垂直斗式提升機傳動裝置設計

1、垂直斗式提升機傳動裝置設計目錄一、傳動方案擬定3二、電動機選擇4三、計算總傳動比及分配各級的偉動比6四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算7.五、皮帶輪傳動的設計8六齒輪設計一高速級齒輪傳動齒輪設計11二低速級齒輪傳動齒輪設計16七、軸的設計I 軸的設計21II 軸的設計25III 軸的設計30八鍵聯(lián)接的校核計算34九滾動軸承的校核計算36十減速器箱體的設計37第二組：垂直斗式提升機傳動裝置1. 設計條件：1) 機械功用:由料斗把散狀提升到一定高度.散狀物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2) 工作情況:單向工作,輕微振動;3) 運動要求:滾筒轉速誤差不超過 7%;4) 使用壽命:八年,每年 300 天,

2、每天 16 小時；5) 檢修周期:半年小修,二年大修;6) 生產(chǎn)廠型:中型機械制造廠；7) 生產(chǎn)批量:中批生產(chǎn)。2. 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4000N；滾筒圓周速 V=1.3m/s；滾筒直徑D=350mm；一、傳動方案擬定為了估計傳動裝置的總的傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速nw,即：V= *D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/( *D)=71 r/min選用同步轉速為 1000r/min 或 1500r/min 的電動機作為 n=71r/min傳動方案的原動機，因此傳動裝置的傳動比約為 i=1421,根據(jù)傳動比值可初步

3、擬定以二級傳動為主的多種傳動方案。根據(jù)所給的帶式傳動機構，可將減速器設計為二級展開式減速器。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇：根據(jù)工作條件和工作要求，先用一般用途的 Y（IP44） 系列三相異步電動機，它為臥式封閉結構。2、電動機功率選擇：（1） 傳動裝置的總功率：=× 3× 2××總帶軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.833(2) 電機所需的工作功率： PP/工作=W總=FV/（1000總）=4000×1.3/(1000×0.833)=6.243K

4、W(3) 電動機的額定功率P工作根據(jù)工作功率可以查知Ped=7.5W=0.833總P=6.24KW工(4) 電動機的轉速n電動機計算滾筒工作轉速：V= *D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/( *D)=71 r/min按手冊 P7 表 1 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍 I =36。取V 帶傳動比 I =24，a1則總傳動比理時范圍為 I =1896。故電動機轉速的可選范a圍為n =I ×n=（1896）×71=127810224r/minda筒符合這一范圍的同步轉速有 3000 和 1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手

5、冊查出有二種適用的電動機型號：因此有二種傳動比方案如下表：V=71 r/min方案電動機型號額定功率電動機轉速同滿步載質量總傳動比帶傳動比高速級I低速級I1Y132S2-27.530297040.34.53.000008532Y132M-47.515148120.33.330040288綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 2 方案比較適合，則選n=1500r/min 。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選用傳動比的要求，可選用 Y132M-4 型號電動機。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉速 1440r/min，最

6、在轉矩/額定轉矩=2.3，質量 81kg。三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i=n/n=1441/71=20.282總電動筒2、分配各級傳動比i=20.282總1） 據(jù)指導書，取帶傳動比為 2，低速級圓柱齒輪傳動比為 3。2） i 總= i 帶×i 齒輪低×i 齒輪高i=i/i×i=20.282/(2×3)=3.38齒輪高總齒輪低帶ii=1.126>1.1齒輪高/齒輪低傳動比分配合適。四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min） nn 電機=1440r/min0=n = n /i=1440/2=720 r/minI 0帶n

7、 =n / i=720/3.38=213(r/min)II I齒輪高n=n /i=213/3=71(r/min)III II齒輪低2、 計算各軸的功率（KW）PP=7.5KW0=edP = P ×=7.5 0.96=7.2KWI 0帶P =P ××II I齒輪軸承=7.2×0.97×0.99=6.91416KWP=P ××III II軸承齒輪=6.91416×0.97×0.99=6.6397KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）T =9.55×103P /n =9.55×103&

8、#215;7.5/1440000=49.74N·mT =9.55×103P /n =9.55×103×7.2/720I IIn =01440r/minn =720 r/minIn =213r/minIIn=71r/minIIIP=7.5KW0P =7.2KWIP =II6.9142KWP=6.64KWIII=95.5 N·mT =9.55×103P /nII IIII=9.55×103×6.91416/213=310 N·mT=9.55×103P/n=9.55×103×6.6

9、397/71III IIIIII=893.09 N·m電動高速低速軸低速軸機軸1440軸720213717.57.26.916.6449.7495.5310893.09項目轉速（r/min） 功率（kw）T =49.7N·m0T =95.5N·mIT =310N·mIIT=893N·mIII轉矩（N·m） 傳動比23.383五、皮帶輪傳動的設計已知：普通 V帶傳動，電動機功率P=7.5KW，轉速N =1440r/min，傳動比為i=2，每天工作 16 小時01. 確定計算功率 PP=CA查表 8-7 可知工作情況系數(shù)K =1.3ACA

10、9.75KWP=K P=1.3×7.5=9.75KWCAA2. 選擇普通 V 帶截型根據(jù)P和N由圖 8-10 可知應選取A 型帶CA03. 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速d=125mmd11） 初選小帶輪的基準直徑，由表 8-6 和 8-8，取小帶輪的基準直徑d=125mmd12） 驗算帶速V=9.42m/sV=（×dd1×N ）/（60×1000）=9.42m/s0因為 5m/s<V<30m/s,幫帶速合適。3） 計算大帶輪的基準直徑dd2d=i·d=2×125=250mmd2d14. 確定V 帶的中心距a 和基準長度Ld

11、1) 據(jù)式 0.7(d+d)a 2(d+d),初定中心距為 a =d1d20d1d20500mm2) 計算帶的基準長度Ldd=250mmd2a = 500mm0L =2a+1.57(d+d)+(d-d)/4aL =1600mmd0d1d2d2d10d=2×500+1.57(125+250)+(250-125)2/4×500=1596.86mm根據(jù)課本表（8-2）取L =1600mmd根據(jù)課本式（8-23）得：a =502mmaa+L -L /2=500+(1600-1596.86)/2=502mm0d03) 驗算小帶輪包角1=1800-(dd2-dd1)/a×57

12、.30=1800-(250-125)/502×57.30=166.248>1200（適用）5. 確定帶的根數(shù)1) 計算單根V 帶的額定功率根據(jù)課本表（8-4a）P =1.92KW0根據(jù)課本表（8-4b）P =0.17KW1根據(jù)課本表（8-5）K =0.96根據(jù)課本表（8-2）K =0.99L由課本P83 式（5-12）得P =1.92KW0P =0.17KW1K =0.96K =0.99LZ=P/P=P / (P +P )K K CACA11L=9.75/(1.92+0.17)×0.96×0.99=4.665所以取 5 根 V 帶。Z =56. 計算單根V

13、帶的初拉力的最小值由課本表 8-3 查得q=0.1kg/m，單根V 帶的最小初拉力： (F )=0 min(F )=500P（2.5/K -1）/(ZV K )+qV20minCA163.13N=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422N=163.13N7. 計算壓軸力作用在軸承的最小壓力FpF =2ZF sin/2=2×5×163.13sin166.248/2p01=1619.57NF =1619.57Np六齒輪設計(一)高速級齒輪傳動齒輪設計已知 ： 輸入功率 P=7.2

14、KW, 小齒輪的轉速 n1III=720r/min，傳動比為 I=3.38，工作壽命 8 年，每天工作 16 小時，每年 300 天，傳動輸送機輕微振動，單向工作。1選擇齒輪類型、材料、精度等級和齒數(shù)1） 按擬定的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 因為滾筒為一般工作器，速度不高，選用法級精度（GB 10095-88）。3)材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40 C (調質)，r硬度為 275HBS，大齒輪選用 45 鋼（調質），硬度為 240HBS二者材料相差為 30HBS。Z =251Z=8524）選用小齒輪齒數(shù)為Z1=25，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=3.38=150×2

15、5=84.5，取 Z2 =85。5）選用螺旋角：初選螺旋角為=1502. 按齒面接觸疲勞強度設計由 d1t確定有關參數(shù)如下：1)傳動比 i=3.38實 際 傳 動 比I =85/25=3.4,傳 動 比 誤 差 ：0(i-i/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.0)齒數(shù)比：u=i =3.402) 由課本表 10-7 取 =1d3) 選取載荷系數(shù) Kt=1.44)由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)為 Z=2.425Hu=i =3.40Kt=1.4Z=2.425H=0.79=0.885 ） 由 圖10-26 ， 可 知=0.79,=0.88, 所 以=1.67=+=0

16、.79+0.88=1.676) 由表 10-6 查知材料的彈性影響系數(shù) Z=189.8MPa1/2EZ =189.8EMPa1/27) 由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極=限=600MPa和大齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa=550MPa8) 計算兩齒的循環(huán)次數(shù)N1 =60* n1* j* Lh=60×720×1×(16×300×8)=1.66×109= 550MPa N1=1.66×109N2 =4.91N2 = N1/3.4=4.91×108由圖 10-19 取疲勞壽命系數(shù)K=0.90，K

17、=0.94HN1HN29） 計算接觸疲勞許用應力×108K=0.90HN1K=0.94HN2取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式（10-12）可=540知：=K1 HN1*= K2 HN2*=(/S=0.96×600=540MPa/S=0.94*550=517MPa)/21+2MPa=5172MPa=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2) 計算1）試計算小齒輪分度圓直徑d,由上述公式可得1td>=54mm1t2) 計算圓周速度V=（×d×N ）/（60×1000）=2.04m/sdt0=528.5MPaV=2.04m

18、/sb=54mm3) 計算齒寬系數(shù) b 以及模數(shù) mntb=×d=1×54=54mmd1tm=2.09nth=4.69mmm=(dcos150)/ Znt1t*1=2.09b/h=11.5h=2.25×mnt=4.69mmb/h=11.54）計算縱向重合度=0.318 * Z*tand1=0.318*tan150×25×1=2.13=2.135) 計算載荷系數(shù)KK =1.25AK =1.09V使用系數(shù) K =1.25 ,根據(jù)V=2.04m/s,7 級精度，K =1.09K =1.419AVH由表 10-4 查得K=1.419 由表 10-13

19、查得K=1.32HFK =1.32F由表 10-3 查得K=K=1.1K = 1.1HHHK=K K KK=1.25*1.09*1.419*1.1=2.13AVHH6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由K =1.1Hd =62.11mm1d =d1 1t（K/K ）1/3 得td =54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm1m =2.4n7) 計算模數(shù)mnm = dn1*cos/ z1=2.43. 按齒根彎曲強度設計m>=n(1) 確定參數(shù)1）計算載荷系數(shù)K= K K KK=1.25*1.09*1.1*1.32=1.98K=1.98 Y=0.88AVFF2)

20、根據(jù)縱向重合度Y=0.88，由圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)Z=27.74V13) 計算當量齒數(shù)Z=94.32V2Z=Z /(cos)3=27.74V11Y=2.56Z=Z /(cos)3=94.32Fa1V22YSa1=1.6074) 齒形系數(shù) YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù) Z =25,Z =85 由表 6-9 相得12Y=2.56Y=1.607Fa1Sa1Y=2.19Y=1.78Fa2Sa25) 由圖 10-20c 查知小齒輪彎曲疲勞強度=520MPa,大齒輪的彎曲強度極限=480MPaFE1FE2由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88，K=0.91FN1FN26) 計

21、算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5Y=2.19Fa2Y=1.78Sa2=520MPa=480MPa S=1.5F 1FE1FE2 = KF 1FN1KF 2=FN2/S=0.88*520/1.5=293.33FE1/S=0.91*480/1.5=291.2FE2=293.33 =291.2F 28) 計算大小齒輪的YY/并加以比較FaSaFYY/=2.56*1.607/293.33=0.0014025Fa1Sa1FYY/=2.19*1.78/291.2=0.013387FaSaF小齒輪的數(shù)值大（2） 設計計算m >n對于比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn，

22、取mn=2mm 已滿足要求，但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑Z =301d =62.1mm 來計算應有的齒數(shù)，于是1Z =1012Z =d × cos150/m =62.1*cos150/2=29.99,取Z=3011n1Z =i*Z =3.4*30=102,為了與小齒互質，取Z =1012124. 幾何尺寸計算（1）計算中心距a=(Z1+Z )* m2 n/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm將其圓整為a=136mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角a=136mm= 15.5850=arccos(Z1+Z

23、)* m2 n/(2*a)=arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計算大小齒輪分度圓直徑d =62.12mm1d=209.mm2d =Zm /cos=30*2/cos150=62.12mm11*nd= Z * m /cos=101*2/cos 150 =209.12mmB1=70mm22n(4)計算齒輪寬度B= ×d=1*62.12=62.12mmd1經(jīng)圓整后，取B1=70mm,B2=65mm二低速級齒輪傳動齒輪設計已知 ： 輸入功率 P=6.91KW,小齒輪的轉速 n1II=213r/min，傳動比為 I=3.38，

24、工作壽命 8 年，每天工作 16小時，每年 300 天，傳動輸送機輕微振動，單向工作。B2=65mm1. 選擇齒輪類型、材料、精度等級和齒數(shù)1） 按擬定的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 因為滾筒為一般工作器，速度不高，選用法級精度（GB10095-88）。3)材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40C (調質)，r硬度為 275HBS，大齒輪選用 45 鋼（調質），硬度為 240HBS二者材料相差為 30HBS。4）選用小齒輪齒數(shù)為 Z =24，則大齒輪的齒數(shù)為1Z =3×24=72。22. 按齒面接觸疲勞強度設計由 d 2.321t確定有關參數(shù)如下：1)傳動比 i=3

25、2)由課本表 10-7 取=0.8d3) 選取載荷系數(shù) Kt=1.34) 由表 10-6 查知材料的彈性影響系數(shù) Z=189.8MPa1/2E=0.8dKt=1.3=5) 由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極580MPa限=580MPa和 大 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強 度 極 限=500MPa6) 計算兩齒的循環(huán)次數(shù)N3 =60* n2* j* Lh500MPa N3=5.53×108=60×213×1×(16×300×8)=5.53×108N4= N3/3=2.31×106由圖 10-19

26、 取疲勞壽命系數(shù)K=0.95，K=0.98HN3HN37）計算接觸疲勞許用應力N4=2.31×106取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式（10-12）可知：=K3HN3*= K3HN4*=(1+/S=0.95×580=551MPa/S=0.98*500=490MPa)/22=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)計算1）試計算小齒輪分度圓直徑d,由上述公式可得1td>=107.945mm3t2) 計算圓周速度V=（×d×N ）/（60×1000）=1.2m/s3t03) 計算齒寬系數(shù) b 以及模數(shù) mntb= 

27、15;d=0.8×107.94=86.35mmd1tm =d/ Z =107.94/24=4.4975t3t1h=2.25×m =10.119mmtV=1.2m/sb=86.35mm m =4.4975th=10.119mm b/h=8.534b/h=8.5344) 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K =1.25 ,根據(jù)V=1.2m/s,7 級精度，K=1.06AV由表 10-4 查得 K=1.301 由表 10-13 查得K=1.26HFK=1.724由表 10-3 查得 KH=K=1HK=K K KK=1.25*1.06*1.301*1=1.724AVHH5) 按實際的載荷系數(shù)校

28、正所算得的分度圓直徑，由d =118.591d =d3 3t（K/K ）1/3 得mmtd =107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm16) 計算模數(shù)mnm = d / z=4.94t333. 按齒根彎曲強度設計m >=tm =4.94t(1)確定參數(shù)1）計算載荷系數(shù)K= K K KK=1.25*1.06*1*1.26=1.67AVFFK=1.672) 齒形系數(shù) YFa和應力修正系數(shù)YSaYFa3=2.65根據(jù)齒數(shù) Z=24,Z=72 由表 6-9 相得YFa33=2.65Y4Sa3=1.58YFa4YSa3=2.236=1.58YFa4=2.236YSa

29、4=1.734YSa4=1.7343) 由圖 10-20c 查知小齒輪彎曲疲勞強度FE4FE3=450MPa,大齒輪的彎曲強度極限FE4=410MPa=410MPa由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN34) 計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4=0.93，KFN4=0.97KFN3KFN4=0.93=0.97 = KF 3FN1KF 4=FN2/S=0.93*450/1.5=298.93MPaFE1/S=0.97*410/1.5=284.07 MPaFE2 =298.9F 3MPa5) 計算大小齒輪的YY/并加以比較FaSaF284F 4=YY/Fa3Sa3YY/Fa4S

30、a4=2.65*1.58/298.73=0.01401F3=2.236*1.754/284.07=0.01381F4MPa（2）設計計算m>=3.157對于比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m，取 m =4mm已滿足要求，但是為了同時滿足接觸疲勞n強度， 需要按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑Z =303d =118.59mm 來計算應有的齒數(shù)，于是3Z =904Z =d3/m=118.59/4=303Z =i*Z =90434. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距a=240mmd =120mm3a=(Z3+Z )*m /2=(30+90)*4/2=240mm4d=360mm4（2）

31、 計算大小齒輪分度圓直徑d =Zm=30*4 =120mm33*44d= Z * m=90*4 =360mmB4=96mmB3=100mm(3)計算齒輪寬度B= d×d3=0.8*120=100mm經(jīng)圓整后，取B4=96mm,B3=100mm5. 大帶輪結構設計如下圖所示：七、軸的設計I 軸的設計已知：P =7.2KW，n =720r/min, T=95.5 N·m,IIIIB=70mm1. 求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪直徑為d =62.12mm,F =2* T /dF =3074.7NttI=2*95.5*1000/62.12mmF =1158.6Nr=3074.6

32、9NFr=Ft×tan=3074.69*tan200=1158.57N2. 初選軸的最小直徑先按式 d>=A。，選軸為 45 鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取A。=125，于是得（dmin）=125*=26.93mmd=28.3min因為中間軸上開有鍵槽，所以應增大 7%，所以mmd=（d）（1+7%）=28.32mmminmin軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3. 軸的結構設計（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1）初步選用滾動軸承，因軸承中同時受徑向力和軸向力的作用， 故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=28.32mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取 0基本游隙組，

33、標準精度等級的角接觸軸承 7207AC軸承，其尺寸是 d×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm即dI-II=d-=35mm2）I-II 段左端要有一軸肩，故取 dII-III=32mm，右端用軸承檔圈定位，摟軸端直徑取檔圈直徑 D=35mm，由于皮帶與軸的配合長度為 56mm，為了保證軸端檔圈只壓在皮帶輪上而不壓在軸上，故取LI-II=54mm。3）II-III 段的軸頭部分LII-III=50mmIII-段部分 LIII-=35mm -段部分 L-=41mm -段部分 L-=41mma =15mm1a=15mm24）取兩齒輪齒面距箱體

34、內(nèi)壁 a =15mm,兩齒面距離為 aS=8mm12=15mm，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁S，取S=8mm,倒 角 R=2mm 5）軸上零件的周向定位 齒輪與軸之間用平鍵連接。齒輪與軸之間的鍵選取b×h=8mm×7mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長為 40mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。6）確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表 15-2，取軸端倒角為 2×450，各軸肩處圓角半徑依表查得。4. 求軸上載荷載荷支反力 F（N）彎矩 M（N·m

35、m） 總彎矩（N·mm）水平面F=1634axF=3175.2bxF =1734.5pM=95589.05H1M=154370.5H2M=108195.91垂直面F=866.43ayF=-144.65byM=50686.16V1M=-25097.07V1M=98828.982扭矩T=95500 N·mmII5. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的 截面（即最危險截面）的強度，按式15-5 能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6， 軸的計算應力：=ca=38 .4caMPa=38.4MPa首選材料為 40C

36、r，調質，由表 15-1 查 -1=70MPa因此 ca< -1，故安全。II 軸的設計已知：PII=6.91KW，n=213r/min, TIII=310 N·m,B=65mm, B=100mm斜直1. 求作用在齒輪上的力1）已知高速級大齒輪直徑為d=209.12mm,2F=2* F /dt2I2=2*310*1000/209.13N=2965NF=F×tan/cos=2965*tan200/cos=1117Nr2t2F=F×tan=2965*tan150=795Na2t22)低速級小齒輪直徑d =120mm1F=2T /d =2*310*1000/120

37、=5167Nt1II1F=F×tan=5167*tan200=1881Nr1t12. 初選軸的最小直徑先按式 d>=A。，選軸為 45 鋼，調質處理。根據(jù)表F=2965Nt2F=1117Nr2F=795Na2F=5167Nt1F=1881Nr115-3，取A。=118，于是得（dmin）=118*=37.6mmd=40mmmin因為中間軸上開有兩面?zhèn)€鍵槽，所以應增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=40.232minmin軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3. 軸的結構設計（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1）初步選用滾動軸承，因軸承中同時受徑向力和軸向力的伯用， 故

38、選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d=40.232mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取 0 基本游隙組，標準I-II精度等級的角接觸軸承 9309AC軸承，其尺寸是 d×D×B=45×85×18,所以d=45mmI-II即d=d =45mmI-II-2)II-III 段的軸頭部分LII-III=50mm III-段軸頭部分LIII-=54mm -段軸肩部分L-=64mm -段部分 L-=54mm3） 取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁 a =15mm,兩齒面距離為 a12=15mm，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁 S，取 S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=1

39、00mm,L=2*R+B1+B2+2* a1+a +2*S+2B2L=272mm=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm4） 軸上零件的周向定位 齒輪與軸之間用平鍵連接。斜齒輪與軸之間的鍵選取b×h=16mm×10mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長為 50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；直齒輪與軸之間的鍵選取b×h=14mm×9mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長為 82mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6。軸承與軸之間的配合用過渡配

40、合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5） 確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表 15-2，取軸端倒角為 2×450，各軸肩處圓角半徑依表查得。4. 求軸上載荷載荷支反力 F（N）彎矩 M（N·mm） 總彎矩（N·mm）水平面F=4211.25NH1F=3920.65NH2M=-355859NH1M=262683.2NH2M=-364332.81671垂直面F=942.11NV1F=178.11NV2M=-78120.25NV1M=11933.48NV1M=262954.122扭矩T=310000 N·mmII5. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通

41、常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的 截面（即最危險截面）的強度，按式15-5 能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6， 軸的計算應力：=ca=ca32.725MPa=32.725MPa首選材料為 45 鋼，調質，由表 15-1 查 -1=60MPa因此 ca< -1，故安全。III 軸的設計已知：PIII=6.639KW，nIII=71r/min, TI=893.13N·m,B=96mm3. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪直徑為d =360mm, F =2* T /dF =4961.8 NttI=2*893.13*1000/360mm=4961

42、.83NF =1805 NrF =F ×tan=4961.83*tan200=1805.96Nrt4. 初選軸的最小直徑先按式 d>=A。，選軸為 45 鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取A。=112，于是得（dmin）=112*=50.835mmd=min因為中間軸上開有鍵槽，所以應增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=52.36mmminmin3. 軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，52.36mm為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選K =1.7取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 T=K T,查表 14-1 可知考慮到轉AT=1518.353caN&#

43、183;mcaA3矩變化很小，故取K =1.7，則ATca=1.7*893.69=1518.353N·m按照計算轉矩 T應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查ca標準 GB5014-85，選用 HLS 彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 2000N·m，故取 d=55mm,半聯(lián)軸器長度 L=142mm，I-II半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm 4軸的結構設計（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II 段右端制出一軸肩，故取II-III 段dII-III=62mm，左端用軸端檔圈定位，按軸端直徑取檔圈直徑 D=65nn，半聯(lián)軸器與軸配

44、合的轂孔 L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，幫 I-II 段的長度 L 略短一些， 現(xiàn) 取 LI-II=140mm 。 2）初步選用滾動軸承，因軸承中只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) dII-III=62mmm, 由軸承產(chǎn)品中初步選取 0 基本游隙組，標準精度等級的深溝球軸承 6013,軸承，其尺寸是 d×D×B=65×140×18, 所以dIII-=65mm,L1=107mmLI-II=140mmLIII-=35mm。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，同手岫上查得6013開支軸承的定位軸肩高度h

45、=6mm，因此取 d-=77mm。3） 取安裝齒輪處的軸段VI-VII 的直徑dVI-VII=70mm， 齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 96mm，為了方便套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段略短于輪轂寬度，故取 LVI-VII=92mm。齒輪的a =17mm1左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm，則 a=15mm2軸環(huán)的dV-VI=89mm。軸環(huán)寬度b>1.4h，取LV-VI=12mm。 S=8mm4） 取齒輪齒面距箱體內(nèi)壁a =17mm,兩齒面距離為R=2mm1a=15mm，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁 S，取 S=8mm,2倒角R=2mm。5） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸之間的周向定位均用平鍵連接。齒輪與軸之間的鍵選取b×h=20mm×12mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長為 90mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；同樣， 半聯(lián)軸器與軸的連接