機械設計課程設計--- 設計帶式輸送機的傳動裝置

1、<p>　　設計題目: 設計帶式輸送機的傳動裝置</p><p><b>　　傳動簡圖</b></p><p><b>　　圖０－１</b></p><p><b>　　原始數(shù)據(jù):</b></p><p>　　運輸帶工作拉力 F= 2000 N</p>

2、;<p>　　運輸帶工作速度 v= 1.7 m/s</p><p>　　卷簡直徑 D= 320 mm</p><p>　　工作條件: 常溫下連續(xù)單向工作，載荷較平穩(wěn)，壽命8年,每日工作8小時,每年300個工作日。 </p>

3、;<p>　　設計工作量:　 1．減速器裝配圖１張；</p><p>　?。玻慵ぷ鲌D２張；</p><p>　?。常O計說明書１份。</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第一章 設計任務書……………………………………………1</p><p>　

4、　第二章 傳動裝置的總體設計…………………………………4</p><p>　　第一節(jié) 擬定傳動方案</p><p>　　第二節(jié) 電動機的選擇</p><p>　　第三節(jié) 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算</p><p>　　第三章 傳動件的設計計算 …………………………………4</p><p>　　第一節(jié) 傳動

5、帶的設計計算</p><p>　　第二節(jié) 齒輪的設計計算</p><p>　　第四章 軸的設計計算……………………………………………4</p><p><b>　　第一節(jié)　軸徑的初算</b></p><p>　　第二節(jié) I軸的設計計算</p><p>　　第三節(jié) II軸的設計計算</p>

6、;<p>　　第四節(jié) III軸的設計計算</p><p>　　第五章 聯(lián)軸器的選擇……………………………………………16</p><p>　　第六章 減速器附件的選擇………………………………………17</p><p>　　第七章 潤滑與密封………………………………………………18</p><p>　　第八章 設計小結………………

7、…………………………………18</p><p>　　參考資料目錄……………………………………………………18</p><p>　　第一章 機械設計課程設計任務書</p><p><b>　　設計內(nèi)容</b></p><p>　　電動機的選擇與運動參數(shù)計算；</p><p><b>　　斜

8、齒輪傳動設計計算</b></p><p><b>　　軸的設計</b></p><p><b>　　滾動軸承的選擇</b></p><p>　　鍵和連軸器的選擇與校核；</p><p>　　裝配圖、零件圖的繪制</p><p>　　設計計算說明書的編寫</p

9、><p><b>　　設計任務</b></p><p><b>　　減速器總裝配圖一張</b></p><p>　　齒輪、軸零件圖各一張</p><p><b>　　設計說明書一份</b></p><p><b>　　設計進度</b>&

10、lt;/p><p>　　第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算</p><p>　　第二階段：軸與軸系零件的設計</p><p>　　第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制</p><p>　　第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫</p><p>　　第二章 傳動裝置的總體設計</p><

11、;p>　　第一節(jié) 傳動方案的擬定及說明</p><p>　　由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。</p><p>　　本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。</p><p>　　第二節(jié) 電動機的選擇</p>

12、<p>　　電動機類型和結構的選擇</p><p>　　因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。</p><p><b>　　電動機容量的選擇</b></p><p>　　工作機所需功率Pw </p><p>　　Pw＝FV/1000=3.434kw&l

13、t;/p><p>　　2)電動機的輸出功率</p><p><b>　　η＝＝0.868</b></p><p>　　Pd＝Pw/η=3.958</p><p><b>　　電動機轉(zhuǎn)速的選擇</b></p><p>　　nd＝（i1’·i2’…in’）nw</p&

14、gt;<p>　　初選為同步轉(zhuǎn)速為2890r/min的電動機</p><p>　　4．電動機型號的確定</p><p>　　由表19－1查出電動機型號為Y112M-2,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速2980r/min。基本符合題目所需的要求。</p><p>　　第三節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　一、傳動裝

15、置的總傳動比及其分配</p><p><b>　　計算總傳動比</b></p><p>　　由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：</p><p><b>　　i＝nm/nw</b></p><p><b>　　nw＝101.5</b>&l

16、t;/p><p>　　i＝2890/101.5=28.4</p><p><b>　　合理分配各級傳動比</b></p><p>　　因為=2， i＝，=（1.3~1.5）；得=4.46</p><p><b>　　=3.2</b></p><p>　　二、各軸運動和動力參數(shù)&l

17、t;/p><p>　　第三章 傳動件的設計計算</p><p>　　第一節(jié) 傳動帶的設計計算</p><p>　?。謳鲃拥脑O計和計算</p><p>　　1、確定計算功率 Pca</p><p>　　Pca=KAPd=1.1×3.958=4.354kW　　　　式中KA為工作情況系數(shù),查得KA=1.1</p

18、><p><b>　　2、選擇帶型</b></p><p>　　根據(jù)Pca、n1，查圖確定選用SPZ型帶</p><p>　　3、選取帶輪基準直徑dd1、dd2</p><p>　　(1)、查表選取小帶輪基準直徑dd1=71mm，則大帶輪基準直徑dd2=i dd1=2×71=142mm，查表后取dd2=150mm&

19、lt;/p><p>　　(2)、驗算帶的速度</p><p>　　m/s　≤35m/s 帶的速度合適</p><p>　　4、確定窄V帶的基準長度Ld和傳動中心距a</p><p>　　在范圍內(nèi)，初定中心距300mm，所以帶長</p><p>　　查圖選?。眯蛶У幕鶞书L度1000mm，得實際中心距</p>

20、<p><b>　　5、驗算小帶輪包角</b></p><p><b>　　主動輪上的包角合適</b></p><p><b>　　6、確定v帶根數(shù)z</b></p><p>　　因dd1=71mm，帶速n1=2890r/min，傳動比i=2,查表得P0=2.61kW，功率增量0.43kW，

21、包角修正系數(shù)0.96，帶長修正系數(shù)0.90，</p><p><b>　　則由公式得</b></p><p>　　=1.66 </p><p><b>　　故選2根帶。</b></p><p><b>　　7、確定帶的預緊力</b></p>

22、<p>　　查表得q＝0.07kg/m,單根普通Ｖ帶張緊后的預緊力為</p><p>　　8、計算帶輪所受壓力Fp</p><p><b>　　利用公式</b></p><p>　　查表得Ｂ＝28±2mm</p><p>　　第二節(jié) 齒輪的設計計算</p><p>　　一、

23、高速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　　選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)(u=i1=4.46)</p><p>　　選用斜齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS.</p><p>　　精度等級選用7級精度；</p&g

24、t;<p>　　試選小齒輪齒數(shù)z1＝23，大齒輪齒數(shù)z2＝uz1=103.5，取z2＝104。</p><p>　　選取螺旋角。初選螺旋角β＝16°按齒面接觸強度設計</p><p><b>　　d1≥</b></p><p>　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p><b>　　選系

25、數(shù)Kt＝1.6</b></p><p>　　由圖選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.42</p><p>　　由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1</p><p>　　由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.85，則εα＝εα1＋εα2＝1.6</p><p>　　由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa1/2</p&

26、gt;<p>　　由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；</p><p>　　由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　N1＝60n1jLh＝60×1445×1×（8×300×8）＝1.66×109</p&

27、gt;<p>　　N2＝N1/u＝3.73×109</p><p>　　由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得</p><p>　　[σH]1＝＝0.9×60

28、0MPa＝540MPa</p><p>　　[σH]2＝＝0.95×550MPa＝522.5MPa</p><p>　　[σH]＝([σH]1＋[σH]2)/2＝531.25MPa</p><p>　　（10）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩：T=24.86N.m</p><p><b>　　計算</b></p>

29、<p>　　試算小齒輪分度圓直徑d1</p><p><b>　　d1t≥</b></p><p><b>　　==36.1mm</b></p><p><b>　　(2)計算圓周速度</b></p><p>　　V=π*d1t*n1/60*1000=2.7m/s&

30、lt;/p><p>　　(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt</p><p>　　mnt =1.5mm</p><p>　　b=φd d1t = d1t=36.1mm</p><p>　　(4)計算縱向重合度</p><p>　　ξβ=0.318Z1tanβφd=1.9</p><p>　　(5)計算載荷系

31、數(shù)K.</p><p><b>　　v =2.7m/s</b></p><p><b>　　=1.4163</b></p><p><b>　　=1.35</b></p><p><b>　　==1.2</b></p><p>&l

32、t;b>　　K=Kv=1.87</b></p><p>　　(6)按實際載荷校正分度加圓直徑.</p><p>　　d1= d1t=38</p><p><b>　　計算模數(shù)</b></p><p>　　mn =mm=1.6</p><p><b>　　按齒根彎曲強度設

33、計</b></p><p><b>　　由式(10—17)</b></p><p><b>　　mn≥</b></p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p>　?。?）載荷系數(shù)K=Kv=2.306</p><p>　?。?

34、）根據(jù)縱向重合度εB=2.644，從圖查得螺旋角影響系數(shù)Yβ＝0.87</p><p>　?。?）計算當量齒數(shù)；</p><p>　　zv1=z1/ cosβ=23/cos16=26 zv2=z2/ cosβ=104/ cos16=117</p><p>　?。?）由圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：σFE1=500 MPa</p>&

35、lt;p>　　由圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：σFE2=500MPa</p><p>　　（5）由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.8, KFN2=0.82</p><p>　?。?）計算彎曲疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1.4</p><p>　　[σF]1==285.7 MPa ， [σF]2==292.8

36、6MPa </p><p>　?。?）查取齒型系數(shù)：由表10－5查得YFa1=2.6；YFa2=2.17</p><p>　?。?）查取應力校正系數(shù)：由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.8</p><p>　　（9）計算大、小齒輪的并加以比較</p><p>　　=0.0145 ， ==0.013<

37、/p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p>　　mn≥=1.085取mn=1.5</p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了

38、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=34.5mm來計算應有的齒數(shù)。于是可得，</p><p>　　z1=24。則z2=iz1=107</p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　a=102.2mm ,

39、a圓整后取102mm</p><p>　　按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　β=arcos=15.7</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　d1=5373mm , d2=166.7mm</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p>

40、<p>　　b=φdd1=37mm , 取b=60mm</p><p>　　B2=50mm ,B1=60mm</p><p>　　二、低速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　　1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)(u=i2=3.49)</p><p>　　選用斜齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　

41、材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS.</p><p>　　精度等級選用7級精度；</p><p>　　試選小齒輪齒數(shù)z3＝29，大齒輪齒數(shù)z4＝i z3=93。</p><p>　　選取螺旋角。初選螺旋角β＝16°</p><p>　　2按齒面接觸強度設

42、計</p><p><b>　　d1≥</b></p><p>　　1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　已知載荷系數(shù)Kt＝1.6</p><p>　　由圖選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.42</p><p>　　由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1</p><p>　　由圖1

43、0－26查得εa1＝0.78，εa2＝0.82，則εa＝εa1＋εa2＝1.6</p><p>　　由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa1/2</p><p>　　由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；</p><p>　　由式10－13計算應力循環(huán)次

44、數(shù)</p><p>　　N1＝60n1jLh＝60×324×1×（8×300×8）＝3.73×109</p><p>　　N2＝N1/u＝1.14×109</p><p>　　由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.9；KHN2＝0.95</p><p>　　計算接

45、觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得</p><p>　　[σH]1＝＝0.9×600MPa＝540MPa</p><p>　　[σH]2＝＝0.95×550MPa＝522.5MPa</p><p>　　[σH]＝([σH]1＋[σH]2)/2＝531.25MPa<

46、;/p><p>　　（10）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩：T=106.46N.m</p><p><b>　　2) 計算</b></p><p>　　(1)試算小齒輪分度圓直徑d3</p><p><b>　　d1t≥</b></p><p><b>　　==59.34mm<

47、/b></p><p><b>　　(2)計算圓周速度</b></p><p>　　V=π*d1t*n1/60*1000=1.006m/s</p><p>　　(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt</p><p>　　mnt =mm=1.97mm</p><p>　　b=φd d1t = d1t=5

48、9.34mm</p><p>　　(4)計算縱向重合度</p><p>　　ξβ=0.318Z1tanβφd=2.644</p><p>　　(5)計算載荷系數(shù)K.</p><p>　　v=1.006,Kv=1.09</p><p><b>　　=1.4216</b></p><

49、;p><b>　　=1.31</b></p><p><b>　　==1.08</b></p><p><b>　　K=Kv=1.84</b></p><p>　　(6)按實際載荷校正分度加圓直徑.</p><p>　　d1= d1t=62.2mm</p>

50、<p><b>　　計算模數(shù)</b></p><p>　　mn =mm=2.06</p><p><b>　　按齒根彎曲強度設計</b></p><p><b>　　由式(10—17)</b></p><p><b>　　mn≥</b></

51、p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p>　?。?）載荷系數(shù)K=Kv=1.73</p><p>　?。?）根據(jù)縱向重合度εB=2.644，從圖查得螺旋角影響系數(shù)Yβ＝0.87</p><p>　?。?）計算當量齒數(shù)；</p><p>　　zv1=z1/ cosβ=29/cos16=

52、32.7 zv2=z2/ cosβ=93/ cos16=104.8</p><p>　?。?）由圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：σFE1=380 MPa</p><p>　　由圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：σFE2=320MPa</p><p>　　（5）由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.8, KFN2=0.82

53、</p><p>　　（6）計算彎曲疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1.4</p><p>　　[σF]1==292.86 MPa ， [σF]2==300MPa </p><p>　?。?）查取齒型系數(shù)：由表10－5查得YFa1=2.52；YFa2=2.18</p><p>　?。?）查取應力校正系數(shù)：由表

54、10－5查得Ysa1=1.64；Ysa2=1.79</p><p>　?。?）計算大、小齒輪的并加以比較</p><p>　　==0.014 ， ==0.013</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　2).設計計算</b></p><

55、;p>　　mn≥=1.695mm,取mn=2mm</p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm，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=62.4mm來計算應有的齒數(shù)。于是可得，</p><p>　　z3=29.89，取z3=30。則z4=iz3=96</p&

56、gt;<p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　1)計算中心距</b></p><p><b>　　a=131mm</b></p><p>　　2)按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　β=arcos=15.98</

57、p><p>　　3)計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　d1=60.4mm , d2=215.8mm</p><p><b>　　4)計算齒輪寬度</b></p><p>　　b=φdd3=62.4mm , 取b=80mm</p><p>　　B4=70mm ,B3=80mm</p&

58、gt;<p><b>　　5)結構設計</b></p><p>　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。</p><p>　　箱體結構尺寸的選擇計算</p><p>　　箱座劈厚δ：δ=0.025a+3=（0.025×131+3）mm=6.2

59、75mm，取δ=10mm，其中a取低速級的中心距，下同。</p><p>　　箱蓋壁厚δ：δ=0.85δ=0.85×10mm=8.5mm，取δ=10mm</p><p>　　箱座凸緣厚度b：b=1.5δ=1.5×10mm=15mm</p><p>　　箱蓋凸緣厚度b：b=1.5δ=1.5×10mm=15mm</p><

60、;p>　　箱座底凸緣厚度b：b=2.5δ=2.5×10mm=25mm</p><p>　　地腳螺栓直徑d：d=0.036a+12=（0.036×131+12）mm=16.716mm，取d=20mm</p><p>　　直腳螺栓數(shù)目n：n=4</p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d：d=0.75 d=0.75×20mm=15mm，

61、取d=16mm</p><p>　　箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d：d=0.55 d=0.55×20mm=11mm，取d=12mm</p><p>　　聯(lián)接螺栓d的間距l(xiāng)：取l=180mm</p><p>　　軸承端蓋螺釘直徑d：d=0.45 d=0.45×20mm=9mm,取d=10mm</p><p>　　視孔蓋螺釘直徑d：

62、d=0.35 d=0.35×20mm=7mm，取d=8mm</p><p>　　定位銷直徑d：d=0.75 d=0.75×12mm=9mm，取d=10mm</p><p>　　外箱壁至軸承座端面距離l：l= C+C+8=（10+16+14+8）mm=48mm</p><p>　　大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離△：取△=10mm</p>&l

63、t;p>　　齒輪端面與內(nèi)機壁距離：△：取△=10mm</p><p>　　箱座肋厚m：m=0.85δ=0.85×10mm=8.5mm，取m=10mm</p><p>　　第四章 軸的設計計算</p><p><b>　　第一節(jié)　軸徑的初算</b></p><p><b>　　由公式d≥</

64、b></p><p><b>　　軸徑初算</b></p><p>　?。?）高速軸I：材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，初步計算軸的最小直徑，取Ao=112</p><p>　　d≥＝=17.62mm</p><p>　　由于軸端開有一個鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取安裝大帶輪處的最小軸徑dmin=20m

65、m。</p><p>　?。?）中間軸II：材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，初步計算軸的最小直徑，取Ao=112</p><p>　　d≥＝=29.5mm</p><p>　　由于軸上開有兩個鍵槽, 需增大軸徑10%~15%.</p><p>　　取安裝軸承處軸徑dmin=35mm。</p><p>　?。?）低速軸III：材

66、料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，初步計算軸的最</p><p>　　小直徑，取Ao=112</p><p>　　d≥＝=44.1479mm </p><p>　　由于軸上開有兩個鍵槽, 需增大軸徑10%~15%.</p><p>　　取安裝聯(lián)軸器處軸徑dmin=55mm。</p><p>　　第二節(jié)　I軸：(T1=24

67、.68N.m )</p><p>　　一、滾動軸承選用及壽命校核計算</p><p>　　根據(jù)工作條件在軸的兩端正裝兩角接觸球軸承，初選兩個型號均為7306AC(d=30mm,Cr=25200N).且Ft1==2477N，F(xiàn)r1=Ft1×tan20°/cos14.3°=931.0169N，F(xiàn)a1=Ft1×tan14.3°=638.4099N

68、</p><p>　　徑向載荷Fr1和Fr2</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面跟水平面兩系，由受力分析可知，</p><p>　　Fr1v=(Fr1×62－Fa2×d2/2- Fp×310) / (69+162)</p><p><b>　　=－1194N</b>&l

69、t;/p><p>　　Fr2v＝Fr－Fr1v－Fp＝811Ｎ</p><p>　　Fr1Ｈ＝Ft1×69/(69+162)＝380Ｎ</p><p>　　Fr2Ｈ＝Ft1－Fr1Ｈ＝962N</p><p>　　軸向載荷Fa1和Fa2</p><p>　　Fd1=0.68 Fr1=852N ，

70、Fd2=0.68 Fr2=855N</p><p>　　因為Fd2< Fd1+ Fa1 　，　所以“1”被放松，“2”被壓緊</p><p>　　因此Fa1＝Fd1＝852N ， Fa2＝Fa1+ Fd1＝342+852＝1194Ｎ</p><p><b>　　由于， </b></p><p><b>　

71、　所以，；，</b></p><p>　　3、軸承當量動載荷P1和P2(取fp=1.5）</p><p>　　P1＝fp(X1 Fr1+Y1 Fa1)＝1.5×1253＝1879.5N</p><p>　　P2＝fp(X2 Fr2+Y2Fa2)＝1.5×(0.41×1258+0.87×1194)=2332N<

72、/p><p>　　因為P2 >P1，所以按軸承２受力的大小驗算。</p><p><b>　　所以軸承符合。</b></p><p>　　二、軸的強度校核計算</p><p>　　三、鍵聯(lián)接強度校核計算（許用擠壓應力[σP]=110Mpa）</p><p>　　6×6×25

73、 σP=72.15≤[σP]</p><p><b>　　滿足強度要求</b></p><p>　　第三節(jié)　II軸：(T2=133.7 N.m )</p><p>　　一、滾動軸承選用及壽命校核計算</p><p>　　根據(jù)工作條件在軸的兩端正裝兩角接觸球軸承，初選兩個型號均為7306AC(d=30mm,Cr=25200

74、N).且Ft2=Ft1=1342N，F(xiàn)r2=Ft2×tan20°/cos14.3°=504N，F(xiàn)a2=Ft2×tan14.3°=342N；Ft3=Ft4=3203N，F(xiàn)r3=Ft3×tan20°/cos14.8°=1206N，F(xiàn)a3=Ft3×tan14.8°=846N ；d2=206.4mm ；d3=80.1mm ；n2=322.67

75、 r/min；n3=322.67 r/min</p><p>　　徑向載荷Fr1和Fr2</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面跟水平面兩個平面力</p><p>　　系，由受力分析可知，</p><p>　　Fr1v=(Fr3×143－Fa3×d3/2－Fa2×d2/2－Fr2×62

76、) / (62+76)</p><p><b>　　=334N</b></p><p>　　Fr2v＝Fr3－Fr2—Fr1v＝385Ｎ</p><p>　　Fr1Ｈ＝—（Ft2×62+ Ft3×143）/ 219)＝—2471Ｎ</p><p>　　Fr2Ｈ＝—（Ft2+ Ft3+Fr1Ｈ）＝—20

77、74N</p><p>　　軸向載荷Fa1和Fa2</p><p>　　Fd1=0.68 Fr1=1695N ， Fd2=0.68 Fr2=1434N</p><p>　　因為Fd2< Fd1+(Fa3— Fa2)　，　所以“1”被放松，“2”被壓緊</p><p>　　因此Fa1＝Fd1＝1695N ， Fa2＝Fd1

78、+( Fa3— Fa2)＝2199N</p><p><b>　　由于， </b></p><p><b>　　所以，；，</b></p><p>　　3、軸承當量動載荷P1和P2(取fp=1.5）</p><p>　　P1＝fp(X1 Fr1+Y1 Fa1)＝1.5×2493＝3740N

79、</p><p>　　P2＝fp(X2 Fr2+Y2Fa2)＝1.5×(0.41×2109+0.87×2199)=4167N</p><p>　　因為P2 >P1，所以按軸承２受力的大小驗算。</p><p><b>　　所以軸承符合。</b></p><p>　　二、軸的強度校核計算

80、</p><p>　　三、鍵聯(lián)接強度校核計算（許用擠壓應力[σP]=110Mpa）</p><p>　　10×8×45 σP=61.9≤[σP]</p><p><b>　　滿足強度要求</b></p><p>　　第四節(jié)　III軸：(T3=374.8N.m )</p><p&g

81、t;　　一、滾動軸承選用及壽命校核計算</p><p>　　根據(jù)工作條件在軸的兩端裝兩深溝球軸承，初選兩個型號均為6010(d=50mm,Co=12800N，Cr=16800N).且Ft4=Ft3=3203N，F(xiàn)r4=Ft4×tan20°/cos14.8°=1206N，F(xiàn)a4=Ft3×tan14.8°=846N ； d4=234mm ；n4=108.28 r/

82、min</p><p>　　1、載荷Fr1和Fr2</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面跟水平面兩個平面力</p><p>　　系，由受力分析可知，</p><p>　　Fr1v=(Fr4×137+Fa4×d4/2) / (137+70)</p><p><b>　　=

83、 —1276N</b></p><p>　　Fr2v＝－Fr4—Fr1v＝—2Ｎ</p><p>　　Fr1Ｈ＝—（Ft4×137）/ 207＝2120Ｎ</p><p>　　Fr2Ｈ＝Ft4—Fr1Ｈ＝1083N</p><p>　　2、軸向載荷Fa＝Fa4＝846N</p><p>　　=09

84、7 ，用插值法求得e=0.28 </p><p>　　， 取較小值>e</p><p>　　查表13-5得 X=0.56，Y=1.55</p><p>　　3、軸承當量動載荷P (取fp=1.5）</p><p>　　P＝fp(X Fr1+Y Fa)＝1.5×（0.56×2474+1.55×846）=4

85、045N</p><p><b>　　所以軸承符合。</b></p><p>　　二、軸的強度校核計算</p><p>　　三、鍵聯(lián)接強度校核計算（許用擠壓應力[σP]=110Mpa）</p><p>　　16×10×70 σP=53≤[σP]</p><p>　　12

86、15;8×100 σP=51≤[σP]</p><p><b>　　滿足強度要求</b></p><p>　　第五章 聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　對中、小型減速器，輸入軸、輸出軸均可以采用彈性聯(lián)軸器，它加工制造容易，裝卸方便，成本低，能緩沖減振；結合工作情況，選擇彈性聯(lián)軸器—HL3，其主要參數(shù)如下：材料HT200，公稱轉(zhuǎn)矩，軸

87、孔直徑，軸孔長，。</p><p>　　第六章　減速器附件的選擇</p><p>　　一、通氣器：由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M.16</p><p>　　二、油指：選用游標尺M16</p><p>　　三、放油孔和螺塞：選用外六角油塞及墊片M16X1.5</p><p>　　四、起吊裝置：采用箱蓋吊耳、

88、箱座吊鉤</p><p><b>　　五、定位銷</b></p><p><b>　　六、啟蓋螺釘</b></p><p><b>　　第七章　潤滑與密封</b></p><p>　　一、傳動件的潤滑：采用油潤滑的，其潤滑方式為浸油潤滑。對高速軸可以采用噴油潤滑。</p&

89、gt;<p>　　二、滾動軸承的潤滑：</p><p>　　由于，Ⅰ軸：　　　dn1=30×1297.8=38900mm.r/min<200000mm.r/min</p><p>　　Ⅱ軸：　　　dn2＝30×322.67=9880mm.r/min<200000mm.r/min</p><p>　?、筝S： dn

90、3＝50×108.28=5410mm.r/min<200000mm.r/min</p><p>　　所以三對軸承都選用脂潤滑</p><p><b>　　參考資料目錄</b></p><p>　　[1]《機械設計課程設計》，機械工業(yè)出版社，陸玉，何在洲，佟延偉主編，2005年1月第三版；</p><p>