葡萄收獲機傳動部分機械設(shè)計課程設(shè)計

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：葡萄收獲機傳動部分目錄一 、 設(shè)計任務(wù) . 11. 總體布置圖 . 12. 工作情況 . 13. 原始數(shù)據(jù) : . 14. 設(shè)計任務(wù) . 15. 設(shè)計內(nèi)容 . 1二、傳動方案的擬定及說明 三、電動機的選擇 1、電動機容量的選擇 22、電動機轉(zhuǎn)速的選擇 2四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) . 六、傳動件的設(shè)計計算 1、設(shè)計 V 帶和帶輪 . 42、齒輪的設(shè)計 . 71、高速級部分齒輪傳動的設(shè)計 72、低速級部分齒輪傳動的設(shè)計 1317七、軸的設(shè)計 1、高速軸的設(shè)計. 172、中速軸的設(shè)計. 193、低速軸的設(shè)計. 2225八

2、、滾動軸承的選擇及計算 1. 高速軸上的軸承. 252. 中速軸上的軸承. 263. 低速軸上的軸承. 2828九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1、 V帶輪處的鍵 292、中速軸上大齒輪處的鍵 293、中速軸上小齒輪處的鍵 294、 中速軸上連接聯(lián)軸器的鍵 295、低速軸上大齒輪處的鍵 296、 低速軸上連接聯(lián)軸器的鍵 293032十、箱體的的結(jié)構(gòu)設(shè)計 十一、潤滑的選擇和計算 齒輪的潤滑 . 32軸承的潤滑 . 32十二、密封的選擇 32 32課程設(shè)計總結(jié)32參考文獻 二、設(shè)計任務(wù)設(shè)計題目：葡萄收獲機傳動部分(由發(fā)動機到執(zhí)行部分的傳動部分， 至少需要兩路輸出)1. 總體布置圖2.工作情況工作平穩(wěn)、

3、單向運轉(zhuǎn)3.原始數(shù)據(jù)：輸出力矩1( Nm輸出速度1( r/min )輸出力矩2 (Nm輸出速度2( r/min )512150304. 設(shè)計任務(wù)(1)葡萄收獲機傳動部分(由電動機到執(zhí)行部分的傳動部分，兩路輸出)裝配圖 1張(A0或A1)；(2 )零件圖4張(箱體、軸、齒輪等重要的非標(biāo)準件)；(3) 設(shè)計計算設(shè)計說明書1份(10000字左右)。5. 設(shè)計內(nèi)容(1)傳動裝置總體設(shè)計方案電動機的選擇(3) 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(4) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(5) 設(shè)計V帶和帶輪(6) 齒輪的設(shè)計(7) 傳動軸及其軸上零件的設(shè)計與校核(8) 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(9) 潤滑密封設(shè)計三、傳動

4、方案的擬定及說明電機輸出后通過離心離合器將動力傳遞帶小帶輪上，通過帶傳動將能量輸出到減速箱內(nèi)， 再通過展開式減速箱的二級齒輪傳動達到任務(wù)要求的輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩指標(biāo)，通過第二根和第三根軸輸出，其中第二根軸是輸出高轉(zhuǎn)速，第三根軸輸出低轉(zhuǎn)速。一級齒輪傳動減速采用斜齒輪， 二級齒輪傳動采用圓柱直齒輪傳動。三、電動機的選擇1、電動機容量的選擇Ti二 9550PiNTPiT1N15 1295509550T2= 9550P2 _N7=T2 N 2150 3095509550:472 W查表可知,V帶傳動的效率-.:， 通用減速器齒輪精度為68級，選擇圓柱齒輪精度為7級，其傳動效率=0.98X0.98=0.96

5、H3 = nbng = 0-98X0.98=0.96可得工作機所需電動機功率+P2畫+好20.94 X 0.96531W電動機額定功率錯誤！未找到引用源 由于負載是穩(wěn)定的，無需進行過載能力的校核：當(dāng)電動機不帶動負載時，也無需進行啟動條件 的校核。2、電動機轉(zhuǎn)速的選擇傳動系統(tǒng)選擇V帶傳動和兩級圓柱齒輪減速器（展開式），其中V帶傳動的常用傳動比為 24,最大傳動比為7;兩級圓柱齒輪減速器（展開式）的傳動比為 840,要求的輸出轉(zhuǎn)速分 別為Nt = 12 r/min, Nz = 30 r/min所以電動機轉(zhuǎn)速12X40X4=191/型號額定 功率額定 電流轉(zhuǎn)速效率功率 因數(shù)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩kWAr/

6、mi n%COS倍Y80M1-40.551.51390730.762.4Y80M2-40.752139074.50.762.3Y90S-60.752.391072.50.72對比上述三種方案，方案2比較合適，所以選擇電動機型號 丫90S-6,其額定功率Pn = 0.75KW,BBNn = 1390r/min5四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比對于低轉(zhuǎn)速輸出軸，總的傳動比為 錯誤！未找到引用源。對于高轉(zhuǎn)速輸出軸，總的傳動比為 錯誤！未找到引用源。V帶傳動的常用傳動比為25,由于低速輸出軸的總傳動比較高，故V帶傳動選用較高的傳 動比,取錯誤！未找到引用源。.則減速器對應(yīng)于兩個輸出軸的傳動比分別

7、為錯誤！未找到引用源。 錯誤！未找到引用源。高速級傳動比錯誤！未找到引用源。 傳動系統(tǒng)的各級傳動比分別為錯誤！未找到引用源。五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 各軸轉(zhuǎn)速Nn 910!=ii 5ni18211II =i2一 6.3nII30切二i3一2.5-12 r/min各軸功率-30 r/min=182 r/minPt =531 X0.94=0pn=pil2=499x0.96=0卩二仇7九“479-472利96二6加pTiTm- 9550= 9550niPir-9550=9550nllPin= 9550= 9550各軸轉(zhuǎn)矩0.499二 26.2 N m1820.479=153N*m300.00

8、6725.3 N in12六、傳動件的設(shè)計計算1、設(shè)計v帶和帶輪確定計算功率傳動系統(tǒng)的工作載荷較穩(wěn)定，變動微小,一般為空載或輕載啟動，假設(shè)每天工作時 間為1016小時,則工作狀況系數(shù) 錯誤！未找到引用源。計算功率%=KAPr= 1.1 X 750=82SW小帶輪轉(zhuǎn)速n=910 r/min選擇V帶的帶型根據(jù)計算功率錯誤！未找到引用源。和小帶輪轉(zhuǎn)速n,可確定V帶的帶型為Z-三E 二二Z帶的截面尺寸為普通V帶的帶節(jié)寬頂寬高度橫截面積楔角型b/mmh/mmA/錯誤！未找 到引用源。bp/mmZ8.510.06.04740=確定帶輪的基準直徑 錯誤！未找到引用源。并驗算帶速vV帶Z型槽的最小基準直徑 錯

9、誤！未找到引用源。=50mm般情況下，應(yīng)保證 錯誤！未找到引用源。初選小帶輪的直徑 錯誤！未找到引用源。V帶的帶速不宜過低或過高，一般應(yīng)使 v=525 m/s,最高不應(yīng)超過30 m/s 帶速v=錯誤！未找到引用源。4764mm/s=4.8m/s符合一般要求。計算大帶輪的基準直徑 錯誤！未找到引用源。 再根據(jù)普通V帶輪的基準直徑系列表加以適當(dāng)圓整， 選擇大帶輪的基準直徑 錯誤！未找到引用源。確定中心距a并選擇V帶的基準長度 錯誤！未找到引用源 初定中心距錯誤！未找到引用源。為0他1+朋恥地+d也)所以所選的中心距范圍為 420m酶錯誤！未找到引用源。d 一 Ld() 90aa0 +廠= 600-

10、y = 555mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張 緊的需要，常給出中心距的變動范圍 錯誤！未找到引用源。廠= a+M3Ld= 555+0.03 X 2000= 615mm驗算小帶輪上的包角小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，小帶輪上的總摩擦力小于大帶輪上的總 摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生=149*90：為了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使超 180 一 (d _ dji)a符合要求。確定帶的根數(shù)zP,KaP825gcaLr_ (Po + APo)KaKL (29O+20) X 0.92 - 2-89 3 根確定帶的初拉力 錯誤！未找到引用源單根V帶的所需

11、的最小初拉力為(F0)min = 5嚴嚴 + qv2 = 500 豐鷲 X晉51 0JmmKazv 40.92 X 3 X 4.8=50.6N對于先安裝的V帶，初拉力錯誤！未找到引用源。 計算帶傳動的壓軸力為了設(shè)計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力錯誤！未找到引用源tti149Fp = 2zFosiny = 2X3X 75.9 X sin = 483.8N V帶輪的設(shè)計-因為功率較小，所以帶輪材料可選工程塑料。2、齒輪的設(shè)計1、高速級部分齒輪傳動的設(shè)計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 根據(jù)傳動方案，選用標(biāo)準斜齒圓柱齒輪傳動。減速器的速度不高，選用7級精度(GB 10095-88

12、)。小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度 為240HBS二者材料硬度差為40HBS選擇小齒輪齒數(shù)為 錯誤！未找到引用源。20,大齒輪齒數(shù) 錯誤！未找到引用源。 選取螺旋角B。初選螺旋角B =錯誤！未找到引用源。 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即dlt32研|11 Z托卩W試選錯誤！未找到引用源。小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 錯誤！未找到引用源。 選取齒寬系數(shù)錯誤！未找到引用源。選擇區(qū)域系數(shù)錯誤！未找到引用源。斜齒輪傳動的端面重合度 錯誤！未找到引用源。材料的彈性影響系數(shù) 錯誤！未找到引用源。齒數(shù)比卩=6.1按齒面硬度差的小齒輪的接觸疲勞強度極限 錯

13、誤！未找到引用源。大齒輪的接觸 疲勞強度極限錯誤！未找到引用源。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nj=6011 jh 二 60 X182 X 1X (2 X 8 X 300 X 15)= 7.862 X108n2 =7.862 X1OB64=1.289 X 1O3取接觸疲勞壽命系數(shù) 錯誤！未找到引用源1.5I.U0.8T灰鑄鐵:球韻鑄銖I鐵碳蠻氏扶 質(zhì)焰饕光劉 調(diào)火專糅 構(gòu)火的祐遼 結(jié)淬吃帶沖允許一定點蝕時的勰牒腮驗鍛辭鼬嚴樸運4III hlLr-氯碳共滲1(1()|(7%計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,oHli =險嚴=0.95 X 600 = 570 MPaaH2 =險嚴=0.98

14、X 550 = 539 MPa 許用接觸應(yīng)力訃皿；。此警= 554儷 試算小齒輪的分度圓直徑錯誤！未找到引用源。由公式算得_3 2 X 1.6 X 26.2 X 1O3 6.1 +1 /2.433 X 189.82dlt I 一 =37.48 mmJ 1 X1.6561 V 554.5)計算圓周速度。n X 37.48 X182-v = = 0.357 m/s60 X100060X 10001計算齒寬b及模數(shù)錯誤！未找到引用源。b=0ddlt=37.48 mmdltcosB 37.48 Xcosl4： mnt= = 1-82 mmh=2.25mnt= 2.25x1.82=4.10 mm37.4

15、87h = VT7 = 9-14h 4.10計算縱向重合度錯誤！未找到引用源。切=0 JlStanp = 0.318X 1X20X tanl4 = 1.586計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)錯誤！未找到引用源。,根據(jù)v=0.357 m/s，7級精度，查圖可得動載系數(shù) 錯誤! 未找到引用源。；查表得錯誤！未找到引用源。根據(jù)b/h=9.14，錯誤！未找到引用源。，查圖得錯誤！未找到引用 源。查表得錯誤！未找到引用源。故動載系數(shù)K 二 KaHhAp = 1X 1( X 1.4x14=2.02按實際動載荷系數(shù)校正所算出的分度圓直徑，3ksEo2-d】=d】t | = 37.48 X = 40.51 mmJ

16、& 16計算模數(shù)錯誤！未找到引用源。dicosp 40.51 Xcosl4=mn = = 1.97 mmn z.20 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為m2KTYp)s邛 丫已丫環(huán)i7T)血氓葉查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 錯誤！未找到引用源 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 錯誤！未找到引用源。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。計算載荷系數(shù)K=KAKvKHotKH3 = 1X L03 X 1.4 X 1,35 = 1.95根據(jù)縱向重合度錯誤！未找到引用源?？刹閳D得螺旋角影響系數(shù) 錯誤！未找到引用源計算當(dāng)量齒數(shù) 計算大、小齒輪的 錯誤！未找到引用源。，并加以比較。Z 20cos邛 cos314查取齒形系數(shù)錯誤！未

17、找到引用源。 查取應(yīng)力校正系數(shù) 錯誤！未找到引用源MiBfL大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算YFalYSal 272X157314.292.14 X L83 0.016032X 1.95X26.2X 103x0.875Xcos214=x0_0i603 = i27ramm244.291X2O2X 1.65對比此結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面 接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)錯誤！未找到引用源。1.5 mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按 接觸疲勞

18、強度算得的分度圓直徑 錯誤！未找到引用源。來計算齒數(shù)。diCOSp 40.51 Xcosl4：1.5取錯誤！未找到引用源。幾何尺寸計算 計算中心距血 + 辺)叫(26+158)x 1.5a =-=:=142.22 mmZj = 26.2 mmmn2cosp 2 X cosl4_將中心距圓整為142 mm 按圓整后的中心距修正螺旋角(zt+zz)叫(26 + 158)X15B = arccos= arccos= 13.6402a2 X142因B值改變不多，所以參數(shù) 錯誤！未找到引用源等不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑N 叫26 X 1.5山=n = 7777 = 40.13 mnicosp

19、 cosl3.64巧叫158 X15d2 = = 243.88 mmcosp cosl3t64計算齒輪寬度b=仍心二 1X 40.13=40.13 mm圓整后取錯誤！未找到引用源。2、低速級部分齒輪傳動的設(shè)計初選螺旋角？=14 齒數(shù)的選擇選擇直齒輪，選小齒輪數(shù)為 乙=21，大齒輪齒數(shù)Z4Z3 =2.5 21 =53， 按齒面接觸強度設(shè)計按設(shè)計計算公式(10-21 )進行試算，即dit-2.323丫U 1 Ze 2(丿U 口確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選擇載荷系數(shù)Kt .3小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 丁2 =153 103N mm由表10-7選取齒寬系數(shù)：d 。1由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)Ze 89.8

20、MPa2。由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限-Hlim600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 2 =550MPa由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。8N3 =60 n2 j Lh =60 30 1 (2 8 300 15) =1.3 10N4N3i381.3 102.58= 0.52 10由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn 1 二 0.96, Khn2 二 0.98計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由式(10-12)得K HNi- H Iim1S0.96 6001MPa 576MPa;K HN 2 J H lim 2S0.98 5501MPa

21、 = 539 MPa許用接觸應(yīng)力=539計算試算小齒輪分度圓直徑dit，由計算公式得1.3x153x103 2.5+1 189.8 2d1t _2.323() -75.5mm12.5539計算圓周速度二 6 m60 1000二 75.5 15360 1000m s = 0.6048m s計算齒寬b及齒高比b -：d d1t =1.0 75.5mm = 75.5mm模數(shù) mt 二魚 =755 mm = 3.60mmz121齒高 h =2.25mt =2.25 3.60mm =8.1mmb/h =75.5/8.1 =9.32計算載荷系數(shù)K 根據(jù)v =0.6048m/s,7級精度，由圖10-8查的動

22、載系數(shù)Kv =1.02 ； 直齒輪，Kh ：=心：=1;由表10-2查得使用系數(shù)kA =1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423由-=9.32, Kh 一： =1.423查圖 10-13 得 K =1.32 ;故載荷系數(shù) hK 二 KaKvKh：.Kh1 1.02 1 1.423 = 1.451按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得:k-1 451d1 二 d”75.5 3 mm = 78.32mmKt. 1.3計算模數(shù)md178.32mmm =3.73mm ,Z121 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10-5)得彎曲強度的計算公式為m W

23、a確定計算數(shù)值由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限r(nóng)Ei= 500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；fe2 =380MPa .7由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni 88, Kfn2 =.90計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-12)得1.4Kfn2 *2 二 0.90 380 = 244.3MPa計算載荷系數(shù)K =Ka Kv Kh-. S =1 1.02 1 1.32 =1.346查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1 =2.76 ,YFa2 =2.31查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 YSa1 =1.56,YSa2 =709YFaYsa計算

24、大、小齒輪的二f,并加以比較YFa1 YSa12.76 1.56314.3-0.01370YFa2 YSa22.31 1.709244.3-0.0161626大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算0.01616mm =2.53mm對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決 定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強度算的的模數(shù)2.53并就近圓整為標(biāo)準值m=3.0mm按接觸強度算的的分度圓直徑d 78.32m m，算的小齒輪齒數(shù)d178.32大齒輪齒數(shù)z2 = i3z3 =

25、 2.5 26 = 65這樣設(shè)計出齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié) 構(gòu)緊湊，避免浪費。4. 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑= Z3m = 26 3 = 78d? = Z4 m = 65 3 =195計算中心距d, d278 195a -2mm = 136.5mm22x計算齒輪寬帶b=1 78mm = 78mm取 B2 二 78mm, B1 =845. 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（見附錄）咼速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比6.12.5模數(shù)（mm1.53螺旋角13.64 14中心距（mm142136.5齒數(shù)261582665齒寬45408478直徑（mm分

26、度圓4023778195齒根圓43.5241.584201齒頂圓3523370.5187.5七、軸的設(shè)計1、高速軸的設(shè)計（1）高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩功率錯誤！未找到引用源。轉(zhuǎn)速錯誤！未找到引用源。轉(zhuǎn)矩錯誤！未找到引用源。(KW)(r/mi n)(N mm)0.49918226200(2)作用在軸上的力已知低速軸上齒輪的分度圓直徑為 d1 =40.13mm，則2T 2 X26200Ft = = = 4306N t di 40.13Fttanan 4306Xtan20Fr =丄才=一77k = 1613N cosB COS13.64Ffl=FtH=4306 XtanW=1045 NF4306=

27、 4715NCOSpF =n cosancosp cos20cosl3.64(3)初步確定軸的最小直徑dmin = A。=112 X高速軸的最小直徑顯然是與(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 選用下圖所示的裝配方案0.499 H而= 15.7 mmV帶輪連接出的軸直徑，取此處直徑為 22mm選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。取 錯誤！未找到引用源。于是得根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷直徑和長度故取n - m段的直徑dn_m =23mmV帶輪上而不壓在軸的端面上,1) 為了滿足v帶輪的軸向定位，i - n軸段右端需制出一軸肩,V帶輪與軸配合的長度L仁80mm為了保證軸端檔圈只壓在故I - n段的長度應(yīng)比L1略短一

28、些，現(xiàn)取Lin =76。2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù).0.07d，取h=2.5mm則軸環(huán)直徑d V=48mm軸環(huán)寬度b 1.4h，取 LV=12mm4）軸承端蓋的總寬度為20m （由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆,A。2，于是得 民請2呷警=28.2mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d12）為了使所選軸直徑d.v與聯(lián)軸器孔徑相配合，故需同時選取聯(lián)軸器號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KT3查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，可取 Ka=1.3貝U Tca=KT3=1.3 X 153=198.9Nm 查

29、按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸，其公稱轉(zhuǎn)矩為250N-半聯(lián)軸器的孔徑d=32mm d在-V =32mm半聯(lián)軸器長度L=82mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1 =60mm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離 L=30mm故取50mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 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聯(lián)接，按d在帀=45mm由表6-1查的平鍵截面bxh=14mm 9mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mryi同樣與小直齒輪配合的平鍵采用b h L =14mm 9mnh

30、70mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的 配合為H7/n6，同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為 10mm8mm0.07d，取h=2.5mm則軸環(huán)直徑d皿=35mm軸環(huán)寬度b 1.4h，取 L皿=12mm4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm故取Lw -v 50mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。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聯(lián)接，按由表6-1查的平鍵截面b h=8mrX7mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 60mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性

31、，故選齒輪輪 轂與軸的配合為H7/n6，同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為 5mm 5mm 10mm半聯(lián)軸器 與軸的配合為H7/k6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角20 45，各軸肩處圓角半徑見圖軸段編號長度（mm直徑（mr）配合說明I - n3420與滾動軸承6204配合，并進行軸向定位n -川7430與大齒輪以鍵聯(lián)接配合川-IV1235軸環(huán)IV - V5030軸肩定位V - W2420與滾動軸承6204配合W - VD5018與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位VD - Vffl1814與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度262mm（5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在

32、確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6004型深溝球軸承，由手冊中查得 a=31mm因此，軸的支撐跨距為L2 L3 =62 118 = 180mm根據(jù)軸的計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B是軸的危險截面。先計算出截面 B處的M、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反Fnh1 =35.636NFnv1 = 12.973力FFnh2 =18.724NFnv2 =6.817B截面 彎矩MM H = FnH1 紅2= 2209.432N mmMV = FNV1 漢 L1=804.326N mm總彎 矩M max = Jm H + M； = V220

33、9.4322+804.3262 =2351.28N mm扭矩T3 =53000N mm(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 :=0.6，軸的計算應(yīng)力caM max：仃3)2WJ2351.282 +(0.6 x 53000 f0.1 703Mpa =1.68Mpa已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由 15-1查得二J =60MPa。因此二ca十-i，故安全 表八、滾動軸承的選擇及計算軸承預(yù)期壽命Lh =10 365 8 2 =5.84 104h1. 高速軸上的軸承選用30205型圓錐滾子軸承，查機械課程設(shè)計簡明手冊表8-26得:=12.5

34、，C 32.2kN e=1.5ta n: =1.5 tan 12.5 =0.37(1)求兩軸承所受到的徑向載荷FM和Fr2 由高速軸的校核過程中可知：Fnh1 =254N ， Fnh2 =791NFnv1 =812.8N，F(xiàn)nv2 =1106NFnFnh/ Fnv/2542812.82 =851.6NFr2 =Fnh22 Fnv22 = *7912 11062 =1359.7N求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2由機械設(shè)計表13-7得FdFr2YFd1851.6236 N2 0.4ctg12.51359.72 0.4ctg12.5-=376.8N因為 Fae =1045N所以 Fae Fd1 =

35、1290 N Fd2Fa2 二 Fae Fqi = 1290NFai = Fdi = 236 N(3) 求軸承當(dāng)量動載荷Pi和P2FaiF ri236851.6= 0.277 ： eFa212901359.7=0.95 e取載荷系數(shù)fp =1.1P2 = fp 0.4Fr2 YFa2 嚴 1.1 (0.4 1359.70.4ctg12.51290)= 3158.6NP=fpFr1=1.1 851.6-936.76N(4) 驗算軸承壽命因為P2 a P，所以按軸承2的受力大小驗算10= 2.1 105h Lh106(9 _ 106 32.2 F60n iP 丿 一 60X82 P，所以按軸承2的受力大小驗算10= 1.5 105h Lh106 c Y 106 z21.2 遠 I 60n iP 丿 一 60匯30 Lh60n iP 丿 60X2 i 45.509 丿故所選軸承滿足壽命要求。九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由機械設(shè)計式(6-1 )得2T 103kid鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設(shè)計表 6-2，?。 =110MPa1、V帶輪處的鍵取普通平鍵8X 7X 65GB1096-79鍵的工作長度l二L-b =65-8 =53mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k =0.5h =0.5 7 =3.5mm2T 103 _ 2 182 103kid - 3.5 5