中南大學(xué)2016分流式二級直齒圓柱齒輪減速器

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明題目分流式二級圓柱齒輪減速器指導(dǎo)教師院系班級學(xué)號姓名完成時(shí)間........計(jì)算及說明結(jié)果一.設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1．工作條件與技術(shù)要求：輸送帶速度贊同誤差為±5％。輸送機(jī)效率為ηw=0.96；工作情況：單班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，有略微沖擊，工作年限為10年(每年工作300天），工作環(huán)境：室內(nèi)，干凈；動力本源：電力，三相交流，電壓380V；檢修間隔時(shí)期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠，小批量生產(chǎn)。1.2設(shè)計(jì)內(nèi)容（1）確定傳動裝置的種類，畫出機(jī)械系統(tǒng)傳動方案簡圖；（2）選擇電動機(jī)，進(jìn)行傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算；（3）傳動系統(tǒng)中的傳動零件設(shè)計(jì)計(jì)算；（4）繪制減速器裝置圖草圖和裝置圖各1張（A1）;（5）繪制減速器箱體零件圖1張（A2）、齒輪及軸的零件圖各1張（A2）二．傳動方案的擬訂輸送機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動，電動機(jī)1經(jīng)過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至輸送機(jī)滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，高速級齒輪相對于軸承地址對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。分流式二級圓柱齒輪減速器計(jì)算及說明結(jié)果三．電動機(jī)的選擇選擇電動機(jī)種類按已知工作條件和要求，采用Y系列一般用途的三相異步電動機(jī)選擇電動機(jī)的容量1所需功率Pw：Pw=0.367kwPw=mw=26.18x14.4=0.367kw2）傳動裝置的總效率為η：nw=26.18r/s223w123其中1，2，3，分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動及軸承的效率，，，1=0.99，2=0.96，3=0.98w=0.96223223123w0.990.960.980.960.8163）確定電動機(jī)的額定功率Ped電動機(jī)的輸出功率為PdPd=Pw/η=0.367/0.816=0.434kW確定電動機(jī)的額定功率Ped選定電動機(jī)的額定功率Ped=0.75kw3、選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速nw=1570.8r/min該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1介紹傳動比為ii1i2=8～60則總傳動比可取8至60之間則電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd'1=8nw=8×57.32=458.56r/minnd'2=60nw=60×57.32=3439.2r/min可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，1500r/min，3000r/min的電動機(jī)都吻合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，1500r/min，3000r/min的三種電動機(jī)進(jìn)行比較，以下表：

=0.816Pd=0.435kwPed=0.75kw計(jì)算及說明結(jié)果由參照文件[1]中表16-1查得：電動機(jī)型額定功電動機(jī)轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩方號率n/(r/min)額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩案（KW）同步滿載轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速1Y90S-21.5300028402.22.32Y802-21.1300028252.22.33Y801-20.75300028252.22.3電動機(jī)型號為由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量，價(jià)格以及總Y801-2傳動比，即選定方案3四．總傳動比確定及各級傳動比分配4.1計(jì)算總傳動比由參照文件[1]中表16-1查得：滿載轉(zhuǎn)速nm=2825r/min；總傳動比i=nm/nw=2825/223.45=11.3i=11.34.2分配各級傳動比查閱參照文件[1]《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》中表2—3各級傳動中分配各級傳動比取皮帶輪傳動比為2取高速級的圓柱齒輪傳動比i1=(1.3~1.4)i=2.8，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為i1=2.8i2=i/i1=5.65/2.8=2i2=2計(jì)算及說明五．計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速電動機(jī)軸為軸Ⅰ，減速器高速級軸為軸Ⅱ，中速軸為軸Ⅲ低速級軸為軸Ⅳ，滾筒軸為軸Ⅴ，則nInII=1412.5r/minnIInIII1412.5/2.8r/min=502.67r/mini1nIIInIVnV502.67/2r/mini2=251.354r/min解得滾筒速度在輸送帶速度贊同誤差為±5％范圍內(nèi)2按電動機(jī)額定功率Ped計(jì)算各軸輸入功率PIPed=0.75kwPIIPI1=0.75×0.96kw=0.72kwPIIIPII23=0.72×0.96×0.98kw=0.684kwPIVPIII23=0.684×0.96×0.98kw=0.65kw各軸轉(zhuǎn)矩TI9550PI=9550×0.75/2825NmnI=2.53NmTII9550PII=9550×0.72/1412.5NmnII=4.85Nm

結(jié)果nInII=1412.5nIIr/minnIII502.i167r/minnIIInIVnV=i2251.35r/minPI=0.75kwPII=0.72kwPIII=0.684kwPIV=0.65kwTI9550PI=2.53nImTII9550PIInII4.85NmPIIITIII9550nIII計(jì)算及說明TIII9550PIII=9550×0.684/502.67NmnIII=12.96NmTIV9550PIV=9550×0.648/24.64NmnIV=24.64NmTV9550PV=9550×0.641NmnV=24.39Nm表3軸的運(yùn)動及動力參數(shù)項(xiàng)目電動機(jī)軸I高速級軸中間軸III低速級軸輸出軸VIIIV轉(zhuǎn)速28251412.5502.67251.34251.34r/min）功率（kw）0.720.6840.650.6480.641轉(zhuǎn)矩2.354.8512.9524.6424.39(Nm)傳動比22.821效率0.950.950..950.99

結(jié)果=12.96NmPIVTIV9550nIV=24.64Nm六．減速器外傳動零件(V帶傳動)的設(shè)計(jì)（1）確定計(jì)算功率Pca由工作情況，查表的工況系數(shù)KA1.1，故PcaKAP1.10.750.825kW（2）選擇V帶的帶型Pca0.825kW由Pca與小帶輪轉(zhuǎn)速（電動機(jī)轉(zhuǎn)速）n1查表選的z型（3）確定帶輪基本直徑dd并驗(yàn)算帶速v初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1由表的，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd150mm計(jì)算及說明結(jié)果dd1n13.14502825v7.392m/s按公式驗(yàn)算帶速：v7.392m/sd1=50601000601000d2=100由于5m/s<v<30m/s，故帶速度合適。a=230.7計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑：dd2i0dd1250100mm1=142.70（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度LLd700mmd依照105mm=0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)=300，初選a0200mm初選基準(zhǔn)長度：Ld02a0(dd1dd2)(dd1dd2)2638.625mm4a02由表，取Ld700mm實(shí)際中心距：aa0LdLd0700638.625230.7mm22002（5）驗(yàn)算小帶輪包角111800(dd1dd2)57.30142.701200合理a（6）計(jì)算帶的根數(shù)z計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由dd150mm和nm2825r/min，查表得P00.261kW由nm2825/min，i02和z型帶，查表得P00.4kWr查表K0.9，KL0.89，于是Pr(P0P0)KKL(0.2610.40)0.90.890.529kW計(jì)算及說明結(jié)果計(jì)算V帶的根數(shù):zPca0.8251.56,z=2根Pr0.529（7）計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由表得Z型帶的單位長度質(zhì)量q0.060kg/m，因此(F0)min500(2.5K)Pcaqv210.29NKzv7級精度應(yīng)使帶的實(shí)質(zhì)初拉力F0(F0)min（GB10095-88）小齒輪：（8）計(jì)算壓軸力Fp40Cr（調(diào)質(zhì)）280HBS大齒輪：壓軸力的最小值：(Fp)min2z(F0)minsin119.50N45鋼（調(diào)質(zhì)）2240HBSZ1=20（9）帶輪結(jié)構(gòu)選擇dd(2.5~3)d(d為軸的直徑)時(shí)，采用實(shí)心式。故大帶輪d2=100，Z2=56采用實(shí)心式，小帶輪d1=50mm，亦采用實(shí)心式。m2d=1七、齒輪傳動設(shè)計(jì)1.高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)u11）選擇資料、精度及參數(shù)a.按圖1所示傳動方案，采用直齒圓柱齒輪傳動b.帶式運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，應(yīng)采用7級精度（GB10095-88）c.資料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪資料為40Cr（調(diào)質(zhì)），kt1=1.6硬度為280HBS，大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的硬度差為40HBS。d.初選小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒數(shù)T1=2.35NmZ2=2.8×25=56ZH=2.433m=2ZE=189.82Mpaa1f.采用齒寬系數(shù)d：d=1.=0.7682）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)a2=0.87a1.638按下式試算計(jì)算及說明32ktT1u11ZHZE2①d1tu1daH1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值a.試選kt1=1.6b.分流式小齒輪傳達(dá)的轉(zhuǎn)矩T1=TII/2=2.35Nmc.查圖表（P217圖10-30）采用地域系數(shù)ZH=2.4331（表10-6）采用彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa2d.查圖表（P215圖10-26）得a1=0.768，a2=0.87a1a2=0.768+0.87=1.638e.許用接觸應(yīng)力H1=600MPa，H2=530MPa則H=（H1+H2）/2=（600+530）/2=565MPa由式N=60njLh②計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh8=60×730×1×12000=5.256×10N2N1/4.8088=5.256×10/4.15=1.267×102）計(jì)算a.按式①計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1321.62.35103(2.81)(2.433189.82d111.6382.8)mm565

結(jié)果H1=600MPa2=530MPa=565MPa8N15.256×108N21.267×10V12.362m/s=b=40mmb/h=8.89=31.96mm計(jì)算及說明結(jié)果b.計(jì)算圓周速度KA=1.25V1d1n1/601000Kv=1.09=3.14×31.96×1412.5/（60×1000）m/sKHKF=1.4=2.362m/sc.計(jì)算齒寬bb=dd1t=1x40mm=40mmh=2.25m=2.25×2mm=4.5mmKH11.390b/h=40/4.5=8.89e.計(jì)算載荷系數(shù)KKF1=1.309使用系數(shù)KA=1。25，依照V1=2.362m/s，8級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數(shù)Kv=1.09K1=2.50查圖表（P195表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)KHKF=1.4由公式KH1.120.18d20.23103b③得KH11.120.18120.2310340d140mm=1.309查圖表（P198圖10-13）得KF1=1.309由式KKAKVKHKH④得載荷系數(shù)K1=1.25×1.09×1.4×1.309=2.503）按齒根波折疲倦強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定計(jì)算系數(shù)計(jì)算載荷系數(shù)由式計(jì)算及說明結(jié)果KKAKVKFKF⑥得K1=1.25×1.09×1.4×1.309=2.50b.查取齒形系數(shù)查圖表（P表10-5）YF1=2.563，YF2=2.187查取應(yīng)力校正系數(shù)查圖表（P表10-5）YS1=1.604，YS2=1.786d.計(jì)算波折疲倦許用應(yīng)力取波折疲倦安全系數(shù)S=1.4，波折疲倦壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。查得小齒輪波折疲倦強(qiáng)度極限FE1=500MPa，大齒輪波折疲倦強(qiáng)度極限FE1=500MPa，由式KNlim⑦S得1=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa2=0.88×380/1.4MPa=238.86MPa計(jì)算大小齒輪的YFYS并加以比較FYF1YS1=2.563×1.604/303.57=0.01354F1

=0.87V127.37ZV2131.36YF1=2.563YF2=2.187YS1=1.604YS2=1.786S=1.4KFN1=0.85KFN2=0.88FE1=500MpaFE1=500MPa1=303.57Mpa2=238.86MPaYF1YS1=0.01354YF2YS2=2.187×1.786/238.86=0.01635F2大齒輪的數(shù)值設(shè)計(jì)計(jì)算Z2=iZ2=228=56，則Z2mZ2=2×56=112mm。1）計(jì)算中心距

F1YF2YS2F2

=0.01635a=(d1+d2)/2=76mm計(jì)算及說明結(jié)果圓整后取B1=40mm，B2=50mm低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)Z136（1）選擇資料、精度及參數(shù)a.按圖1所示方案，采用直齒圓柱齒輪傳動72Z2b.采用7級精度（GB10095-85）c.資料選擇小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBSd.初選小齒輪齒數(shù)Z3=36，Z4Z3i2=36×2=72e.采用齒寬系數(shù)d2=0.82）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按下式試算Kt2T2u21ZE2⑧d3t2.323u2d2H1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a.試選Kt2=1.3b.確定小齒輪傳達(dá)的轉(zhuǎn)矩T3TIII=24.64Nm=0.246×105Nmmd1172mmc.查圖表（P表10-6）采用彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa2d.查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲倦強(qiáng)度極限Hlim3=550MPa，d2144mmHlim4=530MPae.由式②確定應(yīng)力循環(huán)次數(shù)B1=65mm60n3jLh=60×175.90×1×12000=1.27×108N3N3/3.07=1.27×108/3.07=4.14×107B2=60mmN4查圖表（P圖10-19）取接觸疲倦壽命系數(shù)KHN3=0.98，KHN4=1.02g.計(jì)算接觸疲倦許用應(yīng)力，取無效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式⑦得3=0.98×550MPa=539MPa計(jì)算及說明結(jié)果H4=1.02×530MPa=541MPa2）計(jì)算7級精度a.由式⑧試算小齒輪分度圓直徑d3t，代入（GB10095-85）H中的較小值小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）H4=541MPa得280HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）Kt2T2u212240HBS；d3t2.323ZEu2d2Hd2=0.8=67.54mmb.計(jì)算圓周速度V3V3d3tnIII/601000=3.14×72×1412.5/60000m/s=5.32m/sc.計(jì)算齒寬b3b3d2d3t=1x20mm=20mm計(jì)算模數(shù)、齒寬高比模數(shù)mt2=d3t/Z3=72/36=2齒高h(yuǎn)3=2.25mt2=2.25×2mm=4.5mm則b3/h3=65/72=0.9e.計(jì)算載荷系數(shù)依照V3=0.94m/s，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù)KV2=1.06，直齒輪KH2KF2=1，由d2=0.8和b3=65mm，依照式③得KH2=1.313由b3/h3=0.9和KH2=1.313查圖表（P圖10-13）得KF2=1.352故依照式④得K2=1.392按實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。由式⑤得按齒根波折強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式為

Kt2=1.3T3=0.246×105Nmm1ZE=189.8MPa2Hlim3=550MpaHlim4=530MPaN31.27×108N44.14107KHN3=0.98KHN4=1.02H3=539MpaH4=541MPa計(jì)算及說明結(jié)果1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a.查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的波折疲倦強(qiáng)度極限FE3=500MPa，大齒輪的波折疲倦強(qiáng)度極限FE4=380MPa。b.查圖表（P圖10-18）取波折疲倦壽命系數(shù)KFN3=0.83，KFN4=0.86計(jì)算波折疲倦許用應(yīng)力。取波折疲倦安全系數(shù)S2=1.4，由式FKFNFE得F3KFN3FE3=0.83×500/1.4MPa=296.4MPaSS2F4KFN4FE4=0.86×380/1.4MPa=233.4MPaS2d.計(jì)算載荷系數(shù)K2。由式⑥得K2=1.25×1.06×1×1.352=1.791e.查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得YF3=2.62YF4=2.24f.查取應(yīng)力校正系數(shù)。查圖表（P表10-5）得Ys3=1.59，Ys4=1.76g.計(jì)算大、小齒輪的YFYS，并加以比較FYF3YS3=2.62×1.59/296.4=0.01405

KV2=1.06KH2=1.313KF2=1.352K2=1.392F3YF4YS4F4

=2.24×1.76/233.4=0.01682大齒輪的數(shù)值設(shè)計(jì)計(jì)算齒數(shù)得Z4iZ2=2X36=72取d4mZ4272=144，（3）幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距a2m2(Z3Z4)=2×（72+36）/2mm=108mm22）計(jì)算分度圓直徑FE3=500Mpad3m2Z34×18mm=72mmFE4=380Mpad4m2Z44×77mm=144mm計(jì)算及說明結(jié)果3）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪（齒輪3）采用實(shí)心結(jié)構(gòu)大齒輪（齒輪4）采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)七、高速軸的設(shè)計(jì)已知PII=0.72kw，nII=1412.5r/min，TII=12.95NmT1TII/2=6.475Nm1．初步確定軸的最小直徑。先按式dA03P⑩n初步估計(jì)軸的最小直徑。采用軸的資料為45號鋼r，調(diào)質(zhì)辦理。查圖表（表15-3），取A0II=110，得dminP11030.72mm=7.84mmA31412.5n該軸直徑d≤100mm，有一個(gè)鍵槽，軸頸增大5%～7%,安全起見，

KFN3=0.83KFN4=0.86S2=1.4[F]3296.4MPa[F]4233.4MpaK2=1.791YF3=2.62YF4=2.24Ys3=1.59，Ys4=1.76YF3YS3=0.01405取軸頸增大則d2min1.05d2min1.057.848.23mm5%，圓整后取d2=12mm。輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。采用聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩公式為TcaKAT（11）查圖表（P351表），取KA=1.3，則TcaII=1.3×14Nm14-1=18.21Nm依照TcaII=18.21Nm及電動機(jī)軸徑D=19mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB4323-84，選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑dIImin=12mm

F3YF4YS4F4

=0.016822．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬訂軸上零件的裝置方案。經(jīng)解析比較，采用以以下圖的裝置方案計(jì)算及說明結(jié)果）依照軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）聯(lián)軸器采用軸肩定位，I-II段dIII=14mm，由式h=（0.07-0.1）d，取dIIIII=15mm，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導(dǎo)書表13-19），取擋圈直徑D1=34mm，LIII=15mm2）初步選擇轉(zhuǎn)動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，應(yīng)采用深溝球軸承。依照dIIIII=44mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6203，其尺寸為d×D×B=15mm×35mm×11mm，故dIIIIVdVIIVIII=20mm3）取dVVI=46mm，LIVVLVIVII=60mm4）由指導(dǎo)書表4-1知箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離L1C1C2(510)mm，取L1=60mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為17mm，到聯(lián)軸器的距離為15.8mm，則LIIIII=26mm）取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為a1=12mm，大齒輪2和2'與齒輪3之5間的距離c=10mm，轉(zhuǎn)動軸承端面距箱體內(nèi)壁S1=12mm則LIIIIVBSa(LIVVB1)=15+12+12-5=34mmLVIIVIIILIIIIV=34mmLVVIB32c5=110mm計(jì)算及說明結(jié)果（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用一般C型平鍵連接，按dIII=35=mm，LIII=15mm查圖表（P表）采用鍵bhl=4mm×4mm×12mm。轉(zhuǎn)動軸6-1承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，采用直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6×45，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III軸）的設(shè)計(jì)軸上力的方向以以下圖所示初步確定軸的最小直徑依照式（10）初步確定軸的最小直徑，采用軸的資料為45鋼，調(diào)質(zhì)辦理。查圖表（P表15-3），取A0III=110，于是得dIIImin110×33.73mm=26.31mm。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，272.73取為dIIImin=30mm3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬訂軸上零件的裝置方案，如圖計(jì)算及說明結(jié)果11＇1234567ddddddd①②③④⑤⑥⑦L1L2L3L4L5L6L7ABCD（2）確定軸的各段直徑和長度）依照dIIImin=21mm取dIII=21mm，軸承與齒輪，2'之間采用套筒12定位，取dIIIIIdVVI=42mm，齒輪2與齒輪3之間用套筒定位，取dIIIIV=34mm，齒輪3采用軸肩定位，取h=3mm，則dIVV=40mm，由于軸環(huán)寬度b≥1.4h軸II的設(shè)計(jì)，取LIVVbIVV=c=10mm因?yàn)锽3=30mm，B2B'=20mm取LIIIIV=35mm，則2LVVIB2'2=28mm2）初步選擇轉(zhuǎn)動軸承由于配對的斜齒輪相當(dāng)于人字齒，軸II相對于機(jī)座固定，則III軸應(yīng)兩端游動支承，采用外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步采用0組游隙，級公差的N系列軸承N206，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm。由于軸承內(nèi)圈受軸向力，軸端不受力，軸承內(nèi)圈軸端采用圓螺母與墊片緊固，依照GB812-88（指導(dǎo)書表13-17）采用M27×1.5規(guī)格的圓螺母及相應(yīng)的墊片，圓螺母厚度m=10mm，墊片厚度s=1mm，則取LI'ILVIIVII'=16mm，由a1=12mm，S1=12mm取a2=14.5mm，S2=11mm，則LIIILVIVIIa2S2B32=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm采用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為17mm3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用一般平鍵連接計(jì)算及說明結(jié)果按dIIIIV=24mm，LIIIIV=42mmdIIIII=22mm，B2=30mmdVVI=22mm，LVVI=28mm查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×36mmII-III段及V-VI段：b×h×L=12mm×10mm×15mm轉(zhuǎn)動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m61）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2），取軸端倒角為1.0×45，各軸肩處的圓角半徑為R1三）低速軸（軸IV）的設(shè)計(jì)（三）低速軸（軸IV）的設(shè)計(jì)已知PIV=0.65kw，TIV=24.64Nm，nIV=251.34r/min1．求作用在軸上的力Ft4Ft3=175.4NFr4Fr3=37.1N2．初步確定軸的最小直徑按式（10）初步確定軸的最小直徑。采用軸的資料為45鋼調(diào)質(zhì)辦理。查圖表（P表15-3）取A=115，于是得0IVdIVmin14.5mm。該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，采用聯(lián)軸器的型號。依照式（11），查圖表（P表14-1），取KA=1.5，則TcaIV=1.5×16.6Nm=24.9Nm依照TcaIV=24.9Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85（指導(dǎo)書表17-4）考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，帶擁有緩沖的性能，采用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器。采用軸孔直徑d=20mm，其軸孔長度L=31mm，則軸的最小直徑dIVmin=20mm3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬訂軸上零件的裝置方案。經(jīng)比較，采用以以下圖所示的方案計(jì)算及說明結(jié)果L21112345678dddddddd①②③④⑤⑥⑦⑧eL1L2L3L4L5L6L7L8A1B1（2）依照軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取dVIIIIX=20mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（）d，取dVIIVIII=26mm，聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導(dǎo)書表13-19），取D2=62mm，LVIIIIX=10mm2）初步選擇轉(zhuǎn)動軸承依照軸上受力及軸頸，初步采用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×14mm故dIIIdVIVII=30mm3）軸承采用套筒定位，取dIIIIIdVVI=36mm，LIIILVIVII=53mm4）依照軸頸查圖表（P表15-2，指導(dǎo)書表13-21）取安裝齒輪處軸段dIIIIII'dIV'IV=40mm，齒輪采用軸肩定位，依照h=（）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，則dIVV=35mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h=1.4×5mm=7mm，取LIVV25mm5）查圖表（指導(dǎo)書表13-21），已知B4=20mm。取dIII'IV'=40mm，LIII'IV'=2.3mm（S=2mm）LIV'IV=25mm，LIIIIII'=3mm6）依照軸II，軸III的設(shè)計(jì)，取轉(zhuǎn)動軸承與內(nèi)壁之間的距離S3=10mm，則LIIIII=S3+a2+B2+c+2.5-（n+S）-16=（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=62mmLVVI=S3+a2+B2+c+2.5-LIVV-16計(jì)算及

說

明

結(jié)果=（10+14.5+70+10+2.5-10-16

）mm=50mm6）依照箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離

L1=60mm，及S3=10mm，B=20mm，依照指導(dǎo)書表

9-9，取軸承蓋的總寬度為

39.6mm，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為

S蓋聯(lián)=20.4mm

則LVIIVIII=30mm3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用一般平鍵連接，依照dIV'IV=40mm，LIV'IV=25mm查圖表（P表6-1）VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×17mm轉(zhuǎn)動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，采用直徑尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1×45。軸上圓角RIIRVIRVIIRVIII=1.0mm，RIIIRIVRV=1mm4．求軸上的載荷軸的計(jì)算簡圖以以下圖所示，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖15-23知，深溝球軸承6202，a=10mm，從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見以下圖）可以看出Ft作用途是危險(xiǎn)截面，L=162mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表表4危險(xiǎn)截面所受彎矩和扭矩計(jì)算及說明結(jié)果載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1FNH2=63.84NFNV1FNV2=17.45N彎矩MH=1682NmmMV=2117.33Nmm總彎矩MM=3022.89Nmm扭矩TT=4002.81Nmm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度依照上表對危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力M2(T)2300222.892(0.6407502.81)2caW623/32185.5(625.5)2/262=244501.69/20849.146MPa=11.727MPa前已選定軸的資料為45鋼，調(diào)質(zhì)辦理，查圖表（P表15-1）得1=60MPa，計(jì)算及說明結(jié)果因此ca＜1，故軸安全。八、軸承的選擇和校核計(jì)算已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為L'h=72000h1．輸入軸承的選擇與計(jì)算由軸II的設(shè)計(jì)知，初步采用深溝球軸承

6202，由于受力對稱，只需要計(jì)算一個(gè)，其受力

Fr

=

Fr12

Ft1

2

=299.62N，F(xiàn)a=0，ε=3

，轉(zhuǎn)速

n=2825r/min1）查轉(zhuǎn)動軸承樣本（指導(dǎo)書表

15-3）知深溝球軸承

6202的基本額定動載荷C=13200N，基本額定靜載荷

C0=9420N2）求軸擔(dān)當(dāng)量動載荷

P由于

Fa=0，徑向載荷系數(shù)

X=1，軸向載荷系數(shù)

Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取fp=1.2，則P=fp（XFr+YFa）=1.2×（1×299.62+0）N=359.54N3）驗(yàn)算軸承壽命106C106313200hLhP602825359.5460n=291951.3h>L'h=72000h故所采用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承62022．軸III上的軸承選擇與計(jì)算由軸III的設(shè)計(jì)已知，初步采用深溝球軸承6206，由于受力對稱，故只需要校核一個(gè)。其受力Fr=23.74N，F(xiàn)a=0，ε=10/3，n=2825r/min1）查轉(zhuǎn)動軸承樣本（指導(dǎo)書表15-5）基本額定動載荷C=36200N，基本額定靜載荷C0=22800N2）求軸擔(dān)當(dāng)量動載荷P由于Fa=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取P=fp（XFr+YFa）=1.2×（1×23.74+0）N=28.488N3）驗(yàn)算軸承壽命計(jì)算及說明結(jié)果106C1063Lh3620060nP60502.67h23.488=3035776h>Lh'=72000h故所采用軸承滿足壽命要求。確定使用軸承62063．輸出軸上的軸承選擇與計(jì)算由軸IV的設(shè)計(jì)知，初步采用深溝球軸承6206，由于受力對稱，只需要計(jì)算一個(gè)，其受力Fr=Fr42Ft42=3706.46N，F(xiàn)a=0，ε=3，轉(zhuǎn)速n=1412.5/min1）查轉(zhuǎn)動軸承樣本（指導(dǎo)書表15-3）知深溝球軸承6206的基本額定動載荷C=27000N，基本額定靜載荷C0=19800N2）求軸擔(dān)當(dāng)量動載荷P由于Fa=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取fp=1.0，則P=fp（XFr+YFa）=1.×（1×36.88+0）N=36.88N3）驗(yàn)算軸承壽命106C1063Lh2700060nP60251.34h36.88=37492573714h>L'h=72000h故所采用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6206。計(jì)算及說明結(jié)果九、鍵連接的選擇與校核計(jì)算1．輸入軸與皮帶輪的鍵連接1)由軸II的設(shè)計(jì)知初步采用鍵C4×12，TII=2.35Nm校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的資料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力p=100-120MPa，取p=110MPa。鍵的工作長度l=L-b/2=12mm-2mm=10mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×4mm=2mm。由式2T103p可得kld2T1033pII=2×2.3510/4×10×12MPakld=9.792MPa<p=110MPa可見連接的強(qiáng)度足夠，采用鍵C4×122．齒輪2（2’）與軸III的鍵連接由軸III的設(shè)計(jì)知初步采用鍵C10×36，T=TIII/2=4.85/2=2.425Nm校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的資料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力p=100-120MPa，取p=110MPa。鍵的工作長度=L-b=36mm-10mm=26mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式2T103可得pkldp2TII103=2×2.425103/4×26×34MPakld=1.372MPa<p=110MPa可見連接的強(qiáng)度足夠，采用鍵C10×363．齒輪3與軸III的鍵連接由軸III的設(shè)計(jì)知初步采用鍵C12x70，T=TIII=12.95Nm校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的資料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力p=100-120MPa，取p=110MPa。鍵的工作長度計(jì)算及說明結(jié)果=L-b=70mm-10mm=60mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式2T103可得pkldp2TII103=2×12.95103/4×60×40MPakld=2.698MPa<p=110MPa可見連接的強(qiáng)度足夠，采用鍵12×704．齒輪4與軸IV的鍵連接1)由軸IV的設(shè)計(jì)知初步采用鍵12×，T=TIV=24.64Nm63校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的資料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力p=100-120MPa，取