帶式運輸機傳動裝置設計（F=2.6KN V=2 D=320）【含CAD圖紙說明書】

帶式運輸機傳動裝置設計（F=2.6KN V=2 D=320）【含CAD圖紙說明書】,含CAD圖紙說明書,帶式運輸機傳動裝置設計（F=2.6KN,V=2,D=320）【含CAD圖紙說明書】,運輸機,傳動,裝置,設計,kn,cad,圖紙,說明書,仿單 設 計 課程名稱 機械設計基礎 題目名稱__帶式運輸機傳動裝置__ 學生學院 材料與能源學院 專業(yè)班級 材料加工（2）班 學 號 學生姓名 指導教師 目 錄 機械設計基礎課程設計任務書……………………………….1 一、傳動方案的擬定及說明………………………………….3 二、電動機的選擇…………………………………………….3 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………….4 四、傳動件的設計計算………………………………………..6 五、軸的設計計算…………………………………………….15 六、滾動軸承的選擇及計算………………………………….23 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………….26 八、高速軸的疲勞強度校核……………………………….….27 九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇…..........30 十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇……………….31 參考資料目錄 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(nèi)容 設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設計內(nèi)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 = 2.6 kN； 2．運輸帶工作速度： v = 2.0 m/s； 3．卷筒直徑： D = 320 mm； 4．使用壽命： 8年； 5．工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6．制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。 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（軸、齒輪各1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(nèi)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1-201 第18周一 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1-201 第18周一 至第18周二 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(jié)構(gòu)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1-201 第18周二 至第19周一 四 完成減速器裝配圖: 教1-201 第19周二 至第20周一 五 零件工作圖設計 教1-201 第20周周二 六 整理和編寫設計計算說明書 教1-201 第20周 周三至周四 七 課程設計答辯 工字2-617 第20周五 五、應收集的資料及主要參考文獻 1 孫桓, 陳作模. 機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001. 2 濮良貴, 紀名剛. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2001. 3 王昆, 何小柏, 汪信遠. 機械設計/機械設計基礎課程設計[M]. 北京：高等教育出版社，1995. 4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。 發(fā)出任務書日期： 指導教師簽名： 計劃完成日期： 基層教學單位責任人簽章： 主管院長簽章： - 3 - 設計計算及說明 結(jié)　　果 一、傳動方案的擬定及說明 傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16--23。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓錐斜齒輪傳動 二、電動機選擇 1．電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y132M-4嗎系列三項異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu) 2．電動機容量 1) 卷筒軸的輸出功率ＰＷ 2) 電動機輸出功率Ｐd 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表2-4查得： 彈性聯(lián)軸器；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；卷筒軸滑動軸承；V帶傳動=0.96 則 故 3．電動機額定功率 由[1]表20-1選取電動機額定功率 4．電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍，則 電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 可見只有同步轉(zhuǎn)速為\3000r/min的電動機均符合。選定電動機的型號為Y132S2--2。主要性能如下表： 電機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 起運轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y132S2--2 7.5KW 2900r/min 2.0 2.2 5、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 1）、總傳動比=24.29（符合24<<34） 2)、分配傳動比 假設V帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比= 二級減速器中： 高速級齒輪傳動比i 低速級齒輪傳動比 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1．各軸轉(zhuǎn)速 減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 各軸轉(zhuǎn)速為： 2．各軸輸入功率 按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即 3．各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N?m) 將計算結(jié)果匯總列表備用。 項目 電動機 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ N轉(zhuǎn)速（r/min） 2900 1450 352 119 P 功率（kW） 6.63 6.36 6.05 5.75 轉(zhuǎn)矩T(N?m) i傳動比 2 4.12 2.95 效率 0.95 0.98 0.97 四、傳動件的設計計算 1．設計帶傳動的主要參數(shù)。 已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=6.63kw小帶輪轉(zhuǎn)速 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。 設計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)按選擇了V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行） 1）、計算功率 = 2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10《機械設計》p157選擇A型帶（d1=112—140mm） 3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v (1)、初選小帶輪的基準直徑，由（《機械設計》p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑 （2）、驗算帶速v 因為5m/s<19.0m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍 （3）、計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)式8-15 ， 初定=250mm （4）、確定V帶的中心距a和基準長度 a、 根據(jù)式8-20 《機械設計》p152 0.7 0.7 262.5a750 初定中心距=500mm b、由式8-22計算帶所需的基準長度 =2+ =2×500+π×0.5×（125+250）+（250-125）（250-125）/4×500 ＝1597mm 由表8-2先帶的基準長度=1600mm c.計算實際中心距 a＝+( -)/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm 中心距滿足變化范圍:262.5—750mm （5）.驗算小帶輪包角 ＝180°-（-）/a×57.3° ＝180°-（250-125）/501.5×57.3° ＝166°>90° 包角滿足條件 （6）.計算帶的根數(shù) 單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=2900r/min 和=125mm 表8-4a 用插值法求得=3.04kw 單根v帶的傳遞功率的增量Δ 已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=2900r/min 轉(zhuǎn)動比 i==/=2 查表8-4b得Δ=0.35kw 計算v帶的根數(shù) 查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.99 =(+Δ)××=(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KW Z= =7.29/5.34=1.37 故取2根. （7）、計算單根V帶的初拉力和最小值 ＝500*+qVV=190.0N 對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=285N 對于運轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:1.3=247N （8）．計算帶傳動的壓軸力 =2Zsin(/2)=754N （9）.帶輪的設計結(jié)構(gòu) A.帶輪的材料為:HT200 B.V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. C．結(jié)構(gòu)圖 （略） 2、齒輪傳動設計 選擇斜齒輪圓柱齒輪 先設計高速級齒輪傳動 1）、選擇材料熱處理方式 根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面 計算說明 (HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS 2)、按齒面接觸強度計算: 取小齒輪=20，則=，=204.12=82.4，取=83并初步選定β＝15° 確定公式中的各計算數(shù)值 a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6 b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.425 c.由圖10-26查得, ,則 d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:。確定需用接觸應力 e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa f.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPa h.由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90 =0.96 =/S=540Mpa = /S=528 Mpa =(+)/2=543 Mpa 3）、計算 （1）計算圓周速度: V=лn1/60000=3.26m/s （2)計算齒寬B及模數(shù) B=φd=1X42.9mm=42.9mm =cosβ/=2.07mm H=2.25=4.66mm B/H=42.9/4.66=9.206 （3）、計算縱向重合度 =0.318φdtanβ=1.704 （4）、計算載荷系數(shù) 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得: 故載荷系數(shù) （5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， 由式10—10a 得 ==46.22mm （6）、計算模數(shù) = Cosβ/Z1=2.232mm 4）、按齒根彎曲強度設計 由式10-17 (1)、計算載荷系數(shù): (2)、根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) (3)、計算當量齒數(shù) 齒形系數(shù) ， （4）、由[1]圖10-5查得 由表10-5 查得 由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.85,=0.88 計算彎曲疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得: =/S=303.57 MPa =/S=238.86 MPa （5）、計算大小齒輪的，并比較 且，故應將代入[1]式（11-15）計算。 （6）、計算法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=46.22mm來計算應有的數(shù),于是有: 取2mm； （7）、則，故取=22 .則==90.64，取 （8）、計算中心距 取a1=116mm （9）、確定螺旋角 （10）、計算大小齒輪分度圓直徑: = = （11）、確定齒寬 取 5）、結(jié)構(gòu)設計。（略）配合后面軸的設計而定 低速軸的齒輪計算 1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS 2）、取小齒輪=20，則==59 取=59，初步選定β＝15° 3）、按齒面接觸強度計算: 確定公式中的各計算數(shù)值 a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6 b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c.由圖10-26查得 則 d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩: 確定需用接觸應力 e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa f.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPa h.由式10-13計算應力循環(huán)系數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96 =0.97 =/S=576Mpa = /S=533.5 Mpa =(+)/2=554.8 Mpa 4）、計算 (1)、圓周速度: V=лn1/60000=1.21m/s （2）、計算齒寬b及模數(shù) B=φd=1X65.87=65.87mm =cosβ/ =3.18mm H=2.25=7.16mm b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、計算縱向重合度 =0.318φdZ1tanβ=1.704 a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得: 故 載荷系數(shù) K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 ==70.48mm （5）計算模數(shù) = cosβ/=3.404mm 5）、按齒根彎曲強度設計 由式10-17 a上式中 b根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.85 c計算當量齒數(shù) 齒形系數(shù) ， 由[1]圖10-5查得 由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.86,=0.89 d計算彎曲疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得: =/S=307.14 MPa =/S=241.57 MPa e比較 且，故應將代入[1]式（11-15）計算。 f法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=70.48mm來計算應有的數(shù),于是有: 取2.5mm .則 g中心距 取a1=138mm h確定螺旋角 i計算大小齒輪分度圓直徑: = = J 齒寬 取 4)、齒輪結(jié)構(gòu)設計，（略）配合后面軸的設計而定 五、軸的設計計算 為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。 第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為 1．高速軸Ⅰ設計 1）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取 2）初算軸的最小直徑 高速軸Ⅰ為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=18.375mm。由《機械設計手冊》表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，28等規(guī)格，故取=20mm 高速軸工作簡圖如圖(a)所示 首先確定個段直徑 A段：=20mm 有最小直徑算出） B段：=25mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為25mm的 C段：=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內(nèi)徑 D段：=36mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm E段：=45.58mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)《課程設計指導書》p116 G段， =30mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內(nèi)徑 F段：=36mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm 第二、確定各段軸的長度 A段：=1.6*20=32mm,圓整取=30mm B段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mm C段：=28mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考《減速器裝配草圖設計》p24） =B+△3+2=16+10+2=28mm G段：=29mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考《減速器裝配草圖設計》p24） F段：，=△2-2=10-2=8mm E段：，齒輪的齒寬 D段：=92mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整得=92mm 軸總長L=290mm 兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm， 2、軸Ⅱ的設計計算 1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取 2）初算軸的最小直徑 因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=27.325mm。根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸Ⅱ的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸承30206，故取=30mm 軸Ⅱ的設計圖如下： 首先，確定各段的直徑 A段:=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合 F段：=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合 E段：=38mm，非定位軸肩 B段：=48mm, 非定位軸肩，與齒輪配合 C段：=64.94mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑 D段：=50mm, 定位軸肩 然后確定各段距離： A段： =29mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30207）寬度與擋油盤的長度 B段：=8mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度 C段：=75mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬 E段：=43mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定） F段：=41.5mm，考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離 D段：=9.5mm,由軸Ⅰ得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm減去已知長度 得出 3、軸Ⅲ的設計計算 輸入功率P=5.58KW,轉(zhuǎn)速n =119r/min,T=460300Nmm 軸的材料選用40Cr（調(diào)質(zhì)），可由表15-3查得=110 所以軸的直徑: =39.65mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大12%，=44.408mm。 由表13.1(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型號為LH3 軸孔的直徑=45mm長度L=84mm 軸Ⅲ設計圖 如下： 首先，確定各軸段直徑 A段: =45mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合 B段: =60mm,非定位軸肩,h取2.5mm C段: =72mm,定位軸肩，取h=6mm D段: =68mm, 非定位軸肩，h=6.5mm E段: =55mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合 F段: =60mm,按照齒輪的安裝尺寸確定 G段: =45mm, 聯(lián)軸器的孔徑 然后、確定各段軸的長度 A段: =46.5mm,由軸承長度，△3，△2，擋油盤尺寸 B段: =68mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝 C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值 根據(jù)軸承（圓錐滾子軸承30212）寬度需要 D段: =57.5mm,由兩軸承間距減去已知長度確定 E段: =33mm, 由軸承長度，△3，△2，擋油盤尺寸 F段: =65mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到 G段: =84mm,聯(lián)軸器孔長度 軸的校核計算, 第一根軸: 求軸上載荷 已知： 設該齒輪軸齒向是右 旋，受力如右圖： 由材料力學知識可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩 由圖可知,危險截面在C右邊 W=0.1=9469 =/W=14.49MPa<70MPa 軸材料選用40Cr 查手冊 符合強度條件! 第二根軸 求軸上載荷 已知： 設該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如右圖： 由材料力學知識可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩 由圖可知,危險截面在B右邊 W=0.1=33774 =/W=5.98MPa<70MPa 軸材料選用40Cr 查手冊 符合強度條件! 第三根軸: 求軸上載荷 已知： 設該齒輪齒向是右旋，受力如圖： 由材料力學知識可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩 由圖可知,危險截面在B右邊 算得W=19300 =/W=19.77MPa<70MPa 軸材料選用40Cr 查手冊 符合強度條件! 六、滾動軸承的選擇及計算 1.Ⅰ軸軸承 型號為30206的圓錐滾子軸承 1）計算軸承的徑向載荷： 2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 兩軸承派生軸向力為： 因為 軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松 、 2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 因為 因為， 所以取 3）校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天2班制.壽命18年.故所選軸承適用。 2．Ⅱ軸軸承 1）計算軸承的徑向載荷： 2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 兩軸承派生軸向力為： 因為 軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊 、 2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 因為 因為， N 所以取 3）校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。 2．Ⅲ軸軸承 1）計算軸承的徑向載荷： 2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30211圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=90.8KN,基本額定靜載荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5 兩軸承派生軸向力為： 因為 軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊 、 2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 因為 因為， 所以取 3）校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天2班制.壽命26年.故所選軸承適用。 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 鋼 鑄鐵 1．Ⅰ軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核 鍵A10×28，b×h×L=6×6×20 單鍵 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa =125MPa 滿足設計要求 2．Ⅱ軸上大齒輪處鍵 鍵 A12×25，b×h×L=10×8×36 單鍵 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa 滿足設計要求 3．Ⅲ軸上 １）聯(lián)軸器處 采用鍵A，b×h×L=14×9×70 單鍵 滿足設計要求 2）聯(lián)接齒輪處 采用A型鍵A 單鍵 ＝125Mpa 滿足設計要求 八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結(jié)構(gòu)如下： （1）判斷危險截面 在A-B軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e<2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕是確定的，所以A-B內(nèi)均無需疲勞強度校核。 從應力集中疲勞強度的影響來看，E段左截面和E段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應力集中最為嚴重，截面E左端面上的應力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應力條件是一樣的，所以只需校核E段左右截面即可。 （2）.截面右側(cè)： 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 左截面上的扭矩T3為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得： 截面上理論應力系數(shù)按附表3-2查取。因 經(jīng)查之為：； 又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)； 故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為： 皺眉經(jīng)過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數(shù)為： ； 有附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：； 又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù) 則界面安全系數(shù)： 故可知道其右端面安全； 同理可知：E段左端面校核為： 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV上的扭矩T3為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 由表15-1查得： 又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)； 有附表3-8用插值法查得： 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：； ； 又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù) 則界面安全系數(shù)： 故E段左端截面的左端面都安全！ 九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇 1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 名稱 符號 減速器及其形式關系 機座壁厚 δ 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 機蓋壁厚 δ1 0.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm 機座凸緣厚度 b 1.5δ=12mm 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ=12mm 機座底凸緣厚度 p 2.5δ=20mm取30mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=12.288mm取16mm 地腳螺釘數(shù)目 n a<250mm,n=4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=13.15mm取8mm 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm 連接螺栓d2的間距 l 150~200mm取180mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6 定位銷直徑 d (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12 df、d2、d3至外機壁距離 c1 d1、d2至凸緣邊緣距離 c2 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2=20 凸臺高度 h 外機壁至軸承座端面距離 L1 c1+c2+(5~8)=44 內(nèi)機壁至軸承座端面距離 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 ≥1.2δ=9.6mm取14mm 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 ≥δ=8mm取10mm 機蓋、機座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 軸承端蓋外徑 D2 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 軸承旁連接螺栓距離 s s≈D2 2、減速器附件的選擇，在草圖設計中選擇 包括：軸承蓋，窺視孔，視孔蓋，壓配式圓形油標，通氣孔，吊耳，吊鉤，螺塞，封油墊，氈圈等。 十、潤滑與密封(潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇) 減速器內(nèi)傳動零件采用浸油潤滑，減速器滾動軸承采用油脂潤滑。 參考資料目錄 [1] 孫桓,陳作模，葛文杰主編. 機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版 [2] 濮良貴,紀名剛主編. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版 [3] 宋寶玉主編. 機械設計課程設計指導書[M]．北京：高等教育出版社，2006年8月第1版 [4] 左宗義，馮開平主編． 畫法幾何與機械制圖[M]．廣州：華南理工大學出版社，2001年9月第1版 [5] 劉鋒，禹奇才主編. 工程力學·材料力學部分[M]. 廣州：華南理工大學出版社，2002年8月第1版 [6] 禹奇才,張亞芳，劉鋒主編. 工程力學·理論力學部分[M]. 廣州：華南理工大學出版社，2002年8月第1版 =24.29 =4.12 =2.95 V=19.0m/s =250mm =500mm =1600mm ＝166° V帶取2根. =190.0N =754N V=3.26m/s =1.704 K=2.001 =46.22 2mm a1=116mm = = V=1.21m/s K=1.960 2.5mm a1=138mm =69.64mm =206.36mm =20mm L=290mm S=174mm =30mm =45mm =14.49MPa =5.98MPa =19.77MPa - 33 -