攀枝花學(xué)院機(jī)械課程設(shè)計(jì)5

1、攀枝花學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院課程設(shè)計(jì)攀枝花學(xué)院學(xué)生課程設(shè)計(jì)（論文）題 目：設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的圓柱齒輪減速器 學(xué)生 姓名： 周陽 學(xué) 號： 201310601194 所在院(系)： 機(jī) 械 工 程 學(xué) 院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化 班 級： 機(jī)制一班 指導(dǎo) 教師： 譚興強(qiáng) 職 稱： 教授 2015 年 08 月 18 日攀枝花學(xué)院教務(wù)處制課程設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)教師成績評定表題目名稱設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的圓柱齒輪減速器評分項(xiàng)目分值得分評價(jià)內(nèi)涵工作表現(xiàn)20%01學(xué)習(xí)態(tài)度6遵守各項(xiàng)紀(jì)律，工作刻苦努力，具有良好的科學(xué)工作態(tài)度。02科學(xué)實(shí)踐、調(diào)研7通過實(shí)驗(yàn)、試驗(yàn)、查閱文獻(xiàn)、深入生產(chǎn)實(shí)踐等渠道獲取與課程設(shè)計(jì)

2、有關(guān)的材料。03課題工作量7按期圓滿完成規(guī)定的任務(wù)，工作量飽滿。能力水平35%04綜合運(yùn)用知識的能力10能運(yùn)用所學(xué)知識和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實(shí)際問題，能正確處理實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，能對課題進(jìn)行理論分析，得出有價(jià)值的結(jié)論。05應(yīng)用文獻(xiàn)的能力5能獨(dú)立查閱相關(guān)文獻(xiàn)和從事其他調(diào)研；能提出并較好地論述課題的實(shí)施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。06設(shè)計(jì)（實(shí)驗(yàn)）能力，方案的設(shè)計(jì)能力5能正確設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)方案，獨(dú)立進(jìn)行裝置安裝、調(diào)試、操作等實(shí)驗(yàn)工作，數(shù)據(jù)正確、可靠；研究思路清晰、完整。07計(jì)算及計(jì)算機(jī)應(yīng)用能力5具有較強(qiáng)的數(shù)據(jù)運(yùn)算與處理能力；能運(yùn)用計(jì)算機(jī)進(jìn)行資料搜集、加工、處理和輔助設(shè)計(jì)等。08對計(jì)算或?qū)嶒?yàn)結(jié)果的分析

3、能力（綜合分析能力、技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析能力）10具有較強(qiáng)的數(shù)據(jù)收集、分析、處理、綜合的能力。成果質(zhì)量45%09插圖（或圖紙）質(zhì)量、篇幅、設(shè)計(jì)（論文）規(guī)范化程度5符合本專業(yè)相關(guān)規(guī)范或規(guī)定要求；規(guī)范化符合本文件第五條要求。10設(shè)計(jì)說明書（論文）質(zhì)量30綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理；實(shí)驗(yàn)正確，分析處理科學(xué)。11創(chuàng)新10對前人工作有改進(jìn)或突破，或有獨(dú)特見解。成績指導(dǎo)教師評語指導(dǎo)教師簽名： 年月日攀枝花學(xué)院本科學(xué)生課程設(shè)計(jì)任務(wù)書題目設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的圓柱齒輪減速器1、課程設(shè)計(jì)的目的機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是學(xué)生第一次較全面的機(jī)械設(shè)計(jì)訓(xùn)練，是機(jī)械原理和機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程重要的綜性與實(shí)踐性教學(xué)環(huán)

4、節(jié)。其基本目的是：(1)通過機(jī)械設(shè)計(jì)課程的設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問題的能力，并使所學(xué)知識得到進(jìn)一步鞏固、深化和擴(kuò)展。(2)學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過程。(3)進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖、熟悉和運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）。2、課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）工作條件：運(yùn)輸機(jī)兩班制連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，空載啟動，工作載荷平穩(wěn)，使用期限10年（每年按300個(gè)工作日計(jì)算），運(yùn)輸機(jī)卷筒轉(zhuǎn)速容許誤差±5%，卷筒效率0.9

5、6.運(yùn)輸帶工作接力F=2600N，運(yùn)輸帶工作速度V=0.85m/s，卷筒直徑D=130mm設(shè)計(jì)結(jié)束后提交：5000字的課程設(shè)計(jì)論文；總成裝配圖0號圖紙1張（計(jì)算機(jī)三維建模及裝配，二維出圖），手工零件圖2張（箱體、軸類各1張）。（紅色字母請用具體參數(shù)替換，然后將此括號內(nèi)容刪除）3、主要參考文獻(xiàn)1機(jī)械原理，孫桓等編，高等教育出版，20112機(jī)械設(shè)計(jì)，濮良貴主編，高等教育出版,20133機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學(xué)出版社，20114機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第5版），機(jī)械工業(yè)出版社，20055機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊（第三版），龔溎義主編，高等教育出版，20114、課程設(shè)計(jì)工作進(jìn)度計(jì)劃內(nèi)容

6、學(xué)時(shí)（天）明確設(shè)計(jì)任務(wù)1初定系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)，確定系統(tǒng)傳遞方案1計(jì)算各部分結(jié)構(gòu)的詳細(xì)參數(shù)并驗(yàn)算合理性4繪制減速器草圖2計(jì)算機(jī)三維建模、裝配、出圖4手工繪制箱體和軸的零件圖，編制技術(shù)文件2合計(jì)2周指導(dǎo)教師（簽字）日期2015年 08月 28 日教研室意見：年 月 日學(xué)生（簽字）： 接受任務(wù)時(shí)間： 年 月 日注：任務(wù)書由指導(dǎo)教師填寫。目錄目錄電動機(jī)6型號選擇7傳動比分配8齒輪9高速級齒輪計(jì)算即校核9 低速級齒輪計(jì)算及校核14 潤滑方式15軸15中間軸的設(shè)計(jì)18 校核19 高速軸的設(shè)計(jì)22 校核23 低速軸的設(shè)計(jì)25 校核25 潤滑方式27滾動軸承校核28箱體數(shù)據(jù)30設(shè)計(jì)任務(wù)書題目：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸

7、機(jī)傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器1.1設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求工作條件及生產(chǎn)條件: 某帶式輸送機(jī)輸送物品為粉粒物（如煤、沙等）、單向傳動，工作載荷平穩(wěn)，滾筒效率0.96，使用期限10年，大修期3年，每年工作300天，兩班制工作。輸送帶速度允許誤差為5%，在中等規(guī)模機(jī)械廠小批生產(chǎn)。序號F(N)V(m/s)D(mm)載荷特性傳動方案 1326000.85130平穩(wěn)沖擊如圖1-11.2傳動裝置簡圖圖1-1 傳動方案簡圖1.3設(shè)計(jì)需完成的工作量（1） 減速器裝配圖1張(A1)（2） 零件圖2張（軸及齒輪）；（3） 設(shè)計(jì)說明書1份（A4紙）1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容：1) 電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)計(jì)算；2) 直齒輪傳動設(shè)

8、計(jì)計(jì)算；3) 軸的設(shè)計(jì)；4) 滾動軸承的選擇；5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6) 裝配圖、零件圖的繪制；2 傳動方案的分析由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。 本傳動機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中間軸承潤滑較困難。3 電動機(jī)的選擇3.1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式工業(yè)上一般用三相交流電動機(jī)，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機(jī)。最常用的電動機(jī)是Y系列籠型三相異步交流電動機(jī)。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便、價(jià)格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場

9、合。此處根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機(jī)3.2選擇電動機(jī)容量3.2.1工作機(jī)所需功率卷筒3軸所需功率： = 3.2.2電動機(jī)的輸出功率考慮傳動裝置的功率耗損，電動機(jī)輸出功率為 3.2.3確定電動機(jī)額定功率根據(jù)計(jì)算出的功率可選定電動機(jī)的額定功率。應(yīng)使等于或稍大于。得3.3電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)由表18-1查出電動機(jī)型號為Y100L12-4,其額定功率為3kW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min,基本符合題目所需的要求。4傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算4.1傳動裝置總傳動比的計(jì)算卷筒軸轉(zhuǎn)速： 4.2傳動裝置各級傳動比分配減速器的傳動比 為11.366,對于兩級齒輪減速器的，計(jì)算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比，低速

10、級的傳動比。由閉式傳動取高級小齒輪齒數(shù) 低速級小齒輪實(shí)際總傳動比校驗(yàn)誤差 卷筒的實(shí)際轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速誤差 4.3傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算彈性聯(lián)軸器效率8級精度圓柱齒輪傳動效率滑塊聯(lián)軸器效率運(yùn)輸機(jī)效率傳動裝置總效率4.3.1高速軸運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算4.3.2中間軸運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算4.3.3低速軸運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算軸名稱功率KW轉(zhuǎn)速（r/min）轉(zhuǎn)矩N.mm高速軸2.97142019974中間軸 2.881371.92273978低速軸2.794125.475212.654第二部分 傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算一、高速級減速齒輪設(shè)計(jì)1齒輪強(qiáng)度計(jì)算1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由有

11、機(jī)設(shè)書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：由資料1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HB，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HB =560Mpa大齒輪估算需用應(yīng)力 mm齒寬b=圓周速度根據(jù)圓周速度可選用 8 級精度的齒輪傳動模數(shù)取螺旋角 中心距 取 a = 93mm 重新計(jì)算螺旋角分圓直徑 由資料 1 表, 查得使用系數(shù) KA = 1. 1得動載系數(shù) Kv = 1 . 1求齒間載荷分配系數(shù) KH,選求： 端面重合度軸向重合度 重合度 端面壓力角 基圓柱面上 齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=3.04 彈性系數(shù) 彈性系數(shù)ZE=189.8

12、 節(jié)點(diǎn)系數(shù)ZH=2.36 重合度Z 因>1 取=1 螺旋角系數(shù) 接觸最小安全系數(shù)SHmin=1， 總工作時(shí)間th=10*300*16=48000h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， 壽命系數(shù)ZN1=0.96 ZN2=1.09 許用接觸應(yīng)力 校核： 3）彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒形系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 因 ,由資料1得載荷系數(shù)彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算彎曲疲勞極限，由資料1圖 最小安全系數(shù)壽命系數(shù) 尺寸系數(shù)時(shí)許用應(yīng)力驗(yàn)算強(qiáng)度足夠。Y100L12-4型電動機(jī)Nw=i=11.366Z1=22Z2=84U1=3.818名稱計(jì)算公式結(jié)果 / mm法面模數(shù)mn 1.

13、75法面壓力角n 20 °螺旋角 14.5337°分度圓直徑d 138.636d 2147.520d a1 = d1 + 2h a* mn =42.63638.636 + 2× 1× 2齒頂圓直徑d a2 = d2 + 2h a* mn =151.520147.520 + 2× 1× 2d f1 = d1 - 2h f* mn =齒根圓直徑38.636 - 2× 1 . 25× 233.636d f2 = d2 - 2h f* mn =147.520 - 2× 1 . 25× 2142.520名

14、稱計(jì)算公式結(jié)果 / mmmn( z1 + z2 )a =中心距2cos2× ( 22 + 84)932cos14.5337°齒寬b2= b38b1= b2+ ( 5 10) mm453.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪1由于直徑較小，采取齒輪軸結(jié)構(gòu)大齒輪2的結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示代號結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式結(jié)果 / mm輪轂處直徑 D1D1= 1. 6d = 1 . 6× 3759輪轂軸向長 LL = ( 1. 2 1 . 5) d52倒角尺寸 nn = 0 . 5mn0.85齒根圓處厚度 00 = (2 . 5 4) mn5腹板最大直徑 D0D0= d f2 - 2 0114板孔分布圓

15、直徑 D2D2= 0. 5( D0+ D1 )87板孔直徑 d 1d1= 0 . 25( D0- D1 )13腹板厚 CC = 0 . 3b211（二）低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)低速級減速齒輪設(shè)計(jì)1齒輪強(qiáng)度計(jì)算1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由有機(jī)設(shè)書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：由資料1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HB，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HB =560Mpa 大齒輪估算需用應(yīng)力 齒寬圓周速度根據(jù)圓周速度可選用 8 級精度的齒輪傳動模數(shù)取螺旋角 中心距 取 a = 120mm 重新計(jì)算螺旋角分圓直徑

16、 由資料 1 表, 查得使用系數(shù) KA = 1. 1得動載系數(shù) Kv = 1 . 1求齒間載荷分配系數(shù) KH,選求： 端面重合度軸向重合度 重合度 端面壓力角 基圓柱面上 齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=3.25 彈性系數(shù) 彈性系數(shù)ZE=189.8 節(jié)點(diǎn)系數(shù)ZH=2.36 重合度Z 因>1 取=1 螺旋角系數(shù) 接觸最小安全系數(shù)SHmin=1， 總工作時(shí)間th=10*300*16=48000h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， 壽命系數(shù)ZN1=0.95 ZN2=1.06 許用接觸應(yīng)力 校核： 3）彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒形系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷

17、分布系數(shù) 因 ,由資料1得載荷系數(shù)彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算彎曲疲勞極限，由資料1圖 最小安全系數(shù)壽命系數(shù) 尺寸系數(shù)時(shí)許用應(yīng)力驗(yàn)算強(qiáng)度足夠。經(jīng)過計(jì)算設(shè)計(jì)，低速級齒輪的傳動尺寸如下表名 稱計(jì)算公式結(jié)果 / mm法面模數(shù)mn2法面壓力角n20 °螺旋角13.832 °d3=mn z3=2× 2860.556cos分度圓直徑 cos15 . 2848 °mn z42× 111d4=179.505cos cos15 . 2848°d a3= d 3+ 2h a*mn=64.756齒頂圓直徑60.556 + 2× 1×2d a4

18、= d 4 + 2h a* mn =179.505 + 4183.075d f 3 = d3- 2h f*mn=55.306齒根圓直徑d f 4 = d4 - 2h f* mn =175.042中心距mn ( z3 + z4 )2× ( 28 + 83)120a =2cos13.832°2cos齒寬b4= b = d d3= 1 . 2× 60.55673b3= b4 + ( 5 10) mm 80潤滑方式 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑. 三、軸的設(shè)計(jì)在兩級展開式減速器中, 三根軸跨距相差不易過大, 故一般先進(jìn)行中間軸的設(shè)計(jì), 以確定跨

19、距。(一) 中間軸設(shè)計(jì)1.選擇軸的材料因中間軸是齒輪軸, 應(yīng)與齒輪 3 的材料一致, 故材料為 45 鋼調(diào)質(zhì), 由資料 1 表查出 B = 600MPa 0b = 95MPa; - 1b = 55MPa 軸的初步估算由表1 查的C=112 因此 考慮軸頸處直徑大于高速級軸頸處直徑取(1) 各軸段直徑的確定初選滾動軸承下,代號為7306C軸頸直徑齒輪 2處軸頭直徑 齒輪 2定位軸肩高度( 參考表 4 -1), 該處直徑 齒輪3的直徑: d3 = 60.556mm, d a 3= 64.756mm, df3= 55.306mm2) 各軸段軸向長度的確定按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置, 參考表

20、8-3、 圖8-4,確定出軸向長度,如附圖1 所示。4. 按許用彎曲應(yīng)力校核軸1) 軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定齒輪對軸的力作用點(diǎn)按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中點(diǎn), 因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。 軸頸上安裝的 7306C 軸承從表 5-11 可知它的負(fù)荷作用中心距離軸承外端面尺寸 a = 15mm,故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸, 見附圖12)繪軸的受力圖,見附圖3。3) 計(jì)算軸上的作用力齒輪2:齒輪3：( 4) 計(jì)算支反力垂直面支反力( XZ 平面) , 參考附圖1 、3繞支點(diǎn) B 的力矩和 MBZ = 0, 得RAZ =157N同理, MAZ = 0, 得RBZ =

21、696N校核: Z = RAZ + Fr3 - Fr2 - RBZ =0計(jì)算無誤水平平面( XY 平面) , 參考附圖-4( c)同樣, 由繞 B 點(diǎn)力矩和 MBY = 0, 得RAY =1609N由 MAY = 0, 得RBY =1835N校核: Y =RAY +RBY - Ft2 - Ft3 =0( 5) 轉(zhuǎn)矩, 繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖: 附圖-4( b)C 處彎矩: MCZ 左= RAZ× 47.5 = 7457.5NmmMCZ 右= RAZ× 47.5- Fa2d2 /2 = - 11646NmmD 處彎矩: MDZ 左=-RBZ× 64.5 + a

22、3× d3 /2= - 26694.922NmmMDZ 右=-RBZ× 64.5 = - 44892Nmm水平面彎矩圖: 附圖3C 處彎矩 MCY =RAY× 47.5 =76427.5Nmm D 處彎矩 MDY =RBY×64.5 = 118357Nmm (6) 合成彎矩: 3C 處: MC左 =MC右 =D 處: MD左 =MD右 =( 7) 轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖: 附圖3( e) T2 = 73978Nmm( 8) 計(jì)算當(dāng)量彎矩、繪彎矩圖, 附圖3( f)應(yīng)力校正系數(shù) a = -1b/0b= 55/95 = 0.58aT2 = 0.58× 739

23、78 = 42907.24NmmC 處:左=MC左=76789N.mm右=88417D處：左=128692N.mm右=MD右=126584N.mm（9）校核軸徑C剖面：dc=25.2mm<30mm強(qiáng)度足夠D剖面：dd=28.60mm<55.306mm強(qiáng)度足夠5.軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由表 6 -1查出鍵槽尺寸b× h = 10× 8( t = 5 . 5, r = 0 . 3) ;由表6 -2查出鍵長 L= 30;由表4 -5查出導(dǎo)向錐面尺寸 a = 2, = 30°由表 4 -3 得砂輪越程槽尺寸 b1 = 2( h = 0 . 4, r = 1 . 0)

24、 ;由表 4 -6 查得各過渡圓角尺寸如附圖1 所示;參考表 9 -2 得出各表面粗糙度值6.安全系數(shù)法校核軸的疲勞強(qiáng)度對一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅使用彎曲應(yīng)力法校核強(qiáng)度即可, 而不必進(jìn)行安全系數(shù)法校核。本處僅對安全系數(shù)校核法作應(yīng)用示例。1) 判定校核的危險(xiǎn)面對照彎矩圖附圖3 和結(jié)構(gòu)圖1, 從強(qiáng)度、應(yīng)力集中分析, C、剖面都可能是危險(xiǎn)面?，F(xiàn)今對 C 剖面進(jìn)行校核。2) 軸材的機(jī)械性能材料為 45 鋼, 調(diào)質(zhì)處理, 由資料 1 表 B = 600MPa s = 350MPa 再根據(jù)資料 1 中的表, 查得-1b = 0 .44 B = 264MPa, - 1 = 0 . 3 B = 180MPa0b =

25、 1.7 -1b = 449MPa, 0 = 1 . 6-1 = 288MPa3) 剖面 C 的安全系數(shù)抗彎斷面系數(shù)抗扭斷面系數(shù)彎曲應(yīng)力幅右=14.34MPa彎曲平均應(yīng)力扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅平均切應(yīng)力槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)由資料 1 表查出 k = 1, k= 1 . 54同樣由資料 1 表, 查出表面狀態(tài)系數(shù) = 0 . 92查出尺寸系數(shù) = 0 . 84= 0 . 78k/ ( ) = 1 / ( 0 . 92× 0 . 84)= 1. 29,彎曲配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 2 . 3取( K) D = 2 . 3 進(jìn)行計(jì)算k/ ( )= 1 / ( 0 . 92

26、5; 0 . 78)= 1 . 39,剪切配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 0 . 4 + 0 . 6( K) D = 1.78取( K)D = 1.78 進(jìn)行計(jì)算由齒輪計(jì)算的循環(huán)次數(shù) > 10× 10 725× 10 7壽命系數(shù) kN = 1綜合安全系數(shù)(二) 高速軸設(shè)計(jì)1.軸的材料; 由于該軸為齒輪軸,與齒輪 1 的材料相同為 40Gr 調(diào)質(zhì)。2.按切應(yīng)力估算軸徑由資料 1 表查出系數(shù) C = 106軸伸段直徑 考慮與電機(jī)軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用, 取 d 1 = 32mm3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)( 參考附圖-7)1) 劃分軸段軸伸段d1 ;過密

27、封圈處軸段d2;軸頸d3,d7;軸承安裝定位軸段 d 4,d6;齒輪軸段。2) 確定各軸段的直徑由于軸伸直徑比強(qiáng)度計(jì)算的值要大許多, 考慮軸的緊湊性, 其他階梯軸段直徑應(yīng)盡可能以較小值增加, 因此軸伸段聯(lián)軸器用套筒軸向定位, 與套筒配合的軸段直徑 d2 = 34mm選擇滾動軸承 7305C, 軸頸直徑 d3 = d7 = 25mm( 查表 5 -11)根據(jù)軸承的安裝尺寸 d 4 = d6 = 32mm( 查表 5 -11)齒輪段照前面齒輪的設(shè)計(jì)尺寸,分圓直徑 3) 定各軸段的軸向長度兩軸承軸頸間距( 跨距) L0 = A + 23 + B; A 為箱體內(nèi)壁間距離,由中間軸設(shè)計(jì)知 A = 153

28、mm軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁面之距取3 = 10mm; B 為軸承寬 B = 17mmL0= 153 + 2× 10 + 17 = 190mm,軸伸段長度由聯(lián)軸器軸向長確定;軸頸段長度由軸承寬確定;齒輪段軸向長度決定于齒輪寬度, 軸向位置由中間軸 2 齒輪所需嚙合位置確定;直徑為 d4 、d6 軸段長度在齒輪尺寸和位置確定后, 即可自然獲得。直徑為 d2 軸段長由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分尺寸組成;端蓋外尺寸為: k + ( 10 20) mm h 為端蓋螺釘( M8) 六角厚度 k = 7mm端蓋內(nèi)尺寸, 根據(jù)附圖-7 所示為 + C1 + C2 + ( 3 5) + e - 3 - B其中壁厚

29、,C1 、C2 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手位置尺寸, 見表 7 -1, 7 -2e端蓋凸緣厚度( 表 7 -17)3 軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁的距離B軸承寬度, 7 307 軸承 B = 17mmd2 軸段長度 l2 = k + ( 10 20) mm + + C1 + C2 + ( 3 5) + e - 3 - B = 7 + 14 + 8 + 22 + 20 + 5 + 10 - 10 - 17 = 59mm因此, 即可得出如圖-5 軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸4. 按許用彎曲應(yīng)力校核軸1) 軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定齒輪對軸的力作用點(diǎn)按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中點(diǎn), 因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。 軸頸上

30、安裝的 7305C 軸承從表 5-11 可知它的負(fù)荷作用中心距離軸承外端面尺寸 a = 13.1mm,故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸, 見附圖2。2) 繪軸的受力圖,見附圖4。3) 計(jì)算軸上的作用力齒輪1: (4) 計(jì)算支反力垂直面支反力(XZ 平面),參考附圖2、4繞支點(diǎn) B 的力矩和 MBZ= 0,得RAZ =804N同理, MAZ = 0, 得RBZ =417N校核: Z = RAZ - Fr1 - RBZ =0計(jì)算無誤水平平面( XY 平面) , 參考附圖4( c)同樣, 由繞 B 點(diǎn)力矩和 MBY = 0, 得RAY =2013N由 MAY = 0, 得RBY =98

31、0N校核: Y =RAY +RBY Ft1 =0 (5) 轉(zhuǎn)矩, 繪轉(zhuǎn)矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖: 附圖-4( b)C 處彎矩: MCZ 左= RAZ× 39 = 15093NmmMCZ 右= RAZ× 39- Fa2d1 /2 = - 9993.048Nmm水平面彎矩圖: 附圖4C 處彎矩 MCY =RAY× 47.5 =76427.5Nmm (6)合成彎矩: 附圖-4(d)C 處: MC左 =77903N.mmMC右 =18101 N.mm (7) 轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖: 附圖T1 = 19974Nmm(8) 計(jì)算當(dāng)量彎矩、繪彎矩圖, 附圖-4( f)應(yīng)力校正系數(shù) a

32、= -1b/0b= 55/95 = 0.58aT1 = 0.58× 19974 = 11584.92NmmC 處: 左=MC左=77903N.mm 右=21409 N.mm（9）校核軸徑C剖面：dc=mm31.6<38mm強(qiáng)度足夠5.軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由表 6 -1查出鍵槽尺寸b× h = 10× 8( t = 5, r = 3 .3) ;由表6 -2查出鍵長 L= 35;由表4 -5查出導(dǎo)向錐面尺寸 a = 2, = 30°由表 4 -3 得砂輪越程槽尺寸 b1 = 2( h = 0 . 4, r = 1 . 0) ;由表 4 -6 查得各過渡圓角

33、尺寸如附圖2 所示;參考表 9 -2 得出各表面粗糙度值6.安全系數(shù)法校核軸的疲勞強(qiáng)度對一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅使用彎曲應(yīng)力法校核強(qiáng)度即可, 而不必進(jìn)行安全系數(shù)法校核。本處僅對安全系數(shù)校核法作應(yīng)用示例。1) 判定校核的危險(xiǎn)面對照彎矩圖附圖4 和結(jié)構(gòu)圖2, 從強(qiáng)度、應(yīng)力集中分析, E可能是危險(xiǎn)面?，F(xiàn)今對 E 剖面進(jìn)行校核。2) 軸材的機(jī)械性能材料為 45 鋼, 調(diào)質(zhì)處理, 由資料 1 表 B = 600MPa s = 350MPa 再根據(jù)資料 1 中的表, 查得-1b = 0 .44 B = 264MPa, - 1 = 0 . 3 B = 180MPa0b = 1.7 -1b = 449MPa, 0

34、= 1 . 6-1 = 288MPa3) 剖面 C 的安全系數(shù)抗彎斷面系數(shù)抗扭斷面系數(shù)彎曲應(yīng)力幅 右=16.11MPa彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅 平均切應(yīng)力 槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)由資料 1 表查出 k = 1, k= 1 . 54同樣由資料 1 表, 查出表面狀態(tài)系數(shù) = 0 . 92查出尺寸系數(shù) = 0 . 84= 0 . 78k/ ( ) = 1 / ( 0 . 92× 0 . 84)= 1. 29,彎曲配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 2 . 3取( K) D = 2 . 3 進(jìn)行計(jì)算k/ ( )= 1 / ( 0 . 92× 0 . 78)= 1 . 3

35、9,剪切配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 0 . 4 + 0 . 6( K) D = 1.78取( K)D = 1.78 進(jìn)行計(jì)算由齒輪計(jì)算的循環(huán)次數(shù) 5.3355*10 8 > 10× 10 725× 10 7壽命系數(shù) kN = 1綜合安全系數(shù)(三) 低速軸設(shè)計(jì)1.軸的材料; 由于該軸為齒輪軸,與齒輪 1 的材料相同為 40Gr 調(diào)質(zhì)。2.按切應(yīng)力估算軸徑由資料 1 表查出系數(shù) C = 110軸伸段直徑 考慮與V帶卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用, 取 d 1 = 35mm3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)( 參考附圖5)確定各軸段的直徑選擇滾動軸承 7308C, 軸頸直徑 d3 = d8 = 40mm( 查表 5 -11)根據(jù)軸承的安裝尺寸 d 4 = d6 = 49mm( 查表 5 -11)d5=d6+2*4.9=58.8mmd2=37mmd7=45mm鍵槽1 b*h=14*9 L=40 a=3鍵槽2 b*h=10*8 L=35 a=33) 定各軸段的軸向長度A 為箱體內(nèi)壁間距離,由中間軸設(shè)計(jì)知 A = 153mmL8=23,L7=20.5,L6=80,L5=6,L4=67,L3=23,L2=40,L1=50由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分尺寸組成;端蓋外尺寸為: k + ( 10 20) mm h 為端蓋螺釘