帶式運(yùn)輸機(jī)二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)裝置課程設(shè)計(jì)

1、.課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)裝置學(xué)院：班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)老師：一設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)裝置1 帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理（帶式運(yùn)輸機(jī)二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)裝置示意圖）2工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；單班工作，實(shí)際工作時(shí)間為上班時(shí)間的70%，工作期限是五年。3原始數(shù)據(jù)：設(shè)運(yùn)輸機(jī)鼓輪軸上的阻力矩為t，鼓輪的轉(zhuǎn)速n=60r/min(設(shè)計(jì)時(shí)允許有5%的偏差)。傳動(dòng)示意圖：1電動(dòng)機(jī)2聯(lián)軸器3減速器4帶式運(yùn)輸機(jī)5運(yùn)輸機(jī)鼓輪6聯(lián)軸器二 動(dòng)力機(jī)選擇因?yàn)閯?dòng)力來源：電力，三相交流電，電壓380/220v；所以選用常用的封閉式系列的交流電動(dòng)機(jī)。1 電動(dòng)機(jī)容量的

2、選擇1） 工作機(jī)所需功率pw 由題中條件 查詢工作情況系數(shù)ka（見1表8-6），查得k a=1.3設(shè)計(jì)方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本設(shè)計(jì)中的聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率（2個(gè)），軸承的傳動(dòng)效率 （4對(duì)）， 齒輪的傳動(dòng)效率（2對(duì)），本次設(shè)計(jì)中有8級(jí)傳動(dòng)效率 其中=0.99（兩對(duì)聯(lián)軸器的效率取相等） =0.99（123為減速器的3對(duì)軸承） =0.98（4為鼓輪的一對(duì)軸承） =0.95（兩對(duì)齒輪的效率取相等）=0.8412） 電動(dòng)機(jī)的輸出功率pw=ka*=2.1889kwpdpw/，=0.84110pd2.1889/1.84110=2.60228kw2 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇由v=1.1m/

3、s 求鼓輪轉(zhuǎn)速nwv =1.1 nw=95.496r/minnd（i1·i2in）nw有該傳動(dòng)方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級(jí)傳動(dòng)比i1,i2，其他 傳動(dòng)比都等于1。由1表13-2知圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為35。所以 nd =(i1*i2) nw=32，52* nw 所以nd的范圍是（540，1500）r/min，初選為同步轉(zhuǎn)速為1430r/min的電動(dòng)機(jī)3電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定由表12-12查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y100l2-4,其額定功率為3kw，滿載轉(zhuǎn)速1430r/min?；痉项}目所需的要求。=0.8411pw=2.1889k kwpd2.60228 kwnw=95.496 r/mi

4、n電機(jī)y100l2-4電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kgy100l2-4,3.014302.22.338三 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1 計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：nm/nw nw95.496 nm=1430r/min i14.9742 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因?yàn)閕14.974，取i15，估測(cè)選取 i1=4.8 i2=3.2速度偏差為0.5%，所以可行。3 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速的計(jì)算 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸速度 n0=1430r

5、/min 高速i n1=1430r/min 中間軸ii n2=297.92r/min 低速軸iii n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各軸功率電動(dòng)機(jī)額定功率 p0=pd*=3kw (n01=1) 高速i p1=p0*n12=p0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 kw (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中間軸ii p2=p1=p1*n齒*n軸承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 kw (n23=0.95*0.99=0.94) 低速軸iii p3=p2*n34=p2*=2.7653*0.95*0.99=2.600 kw (n34

6、= =0.95*0.99=0.94) 鼓輪 p4=p3*n45=p3*=2.600*0.98*0.99=2.523 kw（n45=0.98*0.99=0.96）傳動(dòng)比15i1=4.8 i2=3.2各軸速度：n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min各軸功率：p0 =3kwp1= 2.9403p2=2.7653 kw p3=2.600 kw p4=2.523 kw各軸轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸 t0=2.2 n高速i t1= =19.634 n 中間軸ii t2= =88.615 n 低速軸iii t3= =264.118

7、n 鼓輪 t4=256.239 n其中td= (n*m)項(xiàng) 目電動(dòng)機(jī)軸高速軸i中間軸ii低速軸iii卷筒轉(zhuǎn)速（r/min9293.193.1功率（kw）32.793292.6282.42042.4204轉(zhuǎn)矩（n·m）2.219.65488.6177264.1175256.2395傳動(dòng)比114.83.21效率10.980.940.940.96四 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）a 高速齒輪的計(jì)算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)2.9403kw1430r/min4.819.643n·m1.31 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為

8、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40hbs。2） 精度等級(jí)選用7級(jí)精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z296的；2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。按式（1021）試算，即 dt2.32*各軸轉(zhuǎn)矩：t1=19.634 n t2=88.615 nt3=264.118 n t4=256.239 n7級(jí)精度；z120 z2963 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）（1） 試選kt1.3（2） 由1表107選取尺寬系數(shù)d1（3） 由1表106查得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8m

9、pa（4） 由1圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極hlim1600mpa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限hlim2550mpa；（5） 由1式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160n1jlh60×1430×1×（2×8×365×8）4×10e9 n2n1/4.88.35×10e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。ln為齒輪的工作壽命，單位小時(shí)（6） 由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.90；khn20.95（7） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 h10.90&#

10、215;600mpa540mpa h20.98×550mpa522.5mpa2） 計(jì)算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=37.043（2） 計(jì)算圓周速度v=2.7739（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=1×37.043mm=37.043mmm=1.852h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 計(jì)算載荷系數(shù)k 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1根據(jù)v=2.7739m/s,7級(jí)精度，由1圖108查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.14；由1表104查得7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)k

11、hb的計(jì)算公式和直齒輪的相同，kt1.3d1n14×10e9n28.35×10e8khn10.90khn20.95s1h1540mpah2522.5mpad1t =37.043v =2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb/h=8.89ka=1固： khb=1.12+0.18(1+0.6×d)d+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，khb=1.41652查1表1013查得kfb =1.33由1表103查得kh=kh=1.1。故載

12、荷系數(shù) k=kakvkhkh=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763（5） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=41.10968mm（6） 計(jì)算模數(shù)m m=mm=2.0554 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由1式(105) m1） 確定計(jì)算參數(shù)由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限 f1=500mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度f(wàn)2=380mpa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)kfn1=0.85 kfn2=0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)s=1.4 見1表10-12得f1=（kfn1*f1）/s=303.57mpaf

13、2= （kfn2*f2）/s=238.86mpa（1） 計(jì)算載荷系數(shù)k=kakvkfkf=1×1.12×1.2×1.33=1.7875（2） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得ysa1=1.55；ysa2=1.79（3） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.014297=0.016341 大齒輪的數(shù)值大。khb=1.41652kfb =1.33kh=kh=1.1k=1.7763d1=41.10968mmm=2.055f1=500mpaf2=380mpakfn1=0.85 kfn2=0.88s=1.4f1= 303.57mpaf2 =238.86mpak=1.7875ysa

14、1=1.55ysa2=1.79=0.014297=0.0163412） 設(shè)計(jì)計(jì)算m=1.4212對(duì)結(jié)果進(jìn)行處理取m=2z1=d1/m=41.1097/221 大齒輪齒數(shù)，z2=u* z1=4.8*21=1005 幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)算中心距d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圓整后取121mm2） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=42mm，d2=200mm3） 計(jì)算齒輪寬度 b=dd1， b=42mmb1=47mm，b2=42mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm4） 驗(yàn)算ft=2t1/d1=2*

15、19.6543*10e3/42=935.919 nm/s 結(jié)果合適5） 由此設(shè)計(jì)有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2424721大齒輪2200421006） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。b 低速齒的輪計(jì)算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)2.7654kw297.92r/min3.288.6177n·m1.31選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）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，二者材料硬度差為40hbs。2）精度等

16、級(jí)選用7級(jí)精度；3）試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z277的；2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（1021）試算，即 m=2z1=21z2=100d1=42d2=200a=121b1=47mmb2=42mm ft=1048.18 n7級(jí)z124z277dt2.32*3. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選kt1.3（2） 由1表107選取尺寬系數(shù)d1（3） 由1表106查得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8mpa（4） 由1圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1600mpa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限hlim2550mp

17、a；（5） 由1式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160n1jlh60×297.92×1×（2×8×365×8）8.351×10e8 n2n1/3.22.61×10e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。ln為齒輪的工作壽命，單位小時(shí)（6） 由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.90；khn20.95（7） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 h10.90×600mpa540mpa h20.95×550mpa522.5mpa4. 計(jì)算（8） 試算小齒輪分度

18、圓直徑d1td1t=62.93491) 計(jì)算圓周速度v=0.9810 m/s2) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=1×62.9349mm=62.9349mmm=3.1467h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08 =8.893) 計(jì)算載荷系數(shù)k 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1根據(jù)v=0.4230 m/s,7級(jí)精度，由1圖108查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.14；kt1.3d1ze189.8mpa=600mpahlim2550mpa；n18.351×10e8n22.61×10e8khn10.90khn

19、20.95h1540mpad1t=62.9349v=0.9810 m/sb=62.9349mmm=3.1467ka=1kv=1.14由1表104查得7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)的khb計(jì)算公式和直齒輪的相同，固khb=1.12+0.18(1+0.6×d)d+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，khb=1.414查1表1013查得kfb =1.33由1表103查得kh=kh=1.1。故載荷系數(shù) k=kakvkhkh=1×1.14×1.1×1.41

20、4=1.77314) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=69.78mm5) 計(jì)算模數(shù)m m =mm3.48906) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由1式(105) m5 確定計(jì)算參數(shù)由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限 f1=500mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度f(wàn)2=380mpa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)kfn1=0.85 kfn2=0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)s=1.4 見1表10-12得f1= （kfn1*f1）/s=303.57mpaf2= （kfn2*f2）/s=238.86mpa1）計(jì)算載荷系數(shù)k=kakvkfkf=1×

21、;1.12×1.2×1.33=1.78752） 查取應(yīng)力校正系數(shù)有1表10-5查得yfa1=2.8; yfa2=2.18由1表105查得ysa1=1.55；ysa2=1.793）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.014297=0.016341 khb=1.414k=1.7731d1=69.78mmm=3.4890= 303.57mpa=238.86mpak=1.7875=0.014297=0.016341 所以 大齒輪的數(shù)值大。6 設(shè)計(jì)計(jì)算m=3.4485對(duì)結(jié)果進(jìn)行處理取m=3.5 ，（見機(jī)械原理表5-4，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數(shù) z1=d1/m=6

22、9.9349/3.519.981420大齒輪齒數(shù) z2=u* z1=3.2*20=647 幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)算中心距d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a圓整后取147mm ，d1=70.00mm2） 計(jì)算齒輪寬度3） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑b=dd1 b=70mm b1=75mm，b2=70mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm7） 驗(yàn)算ft=2t2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 nn/mm。結(jié)果合適8） 由此設(shè)計(jì)有模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪3.57

23、020°75大齒輪3.522420°70五 軸的設(shè)計(jì)（在本次設(shè)計(jì)中由于要減輕設(shè)計(jì)負(fù)擔(dān)，在計(jì)算上只校核一根低速軸的強(qiáng)度）a 低速軸3的設(shè)計(jì)1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.6 kw264.118n·m93.1r/min224mm20°2求作用在齒輪上的力fr=ft*tan=2358.17*tan20°=858.30n3 初步確定軸的直徑m=3.5z1=20z2=64a=147mmd1=70.00mmd2=224mmb1=75mmb2=70mm=36.17n/mm先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼。根據(jù)

24、表115-3選取a0=112。于是有此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。4 聯(lián)軸器的型號(hào)的選取查表114-1,取ka=1.5則；tca=ka*t3=1.5*264.118=396.177n·m按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5843-2003（見表28-2），選用gy5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為400 n·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=60mm .固取d1-2=60mm。見下表5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段

25、直徑和長(zhǎng)度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=66mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=72。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l1= 107mm ,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，固取1-2斷的長(zhǎng)度應(yīng)比l1略短一些，現(xiàn)取l1-2=105mmb 初步選擇滾動(dòng)軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16大量生產(chǎn)價(jià)格最低，固選用深溝球軸承又根據(jù)d2-3=66mm 選 61909號(hào)右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=66m

26、m和上表取d3-4=d7-8=72軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.070.1倍所以在d7-8=72mm l6-7=30mm。c 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=78mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為125，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l4-5=120mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里2358.17ngy5 凸緣聯(lián)軸器61909號(hào)軸承去軸肩高度h=9mm.所以d5-6=96mm.軸的寬度去b>=1.4h,取軸的寬度為l5-6=12mm.d 軸承端蓋的總寬度為15mm（有減速器

27、和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為40mm。固取l2-3=60mm e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度t=7mm小齒輪的輪轂長(zhǎng)l=50mm則 l3-4 =t+s+a+(70-67)=50mm l6-7=l+c+a+s-l5-6=90mm至此已初步確定軸得長(zhǎng)度3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=78mm 由 手冊(cè)查得平鍵的截面 b*h=16

28、*10 (mm)見2表4-1,l=56mm同理按 d1-2=60mm. b*h=10*8 ,l=70。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選h7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選h7/k6。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖5) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查出a值參照1圖15-23。對(duì)與61809，由于它的對(duì)中性好所以它的支點(diǎn)在軸承的正中位置。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐

29、跨距為182mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計(jì)算齒輪ft=2t1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 n fr= ft tana = ft tan20°=858.31 n通過計(jì)算有fnh1=758n fnh2=1600.2mh=fnh2*58.5=93.61 n·m 同理有fnv1=330.267n fnv2=697.23nmv=40.788n·m n·m載荷水平面h垂直面v支反力fnh1=758n fnh2=1600.2fnv1=330.267n fnv2=697.23n彎矩mh= 93.61 nmv=40.788

30、n總彎矩m總=102.11 n扭矩t3=264.117 n6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c的強(qiáng)度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取0.3；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取0.6）1）計(jì)算軸的應(yīng)力 fnh1=758n fnh2=1600.2mh= 93.61 n=102.11 n（軸上載荷示意圖）前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60mpa因此ca<-1，故安全。7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1) 判斷危險(xiǎn)截面截面a,b只受扭矩作用，雖然

31、鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面a,b均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。截面和v顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。2) 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)=15.08mp

32、aw=9112.5mm3wr=188225 mm3截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為t3=264.117 n截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按1附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 ， 又由1附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由1附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為m=4.5 mpa=14.5 mpa， 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按1式（15

33、-6）（15-8）則得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無(wú)大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)束。b中間軸 2 的設(shè)計(jì)1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.765 kw88.615n·m93.1r/min200mm20°2求作用在齒輪上的力fr =ft*tan=2358.17*tan20°=322.53n3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼。根據(jù)表115-3選取a0=112。于是有4選軸承初步選擇滾動(dòng)軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量

34、摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量<=8-16>，大量生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承 在本次設(shè)計(jì)中盡可能統(tǒng)一型號(hào),所以選擇 6005號(hào)軸承=13.606=886.15nfr=322.53n=23.53mm6005號(hào)軸承5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a 擬定軸上零件的裝配方案b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度由低速軸的設(shè)計(jì)知 ，軸的總長(zhǎng)度為l=7+79+6+67+30=189mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端l1-2=12mm 直徑為d1-2=25mm左端軸承采用軸肩定位由2查得 6005號(hào)軸承的軸肩高度為2.5mm所以d2-3=30

35、mm ,同理右端軸承的直徑為d1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因?yàn)榇簖X輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長(zhǎng)度為l=39+12+8+12=72mm8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度又因?yàn)樵趦升X輪嚙合時(shí)，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取l=72+2.5=74.5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為12mm由于第三軸的設(shè)計(jì)時(shí)距離也為12mm所以在該去取距離為11mm取大齒輪的輪轂直徑為30mm，所以齒輪的定位軸肩長(zhǎng)度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。c 軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm

36、 由 手冊(cè)查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表4-1,l=36mm同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選h7/n6。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。d 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖c第一軸 1 的設(shè)計(jì)1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.94kw19.634n·m1430r/min42mm20°l=189mmd1-2=25mml1-2=12mmd2-3=30mm2求作用在齒輪上的力fr=ft*tan=2358.

37、17*tan20°=340.29n3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼。根據(jù)表115-3選取a0=112。于是有4 聯(lián)軸器的型號(hào)的選取查表114-1,取ka=1.5則；tca=ka*t3=1.5*19.634=29.451n·mtca=ka*t3=1.5*19.634=29.451n·m按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5843-2003（見表28-2），選用gy2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63n·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm4 聯(lián)軸器的型號(hào)的選取查表

38、114-1,取ka=1.5則；tca=ka*t3=1.5*19.634=29.451n·m按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5843-2003（見表28-2），選用gy2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63 n·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm 見下表5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a 擬定軸上零件的裝配方案b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l1=42m

39、m ,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，固取1-2斷的長(zhǎng)度應(yīng)比l1略短一些，現(xiàn)取l1-2=40mmb 初步選擇滾動(dòng)軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16，大量生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù)d2-3=18mm,所以選6004號(hào)軸承。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=25mm d 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋

40、外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。固取l2-3=40mm ，c=15mm，考慮到箱體的制=934.95nfr =340.29ngy2 凸緣聯(lián)軸器ka=1.5tca=29.451n·md1=16mm造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動(dòng)軸承的寬度t=12mm小齒輪的輪轂長(zhǎng)l=50mm，則l3-4 =12mm 至此已初步確定軸得長(zhǎng)度 有因?yàn)閮奢S承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表1 表15-2取1.0mm六滾動(dòng)軸承的計(jì)算根據(jù)要求對(duì)所選的在低速軸3上的兩滾動(dòng)軸承進(jìn)行校核 ，在前面進(jìn)行軸的計(jì)算時(shí)所選軸3上的兩滾動(dòng)軸承型號(hào)均為

41、61809，其基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。現(xiàn)對(duì)它們進(jìn)行校核。由前面求得的兩個(gè)軸承所受的載荷分別為fnh1=758n fnv1=330.267nfnh2=1600.2 fnv2=697.23n 由上可知軸承2所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承2，所以只需對(duì)軸承2進(jìn)行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力 所受的軸向力 它們的比值為 根據(jù)1表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時(shí)。2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p，根據(jù)1式（13-8a）按照1表13-5，x=1，y=0,按照1表13-6，取。則3）驗(yàn)算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為 （工作時(shí)間）,根據(jù)1式（13-5）（ 對(duì)于球軸

42、承取3） 所以所選的軸承61909滿足要求。七連接的選擇和計(jì)算按要求對(duì)低速軸3上的兩個(gè)鍵進(jìn)行選擇及校核。1）對(duì)連接齒輪4與軸3的鍵的計(jì)算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（a型）。根據(jù)d=52mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)l=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長(zhǎng)度l=l-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10

43、=5mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵16×10×63 gb/t 1069-1979。2）對(duì)連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計(jì)算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用a型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)l=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長(zhǎng)度l=l-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵10×8×70 gb/t 1069-1979。圓頭普通平鍵（a型）=43.6mpa鍵16×10×63=63.4mpa八潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑油牌號(hào)及密封裝置的選擇由于兩對(duì)嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不