鏈板式運輸機傳動裝置設計.

1、1. 設計任務書、設計題目：鏈板式運輸機傳動裝置1 電動機；2、4聯(lián)軸器；3圓錐-圓柱斜齒輪減速器;5開式齒輪傳動；6輸送鏈的小鏈輪、原始數(shù)據(jù)及工作要求組別鏈條有效拉力F (N鏈條速 度V (m/s)鏈節(jié) 距P(mm)小鏈輪齒數(shù)乙i開壽命(年)1100000.338.101736102100000.3550.801936103120000.463.502136104110000.3538.102136105110000.450.801936106120000.4550.80213610每日兩班制工作，傳動不逆轉(zhuǎn)，有中等沖擊，鏈速允許誤差為土5%三、 設計工作量設計說明書1份；減速器裝配圖，零號

2、圖1張；零件工作圖 2張(箱體或箱蓋，1號圖；中間軸或大齒輪，1號或2號圖)。四、參考文獻1.機械設計教材2 機械設計課程設計指導書3 機械設計課程設計圖冊 4.機械零件手冊5.其他相關書籍四、進度安排設計階段設計內(nèi)容摘要計劃時間14天I準備 工作1、布置設計任務，說明設計題目的性質(zhì)及設計內(nèi)容；2、閱讀機械設計課程指導書。1n計算 運動參數(shù)1、分析明確傳動方案；2、計算傳動機構(gòu)所需的總功率并選擇電動機；3、計算總傳動比和分配各級傳動比；4、計算各軸的轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩。1川傳動 機構(gòu)及支 承零件的 初步計算1、帶傳動設計（含帶輪設計）；2、二級齒輪傳動設計算（含齒輪、軸設計，其他相關標 準件的選

3、擇等）；3、減速器箱體及附件設計。1w 減速 器 裝配圖設 計1、精確計算各級傳動軸及轉(zhuǎn)動支承零件：（1）根據(jù)軸承跨距求反力，（2）畫彎距，（3）扭矩圖，（4） 驗算軸承及鍵，（5）精確計算和校核軸等；2、繪制減速器裝配草圖，逐一檢查軸結(jié)構(gòu)、支承結(jié)構(gòu)、 箱緣尺寸等設計的正確性、合理性，修改草圖、完善各零 件的初步結(jié)構(gòu)（考慮固定方法、安裝、拆卸、調(diào)整、制造、 潤滑等要求）。3V繪制 零件圖根據(jù)教師指定的零件進行零件結(jié)構(gòu)工藝設計并繪制零 件工作圖（標注尺寸、公差、表面結(jié)構(gòu)要素等）。2W完成 裝配圖1、選擇標準零件（螺栓、螺帽、定位銷等）；2、根據(jù)機械制圖要求完成裝配圖的繪制。3VD編制 設計說明書

4、1、根據(jù)計算底稿按規(guī)定格式編寫設計說明書；2、自己設計的零件結(jié)構(gòu)應附有簡要的說明及簡圖。2Vffl答辯準備課程設計答辯，上交設計成果。1學生姓名：學 號：專 業(yè)：機械設計制造及其自動化班 級：指導教師：2009年12月14日2. 傳動裝置的總體方案設計2.1. 傳動方案分析（1）.圓錐斜齒輪傳動圓錐斜齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模數(shù)的圓錐齒輪，只有在需要改變軸的 布置方向時采用，并盡量放在高速級和限制傳動比，以減小圓錐齒輪的直徑和摸數(shù)。所以 將圓錐齒輪傳動放在第一級用于改變軸的布置方向（2）.圓柱斜齒輪傳動由于圓柱斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用傳動平穩(wěn)的場合。 因此將圓柱斜齒

5、輪傳動布置在第二級。（3）.開式齒輪傳動由于潤滑條件和工作環(huán)境惡劣，磨損快，壽命短，故應將其布置在低速級。（4）.鏈式傳動鏈式傳動運轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊，不適于高速傳動，應布置在低速級。所以鏈式傳動 布置在最后。因此，圓錐斜齒輪傳動一圓柱斜齒輪傳動一開式齒輪傳動一鏈式傳動，這樣的傳動 方案是比較合理的。2.2 .電動機選擇鏈輪轉(zhuǎn)速601000V二 D60 1000 0.35兀漢255.6二 26.25r/min鏈輪所需功率1pFv = 11000035 =3.85kw1000 1000取n=0.99 （聯(lián)軸器） 輪）,n=0.97 （鏈輪）；,n=0.98 （圓錐齒輪），耳3=0.98 （圓柱斜齒

6、輪），n=0.94 （開式齒n= rj2x n x y4 Pi/nm=9550 4.39/1440=29.11N mTi=9550 P/nm=9550 X4.39/1440=29.11N mT2=9550 P2/ n2 =9550 31/557.5=71.21 N mT3=9550 P3/ n3 =9550 4.22/144.275=279.1 N mT4=T3=279.1N mT5=9550 P5/ n5 =9550 .97/26.25=1444 N m3. 傳動零部件的設計計算3.1 齒輪傳動3.1.1. 圓錐齒輪1. 選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速

7、度不高，故選用7級精度2） 材料選擇 由表10-1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，二者材料硬度差為 40HBS43)選小齒輪齒數(shù)為 乙=24，大齒輪齒數(shù)Z2 - 24 2.5 = 602按齒面接觸疲勞強度設計ditKtTi*i-0.5r)u(i).確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1).試選載荷系數(shù)kt =1.42) .小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距95.5x105 R4- =2.911 104N mm3).由表10-7選取齒寬系數(shù)r =0.331/24).由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE =189.8MPa5).由圖10-21d查得小齒輪

8、的接觸疲勞強度極限匚Hlim尸600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限、-Hlim550MPa6).計算應力循環(huán)次數(shù)N6On2jLH =60 1440 12 8 365 10 =5.046 10.由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K hn1 - 0.89, K hn2 - 0.94 .計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%,安全系數(shù)S=1，故1695.046 1092.5= 2.02 109-H 1K HN 1 lim 1S0.89 600= 534MPar 1 K x CT-巾94 550 17MPa計算1).試算小齒輪分度圓直徑dti,dit=61.82mm_ 2.9234 2.911 1(0

9、4Y 0.33(1 0.5x0.33) x 2.52) .計算圓周速度二 d1t n160 1000二 61.82 144060 1000二 4.66 m s93) .計算載荷系數(shù)根據(jù)v =3.95m/s, 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)k1.21 直齒輪 Kh；=Kf-.=1,由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.2根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查表得 K =1.421, K =1.35接觸強度載荷系數(shù)K = KaKvKh：K二2.0634) .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1= 61.823 263 =70.35mm、1.45).計算模數(shù)mndZ170.3524=2.

10、93mm3校核齒根彎曲疲勞強度4KTYFaYsaMr(1 - 0.5r 2 z2 F u2 +1 F (1)確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)1) .確定彎曲強度載荷系數(shù)K = K a K VK f-.K F 一： =1.962) .查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Y-1 =2.65, 丫一2 =2.28,YS：i =1.58, Y.1.733) .由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二fei =500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限cFE380MPa4).由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.84,KFN2 = 0.875) .計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)

11、 S=1.4,得StF 2 =Kfn2二fe2KF1*0.84 500 =300MPa1.40.87 380 236.14MPa 1.46).計算大小錐齒輪的YFaYsa二 fYf,sa12.65 1.58300= 0.01396YFa2YSa2；f22.28 1.73236.14= 0.01670大錐齒輪的數(shù)值大。(2 )設計計算.二 2.198mm41.96 2.91仆 10匕0.016700.33 (1 -0.5 0.33)2242、2.521對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于模數(shù) m的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力。取m=2.5mm，

12、按接觸疲勞強度所算得的分度圓直徑d1 = 70.35mm,算得小錐齒輪的齒數(shù)d170.352.5大錐齒輪齒數(shù) z2 = 2.5 28 = 70mm這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強 度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑di =乙 m = 28 2.5 = 70mm d2 二 z2 m = 70 2.5 = 175mm（2）計算錐距R由于該錐齒輪為標準直齒輪R=94.24mm（3）圓整并確定齒寬B=，rR = 0.33 94.24 = 31mm故取 b2 二 40mm , b| 二 45mm3.1.2圓柱斜齒輪1.選定齒輪的精

13、度等級、材料及齒數(shù)1 ）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度2） 材料選擇 由表10-1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，二者材料硬度差為 40HBS3）選小齒輪齒數(shù)為 Zj =24,大齒輪齒數(shù)Z2 = 24 4 = 96,取Z2 = 964）選取螺旋角。初選螺旋角 -=142. 按齒面接觸疲勞強度設計d1t（1） 公式內(nèi)各計算值1).試選 Kt =1.62）.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Zh=2.4333).由圖 10-26 查得=0.78,； -2 =0.88，則；十；1； .2 =1.664).小齒輪傳遞

14、轉(zhuǎn)距595.5x105F24T；2 =7.121 104N mm5).由表10-7選取齒寬系數(shù) d =16).由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE =189.8MPa1/27).由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:二Hlim尸600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限；出說=550MPa8).應力循環(huán)次數(shù)2=6On2jLH -60 577.5 12 8 365 10=2.02 1098-5.05 109Kl 2.0210N 249) .由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.94,Khn2 =0.9610) .計算接觸疲勞許用應力_900=564MPa取失效率為1%，安全系

15、數(shù)S=1，故” K HN1 Iim1 H 1S_ Khn2 Clim2f 2 S= 0.96 5 5 052 MPa1111).許用接觸應力竺善=546MPa(2).計算1).試算小齒輪分度圓直徑dt1d1t3 2 1.6 7.121 104 Y 15662.433 漢 189.85462=49.7mm2).計算圓周速度兀，d1tn2兀漢 49.7 X577.5V21.5m s60 1000 60 10003).計算齒寬b及模數(shù)mntmntd1tcos：Zi49.7 cos1424二 2.01mmb = dd1t = 1 49.7 = 49.7mmh = 2.25mnt = 2.25 2.01

16、 = 4.523mm/49 7b h10.99/4.5234) .計算縱向重合度；-：=0.318 dz1tan =1.9035) .計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù) KA =1根據(jù)v=1.1m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) KV =1.06,由表10-4查得K. =1.421,由圖 10-13 查得 =1.35,由表 10-3 查得 Kh：.二心：.=1.4故載荷系數(shù) K =KaKvKh：.Kh1： =1 1.061.41.42=12.1 096) .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑心祇=66.14普=557).計算模數(shù)mnmnd1 cos：Z154.49 cos

17、l424=2.203mm3. 按齒根彎曲強度設計m2KT 丫嚴2YsadZi：(1) 確定計算參數(shù)1) .計算載荷系數(shù)K 二KaKvKf-Kf，1 1.06 1.4 1.35 = 2.02).根據(jù)縱向重合度；-：=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 丫，0.883) .計算當量齒數(shù)ZV1cos3 :Zv2cos3 :=106.19cos3 -8)-1134) .查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Y.1 =2.592, Yf：.2 = 2.175,Ys：1 =1.596, Ys才 1.7955).由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE1= 500MPa,大齒輪

18、的彎曲疲勞強度極限二 FE2 =380MPa6).7).計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得f1KFN1，F(xiàn)E1-FKfN2；- FE20.87 500310.71MPa 1.40.90 380244.29MPa1.4.計算大、小齒輪的并加以比較LfYF ：1YS?12.592 匸596 =0.01331由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 = 0.87, Kfn2 = 0.90310.71Yf ：2丫3：22218 匸778 =o.o1598241.57大齒輪的數(shù)值大。(2).設計計算0.01598 = 1.58mm3 2 2 7.121 104 0.88 cos214

19、V1x241.66對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于模數(shù) m的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力。取mn = 2.0mm，即可滿足彎曲強度，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來計算應有 的齒數(shù)。于是，有故Z1d1cos:mn54.49 coS142二 26.4446取 Zr = 26，則 z2 = uZr = 4 26 = 106(4).幾何尺寸計算(1) .計算中心距一 Z1n2cosP2610422 cos14=133.98mm將中心距圓整為134mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角二 arccosZ1 Z2 mn

20、2a二 arccos2610422 134=14 2 5因3值改變不多，故 ：，K 一：，Zh等值不必修正。(3).計算大、小齒輪的分度圓直徑d1zm26 2=53.5mmcos：cos14.45d2Z2mn104 2-214.4mmcos：cos14 2 5(4).計算齒輪寬度b= dd1 =1 50.45 = 53.5mm圓整后取B2 =55mmB1 =60mm3.1.3開式齒輪1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按傳動方案，選用開式直齒圓柱齒輪傳動2) 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度3) 材料選擇 由表10-1選擇小齒輪材料為 40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為

21、280HBS，大齒輪材 料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS4)選小齒輪齒數(shù)為 Z1 =19,大齒輪齒數(shù)Z2 =19 5.5 = 104.5，取z? =1052按齒面接觸疲勞強度設計(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)kt =1.32) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距95.5漢105巳5T14 =2.791 105N mmn43) 由表10-7選取齒寬系數(shù) d -14) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa1/25).由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二屮皿尸600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限二 Hlim2 = 550MPa6).

22、計算應力循環(huán)次數(shù)2 =6On4jLH =60 144.375 12 8 365 10 =5.05 10.由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 = 0.96,K HN2 = 0.99 .計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%,安全系數(shù)S=1，故N285.05 105.5= 9.19 10-H 1K HN 1 ： J limlS0.96 6001= 576MPaX“99 555445MPa(2).計算1) 試算小齒輪分度圓直徑 dt1,代入t H 1中較小的值dit g.1.3 2.791 105x6.5 疋189.8 弋544.5 丿5.586.64 mm2).計算圓周速度: d1tn460

23、1000二 86.64 144.37560心000=0.65m s3) 計算齒寬bb = dd1t =1 86.64 = 86.64mm4) 計算齒寬與齒高之比模數(shù)mt 二 d1t 二 86.64 二 4.56mm Z119齒高h=2.25mt = 2.25 4.56 = 10.26mmb 86.64 c 一8.44h 10.265).計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù) KA -1根據(jù)v=0.563m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) KV =1.1,由表10-4查得= 1.434,由圖 10-13 查得=1.36,由表 10-3 查得 Kf： = KHj=1故載荷系數(shù) K 二

24、 KaKvKh：.Kh： =1 1.11 1.43溝.5776).按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑7).計算模數(shù)mdi = ditm 57786.64V=92.4mmdim -Zi= 924.86mm193. 按齒根彎曲強度設計m _32 1.496 2.791 105 仆1920.01546 = 3.29mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于模數(shù)m的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力。取mn =4，可滿足齒根彎曲疲勞故Z1d192.4423強度，為滿足齒面接觸疲勞強度取d1 = 92.4mm則 z2 = uz1 = 5.5 23 : 12

25、74. 幾何尺寸計算(1).計算分度圓直徑d1 二 mzi = 4 23 二 92mmd2 =mz2 =4 127 = 508mm(2) .計算中心距d1 d22925082二 300mm(3) .計算齒輪寬度b = dd1 = 1 92 二 92mm圓整后取 B2 = 9 5 m mB1 =100mm3.2軸的設計與計算3.2.1輸入軸設計1、求輸入軸上的功率 R、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1R =4.39kw, n1 =1440r/minJ =29.11N *m2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓直徑為dm1 =dM1-0.5 r)二 m(1 -0.5 0.33) = 2.5 28 (

26、1 0.33 0.5) = 58.33mm而 cot r =u=2.5,r =21.8故，有2T12漢29.11漢103Ft = 1998Ndm158.33aQFr = Ft tan： cos、 =998 tan20cos21.8 =337NF .二 Fttan ： sin、 =998 tan20 sin21.8 =135N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)表15-3，取A = 112 ,（4 39,得dmin = Ao316.24mm,輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12，為了使所選；1440的

27、軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea二KaT1，查表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka13，則a=1.3 29110 = 43665N * mm按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件。由于所選擇的電動機Y132S-4的輸出軸直徑為d=38mm，因此，查機械設計課程設計選 HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000 N *mm ,半聯(lián)軸器的孔徑d1 =38mm ,故取d=38mm ,半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1 = 60mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設計(1).擬定軸上零件的裝配方案如下(2).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段

28、直徑和長度1) .為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-11軸段右端需制出一軸肩，故取11-111段的直徑d II-hi -44mm2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d II-川=44mm,由機械設計課程設計初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為d D T = 50mm 110mm 29.25mm，dm _(v = dV _VI =50mm,而l III _(V =lV_vi = 29.25mm。這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程設計表15-7查得30307型軸承的定位軸肩高度 h = 3.5

29、mm，因此取dIV v = 56mm3） 取安裝齒輪處的軸段 VI-VII的直徑dVi yi = 42mm;為使套筒可靠地壓緊軸承，V-VI 段應略短于軸承寬度，故取 |V4 = 27.25mm。4）軸承端蓋的總寬度為 20m m。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l =30mm，故取11| jh =50mm5） 錐齒輪輪轂寬度為 45mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取lVIJVI50mm6）由于 Lb : 2La，故取 |4_5 =50mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d6_7由表6-1查得平鍵截面 b h l =

30、12mm 8mm 32mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為32mm，同時為保證齒輪與H 7軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是n6由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，各軸肩處的圓角半徑 R2.母同ME沖5.求軸上的載荷=.6，軸載荷水平面H垂直面V支反力FFnhi = -701NFnv1 = -172NFnh2 =1699NFnv2 = 509N彎矩MM H = 72203N * mmMV1 =17716N mmMV2 = -21632N mm總彎矩M 1 =斗M H 2 + M v12 = 7434

31、5N * mm M2 =(Mh2 +Mv22 = 75374N mm扭矩T=29.11N *m6按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取的計算應力-ca嘰2 E ZMPa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由表15-1查得二6MPaca ：匕_i I,故安全。7.精確校核軸的疲勞強度（1）.判斷危險截面截面A,IIII,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的 疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按強度寬裕確定的，所以截面A,II,III,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II過盈配合引起的應力集中最嚴重，從

32、受載的情況來看，截面上的應力最大截面D上雖然應力最大，但應力集中不大，故截面 D不必校核，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只需校核截面VI左右兩側(cè)即可。（2）.截面VI右側(cè)抗彎截面系數(shù)333W =0.1d =0.1 427408.8mm抗扭截面系數(shù)WT =0.2d3 =0.2 423 = 14817.6mm3截面VI右側(cè)彎矩M為M 二 38506.28N * mm截面VI上的扭矩T1為= 29110N *mm截面上的彎曲應力M =5.20MPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應力-衛(wèi)=1.96MPaWr軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表 15-1 查得二B =640Mpa,二-1 =275MPa, -1

33、=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)：b及二按附表3-2查取。因r = 2 =0.05 , D = 5 =1.2，經(jīng)插值后查得 d 42d 42_：b = 2.05, t = 1.60又由附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為q；：.-= 0.82, q . = 0.85故有效應力集中系數(shù)為1qf b -1) =1.86k =1 q(t -1) =1.51由附圖3-2查得尺寸系數(shù)- -0.71，由附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)二=0.87 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為亠=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則綜合系數(shù)為k 1K亠亠264K 二匕丄 一1 =1.81一1 =

34、1.81又取碳鋼的特性系數(shù)J =0.1,：二 0.05計算安全系數(shù)Sea值s；_-275-20.03K-：. - V2.64 5.20.1 02 2Sc：-:：19.05 S =1.5故可知安全。(3)截面VI左側(cè)抗彎截面系數(shù)333W =0.1d=0.1 50 =12500mm抗扭截面系數(shù)333Wt 二 0.2d 二 0.2 50 二 25000mm截面VI左側(cè)彎矩M為M = 38506.28 N * mm截面VI上的扭矩T,為= 29110N mm截面上的彎曲應力.08 MPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應力tTl =1.16MPaWt過盈配合處的 ，由附表3-8，用插值法，并取 k =0.8匕二，有咕

35、J 備邑=2.56匕=2.05備叫軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：.= 0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則綜合系數(shù)為K；_ = k 1 -1 =2.65%1K1 =2.14J P,又取碳鋼的特性系數(shù)10.5計算安全系數(shù)Sca值j275S33.69+ 占 m 2.65x3.08 +0.1x0T 1155S122.03k 1m1.161.16rm 2.14 漢+0.05 漢2 2Sc仝-32.47 aS -1.5.Ss2故可知安全。322中間軸設計1、求輸入軸上的功率 P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 =4.31kw,n2 =577.5r/min,T2 =71.21N *m2、求作用在

36、齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為di = mzi =3 24 二 72mmFri32Ti2 721 10 ,766N53.5d mi=2766tan 207 =1038Ncos14 2 5F =Ft1tan ：； =2766 tan 14.45690N已知圓錐齒輪的平均分度圓直徑為dm2 二 d2(1-0.5 r)二 mz2(1 -0.5 0.33) = 2.5 70 (1 0.33 0.5) = 145.83mmFt22To _ 2 71.21 103dm2 145.83= 998NFr2 = Ft2 tan _： cos、2 = 135NF 一 2 =Ft2tan： sin、2 =

37、337N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40 Cr (調(diào)質(zhì))，根據(jù)表15-3，取A0 =108，得d min - A034 315775 = 2187mm，中間軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑di和dV _VI4.軸的結(jié)構(gòu)設計(1).擬定軸上零件的裝配方案如下(2) .根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d. o -d5 21.87mm,由機械設計課程設計初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30305

38、 , 其尺寸為 d D T = 25mm 62mm 18.25mm , dI _u =dV_vi = 25mm,這對軸承均采用軸肩進行 軸向定位，由機械設計課程設計查得 30305型軸承的定位軸肩高度 h =3.5mm，因此 取套筒直徑32mm。2）取安裝齒輪處的軸段 dii _ui - div _v - 32mm;錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪轂長L=40mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取I ii _lii = 37mm，齒輪的右端面采用軸間定位，軸間高度h . 0.07d，故取h = 3mm，則軸環(huán)處的直徑為 d3/ =38mm。3）已知圓柱斜齒

39、輪齒寬Bi =60mm，為使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸應略短于輪轂長，故取I iv=68mm。，4）取齒輪距箱體壁內(nèi)之距 a = 16mm，錐齒輪與軸之上的圓柱齒輪間的距離 c二20mm， 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置上，應距箱體內(nèi)壁有一段距離s二8mm。則Ii二T s a (40-37) = 45.25mmlVM =T s a (70 -68) = 44.25mm liii _iv =20mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d ii _iii 由表 6-1查得平鍵截面b h =10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為32mm，同時為保證齒輪與軸配合有

40、良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按m6diV衛(wèi)由表6-1查得平鍵截面b h = 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為56mm,同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H-；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。(4) .確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，各軸肩處的圓角半徑R2.L-E5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置上a的值，對于 30305型圓錐滾子軸承，有機械設計課程設計中查得a=13mm,故作為簡支梁的軸的支撐跨L,L2 L3 =49.5

41、71.5 62.75 = 183.5m m。軸的計算列于下表:載荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =2088NFNV1 = -634NFnh2 =1676NFnv2 = -67N彎矩MMh =131022N *mmMV1 =39783.5N mmMV2 =8090.25N mm總彎矩M max = T M H 2 + M V12 = 292951N mm扭矩TT2 二 71210N m6按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=6，軸的計算應力caMmax （：T2）2W二 43.77MPa前已選定軸的材料為 4cr （調(diào)質(zhì)），由表15-1查得

42、t j）- 70MPa,二ca ： j 1,故安全。3.2.3輸出軸設計1、求輸入軸上的功率 P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 4.22kwn3 =144.375r/mi nT3 = 2.791 105 N mm2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為d3 二 mz2 =214.4mm2T3d35=2766N2 2.971 10214.4tananFr = Ft- =1038Ncos PF jFttan； -690N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)表15-3,取A。=112，得di，為了使

43、所dmin二民右：爲二34.5mm，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑選的軸直徑di與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea =KaT3，查表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取心二匸3，則Tea 二 KaT3 =1.3 279100 =362830N mm查機械設計課程設計選 HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 630000 N * mm，半聯(lián) 軸器的孔徑dI = 35mm，故取dI _lI = 35mm，半聯(lián)軸器長度L = 82mm，半聯(lián)軸器與軸 配合的轂孔長度為 L 60mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設計（1）.擬定軸上零件的裝配方案如下(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各

44、段直徑和長度1) .為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-11軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑dH=41mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D =45mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 Li =60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 取l-ll段的長度應比L1略短些，現(xiàn)取I=58mm。2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) dH 4II =41mm，由機械設計課程設計初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為d D T = 45mm 100mm 27.25mm，d III

45、TV - dVII -VIII - 45mm,而丨 III -4V - 27.25mm。3) 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程設計手冊查得30311型軸承的定位軸肩高度h = 4.5mm,因此取dIV v = 54mm,齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪齒寬為 55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度故取lVi yi =50mm,dViyi = 49mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 h . 0.07d，故 取h =4.5mm，則軸環(huán)處的直徑為 dv $二58mm。軸環(huán)寬度b _ 1.4h，故取lv $ = 9mm4）軸承端蓋的總寬度為 16m

46、m。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求,=36mm5）取齒輪距箱體壁內(nèi)之距 a = 16mm，錐齒輪與軸之上的圓柱齒輪間的距離 c二20mm，考 慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置上，應距箱體內(nèi)壁有一段距離s二8mm。則lVII mu =T s a （95-90） = 56.25mmliv 亠二T s a -lv “ =62mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接，按dwM由表6-1查得平鍵截面b h =14mm 9mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為40mm，同時為保證齒輪與軸配合有良m6b h l = 10mm 8mm 45mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7；滾動軸承與軸的周向定位是m6好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7 ；同樣半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。(4) .確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，各軸肩處的圓角半徑R2.彎矩圖及扭矩圖如下:5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置上a的值，對于30305型圓錐滾子軸承，有機械設計課程設計中查得a=21.5mm,故作為簡支梁的軸的支撐跨距L2 L3 =103.75 56.75 = 160.5mm