機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置

1、提供全套，各專業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)計(jì)算書班級(jí)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化1104班姓名： 楊凱學(xué)號(hào)： 0401110430目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1二、方案擬定與選擇21. 各傳動(dòng)方案的優(yōu)缺點(diǎn)比較22. 傳動(dòng)方案的最終確定3三、電動(dòng)機(jī)選擇與傳動(dòng)比確定41. 電動(dòng)機(jī)的選擇42. 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比43. 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速和扭矩5四、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)51高速級(jí)斜齒輪計(jì)算52低速級(jí)斜齒輪計(jì)算9五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算121. 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算122. 低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算143. 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算16六、軸承壽命計(jì)算241. 高速軸上的軸承校核242. 中間軸上的軸承校核263. 低速

2、軸上的軸承校核28七、鍵選擇301. 高速軸302. 中間軸313. 低速軸32八、參考文獻(xiàn)3440一、設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置已知條件：1.輸送帶工作拉力 f= 4.8 kn；2.輸送帶工作速度 v= 1.25 m/s(允許輸送帶速度誤差為5%)；3.滾筒直徑 d =500 mm；4.滾筒效率 = 0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；5.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6.使用折舊期 8年7.工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；8.動(dòng)力來源 電力，三相交流，電壓380/220v；9.檢修間隔期 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；10.制造條件及生產(chǎn)批量

3、一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。二、方案擬定與選擇1. 各傳動(dòng)方案的優(yōu)缺點(diǎn)比較（a）帶-單級(jí)圓柱齒輪減速器優(yōu)點(diǎn)：傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸振；可實(shí)現(xiàn)交叉及有導(dǎo)輪的角度傳動(dòng)；同時(shí)價(jià)格又相對(duì)便宜。缺點(diǎn)：帶傳動(dòng)承載能力較低，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較大。并且?guī)鲃?dòng)由于彈性滑動(dòng)的不可避免性，不能提供恒定的傳動(dòng)比。（b）錐圓柱齒輪減速器優(yōu)點(diǎn)：適用于輸入軸和輸出軸垂直相交的傳動(dòng)中，可為水平或立式。缺點(diǎn)：制造安裝復(fù)雜，成本高，僅在設(shè)備布置必要時(shí)才采用。（c）二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器優(yōu)點(diǎn)：展開式圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用廣泛。缺點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱，當(dāng)軸上產(chǎn)生彎矩變形時(shí)，載荷在齒寬上分布不均勻。因此軸應(yīng)設(shè)計(jì)得具

4、有較大剛度，并使高速軸遠(yuǎn)離輸入端。（d）二級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器優(yōu)點(diǎn)：箱體長度縮小。輸入軸和輸出軸布置在同一軸線上，使設(shè)備布置較為方便、合理。當(dāng)分配比適當(dāng)時(shí)，兩對(duì)齒輪浸油深度大致相同。使用斜齒輪可抵消部分軸向力，使傳動(dòng)更平穩(wěn)。缺點(diǎn)：軸向尺寸較大，中間軸較長，其齒輪與軸承不對(duì)稱布置，剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。2. 傳動(dòng)方案的最終確定綜合分析比較以上四種方案的優(yōu)缺點(diǎn)，方案（d）最符合傳動(dòng)要求。因此，我選擇二級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器作為傳動(dòng)裝置。三、電動(dòng)機(jī)選擇與傳動(dòng)比確定設(shè)計(jì)內(nèi)容、過程結(jié)果1. 電動(dòng)機(jī)的選擇（為原動(dòng)機(jī)功率，為電動(dòng)機(jī)至輸送機(jī)的總效率）聯(lián)軸器效率： 軸承效率： 嚙合效率： 攪油效率

5、： =4.8101.2510000.850.96=7.35kw選用三相異步交流電動(dòng)機(jī)（y型）經(jīng)查表，應(yīng)選y160m-6型三相異步交流電動(dòng)機(jī)p0=7.5kw，t0=9550p0n0=95507.5970=73.8nm選用y160m-6型三相異步交流電動(dòng)機(jī)p0=7.5kw t0=73.8nm2. 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比n滾筒=610000vd=6100001.25500=48rpm總傳動(dòng)比：i總= n0n滾筒=97048=20.20由于傳動(dòng)方案為同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器，應(yīng)使所以取i1=4.49,i2=4.49i總=20.20i1=4.49i2=4.493. 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速和扭矩a. 高速軸

6、： t1=t01=73.80.99=73.06nmb. 中間軸：n2=n1i1=9704.49=216rpmt2=i1t132=315nmc. 低速軸： n3=n1i1i2=97020.20=48rpm t3=t2i224=3154.490.980.98=1358nm高速軸t1=73.06nm中間軸n2=216rpmt2=315nm低速軸n3=48rpm t3=1358nm四、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)內(nèi)容、過程結(jié)果1高速級(jí)斜齒輪計(jì)算a. 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb10095-88）（2）由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280

7、 hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，兩者材料硬度差為40hbs。（3）選小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=107.76，取z2=108。（4）初選螺旋角。b. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算： （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算值 1）試選載荷系數(shù)。 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t1=7.306104nmm 。 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)。 4）由圖10-26查得1=0.70，2=0.88， =1+2=0.700.88=1.585）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞

8、強(qiáng)度極限。 8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 n1=60n1jlh=609701(283008)=2.235109 n2=2.2351094.49=4.98108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；9）計(jì)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; (2) 計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得 d1t 32ktt1du1uzhzeh =51.50mm 取2）計(jì)算圓周速度。 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)。 bh=857.732=10.994）計(jì)算縱向重合度。 5）計(jì)算載荷系數(shù)k。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪相同，故；由圖

9、10-13 查得由表10-3查得，。故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 7）計(jì)算模數(shù)。 c. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-17）（1）計(jì)算載荷系數(shù)。（2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。 zv2=z2cos=108cos14=111.30（4）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得；（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得；（6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：； n2=4.98108由圖10-18彎曲疲勞壽命系數(shù)；取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，

10、由式（10-12）得; （7）計(jì)算大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。 （8）設(shè)計(jì)計(jì)算。mn322.04730600.88cos141241.580.01641=1.64mm3對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由：取，z2=i2z1=202.05，取z2=202 d. 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距 a= z1z2mn2cos=4520222cos14=254.56mm將中心距圓整為254mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 = arc c

11、osz1z2mn2a=arc cos4520222254=13.48因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=452cos13.48=92.54mmd2=z2mncos=2022cos13.48=415.44mm（4）計(jì)算齒輪寬度 b=dd1=192.54=92.54mm圓整后取，（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制零件圖（從略） z2=108t1=7.306 104n.mm=1.58d1t51.50mm取選用大齒輪的數(shù)值mn1.64mm取 z2=202a=254mm=13.48d1=92.54mmd2=415.44mm2低速級(jí)斜齒輪計(jì)算a. 選定精度等級(jí)、材料及齒

12、數(shù)（1) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb10095-88）（2) 由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，兩者材料硬度差為40hbs。（3) 選小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù)z4=z3i2=244.49=107.76，取z4=108。（4) 初選螺旋角。b. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算： （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算值 1）試選載荷系數(shù)。 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t2=3.15105n.mm。 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)。 4）由圖10-26查得， 5）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)6）由表10-6

13、查得材料的彈性影響系數(shù) 7）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 n3=60n1jlh=602161283008)=4.98108 n4=4.981084.49=1.11108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；9）計(jì)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; (2) 計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得 d3t321.63.1510511.6674.4914.492.441189.8551.5=80.50mm 2）計(jì)算圓周速度。 v=d3tn2601000=80.5021660100

14、0=0.91ms-1 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)。 b=dd3t=80.50mm mnt=d3tcosz3=80.50cos1324=3.268mm h=2.25mnt=2.253.268=7.353mm b/h=80.507.353=10.954）計(jì)算縱向重合度。 5）計(jì)算載荷系數(shù)k。已知使用系數(shù)，根據(jù)v=0.91m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪相同，故；由圖10-13 查得由表10-3查得。故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d3=d3t3kkt=80.5032.121.6=88.42mm7）計(jì)算模數(shù)。 mn=d3

15、cosz3=88.42cos1324=3.59mmc. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-17）（1）計(jì)算載荷系數(shù)。（2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。 zv4=z4cos=108cos13=116.75（4）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得；yfa4 =2.178（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得； ysa4=1.788（6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n3=4.49108； n4=1.11108由圖10-18彎曲疲勞壽命系數(shù)；取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（10-12

16、）得; （7）計(jì)算大小齒輪的并加以比較。 yfa4ysa4f4=2.1781.788244.29=0.015941大齒輪的數(shù)值大。 （8）設(shè)計(jì)計(jì)算。 mn322.013.151050.92cos131241.6670.015941= 2.64mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=88.42mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由：z3=d3cosmn=88.42cos133.0=28.72取；則z4=z3i2=304.49=134.7，取z4=134。d. 幾何尺寸計(jì)算

17、（1）計(jì)算中心距 a=z1z2mn2cos=3013432ccos13=252.47mm將中心距圓整為252mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arc cosz3z4mn2aarc cos3013432252=12.52因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d3=z3mncos=303cos12.52=92.19mmd4=z4mncos=1343cos12.52=411.79mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=dd3=192.19=92.19mm圓整后取， （5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制零件圖（從略）z4=108初選t2=3.15105n.mmd3t80.50mmv=0.91ms-

18、1b=80.50mmmnt=3.268mmh=7.353mmd3=88.42mmmn=3.59mm選大齒輪的數(shù)值mn2.64mm取d3=88.42mmz4=134a=252mm=12.52d3=92.19mmd4=411.79mm五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算軸的結(jié)構(gòu)草圖結(jié)果1. 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算a. 初步確定軸的最小直徑p1=p01=7.50.99=7.425kw，t1=7.306104 n.mm先按式（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)表15-3，取a=110，于是得：dmin=a03p1n1=a037.425970=21.68mm輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸

19、器的直徑d，先選用聯(lián)軸器的型號(hào)聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：，查表14-1考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： tca=1.373060n.mm=94.978n.mm查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用lx2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560n，孔徑，軸孔長度l44mm,故取；其長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動(dòng)端軸孔長度略短,故取b. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，現(xiàn)選用下圖所示裝配方案。(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)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，且-軸段需要端蓋密封，取羊毛氈內(nèi)徑d=29mm，故。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對(duì)軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與i-ii

20、段右端的距離為25mm。故取。2）-段直徑由軸承確定。因?yàn)橛休S向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求取，由軸承表初選30207型圓錐滾子軸承，其尺寸為。齒輪左端面與左邊的軸承之間用套筒定位，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸肩比齒輪輪轂縮進(jìn)4mm，取套筒長為20mm，所以3）取安裝齒輪段軸徑為，已知齒輪寬度為100mm，。4）齒輪右邊v-vi段為軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h=3.5mm則此處。寬度b1.4h取。5）-段右邊為軸承用軸肩定位，軸承應(yīng)相同，為30207型圓錐滾子軸承，其尺寸為，故裝軸承段，查軸承表數(shù)據(jù)可知， ，取，為滿足齒輪位于兩軸承中心位置，取 。（3）軸上零件的周向定

21、位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由，查表6-1， -段鍵槽應(yīng)取，同時(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸之間的配合有良好的對(duì)中性，故選擇聯(lián)軸器與軸之間的配合為。同樣地，-用平鍵，齒輪與軸之間的配合為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為.各軸肩處圓角半徑見上圖。2. 低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算a. 初步確定軸的最小直徑p3=p024=7.50.980.980.98=7.05kw,n3=48rpm，t3=1.358106n.mm先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，

22、取a=104，于是得：dmin=a03p3n3=a037.0548=54.8 mm輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的直徑d，先選用聯(lián)軸器的型號(hào)聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：，查表14-1考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：tca=kat3=1.31358000=1765.4n.m查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用lx5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150n，孔徑，軸孔長度l84mm,故??；其長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動(dòng)端軸孔長度略短,故取b. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，現(xiàn)選用上圖所示裝配方案。(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)軸器的軸向定位要求，-軸段左端需要制出一個(gè)軸肩，

23、且-軸段需要端蓋密封，取羊毛氈內(nèi)徑d=58mm，故。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對(duì)軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與i-ii段左端的距離為25mm。故取。2）-段直徑由軸承確定。因?yàn)橛休S向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求取，由軸承表初選30213型圓錐滾子軸承，其尺寸為。齒輪右端面與右邊的軸承之間用套筒定位，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸肩比齒輪輪轂縮進(jìn)2.5mm，取套筒長為20mm，所以3）取安裝齒輪段軸徑為，已知齒輪寬度為95mm，。4）齒輪左邊v-vi段為軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h=5mm則此處。寬度b1.4h取。5）-段左邊為軸承用軸肩定位，軸承應(yīng)相同，為30213型圓錐滾

24、子軸承，其尺寸為，故裝軸承段，查軸承表數(shù)據(jù)可知， ，取，為滿足齒輪位于兩軸承中心位置，取 。（3）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連接。由，查表6-1， -段鍵槽應(yīng)取，同時(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸之間的配合有良好的對(duì)中性，故選擇聯(lián)軸器與軸之間的配合為。同樣地，-用平鍵，齒輪與軸之間的配合為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為.各軸肩處圓角半徑見上圖。3. 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算a. 求作用在齒輪上的力p2=p023=7.203kw，n2=216rpm,t2=3.15105n.mm , n

25、=20（a） 大齒輪： d2=411.79mm, 1=13.48 ft2=2t2d2=2315000411.79=1530n fr2=ft2tanncos1=1530tan20cos13.48=573n fa2=ft2tan1=1530tan13.48=367n（b） 小齒輪：d3=92.19mm, 2=12.52 ft3=2t2d3 =231500092.19=6834n fr3=ft3tan20cos2=6834tan20cos12.52=2548n fa3=ft3tan2=6834tan12.52=1518nb. 初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為

26、40cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取a=108，于是得：dmin=a03p2n2=a037.203216=35mmc. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，現(xiàn)選用下圖所示裝配方案。(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）-和-軸段直徑、由軸承確定，結(jié)合端蓋密封為羊毛氈時(shí)的標(biāo)準(zhǔn)系列。選用30208型圓錐滾子軸承， ， 。查軸承表可知，套筒靠近軸承的外徑d=47mm。2）為了保證兩對(duì)斜齒輪的正確嚙合，經(jīng)計(jì)算，。兩齒輪之間-段為軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故左邊取h1=6mm，右邊取h2=5mm，則此處，；取軸承靠近齒輪端的外徑d1=d2=60mm3）大齒輪左端面與左

27、邊的軸承之間用套筒定位，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸肩比齒輪輪轂縮進(jìn)3mm，大齒輪寬度為95mm，故?。恍↓X輪右端面與右邊的軸承之間用套筒定位，軸肩比齒輪輪轂縮進(jìn)4mm，小齒輪寬度為100mm，故取。同時(shí)，應(yīng)滿足此處軸承外端與高、低速軸的軸承外端在同一個(gè)垂直面內(nèi)，最終確定如下數(shù)據(jù)： 。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。由，查表6-1可知，-段鍵槽應(yīng)取；同樣地，由，可確定-段鍵槽尺寸為，齒輪與軸之間的配合為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為.各軸肩處圓角半徑見上圖。d. 求軸

28、上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（見下）做出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承的支點(diǎn)時(shí)，應(yīng)查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，查取a值。對(duì)于30208型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)查得a=16.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為l1=71.35mm，l2=188.5mm，l3=75.35mm，l=l1+l2+l3=335.2mm。圓周力、徑向力及軸向力如圖所示。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖、扭矩圖、當(dāng)量扭矩圖（如下，具體計(jì)算過程從簡，彎矩、扭矩單位：）e. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及已知數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循

29、環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的應(yīng)力計(jì)算公式為： 由之前選定軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1可知(1) 計(jì)算軸承對(duì)軸的支反力垂直面的支反力在yoz平面內(nèi)，根據(jù)水平面內(nèi)的受力圖，由繞支點(diǎn)b的力矩平衡mbh=0,得 fh1lft2l2l3ft3l3=0fh1335.21530188.575.35683475.350解得fh1=2740.5n,方向向后由z軸方向的合力fh=0，得fh2=5623.5n，方向向前水平面的支反力 在xoy平面內(nèi)，參看垂直面的受力圖，由繞支點(diǎn)b的力矩和mbv=0得 fnv1lfr2l2l3fr3l3ma2ma3=0 fnv1335.2573188.575.3525487

30、5.35fa2d22fa3d320解得fnv1=936.8n,方向向下，由z軸上的合力fv=0，得fnv2=2184.2n,方向向下計(jì)算支承點(diǎn)的總的支反力 a點(diǎn)的總之反力 fra=2fnv1fh1=2936.82740.5=2896.2nb點(diǎn)的支反力 frb=2fh2fnv222184.25623.5=6032.8n（1）校核c截面的強(qiáng)度由上可得此截面的直徑d=48mm，其上的彎矩m=2mhmv=2195534.67558032.68=203965n.mm，扭矩t2=315000nmm camt2w=2039650.63150000.148=25.14mpa，ca-1=70mpa,故安全。（2

31、）校核d截面的強(qiáng)度 由上可得此截面的直徑d=50mm，其上的彎矩m=mhmv=423730.725202529.47=469644.6n.mm，扭矩t2=315ooonmm ca=mt2w=469644.60.63150000.150=40.49mpa ca-1=70mpa，故安全。（3）校核截面的強(qiáng)度 由上可得此截面的直徑d=40mm，其上的彎矩m=2184.244.5=97196.9n.mm，扭矩t3=0ca=mt2w=97196.900.140=15.18mpa, ca-1=70mpa,故安全。f. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度選擇截面為危險(xiǎn)截面，進(jìn)行軸的疲勞強(qiáng)度校核。（1）截面iii左側(cè)抗彎截

32、面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面iii左側(cè)的彎矩為 m=469644.6-20396547.5188.5203965=270913.44n.mm截面左側(cè)的扭矩為 t2=315000n.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=mw=270913.4411059.2=24.49mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t2=t2wt=31500022118.4=14.24mpa軸的材料為40cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得，。截面上由于輪轂與軸的配合為，過盈配合，查附表3-8用插值法可求出，并取，于是得：，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，故，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3

33、-2得碳鋼的特性系數(shù)：，取，取計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得故可知這一側(cè)安全。（2）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為m=469644.6-20396547.5188.5203965=270913.44n.mm截面右側(cè)的扭矩為 t2=315000n.mm截面上的彎曲應(yīng)力b=mw=270913.4421600=12.54mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t2=t2wt=31500043200=7.29mpa軸的材料為40cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得，,。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)

34、為，。有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，故，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)：，取，取計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無過大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。c截面安全d截面安全截面安全截面左側(cè)安全截面iii右側(cè)安全g. 裝配草圖 六、軸承壽命計(jì)算設(shè)計(jì)內(nèi)容、過程結(jié)果1. 高速軸上的軸承校核a. 求作用在齒輪上的力， ，軸的受力情況圖如下：初選30207型圓錐滾

35、子軸承，查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，該軸承基本額定動(dòng)載荷，軸承預(yù)期壽命：b. 計(jì)算徑向載荷（1）垂直支反力（2）水平支反力c. 計(jì)算軸向載荷對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸向派生力，則：，由軸向力方向可知，右邊的軸承放松，其所受軸向力；左邊的軸承壓緊，其所受軸向力。d. 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷因軸承傳動(dòng)較平穩(wěn)，故取載荷系數(shù)。，查表13-5可得：，查表13-5可得：，e. 驗(yàn)算軸承壽命對(duì)于滾子軸承，。因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算：故所選軸承滿足壽命要求。2. 中間軸上的軸承校核a. 計(jì)算徑向載荷軸的受力情況圖如下：初選30208型圓錐滾子軸承，查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，該軸承基本

36、額定動(dòng)載荷，軸承預(yù)期壽命：在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中已經(jīng)計(jì)算出支反力，此處省略計(jì)算過程。（1）垂直支反力，（2）水平支反力，b. 計(jì)算軸向載荷對(duì)于30208型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸向派生力，則：，由軸向力方向可知，右邊的軸承放松，其所受軸向力；左邊的軸承壓緊，其所受軸向力。c. 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷因軸承傳動(dòng)較平穩(wěn)，故取載荷系數(shù)。左邊軸承當(dāng)量動(dòng)載荷：，查表13-5可得：，右邊軸承當(dāng)量動(dòng)載荷：，查表13-5可得：，d. 驗(yàn)算軸承壽命對(duì)于滾子軸承，。因?yàn)椋园摧S承2的受力大小驗(yàn)算：故所選軸承滿足壽命要求。3. 低速軸上的軸承校核a. 求作用在齒輪上的力， ，軸的受力情況圖如下：初選30213型圓錐滾子軸承，查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，該軸承基本額定動(dòng)載荷，軸承預(yù)期壽命：b. 計(jì)算徑向載荷（1）垂直支反力（2）水平支反力c. 計(jì)算軸向載荷對(duì)于30213型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸向派生力，則：，由軸向力方向可知，左邊的軸承放松，其所受軸向力；右邊的軸承壓緊，其所受軸向力。d. 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷因軸承傳動(dòng)較平穩(wěn)，故取載荷系數(shù)。左邊軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷：，查表13-5可得：，右邊軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷：，查表13-5可得：，e. 驗(yàn)算軸承壽命對(duì)于滾子軸承，。因?yàn)?，所以按軸承2的受力大小驗(yàn)算