機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計---鏈板輸送機(jī)

1、<p>　　機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計</p><p><b>　　設(shè)計說明書</b></p><p><b>　　課題名稱</b></p><p>　　系 別 </p><p>　　專 業(yè)

2、 　　 </p><p>　　班 級 </p><p>　　姓 名 </p><p>　　學(xué) 號 </p>

3、<p>　　指導(dǎo)老師 </p><p>　　完成日期 </p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　一 設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………… 3<

4、/p><p>　　二 傳動方案的擬定………………………………………………… 4</p><p>　　三 電機(jī)的選擇……………………………………………………… 4</p><p>　　四 運(yùn)動和動力參數(shù)的計算………………………………………… 5</p><p>　　五 傳動件的設(shè)計計算……………………………………………… 6</p>

5、<p>　　六 軸的設(shè)計………………………………………………………… 12</p><p>　　七 滾動軸承的選擇與壽命計算…………………………………… 20</p><p>　　八 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………… 24</p><p>　　九 鍵聯(lián)接的選擇和驗算…………………………………………… 25</p><

6、p>　　十 箱體的設(shè)計……………………………………………………… 26</p><p>　　十一 減速器附件的設(shè)計…………………………………………… 26</p><p>　　十二 潤滑和密封…………………………………………………… 27</p><p>　　參考文獻(xiàn)………………………………………………………………28</p><p>

7、<b>　　一、設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　礦用鏈板輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計</p><p><b>　　1、設(shè)計條件：</b></p><p>　?。?）機(jī)器用途：煤礦井下運(yùn)煤；</p><p>　?。?）工作情況：單向運(yùn)輸，中等沖擊；</p><p>　　（3）運(yùn)動

8、要求：輸送機(jī)運(yùn)動誤差不超過7%；</p><p>　?。?）工作能力：儲備余量15%；</p><p>　?。?）使用壽命：十年，每年300天，每天8小時；</p><p>　?。?）檢修周期：半年小修，一年大修；</p><p>　　（7）生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；</p><p>　?。?）制造廠型：中小型機(jī)械廠；&l

9、t;/p><p>　　2、輸送機(jī)簡圖：如圖1</p><p><b>　　3、原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　運(yùn)輸機(jī)鏈條速度：0.5m/s；</p><p>　　運(yùn)輸機(jī)鏈條拉力：16KN；</p><p><b>　　主動星輪齒數(shù)：9；</b></p>&l

10、t;p>　　主動星輪節(jié)距：50mm；</p><p><b>　　4、設(shè)計任務(wù)：</b></p><p>　?。?）設(shè)計內(nèi)容：①電動機(jī)選型②傳動件設(shè)計③減速器設(shè)計④聯(lián)軸器選型設(shè)計；</p><p>　?。?）設(shè)計工作量：①裝配圖1張②零件圖2張；</p><p><b>　　二、傳動方案的擬定</b

11、></p><p>　　根據(jù)傳動裝置各部分的相對位置（如圖1），綜合考慮工作機(jī)的性能要求、工作條件和可靠性，以使結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低、傳動效率滿足要求等，選擇二級圓錐-圓柱齒輪減速器，機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖如圖2：</p><p><b>　　三、電機(jī)的選擇</b></p><p>　　1、計算運(yùn)輸機(jī)主軸的轉(zhuǎn)速和功率</p&g

12、t;<p>　?。?）轉(zhuǎn)速 由原始數(shù)據(jù)可得主動星輪的直徑d===143.3㎜,</p><p>　　則===66.672r/min</p><p><b>　　（2）功率</b></p><p>　　pw=Fv=12×0.5=6kw</p><p><b>　　2、電動機(jī)的功率</

13、b></p><p>　　（1）傳動裝置的總效率η</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]表1-2查得：</p><p>　　滾筒效率η1=0.96；</p><p>　　彈性聯(lián)軸器效率η2=0.99；</p><p>　　滾動軸承效率η3=0.98；</p><p>　　圓柱齒輪傳動效率η

14、4=0.97；</p><p>　　圓錐齒輪傳動效率η5=0.95；</p><p>　　總效率η=η12η22η33η4η5=0.962×0.992×0.983×0.97×0.95=0.7834</p><p>　?。?）所需電動機(jī)的功率</p><p>　　Pr=Pw/η=6/0.7834=7．65

15、9kw</p><p>　　3、選擇電動機(jī)的型號</p><p>　　根據(jù)工作條件：煤礦下運(yùn)輸，應(yīng)選擇防爆電機(jī)。查參考文獻(xiàn)[2]表7-2-2選擇電動機(jī)的型號為Y160L-6，額定功率11kw，滿載轉(zhuǎn)速970r/min,電動機(jī)軸伸直徑48mm。</p><p>　　四、運(yùn)動和動力參數(shù)的計算</p><p><b>　　1、分配傳動比&

16、lt;/b></p><p>　?。?）總傳動比：i=970/66.672=14.549</p><p><b>　?。?）各級傳動比：</b></p><p>　　直齒圓錐齒輪（高速級）傳動比i12=0.25i=3.637</p><p>　　斜齒圓柱齒輪（低速級）傳動比i23=4</p><

17、p>　　【】（3）實際總傳動比</p><p>　　i實=i12·i23=3.637×4=14.548</p><p>　　因為Δi=i實－i=0.001<0.05,故傳動比滿足要求。</p><p>　　2、運(yùn)動和動力參數(shù)計算（各軸標(biāo)號見圖2）</p><p>　?。?）軸0（電動機(jī)軸）</p>

18、<p>　　P0=Pr=7．659kw</p><p>　　n0=970r/min</p><p>　　T0=9550×7．659/970=9550×10.21/940=75．406N·m</p><p>　　（2）軸1（高速軸）</p><p>　　P1=P0·η1·η2=7.6

19、59×0．96×0．99=7．279kw</p><p>　　n1=n0=970r/min</p><p>　　T1=9550P1/n1=9550×7．279/970=71．664N·m</p><p>　?。?）軸2（中間軸）</p><p>　　P2=P1·η3·η5=7．279

20、×0.98×0.95=6．777kw</p><p>　　n2=n1/i12=970÷3.637=266.703r/min</p><p>　　T2=9550P2/n2=9550×6．777/266.667=323.5297N·m</p><p>　?。?）軸3（低速軸）</p><p>　　

21、P3=P2·η3·η4=9.034×0.98×0.97=8.588kw</p><p>　　n3=n2/i23=266.667÷4=66.67r/min</p><p>　　T3=9550P3/n3=9550×8.588/66.67=1230.169N·m</p><p>　?。?）軸4（運(yùn)輸機(jī)主

22、軸）</p><p>　　P4=P3·η1·η2·η3=8kw</p><p>　　n4=n3=66.67r/min</p><p>　　T4=9550P4/n4=9550×8/66.67=1145.943N·m</p><p>　　五、傳動件的設(shè)計計算</p><p>

23、;　　1、閉式直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算</p><p>　　（1）選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[3]表16.2-60，表16.2-64及圖16.2-17,圖16.2-26,</p><p>　　小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217～255</p><p>　　σHlim1=580MPa, σFlim1

24、=220MPa</p><p>　　大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162～217</p><p>　　σHlim2=560MPa, σFlim2=210MPa</p><p>　　查參考文獻(xiàn)[3]表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,則</p><p>　　[σH]1=σHlim1/SH=464MPa</p>

25、<p>　　[σF]1=σFlim1/SF=137.5MPa</p><p>　　[σH]2=σHlim2/SH=448MPa</p><p>　　[σF]2=σFlim2/SF=131.25MPa</p><p>　?。?）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計小齒輪的大端模數(shù)</p><p>　　取齒數(shù)Z1=16，則Z2=Z1·i12

26、=16×3.525=56.4,取Z2=57</p><p>　　實際齒數(shù)比μ=Z2/Z1=3.5625</p><p>　　分錐角δ1= arctan=arctan=15.6795°</p><p>　　δ2= arctan=arctan=74.3205°</p><p>　　取載荷系數(shù)K=1.5</p&g

27、t;<p>　　由參考文獻(xiàn)[3]表16.4-26</p><p>　　de1＇=1951=1951×=112.711㎜</p><p>　　大端模數(shù)m=de1＇/Z1=7.04</p><p>　　查參考文獻(xiàn)[3]表16.4-3，取m=8</p><p><b>　?。?）齒輪參數(shù)計算</b>&l

28、t;/p><p>　　大端分度圓直徑d=zm=128㎜</p><p>　　d=zm=57×8=456㎜</p><p>　　齒頂圓直徑=128+2×8×cos15.6795°=143.405㎜</p><p>　　456+2×8×cos74.3205°=460.324㎜<

29、;/p><p>　　齒根圓直徑=128-2.4×16cos15.6795°=91.029㎜</p><p>　　=456-2.4×16cos74.3205°=445.622㎜</p><p><b>　　取齒寬系數(shù)</b></p><p>　　外錐距128/2sin15.6795

30、76;=236.866㎜</p><p>　　齒寬71.06㎜,取b=71㎜</p><p><b>　　中點(diǎn)模數(shù)6.8㎜</b></p><p>　　中點(diǎn)分度圓直徑108.8㎜</p><p><b>　　387.6㎜</b></p><p>　　當(dāng)量齒數(shù)16.618,21

31、0.911</p><p>　　當(dāng)量齒輪分度圓直徑113㎜</p><p><b>　　1434.129㎜</b></p><p>　　當(dāng)量齒輪頂圓直徑126.6㎜</p><p><b>　　1447.729㎜</b></p><p>　　當(dāng)量齒輪根圓直徑106.185㎜&

32、lt;/p><p><b>　　1347.64㎜</b></p><p>　　當(dāng)量齒輪傳動中心距773.5645㎜</p><p>　　當(dāng)量齒輪基圓齒距20.064㎜</p><p>　　嚙合線長度=34.368㎜</p><p>　　端面重合度1.713</p><p>　　

33、齒中部接觸線長度=59.104㎜</p><p>　?。?）驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[4]式5-49得：</p><p>　　取，，代入各值可得：</p><p><b>　　小齒輪</b></p><p>　　=273.213MPa<=464MPa</p&

34、gt;<p><b>　　大齒輪</b></p><p>　　=138.927MPa<=448MPa</p><p>　　故齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　?。?）校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[4]式5-47得：</p><p>　　

35、式中查參考文獻(xiàn)[3]圖16.4-25得：，</p><p>　　再由參考文獻(xiàn)[3]式16.4-12</p><p>　　=0.25+0.75/1.173=0.688</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　=20.025MPa<=137.5MPa</p><p>　　即

36、齒輪的彎曲強(qiáng)度也滿足要求。</p><p>　　2、閉式斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算</p><p>　?。?）選擇材料，確定齒輪的疲勞極限應(yīng)力</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[3]表16.2-60、表16.2-64及圖16.2-17、圖16.2-26選擇齒輪材料為：</p><p>　　小齒輪：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217～255<

37、/p><p>　　=580MPa =220MPa</p><p>　　大齒輪：45號鋼，正火處理，HB=162～217</p><p>　　=560MPa =210MPa</p><p>　?。?）按接觸強(qiáng)度，初步確定中心距，并初選主要參數(shù)</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[3]表16.2

38、-33</p><p>　　式中：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=323.5297N·m</p><p>　　載荷系數(shù)取K=1.5</p><p><b>　　齒寬系數(shù)取=0.3</b></p><p><b>　　齒數(shù)比暫取=4</b></p><p><b>　　許

39、用接觸應(yīng)力：</b></p><p>　　按參考文獻(xiàn)[3]表16.2-46，取最小安全系數(shù)=1.25，按大齒輪計算：</p><p><b>　　=448MPa</b></p><p>　　將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得：</p><p><b>　　=300.607㎜</b><

40、/p><p><b>　　圓整為標(biāo)準(zhǔn)中心距㎜</b></p><p>　　按經(jīng)驗公式，=(0.007～0.002)×300=2.1～6㎜</p><p><b>　　取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=4㎜</b></p><p>　　初取β=12°,cos12°=0.978 </p>

41、;<p>　　取=29，==4×29=116</p><p>　　精求螺旋角β：, 所以β=14°48′</p><p><b>　　=4.1378㎜</b></p><p>　　=4.1378×29=119.996㎜</p><p>　　齒寬=0.3×300=90㎜

42、</p><p>　?。?）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>　　按參考文獻(xiàn)[4]式5-39 </p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　分度圓上的圓周力=5392.341N</p><p>　　查參考文獻(xiàn)[3]表16.2-43,</p><

43、;p>　　節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)按β14°48′，x=0查參考文獻(xiàn)[3]圖16.2-15, =2.41</p><p>　　重合度系數(shù)取=0.88</p><p><b>　　螺旋角系數(shù)</b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　=312.663MPa<

44、=448MPa</p><p>　　故接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　?。?）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　按參考文獻(xiàn)[4]式5-37 </p><p>　　式中：=323.5297N·m</p><p>　　復(fù)合齒形系數(shù)：首先計算當(dāng)量齒數(shù)</p><p>

45、<b>　　=128.4</b></p><p>　　由此查參考文獻(xiàn)[3]圖16.2-23得=4.12, =3.94</p><p>　　重合度與螺旋角系數(shù)：首先按參考文獻(xiàn)[4]式5-12計算端面重合度</p><p>　　=[1.88-3.2(1/29+1/116)]×0.9667=1.684</p><p>

46、;　　據(jù)此查參考文獻(xiàn)[3]圖16.2-25得 =0.62</p><p>　　代入數(shù)據(jù)：=59.369MPa</p><p>　　計算許用彎曲應(yīng)力: 查參考文獻(xiàn)[3]表16.2-46取=1.6</p><p>　　按大齒輪計算則=131.25MPa</p><p>　　可見，故彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。</p><p>&

47、lt;b>　?。?）主要幾何尺寸</b></p><p>　　=4㎜ =4.1378㎜ =29 =116 β=14°48′</p><p>　　29×4.1378=119.996㎜</p><p>　　=116×4.1378=479.985㎜</p><p>　　=119.

48、986+2×4=127.996㎜</p><p>　　=479.985+2×4=487.985㎜</p><p>　　=0.5×(119.996+479.985)=300㎜</p><p><b>　　=90㎜</b></p><p>　　取=95㎜，=90㎜</p><

49、p><b>　　六、軸的設(shè)計</b></p><p>　　1、減速器高速軸1的設(shè)計</p><p><b>　?。?）選擇材料</b></p><p>　　由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻(xiàn)[4]表12-1得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：</p><p>　

50、　MPa MPa MPa</p><p><b>　?。?）初步估算軸徑</b></p><p>　　由于材料為45鋼，查參考文獻(xiàn)[3]表19.3-2選取A=115，則得：</p><p><b>　　=25.04㎜</b></p><p>　　考慮裝聯(lián)軸器加鍵需將其軸徑增加4%～5

51、%，故取軸的最小直徑為30㎜</p><p><b>　?。?）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　如圖3所示，主要尺寸已標(biāo)出.</p><p>　?。?）軸上受力分析（如圖4a所示）</p><p><b>　?、冽X輪上的作用力</b></p><p><b&g

52、t;　　圓周力：</b></p><p>　　=1812.298N</p><p>　　徑向力：=635.078</p><p>　　軸向力：=178.098</p><p><b>　?、谇筝S承的支反力</b></p><p><b>　　水平面上支反力：</b>

53、;</p><p><b>　　垂直面上支反力：</b></p><p><b>　　=487.649N</b></p><p>　　=1065.057N</p><p>　?。?）畫彎矩圖（如圖4b、c）</p><p><b>　　剖面B處彎矩：</b&g

54、t;</p><p>　　水平面上彎矩=233.8N·m</p><p><b>　　垂直面上彎矩</b></p><p><b>　　=72.2N·m</b></p><p>　　合成彎矩=244.694</p><p>　　剖面C處彎矩：=9.7N&#

55、183;m</p><p>　　（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖4d）</p><p><b>　　98.6N·m</b></p><p><b>　?。?）計算當(dāng)量彎矩</b></p><p>　　因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，，則=0.602</p><p><b&g

56、t;　　剖面B處當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　=251.3N·m</b></p><p><b>　　剖面C處當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　=60.1N·m</b></p><p>　?。?）判斷危險剖面并驗算強(qiáng)度

57、</p><p>　?、倨拭鍮處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面B為危險剖面</p><p>　　=MPa=39.3MPa<59MPa</p><p>　?、谄拭鍯處直徑最小，為危險剖面</p><p>　　MPa=22.3MPa<MPa</p><p>　　所以該軸強(qiáng)度滿足要求。</p

58、><p>　　2、減速器中間軸2的設(shè)計</p><p>　?。?）選擇材料（同軸1）</p><p><b>　?。?）初步估算軸徑</b></p><p><b>　　=37.2㎜</b></p><p>　　考慮安裝齒輪加鍵，需將其軸徑增加4%～5%，故取軸的最小直徑為40㎜

59、</p><p><b>　?。?）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　如圖5所示，主要尺寸已標(biāo)出。</p><p>　?。?）軸上受力分析（如圖6a）</p><p><b>　?、冽X輪2上的作用力</b></p><p>　　齒輪2的受力與齒輪1大小相等，方向如圖6

60、a所示:</p><p>　　圓周力：=1812.298N</p><p>　　徑向力：635.078N</p><p>　　軸向力：178.098N</p><p><b>　?、邶X輪3上的作用力</b></p><p>　　圓周力：=5392.341N</p><p>

61、　　徑向力：=2030.259N</p><p>　　軸向力：=1424.718N</p><p><b>　?、矍筝S承的支反力</b></p><p><b>　　水平面上支反力：</b></p><p>　　=-（5392.341×105－1812.298×345）/450=

62、131.216N</p><p>　　=(5392.341×345－1812.298×105)/450=3711.259N</p><p><b>　　垂直面上支反力：</b></p><p>　　=(178.098×456×0.85/2+635.078×345+2030.259×10

63、5-</p><p>　　1424.718×119.996/2)/450=847.365N</p><p>　　=(1424.718×119.996/2+2030.259×345+</p><p>　　635.078×105-178.098×456×0.85/2)/450=1817.972</p>

64、;<p>　?。?）畫彎矩圖（如圖6b、c）</p><p><b>　　剖面D處彎矩：</b></p><p>　　水平面上：=105×3711.259×0.001=389.7N·m</p><p>　　垂直面上：=105×1817.972×0.001=190.9N·m

65、</p><p>　　=(105×1817.972-1424.718×119.996/2)×0.001</p><p><b>　　=105.4N·m</b></p><p>　　合成彎矩：=433.9N·m</p><p><b>　　=403.7N·

66、;m</b></p><p><b>　?。?）畫轉(zhuǎn)矩圖</b></p><p>　　=323.5297N·m</p><p><b>　?。?）計算當(dāng)量彎矩</b></p><p>　　用剖面D處的最大合成彎矩計算當(dāng)量彎矩：</p><p><b

67、>　　=475N·m</b></p><p>　?。?）判斷危險剖面并驗算強(qiáng)度</p><p>　　剖面D處當(dāng)量彎矩最大，為危險剖面：</p><p>　　=38MPa<=59MPa</p><p>　　即該軸強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　3、減速器低速軸3的設(shè)計</p&g

68、t;<p><b>　?。?）選擇材料：</b></p><p>　　查參考文獻(xiàn)[4]表12-1選40Cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，=750MPa,</p><p>　　=118MPa,=69MPa。</p><p><b>　　（2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　如圖7所示，主要

69、尺寸已標(biāo)出。</p><p>　?。?）軸上受力分析（如圖8a）</p><p><b>　　①齒輪4的作用力</b></p><p>　　齒輪4的受力與齒輪3的受力大小相等，方向如圖8a所示</p><p>　　圓周力：=5392.341N</p><p>　　徑向力：=2030.259N<

70、;/p><p>　　軸向力：=1424.718N</p><p><b>　?、谇筝S承的支反力</b></p><p>　　水平面上：=5392.341×103/440=1262.298N</p><p>　　=5392.341×337/440=4130.043N</p><p>

71、<b>　　垂直面上：</b></p><p>　　=(2030.259×103+1424.718×479.985/2)440=1252.36N</p><p>　　=(2030.259×337-1424.718×479.985/2)/440=777.9N</p><p>　　（4）畫彎矩（如圖8b、c）

72、</p><p><b>　　剖面C處彎矩：</b></p><p>　　水平面上：=425.4N·m</p><p>　　垂直面上：=422N·m</p><p>　　=(1252.36×337-1424.718×478.985/2)×0.001=80.1N·

73、m</p><p><b>　　最大合成彎矩：</b></p><p><b>　　=599.2N·m</b></p><p>　?。?）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖8d）</p><p>　　=1230.169N·m</p><p><b>　　（6）計算當(dāng)

74、量彎矩</b></p><p>　　=69/118=0.585</p><p><b>　　剖面C處當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　=936.4N·m</b></p><p><b>　　剖面D處當(dāng)量彎矩</b></p><

75、;p><b>　　=719.6N·m</b></p><p>　?。?）判斷危險剖面并驗算強(qiáng)度</p><p>　　①C處當(dāng)量彎矩最大，為危險剖面。</p><p>　　MPa=27.3MPa<69MPa</p><p>　　D直徑最小，并受較大轉(zhuǎn)矩，為危險剖面</p><p&g

76、t;　　MPa=57.5MPa<=69MPa</p><p>　　七、滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p>　　1、減速器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p><b>　?。?）軸承的選擇</b></p><p>　　高速軸的軸承既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜,

77、由參考文獻(xiàn)[3]表20.6-79選用型號為30208，其主要參數(shù)有：d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。</p><p>　　查參考文獻(xiàn)[4]表14-11:當(dāng)時，X=1，Y=0；當(dāng)時，X=0.4,Y=1.6。</p><p>　?。?）計算軸承受力（如圖9）</p><p><b>　　求軸承徑向載荷</b><

78、;/p><p>　　根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的高速軸1的軸承支反力，有：</p><p>　　=1474.555N</p><p>　　=3376.293N</p><p><b>　　求軸承的軸向載荷</b></p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻(xiàn)[4]表14-13：</p>

79、<p>　　=1474.555/2×1.6=460.798N</p><p>　　=3376.293/2×1.6=1055.092N</p><p>　　軸承的軸向載荷：因軸承Ⅰ被“壓緊”，故：</p><p><b>　　=1233.19N</b></p><p>　　=1055.09

80、2N</p><p>　?。?）求軸承的當(dāng)量動載荷P</p><p>　　軸承Ⅰ:=1233.19/1474.555>e=0.37</p><p>　　查[4]表14-12，=1.5</p><p>　　=1.5×(0.4×1474.555+1.6×1233.19)=3844.389N</p>

81、<p>　　軸承Ⅱ:=1055.095/3376.293=0.313<e=0.37</p><p>　　=1.5×3376.293=5064.439N</p><p>　　因軸承相同，且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。</p><p>　　（4）求軸承的實際壽命</p><p>　　已知滾子軸承=10/3</

82、p><p><b>　　=79083h</b></p><p>　　根據(jù)設(shè)計條件，使用壽命十年，第年300天，每天8小時，則L=10×300×8=24000h</p><p>　　因，故所選軸承合適。</p><p>　　2、減速器中間軸滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p>&

83、lt;b>　?。?）軸承的選擇</b></p><p>　　中間軸的軸承也是既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜,由參考文獻(xiàn)[3]表20.6-79選用型號為30208，其主要參數(shù)有：d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。</p><p>　　查參考文獻(xiàn)[4]表14-11:當(dāng)時，X=1，Y=0；當(dāng)時，X=0.4,

84、Y=1.6。</p><p>　?。?）計算軸承的受力（如圖10）</p><p><b>　?、偾筝S承的徑向載荷</b></p><p>　　根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的中間軸軸承的支反力，</p><p><b>　　=857.464N</b></p><p><b&

85、gt;　　=4132.61N</b></p><p><b>　　求軸承的軸向載荷</b></p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻(xiàn)[4]表14-13：</p><p>　　=857.464/2×1.6=267.958N</p><p>　　=4132.61/2×1.6=1291

86、.44N</p><p><b>　　軸承的軸向載荷：</b></p><p>　　其中 1424.718-178.098=1246.62N</p><p>　　因，使軸承Ⅱ被“壓緊”，故：</p><p><b>　　=267.958N</b></p><p>　　267.

87、958+1246.62=1514.578N</p><p>　　（3）求軸承的當(dāng)量動載荷P</p><p>　　軸承Ⅰ：=267.958/857.464=0.313<e=0.37</p><p>　　=1.5×857.464=1286.196N</p><p>　　軸承Ⅱ：=1514.578/4132.61=0.3665<

88、;e=0.37</p><p>　　1.5×4132.61=6198.92N</p><p>　　因軸承尺寸相同且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。</p><p>　?。?）求軸承的實際壽命</p><p>　　已知滾子軸承=10/3</p><p>　　=142111h>L=24000h</p&

89、gt;<p>　　故所選軸承滿足要求。</p><p>　　3、減速器低速軸滾動軸承的選擇與壽命計算</p><p><b>　?。?）軸承的選擇</b></p><p>　　根據(jù)受力要求，軸承將承受較大的徑向力和軸向力，選取圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)[3]表20.6-19選用型號為32010，其主要參數(shù)為：d=50㎜,D=80㎜,

90、Cr=61KN,e=0.42,Y=1.4。</p><p>　　查參考文獻(xiàn)[4]表14-11：當(dāng)時，X=1，Y=0；當(dāng)時，X=0.4,Y=1.4</p><p>　?。?）計算軸承受力（如圖11）</p><p><b>　　求軸向載荷</b></p><p>　　根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的低速軸3的軸的支反力：<

91、/p><p><b>　　1778.146N</b></p><p><b>　　4202.664N</b></p><p><b>　　求軸向載荷</b></p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻(xiàn)[4]表14-13：</p><p>　　1778

92、.416/2×1.4=635.052N</p><p>　　=4202.664/2×1.4=1500.951N</p><p><b>　　軸承的軸向載荷：</b></p><p>　　其中 =1424.718N,因使得軸承Ⅰ被“壓緊”，故：</p><p>　　=1500.951+1424.718=

93、2925.669N</p><p>　　=1500.951N</p><p>　?。?）求軸承的當(dāng)量動載荷</p><p>　　軸承Ⅰ:=2925.669/1778.146>e=0.42</p><p>　　查參考文獻(xiàn)[4]表14-12，=1.5</p><p>　　1.5×(0.4×1778

94、.146+1.4×2925.669)=7210.792N</p><p>　　軸承Ⅱ:=1500.951/4202.664=0.36<e=0.42</p><p>　　=1.5×4202.664=6303N</p><p>　　因所選兩軸承相同，且，故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。</p><p>　?。?）求軸承的實

95、際壽命</p><p>　　已知滾子軸承ε=10/3</p><p>　　=30837h>L=24000h</p><p>　　即所選軸承滿足使用要求。</p><p><b>　　八、聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　1、輸入端聯(lián)軸器的選擇</p><p>

96、　　根據(jù)工作情況要求，決定高速軸1與電動機(jī)軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻(xiàn)[4]15-1，計算轉(zhuǎn)矩為，由轉(zhuǎn)矩變化較小，查參考文獻(xiàn)[4]表15-1有=1.5，又因=103.729N·m,所以=1.5×103.729=155.59N·m</p><p>　　根據(jù)=155.59N·m小于公稱轉(zhuǎn)矩，n=940r/min小于許用轉(zhuǎn)速及電動機(jī)軸伸直徑=48㎜,高速軸軸伸直徑d=30

97、㎜,查參考文獻(xiàn)[3]表22.5-37，選用型其公稱轉(zhuǎn)矩630N·m,許用轉(zhuǎn)速5000r/min,軸孔直徑范圍d=30～48㎜,孔長=82㎜，=82㎜，滿足聯(lián)接要求。</p><p>　　標(biāo)記為:HL3聯(lián)軸器</p><p>　　2、輸出端聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　根據(jù)工作情況要求，決定低速軸3與運(yùn)輸機(jī)主軸之間也選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻(xiàn)[4]1

98、5-1，計算轉(zhuǎn)矩為，依然查參考文獻(xiàn)[4]表15-1有=1.5，此時T=1230.169N·m,所以=1.5×1230.169=1845.25N·m</p><p>　　根據(jù)=1845.25N·m小于公稱轉(zhuǎn)矩，=66.67r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d=50㎜,查參考文獻(xiàn)[3]表22.5-37，選用LH5型其公稱轉(zhuǎn)矩2000N·m,許用轉(zhuǎn)速3500r/

99、min,軸孔直徑范圍d=50～70㎜,孔長=142㎜，=142㎜，滿足聯(lián)接要求。</p><p>　　標(biāo)記為:HL5聯(lián)軸器</p><p>　　九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算</p><p>　　1、聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=30㎜，查參考文獻(xiàn)[5]表3.2-18得b×h=

100、8×7,因半聯(lián)軸器長82㎜，故取鍵長L=70㎜，即d=30㎜,h=7㎜,l=L-b=62㎜,T=98.589N·m</p><p>　　由輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[4]表10-1得=100MPa,</p><p>　　所以4×1000×98.589/30×7×62=30.288MPa<=100MPa</p><

101、;p>　　故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。</p><p>　　2、小圓錐齒輪與高速軸1的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=30㎜，查參考文獻(xiàn)[5]表3.2-18得b×h=10×8,取鍵長L=100㎜，即d=30㎜,h=8㎜,l=L-b=90㎜,T=98.589N·m</p><p>　　由輕微沖擊，查

102、參考文獻(xiàn)[4]表10-1得=100MPa,</p><p>　　所以4×1000×98.589/30×8×90=18MPa<=100MPa</p><p>　　故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。</p><p>　　3、大圓錐齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由

103、d=50㎜，查參考文獻(xiàn)[5]表3.2-18得b×h=14×9,因大圓錐齒輪齒寬71㎜，故取鍵長L=64㎜，即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=50㎜,T=323.5297N·m</p><p>　　由輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[4]表10-1得=100MPa,</p><p>　　所以4×1000×323.5297/50×9×

104、50=57.5MPa<=100MPa</p><p>　　故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。</p><p>　　4、小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接</p><p>　　由于軸直徑和傳遞轉(zhuǎn)矩相同，可采用與大圓錐齒輪和中間軸之間的鍵聯(lián)接相同的鍵亦可滿足強(qiáng)度要求。</p><p>　　5、大圓錐齒輪與低速軸3的鍵聯(lián)接</p><p&

105、gt;　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=70㎜，查參考文獻(xiàn)[5]表3.2-18得b×h=20×12,因大圓錐齒輪齒寬為90㎜，故取鍵長L=80㎜，即d=70㎜,h=12㎜,l=L-b=60㎜,T=1230.169N·m</p><p>　　由輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[4]表10-1得=100MPa,</p><p>　　所以4×1000&

106、#215;1230.169/70×12×60=97.6MPa<=100MPa</p><p>　　故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。</p><p>　　6、輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接</p><p>　　采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=50㎜，查參考文獻(xiàn)[5]表3.2-18得b×h=14×9,因半聯(lián)軸器長142㎜，故取鍵長

107、L=130㎜，即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=116㎜,T=1230.169N·m</p><p>　　由輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[4]表10-1得=100MPa,</p><p>　　所以4×1000×1230.169/50×9×116=94.3MPa<=100MPa</p><p>　　故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。

108、</p><p><b>　　十、箱體的設(shè)計</b></p><p>　　箱體是減速器中所有零件基基座，必須保證足夠的強(qiáng)度和剛度，及良好的加工性能，便于裝拆和維修，箱體由箱座和箱蓋兩部分組成，均采用HT200鑄造而成，具體形狀及尺寸見裝配圖。</p><p>　　十一、減速器附件的設(shè)計</p><p><b>

109、　　（1）檢查孔：</b></p><p>　　為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，在箱體頂部能直接觀察到齒輪嚙合的部位處設(shè)置檢查孔，平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。</p><p><b>　?。?）通氣器：</b></p><p>　　減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出

110、，以保持箱內(nèi)壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，在箱體頂部裝設(shè)通氣器。</p><p><b>　　（3）軸承蓋：</b></p><p>　　為固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中有密封裝置。</p><p><b&

111、gt;　?。?）定位銷：</b></p><p>　　為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造和加工時的精度，在箱蓋與箱座的縱向聯(lián)接凸緣上配裝定位銷，彩用兩個圓錐銷。</p><p><b>　?。?）油尺：</b></p><p>　　為方便檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以經(jīng)常保待油池內(nèi)有適量的油，在箱蓋上裝設(shè)油尺組合件。</

112、p><p><b>　　（6）放油螺塞；</b></p><p>　　為方便換油時排放污油和清洗劑，在箱座底部、油池的最低位置開設(shè)放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。</p><p><b>　?。?）啟箱螺釘：</b></p><p>　　為方便拆卸時開蓋，在箱蓋聯(lián)

113、接凸緣上加工2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端的啟箱螺釘。</p><p><b>　　十二、潤滑和密封</b></p><p>　　齒輪傳動用浸油方式潤滑，圓錐滾子軸承用潤滑脂潤滑；軸承端蓋處采用墊片密封，輸入輸出軸處采用橡膠圈密封，箱蓋和箱處接處部分用密封膠或水玻璃密封。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)：</b><

114、;/p><p>　　[1]吳相憲等主編：實用機(jī)械設(shè)計手冊，中國礦業(yè)大學(xué)出版社，1993</p><p>　　[2]洪鐘德主編：簡明機(jī)械設(shè)計手冊，同濟(jì)大學(xué)出版社，2002</p><p>　　[3]機(jī)械設(shè)計手冊編委會編著：機(jī)械設(shè)計手冊第3卷，機(jī)械工業(yè)出版社，2004</p><p>　　[4]黃華梁、彭文生主編：機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)（第三版），高等教育出版