2機械設(shè)計課程設(shè)計說明書

1、設(shè)計計算及說明、設(shè)計任務(wù)書結(jié)果1.1傳動方案示意圖1.2原始數(shù)據(jù)表1 ：原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N傳送帶速度V(m/s滾筒直徑Dmm70001.14001.3工作條件兩班制，使用年限為8年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，小批量生 產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的 5%1.4工作量1、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算；2、傳動零件的設(shè)計計算；3、軸的設(shè)計計算；4、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核；5、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核；6減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計；7、裝配圖和零件圖的設(shè)計；8、設(shè)計小結(jié)；9、參考文獻；1 / 34二、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算2.1電動機的選擇1

2、、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電壓交流380乂2、電動機容量選擇：電動機輸出功率巳Pw=7.7Kw考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為Fd=Pv/為電動機到工作機主動軸之間的總效率，即七=叮叮珂=0.841叫-聯(lián)軸器效率取0.99嗎-滾動軸承傳動效率取0.99n 寸0.8417-圓錐齒輪傳動效率取0.95 S -圓柱齒輪傳動效率取0.97匕-卷筒效率取0.96巳=FW/ 耳= 9.156kwr/min。nw=53r/m in可見同步轉(zhuǎn)速為 750r/min ,1000r/mi n的電動機都符合。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)2

3、 / 34緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min的電動機。 選定電動機型號為Y160L-6其主要性能如下表：表2:電動機主要性能電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/mi n啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y160L-6119702.02.02.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1、傳動裝置總傳動比i 二nm/nw =970 /53 =18.32、分配各級傳動比對于圓錐一圓柱齒輪減速器，為使大錐齒輪的尺寸不致過大，一 般可取h空0.25i，最好使高速級錐齒輪的傳動比ii豈3，當要求兩級傳 動大齒輪的浸油深度大致相等時，也可取ii =3.54故取ii =3.9，i2 =4.6

4、922.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速 各軸的標號均已在圖中標出)n = nm/i=970r / minnn = n: /J = 970/3.9 =248.7 r/minn = nn / i2 =53r /minn = n =53r / min2、各軸輸入功率Pi 二 Ped 1 =9.064kw巳卡2 3 =8.525kwP 二 PF2 4 =8.187kw選型電動機為Y160L-6i1=3 .9i2 = 4.692n =970nn =248.7門卷=n=53r/m inPi =9.064PII =8.525PIII =8.1873 / 34鬼=P|ii i 2 =8.024k

5、w3、各軸轉(zhuǎn)矩64Td =9.55 106Pd / nm = 90144.1N.mm =9.01 1044T -Td 1 = 90144.1*0.99 = 89242.4N.mm =8.92 105T =2 3h = 327336.8N.mm =3.2710丁皿“齊“？ i474894.5N.mm =1.47 x106T卷二 T if 】2 = 1445544.1N.mm =1.45 106P卷=8.024Td =9.01 104T -8.92 1045T =3.27 10T =1.47 106T卷二 1.45 106將計算結(jié)果匯總列表如下表3軸的運動及動力參數(shù)工程電動機軸高速級軸1中間軸II

6、低速級軸III卷筒軸轉(zhuǎn)速970970248.753530506傳動比13.94.6921效率n0.990.940.960.98三、傳動零件的設(shè)計計算3.1、直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算4 / 34已知輸入功率P=9.064kw（略大于小齒輪的實際功率），小齒輪的 轉(zhuǎn)速為：n =970r/min,大齒輪的轉(zhuǎn)速為n- = 248.7r / min , T1 =8.92 104N.mm傳動比i =3.9，由電動機驅(qū)動，工作壽命 8年設(shè)每 年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，齒形制 JB110-60,齒形角 :

7、=20，齒頂高系數(shù)ha* =1，頂隙系數(shù)c* =0.2 5，螺旋角=0，不 變位。2）、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度。3）、材料選擇，小齒輪材料為406調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45剛調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度相差40HBS 2.92I ZeKK J 鉆(1-0.5r)2u1）、確定公式內(nèi)的各計算值1小齒輪：40Cr調(diào)質(zhì)）280HBS大齒輪：45 鋼調(diào)質(zhì)）240HBS7級精度Z1 =24Z2 二 941）查得材料彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa22）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二 Hiim1 = 600MPa，大Ze =189.8CH

8、 lim1 二 600- H lim2 = 550N1 二92.235 10n2 :85.730 10KhN1 = 0.93K HN2 =04齒輪的接觸疲勞極限匚Hlim2 =550MPa3）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪： 弘=60nLh =60 970 1 （2 8 300 8）=2.235 109 大齒輪：”2=出=5.730 108i14）查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn 1 二 0.93KhN2 = 045）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,應(yīng)用公式10-12 ）得：；h h = KHN1；iim1 / S = 0.93 600=558MPaLh2 二 KHN2fm2/S =1.

9、04 550=572MPa5 / 346) 計算試選Kv =1.2，查得Ka =1.0,K；_ =1, K =1.5 1.25 =1.875二 H h = 558二h 】2 二 572所以，K =Ka K廠 Kv K?=1.0 1.2 1 1.875 = 2.251) 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入 L-h 1中的較小值得dt 一2.923 ZeKtT1 2 = 86.195mmr(1-0.5r)(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FE1 =500MPa ；大齒 輪的彎曲疲勞強度二FE2 =:380MPa 由圖10-8取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 .83,

10、 Kfn2 873) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，有10-22得K ；_JL = fN1_fe1 一 =296.43MPa6 / 34u計算圓周速度vv=也已 m/s=4.38m/s600002) 計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=4.38m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K 1.13 ； 直齒輪，心：.二心=1;由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1;K. =1.875故載荷系數(shù)K 二 KaKvKh：Kh ： =2.12按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為(K丨2 12Kv =1.13K H - KF ：=ka = 1;Ka 7K H |.：-=1.875K =2.12d1

11、 二84.502mm-86.195 3： :84.502 mm Kt2.253) 計算模數(shù)mbm =84.502/24 = 3.52mm4KT“FaYsa：R（1 -0.5 r）2Z1 U2 1“3. 按齒根彎曲強度設(shè)計廠f2 =KfN2FE2 = 236.14MPaFS4）計算載荷系數(shù)K . K =2.125）節(jié)圓錐角1 I =arctan 14.381 u、2 =90 -14.381 =75.6196）當量齒數(shù)Zw = Z1 = 25 乙2 = 2 = 379 COS1COS&27）查取齒形系數(shù)。；-FE1 = 500；-FE 2 = 380K fn 1 = 0.83K FN 2 = 0.

12、87- F 1 -296.43二 F 2 二236.14K = 2.12由表10-5查得Ysa1=匸59 ； Ysa2 = 1.979）計算大小齒輪的yF,并加以比較f IYFa$Sa12.62 1.59296.43= 0.01405YFa2YSa2=。“池236.146】2由表 10-5 查得 YFa1 =2.62 ； YFa2 =2.06 8）查取應(yīng)力校正系數(shù)YFa1 二 2.62YFa2 二 2.06Ysa1 二 1.59Ysa2 =匸97大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算：代入公式計算得：m _ 2.89mm綜合分析：按彎曲強度得：m=3mm，按接觸強度算得：d1 = 84.502mm 算

13、出小齒輪齒數(shù)：乙=蟲畑29m大齒輪齒數(shù)：Z2=3.9 29 =113.1,取Z2 =114 故齒數(shù)比u = 114 =3.93129這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結(jié) 構(gòu)緊湊，避免浪費。m = 3mm4. 計算幾何尺寸 1）計算分度圓直徑7 / 34a = mzi =87mm d2 = mz2 = 342mmdiz*i 二m292）計算中心距d +d2a 二87 3422=214.5mm3)計算節(jié)圓錐角“ =arcta n蟲=1416 21d2、2 =90 - r =75 43 394）計算錐距vu2 +1R=a176.445mm25）計算齒輪寬度b = rR = 58

14、.81mm圓整取 B2 = 60mm, B1 = 65mm3.2、斜齒圓柱齒輪的傳動的設(shè)計計算已知輸入功率為 Pi =8.525kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為nn =248.7r/min、齒數(shù)比z2 = 114114u 二29-3.931 d1 = 87 mmd2 = 342mma = 214.5mm、“ =14 16 21 2 二 75 43 3(為4.692，轉(zhuǎn)矩T） = 3.27匯105Nmm為由電動機驅(qū)動，工作壽命 8年設(shè)每年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。R=175.1381、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度。VGB1009

15、5-88）2）材料選擇由機械設(shè)計 第八版）表10-1小齒輪材料為B2 二 60mmB1 = 65mm40Cr調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度相差40HBS3）齒數(shù)Z1=22,則大齒輪齒數(shù)i2 =4.692Z1 =103.2,故取z2 =104初選 螺旋角2 =14。2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設(shè)計計算占瓷T祐2V1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kt1=1.62）查教材圖表 圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433小齒輪：40Cr調(diào)質(zhì)）280HBS大齒輪：45 鋼調(diào)質(zhì)）240HBS8 / 343)4)1查教材表10-6選取彈性影

16、響系數(shù)Ze =189.8 MPa2 查教材圖表 圖 10-26 ) 得 ；a1 =0.765a2 =0.9285)6)7)8)9)7級精度二；ai 亠訂2 =1.693由教材公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):Z1 = 22- =14N1 =60nJ =60 X 248.7 X 1 X 2X 8X 300X 8) =5.73 X 108N2 =5.73 X 108/4.692= 1.221 108 查教材 10-19 圖得：K、1 =1.04,K ；它=1.13查取齒輪的接觸疲勞強度極限 二已血=650MpacHlim2 = 550Mpa由教材表10-7查得齒寬系數(shù)d=1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T,= 3

17、.27 105N *mmkt1=1.6Zh =2.43310)齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式a2 =0.928K匸訐匸04Kg =1.13；Hlim1 = 650CHlim2 = 550d=16)計算載荷系數(shù)KV =0.943系數(shù) 心=1,根據(jù)V=0.943m/s, 7級精度查圖表 圖10-8)得動 載系數(shù)心=1.07查教材圖表 表10-3)得齒間載荷分布系數(shù)Kh二心-.=1.4由教材圖表(表10-4)查得Kh 1=1.424查教材圖表 嚴嚴cos (X)設(shè)計%Z21 冋(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(2) 計算載荷系數(shù)K = KaKvKf： Kf i=2.06

18、(3) 根據(jù)縱向重合度；.=1.744查教材圖表 圖10-28)查得螺旋影響系數(shù)Y=0.88(4) 計算當量齒數(shù)Z|S 3 ： = 24.8cos P乙23 ： = 11385cos P(5) 查取齒形系數(shù) 查教材圖表 表10-5 ) 丫牛=2.6476 ,Yf -2=2.16892(6) 查取應(yīng)力 校正系數(shù) 查教材 圖表表10-5 ) YS：1 =1.5808 ,YS.2 =1.80108(7) 查教材圖表 圖10-20c )查得小齒輪彎曲疲勞強度極限-FE1=500MPa，大齒輪彎曲疲勞強度極限 二FE2=380MPa。(8) 查教材圖表 cos 14匯0.01582 mn ： ： . 2

19、mm 二 2.78mm:1221.693對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)g大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎 曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按 GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取 叫=3mm（旦為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度 算得的分度圓直徑d1 =79.67 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).2）計算齒數(shù) z 1= 79.67 COS14 = 25.77mm 取 z1 =26 mnz 2 =4.692 X 26=121.99 取 z2=1224、幾何尺寸計算（1）計算中心距a= （Z Z2

20、）mn =（ 122）3 =228.80 mm2 cos P 2 漢 cos14（2）按圓整后的中心距修正螺旋角那么P =arccos (乙 + 2g)mn(26 +122)匯3 “卅十=arccosarccos14 0 142 a2X228.80因1值改變不多,故參數(shù)；：.，k :, Zh等不必修正.11 / 34(3) 計算大.小齒輪的分度圓直徑,乙阿26x3“red .=* -80.39mmcosB cos14.0037z2mn122 匯 3d 2= 2 ： = 377.21mmcosP cos14.0037(4) 計算齒輪寬度B=6di =1x80.39mm = 80.39mmB2 =

21、80mm, B- =85mm叫=3mmd,=79.67z,=26z2=122a=228.80P =14P14dt =80.39mm d2 =377.21mmB2 = 80mm= 85mm12 / 34四、軸的設(shè)計計算4.1輸入軸1軸的設(shè)計1、求輸入軸上的功率R、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩R =9.064 kw n =970r/min=89200N.mm2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 dmi 二 di（10.5 R）二 72.5mm則Ftdm12 89200/72.5= 2461 NFr = Ft.tan20 cosj =868NF:二 Ft.tan20 sin、1= 222N圓

22、周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖2圖2、彎矩與扭矩圖Pi =9.064kwn =970r/m in T =8920 0N.mmdm1 = 72.5mrFt 二 2461 NFr 二 868NF；： =222N3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計 第八版）表15-3，取A。=112，得13 / 34IJdmin =Ao”巳/伐專906 = 23.59mm ni 970輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑 d12，為了使所選的軸直徑 di2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算 轉(zhuǎn)矩Tea二KaT2，查機械設(shè)計 第八版

23、）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很 小，故取kA =1.3，則Tea =KaT2 =1.3 X 89200 =115960N. mm =115.96N.m查機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1，選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工 稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m,而電動機軸的直徑為42mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能 太小.故取d12 =30mm半聯(lián)軸器長度 L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂 孔長度為60mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案 見圖2）dmin = 23.59圖3輸入軸軸上零件的裝配要求確定軸的各段直徑和長度端用軸端擋圈定位，一 .d2）初步詵擇滾動軸承。因軸承.同時受有徑向力和軸向力，故選 查得圓錐滾子軸

24、承，參照工作要求并根據(jù)（2）根據(jù)軸向1）為了滿足半23段的直彳所以取L12=58mm1向定位37rNW列d23 =37mm，由機械設(shè)計，故取段長度應(yīng)適當課程設(shè)計表12-4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 30308，其尺寸為d D T = 40mm 90mm 25.25mm所以 d34 =40mm而l34 =25.25mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機 械設(shè)計課程設(shè)計表12-430311型軸承的定位軸肩高度da =49m m，因 此取 d45 =49mm3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑d67 =35mm ;為使套筒可靠地壓緊軸Tea 二 KaT 2115.96N.m

25、d12=30mmL = 112mm14 / 34承，56段應(yīng)略短于軸承寬度，故取L56 =24mm d56 =40mm4） 軸承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添 加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離1 =30mm，取 L23=50mm5）錐齒輪輪轂寬度為65mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取L67 =76mm 由于，L1 =2L2 故取 L45 =100mm6）軸各部分尺寸綜合下表：表4、軸各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L585025.251002476d3037404940353）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d67

26、 =35mm由機械設(shè)計 第八版）表6-1查得平鍵截面b h=10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加 工，長為50mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒 輪輪轂與軸的配合為H7 ；同樣，半聯(lián)軸器處平鍵截面為n6b h l =10mm 8mm 50mm與軸的配合為H 7 ；滾動軸承與軸的周向k 6定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷30308型的a=19.5mm所以倆軸承間支點距離為111.5mm右軸承與齒輪間的距離為 55.75mm ） 見圖1）表5、軸上載荷載荷水平面

27、H垂直面V支反力FFnh1 =1230NFnH2 =3690NFnv1 =362NFnv2 =1230N彎矩MM H =137145N.mmM V1 =40363N.mmM V2 = 8064N .mm15 / 34總彎矩M i =142961N.mmM2 =137812N.mm扭矩TT| = 89200N.mm&按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及 軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取二。6，軸的計算應(yīng)力為M2(Ti)2429612(89200X.6)2 = 23.85MPa0.1 403前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計 第八版

28、）表15- 1杳得上丨=60MPa,；w ： A 1 故安全。4.2中間軸II軸）的設(shè)計1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T5P = 8.525kw, n = 248.7r / min, T = 3.27 10 N.mm2 、求作用在齒輪上的力已知小斜齒輪的分度圓直徑為d = 80 .39 mmFt 二 2T =8135N d1Ft ta n ： ncos :=3052NFa 二 Ft tan 1 =2029N已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑16 / 3417 / 34Ft2 二 2295NFr2 二 205NFa2 =810N圖5、間軸上零件的裝配據(jù)機械設(shè)計 第八版）表15-3 , A =1

29、12 ,得 dmin = A03p = 36.4mm中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑 n -di丄和ds _64、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計0.07d，故取h=4mm則軸環(huán)處的直徑為 d3 4 = 55mm。A0 =112dmin = 36.43） 已知圓柱斜齒輪齒寬B85m m,為了使套筒端面可靠地壓緊端 面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取 L4省=80mm。4）齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為a =16mm，大錐齒輪與大斜齒輪的距 離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s=8mm。貝U取 L）q = 54.25mmL3 4 = 20mm L5-6 = 54.25mm 綜合數(shù)據(jù)如下表:18

30、 / 34表6、軸的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L54.2560208054.25D4047554740（3軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d2_3由機械設(shè)計 第八版）表6-1查得平鍵截面b h =14mm 9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加 工，長為50mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒H 7輪輪轂與軸的配合為 帚；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d4_5 由機械設(shè)計 第八版）表6-1查得平鍵截面b h =14mm 9mm，鍵 槽用鍵槽銑刀加工，長為 70mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對H 7中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為m6 ；滾動軸承與軸的周向定

31、位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 2 45，軸肩處的倒角可 按R1.6-R2適當選取5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30308型的支點距離a=19.5mm。所以軸承跨距分別為L1=62.25mm, L2=94.5mm L3=72mn做出彎矩和扭矩圖 見圖4）。由圖八可知斜齒輪 支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：表7、軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 =4231 NFnv1 =49.7NFnh 2 =6189NFnv2 = 2896.7N彎矩MMh1 = -263380 N .mm

32、Mh2 = -446332 N .mmMv1 = -3094 N .mmMv2 =112331 N.mmMv3 = 127007 N .mmMv4 =208563N.mm總彎矩M =4463322 +2085632 =501451N.mm扭矩TTn=327000N.mm19 / 346按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(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)力為:ca0.1 473M2 （巧2 = ,514512（327X.6）2 =”.86MPa前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計 第八版）表15- 1杳得A1 =60MPa,；ca ：卜11故安全。

33、4.3輸出軸 ill軸）的設(shè)計1、求輸出軸上的功率Pii、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TiiiPh =8.187kw n =53r/mi n Tiii =1470000N.Mm2、求作用在齒輪上的力已知大斜齒輪的分度圓直徑為d 二 mz 二 377.21mm而 Ft =2% =2 勺470000彳77 21 =7794NFrFt.tan20 cos：】 =2924NF? - Ft.tan - 1943N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖6所示20 / 34uL. 1嘰Mve Ma尸匚J匚111%M.3、初步確定軸的最小直徑圖6、彎矩與扭矩初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 設(shè)計 第八版）表15-3

34、，取Ao =100，得，根據(jù)機械406調(diào)1dmin - A。：匚=10。3 niii 538187 .53.66mm輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算 轉(zhuǎn)矩Tea二KaT，查機械設(shè)計 第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很 小，故取 Ka=1.3，貝U Tea 二 KaT=1.3 1470000 =1911000 N.mm 查機 械設(shè)計課程設(shè)計表13-1選Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為2500N.M半聯(lián)軸器的孔徑d55mm ,所以取=55mm半聯(lián)軸器長度L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 84mm

35、4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）軸上零件的裝配方案 見圖7）圖7、輸出軸軸上零件的裝配21 / 34Piii =8.187 nm =50Tiii= 1.47 106d =377.21Ft =7794NFr = 2924NF: =1943N（2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，1段軸左端需制出一軸肩，故取 2-3段的直徑d2 =62mm，1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配 合的轂孔長度L, =84mm,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，故1段的長度應(yīng)比Li略短些，現(xiàn)取l82mm。A。=100 dmin = 53.662初步選擇滾動軸承。因軸承同時受

36、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) d2=62mm，由機械設(shè)計課 程設(shè)計表12-4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 30313，其尺寸為 d D T = 65mm 140mm 36mm， da二d? =65mm，因而可以取l36mm。右端軸承采用軸肩進行軸向 定位，由機械設(shè)計課程表12-4查得30313型軸承的定位軸肩高度 da =77mm，因此取 d4 = 77mmi.輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度Ka = 1.3Tea =1911000為80mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短 于輪轂寬度，故取l6 = 76m

37、n齒輪的輪轂直徑取為70mn所 以d70mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d，故取h =6mm，貝峙由環(huán)處的直徑為d5 =82mm。軸環(huán)寬度 b _1.4h，取 |5 = 12mm。ii.承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面 間的距離l =30mm故12 = 50mmiii.輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段 距離 s=8mm 可求得 l7 =64mm |4 =97mm表8、由曲尺寸尺寸1234567L82503697127664D556

38、265778270653）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按 d6=70mm由機械設(shè)計 第八版）表 6-1 查得平鍵截面 b h =20mm 12mm，鍵22 / 34槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm同時為保證齒 輪與軸配合有良好的 對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H 7 ；同樣半聯(lián)軸器與軸的連 n 6接，選用平鍵 b h I = 16mm 10mm 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合 為H 7，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸 k 6的尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷根

39、據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的支點距離a=29mm=所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1 =71mm, L2 = 156mm, L3 =120mm。做出彎矩和扭矩圖 見圖6）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下:表9、軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =3547NFnh2 =4247NFnv1 =3942NFnv2 = -1018N彎矩MM H = 25187N.mmMV1 =279882 N.mmM V2 = -86578N.mmM1 =2518372 +2798822 =376505N.mm總彎矩M2 =丿2518372 +

40、865782 =266304N.mm扭矩TT3 二= 1470000 N .mm&按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力, 取“6，軸的計算應(yīng)力ca M2 +(町 iii)23765052(1470000X0.6)20.1 漢 703二 27.96MPa前已選定軸的材料為406調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計 第八版）表15-1查得，二訂=70MPa _；ca故安全23 / 34五、軸承的校核5.1輸入軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308， 其尺寸為dxDxT =40mmx 90mm x 25.25 mm ，軸

41、向力 FaFa=222N，e=0.35， Y= 1.7 。a Ee ,X=1,Y=0 。Fr空 e, X =0.4,Y =1.7Fr表10、支反力載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =1230N Fnh 2 = 3690NF nv 1 = 362 NFnv2 =1230N則 Fr1 =1282N, Fr2 =3890N則 FdF = 282=377N2Y 21.73890Fd2 =1144N2 匯 1.7則 Fa1 =Fa +Fd2 =222#1144=1366N 則良Fr11282Fa2 1144一0.294 veFr2 389024 / 34則 Pri 二 XFri YFai =0.4

42、1282 1.7 1366 = 2835NR2 二 Fr2 - 3890N計算軸承的基本額定壽命:Lh10106 *C / _ 106f90900 話60n CP 丿-609703890 丿= 6.27 105h Lh,： =46080h故合格5.2中間軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為 0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308，其尺寸為d D T=40mm 90mm 25.25mm ，軸向力Fa =2029N， e=0.35Y=1.7 。Fa,X=1,Y=0 。F re X =0.4,Y =1.7載荷水平面H垂直面V支反力FF nh 1 =4231 NFnv 1 = 49.7N

43、FNH 2 =6189NFnv2 = 2896.7NFr表11、支反力則 Fr1 =4231N,Fr2 =683貝 U FdFl=j4231=1244N2Y 2 1.76833Fd22010N2匯1.7則Fa1 二 Fa Fd2 =1219 2010 = 3229N則 Fa1 = 3229FM 4231= 0.763 eFa2Fr220106833= 0.294 :：e25 / 34貝 y Pn =XFri +YFai =0.4x4231+1.7x3229 = 7181.7NR2 =Fr2 =6833N計算軸承的基本額定壽命：10Lh - 10-109900 丫 -3.17 匯 105hLh4

44、6080h60n IP 丿 60 x 248.7 0181.7 丿故合格5.3輸出軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313軸向力為FaFaFa=1943Ne = 0.35Y=1.7。 丄蘭e,X=1,Y=0。丄:e,X=0.4,Y=1.7FrFr表12、支反力載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =3547NFnh2 =4247NFnv1 =3942NFnv2 = 1018N則 Fr1 =5303N, Fr2 =4367NM.Fr15303則 Fd1 1560N2Y 2 勺.74367Fd2 =1284N2匯1.7則 Fa1 =Fa +Fdp =1560+ 1943= 3503Nnt Fa13503貝U- 0.66