哈工大機械設計課程設計-帶式運輸機-二級齒輪

1、一、傳動裝置的總體設計（一）設計題目課程設計題目：帶式運輸機傳送裝置1. 設計數(shù)據(jù)及要求：設計的原始數(shù)據(jù)要求：F=2200Nd=250mm v=0.9m/s機器年產量：小批量； 機器工作環(huán)境：清潔；機器載荷特性：平穩(wěn)； 機器最短工作年限：6年2班。2. 傳動裝置簡圖：（二）選擇電動機1. 選擇電動機的類型根據(jù)參考文獻2，按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷式結構，電壓為380V2. 選擇電動機的容量工作機的有效功率為:RvFv10002200 °.9 kW10001.98KW從電動機到工作機傳送帶間的總效率為:1224324式中：1234分別為聯(lián)軸器、軸承、

2、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器，軸承為角接觸球軸承，齒輪為8級精度齒輪，由參考文獻2表9.1取帀=0.99月旳=097可4 =鋪。則.=#彳 X X 彳x 可可二 0.99z x 0.994 X 0.97z X 0.96 = 0.846所以電動機所需要的工作功率為:%1.98pd-=JtW = 2.34klV0.8463. 確定電動機轉速按參考文獻2表9.2推薦的傳動比合理圍二級圓柱齒輪減速器傳動比'，而工作機卷筒軸的轉速為：60 X 1000 x v 60 X 1000 X 0.9= 68.755 r/mfHH7T X c/It X 250所以電動機轉速的可選圍為：:

3、1'符合這一圍的同步轉速有750 r/min、1000r/min、1500r/min三種。綜合考慮電動 機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊,決定選用同步轉速為 1000r/min的電動機，另需要其中電機工作所需額定功率:Ped Pd。根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由參考文獻2表15.1以及有關手冊選定電動機型號 為丫132S-6其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kW滿載轉速Xr/mi n）起動轉矩最大轉矩 額定轉矩額定轉矩Y132S-639602.02.0由參考文獻2表15.2查得電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下:型號HABCDEFXGDGKY132S132

4、21614070388010X83312bb1b2hAABBHAL12802101353156020018475（三）計算傳動裝置的總傳動比1. 總傳動比i為：5960= = 13,9631 nw 687552 分配傳動比：考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取=1.4i",故:h = l,4iE = JlA x 1963 = 14210/ =13.963=3.1584J21（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉速I軸?i =叫n = 960 r/minU軸n 1%nnJ = rT = 4.4Z1 = 217.14r/m(n川軸h|【= 5 = 3j58 =68J6r

5、/min卷筒軸n評=nt1 = 68-76 r/min2. 各軸的輸入功率軸 - I = *；忽，G處.=飛匚乂打U軸，：| '' 1:川軸 ” 八 I W. m.卷筒軸 k ''：-' I- i ：心''3. 各軸的輸出轉矩電動機軸的輸出轉矩為Gpd6234T f = 9.55 X 10右一 =9.55 x IO6 X = 23278 N * mm %960所以：I軸丁1=T(irji = 23278 x 0,99 = 23045 N，mmU軸=T i巾巾5=23045 x 0.99x 0.97 x 4.421 =97839 N mm川

6、軸【I=T it 恢i =97839 x 0.99x 0.97 x 3,158 =296708 A/ * mm卷筒軸h產幾円刃丄二295708 x 0.99x 0.99 290804 N - mm將上述計算結果匯總于下表得軸名功率kW轉矩 T/(N mm)轉速n/(r/mi n)傳動比i效率n電機軸2.342327896010.99I軸2.32230459604.4210.96U軸2.2297839217.14川軸2.1429670868.763.1580.96卷筒軸2.1029080468.7610.98二、傳動零件的設計計算（一）高速齒輪傳動1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到帶式運輸機

7、為一般機械，故大小齒輪均選用5鋼，采用軟齒面，小齒輪調質 處理，齒面硬度為215255HB平均硬度236HBW大齒輪正火處理齒面硬度162217HBW 平均硬度190HBW大、小齒輪齒面平均硬度差為6HBW在 3050HBW。選用8級精度。2初步計算傳動主要尺寸由于是軟齒面閉式傳動，故按照齒面接觸疲勞強度進行。由參考文獻式（8.21）, 即式中各參數(shù)為:1）小齒輪傳遞的扭矩T | = 23045/V 2)設計時，因V值未知,'不能確定，故可初選載荷系數(shù)1 ：,本題初選陷=1-43)由參考文獻1表8.6取齒寬系數(shù)d = 104)由參考文獻1表8.5查得彈性系數(shù)，'5)初選螺旋角1

8、2，由參考文獻1圖8.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為h =7)齒數(shù)比.421。6)初選心=19,貝則2 = x x1 = 4.421 x 19 = 83.99由參考文獻1式（8.1）得端面重合度1.88-3.2188-32 X=)1= 1.67由參考文獻1式（8.2）得軸面重合度Eg O.3180dZ|tan 0.318 X 1.1 X 19 x fan 12 = 1.41由參考文獻1圖8.15查得重合度系數(shù)8）由參考文獻1圖8.24查得螺旋角系數(shù)呂=°99。Iraju =筆門9）許用接觸應力由參考文獻1式（8.26），即務 算得。由參考文獻1圖8.28e,圖8.28a得解除疲勞極限應力=

9、57OWP<lf= 390MPU小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N j = 60n j |山=60 X 960 X 1.0 X 2 X 8 X 2S0 X 6 = 1.3824 X 10 JNNooooo如得故取由參考文獻1圖8.29查得壽命系爲嚴I。 = "1（允許局部點蝕）=竺叱=1A1 X39OMPU = 4遼弼兀 恥°L0初算小齒輪1的分度圓直徑，得3.確定傳動尺寸1）計算載荷系數(shù)。由參考文獻1表8.3查得使用系數(shù)'1 '由參考文獻1圖8.7得動載荷系數(shù)1由參考文獻1表6.4得齒間載荷分布系數(shù)，則K = KAKvKKa = 1,0 x 1

10、-12 x 1,15 x L2 = 1545613824 x 10=3,1269 x 104.421由參考文獻1表8.7 ,取安全系數(shù)1 '如處* 10蘭70沖“口L JH1 Si1.0兀心凸 ffx 37.840 x 960=-m/s = r97m/s60 x100060 x 1000由參考文獻1圖8.11得齒向載荷分布系數(shù)（設軸剛性小2 X 1.4 X 230454.421 + L/1施卩1址 + 1> J J昕 mm = 37+ 840 mm1.04.4212）対5進行修正。因K于叫有較大差異，故需對療J值計算出的5進行修正，即"145456'mm - 3

11、9* 109mmQ 1.43）確定模數(shù)'dicosA 39. 109 X cosl2mtl =?im = 2 ”01. mm由參考文獻1表8.1，取'4）計算傳動尺寸mJ® +2)2 x (19 + 84)a = 10沅餉仍中心距：2cos2 x cos 12圓整為:V則螺旋角mn(zi + z2)2 x (19 + 84)a2a悝 二 arc cos= arccos 11.2() 1“2 x 105所以mr/l 2 X 19di = 38*738m?nC0SP COS11.2Q1 nz2 2 X 84d? =-mm = 171r262mm"邙 COS1L2

12、01b = 0(ix dy = 1.0 x 38.738mm = 38.738rn?ri=40mm b1 = b2 (5-10)?7imo4. 校核齒根彎曲疲勞強度由參考文獻1式(8.24)，即2KT式中各參數(shù):1) K=1.5456、h = 40mmL = 38.738m?7i2) 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)。當量齒數(shù)衍19=2043cosfi3 cosll201J光84=88,99COSfi3 COS112013由參考文獻1圖8.19查得Fi = 279g = 222 由參考文獻1圖8.20查必產I占也 =1783) 由參考文獻1圖8.22查得重合度系數(shù)o4) 由參考文獻1圖8.28查得螺旋角

13、系數(shù)，''' o算得5) 許用彎曲應力可由參考文獻1式(8.29), 即7|/ _由參考文獻1圖8.29f,圖8.29b查得彎曲疲勞極限應力臥譏=220 MPa鬲血玄=由參考文獻1圖8.32查得壽命系數(shù)丄=口 =由參考文獻1表8.7查得安全系數(shù)I：',故"1切血11.0 x 220SF1.25N2°Flini2L0 X 170%1.25MPa = 76 MPaMPa = 136MPa"4WF22KTi2 x 1.5456 x 23045=X 2.79 x 1.55 x (40 x 2 x 38.738嘰山f #MPa <yFz

14、22.22 x 17847r? = f7ri- - = 71*46 x -MPa = 65.30MPa < aF7門 1 lrF1Y512.79 x 1551 Jf2滿足齒根彎曲疲勞強度。5.齒輪結構設計1)小齒輪結構設計由軸的設計計算知小齒輪設計成齒輪軸的結構形式。齒頂高；X一"八-二心齒根高：； - ? , -、® - i < .< -yr齒頂圓二=吃十匚:、V ；-：-'匸沈dm：讓牡詩!齒根圓門 = 壯 '' ； 八“ = 3汀；：；2、； .: 1= .：2)大齒輪結構設計齒頂高；：r 齒根高畑I '，'-

15、 、心 -'、八 '齒頂圓* = " + 2 x = 171.262 4- 2 x 2?nrn = 175.262mm=200.521 - 2 x 2占mm = 166.262mm由于齒頂圓直徑 '-，采用實心式結構咼速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a小238.7386019gin11 12 3105大171.2625577（二）低速級直齒圓柱齒輪傳動設計1選擇材料、熱處理方式及精度等級經(jīng)多次計算，并考慮到減速器總體尺寸宀二的要求，選取 齒輪材料為40C,采用中硬齒面，即小齒輪調質處理，齒面硬度為06332HBW平均硬 度319 HB

16、；大齒輪亦調質處理，齒面硬度283314HBW平均硬度298HBW由于沒有軸 向力，故選用直齒輪。選用8級精度。2 初步計算傳動主要尺寸由于是中硬齒面閉式傳動，故按照齒根彎曲疲勞強度進行設計。由參考文獻1式（8.25）,即式中各參數(shù)為：1）小齒輪傳遞的扭矩 =97839 N * nun2)設計時，因V值未知,叫不能確定，故可初選載荷系數(shù)t = "7-8,本題3)4)5)由參考文獻1表8.6取齒寬系數(shù)出=°-5則2 耳箕磯 3458 x 25 = 7895 = = 3+1 (SO齒數(shù)比 可，取! = 79由參考文獻1式（8.1 ）得端面重合度:L88 -3.21Z21.88-

17、3-2 Xx cos 12° = 1674由參考文獻1圖8.21查得重合度系數(shù)7）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)的確定。當量齒數(shù)cosp1 0512 3孔 79 = 84-4-1COSfi3 COS123由參考文獻1圖8.19查得 &冷；砒：:曲 由參考文獻1圖8.20查得= 13心=177i I _卩曲剛陽8）許用彎曲應力可由參考文獻1式（8.29），匸 算得由圖8.26h得彎曲疲勞極限應力F如】=切伽尸360 MPa由參考文獻1表8.7,取安全系數(shù)1小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為:N|= 60 X 217,14 x L0 X 2 x 8 X 250 x 6 = 3,126

18、8 x 103.1268 XlO« = 9 9oi2xiQ2 iIT 3J58由圖8.30查得5 =頂=10，故1.0 X 360S卩口MPa = 288 MPa L251+0 x 360MPa = 288MPa2.58 x 1.59= 0.0142442881,25【叫22.23 x L77二=0.013705288因此,=0,014244=max.Mr L IJfi Igi-2綜上，可初算法面模數(shù):KtTuYe YFYS 12 x 1.3 x 97839mT 王 3 l;- = 3, X 0.72 X 0.014244 = 2.21mm札琉 W】F 、05 x 2523.確定傳動

19、尺寸 1）計算載荷系數(shù)K。由參考文獻1表8.3查得使用系數(shù)''7TX 217.L4 x 2.21 x 25v = =mfs 0,63m/s60 x 100060 x 1000由參考文獻1圖8.7得動載荷系瘀嚴108。由參考文獻1圖8.11得齒向載荷分布系班0二1 13（設軸剛性小）由參考文獻1表8.4得齒間載荷分布系數(shù)，則K = KAKvKfiKa = 10 X 1.08 X 1.13 X 1.1 = 1.34242）對：進行修正。并圓整為標準模數(shù)，即m =叫得= 221 x 33424 = 2.23mm按表8.1，圓整為n = 2-Smm因此,3）計算傳動尺寸中心距：fc-W

20、M丄=mzL = 2.5 X 25 = 62.5mm197.5ni?nh =您角=0,5 x 62.5 =収力z = 35mm br = b上 4- (510)mm,取打=40mm4.校核齒面接觸疲勞強度由式(8.20)aH = Z逐顯£同£皿式中各參數(shù)：1） K、T丄、b、仆“值同前。2）由表8.5查得彈性系數(shù)日=価&而石由圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù).由圖8.15查得重合度系數(shù)己=7!2尺丁訊u + 1.I =189.8 X 2.45 X 0.87 Xj矚U= 643-3MPa2 xX 62許用接觸應力:由參考文獻1圖8.28,由參考文獻1圖8.29,得“丄=2川

21、=1.0，由表8.7查得安全系數(shù) = 10sn因此有.丨，滿足齒面接觸疲勞強度要求。得 if mini = Hmija2 = 1200MPd5計算齒輪傳動其他尺寸 1）小齒輪結構設計m = 1.25 X 2.5 = 3.125mmx hf! = 62.5 + 2 x 2.>nm = 67,5m用齒根圓;1： = H 加；=疋:坨: :? U：二小:、=2）大齒輪結構設計齒頂高；八一 齒根高；！ ： I宀"-；齒頂圓.=d 2 x = 197.5 4- 2 x 25mm = 202.5mm.齒根圓;* =I* 匕 U；:"護:r = 仁匚二匕洱朋采用腹板式結構，如下圖所

22、示陞=53mm, D1 * 1 叫=84.8mm取比=85mm| ， ，：.?|c = = 7-lO.Smwij 取c = 10?nm000 占(D + D= 131mmd0 075-/>)= 23mm,= 22mm6q = (2.5-4)m = (6.25-10)?nm10mm.取亦二 10mm低速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a小2.562.50040250130mm大197.5003579三、減速器裝配圖設計考慮工藝性能、材料消耗和制造成本，選用剖分是機體，鑄鐵材料鑄造成型，與機 體有關的零件結構尺寸如下表所示。名稱符號計算公式結果機座壁厚0.025a 3

23、 88機蓋壁厚110.02a388機座凸緣厚度bb11.512機蓋凸緣厚度bib 1.5 112機座底凸緣厚度P62.520地腳螺釘直徑dfdf 0.036a 12M20地腳螺釘數(shù)目na < 2504軸承旁聯(lián)接螺栓直徑did10.75dfM12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2|d2 = (0.5-0.6)M10連接螺栓心的間距l(xiāng)150200mm軸承端蓋螺釘直徑尙d3 = (64*0.5)勺M8窺視孔蓋螺釘直徑d4d4=(0.30.4) dfM6定位銷直徑dd =( 0.70.8) d208外機壁至軸承座端面距離li11 =Cl +C2+( 58)47機壁至軸承座端面距離l 2匚1 + 勺 +

24、/ + (58)55大齒輪頂圓與機壁距離110齒輪端面與機壁距離2也a q10機蓋、機座肋厚mi,mTn】R 0,85叭m - 0.8SA8（一）高速軸（軸I）的設計計算1. 軸的基本參數(shù)I軸:“=nin = 960 r/minTi = 23045 N mm作用在齒輪上的力:2ri 2 x 23045Ft=N = 1189.8/Vn d 38.738加乳tan2Q°rlclL20fFfll = Fftan” = 1189.8 x UnlL201 N = 235,6N2. 選擇軸的材料考慮到結構尺寸以及可能出現(xiàn)的特殊要求（號小齒輪'；：，有可能需 要使用齒輪軸，而齒輪所選材料為

25、45鋼，第一級軸是高速軸同時傳遞力矩）故軸的材料 選用45鋼，熱處理方式為調質，以獲得良好的綜合機械性能。3. 初算軸徑按照扭轉強度條件初算軸的最小直徑，9+55 x W-P171 = 3卜J1V ftO.2r、式中d軸的直徑；t軸剖面中最大扭轉剪應力,MPap軸傳遞的功率，kvyn軸的轉速，r/min;許用扭轉剪應力,MPa;c由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)；軸的材料初定為45號鋼，根據(jù)參考文獻1表10.2查得C=118-106,考慮軸端彎矩 比轉矩小，取C=108Pj = 2.22n = 960 r/min所以p2.22108X960mm=14,3mm9.55 x 106-i 0.2t本方案中

26、，軸頸上有一個鍵槽，應將軸徑增為即艮 > 14.3 x (1 + 5%)mm = 15.0mm|4. 選擇聯(lián)軸器。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差隔離振動,擬選用LX型彈性柱銷聯(lián)軸器(GB/T5014-2003。計算轉矩為Tc = KT = 1.5 x 23.2&N m = 34,92A/ m式中：T聯(lián)軸器所傳遞的名義轉矩p2 34T = 9550- = 9550 X W m = 2328/V * mn960K工作情況系數(shù)。查參考文獻1表12.1可?。篕=15根據(jù)： = 3432N5,查參考文獻2表13.1LX型聯(lián)軸器中LX1型聯(lián)軸器就能滿足 傳遞轉矩的要求(幾=250訊>

27、77)。但其軸孔直徑圍為= (1272)mm,滿足不 了 電動機的軸頸要求，故選用 LX3 型聯(lián)軸器 TU = 1250N -血 > 如川=>化其軸孔直徑 = (3248)mm,可滿足電 動機的軸頸要求。最后確定減速器高速軸軸伸出的直徑5. 確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響，本方案選用角接觸球軸承。因為齒輪1的線速度irrfn _ TK4L73U x 960 '""1"，靠機體油的飛濺可以直接潤滑軸承。由于該減速器的工作環(huán)境清潔，且已選定油潤滑,故滾動軸承采用接觸式密封中的唇 形圈密封6. 確定軸承端蓋的結構形式軸承端蓋用以

28、固定軸承，調整軸承間隙并承受軸向力軸承端蓋的結構形式選用凸緣 式，用螺釘與機體軸承座連接。調整軸向間隙比較方便，密封性能好。7. 軸承部件的設計取機體的鑄造壁厚否=8皿曲，機體上軸承旁連接螺栓直徑連接螺栓直徑 砒= 12mm，裝拆螺栓所需要的扳手空間小=1伽加心加L l ,故軸承座壁至 座孔外端面距離恣用=-上，取0為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結構形式。因傳遞功率小，齒輪減速器 效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定由此所設計的軸 承部件的結構形式如圖：輸出軸的草圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小 直徑的軸端1開始設計。(1) 軸段直徑確定軸段1

29、的直徑為''''聯(lián)軸器的右端軸肩固定，由參考文獻1圖9.16和表9.5計算得到軸肩高度h = (0.070.1)(/1 = (0.070.1) x 30mm = (2.13)rn?n”2 =右 + 2/1 = 30 + 2 x (2*l-3)mm = (34.236)mm按標準GB/T1387.1-1992選取唇形圈油封的軸基本尺寸九定心，其基本外徑和寬度分別加=5伽機=Smm，所以對軸段2有心=35mm。軸段3和軸段7安裝軸承，尺寸由軸承確定?？紤]使用斜齒輪齒輪有軸向力，軸承 類型選用角接觸球軸承軸，根據(jù)GB/T 271994,初選軸承7208C d=40mm

30、外形尺寸 D=80mmB=18mm軸件安裝尺寸£ =m ,采用油潤滑。故取內=眄=Wmm。軸段5做成齒輪軸的形式，取 。(2) 軸段長度確定軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確 定。軸段1長度略短于聯(lián)軸器長度，取 = 6°訕。軸段3和軸段7的長度等于軸承寬度，即宀軸段2長度等于聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離(取6mjm軸承端蓋總厚度(取9mm與基座外端面到軸承外側距離之和，="+勺+ 55-4-18 =歸機。軸段4和軸段6為軸承定位軸肩的長度取.1： '0軸段5長度需要在齒輪箱體軸承和其他軸系部件位置固定后綜合確定但考慮

31、到滾刀 在加工該軸段上的齒輪時，有與軸啓軸肩相碰的可能，應當避免。如上圖所示，滾刀直徑按標準GB/T 6083-200取，為保證加工到齒輪最故安全起見，取r° = 25mmo（二）中間軸（軸u）的設計計算1. 軸的基本參數(shù)-U軸：n jj = 217.14 r/min= 97839 N * mm計算得作用在齒輪2上的力：燈|2 X 97939Ft7 =N = 1142EN“ d2 171,262肋tan20Fr7 = Pi7 - = 1142.6 x -N = 423.9NC0SPC0511.201°% = Pt2tanP = 1142.6 x r«nlL20l

32、N = 2263N計算得作用在齒輪3上的力：27 2 X 97839盼=-=N = 3130.8/V"右 625F旳=F（tcinan = 3130.8 x tan20nN = 1139-5/VFt3 3130,8F沁二二N = 3331.8/Vcosa cos20°2. 選擇軸的材料考慮結構尺寸且第二級軸是速度較高同時傳遞更大力矩，選用OCr材料，熱處理方式為表面淬火，以獲得良好的綜合機械性能。3. 初算軸徑按照扭轉強度條件初算軸的最小直徑,9+55 x 10 -JP>5h = f八亠I nv ft0.2可、軸的材料初定為40Cr材料，根據(jù)參考文獻1表10.2查得C

33、=97-106,考慮軸端彎矩比轉矩小，取C=100所以2+22mm = 21.70mm本方案中，按軸上有兩個鍵槽處理，應將軸徑增大0%即d > 21.70 X (1 += 2 3.87mm,4. 確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響，本方案亦選用角接觸球軸承。采用油潤滑，唇形圈密封。5. 確定軸承端蓋的結構形式軸承端蓋用以固定軸承,調整軸承間隙并承受軸向力。選用凸緣式端蓋結構,用螺釘 與機體軸承座連接。調整軸向間隙比較方便，密封性能好。6. 軸承部件的結構設計(1) 軸承部件的結構形式軸承部件的固定方式采用兩端固定由此所設計的軸承部件的結構形式如圖中間軸 的草圖如下圖所示

34、，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端開始設計(2)軸段直徑確定軸承類型選用角接觸球軸承軸，根據(jù)3B/T276-1994,初選軸承7208C d=40m，m外 形尺寸D=80gmB=18mm軸件安裝尺寸',故二也二心沱以。軸承測可用套筒軸向定位。軸段2的直徑應為汨丞的/代尺叼=曲E。考慮可能出現(xiàn)的齒輪軸問題， 進行校核計算，分度圓直徑為62.50mm所用鍵的尺寸為：b Xh=14X9mnn轂槽深 十-Rmm X < 62,5 A - 3.125 - 3-9 - 47/ = 0-575mm'-則，顯然齒輪3需要做成齒輪軸。軸段 4 取 ；，貝U軸段 3 的軸肩為h

35、 = (0 07-01X4 = (0 0771) X 4伽訊=(3.0444加機，軸肩取4口創(chuàng)直徑為 “3 = 52mm(3) 軸段長度確定軸段4長度略短于齒輪2輪轂長度，齒輪2輪轂長度為40mm則取仏=貉“"，軸段3長度取15mmM"Ej軸段5長度由軸承寬度、箱體與其他軸系部件位置固定后綜合確定，得'o(三)輸出軸(軸川)的設計計算1. 軸的基本參數(shù)-川軸：n(l = 68.76 r/minr(J = 296708 N mmP|n = 2.14 左 W則經(jīng)過計算可得作用在齒輪上的力:F =込=2 * 296708 = 3004,6/ViA d 斗 1975Fr4

36、= FMtanan = 3004.6 x tan20°iV = 1093-6/VFt3 3004,6F 曲=-N = 3197.5/Vcosa cos20Q2. 選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸可能會比較粗，結構復雜，而且第三根軸傳遞力矩較大,故選用40C，熱處理方式為調質，能獲得良好的綜合機械性能。3. 初算軸徑按照扭轉強度條件初算軸的最小直徑,p£55 x W(>-n =0.2r根據(jù)參考文獻1表10.2查得C=97-106,考慮軸端彎矩比轉矩小，取C=100所以氏3 1礙"£“0yJ 0-2tmm 3146mm68.76本方案中，設軸頸上有

37、兩個鍵槽，應將軸徑增大0%即d > 32.205 x (1 + 10%)mm = 34.60mm4. 選擇聯(lián)軸器由于該軸轉速較低,傳遞轉矩較大，考慮到本設計不易保證同心度采用具有良好補償位移偏差的金屬滑塊聯(lián)軸器JB/ZQ4384-1997。查參考文獻1表13.5可?。篕=15計算轉矩為Tc = KTin = 1.5 x 296708A/ * m = 445.IN m根據(jù)G" ='臥，查參考文獻2表13.5中確定選取許用轉矩為50曠汛的金屬滑塊聯(lián)軸器即可滿足要求(能七戀 > 可)。其軸孔直徑取 d = 407H7H S =5. 確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式在

38、該軸上已無軸向力，或軸向力很小，本方案選用深溝球軸承。需要考慮軸承徑及安 裝，查參考文獻2表12.2深溝球軸承，取6210査得d=50mm,D=90mm,B=2(同一根軸 上兩個軸承應該為相同型號，采用油潤滑，唇形圈密封。7. 軸承部件的結構設計(1) 軸承部件的結構形式軸承部件的固定方式采用兩端固定由此所設計的軸承部件的結構形式如圖輸出軸 的草圖如下圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端開始設計。(2) 軸段直徑設計軸段8的直徑，需要考慮到上述確定的聯(lián)軸器直徑" =，則考慮聯(lián)軸器的軸向固定和唇形圈密封的徑系列，取軸肩 2.5mm軸段7直徑軸段6與軸段1要安裝軸承選軸

39、承類型為深溝球軸承故軸段6和軸段1的直徑為: 卩& -心=50mm o軸段5的直徑應為軸承的定位尺寸，齪 5加皿。軸段4為非工作軸段，故取 = 50m,n軸段2安裝齒輪，為保證軸段3軸肩與齒輪2齒頂部位保持一定距離（）??；懐= ；.：口門；：.匸:亡（3）軸段長度確定軸段3與軸5同為定位軸頸，取.''軸段2長度略短于齒輪4的輪轂寬度，齒輪4的輪轂寬度為35mm貝壯=彳3"機，軸段1長度等于軸承寬度、軸承與箱體壁間隙、齒輪與箱體壁間隙和齒輪4與其所在軸段長的差值組成，即m： 汀苦:軸段5長度等于軸承寬度與擋油板寬度（賞：遼"I ° = 2忖嚇

40、）之和,軸段4長度根據(jù)前兩根軸確定為二75mm軸段7長度由軸承端蓋寬度、聯(lián)軸器端面到軸承端蓋的距離（取6mjm機座外表面 與軸承外側距離組成，即me軸段8長度略短于聯(lián)軸器長度，聯(lián)軸器長度為54mm則??；'（4）軸上鍵強度校核輸出軸軸段8與軸段2上有鍵，連接為靜連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼, 查參考文獻1表6.1取Wb = IWMPh。由參考文獻1式6.1需滿足擠壓強度條件：2T1)軸段2與大齒輪連接處的鍵其中軸段2的直徑53mm可取鍵的尺寸b x h=16X 10mm選取B型鍵則可解得=70.0MPu <2Tllf _ 2 X 296708kld _ 5 x 32 x

41、532)軸段8與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段8的直徑40mm可取鍵的尺寸b x h=12x 8mm選取A型鍵L = 50mm,/ = L - b = 38mm,=4rmm,)則可解得27，Wfkid2 x 2967084 x 38 x 408. 輸出軸的強度校核(1)軸的受力簡圖(2) 計算支反力2 X 296708一他5= 3 004.6/VFr4 = Fitanan = 3004.6 x tun20aN = 1093.6NF沖二-二 3004 6N = 3197,5/Vcosa cos20°計算支反力，在水平面上：1093.6 x 42.5=N = 286.7Nih 122.5 +4

42、2.5R% =片-Rih = 1093.6 - 286.7科 8OL9N在垂直平面上3004.6 x 425R.=N = 774.0/V| lv 42.5 + 122.5R* = (t-Rj = (3004,6 -774,0)/V = 2230.6N軸承i的總支反力-y ；'_占,廠:/W _煮“：軸承1的總支反力產芒亠 f 導；、荃言y雯-陽丄:左(3) 畫彎矩圖水平面上軸承處：% = RltiL2 = 286.7 X 122.5 = 3512O.75W mmM(l2 = R= 8019 x 42.5 = 34080.75A/ * m?n垂直面上，彎矩為：性卩=R wS = 774.

43、0 x 122.5 = 94815/V * m7n|財迎吃=R 譏3 = 2230.6 X 42.5 = 94800.5r * mm因此，M(a =屈(+ M叩J = 35i20J52 + 948152 - 101110.6N mm叫2 = Jm砧務 4-= x/34080.752 + 9480032 = 1007404A/ - mm(4) 畫扭矩圖由彎矩圖和扭矩圖可知，軸的危險截面是齒輪中心剖面，因彎矩大，有轉矩，還有鍵 槽引起的應力集中，故剖面左側為危險截面。抗彎截面模量2d0jix531_ 16X4.5X(53-4.5)2 x 53抗扭截面模量2d0-2x523_ 16 > 4 5 x(53 - 4.5)2 X 53彎曲應力M 101110.6% =眄=7.61MPa扭剪應力T 296708=MPa = W.53MPaWT 2817Rtt 13.34r