設(shè)計課程設(shè)計

1、一、課程設(shè)計方案1傳動裝置簡圖帶式運輸機的傳動裝置如如圖1所示I1圖12原始數(shù)據(jù)帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示帶的圓周力F/N帶速 V/ （ m/s）滾筒直徑D/mm155023003工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量 生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的 5%.傳動方案：二、電動機的選擇（1）選擇電動機類型按工作要求用丫型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為 380V。（2）選擇電動機容量電動機所需工作功率，按參考文獻1的（2-1 ）為a由式（2-1 ）得cF.vPw _kw1000%根據(jù)帶式運輸機工作的類型，可取工作機效率w - 0.96242傳動裝置

2、的總效率H軸承H齒輪查參考文獻1第10章中表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）松軸承=0.99開式齒輪傳動效率林齒輪-0.97 ，代入得n = 0.992 匯 0.994 漢 0.972 = 0.886所需電動機功率為FV1550漢2PW =kw = 3.64kw100w 1000 沃 0.96 沢 0.886因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率 FCd略大于Pd即可，由參考文獻1第19章所示丫型三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機的額 定功率FCd為4 kw。（3）確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n60000v60000沃2；.“n

3、-“min -127.4min兀D兀匯300由參考文獻1表2-2可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為840,貝U總傳動比合理范圍為i840，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n =i； n=（8 40） x 127.4 r/min =1019.2 5096r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r min和3000r min兩種方案進行比較。由參考文獻1表19-1查得電動機數(shù)據(jù)及計算出 的總傳動比列于表1中表1電動機數(shù)據(jù)及總傳動比案 方O號功定曲 額率PP速轉(zhuǎn) 機mm/r 動 “ 電動傳 怙總比步速 同轉(zhuǎn)載速 滿轉(zhuǎn)14O501O401124O0039082722選電動機型號為Y112M-4表1中，

4、方案2的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳 動裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合 考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格以及總傳動比，選用 方案1較好，即選定電動機型號為 丫112M-4三.傳動裝置的總傳動比及其分配計算總傳動比：根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速nm及工作機轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置所要求的總傳動比為nmn1440127.4= 11.30合理分配各級傳動比：對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近（即兩個大齒輪分度園直徑接近），且低速級大齒直徑略大，傳動比 可按下式分配，即b 二、（1.3 1.5）i式中：一

5、高速級傳動比i 減速器傳動比又因為圓柱齒輪傳動比的單級傳動比常用值為35,所以選h = 3.98, i = 2.84。傳動比分b = 3.98, i2配為2.84四.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算(1)各軸轉(zhuǎn)速ninmio14401440 r min1nnn m1 0i114401 3.98= 361.81ni2nmiohi214403.98 2.84=127.43r min(2)各軸輸入功率P = Pd 01 =3.64 0.99 = 3.60kwP- = P 12 - 3.60 0.97 = 3.50kwPm 弋12 = 3.50 0.97 =3.39kw工作機軸

6、 P = Pm 34 =3.39 0.99 =3.37kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)距Pd3.98Td =9550 d =955024.14N.mm1440T =Td i0 i01 =24.14 1 0.99 = 23.90 N.mT=T h i12 =23.90 3.98 0.97 = 92.20N.mTm =T i2 i23 =92.20 2.84 0.97 = 253.99N.m工作機軸 T =Tm i4 i34 = 253.99 1 0.99 = 251.45N.m表2運動和動力參數(shù)軸號功 率P/kw轉(zhuǎn)距T/(N.m)轉(zhuǎn)速n/(r/mi n)傳動比i效率耳電動 機軸3.6424.14144010

7、.99高速軸I3.6023.901440中速 軸U3.5092.20361.813.980.972.840.97低速 軸川3.39253.99127.4310.99工作 機軸3.37251.45127.43五.齒輪零件的設(shè)計計算（一）高速級齒輪的設(shè)計設(shè)計參數(shù)：P = 3.60kwT = 2.3904N.mn I =1440r/mi nh =3.98兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級常用斜齒輪，則設(shè)計第一 傳動所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動。1. 選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)。1 ）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）2）材料及熱處理：由參考文獻2表10-1選擇小齒輪

8、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。3）試選小齒輪齒數(shù)Z1 =18，大齒輪齒數(shù)Z2匯Zj =3.9818 =71.58，取 Z2 =724） 選取螺旋角。初選螺旋角B =14。2. 按按齒面接觸強度設(shè)計按參考文獻2式（10-21）計算，即）2KtT1 u1 ZHZE 25仁（/ E）2V% u巧（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選 Kt=1.62）由參考文獻2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.4333） 由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù) 觀=14）由參考文獻2圖10-26查得$01= 0.73，eg =

9、 0.87則 呂od + *02 1 -6035）小齒輪轉(zhuǎn)距 T=T =23.90X0 N.mm6 ）由由參考文表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8Mpa27）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強 度極限；Himi =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 二 H lim 2 二 550 MPa由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；Hlim1 =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 2 = 550MPa8）由參考文獻2式（10-13）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9N =60nJLh=60 1440 1 （3 8 300 10）

10、=6.221 106.048 1093.98= 1.563 1099）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系Khn1 =0.88，Khn2 = 0.91 ； 10）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，由參考文獻2式（10-12） 得K HN 1 lim 1匚h1- =0.88 600MPa =528MPaSK t二 H2HN2 lim2=0.91 550MPa =500.5MPaS6二 H】1二 H】22258 +500 558 500.5 MPa =514.25MPa2（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑d1t，有計算公式得d1t2 =6 23.90 1031 1.64

11、.983.982.433 89.8 2| mm = 36.40mm514.25 丿2）計算圓周速度閔 1t T 3.14 沢 36.401440/ /vm s 二 2.74 m s60 1000 60 10003）計算齒寬b及模數(shù)m”b =：ddit = 1 36.40 = 36.40mmd1t cosF； 36.40 cos14 m1tmm = 1.96mm18Z1h = 2.25m1t = 2.25 1.96mm = 4.41mmb 36.40-8.25h 4.414）計算縱向重合度，0.318譏 乙 tan ： =0.318 1 18 tan 14 =1.4275）計算載荷系數(shù)K已知載荷

12、平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)取KA =1根據(jù)v= 2.74m s，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.10 ；由表10-4查得Kh 的計算公式和直齒輪的相 同故 K =1.405 ；由參考文獻2圖10-13查得K =1.35由表 10-3查得Kh：.=Kf：.=1.4 。故載荷系數(shù)K 二KaKvKh-.Kh1 1.10 1.4 1.405 =2.166） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻2 式（10-103）得Ik12 16di =d1t336.40 3：mm = 40.25mm Kt1.67）計算模數(shù)d1 cos40.25 匯 cos14mnm

13、m = 2.17mmZ1183 按齒根彎曲強度設(shè)計由參考文獻2式（10-17）32KTY：cos21 YFaYsamn - 3.2dZ1 :（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)K = KaKvKfgKfP = 1x1.10x1.4x1.35 = 2.0792）根據(jù)縱向重合度邙= 1.427 ,從參考文獻2圖10-28查得 螺旋角影響系數(shù)丫薩0.883）計算當量齒數(shù)Z118Zv1 3 19.71cos 戸 cos 14Z272Zv2 =3 戌=3s = 78.86cos P cos 144） 查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得YFa1 =2.815 ；YFa2 =2.2225） 查取應(yīng)力校正系

14、數(shù)由參考文獻2表10-5查得Ysa1= 1.547 ； Ysa2 =1.7686）由參考文獻2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞極限fE1 =500MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限 6e2 =380MPa7）由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =.82 ， Kfn2 =.85 ；8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4,由文獻2式（10-12）得KfnfE10.82 漢500_=MPa =292.88MPaS1.4r、K FN 2FE 20.85 漢 380 n ” fcc cctf2 MPa 230.71MPaS1.49） 計算大，小齒輪的YFaYSa，并加以比較

15、6YFa1 Ysa12.815 .547 -0.01487F1292.88f f.222768 -OH。？Sb23O.71大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算mn _33尹2 灼 O79310 “88 伽s14 兒 0.01702mm=1.393mm1 18 1.60對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn =1.5m m,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑di=40.25mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由deosB 40.25 xcos14Z1 :mn1.5= 26.03取 mn 二 1.5mm取 Z1=26

16、，貝U Z2 =i1 Z1= 3.98 26 =103.48，取 Z2 =103。4幾何尺寸計算(1)計算中心距26 1035mm= 99.74mm2 cos14將中心距圓整為100mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角一 arccosZ1 Z = arccos 26 1035 = 14 3 502a2 00因值改變不多，故參數(shù) ：、K -：、ZH等不必修正。(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑26 1.5Zm 一 d1 = =5- = 40.2mmcos- cos14 3 50乙 mn103匯1.5 “cccd2 s 159.28mmcos： cos14 3 50(4)計算齒輪寬度b = :：J

17、dd1 = 1 40.2 = 40.2 ： 40 mm圓整后取 B2 二 40mm ； B 45mm。(二)低速級齒輪的設(shè)計設(shè)計參數(shù):Z1 =26; Z2 =103a=99.74mm一 14 3 50di = 40.2mmd2 二 159.28mmB2 二 40 mmBi = 45mmPj 二 3.50kwT92.20 103N.mmn 361.81r mini2 =2.841 選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）3）材料及熱處理：選擇參考文獻2表10-1小齒輪材料為

18、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。4 ） 試選小齒輪齒數(shù)Z3 =20 ， 大齒輪齒數(shù)Z4 = i2 Z3 = 2.84 20 = 56.8，取 Z4 =57 2 按齒面接觸強度設(shè)計按參考文獻2式（10-9a）進行試算，即d1t2-1（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選 Kt=1.3Od=12）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距 人二-= 9.22 104N.mm4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1ZE -189.8Mpa25）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接

19、觸 疲勞強度極限；Hlim1 =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限二 Hlim2 =550MPa6）由參考文獻2式（10-19）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)弘=60njLh =60 361.81 1 （3 8 300 10）=1.563 109N21.563 1092.849-0.55 1097 ）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系Khn1 =0.95, Khn2 = 0.97 ;8）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,由參考文獻2式（10-12）二 H】1二 H】2Khn1 lim1 =0.95 漢 600MPa =570MPaKhn2 -問2 =0.97 550MPa

20、=533.5MPa1）試計算小齒輪分度圓直徑d1t，有計算公式得d,t _2.32= 2.32 31.3x9.22 x104 3.84 189.82.84 533.5 丿二 63507mm2）計算圓周速度v J d1t n ,3.14 63.507 361.81 口 s = 1.202m s 60 100060 10003）計算齒寬bb i：dd1t = 1 63.507 = 63.507mm4）計算齒寬與齒高之比bh模數(shù)mt = 63.507 m 3.175mmZ320齒高h = 2.25mt =2.25 3.175mm = 7.14mmb，3.507 =8.89h 7.145）計算載荷系數(shù)

21、K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)取Ka根據(jù)v =1.202 m s，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.03 ；直齒輪，Kh 二心：.=1 ；由參考文獻圖10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支計算承非對稱布置時，Kh，1.423 ;由b =8.89 , 心，423查參 考文獻2圖10-13得 h=1.37，故載荷系數(shù)K =KaKvKh 一 心十1 1.03 1 1.423 =1.4666）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻式（10-10a）得d1 = d1t=63.5071.466mm = 66.103mm1.37）計算模數(shù)d166.10

22、3m =Z3mm 二 3.31mm203.按齒根彎曲強度設(shè)計由參考文獻2式（10-5）2KT1YFaYea|TdZ12Wf】丿m -（1）計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由參考文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE1 =500MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限 匚FE2 = 380MPa ；2）由參考文獻2圖10-18,查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.85，Kfn2 786 ；3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由參考文獻2式（10-12）得J2Kfn1 ；fe1 0.85 500 -:一二MPa =303.57MPaS1.4KfN2 ；FE2 0.86 380 “

23、=MPa = 233.43MPaS1.44）計算載荷系數(shù)K =KaKvKf：.Kf2 =1 1.03 1 1.37 =1.4115）查取齒型系數(shù) 由參考文獻2表10-5查得YFa1 =2.80 ；YFa2 =2.292。6） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻2表10-5查得Ysai=1.55 ;Ysa2 =1.721。7）計算大，小齒輪的 上些，并加以比較6YFa1 Ysa12.80 0.55=0.01430tf1303.57YFa2 YSa2 丿292721“.01690升2233.43大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算：2x1.411x9.22x104 cc“ccom 蘭 2x 0.01690mm =

24、2.22mm1 x 202對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大 小主要取決于彎曲疲勞強度的承載能力，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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標準值m=2.5mm，并按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑d1 =66.10mm算出小齒輪齒數(shù)d166.10Z3 =26.44m2.5取 Z3=26，貝U Zi-小汀ill I1l iV ” gIII 11 1 1 1 1 1rMillllY,It|t圖4高速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面

25、c是軸 的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的Mh，Mv及M的值列于 下表（參看圖4）。載荷水平面H垂直面V支 反 力FFNH1 =310N ，F(xiàn)nh 2 = 879 NFnvi =148N ，F(xiàn) nv 2 =298 N彎 距MM H =44098N.mmM V1 =21053 N.mmM V2 =15062 N .mm總 彎M“ =(440982 +210532 =48866N.mm距M 2 = J440982 +150622 =46599N.mm扭 距TT = 23900N.mm5按彎:扭合成應(yīng)力校核軸的強度高速軸的強度滿足 要求。：caM T24886620.6 239002 “Pa .9M

26、Pa0.1 303進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面 （即危 險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取:=0.6， 軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得一=60MPa。因此；ca，故安全（二）中速軸的設(shè)計已知參數(shù):P = 3.50kw， n口 =361.81r/min ， q = 9.22x 104 N.mm1 求作用在齒輪上的力因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為d3 =mt Z_j =2.5 26 =65mm2T 口 2漢9.2204Ft1 = =N = 2837 N而d3

27、65Fr1 =Ft1tan ： n =2837 tan20 N =1033N由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為Ft2 N189N， Fr2 = 446N，F(xiàn)a =298N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖5所示圖5中速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑先按參考文獻2式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選 取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取A =112，于是得dmi = 11= 23.9mmY 唱Y 361.813.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 擬定軸上零件的裝配方案，如圖 4。(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑

28、向力和軸向力的作 用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小 直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度級 的單列圓錐滾子軸承 30207，其尺寸為的d 漢 D xT = 35mmx 72 漢 18.25mm,故 d = dv=35mm。2) 取安裝小齒輪處的軸段U -川的直徑d=39mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度， 故取1口66mm，齒輪右端米用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm則軸直徑d皿即=46mm。3) 取安裝大齒輪處的軸段W - V的直徑du=40mm，齒輪

29、的右端與右軸承之間采用套筒疋位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取- 37 mm，齒輪左端米用軸肩疋位，取h=3mm與小齒輪右端疋位咼度一樣。4) 取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 q = 16mm，由齒輪對稱原則，1大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為 &2=16 +丄(45-40) = 18.5mm，齒2輪與齒輪之間的距離為c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確 疋滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是 s,取s=8mm已 知滾動軸承寬度T=18.25mm則選用單列圓錐滾子 軸承30207。1 =T +s g +(70 -66) = (18.25 + 8 +16

30、 +4)mm = 46.25mm1l 皿=c + g(45 40) = (20 +2.5)mm = 22.5mml v=T +s+a2 +(40 37) = (18.25+8+18.5+ 3)mm = 47.75mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(3)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位米用平鍵連接。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面b： h =12mmx8mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工， 長為56mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為H6。同理，由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵 n6截面b =12mmR16匕R16R16R16mmvvVvrnB圖7低速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確

31、定軸的最小直徑選用LX1型彈性柱 銷聯(lián)軸器。先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選 取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取A =112，于是得 .112 3 339 mm = 33.4mm 127.43 可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dm （圖4）。為了使所選的軸d迎與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng), 需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距Tca二Ka，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取 Ka =1.3，則Tea 二 KAT =1.3 253.99 103 N .mm = 330187 N .mm按照計算轉(zhuǎn)距Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查

32、參考文獻1標準GB/T5014-2003,選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為 560000N.mm半聯(lián)軸器的孔徑 d = 35mm，故取d = 35mm，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。3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 7。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-U軸段右端需制出一軸肩，故取II -川段的直徑dn_m = 41mm ,右端用軸端擋圈定位，按軸端直 徑取擋圈直徑D=45mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1 _60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸 的端面上，

33、故I - I段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取I 58mm2） 初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深 溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)di= 41mm，由軸承產(chǎn)品目錄 中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 6309,其 尺寸為的d沃D xT =45mm=0.07d,故取 h=4.5mm,則軸環(huán)處的直徑丨v_v 59mm，軸環(huán)寬度 b1.4h，取lv=10mm。4）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)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離丨=30mm,故取 丨 i=50mm。5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a

34、_! = 18.5mm，a2 =16mm,圓柱齒 輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差， 在確疋滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm. 已知滾動軸承寬度B=25mm高速級小齒輪輪轂長 L=45mm右 端套筒長L=24mm。l 皿=B+s+a2= (25+8+16)mm = 49mm1l w=一 (70 65 )+ c * L 1 v 可2= (2.5 +20 +45_10)mm= 57.5mml 町麵=B+ai +s+(65 61) = (25 +18.5+8+4)mm = 55.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(3)軸上零件的周向定位齒輪、半

35、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-皿由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面b：h=16mmd0mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有 良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為 H6。同樣，半聯(lián) n6軸器與軸連接，選用平鍵截面 10mmx8mm漢45mm，半聯(lián)軸器 與軸的配合為 口。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來K6保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m64)確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為1.6疋45，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4.求軸上的載何首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(圖7)做出軸的計算簡圖(圖8)，在確定 軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查

36、取 B值。對于6309型深溝球 軸承，由參考文獻1中查得B=25mm因此，作為簡支梁的軸的支承跨距LL 208mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖(圖8)。.lllllllIIIl 1 111111VF NVPIlliIITff丨 111111111 -1低速軸的強度滿足 要求。圖8低速軸的彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 C處的Mh，Mv，及M的值列于下表（參看圖8）載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =975N ，F(xiàn)nv1 =355N，F(xiàn)nh2 =1862NFnv 2 = 678 N彎距MM H =133088N.mmM v =

37、 48458N .mm總彎距M = J1330882 +484582 =141635N.mm扭距TT = 253990 N.mm5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度高速軸上的鍵滿足 強度要求。進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面 （即危 險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取:=0.6， 軸的計算應(yīng)力WMPa =16.6MPaJ1416352 +(0.6漢253990 f0.仆 503前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1 得； =60MPa。因此二ca十訂，故安全七.鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核 高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為 T - 23.9N .m，軸徑為 d 二-=6mm，寬度 b=5mm咼度 h=5mm 鍵長L=25mm聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微 沖擊，由參考文獻2表6-2 查得許用擠壓應(yīng)力 ；p=100 200Mpa,取其平均值，；p=110Mpa。鍵 的工 作長度l=L-b=25