機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置計(jì)

1、設(shè)計(jì)題目 : 斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置計(jì)專 業(yè) : 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班 級 : a08 機(jī)械 （2）班設(shè) 計(jì) 者 ： 學(xué) 號 ： 指導(dǎo)教師 ： 目        錄 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)-3第二章  電動(dòng)機(jī)的選擇和計(jì)算-4 第三章 齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算-7第四章 軸的設(shè)計(jì)和校核- -15 第五章 軸承的校核計(jì)算-25 第六章 鍵的校核計(jì)算-27 第七章 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算- 27 第八章 減速器附件設(shè)計(jì)及計(jì)算-29 結(jié)束語 -30參考資料-30第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)斗式提升

2、機(jī)的原理是通過運(yùn)輸帶傳動(dòng)裝置給運(yùn)輸機(jī)傳替力和運(yùn)動(dòng)速度。它在社會(huì)生產(chǎn)中廣泛應(yīng)用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執(zhí)行機(jī)構(gòu)如下：1、 原始數(shù)據(jù) 生產(chǎn)率q（t/h）q=25 提升帶的速度，（m/s）v=2.0提升帶的高度h，（m）h=20提升機(jī)鼓輪的直d，（mm）d=500 2、 已知條件1） 斗式提升機(jī)的提升物料，谷物，面粉，水泥等提升機(jī)驅(qū)動(dòng)鼓輪所需要的功率為pw=qh(1+0.8v)/3672） 斗式提升機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中有保安裝置（安全聯(lián)軸器）；3） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35左右；4） 工作壽命為8年，每年300個(gè)工作日，每日工作16小時(shí)；5） 制造條件

3、及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3、參考傳動(dòng)方案第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇和計(jì)算第一節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇1.選擇電動(dòng)機(jī)類型 由于電動(dòng)機(jī)工作環(huán)境為室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境做高溫度35左右，故選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v，y型。2.選擇電動(dòng)機(jī)容量 電動(dòng)機(jī)所需工作功率按式為 因?yàn)?pw=qh(1+0.8v)/367 所以 pw=qh(1+0.8v)/367=25*20(1+0.8*2.0)/367=3.54kw 有電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總功率為 式中：1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動(dòng)和卷筒的傳動(dòng)效率。 取 1=0.99（齒輪聯(lián)軸器），2=0.98（滾子軸承），3=0.97（齒輪精度

4、7級，不包括軸承效率），4=0.98 則=××0.96=0.903264 因此，pp/3.54kw/0.903264=3.94kw3.確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作速度為 n=60*1000*2.0/3.14*450=84.93r/min 按表1（）的傳動(dòng)比合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比i=840， 故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 ni×n(840)x84.93=679.413397符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000,1500和3000r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，根據(jù)參考文獻(xiàn)機(jī)械零件設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 毛振揚(yáng) 陳秀寧 施高義 編 浙江大學(xué)出版社 第339-340頁

5、表附表15-1可查得所需的電動(dòng)機(jī)y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)，查出有四種適用的電動(dòng)機(jī)型號，因此有四種傳動(dòng)比方案，其性能見下表表.1方案電動(dòng)機(jī)型號額定功率ped kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y132s1-25.5300029002.02y132s-45.5150014402.23y132m2-65.510009602.04y132s-15.5150014402.04.電動(dòng)機(jī)的外型和安裝尺寸圖.2表.2中心高h(yuǎn)外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓空直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸13238x8010x33第二節(jié) 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比，并分配各級傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)型號為y132s1-2，滿載轉(zhuǎn)速

6、n=2900r/min（1）總傳動(dòng)比 v=2.0m/s,n=vx60x1000/2x3.14r=84.92r/min n/n2900/84.9234.15（2）分配各級傳動(dòng)比 =5.84式中，分別為高速軸齒輪傳動(dòng)和低速軸齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比同軸式二級齒輪減速器的傳動(dòng)比這樣取，其減速器外廓尺寸會(huì)比較大第三節(jié) 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速 軸 2900r/min軸  2900/5.84497r/min軸  / 497/5.84=85.03 r/min卷筒軸 =85.03 r/min(2)各軸輸入功率 軸 ×3.94×0.993.90

7、kw 軸 ×2×3.90×0.98×0.973.71kw 軸 ×2×3.71××0.973.52kw 卷筒軸 ×1×2=3.52×0.99×0.983.42kw各軸輸出功率 軸 ×0.98=3.82 kw 軸 ×0.98=3.64kw 軸 ×0.98=3.45kw 卷筒軸 ×0.98=3.35kw（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550×3.94/2900=12.97 n·m 軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸 

8、15; =12.97×0.99=12.85 n·mii軸 ×××=12.85×5.84×0.98×0.97=71.31 n·m軸 ×××=71.31×5.84×0.98×0.97=395.88n.m卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩 =××=395.88××0.98=384.08n·m軸輸出轉(zhuǎn)矩 軸 ×0.98=12.59 n·m軸 ×0.98=69.88n·m軸 ×

9、0.98=387.96n·m卷筒軸輸出轉(zhuǎn)矩 ×0.98=376.40n·m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表軸名參數(shù) 電動(dòng)機(jī)軸  軸 軸軸 卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）2900290049785.0385.03功率p(kw)3.543.903.713.523.42轉(zhuǎn)距t(nm)12.9712.8571.31395.88384.08傳動(dòng)比i15.845.841效率0.990.95060.94100.9604第三章 齒輪的設(shè)計(jì)與校核（一）高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸

10、開線斜齒輪（1）       齒輪材料及熱處理  材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280hbs 取小齒齒數(shù)=18高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240hbs z=i×z=5.45×18=98.1取z=99 齒輪精度按gb/t100951998，選擇7級，齒根噴丸強(qiáng)化。初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定各參數(shù)的值:試選=1.6查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) z=2.433 由課本圖10-26 則計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)n=60nj =60×2900×1&#

11、215;（16×300×8）=6.6816×10hn= =60nj =60×532×1×(16×300×8) =1.2257×10h查課本10-19圖得：k=0.92 k=0.98齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1:=0.92×550=506 =0.98×450=441 許用接觸應(yīng)力 查課本由表10-6得： =189.8mp 由表10-7得: =1t=95.5×10×=95.5×10×4.5837/2900=1.509×

12、10n.m3.設(shè)計(jì)計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d=計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬b和模數(shù)計(jì)算齒寬b b=32.32mm計(jì)算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計(jì)算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×1.74=3.915 = =8.255計(jì)算縱向重合度=0.318=1.427計(jì)算載荷系數(shù)k使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動(dòng)載系數(shù)k=1.1,查課本由表10-4得k的計(jì)算公式:k= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×32.32=1.415查課本由表10-13得: k=1.35查課本由表10-3

13、得: k=1.2故載荷系數(shù):kk k k k =1×1.1×1.2×1.415=1.8678按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=32.32×=34計(jì)算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩15.09kn·m   確定齒數(shù)z因?yàn)槭怯昌X面，故取z18，zi z5.45×1898.1傳動(dòng)比誤差  iuz/ z98.1/185.45i0.0325，允許      計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos18/

14、 cos1419.7 zz/cos99/ cos14108.37       初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1       初選螺旋角  初定螺旋角 14       載荷系數(shù)kkk k k k=1×1.1×1.2×1.351.782       查取齒形系數(shù)y和應(yīng)力校正系數(shù)y查課本由表10

15、-5得:齒形系數(shù)y2.91 y2.18 應(yīng)力校正系數(shù)y1.53  y1.79       重合度系數(shù)y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/181/99）×cos141.676arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因?yàn)?cos，則重合度系數(shù)為y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋角系數(shù)y 軸向重合度 1.386y10.84

16、       計(jì)算大小齒輪的  安全系數(shù)由表查得s1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160nkt6.6816×10h大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n2n1/u1.225728×10 h查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命

17、系數(shù):k=0.86 k=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計(jì)計(jì)算 計(jì)算模數(shù)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=34來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=16.49 取z=17那么z=17×25=93   幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 a=113.4將中心距圓整為114按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑d=35.236d=192.766計(jì)算齒輪寬度

18、b=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按任務(wù)書中所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度3）材料選擇 由表10-1（） 低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280hbs 速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240hbs 3）按第一組齒輪計(jì)算結(jié)果得出中心距離，因?yàn)榇藴p速器是同軸式的所以可以確定中心距離a=114，又因?yàn)閭鲃?dòng)比相同，所以大小齒輪的分度圓直徑與第一組齒輪的相同,即d3=d1=36mm,d4=d2=193mm。 4）初選z3=24,z4=z3x5.45=130.8 取130 3.按

19、齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算模數(shù) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩76.636kn·m(2)      初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1(3)     初選螺旋角  初定螺旋角 14（4）      重合度系數(shù)y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/130）×cos141.65537（5）  &#

20、160;    螺旋角系數(shù)yy10.84（6）由圖10-20（）查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（7）由圖10-18（）查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) k=0.86 k=0.91 （8） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得 = （9）計(jì)算載荷系數(shù) kk k k k=1×1.1×1.2×1.351.782 （10）查取齒形系數(shù) 由表10-5（）查得 y2.65 y2.156 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5（）查得 y1.58 y1.806（11）計(jì)算大、小齒輪的大小，并加以比較 大齒輪的數(shù)值較大

21、2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.516，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5，按d3=d1=35，算出小齒輪齒數(shù)z3=d1/m=35xcos14/1.5=22.6，取整23，大齒輪齒數(shù)z4=5.45x23=125.35,取125。這樣計(jì)算出的齒輪傳動(dòng)，既滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。1. 幾何尺寸計(jì)算中心距 a=114.43將中心距圓整為114按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos 因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.2

22、.1） 計(jì)算分度圓直徑 =35.43 圓整為35mmd=192.562）計(jì)算齒輪寬度 b=圓整的 所以，計(jì)算得齒輪的參數(shù)為： 高速級大193 2 93 11435 14小351740低速級大193 1.5 12535小352340 第四章 軸的設(shè)計(jì)和校核第一節(jié) 高速軸的設(shè)計(jì)1.確定軸上的輸出功率，輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 2.求作用在軸上的力 因已知圓錐齒輪的分度圓直徑為： ,則 3.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3（）取，于是得 取聯(lián)軸器處軸的直徑為最小直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1（），考慮到轉(zhuǎn)矩

23、變化小，故取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又由于所選電動(dòng)機(jī)的軸直徑為，因此選用的聯(lián)軸器軸孔直徑為，查機(jī)械設(shè)計(jì)電子手冊選用tl6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取；半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1） 擬定軸上零件的2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度（1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，右端需制出一軸肩，故取段的直徑為；半聯(lián)軸器與軸的轂孔配合的轂孔長度，為了保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故取段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。（2） 初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。

24、參照工作要求并根據(jù)，由軸承手冊中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30305型，其尺寸為，故取，。根據(jù)表13-10（），由于滾動(dòng)軸承的值小于，因此軸承潤滑采用脂潤滑，故在段采用一擋油環(huán)，根據(jù)軸承長度和擋油環(huán)寬度，取。（3） 取安裝齒輪出軸段iv-v的直徑=30，齒輪的左端與左邊軸承之間用套筒定位。，輪轂的寬度為50。為了使套筒端面可靠的定位此軸段要略短。取齒輪右邊用軸肩定位高度為小于0.1d。所以。（4） 軸承短蓋的總寬度為（由減素器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。（5） 取齒輪距離箱體內(nèi)

25、壁的距離為a=10。考慮到箱體的鑄造誤差滾動(dòng)軸承應(yīng)該距離內(nèi)壁一段距離s=5，已知滾動(dòng)軸承規(guī)格則 3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，（標(biāo)準(zhǔn)鍵長見（gb1096-79 1990），半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為。（4）確定軸上倒角和圓角尺寸 參考表15-2（），取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑取為4. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊中查取值，對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查取，因此作為懸臂梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)

26、算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，截面1是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面處的的值列與下表載荷水平面h垂直面v支反力f，彎矩m總彎矩扭矩t6.按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，根據(jù)公式和表中數(shù)據(jù)，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第三節(jié) 中速軸的設(shè)計(jì)1.確定軸上的輸出功率，輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 2.求作用在齒輪上的力 1）圓柱大齒輪 2）圓柱小齒輪 3.初步確定軸的最小直徑先根據(jù)公式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3（），取，于是

27、 軸的最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承處的軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取軸承型號。因軸承同時(shí)受有徑向和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，有軸承手冊中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，t取整為21mm故取軸承處軸的直徑。4.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直徑和長度 （1）為了滿足軸承與軸的配合，取軸承處軸的直徑，同理。查表13-10（），由于圓錐滾動(dòng)軸承的，故軸承采用脂潤滑，因此在段，軸承右端添加檔油環(huán)，根據(jù)軸承寬度，和擋油環(huán)寬度，取。（2）由于圓錐齒輪的軸向定位要求，要

28、求擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，需使齒輪輪轂寬度比段長，又因?yàn)閳A錐齒輪與箱體內(nèi)壁的的距離為，因箱體壁厚為10mm箱體軸承突臺(tái)高為48mm ,因此選取擋圈寬度為，故取。齒輪與軸連在一起長度為50mm ,故取。根據(jù)齒輪孔孔徑大小，取。（3）軸i與ii間用套定位，為滿足擋油環(huán)的軸向定位要求，在段制出一軸肩，根據(jù)擋油環(huán)的定位高度，取。ii-iii的軸長要略短于齒輪輪轂寬度取為滿足圓柱齒輪的定位要求，取。長度根據(jù)第一根軸和第三跟軸中間軸承座的寬度來頂3）軸上零件的周向定位 圓錐齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面（gb1096-79-1990），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。同時(shí)為了保證齒輪與軸

29、配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上圓角與倒角的尺寸 參考表15-2（），取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑均為。5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，作出重油的計(jì)算簡圖。在確定軸承的作用支點(diǎn)時(shí)，應(yīng)從手冊中查取值，對于32006型滾子軸承，由手冊中查得，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為作出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面2、3中的一處是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面2、3處的的值列與下表載荷水平面h垂直面v支反力f截面2處彎矩截面3處彎矩截面2處的總彎矩截面3處的總彎矩扭矩

30、由此可知3截面處為危險(xiǎn)截面6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和表5中的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前以選定軸承的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第二節(jié) 低速軸的設(shè)計(jì)1.確定軸上的輸出功率，輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 2.求作用在軸上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為： 3.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3（），查得，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1（）

31、考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4.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)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 （1）用套筒滿足半連軸器的軸向定位要求，在左端不需制出一軸肩，故取端的直徑；右端用軸端也用套筒定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度，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，故段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸受徑向力，又要防止軸的軸向竄動(dòng)，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，

32、并根據(jù)，由軸承手冊中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承32212，其尺寸為，t圓整取26mm故。由于滾動(dòng)軸承的dn值小于，查表13-10（）可知，軸承潤滑采用脂潤滑，因此在軸承前添加一擋油環(huán)，又因?yàn)檩S承寬度，故取。（3）為了保證擋油環(huán)只壓在齒輪上，而不壓在軸肩上，段比齒輪轂孔長度略短一些，因此取。因此。根據(jù)齒輪孔徑取安裝齒輪出的軸段段的直徑。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度，取。（4）軸承端蓋的總寬度為32mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面見的距離，故取。(5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，錐齒輪與圓柱齒輪之

33、間的距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，一直滾動(dòng)軸承寬度，大圓錐齒輪轂孔長度，則 則至次，已初步確定了軸的各段直徑和長度3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按查手冊得平鍵面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm (標(biāo)準(zhǔn)鍵長見gb1096-79)， 同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周想定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩出的圓角半徑為。5.求軸上載荷在確定軸承的

34、支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊中查取值，對于32212型軸承，由手冊中查得，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面4是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面4處的、的值列與下表載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t6.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)公式及上表中的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第五章 軸承的選擇及計(jì)算i軸：求兩軸承受到的徑向載荷1、 軸承30206的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核ii軸：2、 軸承30307的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核iii軸：3、 軸承32214的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核第六章 鍵連接的選擇及校核計(jì)算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高