶總體傳動匹配比推薦范圍分別確定為:2~4,就展開式的二級高速齒輪傳動減速器而言，其傳動匹配比的綜合推薦應用范圍通常是:8~40,所以合理的采用帶傳動比推薦范圍確定為:16~160?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16～160)×76.43=1099～12229r/min。價格是考慮因素，但不是第一考慮要素，要在滿足我設計的基礎(chǔ)上進行選擇，在能選擇的基礎(chǔ)上再選擇經(jīng)濟適用型，所以進行了傳動比的計算，滿足此設計的選定電機型號為：Y132S1-2的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=2900r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=3000r/min。表3.1電機選擇方案對比方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1YE3-Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900圖3.1電機尺寸表3.2電動機尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算經(jīng)過查詢可知，本次選擇的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速以及工作機的主動軸轉(zhuǎn)速，借著對總傳動比展開相關(guān)運算：i（2）分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比：iv=3高速級傳動比i則低速級的傳動比為i減速器總傳動比i3.5動力學參數(shù)計算3.5.1各軸轉(zhuǎn)速高速軸：n中間軸：n低速軸：n工作機軸：n3.5.2各軸輸入功率高速軸：P中間軸：P低速軸：P工作機軸：P3.5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機軸：T高速軸：T中間軸：T低速軸：T工作機軸：T運動和動力參數(shù)列表如下：表3.3各軸動力學參數(shù)表編號電機軸高速軸中間軸低速軸工作機軸功率4.15kW3.98kW3.9kW3.82kW3.59kW轉(zhuǎn)速2900r/min966.67r/min216.74r/min65.48r/min65.48r/min轉(zhuǎn)矩11.2N?m32.26N?m141.02N?m457.49N?m430.45N?m傳動比4.463.311效率0.960.990.994帶傳動設計計算4.1已知條件和設計內(nèi)容由上述方法進行計算及對應的已知條件我們可以了解得知設計普通V帶傳動的輸送功率Pd=4.15KW；大帶輪的轉(zhuǎn)速=966.67r/min；就小帶輪而言，轉(zhuǎn)速為每分鐘2900轉(zhuǎn)，其傳動比i為3。需要設計的部分為：選擇帶的款式，對帶長和根數(shù)進行確認，帶輪寬長、直徑以及軸孔的直徑中心之間的距離、初始拉力還有在軸上產(chǎn)生作用力的方向以及力的大小。4.2設計計算步驟1)確定計算功率Pca通過表8-8可得知工作情況的系數(shù)，因此P2)選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。3)對帶輪的基準直徑進行確定，針對帶速進行驗算；①初步選取小帶輪的基準直徑。并且將小帶輪的基準直徑確定為毫米。②驗算帶速v。按式驗算帶的速度v=③對大帶輪的基準直徑進行計算。計算大帶輪的基準直徑d從表中可得，取對應的標準值：毫米。4)確定V帶的中心距a和基準長度Ld依照式8-20，可以初步確認中心距為毫米。通過公式8-22來計算帶需要的標準長度L通過表選取帶的標準長度，為1800毫米。按式8-23計算實際中心距a。a≈根據(jù)8-24公式，575到656毫米為中心距的變動規(guī)模。5)驗算小帶輪的包角α4.3計算帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=90mm和n1=2900r/min,查表8-4得P0=1.9kW。根據(jù)n1=2900r/min，i=3和A型帶，查表8-5得△P0=0.35kW。查表8-6得Kα=0.962，表8-2得KL=1.01，于是P2)計算帶的根數(shù)zz=取3根。3)運算單根帶的初拉力通過表8-3可知，型帶的單位長度質(zhì)量q為每米千克，因此F計算壓軸力FpF4)帶輪結(jié)構(gòu)設計小帶輪的結(jié)構(gòu)設計就小帶輪的軸孔直徑而言，d=38毫米因為小帶輪dd1=90實心式是小帶輪的結(jié)構(gòu)。因此小帶輪尺寸如下：ddB=由于當B<1.5×d時L=76mm圖4.1小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖大帶輪的結(jié)構(gòu)設計就大帶輪軸孔直徑而言，d為22毫米因為大帶輪dd2=280mm所以，大帶輪可以選擇孔板式的構(gòu)造。因此大帶輪尺寸如下：ddB=孔板內(nèi)徑dC=0.25B=0.25×48=12mmL=2.0d=2.0×22=44mm圖4.2大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖5)主要設計結(jié)論選擇使用的是型帶根，其標準長度是800毫米長。帶輪基準直徑dd1=90mm，dd2=280mm，中心距控制在a=575～656mm。單根帶初拉力為牛。表4.1帶輪設計結(jié)果帶型AV帶中心距602mm小帶輪基準直徑90mm包角161.92°大帶輪基準直徑280mm帶長1800mm帶的根數(shù)3初拉力116.69N帶速13.67m/s壓軸力691.44N5齒輪傳動設計計算5.1選擇齒輪材料、熱處理、精度等級及齒數(shù)1)選擇齒輪精度等級為7級材料選擇。通過表8-2可以得知，小齒輪應用45，并且調(diào)質(zhì)，而齒面的硬度選擇是；相應地，大齒輪選擇用45，并且正火，相應的齒面硬度是190。2)選小齒輪齒數(shù)為25，則大齒輪齒數(shù)為×=。實際齒數(shù)比u'=齒數(shù)比誤差u'?u初選螺旋角β=15o5.2根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計。設計公式：d1)確定各公式中的計算參數(shù)①試選載荷系數(shù)為②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=39.37N?m③通過表8-9可以選擇，齒寬的系數(shù)。④通過表8-7可得知，材料的彈性系數(shù)=⑤區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑥通過圖8-9根據(jù)齒面硬度可以查詢得出齒輪的接觸疲勞強度最大值=，為⑦計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60njN2=⑧通過圖8-11可以得出接觸疲勞壽命的系數(shù)KHN1=0.87，KHN2=0.92⑨計算接觸疲勞許用應力。取安全系數(shù)S=1,得σσ2)設計計算①端面重合度εαε②測試計算小齒輪分度圓的直徑,將其代入中可得出較小值，也就是d③計算圓周速度vv=④計算齒寬bb=⑤對齒寬和齒寬高之間的比值進行計算，即模數(shù)m齒高h=2.25b⑥計算載荷系數(shù)。依照速度以及精度等級，根據(jù)圖8-14可以查詢得出，相應的動載荷系數(shù)由表8-4KHα=1.2,KFα=1.2查詢表8-3可知，使用系數(shù)由表8-5查得KHβ=1.419由b/h=11.5,KHβ=1.419,查圖8-19，得KFβ=1.38;故載荷系數(shù)K=⑦根據(jù)實際的載荷系數(shù)，對通過計算得出的分度圓直徑進行校對，可知d⑧計算模數(shù)mm=通過表5-1，把轉(zhuǎn)化成為標準模數(shù)，取為2.5(毫米)。⑨對中心距、分度圓直徑以及齒寬展開計算中心距:a=圓整為a=178mmβ=acosβ=15°49'45"分度圓dd齒寬b=故取b2=65mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=70mm5.3校核齒根彎曲疲勞強度校核公式為σ1)確定公式中的各個計算參數(shù)①載荷系數(shù)。K=②齒形系數(shù)與應力校正系數(shù)。zzYFa1=2.55，YFa2=2.16；YSa1=1.61，YSa2=1.81③計算彎曲疲勞許用應力。通過圖8-8可以得出，兩個齒輪材料對應的彎曲疲勞極限應力是，以及通過查詢圖8-10可知，彎曲疲勞的壽命系數(shù)分別是KFN1=0.85，KFN2=0.9選擇彎曲疲勞安全系數(shù),對應的應力修正系數(shù)為2,因此σσ2)校核計算F縱方向的重合度（斜齒輪）ε螺旋角影響系數(shù)YβYσσ因此，可以得出，大小齒輪彎曲疲勞強度都是滿足條件的。主要設計結(jié)論齒數(shù)z1=25，z2=112，模數(shù)m=2.5mm，壓力角α=20°，螺旋角β=15.8293°=15°49'45"，中心距a=178mm，齒寬B1=70mm、B2=655.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)對齒頂高、齒根高和全齒高進行相關(guān)計算hhh=(2)對小、大齒輪的齒頂圓直徑進行相關(guān)計算dd(3）對小、大齒輪的齒根圓直徑進行相關(guān)計算dd注：h

5.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表5.1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距a178178齒數(shù)z25112模數(shù)m2.52.5齒寬B7065螺旋角β左旋15°49'45"右旋15°49'45"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高ham×ha*2.52.5齒根高hfm×(ha*+c*)3.1253.125全齒高hha+hf5.6255.625分度圓直徑d64.96291.04齒頂圓直徑dad+2×ha69.96296.04齒根圓直徑dfd-2×hf58.71284.795.6齒輪材料、熱處理、精度等級及齒數(shù)1)選擇齒輪精度等級為7級材料選擇。通過查看表8-2可知，小齒輪用，并且調(diào)質(zhì)，而齒面硬度是；大齒輪也用，伴隨正火，而齒面硬度是。2)小齒輪齒數(shù)選擇：為29，這種情況下，大齒輪的齒數(shù)為×i=。實際齒數(shù)比u'=齒數(shù)比誤差u'?u初選螺旋角β=15o5.7根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計設計公式：d1)確定各公式中的計算參數(shù)①測試選取的載荷系數(shù)為1.8②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=172.1N?m③通過查詢表8-9，對齒寬系數(shù)φd=1進行選擇。④通過查詢表8-7，可知材料對應彈性系數(shù)⑤區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑥通過圖8-9可以得知，按齒面硬度查詢得出齒輪之間的應力接觸疲勞強度還有σHlim1的最大值為，為470MPa⑦計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60njN2=⑧根據(jù)圖8-11，選取接觸疲勞的壽命系數(shù)KHN1=0.92，KHN2=0.95⑨計算接觸疲勞許用應力。取安全系數(shù)S=1,得σσ2)設計計算①端面重合度εαε②對小齒輪分度圓直徑d1進行試算,將其代入[σ_H]中可以得出較小值，也就是d③計算圓周速度vv=④計算齒寬bb=⑤通過運算，可以得出齒寬和齒寬高之間的比值為模數(shù)m齒高h=2.25b⑥計算載荷系數(shù)。依據(jù)速度以及精度的差別，查詢圖8-14可知，動載荷系數(shù)由表8-4KHα=1.2,KFα=1.2通過查詢表8-3可知，使用系數(shù)為1.25由表8-5查得KHβ=1.426由b/h=13.36,KHβ=1.426,查圖8-19，得KFβ=1.39;故載荷系數(shù)K=⑦依據(jù)實際的載荷系數(shù)，進行校正計算后，可得分度圓的直徑大小,得d⑧計算模數(shù)mm=通過表5-1可知，將m變成標準模數(shù)，取=3(毫米)。⑨對中心距、分度圓直徑以及齒寬展開運算過程中心距:a=圓整為a=194mmβ=acosβ=14°52'24"分度圓dd齒寬b=故取b2=90mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=95mm5.8校核齒根彎曲疲勞強度校核公式為σ1)確定公式中的各個計算參數(shù)①載荷系數(shù)。K=②齒形系數(shù)與應力校正系數(shù)。zzYFa1=2.49，YFa2=2.17；YSa1=1.64，YSa2=1.8③計算彎曲疲勞許用應力。根據(jù)圖8-8可知，兩齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別是，查詢圖8-10可知，彎曲疲勞壽命系數(shù)分別是KFN1=0.9，KFN2=0.91彎曲疲勞安全系數(shù)取作,對應取應力修正系數(shù)為2,因此σσ2)校核計算F斜齒輪縱向重合度ε螺旋角影響系數(shù)YβYσσ因此，可以看出，大小齒輪的彎曲疲勞強度都是滿足條件的。主要設計結(jié)論齒數(shù)z1=29，z2=96，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，螺旋角β=14.8735°=14°52'24"，中心距a=194mm，齒寬B1=95mm、B2=905.9計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)對于齒頂高、齒根高以及全齒高進行計算hhh=(2)對于小齒輪和大齒輪的齒頂圓直徑進行計算dd(3)對于小齒輪以及大齒輪的齒根圓直徑進行計算dd注：h5.10齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表6.1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距a194194齒數(shù)z2996模數(shù)m33齒寬B9590螺旋角β右旋14°52'24"左旋14°52'24"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高ham×ha*33齒根高hfm×(ha*+c*)3.753.75全齒高hha+hf6.756.75分度圓直徑d90.02297.98齒頂圓直徑dad+2×ha96.02303.98齒根圓直徑dfd-2×hf82.52290.48

*齒輪三維模型實例高速級小齒輪高速級小齒輪低速級大齒輪低速級大齒輪高速級大齒輪高速級大齒輪低速級小齒輪低速級小齒輪6軸的設計與校核6.1高速軸設計計算1)求取高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速以及轉(zhuǎn)矩的值P1=3.98kW；n1=966.67r/min；T1=39.37N?m2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。然后對軸的材料進行選擇，為45（并調(diào)質(zhì)），除此之外，硬度選擇230，再根據(jù)表格，可以取為112，于是得d高速軸的最小直徑為安裝大帶輪處的軸徑長度，因為安裝鍵把軸徑增大了d故選取:d12=22mm3)軸的結(jié)構(gòu)設計圖圖7.1高速軸示意圖①為使得大帶輪的軸向定位可以滿足標準需要,所以必須從軸段的右端開始進行一段軸承肩,因此，取段的直徑23=27毫米。大帶輪兩段輪轂的擋圈寬度約為l=44mm,為了能夠保證兩段輪轂的兩個軸端和兩側(cè)擋圈僅僅只能被帶輪壓在一個大帶軸的輪上而不能被帶輪壓在另一個大帶軸的兩側(cè)兩個端面上,故ⅰ-ⅱ段的兩個輪轂在其長度放在相對于較小的大帶輪的兩段輪轂時其寬度要比l稍微略短一些,現(xiàn)在多采用寬度l12=42mm。4)最佳初選型號的滾動軸承?？紤]到軸承同時受到徑向力以及軸向力的共同作用,所以選取能和軸承進行接合的軸承類型。按照實際工作需求并根據(jù)d23=27mm，選角接觸軸承7206AC，其尺寸為d×D×B=30×62×16mm，故d34=d78=30mm。對相關(guān)文獻進行查閱，得知型軸承的定位是肩高，這樣看來，可以取毫米。5)由于整體傳動軸和齒輪軸的直徑較小,為了充分保證整體傳動軸和齒輪以及輪體的穩(wěn)定運動強度,宜把整體傳動軸和齒輪結(jié)合當作整體是一個集成在一起的整體齒輪軸。故l56=70mm，d56=69.96mm6)軸承端蓋的厚度e為10，墊片的厚度，間隙，螺釘毫米，C2為20毫米，箱座的壁厚度δ為8毫米，因此，軸承座的寬度是L=δ+l7)就齒輪的選擇而言，等級小的齒輪和箱體內(nèi)壁之間存在的連接距離應該是毫米,高速傳動等級大型傳動齒輪與采用低速傳動等級小型傳動齒輪的連接距離應為δ3=15mm。針對于軸承箱體內(nèi)壁鑄造的寬度存在的誤差,當對于滾動齒輪軸承的中心位置進行確定時,需要把其距箱體內(nèi)壁的一段徑向間隙寬度尺寸規(guī)定成,取寬度δ=10mm,低速運轉(zhuǎn)等級的滾動小齒輪軸承寬度如取b3=95mm，則lll到這里，軸的各分段直徑及其程度已經(jīng)初步定好。8)軸上零件的周向定位大帶輪和主軸的兩端通過平鍵方式連接在圓周連接定位裝置上，大帶輪和主軸周向連接裝置選擇使用型鍵,按照相關(guān)文獻進行檢測即可查得大帶輪的主軸橫面和截面連接尺寸應為b×h=6×6mm，長度L=32mm。為了確保平穩(wěn)可靠的傳輸，大皮帶輪與軸之間的配合為，過渡軸的配合保證了滾動軸承與軸的圓周定位系數(shù)，此處所選軸的長度和尺寸之間的公差應為H7/k69)軸上圓角以及倒角尺寸方面的確認從表出發(fā),可以將軸端的倒角取為，主肩點之間的圓角半徑由每個主肩確定。表7.1軸的直徑和長度軸段1234567直徑2227303669.963630長度426528115.570828高速級小齒輪承受的圓周力（是高速級小齒輪分度圓的直徑）F高速級小齒輪承受得到徑向力為F高速級小齒輪承受的軸向力為F依據(jù)7206AC角接觸，對相關(guān)文獻進行查詢可以得出，壓力中心=18.7毫米第一段的軸中點到軸承壓力中心之間的距離為：l軸承壓力中心到齒輪支點距離:l齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力高速軸上的外傳動件自身壓軸力為水平支反力FF垂直支反力FF②對軸的彎矩進行計算，進行制作彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面B處的垂直彎矩M截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（也就是圖b）以及垂直面的彎矩圖（也就是圖c）截面B處的合成彎矩M截面C處的合成彎矩MM③作合成彎矩圖（圖d）T=39370N?mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖7.2高速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強度由于的彎矩較大，并且，作用存在轉(zhuǎn)矩，因此是危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=按彎曲和扭矩組合成的轉(zhuǎn)矩強度計算方法對其進行了強度驗算,對于一個采用單向轉(zhuǎn)矩傳動的旋轉(zhuǎn)軸,根據(jù)脈動式轉(zhuǎn)矩循環(huán)計算方法對轉(zhuǎn)矩進行處置,因此，其中如果所選取應力折合系數(shù)值是為,那么在應力當量中，應力折合系數(shù)值如公式所示σ查詢表可知，(進行調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度的極限為，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。高速軸三維模型實例高速軸三維模型實例6.2中間軸設計計算1)對中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2以及轉(zhuǎn)矩T2進行求取P2=3.9kW；n2=216.74r/min；T2=172.1N?m2)初步確定軸的最小直徑首先對軸的最小直徑進行初步測算，并且選材料為45（調(diào)質(zhì)）的軸，其硬度水平是240，根據(jù)表，取值為112，可知：d

3)軸的結(jié)構(gòu)設計圖圖7.3中間軸示意圖4)初選滾動軸承。中間軸的最小直徑是所安裝軸承的直徑d12和d56。由于軸承同時受徑向力和軸向力的影響，因此稱為角選擇接觸軸承。依據(jù)實際工作要求以及為29。當35毫米的條件下，應該選擇角接觸軸承，測量尺寸的公式為毫米，故d12=d56=35mm。5)第一步，安裝較大齒輪軸段時，直徑選擇是為38毫米；分別選用擋油環(huán)位置在兩個齒輪點的右端和右端的軸承之間進行定位。已知的高速大齒輪傳動主軸齒輪壓緊輪轂的內(nèi)部長度應該是=65毫米,為可靠的低速傳動壓緊高速大齒輪,此時傳動主軸段的內(nèi)部長度一般應稍微有些短于傳動輪轂的內(nèi)部長度,故可選取的數(shù)值應為l45=63mm。齒輪的左右兩端軸徑采用軸肩定位進行傳動定位,由此對齒輪的右端軸徑應為d45=38mm，進行查表，取h=(2～3)R=5mm，則軸環(huán)處的直徑d34=48mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=15mm。6)左側(cè)滾動軸承使用擋油環(huán)來對軸向定位。7)鑒于所用機械材料及重要零部件組合加工的實用經(jīng)濟性,宜將低速小輪和軸可以分開使用進行組合設計和加工制造。已知低速小齒輪的傳動擋板內(nèi)油圈和環(huán)板內(nèi)輪轂主軸寬度數(shù)值應為l2b3=95mm,為了同時能夠保證使齒輪擋板內(nèi)油環(huán)的主軸端面寬度能夠可靠地直接進行動力壓緊傳動齒輪,此時輪轂主軸段宜稍微增大縮短于高速輪轂的主軸寬度,故可選取的數(shù)值應為l23=93mm，d23=38mm。8)低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁距離取值為=10毫米，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁距離=12.5毫米，高速級大齒輪以及低速級小齒輪之間的距離應為15毫米。在箱體存在鑄造誤差的條件下，在對滾動軸承位置進行確認時，需要離箱體內(nèi)壁有一段距離，取值為10毫米，因此ll到這一步，軸的各段直徑以及長度就基本上定下了。9)軸上零件的周向定位齒輪和軸之間的傳動周向聯(lián)接定位裝置通過平鍵發(fā)生聯(lián)結(jié),小齒輪以及傳動軸的周向聯(lián)接裝置使用的則是型鍵,按照使用相應的傳動機械設計相關(guān)文獻進行檢查得出橫截面的尺寸應為b×h=10×8mm,長度L=80mm。大齒輪與軸的聯(lián)接采用的也是A型鍵,參考機械設計技術(shù)手冊后，進行檢測，可以得到b×h=10×8毫米的橫截面尺寸,長度為50毫米。為了保證能夠充分保證傳動齒輪和轉(zhuǎn)向軸的傳動配合有良好的傳動適應度和對稱適中性,因此，齒輪輪轂與軸的配合選,并且，滾動軸承和軸的周向定位需要過渡配合來保障實施，這里選軸的直徑尺寸公差是10)軸上圓角以及倒角尺寸層面的確定工作從已知的表格出發(fā),軸端的倒角選取,每一關(guān)鍵軸肩點間圓角半徑?jīng)Q定于所有主要軸肩。表7.2軸的直徑和長度軸段12345直徑3538483835長度3993156341.5高速級大齒輪承受的圓周力（高速級大齒輪的分度圓直徑通過d2表示）F高速級大齒輪承受徑向力為F高速級大齒輪承受軸向力為F低速級小齒輪承受圓周力（低速級小齒輪的分度圓直徑是d3）F低速級小齒輪承受徑向力為F低速級小齒輪承受軸向力為F遵照角接觸，經(jīng)過查證可知，壓力中心為21毫米因此，從軸承壓力中心到低速級小齒輪中點的長度為:l在低速級小齒輪中，其中點距高速級大齒輪的中點長度為:l高速級大齒輪中點距離軸承壓力中心的長度是:l①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②對軸的彎矩進行計算，并且制作彎矩圖截面B處的水平彎矩MM截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM截面B處的垂直彎矩MM制作水平方向的彎矩圖（圖b）以及垂直方向的彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩MM截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=172100N?mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖7.4中間軸受力及彎矩圖11)校核軸的強度由于左側(cè)彎矩較大，并且作用存在轉(zhuǎn)矩影響，因此的左側(cè)屬于危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=依據(jù)彎曲轉(zhuǎn)扭所組合成的應力強度折合系數(shù)來進一步定量校核并且實行全方面吧計算，然而，針對單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩需要按照脈動循環(huán)來處置，因此，折合系數(shù)取值，這時的當量應力應是σ查得45(采用調(diào)質(zhì))的彎曲處理,抗拉彎曲強度最大值為=，這種情況下，此方向軸的許用彎曲應力為60mpa,,這樣看來，軸的彎曲強度高度符合要求。中間軸三維模型實例中間軸三維模型實例6.3低速軸設計計算1)對低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速以及轉(zhuǎn)矩進行求取P3=3.82kW；n3=65.48r/min；T3=558.31N?m2)初步確定軸的最小直徑需要大概測算軸的最小長度以及直徑大小,然后對該軸的材料分別選取45(并調(diào)質(zhì)),就硬度系數(shù)而言，為,依據(jù)表中數(shù)據(jù)，取值為112，可得出:d低速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的軸徑大小，因為安裝鍵把軸徑增大d故選取:d12=48mm低速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，也就是，要實現(xiàn)讓所選的軸直徑d12匹配聯(lián)軸器的孔徑，因此必須同步對聯(lián)軸器型號進行選擇。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，查詢表格可以得出，處于平穩(wěn)的原因，因此取值為1.5，所以:T考慮到計算轉(zhuǎn)矩Tca需要比聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩小的要求，查閱表格中相關(guān)選擇規(guī)范，就型號而言，可以使用型的聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為48毫米，故取d12=48毫米，而關(guān)于聯(lián)軸器以及驅(qū)動軸承進行匹配的驅(qū)動輪轂，其孔徑大概在112毫米左右。3)軸的結(jié)構(gòu)設計圖圖7.5低速軸示意圖①在盡最大限度實現(xiàn)半聯(lián)軸器的軸向定位性能標準的前提下，軸段的右端有必要制出一個軸肩，因此，段直徑取值為：d23=53毫米。此外，半聯(lián)軸器和軸進行配合的輪轂長度為112毫米,因此，通常使用段軸承的直徑平均都是毫米。半聯(lián)軸器以及傳動軸間二者間進行配合的兩個輪轂間的長度在l=112毫米上下,為了能夠保證傳動軸的兩個外接端部傳動擋圈僅僅只能被直接壓在一個聯(lián)軸器上而不能被直接壓在傳動軸的兩個外部端面上,因此，位于段上的輪轂長度，最好和一段l相比要稍微短一點，故取值為：l12=110mm。4)初選滾動軸承。因為該軸承同時需要承受了起到滾動徑向角應力和支承軸向角應力的相互影響,故我們選擇了一種也被稱為角應力接觸式的軸承。參照實際測量工作中的需求并根據(jù)數(shù)值d23=53mm,由測量軸承在實際產(chǎn)品目錄中直接確定所有必需的測量角度和接觸測量軸承7211ac,其中的測量軸承尺寸為c×d×d×b=55×100×21mm，故d34=d78=55mm。就軸承擋油環(huán)定位而言，通過查詢手冊可知，型軸承的定位軸肩高度為4.5毫米，所以，d45取值為6毫米。5)安裝齒輪處的軸段的直徑取值為d67為58毫米；在低速級大齒輪輪轂的寬度為b4=90毫米已知的情況下，想要擋油環(huán)端面實現(xiàn)可靠壓緊齒輪的目的，此軸段需要稍短于輪轂的寬長，因此取值為l67=88毫米。此外，齒輪的左端需要用軸肩來進行定位，通過軸徑毫米可知，取為(2～3)=6毫米，則軸環(huán)處的直徑d56=76mm，取l56=10mm。6)軸承箱座端蓋的涂層厚度數(shù)值應確定為,墊片的涂層厚度δt=2,根據(jù)使用要求應該確定一個軸承箱座端蓋厚度是否能夠便于正常安裝和方便拆卸,保證其在軸承箱座端蓋的外部和軸承箱座內(nèi)部的端面之間與軸承聯(lián)軸器的內(nèi)部和箱座端面之間內(nèi)部應該保持有一定的連接距離厚度k=24,而螺釘?shù)暮穸萩1為22毫米,c2為20毫米,箱座壁厚δ為8毫米，因此，軸承座的寬度是L=δ+l7)在直徑選擇方式上，應選取低速級大齒輪和箱體內(nèi)壁之間的距離是毫米,而高速大齒輪和使用低速小齒輪的距離應該控制在=15毫米。因為此滾動箱體的最大鑄造長度存在一定誤差,所以在實際測量中需要對滾動箱體軸承的中心具體位置進行相應的確定,因此，需要把其和箱體內(nèi)壁產(chǎn)生的長度間距通過進行規(guī)定,在δ為10毫米的時候,低速齒輪齒寬差的一般維持在2.5毫米,因此

lll到這一步，軸的各分段直徑以及長度已經(jīng)得到大體確認。8)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與兩個傳動軸的齒輪周向聯(lián)接定位抉擇選用了平鍵方式進行鏈接,齒輪與兩個傳動軸的周向聯(lián)接定位選擇選用A型鍵,按照國家相應的傳動機械設計制造文獻進行檢驗后可查得的齒輪截面寬度大小值為b×h=16×10mm,長度L=70mm。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接尺寸選用A型鍵,根據(jù)機械設計技術(shù)文獻查詢到截面大小b×h=14×9mm,長度L=100mm。齒輪、半聯(lián)軸器、車輪和軸以平鍵方式連接，半自動聯(lián)軸器和驅(qū)動軸具有圓周匹配的傳動系數(shù)。并且，為實現(xiàn)確保傳動齒輪、車輪和軸的傳動配合對稱集中，通過過渡配合來對軸配合傳動系數(shù)H7/n6和滾動軸承與軸的周向定位進行確保。此處選定軸的直徑公差為。9)軸上圓角以及倒角尺寸的相關(guān)確認依據(jù)表中數(shù)據(jù)，軸端倒角取值C2,每個軸肩處的圓角半徑需通過各軸肩確定。表7.3軸的直徑和長度軸段1234567直徑48535564765855長度1106043.572.5108845.5低速級大齒輪承受的圓周力（低速級大齒輪的分度圓直徑是d4）F低速級大齒輪所承受徑向力為F低速級大齒輪承受軸向力為F依據(jù)角接觸，查證手冊后可知，壓力中心a=28.6毫米lll①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②對軸的彎進行計算，此外，做出彎矩變化圖截面C處的水平彎矩M截面C處的垂直彎矩MM分別作水平方向的彎矩圖（即圖b）以及垂直方向的彎矩圖（即圖c）截面C處的合成彎矩MM

③作合成彎矩圖（圖d）T=558310N?mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖7.6低速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強度由于左側(cè)彎矩較大，并且作用存在轉(zhuǎn)矩影響，因此的左側(cè)屬于危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=通過彎扭合成的強度標準來實行校核以及相關(guān)運算，就單向傳動的轉(zhuǎn)軸而言，可以依據(jù)矩按脈動循環(huán)來對其進行處置，因此，折合系數(shù)取值為為，所以這里的當量應力是σ查詢表格可知，(并且調(diào)質(zhì))處理，就抗拉強度而言，最大程度應該是為，因此，軸的許用彎曲應力，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。低速軸三維模型實例低速軸三維模型實例7滾動軸承計算與校核7.1高速軸上的軸承計算與校核表8.1軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7206AC30621622依據(jù)之前的計算，采用角接觸來對軸承進行一定求得，內(nèi)徑d為30毫米長，而外徑D為62毫米，相應寬度為B=16毫米。軸承的基本額定動載荷為，另外，額定的靜載荷C0r為，并且軸承使用的是正裝。要求壽命為Lh=48000h。當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr當Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa通過之前運算可知，軸水平方向和垂直方向面的支反力大小，因此，合成支反力也就能通過計算得知：FFFF通過之前的運算可以知道，軸向力牛Fae+由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP對兩軸承當量動載荷較大值進行取值，然后將其代入到軸承使用時限的計算式中L由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2中間軸上的軸承計算與校核表8.2軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7207AC35721729因為前面已進行了相關(guān)計算，因此這里選擇角接觸來對軸承求取，內(nèi)徑d=35毫米，外徑D=72毫米，寬度B=17毫米。軸承的基本額定動載荷為，而額定靜載荷為，軸承使用正裝。要求壽命為Lh=48000h。當fa/fr≤0.68時,pr=fr+2當如果fa/f_r>0.68,<br>通過前式可以對其直接計算，并給出任何已知兩個軸在一條水平和一個豎向橫截面的支力和反力,

則我們可以通過計算得到的合成支反力：FFFF通過之前的計算，得知軸向力Fae+由計算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1PP將兩軸承當量動載荷較大值代入軸承使用時限的計算式中L由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.3低速軸上的軸承計算與校核表8.3軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7211AC551002150.5因為前面做過計算，因此采取角接觸進而求取軸承，內(nèi)徑d=55毫米，外徑D=100毫米，而寬度B=21毫米軸承的基本額定動載荷，此外，額定靜載荷，軸承用正裝。要求壽命為Lh=48000h。當Fa/Fr≤0.68時,pr=Fr當Fa/F_r>0.68,pr=1fr+0.87fa<br>由前面的公式可以計算出已知軸在水平面和豎向面的支反力,

則我們可以通過計算得到的合成支反力：FFFF通過先前計算，可知軸向力Fae+由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP將兩軸承當量動載荷較大值代入軸承使用時限的計算式中L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8鍵聯(lián)接設計與校核8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-2003）,鍵長32mm。鍵的工作長度l=L-b=26mm就大帶輪而言，其用料基本是鑄鐵,能夠直接將兩個按鍵之間的連接許用擠壓應力進行求取。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長80mm。鍵的工作長度l=L-b=70mm就低速等級的小齒輪而言，其用材分別是45,并且能夠直接求取兩個鍵之間的連接許用擠壓應，也就是。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長50mm。鍵的工作長度l=L-b=40mm高速級大齒輪用的是45材料，進而求得鍵連接的相關(guān)許用擠壓應力。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長70mm。鍵的工作長度l=L-b=54mm低速級的大齒輪，在選料方面也是45，進一步求得鍵連接的許用擠壓應力。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,鍵長100mm。鍵的工作長度l=L-b=86mm聯(lián)軸器的材料選擇是45，而鍵連接的許用擠壓應力可以得知為。鍵連接工作面的擠壓應力σ9聯(lián)軸器9.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.5計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1.5×558.31=837.46N?m（2）選擇聯(lián)軸器的型號軸的伸出端，聯(lián)軸器選擇的是彈性柱銷聯(lián)軸器（型號為），公稱轉(zhuǎn)矩為N?m，而許用轉(zhuǎn)速[n]為每分鐘3870轉(zhuǎn)，Y型軸孔，主動端的孔直徑d為48毫米，軸孔的長度L為112毫米。從動端孔直徑d為48毫米，而軸孔的長度L相應為112毫米。Tc=837.46N?m<Tn=2500N?mn=65.48r/min<[n]=3870r/min10減速器的密封為了防止箱體內(nèi)部的潤滑劑外泄和外部的雜質(zhì)從而進入箱體內(nèi)部,從而影響整個箱體的工作,在所有構(gòu)成箱體的各個零件之間,如箱蓋與軸承座間、及外延伸軸的輸入、產(chǎn)品傳遞到軸承蓋間,需要分別設置不同的形式密封。對于沒有相對移位的材料結(jié)合表面,常用的有密封膠、耐油性或橡膠墊圈等;對于高速旋轉(zhuǎn)機械零件,例如外伸軸的密封,則我們需根據(jù)不同的移動速度和對密封性能的要求來考慮。本方案在設計中因為密封接觸界面相對移動速度比較小,所以選擇了接觸型密封。輸入軸與傳動機的軸承蓋間v<3m/s,輸出軸與傳動機的蓋間也為v<3m/s,因此全部應用半粗羊毛氈閉鎖封油圈。11齒輪的潤滑通用的封閉式傳動齒輪潤滑傳動,其中的潤滑傳動方式一般是主要依靠傳動齒輪高速轉(zhuǎn)動的方向圓周傾角加速度和齒輪大小齒差來進行確定。由于這種低速和高級大速度齒輪的各個圓周傳動加工工作速度大于v≤12m/s,將大速級齒輪的各個傳動輪齒都同時浸泡在一個油池里,以便齒輪進行整體浸油和齒輪潤滑。這種情況下，當齒輪傳動機組在機油以齒