電動(dòng)卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置課程基礎(chǔ)設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　XXX學(xué)院</b></p><p>　　學(xué)生課程設(shè)計(jì)（論文）</p><p>　　題 目：設(shè) 計(jì) 電 動(dòng) 卷 揚(yáng) 機(jī) 傳 動(dòng) 裝 置</p><p>　　題 目 1 參 數(shù) 4 </p><p>　　學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： <

2、/p><p>　　所在院(系)： 機(jī) 電 工 程 學(xué) 院 </p><p>　　專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 </p><p>　　班 級(jí)： 2006級(jí)機(jī)制教學(xué)四班 </p><p>　　指 導(dǎo) 教 師： 職稱： 副 教 授</p><p>　

3、　2009年 1 月 9日</p><p><b>　　XXX學(xué)院教務(wù)處制</b></p><p>　　XXX學(xué)院本科學(xué)生課程設(shè)計(jì)任務(wù)書</p><p>　　注：任務(wù)書由指導(dǎo)教師填寫。</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 傳動(dòng)方案的比較

4、及選擇…………………………………………………… 5</p><p>　　2 電動(dòng)機(jī)的選擇…………………………………………………………… 5</p><p>　　2.1 電動(dòng)機(jī)輸出功率的確定…………………………………………………6</p><p>　　2.2 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定…………………………………………………… 6</p><p>　　3

5、總傳動(dòng)比和傳動(dòng)比的分配………………………………………………… 6</p><p>　　3.1 總傳動(dòng)比的計(jì)算……………………………………………………… 6</p><p>　　3.2 傳動(dòng)比的分配………………………………………………………… 6</p><p>　　4 動(dòng)力參數(shù)的確定………………………………………………………… 6</p><p

6、>　　4.1 各軸的功率計(jì)算……………………………………………………… 7</p><p>　　4.2 各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算……………………………………………………… 7</p><p>　　4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計(jì)算…………………………………………………… 7</p><p>　　5 齒輪的設(shè)計(jì)?！?</p&

7、gt;<p>　　5.1 閉式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)…………………………………………………… 7</p><p>　　5.1.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)：……………………………………………… 7</p><p>　　5.1.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)………………………………………………… 10</p><p>　　6 軸的設(shè)計(jì)……………………………………………………

8、…………… 11</p><p>　　6.1中間軸設(shè)計(jì)…………………………………………………………… 11</p><p>　　6.2高速軸設(shè)計(jì)………………………………………………………… 14</p><p>　　6.3低速軸的設(shè)計(jì)………………………………………………………… 15</p><p>　　7 軸承的驗(yàn)算………………………

9、……………………………………… 16</p><p>　　7.1中間軸承的校核計(jì)算…………………………………………………… 16</p><p>　　7.2高速軸的滾動(dòng)軸承校核計(jì)算……………………………………………… 16</p><p>　　7.3低速軸承的校核計(jì)算…………………………………………………… 16</p><p>　　8 鍵的

10、選擇與演算………………………………………………………… 16</p><p>　　9 潤(rùn)滑…………………………………………………………………… 16</p><p>　　10 箱體及其附件的設(shè)計(jì)選擇………………………………………………… 16</p><p>　　1傳動(dòng)方案的比較及選擇：</p><p><b>　　方案二<

11、/b></p><p>　　方案一采用以級(jí)帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)：該方案外廓尺寸較大，有減振和過載保護(hù)的作用，但不適合繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境。</p><p>　　方案二采用二級(jí)圓柱齒輪減速器，該方案結(jié)構(gòu)尺寸小，傳動(dòng)效率高，適合在較差環(huán)境下長(zhǎng)期工作。</p><p>　　綜合考慮，我選擇方案二。</p><p>　　計(jì) 算 及 設(shè) 計(jì)

12、 過 程</p><p><b>　　2、電動(dòng)機(jī)的選擇。</b></p><p>　　2.1 電動(dòng)機(jī)輸出功率的確定</p><p>　?。?）工作機(jī)所需功率：</p><p>　　Pω=FV/(ηa103) 式2.1</p><p>　　注：工作機(jī)構(gòu)的有效阻力，v為工作機(jī)構(gòu)的圓

13、周轉(zhuǎn)速，ηa為工作機(jī)構(gòu)的自身的傳動(dòng)效率,取1。</p><p>　　Pω =FV/(ηa103) </p><p>　　=14000×16/60×1000=3.73KW</p><p>　　（2）傳動(dòng)裝置與工作機(jī)構(gòu)的總效率，傳動(dòng)裝置為串聯(lián)，總效率等于各級(jí)傳動(dòng)效率的和軸承、聯(lián)軸器效率的連乘積，</p><p>　　即=

14、 式2.2</p><p>　　η=0.96×0.985×0.973×0.992</p><p><b>　　=0.776。</b></p><p>　　注:η1卷筒的傳動(dòng)的效率；η2為一對(duì)軸承的效率;η3為齒輪嚙合傳動(dòng)效率；η4為彈性聯(lián)軸器的效率。</p><p

15、>　　（3）電動(dòng)機(jī)所需輸出的功率為：</p><p>　　Pd=Pω/ηa=3.73/0.776= 4.81 KW 式2.3</p><p>　　選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率Ｐ=（1—1.3）Ｐd=4.81—6.25 KW </p><p>　　2.2 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定：</p><p>　　卷筒軸工作速度為n=

16、6000V/πd=21.22r/min 式2.4</p><p>　　查表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比=8～40，一級(jí)開式傳動(dòng)比=3～7，則總的傳動(dòng)比=24～280，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍有750，1000，1500，3000r/min.根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由資料[4]表4.12--1查出4種電動(dòng)機(jī)型號(hào)，因此有4種傳動(dòng)比方案。（見表2.1）</p><p>　

17、　電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比</p><p><b>　　表2.1</b></p><p>　　由上表1-1并綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量和齒輪傳動(dòng)比、減速器的傳動(dòng)比，可見方案3比較合理，因此電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-4.</p><p>　　3、總傳動(dòng)比和傳動(dòng)比的分配</p><p>　　3.1 總傳動(dòng)比的計(jì)算：&l

18、t;/p><p>　　總傳動(dòng)比為：i=n0/n=1440/21.22=67.9。</p><p>　　3.2 傳動(dòng)比的分配</p><p>　　由于各級(jí)傳動(dòng)為串聯(lián)，總的傳動(dòng)比為：i總=i12×i23=19.4</p><p>　　分配傳動(dòng)比: i12=5 , i23=3.89, </p><p>　　ij=i12

19、×i23=5×3.89=19.4</p><p>　　即展開式兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比是19.4。</p><p>　　4、動(dòng)力參數(shù)的確定。</p><p>　　4.1 各軸的功率計(jì)算</p><p>　　由于帶式運(yùn)輸機(jī)屬通用機(jī)械，故應(yīng)以電動(dòng)機(jī)的額定功率Ｐ作為設(shè)計(jì)功率，用以計(jì)算傳動(dòng)裝置中各軸的功率。</p>

20、<p>　　高速軸1輸入功率：P1=Pdη3=4.81×0.99=4.76 KW</p><p>　　中間軸２的輸入功率:</p><p>　　低速軸3的輸入功率:</p><p>　　4.2 各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算</p><p>　　高速軸1轉(zhuǎn)速 n1=n0=1440r/min</p><p>　　中

21、間軸2轉(zhuǎn)速　n2=n1/i12=1440/5=288r/min</p><p>　　低速軸的3轉(zhuǎn)速　n3=n2/i23 =288/3.89=73.8 r/min</p><p>　　4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計(jì)算</p><p>　　高速軸1的輸入轉(zhuǎn)矩 T1=9550P1/n1=9550×4.76/1440=31.6Nm</p><p&g

22、t;　　中間軸２的輸入轉(zhuǎn)矩 T2=9550P2/n2=9550 ×4.52/288=149.9Nm</p><p>　　低速軸3的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550P3/n3=9550×4.17/73.8=539.6Nm</p><p><b>　　齒輪的設(shè)計(jì)。</b></p><p>　　5.1 閉式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)</p&

23、gt;<p>　　5.1.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)：</p><p>　　（1）選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　?。ˋ)按傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。</p><p>　?。˙)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)械，速度不高，由資料[2]表10--1可知，選用8級(jí)精度（G B10095-88）.</p><p&

24、gt;　　（C)材料選擇。由資料[2]表10--1查得，選擇小齒輪材料為40Cr（滲碳后淬火），硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS,硬度差為40 HBS。</p><p>　?。―）選小齒輪齒數(shù)Z1=20；大齒輪齒數(shù)為Z2=Z1×i12=20×5=100.</p><p>　　由于齒輪傳動(dòng)為閉式，按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，彎曲疲勞強(qiáng)度校核。<

25、;/p><p>　?。?）.按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（由資料[4]10-9a）計(jì)算：選壓力角　α= ，則：</p><p>　　式5.1 注: Z2/Z1=u</p><p>　　[1].確定公式內(nèi)的各計(jì)算值</p><p>　　(A).試選載荷系數(shù)Kt=1.3；</p&g

26、t;<p>　　(B).計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=31.6Nm</p><p>　　(C).由資料[1]表10-7查得，選取齒寬系數(shù)φd=1；</p><p>　　(D).由資料[1]表10-6查得，得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa 1/2</p><p>　　(E).由資料[1]圖10-21d查得大,小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 </

27、p><p>　　σHlim1=600,σHlim2=550MPa 。</p><p>　　(F).由資料[1]10-13公式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：</p><p>　　N1=60njLh=60×1440×1×(10×360×16)=5.046×10 9 式5.2</p><p&g

28、t;　　N2=N1/u =5.046×109/5=10.009×109</p><p>　　(G).由資料[1]圖10-19查得，得接觸疲勞系數(shù)：</p><p>　　KHN1=0.9 ;KHN2=0.95</p><p>　　(H).計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1%.安全系數(shù)S=1，有公式(由資料[

29、1]10-12)[σH]=KHNσlim/S 式5.3</p><p>　　則: [σH1]=KHN1σHlim1/S=0.9×600/1=540MPa </p><p>　　[σH2]=KHN2σHlim2/S=0.97×550/1=522.5MPa</p><p><b>　　[2].計(jì)算</b></p>

30、<p>　　(A)試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]中最小的值</p><p>　　d1t≥2.32×[(1.3×31.6×103/1)×(6/5)×(189.8/522.5) 2] 1/3=43.018mm式5.4</p><p>　　(B)計(jì)算圓周速度v V=π×43.018×1440/(

31、60×103) =3.24 m/s 式5.5</p><p>　　(C).計(jì)算齒寬b. b=φdd1t =1×40.712mm=43.018mm 式5.6</p><p>　　(D).計(jì)算齒寬與齒高之比b/h: 模數(shù) mt=d1t/Z1=40.712/24=2.151mm 式5.7</p><p>

32、;　　齒高 h=2.25mt =2.25×1.6967=4.840mm 式5.8 b/h=40.712/3.82=8.89</p><p><b>　　(E)計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù) v=3.24m/s,7精度，由由資料[1]圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.12</p><p>　　直齒輪，假設(shè)KA Ft/

33、b<100N/mm.由資料[1]表10-3查得KHα=KFα=1</p><p>　　由資料[2]表15-21查得使用系數(shù)KA=1.5 </p><p>　　由資料[1]表10-4查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí):KHβ=1.342</p><p>　　由b/h=8.89, KHβ=1.342由資料[2]圖15-8得KFβ=1.312</p

34、><p>　　故載荷系數(shù)K=KAKV KHβKFβ= 1.5×1.12×1×1.342=2.255 式5.9</p><p>　　(F)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，有式：</p><p>　　d1=d1t(K/Kt) 1/3=43.018×(2.255/1.3) 1/3=51.678mm

35、 式5.10</p><p><b>　　(G)計(jì)算模數(shù)m</b></p><p>　　m1=d1/Z1=51.678/20=2.58mm</p><p>　　由資料[2]表15-2查得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m=2.5</p><p>　　[3].按齒根彎曲強(qiáng)度校核</p><p>　　由資料[1]表10-

36、5查得 齒形系數(shù)YFa : YFa1= 2.80 YFa2 =2.18</p><p>　　應(yīng)力校正系數(shù)Ysa:　 YSa1=1.55 YSa2= 1.79</p><p>　　齒輪的許用應(yīng)力，由資料[1]式(10-12)計(jì)算:[σF]=KNσslim/s 式5.11</p><p>　　彎曲疲勞極限，由資料[1]圖10-20查得σFlim1

37、=500 MPaσFlim2=380 MPa</p><p>　　壽命系數(shù)，由資料[1]圖10-18查得KN1=0.85、KN2=0.88 　　　　　 </p><p>　　彎曲安全系數(shù)，由資料[1]得 S=1.4;齒輪的彎曲的許用應(yīng)力：</p><p>　　[σF1]=KN1σlim1/S=0.85×500/1.4 =3

38、03.57 MPa</p><p>　　[σF2]=KN2σlim2/S=0.88×380/1.4 =238.86 MPa </p><p>　　由資料[1]齒根危險(xiǎn)截面的彎曲強(qiáng)度校核滿足式(10-4):</p><p>　　σF=KFt YFaYSa /(bm)≤[σF] 式5.12 驗(yàn)算</p><

39、p>　　σF1=KFt1 YFa1YSa1 /(bm)= 100.5MPa<[σF1]</p><p>　　σF2=KFt2 YFa2YSa2 /(bm)=70.3 MPa<[σF2] 強(qiáng)度足夠。</p><p>　　[4].高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸</p><p><b>　　表5.1</b></p>

40、<p>　　[5].齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　小齒輪1的由于直徑很小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。</p><p>　　大齒輪2的結(jié)構(gòu)尺寸和后續(xù)設(shè)計(jì)出的軸孔直徑計(jì)算如表2</p><p><b>　　表5.2</b></p><p>　　結(jié)構(gòu)草圖如圖5.1所示</p><p><b&

41、gt;　　圖5.1</b></p><p>　　5.1.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)</p><p>　　低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算方法及過程同于高速級(jí)（略）。</p><p>　　低速級(jí)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方法同于高速級(jí)（略）</p><p>　　Z3=27 Z4=105</p><p>　　經(jīng)過計(jì)算設(shè)計(jì)，低速級(jí)齒輪傳

42、動(dòng)尺寸見表3</p><p><b>　　表5.3</b></p><p>　　小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸太小,故選用齒輪軸形式。</p><p>　　大齒輪4的結(jié)構(gòu)尺寸和后續(xù)設(shè)計(jì)出的軸孔直徑計(jì)算如表5.4</p><p><b>　　表5.4 </b></p><p><b>

43、;　　圖略 </b></p><p><b>　　6、軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　在兩級(jí)展開式減速器中，三根軸跨距相差不易過大，故一般先進(jìn)行中間軸的設(shè)計(jì)，以確定跨軸。</p><p><b>　　6.1中間軸設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　1.選擇軸的材料&

44、lt;/b></p><p>　　因中間軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪3的材料一致，故材料為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），由資料[1]表15-1查出</p><p>　　σB=700 MPa,σ-1 =500MPa, [σ]=117MPa,σS =70MPa .</p><p><b>　　2.軸的初步估算</b></p><p&

45、gt;　　由資料的表15-3,取Ao=100，因此</p><p>　　d≥Ao (P2/n2)1/3= 100(4.52/149.9)1/3=31.125mm 式6.1</p><p>　　考慮該處軸徑尺寸應(yīng)當(dāng)大于高速級(jí)軸徑處直徑，取d1=dmin=35mm</p><p><b>　　3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</b></p>

46、<p>　　根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結(jié)構(gòu)如圖6.1</p><p><b>　　圖6.1</b></p><p>　　（1）各段軸直徑的確定</p><p>　　由資料[2]表8-23初選滾動(dòng)軸承，代號(hào)為6207 D=72mm,B=17mm 軸徑直徑d1=d4=dmin=35mm</p&

47、gt;<p>　　齒輪2處軸直徑d2=48mm d2'=57mm</p><p>　　齒輪3的直徑： d3=74mm, d3a=80mm, d3f=67mm</p><p>　　參考資料[2]查出軸承的安裝尺寸d4=42mm</p><p>　　(2) 各軸段軸向長(zhǎng)度的確定</p><p>　　按軸上零件的軸向尺寸及零

48、件間相對(duì)位置,參考資料[1],確定出軸向長(zhǎng)度, 如附圖6.1所示.</p><p>　　3.按許用彎曲應(yīng)力校核軸． </p><p>　　(1).軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定</p><p>　　齒輪對(duì)軸的力作用點(diǎn)按簡(jiǎn)化原則應(yīng)在齒輪寬的中點(diǎn),因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置.</p><p>　　軸頸上安裝的620

49、7軸承可知它的負(fù)荷中心在軸承中心處,故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸,見附圖6.2</p><p>　?。?).繪軸的受力圖,見附圖6.2</p><p><b>　　圖6.2</b></p><p>　　.計(jì)算軸上作用力: Ft=2T/d 式6.2</p><p>　　Fr=Fttanα

50、 式6.3</p><p>　　齒輪2: Ft2=2T2/d2=2149.91000/262=1144.3N</p><p>　　Fr2=Ft2 tanα=1144.3tan20=416.5 N</p><p>　　齒輪3: Ft3=2T2/d3=2149.91000/74=4051.4 N</p><p>　　Fr3=Ft3tanα=405

51、1.4tan20=1474.6N</p><p><b>　　式6.4</b></p><p><b>　　計(jì)算支反力</b></p><p>　　繞支點(diǎn)B的力矩和 因此齒輪作用在軸上的合力為 </p><p>　　=(3979×124-

52、1281.1×50)/195=2344.6N 式6.5</p><p>　　FB=F3-FA-F2=3979.48-2344.6-1281.1=353.78N</p><p><b>　　圖6.3</b></p><p>　　C處彎矩：MC＝353.78×50=17689Nmm</p><

53、p>　　D處彎矩：MD=2344.6×64=150054.4Nmm</p><p><b>　　彎矩圖:附圖6.4</b></p><p><b>　　圖6.4</b></p><p><b>　　轉(zhuǎn)距及轉(zhuǎn)距圖6.5</b></p><p><b>　

54、　圖6.5</b></p><p><b>　　=14990Nmm</b></p><p>　　4.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度并校核軸徑:</p><p>　　進(jìn)行校核時(shí), 對(duì)照彎矩圖附圖II,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面D)的強(qiáng)度,根據(jù)所求出的數(shù)據(jù)及第三強(qiáng)度理論,取=0.6</p><p&

55、gt;　　前已選定軸的材料為40Cr,,調(diào)質(zhì)處理,由資料[1]表15-1查得] =70MPa</p><p>　　W=Πd3/32=40167mm3</p><p>　　式6.6 強(qiáng)度足夠</p><p><b>　　6.2高速軸設(shè)計(jì)</b></p><p>　　軸的材料由于該軸為齒輪軸選擇為40

56、Cr（調(diào)質(zhì)）．</p><p><b>　　軸的初步估算</b></p><p>　　由資料表15-3查得=100，因此</p><p>　　d≥Ao (P1/n1)3= 100(4.76/1440)3=14.896mm</p><p>　　考慮與電動(dòng)機(jī)軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用,取d1=22mm<

57、;/p><p><b>　　3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</b></p><p>　　根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步定出中間軸的結(jié)構(gòu)。</p><p><b>　　(1)劃分軸段</b></p><p>　　軸伸出段d1;過密封圈處軸段、軸頸d2;軸承安裝定位軸段d7;齒輪軸段d4.</p&g

58、t;<p>　?。?）各段軸直徑的確定</p><p>　　由于軸身直徑比強(qiáng)度計(jì)算的值要大很多,考慮軸的緊湊性,其他階梯軸段直徑應(yīng)盡可能以較小值增加,</p><p>　　初選滾動(dòng)軸承下，由資料[2]表8-23查得滾動(dòng)軸承代號(hào)為30325型 D=52mm,B=15mm </p><p>　　軸頸直徑d2=35mm</p><p>

59、;　　軸承的安裝尺寸為:直徑d3= 42mm</p><p>　　齒輪段處的直徑: d4=52.5mm d4a=57.5mm d4f=46.25 mm</p><p>　　(3)定各軸段的軸向長(zhǎng)度</p><p>　　兩軸承軸徑間距=A+2+B;A為箱體內(nèi)壁距離,由中間軸設(shè)計(jì)可知A=176mm; 軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁面之距;B為軸承寬 B=17mm;</p>

60、<p>　　=A+2+B=176+17+2×8=209mm</p><p>　　d1軸伸段長(zhǎng)度由聯(lián)軸器軸向長(zhǎng)確定;</p><p>　　d2段長(zhǎng)度由軸承寬、墊圈、端蓋厚確定;</p><p>　　齒輪段軸向長(zhǎng)度決定于齒輪寬度,軸向位置由中間軸2齒輪所需嚙合位置確定.</p><p>　　因此,可得出如圖I軸的主要結(jié)構(gòu)尺

61、寸如圖6.6）</p><p><b>　　圖6.6</b></p><p>　　(4)按許用彎曲應(yīng)力較核過程同同于中間軸（略）；</p><p>　　(5)軸的細(xì)部設(shè)計(jì)方法同于中間軸（略）；</p><p>　?。?）較核方法同于中間軸（略） </p><p><b&g

62、t;　　6.3低速軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　展開式減速器低速軸設(shè)計(jì)的全過程同于高速軸（略）</p><p><b>　　結(jié)構(gòu)尺寸見圖6.7</b></p><p><b>　　圖6.7</b></p><p><b>　　7、軸承的驗(yàn)算</b></

63、p><p>　　7.1中間軸承的校核計(jì)算：</p><p>　　選用的型號(hào)為6207. 由資料[4]查出Cr=13.5KN</p><p>　　作用在軸承徑向載荷: P=2344.6N</p><p><b>　　式6.7</b></p><p><b>　　具有足夠使用壽命。</b&

64、gt;</p><p>　　7.2高速軸的滾動(dòng)軸承校核計(jì)算</p><p>　　計(jì)算選用30325 校核方法與中間軸承相同，參考中間軸承的計(jì)算。</p><p>　　7.3低速軸承的校核計(jì)算</p><p>　　計(jì)算選用6211，經(jīng)校核計(jì)算滿足要求，校核方法與中間軸承相同（略）。</p><p><b>　　

65、鍵的選擇與演算</b></p><p>　　(一).中間軸與齒輪2的鍵連接、選用及計(jì)算.</p><p>　　由前面軸的設(shè)計(jì)已知此處軸經(jīng)為41mm.</p><p>　　由資料[3]選鍵14×9。 45鋼GB/T1096-1979</p><p>　　L=L-b=48-12=36</p><p>

66、　　h’=h/2=9/2=4.5</p><p>　　由資料[3] 表6-2查得[σp]=100MPa</p><p>　　σp=21000/(kld) 式6.8</p><p>　　=2149.91000/(4.53648)=752.4MPa<100MPa鍵強(qiáng)度足夠</p><p>　　（二）.高速軸與低

67、速軸上的鍵選用及校核方法與中間軸相同。經(jīng)校核強(qiáng)度足夠。過程（略）分別選鍵6622GB/T1096-1979</p><p>　　鍵 161068 GB/T1096-1979</p><p>　　鍵 201263 GB/T1096-1979</p><p><b>　　9、潤(rùn)滑</b></p><p>　　軸承采用脂潤(rùn)滑。

68、齒輪等采用N90工業(yè)齒輪油潤(rùn)滑。</p><p>　　10、箱體及其附件的設(shè)計(jì)選擇。</p><p><b>　　a.箱座壁厚：</b></p><p><b>　　b.箱蓋壁厚： </b></p><p>　　c.箱座凸緣厚度：b=30mm </p><p>　　d.箱蓋凸

69、緣厚度：b1=30mm</p><p>　　e.箱座底凸緣厚度：b2=24 </p><p>　　f.地腳螺釘直徑：df=16mm </p><p>　　g.地腳螺釘通孔直徑：</p><p>　　h.地腳螺釘數(shù)目： </p><p><b>　　i.沉頭座直徑：</b></p>

70、<p><b>　　j.底座凸緣尺寸=</b></p><p>　　k.箱體箱蓋連接處凸緣尺寸=20+16=36</p><p>　　l.軸承旁凸臺(tái)處的半徑</p><p>　　m.軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：取d1=12</p><p>　　n.機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑：d2=10mm</p><p

71、>　　o.定位銷直徑：d=8mm</p><p>　　p.大齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離：</p><p>　　q.齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離：</p><p>　　r.箱座肋板的尺寸m=9mm</p><p>　　s.箱蓋肋板的尺寸m=9mm</p><p>　　t.吊耳環(huán)直徑d=12mm </p>

72、<p><b>　　u.釣鉤半徑r=8</b></p><p>　　v.軸承蓋（軸承座的）的外徑根據(jù)前面確定的軸承蓋外徑可得：</p><p>　　輸出軸D3=135mm 中間軸 =100mm 輸入軸D1=74mm</p><p>　　軸承蓋螺釘直徑 ，由計(jì)算選用M6螺釘，6顆</p><p>　　w.

73、確定箱蓋頂部輪廓大齒輪一側(cè) 以=150mm畫弧</p><p>　　小齒輪一側(cè) 以=120mm 畫弧</p><p>　　x.放油孔螺釘12×1.25</p><p>　　y.窺視孔長(zhǎng) L1=150mm L2=105L寬 b1=103mm b2=64mm</p><p>　　視孔蓋 通氣M10×1.25 視

74、孔蓋上的螺釘n=6 直徑 d=6mm</p><p>　　z.壓配式圓形油標(biāo) 視孔d=10．A型壓配式</p><p>　　aa.底座凸緣尺寸： </p><p>　　ab.箱座，箱蓋連接處凸緣尺寸：C1=25mm C2=23mm</p><p>　　C1=20mm C2=16mm</p><p>　　

75、ac.箱體的總體尺寸的確定：</p><p>　　箱體外壁的長(zhǎng)度：620mm</p><p>　　箱體內(nèi)壁的寬度：120mm</p><p>　　箱體外壁的寬度：250mm</p><p>　　p.大齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離： 箱座底部的寬度：250mm</p><p>　　箱座頂部的寬度：250mm 箱蓋的總體長(zhǎng)度：62