機(jī)械課程設(shè)計(jì)計(jì)算資料

1、題目：設(shè)計(jì)一鏈板式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置一 總體布置簡(jiǎn)圖 1電動(dòng)機(jī)；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運(yùn)輸機(jī)；5鼓輪；6聯(lián)軸器二 工作條件 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期10年（每年300個(gè)工作日）小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差±5%，鏈板式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為95%工作條件 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期10年（每年300個(gè)工作日）小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差±5%，鏈板式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為95%。原始數(shù)據(jù)輸送機(jī)的牽引力f=7kn，輸送鏈的速度v=0.4m/s輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d=383mm三 設(shè)計(jì)內(nèi)容 .1電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)

2、計(jì)算.2 傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算.3 軸的設(shè)計(jì).4滾動(dòng)軸承的選擇與校核5 鍵的選擇和校核6 聯(lián)軸器的選擇7 裝配圖、零件圖的繪制×8 編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書 四 設(shè)計(jì)任務(wù)1 減速器總裝配圖一張 2 低速軸、悶蓋零件圖各一張3 設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份五 設(shè)計(jì)進(jìn)度1 第一階段：總體計(jì)算和傳動(dòng)件參數(shù)計(jì)算2 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計(jì)3 第三階段：軸、軸承、鍵及聯(lián)軸器的校核及草圖繪制六 裝配圖、零件圖的繪制及計(jì)算說(shuō)明書的編寫計(jì)算過(guò)程及說(shuō)明1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型因?yàn)檠b置的載荷平穩(wěn)，單向連續(xù)長(zhǎng)期工作，因此可選用y型閉式籠型三項(xiàng)異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380v。該電機(jī)工作可靠，維護(hù)容易，價(jià)格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起

3、動(dòng)性能。2 確定電動(dòng)機(jī)功率（1）查機(jī)參考文獻(xiàn)1表10-2可以確定各部分效率： 聯(lián)軸器效率：=0.99；滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率：=0.99；閉式直齒圓錐齒輪傳動(dòng)效率：選取直齒圓錐齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，傳動(dòng)效率取=0.97；開式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率：選取直齒圓柱齒輪精度等級(jí)為七級(jí)，傳動(dòng)效率=0.98=0.96由上數(shù)據(jù)可得傳動(dòng)裝置總效率：=0.970.980.960.95=0.82（3）電動(dòng)機(jī)所需功率：按參考文獻(xiàn)1式（2-1）=3.414kw（4）確定電動(dòng)機(jī)的額定功率：因?yàn)檩d荷平穩(wěn)，連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于查參考文獻(xiàn)1表19-1，y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)額定功率為=4kw。3 確定電動(dòng)

4、機(jī)轉(zhuǎn)速（1）滾筒軸工作轉(zhuǎn)速=r/min=19.95r/min（2）總傳動(dòng)比齒輪查參考文獻(xiàn)1表2-2，給定的傳動(dòng)比范圍，3，5?？梢源_定圓錐齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍是=310。但查參考文獻(xiàn)2表18-2，推薦傳動(dòng)比i810，故選開式直齒圓柱齒輪的傳動(dòng)比范圍為=35。總傳動(dòng)比合理范圍=950。（3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍=（1290）×19.94r/min=（239.51796）r/min查參考文獻(xiàn)1表19-1，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750 r/min; 1000r/min; 1500 r/min。4確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)因?yàn)閷?duì)于額定功率相同的類型電動(dòng)機(jī)，選用轉(zhuǎn)速較高，則極對(duì)數(shù)少，尺寸和重量小，價(jià)

5、格也低，但傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比大，從而使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)尺寸增大，成本提高；選用低速電動(dòng)機(jī)則正好相反。因此，綜合考慮高、低速的優(yōu)缺點(diǎn)，采用方案，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為：y160m1-8，其主要性能是：額定功率：4kw滿載轉(zhuǎn)速：720r/min。 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算和各級(jí)傳動(dòng)比的分配1 總傳動(dòng)比=/=/=720/19.94=36.11233.4590，合適。2 分配各級(jí)傳動(dòng)比（1）根據(jù)參考文獻(xiàn)1表2-2，圓錐齒輪的傳動(dòng)比一般范圍為23，為保證各級(jí)傳動(dòng)件尺寸協(xié)調(diào)，選取錐齒輪傳動(dòng)比為：=3 =3（2）因?yàn)?×，所以=4二、各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)速1、各軸的轉(zhuǎn)速可以根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間傳動(dòng)比進(jìn)

6、行計(jì)算。電動(dòng)機(jī)軸：=720 r/min軸：=720r/min 軸：=/=(960/2.5) r/min=240r/min軸：=/×=80 r/min軸：=/=508.71/4=20 r/min2、計(jì)算各軸的功率電動(dòng)機(jī)：軸： ×=40.990.99 kw =3.92 kw軸： =3.920.970.99=3.77 kw軸： =3.770.980.99=3.66 kw 軸: ×=3.660.960.950.99=3.34 kw3計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩：=9.55/n=9.554/720=53055.6n.mm軸：=9.553.92/720=51994.5 n.mm

7、 軸：=9.553.77/240=150014 n.mm軸:= 9.553.66/80=436912.5n.mm軸: =9.553.34/20=1594850n.mm三 傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算1 開式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)及齒數(shù)根據(jù)傳動(dòng)方案及設(shè)計(jì)要求可初選為直齒圓柱齒輪開式齒輪傳動(dòng)用于低速場(chǎng)合，故選用7級(jí)精度（gb 10095-88）。材料選擇。查參考文獻(xiàn)2表10-1選小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241 286hbs，取280hbs。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為217 255hbs，取240hbs。根據(jù)參考文獻(xiàn)2p192的要求，金屬制的軟齒面齒輪，配

8、對(duì)的兩輪齒面的硬度差應(yīng)保持為30 50hbs或更多，（此處相40hbs）。選擇齒數(shù)。選小齒輪=18，=183=54。（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式參考文獻(xiàn)2式（10-9a）進(jìn)行試算，即1確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)kt=1.3計(jì)算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩前面已計(jì)算即為軸上的轉(zhuǎn)矩 =150014 n.mm查參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)=1查參考文獻(xiàn)2表10-6的材料彈性影響系數(shù)=189.8查參考文獻(xiàn)2圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=600 mpa，同理，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 mpa。查參考文獻(xiàn)2式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：=60j=60240(2

9、830010)=0.6912大齒輪：=/=1.106/3=0.2304查參考文獻(xiàn)2圖10-19，選取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94, =0.98計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求，選安全系數(shù)s=1，失效概率為1%。查參考文獻(xiàn)2式（10-12）得=0.94600 mpa=564 mpa=0.98550 mpa=539 mpa2計(jì)算試算出小齒輪分度圓,帶入中的較小值=73.84 mm計(jì)算圓周速度v.v =0.928 m/s計(jì)算齒寬b.計(jì)算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)齒頂高齒根高齒全高 h齒寬與齒高之比計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.928m/s，7級(jí)精度，查參考文獻(xiàn)2圖10-8得動(dòng)載系數(shù)kv=

10、1.05;查參考文獻(xiàn)2表10-3得直齒輪齒間載荷分配系數(shù) 查參考文獻(xiàn)2表10-2得使用系數(shù)1.25；查參考文獻(xiàn)2表10-4，用插值法查7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱不知，接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)=1.316查參考文獻(xiàn)2圖10-13，根據(jù)b/h=8，=1.316得彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)=1.4所以載荷系數(shù)k=kv1.25×1.05×1×1.316=1.727按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，查參考文獻(xiàn)2得計(jì)算模數(shù)(3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1查參考文獻(xiàn)2得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：確定公式內(nèi)的各計(jì)算值查參考文獻(xiàn)2圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=5

11、00mpa；大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380mpa。查參考文獻(xiàn)2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.88; =0.93.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力按一般可靠度選取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，查參考文獻(xiàn)2得： 計(jì)算載荷系數(shù)k k=kv1.25×1.05×1×1.4=1.8375查參考文獻(xiàn)2表10-5,取齒型系數(shù);應(yīng)力校正系數(shù),.計(jì)算大，小齒輪的/并加以比較/=2.91×1.53/314.29=0.01417;/=2.39×1.69/252.43=0.01600.大齒輪數(shù)值大，取大值。2設(shè)計(jì)計(jì)算= =3mm分析對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大

12、于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的是的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度算得的模數(shù)2.58并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度原直徑=62.26,算出小齒輪的齒數(shù)：;大齒輪的齒數(shù)：。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。（4）幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑： =25×3=75mm; =100×3=225mm.計(jì)算中心距：計(jì)算齒輪寬度：b=1×75=75mm;為補(bǔ)償齒輪軸向未知誤差，應(yīng)該使小

13、齒輪寬度大于大齒輪寬度，一般b1=b+(510)mm,所以此處=70mm; =75mm2 圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 根據(jù)傳動(dòng)方案及設(shè)計(jì)要求可選圓錐齒輪根據(jù)參考文獻(xiàn)3表6-19因?yàn)橹兴?、低載，所以可以選用7級(jí)精度。查參考文獻(xiàn)1表10-1選小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為217 255hbs，取230hbs。大齒輪選用45鋼（正火），齒面硬度為162 217hbs，取190hbs。根據(jù)參考文獻(xiàn)2p192的要求，大，小齒輪均屬軟齒面，二者硬度差為30 50hbs，（此處相40hbs）。確定齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)為=24，傳動(dòng)比為=3，則大齒輪齒數(shù)為=243=72

14、（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式參考文獻(xiàn)2進(jìn)行試算，1確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)kt=1.3計(jì)算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 前面已計(jì)算即為軸上的轉(zhuǎn)矩 查參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)=1/3.查參考文獻(xiàn)2表10-6的材料彈性影響系數(shù)=189.8查參考文獻(xiàn)2圖10-22e，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=1100mpa查參考文獻(xiàn)2式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：=60j=60720(2830010)=2.0736大齒輪：=/=2.7648/3=0.6912查參考文獻(xiàn)2圖10-19，選取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.88; =0.9計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求

15、，選安全系數(shù)s=1，失效概率為1%。查參考文獻(xiàn)2式（10-12）得 (528+495)/2=511.5mpa2計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑=69.359 mm注：齒數(shù)比u與傳動(dòng)比i相等計(jì)算圓周速度vv =2.613 m/s計(jì)算錐距與齒寬 計(jì)算模數(shù)模數(shù)齒高h(yuǎn)=2.25=2.254.57mm=10.28mm計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=3.17m/s，7級(jí)精度，查參考文獻(xiàn)2圖10-8得動(dòng)載系數(shù)kv=1.12;查參考文獻(xiàn)2表10-3得直齒輪齒間載荷分配系數(shù) 查參考文獻(xiàn)2表10-2得使用系數(shù)；查參考文獻(xiàn)2表10-4，用插值法查7級(jí)精度小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù);查參考文獻(xiàn)2表10-9，查得軸向載荷系

16、數(shù) =1.25所以=1.51.25=1.875載荷系數(shù)k=kv1.25×1.12×1×1.875=2.625求平均分度圓直徑按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，查參考文獻(xiàn)2得計(jì)算模數(shù)(3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)查參考文獻(xiàn)2得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：1確定公式內(nèi)的各計(jì)算值查參考文獻(xiàn)2圖10-20d得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=620mpa；查參考文獻(xiàn)2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.84; =0.82計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力按一般可靠度選取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4查參考文獻(xiàn)2得式(10-12)得： 計(jì)算載荷系數(shù)k k=kv1.25×1.12×1

17、5;1.875=2.625查參考文獻(xiàn)2表10-5,取齒型系數(shù);應(yīng)力校正系數(shù),.計(jì)算大，小齒輪的/并加以比較/=2.65×1.58/372=0.011255/=2.26×1.74/363.14=0.01083小齒輪數(shù)值大，取大值。設(shè)計(jì)計(jì)算=2.44mm分析對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的是的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度算得的模數(shù)2.35并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度原直徑=87.67mm,算出

18、小齒輪的齒數(shù)：;大齒輪的齒數(shù)：。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。（4）幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑： =35×2.5=87.5mm; =87.5×2.5=218.75mm.計(jì)算平均分度圓直徑：計(jì)算中心距： 計(jì)算錐距與齒寬計(jì)算大端中心距=138.35 mm 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)（由u=cot算得 ） 計(jì)算齒寬兩齒輪寬相等，所以,校核計(jì)算由參考文獻(xiàn)2式（10-23）得 其中可以由參考文獻(xiàn)2式（10-22）得所以=139.36mpa滿足條件v =v =3鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)(1)選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪的齒數(shù)17 則大鏈輪的齒數(shù) 41

19、768(2).確定計(jì)算功率查參考文獻(xiàn)2 表9-6 查得 查參考文獻(xiàn)2 圖9-13 查得 則計(jì)算功率 (3).選擇鏈條的型號(hào)和節(jié)距根據(jù)小鏈輪的轉(zhuǎn)速和查參考文獻(xiàn)2查圖 9-11 可選 20a-1 節(jié)距p31.75mm(4).計(jì)算鏈節(jié)數(shù)中心距初選中心距 p mm取1000mm 相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為+2+=107.58節(jié)取p=108 節(jié)查參考文獻(xiàn)2查表9-7得中心距計(jì)算系數(shù)=0.24691,則鏈傳動(dòng)得最大中心距為：a=p2- (+)=0.2469131.752108-(17+68)=1027(5)計(jì)算鏈速v，確定潤(rùn)滑方式 v= =0.72 m/s由v=0.72 m/s和鏈號(hào)20a-1查參考文獻(xiàn)2查圖9-1

20、4可知應(yīng)采用滴油潤(rùn)滑。（6）計(jì)算壓軸力 有效圓周拉力為：=1000=5083.33n鏈水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)為 =1.15則壓軸力約為1.156886.8=5845.83n四 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算、軸（高速軸）的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 求輸入軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得：輸出功率 ;轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩2 求作用在小齒輪上的力因?yàn)槠骄侄葓A直徑=72.92 mm,圓周力ft=2/=251994.5/72.92n=1426n;徑向力fr=fttancos=1426tan20cos20.323=486.7n軸向力 fa=fttansin=1426cos20sin20.323=465.4n3按扭矩初步確定軸的最小直徑選取

21、軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，按參考文獻(xiàn)2式（15-3），取=112按參考文獻(xiàn)2式（15-3）估計(jì)軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即45（調(diào)質(zhì)），硬度為217215hbs，得：輸入軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，取=1.3，則：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考文獻(xiàn)1表14-3，選用lt5彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000.00n.mm，查手冊(cè)的到選取彈性柱銷聯(lián)軸器直徑為20 -28 mm,半聯(lián)軸器的孔徑d=25mm,故取

22、=25mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度l=42mm，半聯(lián)軸器的轂孔長(zhǎng)度4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案 軸的裝配方案如圖4.1所示（2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長(zhǎng)度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，聯(lián)軸器右端制出一軸肩故取2-3段的直徑d= 40mm 左端用軸端擋圈定位按軸端直徑去擋圈直徑d =40mm半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長(zhǎng)度l為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸承。故比l略低一些 可選l= 48mm 初步選滾動(dòng)軸承 因軸承的同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用 故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求可選d = 42mm。 選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)單列圓錐滾子軸承30209 其尺寸為d×

23、;d×t= 45mm×85mm×20.75mm 故d =d = 45mm 而l=18mm , d= 50mm , l=64mm 軸承端蓋的總寬度為 18 mm 包括軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求 軸承外端與半聯(lián)軸器右端間的距離l=30mm 故l =48mm 兩軸承采用正裝，齒輪軸結(jié)構(gòu)裝拆不方便，齒輪與軸分開的結(jié)構(gòu)裝拆方便.兩軸承兩端勻采用圓螺母定位，查6.2 得到小錐齒輪的齒寬為45mm 因考慮固定所以取l= 50mm 軸肩高席為h=8mm。右端用軸端擋圈定位。至此，以初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3）軸上零件的周向定位錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均

24、采用平鍵聯(lián)接。按參考文獻(xiàn)2查得平鍵截面,長(zhǎng)為22mm，同時(shí)為了保證錐齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇小錐齒輪與軸的配合為,所選的鍵為；同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，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查參考文獻(xiàn)15-2，取軸端倒角為2，各軸肩圓角半徑見(jiàn)圖4.2.5 求軸上的載荷1） 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（），對(duì)30307型圓錐滾子軸承，又參考文獻(xiàn)1表13-1查得a=18mm，,=50+18=68mm.2）在水平面h = 64=1169.368 解得：=1242.4 n + =0 =-2411.7n總彎矩 =1

25、169.368= 79512.4nmm= 79.5nm3) 在垂直面v 徑向力 =15.32nmm+= 64+15320=399.168 解得：=184.7n+=0 = -583.8n =399.168=27138.8nmm=27.14nm 4)從軸的結(jié)構(gòu)圖以有彎矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的、m的值列于表4.1中載荷水平面h垂直面v支反力f=1242.4 n =-2411.7n=184.7n =583.8n彎矩m=79512.4nmm=27138.8nmm總彎矩=82295.15nmm扭矩t 表4.16 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險(xiǎn)截

26、面c的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及表4.1中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力為60mp a，故安全。7 軸軸承的校核1）考慮到軸承的跨度等問(wèn)題，選擇正裝，并且ft=1169.3n;fr=399.1n;fa=383nn=960r/min =66.7 mm根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命查參考文獻(xiàn)1表13-1可知，圓錐滾子軸承30307基本額定動(dòng)載荷c=75200n， 2） 求兩軸承受到的徑向載荷和聯(lián)系前面可知=184.7n 則 3） 求兩軸承的計(jì)算軸向力由參考文獻(xiàn)2表13-1查得圓錐滾子軸

27、承的派生軸向力 由于軸承正裝，且 > 則軸承1“壓緊” 軸承2“放松” 4）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 查參考文獻(xiàn)1表13-1得 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按參考文獻(xiàn)2表13-6，=1.21.8，取=1.3 則 5）驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)?，所以按軸承2的受力大小驗(yàn)算，參考文獻(xiàn)2式（13-5） >故所選軸承滿足壽命要求8 軸鍵的校核軸共選用了兩個(gè)平鍵，齒輪的周向定位鍵和聯(lián)軸器的周向定位鍵 1）齒輪的周向定位鍵 8mm7mm22mm 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得，許用擠壓應(yīng)力=100120mpa,取平均值=110mpa，傳遞的轉(zhuǎn)矩t=38995.83n 鍵與輪轂鍵槽的接觸高

28、度：k=0.57=3.5mm鍵的工作長(zhǎng)度 l=l-b=18.5mm 齒輪處軸的直徑=28mm由參考文獻(xiàn)2式（6-1）得=110mpa所以滿足強(qiáng)度要求。2）聯(lián)軸器的周向定位鍵 8mm 7mm32mm傳遞的轉(zhuǎn)矩t=38995.83n.mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度：k=0.57=3.5mm鍵的工作長(zhǎng)度 l=32-7=25mm 齒輪處軸的直徑 d=25mm=110mpa、 軸（輸出軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1 求輸入軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得：輸出功率 ;轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩 2 求作用在大齒輪上的力軸上的大錐齒輪與i軸的小錐齒輪配合，作用在大錐齒輪上的力與作用在小錐齒輪上的力大小相同，方向相反。=72.92mm;

29、圓周力ft=4414.5n；徑向力f=1404.3n；軸向力 f=3890n3按扭矩初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，按參考文獻(xiàn)2式（15-3），取=112,按參考文獻(xiàn)2式（15-3）估計(jì)軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即45（調(diào)質(zhì)），硬度為217215hbs，得：輸入軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，為了使所選的軸與軸承的孔相適應(yīng) 。同時(shí)考慮到軸承只受到徑向力的作用。也考慮到有鍵 軸要大于5%7%，故查軸承初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝軸承6009其尺寸為d×d×t=45mm×75mm×

30、;16mm ，且45mm大于軸的1.07倍所以取d=d=45mm。l=l=16mm+l(為套筒的長(zhǎng)度)。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案軸的裝配方案如圖4.2所示（2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長(zhǎng)度左端的滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊(cè)上查到6009單列深溝軸承的軸肩高度為h=3mm ，d=50mm 。 小齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂的寬度為70mm。為了使套筒面可靠地壓緊齒輪，所以此略低于輪轂寬度 故取l=68mm，齒輪的右端采用軸肩定位，所以h=0.1d 所以h= 5mm 所以d=60mm 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a = 16 錐齒輪與圓柱齒輪之間

31、的距離c= 20mm 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí) 影劇箱體內(nèi)壁一段距離s 取s =8mm 。 已知滾動(dòng)軸承寬度t = 1mm ，大錐齒輪的輪轂長(zhǎng)l為45mm則套筒的距離為l= a + s=24 mm ，所以l=40mm, l=20mm,l=45mm, l=50mm.查參考文獻(xiàn)15-2，取軸端倒角為2，各軸肩圓角半徑見(jiàn)圖4.2.5 軸的彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度、軸承的校核和軸鍵的校核按照軸的標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行校核計(jì)算。、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1 求輸入軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得： 輸出功率 ;轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩2 求作用在大齒輪上的力軸上的為高速大齒輪，其分度圓直徑=225mm查參考文獻(xiàn)2式（10-

32、3）圓周力ft= =1941.8n；徑向力f；法向載荷 3 按扭矩初步確定軸的最小直徑按公式（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=112mm 于是得 =40.32mm 輸出軸的最小直徑顯然是鏈輪段的軸直徑 。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上方案 軸的方案如圖4.3所示（2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長(zhǎng)度鏈輪的直徑可定，同時(shí)考慮有鍵所以可取d=45mm 而且鏈輪的輪轂為l= 18mm。所以可以選取l= 35mm . 因?yàn)槿《松w的外端面與右端鏈輪的距離c = 30mm 又因?yàn)檩S承端蓋的中寬度為20mm 所以故l = 50mm 因?yàn)殒溳喿蠖诵枰?/p>