慢動卷揚機(jī)傳動裝置設(shè)計課程設(shè)計

1、1機(jī)機(jī)械械設(shè)設(shè)計計課課程程設(shè)設(shè)計計成成果果說說明明書書題 目： 慢動卷揚機(jī)傳動裝置設(shè)計2畢業(yè)設(shè)計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權(quán)說明畢業(yè)設(shè)計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權(quán)說明原創(chuàng)性聲明原創(chuàng)性聲明本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設(shè)計（論文） ，是我個人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下進(jìn)行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標(biāo)注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機(jī)構(gòu)的學(xué)位或?qū)W歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻(xiàn)的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。作 者 簽 名： 日 期： 指導(dǎo)教師簽名： 日期： 使用授權(quán)說明使用授權(quán)說明本人完全

2、了解 大學(xué)關(guān)于收集、保存、使用畢業(yè)設(shè)計（論文）的規(guī)定，即：按照學(xué)校要求提交畢業(yè)設(shè)計（論文）的印刷本和電子版本；學(xué)校有權(quán)保存畢業(yè)設(shè)計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務(wù)；學(xué)?？梢圆捎糜坝　⒖s印、數(shù)字化或其它復(fù)制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學(xué)校可以公布論文的部分或全部內(nèi)容。作者簽名： 日 期： 3學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨立進(jìn)行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標(biāo)注引用的內(nèi)容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個人和集體，均已在文中以明確方式標(biāo)明。本人完全意識到本

3、聲明的法律后果由本人承擔(dān)。作者簽名： 日期： 年 月 日學(xué)位論文版權(quán)使用授權(quán)書學(xué)位論文版權(quán)使用授權(quán)書本學(xué)位論文作者完全了解學(xué)校有關(guān)保留、使用學(xué)位論文的規(guī)定，同意學(xué)校保留并向國家有關(guān)部門或機(jī)構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán) 大學(xué)可以將本學(xué)位論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進(jìn)行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本學(xué)位論文。涉密論文按學(xué)校規(guī)定處理。作者簽名：日期： 年 月 日導(dǎo)師簽名： 日期： 年 月 日4目錄一、設(shè)計任務(wù)書.3二、傳動裝置的總體設(shè)計.4（一）傳動方案的分析和擬定.4（二）電動機(jī)的選擇.4（三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配：.5（四）傳動

4、裝置的運動和動力參數(shù)計算.5三、傳動零件的設(shè)計計算.7（一）v 型帶及帶輪的設(shè)計計算 .7（二）高速級齒輪的設(shè)計計算.12（三）低速級齒輪的設(shè)計計算.16四、軸系零件的設(shè)計計算.17（一）軸的設(shè)計計算.171、輸入軸的設(shè)計計算.172、中間軸的設(shè)計計算.223、輸出軸的設(shè)計計算.28（二）滾動軸承的校核.33五、減速器的潤滑設(shè)計.37六、箱體、機(jī)架及附件的設(shè)計.37（一） 、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計.38（二） 、減速器箱體的附件設(shè)計.39設(shè)計小結(jié).42參考資料.425一、設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計任務(wù)書、原始數(shù)據(jù)鋼繩拉力 f（kn）20鋼繩速度 v（m/min）20滾筒直徑 d（mm）350、已知條件1

5、） 鋼繩拉力 f；2）鋼繩速度 v；3）滾筒直徑 d；4）工作情況： 單班制，間歇工作，經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，啟動和制動，載荷變動?。?）工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度 35c 左右，三相交流電；6）使用折舊期 10 年，3 年大修一次；7）制造條件及生產(chǎn)批量：專門機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。8）提升速度允許誤差5% 。、參考傳動方案 6二、傳動裝置的總體設(shè)計二、傳動裝置的總體設(shè)計（一）傳動方案的分析和擬定1、將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。2、選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式

6、齒輪傳動的潤滑及防護(hù)條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復(fù)雜。3、將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠(yuǎn)的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠(yuǎn)的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性（二）電動機(jī)的選擇1、選擇電動機(jī)類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380v，y 型。2、選擇電動機(jī)的容量電動機(jī)工作功率為kw, k

7、wwdapp1000wfvp 因此 kw1000dafvp由電動機(jī)至運輸帶的傳動效率為2421234a 式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。1234、取，（滾子軸承），（齒輪精度為 8 級，不包括軸承效率），10.9620.9830.97，則40.96 2420.960.980.970.960.79a 所以20 1000 208.4310001000 0.79 60dafvpkw3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速為60 100060 1000 2018.20 / min3.14 350 60vnrd按指導(dǎo)書上表 1 推薦的傳動比合理范圍，取 v 帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減12

8、4i 速器傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為28 40i 16 160ai (16 160) 18.2291.2 2912 /mindaninr符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750 和 1500 。/minr/minr根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有二種適用的電動機(jī)型號，因此有兩種傳動比方案，如表：方案電動機(jī)型號額定功率電動機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min傳動裝置的傳動比7kwedp同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比v 帶傳動比減速器1y132m-811750730121.863.238.082y160m-61115001460125.653.535.90綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的重量、噪聲和帶傳動、減速

9、器的傳動比，可見方案 1 比較適合，因此選定電動機(jī)型號為 y132m-8，其主要性能見下表：型號額定功率kw滿載時轉(zhuǎn)速r/min電流(380v時)a效率%功率因數(shù)堵轉(zhuǎn)電流額定電流堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩y132m-8117306.5870.786.522（三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配1、總傳動比73040.118.2manin2、分配傳動裝置傳動比0aiii式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。0ii、為使 v 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 （實際的傳動比要在設(shè)計 v 帶傳動時，由03i 所選大、小帶輪的標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計算），則減速器傳動比為：040.113.333aiii3、分配減

10、速器的各級傳動比展開式布置。考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近,可由指導(dǎo)書圖 12 展開式曲線查得，則。14.3i 2113.333.14.3iii（四）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1、各軸轉(zhuǎn)速軸 0730243 /min3mnnri軸 124356.59 /min4.3nnri軸 256.5918.25 /min3.1nnri2、各軸輸入功率軸 0118.43 0.968.09ddpppkw軸 12238.09 0.98 0.977.69pppkw 8軸 23237.69 0.98 0.977.31pppkw 卷筒軸 34247.31 0.98 0.997.10vpppkw 3、各軸輸出功

11、率軸 0.988.09 0.987.93ppkw軸 0.987.69 0.987.54ppkw軸 0.987.31 0.987.16ppkw卷筒軸 0.987.10 0.986.96vvppkw4、各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩 8.4395509550110.28730ddmptn mn軸 00011110.28 3 0.96317.6ddttitin m 軸 111223317.61 4.3 0.98 0.971298.28tt it in m 軸 2223231298.28 3.1 0.98 0.973825.84ttitin m卷筒軸 243825.84 0.98 0.963711.83

12、vttn m5、各軸輸出轉(zhuǎn)矩軸 0.98317.61 0.98311.26ttn m軸 0.981298.28 0.981272.31ttn m軸 0.983825.84 0.983749.32ttn m卷筒軸 0.983711.83 0.983637.59vvttn m運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：效率 pkw轉(zhuǎn)矩 tn m軸名輸入輸出輸入輸出轉(zhuǎn)速 nr/min傳動比i電動機(jī)軸8.43110.28730軸8.097.93317.61311.26243軸7.697.541298.281272.3156.59軸7.317.163825.843749.3218.25卷筒軸7.106.96363

13、7.593537.5918.2534.33.19三、傳動零件的設(shè)計計算三、傳動零件的設(shè)計計算（一）v 型帶及帶輪的設(shè)計計算1、確定計算功率cap由書本表 8-7 查得工作情況系數(shù)，故1.1ak 11 1.112.1caapkpkw2、選擇 v 帶的帶型根據(jù),由書本圖 8-11 選用 a 型帶。12.1730 /mincampkwr、n3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑、實際傳動比并驗算帶速 vdd1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由書本表 8-6 和表 8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑1dd。1150ddmm2)驗算帶速 v 13.14 150 730/5.73/60 100060 1000dmd nvm sm s因為

14、 5m/sv試選載荷系數(shù)。1.6tk2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩111317000 .tn mm3由表 10-7 取。1d4由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)。12189.8eazmp5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lim1600hmpa接觸疲勞強(qiáng)度極限。lim2550hmpa6由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60hnn jl916060 243 18 300 101.056 10hjlnn 9821.05 102.28 104.6n7由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。11.0hnk21.06hnk8計算接觸疲勞許用應(yīng)力(失效概率 1%,安全系數(shù) s=1) 1l

15、im111 600600hnhmpask 2lim221.06 550583hnhmpask9許用接觸應(yīng)力。 12600583591.522hhhmpampa 10由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)。2.433hz11由圖 10-26 查得，則。10.7820.9120.790.891.682）計算1試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得1td2312 1.6 3174.6 12.433 189.8()78.51 1.684.6583tmmmmd2計算齒輪的圓周速度13.14 78.5 2430.9960 100060 1000td nmvs3計算齒寬 b 及模數(shù)ntm11 78.578.5dtb

16、dmmmm 11cos78.5 cos143.7830tntdmmzm122.252.25 3.788.505nthmmm78.59.28.505bh4計算縱向重合度10.318tan0.318 1 20 tan141.586dz 5計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，8 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù)1ak0.99mvs由表 10-3 查得,從表 10-4 查得,由圖 10-13 查1.11vk1.2hfkk1.421hk得=1.35,故載荷系數(shù)fk1.1 1.11 1.421 1.21.89avhhkk k k k6按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 33111.8978.582.4

17、41.6ttkmmddk7計算模數(shù)nm11cos1482.44 cos143.9920nmmdmz3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式213212cosfasanfdktyy ymz1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1計算載荷系數(shù)1 1.11 1.2 1.351.798avffkk k k k 2根據(jù)縱向重合度,從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)。1.5860.88y3由圖 10-20d 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1500fempa極限2380fempa4由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 10.85fnk20.88fnk5計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 111

18、0.85 500303.571.4fnfefmpask2220.88 380238.861.4fnfefmpask6查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 12.74fay22.18fay7查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 11.56say21.79say138計算大小齒輪的并加以比較fasafy y1112.74 1.560.01408303.57fasafyy2222.18 1.790.01634238.86fasafyy經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。9計算當(dāng)量齒數(shù)11332021.89coscos 14vzz 223392100.71coscos 14vzz2) 設(shè)計計算2421332212co

19、s2 1.798 31.7 100.88cos 140.016344.21 201.68fasanfdktyy ymmmz對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的nm模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接4.5nmmm觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 182.44mmd ，取，11cos82.44cos14184.5ndzm118z則，取。2118 4.683izz 283z4、幾何尺寸計算1計算中心距1218831.52082cos2cos14nmammzz將中心距圓整后取。205amm2按圓整后的中心距修整螺旋角1

20、218834.5arccosarccos14.0622 205nmazz因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。khz3計算大小齒輪的分度圓直徑 1118 4.574.2coscos14.06ndmmmz2283 4.5342coscos14.06ndmmmz4計算齒輪寬度14 11 74.274.2dbmmd 取齒寬 ：=75mm, =80mm2b1b（三）低速級齒輪的設(shè)計計算1、選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理由表 10-1 選得小齒輪的材料均為（調(diào)質(zhì)），硬度為 280hbs；40rc大齒輪的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240hbs，二者的硬度差為 40hbs。2）精度等級選用 8

21、 級,選取小齒輪比為，則大齒輪,取120z 21120 3.162zzi，螺旋角262z 142、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行試算，即 12211()311itktzzhedtihd1）確定公式內(nèi)的各計算 數(shù)值1試選載荷系數(shù)。1.6tk2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩6129550000 7.6995500001.298 1056.59ptn mmn mmn3由表 10-7 取。1d4由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)。12189.8eazmp5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lim1600hmpa接觸疲勞強(qiáng)度極限。lim2550hmpa6由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

22、60hnn jl716060 56.59 18 300 108.149 10hjlnn 7728.149 102.63 103.1n7由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。11.16hnk21.22hnk8計算接觸疲勞許用應(yīng)力(失效概率 1%,安全系數(shù) s=1) 1lim111.16 600696hnhmpask 2lim221.22 550671hnhmpask159許用接觸應(yīng)力 12696671683.522hhhmpampa 10由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)。2.433hz11由圖 10-26 查得，則。10.7920.85120.790.851.642）計算1試計算小齒輪的分度圓

23、直徑，由計算公式得1td32312 1.6 1298 103.1 12.433 189.8()92.11 1.643.1671tmmmmd2計算齒輪的圓周速度13.14 92.1 56.590.2760 100060 1000td nmvs3計算齒寬 b 及模數(shù)ntm11 92.192.1dtbdmmmm 11cos92.1 cos144.4620tntdmmzm2.252.25 4.4610.044nthmmm92.19.210.044bh4計算縱向重合度10.318tan0.318 1 20 tan141.586dz 5計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，8 級精度，由圖 10-8 查得動載荷

24、系數(shù)1.1ak0.27mvs由表 10-3 查得,從表 10-4 查得,由圖 10-13 查1.05vk1.2hfkk1.421hk得=1.35,故載荷系數(shù)fk1 1.05 1.421 1.21.79avhhkk k k k 6按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 33111.7992.195.6161.6ttkmmddk7計算模數(shù)nm11cos1495.616 cos144.62620nmmdmz3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式213212cosfasanfdktyy ymz1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值161計算載荷系數(shù)1 1.05 1.2 1.351.701avffkk k k k 2根據(jù)縱向重合

25、度,從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)。1.9030.88y3由圖 10-20d 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1500fempa極限2380fempa4由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 10.92fnk20.95fnk5計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1 1110.92 500328.571.4fnfefmpask2220.95 380257.861.4fnfefmpask6查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 12.74fay22.26fay7查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 11.56say21.74say8計算大小齒輪的并加以比較fasafy y

26、1112.74 1.560.0130328.57fasafyy2222.26 1.740.0150257.86fasafyy經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。9計算當(dāng)量齒數(shù)11332021.89coscos 14vzz 22336267.87coscos 14vzz2) 設(shè)計計算2621332212cos2 1.701 1.298 100.88cos 140.0154.81 201.64fasanfdktyy ymmmz對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的nm模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸5nmmm疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有

27、的齒數(shù)。于是由 195.6mmd ，取，11cos95.6 cos14195ndzm119z則，取。2119 3.159izz 2115z174、幾何尺寸計算1計算中心距1219595200.92cos2cos14nmammzz將中心距圓整后取。269amm2按圓整后的中心距修整螺旋角1219595arccosarccos14.0722 200nmazz因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。khz3計算大小齒輪的分度圓直徑 1119 597.9coscos14.07ndmmmz 2259 5304coscos14.07ndmmmz4計算齒輪寬度 11 97.997.9dbmmd 取齒寬 ：=98

28、mm, =103mm2b1b18高、低速級齒輪參數(shù)名稱高速級低速級中心距 a(mm)208200法面摸數(shù)(mm)4.55螺旋角（）14.0614.07齒頂高系數(shù)*ah11頂隙系數(shù)c0.250.25壓力角20201819齒數(shù)8159（mm）74.297.9分度圓直徑(mm)342304（mm）80 103齒寬（mm）75 98齒輪等級精度 8 8材料及熱處理、45，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面40rc淬火，齒輪硬度分別為280hbs、240hbs、45，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面40rc淬火，齒輪硬度分別為280hbs、240hbs19四、軸系零件的設(shè)計計算四、軸系零件的設(shè)計計算1、輸入軸的設(shè)計計算1）輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)

29、速及轉(zhuǎn)矩1p1n1t1118.09,243 /min,317kwrn mpnt2）求作用在齒輪 1 上的力因已知齒輪分度圓直徑1 =74.2mm d311122 317 10 = =19812.5n74.2tdtf1tan19812.5 tan20 =7434ncoscos14.06tnrff1 = tg =19812.514.06 =4962n fattgf3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）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 153，取，于是得：0=100a133omin18.09=120=39mm243dapn4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 擬定軸上零件的裝配方案，

30、如圖所示2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1 根據(jù)計算的最小直徑取軸的直徑=39mm。為了滿足帶輪得軸向定位要求，1-2 軸右1 2d端需制出一軸肩，故 2-3 段得直徑由帶輪寬度確定。2 342dmm1100mml2 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為 30209，其尺寸2 342dmm為,查得 a=17,根據(jù)軸肩選；而45 85 20.75dd tmm3 47 845mmdd20。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因此，取。7 83 420.75mmll6 752

31、mmd3 取 4-5 段的直徑；取安裝齒輪處的軸段 5-6 的直徑，根據(jù)4 552mmd5 657mmd齒輪寬度 80mm,取。5 680mml4 軸承端蓋的總寬度為 32mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離，l=26mm 故取。2 358mml 軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面=39mm，查表查得平鍵截面1 2d，鍵長為 56mm，它們之間的配合采用。12 8b hmm76hk4 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表 15-2，取軸端倒角為 mm，左段 2、3、4 處軸肩的倒角為mm,右端軸肩1.6 452r角半徑 r=

32、2mm。5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承 30209,由手冊中可查得 a=18.6mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對2357.15 157.15214.3mmll軸進(jìn)行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。21對水平面進(jìn)行計算：12223319812.5()nhnhtnhtfffnfflll1214528.95283.6nhnhfnfn12830326.6hnhn mmlmf對垂直面進(jìn)行計算： 1222337434()nvnvrnvrafffnfflllm123972.23461.8nvnvfnfn112227011.2vnvn mmlmf2235440

33、21.9vnvn mmlmf求總的彎矩，即合成彎矩：222211(227011.2)(830326.6)860799.8hvmmn mmm222222(830326.6)(544021.9)992674.2hvmmn mmm22扭矩317000tn mm載荷水平面 h垂直面 v支反力 f1214528.9,5283.6nhnhfn fn123972.2,3461.8nvnvfn fn彎矩m830326.6hmn mm12227011.2,544021.9vvmn m mn m總彎矩 m12860799.8,992674.2mn mm mn mm扭矩t317000tn mm6）按彎曲合成應(yīng)力校核

34、軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，由上表的數(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 則：222213992674.20.6 31700054.580.1 57caatmpwm前以選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表的60mpa,因此判斷危險截面從受載情況來看，截面 c 上的應(yīng)力最大，截面 c 上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面 c 也不必校核。因而只需校核截面 5 左右兩側(cè)即可。2截面 5 左側(cè)抗彎截面系數(shù)：3330.10.1 5214060.8wdmm抗彎截面系數(shù)：3330.20.2 5228121.6twdm

35、m截面左側(cè)的彎矩 m 為：121230835188.7692624.5 .mn mml ll l截面上的扭矩 t 為：t=317000n.mm截面上的彎曲應(yīng)力：692624.549.2614060.8bmmpaw截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：31700011.2728121.6tttmpaw材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表 15-1 得，640bmpa1275mpa。1155mpa截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：因 查得，20.0452rd571.1052dd2.01.3223由附圖 3-1 得軸材料的敏性系數(shù)：，0.82q0.85q應(yīng)力集中系數(shù)為：1(1)1 0.82 (2.0 1)1.82kq 1

36、(1)1 0.85 (1.32 1)1.27kq 由附圖 3-2 查得尺寸系數(shù)；由附圖 3-3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。0.720.82軸按磨削加工，由附圖 3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)：0.92軸未進(jìn)行表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：1q11.821112.610.720.92kk 11.271111.640.820.92kk 碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.10.1 0.2，取0.050.10.05計算安全系數(shù)，則得：cas12752.142.5 49.260.1 0amsk 115516.2811.2711.271.640.0522amsk 22222.14 16.282.121.52.1416.28

37、cas sssss故可知其安全。3截面 5 右側(cè)抗彎截面系數(shù)：3330.10.1 5718569.3wdmm抗彎截面系數(shù)：3330.20.2 5737038.6twdmm截面左側(cè)的彎矩 m 為：424121 .mn mm截面上的扭矩 t 為：t=317000n.mm24截面上的彎曲應(yīng)力：835188.744.9818569.3bmmpaw截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：3170008.5637038.6tttmpaw過盈配合處的值，由附表 3-8 求出，并取k0.8kk 2.25k0.8 2.251.84k軸按磨削加工，由附圖 3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)：0.92 1112.2512.370.92kk 11.

38、8411.890.92k 計算安全系數(shù)，則得：cas 12752.582.37 44.980.1 0amsk 115518.678.568.561.890.0522amsk 22222.58 18.672.561.52.5818.67cas sssss故可知其截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。2、中間軸的設(shè)計計算1）中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩2p2n2t1227.7,56.59 /min,1298kwrn mpnt2）求作用在齒輪 3 上的力因已知齒輪分度圓直徑3 =97.9mm d323322 1298 10 = =26516.9n97.9tdtf33tan26516.9 tan20 =9946.8n

39、coscos14.06ftnrf33 = tan =26516.9 tan14.06 =6611.4n fatf253）初步確定軸的最小直徑先按式（152）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 153，取，于是得：0=120a333omin37.7=120=44.3mm56.59dapn4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。0.07d，取 h=6mm，直徑。4 570mml3 485mmd2 為了滿足軸向定位要求，1-2 軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3 段的直徑，2 371mmd齒輪 3 的寬度為 130m

40、m，故取。2 3100mml 軸上零件的周向定位26齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面2 371mmd，鍵長為 90mm；按截面，查表查得平鍵截面20 12b hmm4 570mmd，鍵長為 63mm 它們之間的配合采用。20 12b hmm76hk6 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表 15-2，取軸端倒角為，軸段 2、6 處軸肩的倒角為mm,軸段2 45 mm1.6r3、4、5 的倒角為 r=2mm。5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承 30211,由手冊中可查得 a=18.6mm,作為簡支梁的軸的支承跨距。對軸進(jìn)行計算并做出

41、彎矩圖和扭矩圖。對水平面進(jìn)行計算： 12321121233230()()0nhnhttnhttffnffnffl lllllf123185.114195.7nhnhfnfn11 11456840hnhn mmlmf左27232 212()1659695.9thnhllf ln mmmf右2231278995.9hnhn mmlmf右213122)1076140.1hnhtn mml llmff左（對垂直面進(jìn)行計算： 1223112233332)()1nvnvrrnvrrafffmfofllllfmfml2（l122271023619.4nvnvfnfn1131222882444.5vnvrn

42、mml llmff左（）1231229746.5vnvn mmlmf右2111515184.5vnvn mmlmf左222322)2757346.5vnvrn mmlllmff右（求總的彎矩，即合成彎矩：22111=1684540.1hvmmn mmm右左上22111=1906478.2vhmmn mmm右左下22222=2959904.9hvmmn mmm右左上22222=1982829.9vhmmn mmm右左下扭矩1298000tn mm載荷水平面 h垂直面 v支反力 f123185.1 ,14195.7nhnhfn fn1223619.4,22710nvnvfn fn彎矩m112216

43、59695.91456840.11278995.91076140.1hhhhmn mmmn mmmn mmmn mm右左右左11222882444.51229746.51515184.52757346.5vvvvmn mmmn mmmn mmmn mm左右左右總彎矩 m111684540.11906478.22959904.91982829.9mn mmmn mmmn mmmn mm下上2下2上，扭矩t1298000tn mm6）按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度28進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，由上表的數(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 則：22

44、221131906478.20.6 129800057.50.1 71caatmpwm22221232959904.90.6 129800059.80.1 80caatmpwm前以選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表的60mpa,因此判斷危險截面從受載情況來看，截面 c 上的應(yīng)力最大，截面 c 上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面 c 也不必校核。因而只需校核截面 5 左右兩側(cè)即可。2截面 5 左側(cè)抗彎截面系數(shù)：3330.10.1 8561412.5wdmm抗彎截面系數(shù)：3330.20.2 85122825twdmm截面左側(cè)的彎矩 m 為：2929904.9 .mn

45、 mm截面上的扭矩 t 為：t=1298000.mm截面上的彎曲應(yīng)力：2959904.948.261412.5bmmpaw截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：129800010.57122825tttmpaw材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表 15-1 得，640bmpa1275mpa。1155mpa截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：因 查得，20.0262rd801.2062dd1.351.14由附圖 3-1 得軸材料的敏性系數(shù)：，0.82q0.85q應(yīng)力集中系數(shù)為：1(1)1 0.82 (1.35 1)1.29kq 1(1)1 0.85 (1.14 1)1.12kq 由附圖 3-2 查得尺寸系數(shù)；由附圖 3

46、-3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。0.720.82軸按磨削加工，由附圖 3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)：0.9229軸未進(jìn)行表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：1q11.291112.070.720.92kk 11.121111.500.820.92kk 碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.10.1 0.2，取0.050.10.05計算安全系數(shù)，則得：cas12752.772.07 48.20.1 0amsk 115518.9210.5710.571.50.0522amsk 22222.77 18.922.71.52.7718.92cas sssss故可知其安全。3截面 5 右側(cè)抗彎截面系數(shù)：3330.10.1 8051

47、200wdmm抗彎截面系數(shù)：3330.20.2 80102400twdmm截面左側(cè)的彎矩 m 為：1982829.9 .mn mm截面上的扭矩 t 為：t=1298000n.mm截面上的彎曲應(yīng)力：1982829.938.751200bmmpaw截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：129800013102400tttmpaw過盈配合處的值，由附表 3-8 求出，并取k0.8kk 2.3k0.8 2.31.84k軸按磨削加工，由附圖 3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)：0.9230 1112.312.390.92kk 11.8411.930.92k 計算安全系數(shù)，則得：cas 12752.972.39 38.70.1 0am

48、sk 11551213131.930.0522amsk 22222.97 122.81.52.9712cas sssss故可知其截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。3、輸出軸的設(shè)計計算1）輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩3p3n3t1137.31,18.25 /min,3825840mkwrn mpnt2）作用在齒輪 1 上的力因已知齒輪分度圓直徑1 =304mm d42t2 3637590 = 23931.5d304tnft44tan =f8977.0cosrnnft44 =f tan5966.8 af3）初步確定軸的最小直徑先按式（152）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 1

49、53，取，于是得：0=120a333omin37.31=120=88.5mm18.25dapn輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸得直徑和聯(lián)軸器的7 8d孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查表 14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 ka=1.3,則聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，按照計算轉(zhuǎn)矩 tca31.3 38258404973592an mmtk t31應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩得條件，查手冊。ca選用 hl 7 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 6300000nmm。聯(lián)軸器的孔徑，180mmd故取，半連軸器長度 l172mm，半連軸器與軸配合的轂孔長度2 380mmd132mm。1l4）

50、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示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，7-8 軸段左端需制出一軸肩，故 6-7 段得直徑。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 d=95mm。為了保證軸端擋6 793mmd圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 7-8 段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取1l。7 8130mml2 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑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)=90mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為 30219，其尺寸為2 3d,查得 a=34.5,根據(jù)軸肩選；而95

51、170 34.5dd tmm5 695mmd。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因此，取。5 634.5mml4 5107mmd0.07d,故取 h=8mm，則2 395mml軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度 b1.4h，取。3 4130mmd3 415mml32 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面2 3125mmd，鍵長為 90mm；按截面，查表查得平鍵截面28 16b hmm7 890mmd，鍵長為 110mm，它們之間的配合采用。25 14b hmm76hk8 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表 15-2，取軸端倒角為，軸肩圓角半徑 r=2.5mm。2.

52、5 45 mm5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承 30218,由手冊中可查得 a=34m,作為簡支梁的軸的支承跨距。對軸進(jìn)行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。33對水平面進(jìn)行計算： 122122()nhnhtnhtfffffl ll12171757.267557.8nhnhfnfn1110133673.5hnhn mmlmf對垂直面進(jìn)行計算： 121212()nvnvrnvrfffffmlll126642.82534.2nvnvfnfn111391925.2vnvn mmlmf222380130vnvn mmlmf求總的彎矩，即合成彎矩：22111014

53、1249.6hvmmn mmm222210140800.6hvmmn mmm扭矩3825840tn mm34載荷水平面 h垂直面 v支反力f12171757.2,67557.8nhnhfn fn126642.8,2534.2nvnvfn fn彎矩m10133673.5hmn mm12391925.2,380130vvmn mm mn mm總彎矩m1210141249.6,10140800.6mmm mn m扭矩t3825840tn mm6）按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，由上表的數(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 則

54、：22221310141249.60.6 3825840530.1 125caatmpwm前以選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表的60mpa,因此判斷危險截面從受載情況來看，截面 c 上的應(yīng)力最大，截面 c 上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面 c 也不必校核。因而只需校核截面 5 左右兩側(cè)即可。2截面 4 左側(cè)抗彎截面系數(shù)：3330.10.1 125195312.5wdmm抗彎截面系數(shù)：3330.20.2 125390625twdmm截面左側(cè)的彎矩 m 為：121210710133673.54945620.6 .mn mml ll l截面上的扭矩 t 為：t=n

55、.mm3825840截面上的彎曲應(yīng)力：4945620.625.32195312.5bmmpaw截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：382584012.66390625tttmpaw材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表 15-1 得，640bmpa1275mpa。1155mpa35截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：因 查得，20.0295rd1251.3295dd2.401.79由附圖 3-1 得軸材料的敏性系數(shù)：，0.82q0.85q應(yīng)力集中系數(shù)為：1(1)1 0.82 (2.40 1)2.15kq 1(1)1 0.85 (1.79 1)1.67kq 由附圖 3-2 查得尺寸系數(shù)；由附圖 3-3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。

56、0.630.78軸按磨削加工，由附圖 3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)：0.92軸未進(jìn)行表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：1q12.151113.500.630.92kk 11.671112.230.780.92kk 碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.10.1 0.2，取0.050.10.05計算安全系數(shù)，則得：cas12753.103.25 46.130.1 0amsk 115510.7312.6612.662.230.0522amsk 22223.10 10.732.971.53.1010.73cas sssss故可知其安全。3截面 5 右側(cè)抗彎截面系數(shù)：3330.10.1 130219700wdmm抗

57、彎截面系數(shù)：3330.20.2 130439400twdmm截面左側(cè)的彎矩 m 為：10133673.5 .mn mm36截面上的扭矩 t 為：t=3847720n.mm截面上的彎曲應(yīng)力：10133673.346.13219700bmmpaw截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：38477208.71439400tttmpaw過盈配合處的值，由附表 3-8 求出，并取k0.8kk 3.16k0.8 3.162.53k軸按磨削加工，由附圖 3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)：0.92 1113.1613.250.92kk 12.5312.620.92k 計算安全系數(shù)，則得：cas 12751.833.25 46.130.1

58、0amsk 115513.338.718.712.620.0522amsk 22221.83 13.331.81.51.8313.33cas sssss故可知其截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。致此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。（二）滾動軸承的校核二）滾動軸承的校核高速軸上軸承的壽命計算軸承型號為 30209，查表得基本額定動載荷 c=67800n,查得溫度系數(shù)。1.00tf1）求軸承所受的徑向載荷 fr112214528.9,3972.25283.6,3461.8r vr hr hr vn fnfn fnf故22122214528.93972.215062.15283.63461.86315.7rrnfnf

59、2） 求軸承的計算軸向力af37對于圓錐滾子軸承，其派生軸向力2rdyff1115062.15020.722 1.5rdnyff221152.92rdnyff3） 求比值查表的 e=0.44110.41areff220.79areff4）計算當(dāng)量載荷 p查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為查表取=1.2-1.8，取=1.5，則pfpf111110.4 14528.9 1.5 3927.217553.5rapx fy fnn222220.4 5283.6 1.5 3461.810959.2rapx fy fnn4） 驗算軸承的壽命計算得軸承預(yù)期壽命3 300 87200hhl 因為，所以按軸承 1

60、 的受力大小驗算。12pp106631101067800()()737172006060 243 17552.5hclhhn p所以軸承滿足壽命要求。中間軸上軸承的壽命計算高速軸上軸承的壽命計算38軸承型號為 30219，查表得基本額定動載荷 c=228000n,查得溫度系數(shù)。1.00tf5）求軸承所受的徑向載荷 fr1122171757.2,6642.867557.8,2534.2r vr hr hr vn fnfn fnf故221222171757.26642.81424067557.82534.216310rrnfnf6） 求軸承的計算軸向力af對于圓錐滾子軸承，其派生軸向力2rdyff