機械設(shè)計課程設(shè)計說明書-帶式運輸機上的兩級圓錐-圓柱齒輪減速器

1、目錄一、設(shè)計任務(wù)書錯誤！未定義書簽。1傳動方案示意圖錯誤！未定義書簽。l2原始數(shù)據(jù)錯誤！未定義書簽。1.3工作條件錯誤！未定義書簽。1.4工作量錯誤！未定義書簽。二、傳動系統(tǒng)方案的分析2三、電動機的選擇與傳動裝置運動和參數(shù)的計算23.1電動機的選擇23.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配33.3計算傳動裝宜的運動和動力參數(shù)3四、傳動零件的設(shè)計計算44斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計44.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計9五、軸的設(shè)計計算135輸入軸（i軸）的設(shè)計135.3屮間軸（ii軸）的設(shè)計20六、軸承的校核266.1輸入軸滾動軸承計算266.2中間軸滾動軸承計算276.3輸出軸軸滾動軸承計算28七、鍵

2、的校核287輸入軸鍵計算287.2中間軸鍵計算297.3輸出軸鍵計算30八、聯(lián)軸器的選擇30九、潤滑與密封31十、減速器附件的選擇31十一、設(shè)計小結(jié)31十二、參考文獻32二、傳動系統(tǒng)方案的分析傳動方案見圖一，其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣 環(huán)境下氏期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為 8-15,用于輸入軸于輸fl1!軸相交而傳動比較大的傳動。三、電動機的選擇與傳動裝置運動和參數(shù)的計算3.1電動機的選擇1、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380v。2、電動機容量選擇：(1) 工作機所需功率代二fv/10

3、00%f-工作機陽力v-工作機線速度-工作機效率可取0. 96(2) 電動機輸出功率乙考慮傳動裝證的功率損耗，電動機的輸出功率為p廣為從電動機到工作機主動軸z間的總效率，即7« = 7i472%7475 =°- 833巾-滾動軸承傳動效率取0. 99% 一圓錐齒輪傳動效率取95 3 -圓柱齒輪傳動效率取0. 97久-聯(lián)軸器效率取0. 99仏-卷筒效率取096于moo。= 225° x 1%°。x q % x 833 = 3. 66kw(3) 確定電動機的額定功率(d因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率巳略大于馬即可。所以可以暫定電動機的額定功率為 4kwo3、確定

4、電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速z?w=60x 1000v/ n d=60x looox 1. 3/ (3. 14x270) =92r/minrh于兩級闘錐-闘柱齒輪減速器一般傳動比為8 15,故電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為%/7t/2 = (8-15)=7361380r/mino可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min , 1500r/min的電動機都符合,這里初選同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min , 1500r/min的兩種電動機述彳亍比較，而轉(zhuǎn)速越高總傳動比越人傳動裝置的結(jié)構(gòu) 會越大，成本越高。所以應(yīng)綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格及總傳動比。表2電動機方案比較表(指導(dǎo)書 表16-1)方案電動機型號額

5、定功率(kw)電動機轉(zhuǎn)速(r/min)電動機 質(zhì) 量(kg)傳動裝置 總傳動比同步滿載1y132m1-6410009607310. 432y160m1-847507201187.82由表中數(shù)據(jù)可知，方案1的總傳動比小，傳種裝置結(jié)構(gòu)尺寸小，因此可采用方案1,選定 電動機型號為y132m1-6,外伸軸徑：d二38mm;外伸軸長度：e=80mmo3.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1、傳動裝宜總傳動比/ = nm /7jv =960/92=10. 432、分配各級傳動比高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約/1，0.25/,低速級為圓柱齒倫傳動其傳動比可大 些。所以可取z/=2. 612 =43

6、.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速(各軸的標號均己在圖屮標出)nx = nm /z0=960r/minnn =/i=960/2. 61=367. 82/minnju = nn / i2 =367. 82/4=92r/minnlv = n =92r/min2、各軸輸入功率p = ped “4 =3. 96kwpu = pr/=3. 92kwpm =耳2 w3=361kwpiv = piu . r/i.r/4 =3. 54kw3、各軸轉(zhuǎn)矩 t =9550x5_=39. 39n. mptu =9550x 竺=101.78nm5ppt川=9550x-二374. 73n. mtlv = 95

7、50x-367. 47n. mnmniv將計算結(jié)果匯總列表如下表3軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸高速級軸i中間軸11低速級軸iii工作機軸iv轉(zhuǎn)速(r/min)960960367. 829292功率（kw）43. 963. 923.614. 382轉(zhuǎn)矩39. 7939. 39101.78374. 73367. 47傳動比12.614.01效率770. 990. 940. 960. 98四、傳動零件的設(shè)計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計（主要參照教材機械設(shè)計（第八版）已知輸入功率為匕二3.92、小齒輪轉(zhuǎn)速為nn =367. 82r/min.齒數(shù)比為4。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），單班工

8、作制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，環(huán)境最高溫度35°c ,轉(zhuǎn)向 不變。1、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級梢度。（gb10095-88）（2）材料選擇由機械設(shè)計（第八版）表10-1小齒倫材料為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,二者材料便度相差40hbs。（3）選小齒輪齒數(shù)zi = 22,則大齒輪齒數(shù)z2 = 4zi = 88初選螺旋角0 = 14。2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設(shè)計計算2k仏 %x了必）2©少 u %（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)你二1.62 ）查

9、教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)zh =2. 435丄3）查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)zf = 189.8 mpa14）查教材圖表（圖 10-26）得 sax =0. 765 /2=0, 88+2=1. 6455）由教材公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)n二60j右二60x367. 82x 1x （1x8x300x 10） =0.527x 10%n2=0. 132x10%6）查教材 10-19 圖得:khn1=1.05 khn2=1. 17）查取齒輪的接觸疲勞強度極限61曲=650mpacniiim2 = 550mpa8）由教材表10-7查得齒寬系數(shù)0廣19）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩7；二95. 5

10、x10x 巧/ / 刀二9550x3920/367. 82二 101. 78n.m10）齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)s=l,應(yīng)用公式（10-12）得:b 二 hn 亦i 二 1. 05 x 650二682. 5 mpah 1 sah2 = k,in2（7/,hm2 =1. 1 x550=605 mpas許用接觸應(yīng)力為b = （b + bj） 1 2 = 643. 2mpa（2）設(shè)計計算1）按式計算小齒輪分度圓直徑4,12x1.6 x 1.0178 xv 1 x 1.645105? x & 伽 x 189.8)24643.75=50. 34min2）計算圓周速度v叭

11、560 x 1000=0. 97m/s3 ）計算齒寬b及模數(shù)b二 0/ d“=lx50. 34=50. 347mm仏 cos0 =“750. 34 x cos 14° 門”=2. 22mm224）計算齒寬與高之比%齒高 h= 2.25mnt =2. 25 x 2. 22=4. 995 mmb/ =50. 3v =10. 08 /h /4.9955）計算縱向重合度eq£p =0. 3180 z）tan b =0. 318x ix22tanl4°=l. 7446）計算載荷系數(shù)k系數(shù)k戶,根據(jù)v=0. 97m/s, 7級精度査圖表（圖10-8）得動載系數(shù)k廣1.03杳教

12、材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)k=k他二1.2由教材圖表（表10-4）杳得k廣1.420查教材圖表（圖10-13）得k廣1. 18所以載荷系數(shù)k = kkkk二1.7557）按實際載荷系數(shù)校止所算得的分度圓直徑8）計算模數(shù)力汩51. 9 x cos 14°nc/ cos i22=2. 29min3. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計2/rr.y.cos2/? y廠.由彎曲強度的設(shè)計公式叫$ j'土（二旦）設(shè)計v 0/z 16o>（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù) k = kakvkfakf/3 =1.462）根據(jù)縱向重合度» =1.744查教材圖表（圖1

13、0-28）杳得螺旋影響系數(shù)=0. 883）計算當量齒數(shù)zvi = zi / cos ；=24. 08zv2 = z2 / cos3 p = 88/cos' 14。=96. 334）查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表10-5） yfa =2. 6476 , yfa2=2. 187345）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 , yva2=1.786336）查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎【iii疲勞強度極限afe =520mpa ,大齒輪彎iii疲勞強度極限afe2 =400mpa。7）查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfm=0.85 k刖2=°

14、;888）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4,由式6=kzfe得sr i _kfn0ff _“廠s-：°-85x52°.315.711.4一 1_ fn2aff2譏- s=0.88x400 = 25.431.49）計算大、小齒輪的字牟，并加以比較6yf化八2.6476x1.5808=0.01326315.71y f 丄ff s°2 .=0.01554 人齒輪的數(shù)值人選用.251.43（2）設(shè)計計算1）計算模數(shù)mm = 2. 12/zz/z?12 x 1.46 x 1.0178 x 105 x 0.01554v722対比計算結(jié)果，山齒面接觸疲勞強度計

15、算的法面模數(shù)m”大于山齒根彎曲疲勞強度計算的 法血模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的人小主要取決于彎|11|強度所承載的能力。而齒血接觸疲勞強度所 決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按gb/t1357-1987閲整為標準模數(shù)，取m=2. 5mm但 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«二5l 9加加來計算應(yīng) 有的齒數(shù).°、丄砂&曲 ol. 9 x cos 14f2）計算齒數(shù)z二=20. 1 取 z.=20 那么 z9 =4x20-80ill-n4、兒何尺寸計算（1）計算中心距a_（z+z2）他2 cos 0（+80）x2-5 =128.832 x cos

16、14將小心距圓整為129mm（2）按圓幣后的中心距修止螺旋角p =arccos凸+久）叫2aarccos（20 + 80丿 x 2. 52 x 129=14. 305因0值改變不多,故參數(shù)乙，kpi z等不必修正.（3）計算人.小齒輪的分度圓直徑z.mn20 x 2.5d, = - 1 n = =52 mmcos pcos 14.305°zjnn80 x 2. 5d 二一=206 mm'cos 0cos 14.305°（4）計算大.小齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑h*at = h*ancos卩，c*t = c*ancosp h*an=l, c*n=0.3li =力:&

17、quot;cos 0 = 1 x cos 14. 305 = 0. 97 j = cn cos 0 = 0. 3 x cos 14. 305 = 0. 29 d& = di + f = 52 + 2 x 0. 97 x 2. 5 = 56. 85d就=z + 2力:嚴=206 + 2 x 0. 97 x 2. 5 = 210. 85（5）計算齒輪寬度= 1 x 52min = 52mni= 41% = 2 + 5 = 57（6）結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑大于160nim而乂小t 500mm。故采用腹板式結(jié)構(gòu)其零件圖 如下h25izf1電timft0im*帕mihizivf注（$

18、醐1nzi似橄 23&-250hbs；堿ta41廊mtimwttejw1圖二、斜齒関柱齒輪4.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計（主要參照教材機械設(shè)計（第八版）已知輸入功率為弓二3.96kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為n =367. 82r/min齒數(shù)比為2.6由電動機驅(qū) 動。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），單班工作制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。1、選雄齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）直齒圓錐齒輪減速器為通用減速器,其速度不高,故選用7級精度（gb10095-88）（2）材料選擇由機械設(shè)計（第八版）表101小齒輪材料可選為40cr （調(diào)質(zhì)），破度為 280hbs,大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），碩度為

19、240hbs,二者材料碩度相差40hbs。（3）選小齒輪齒數(shù)zi = 25,則大齒輪齒數(shù)z2 = 2. 6zi = 652、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計設(shè)計計算公式：2q2.92kt、 0尺(1_0.5如 （1）、確定公式內(nèi)的各計算值1）試選載荷系數(shù)=1.82）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩7； =9. 55x106 x /?7 =39. 39kn. mm3）取齒寬系數(shù)or = 0.354）查圖10-21齒耐哽度得小齒輪的接觸疲勞強度極限oniimi = 650.mpa大齒輪的接觸疲勞 極限 ohlim2 = 550mpa丄5）查10-6選取彈性影響系數(shù)ze二189.8 mpc6）由教材公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)

20、數(shù)叫二60rij& =6ox96ox1x （1x8x300x10） =1.3824x10%n2=0. 5297x 109h7) 查教材 10-19 圖得：khn1=0. 99khn2=1.05 8）齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)s二1,應(yīng)用公式（10-12）得:乂 bi二旳血1 =0.99x650二643. 5 mpab 二 心皿小應(yīng)二i 05 x 550=577. 5 mpah - s（2）設(shè)計計算1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入巾中的較小值得冇公式可得:> 2. 921( 189.8'57l5>1.8 x 393900. 35 x (1 一

21、0. 5 x 0. 35x 2. 6=67. 52mm2）計算圓周速度vv=加也=3.39m/s60x10003）計算載荷系數(shù)系數(shù)k戶,根據(jù)v二339m/s, 7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)k廣1.11 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)kha=kfa=l. 1根據(jù)人齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得khppb =1.25的kiii kf卩二 5x1. 25=1. 875得載荷系數(shù) k = kakvkhakhf =2. 2894）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓立徑，得3d = df 3 =67.52 xxt = 73'15ram5）計算模數(shù)m加響十926mm圓整取

22、滬33、按齒根彎illi疲勞強度設(shè)計設(shè)計公式:4k7；0r（1 o.50jzj7z7：l d（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù) k = kakl/kfake/=lxl. llxl 1x1.875=2. 2892)計算當量齒數(shù)eu2. 6o1 c“q = arccos z= arccos /= 2l 04°j/ + ij2. & + 13)由教材表105查得齒形系數(shù)2. 5802. 128應(yīng)力校正系數(shù) ysal = 1. 5992 = 1-8514)由教材圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b卩臥=520m匕,大齒輪的彎曲疲勞強度極限 a fe2 =400 mp(l

23、fn25）由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)k faq =0. 85kg二0.96）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安金系數(shù)s = l4,得今廠空護2*5. 71叱k cnfn2°ff20.9 x 4001.4=257. 14<7）計算人小齒輪的匕區(qū)，并加以比較%2. 580 x 1. 599_315. 71=0.01312. 128 x 1.851257. 14=0.0153大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.（2）設(shè)計計算3 |4 x 2.289 x 39390 x 0.0153n “m >；.-mm / 61 mm* 0. 35 x （1 _ 0. 5 x

24、 0. 35）x 252 x <2. 62 + 1取 m=2. 5mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m人于由齒根彎曲疲勞強度計算的模 數(shù)，由于齒輪模數(shù)的人小主要取決于彎illi強度所承載的能力。而齒而接觸疲勞強度所決定的 承載能力，取決于齒輪£徑。按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù)取m-2. 5mm但為了同時滿 足接觸疲勞強度，需耍按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d產(chǎn)73. 15/nm來計算應(yīng)有的齒數(shù).計算齒數(shù) z,= «29 取 z二29那么 z2=2. 6x29=76m4、計算幾何尺寸(1)分度圓直徑 cl】二z/77 = 2. 5 x 29 =

25、72. 5； d2=z2m = 2. 5 x 76=190(2)4 = arccot 1d2= 20. 886°= 90 -=79.114°（3）齒頂隕i直徑d j = + 2h譏 cos 5 = 72. 5 + 2 x 2. 5 x cos 20. 886° = 77. 2mmd邊=t/2 + 2hcos 3y = 190 + 2 x 2. 5 x cos 79. 114° = 190. 9/n/n(4)142. 8 min（5）b = r亦=49. 98 圓整取b? =50mmb=55mm（6）機構(gòu)設(shè)計人齒輪（齒輪2）齒頂圓h徑人于160mm而又小于

26、500mm。故采用腹板式結(jié)構(gòu)其零件圖如 下圖三、宜齒錐齒輪五、軸的設(shè)計計算5.1輸入軸(i軸)的設(shè)計1、求輸入軸上的功率弓、轉(zhuǎn)速®和轉(zhuǎn)矩7；pf =3. 96kw n =960r/min tt =39. 394 n m2、求作用在齒輪上的力已知高速級小関錐齒輪的平均分度関直徑為dmi = di (1 - 0. 50r) = 59. 81mm2 x 39390/759. 81=1317. 17/ver = ft. tan20°sd>i = 447. 91nfa = ft. tan20°sini = 170. 91n圓周力fi、徑向力pr及軸向力fa的方向如圖四

27、所示f7nh1圖四、輸入軸載荷圖3、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,収 12,得輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑加，為了使所選的軸肖徑創(chuàng)2一與聯(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)矩幾“二k72,査機械設(shè)計（第八版）表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取k/ = 1.3,則7 = 702=1.3x39. 39二51207 n m查機械設(shè)計課程設(shè)計表13-4,選hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器其t稱轉(zhuǎn)矩為1250n.m,而電動機軸的立徑為38mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取i2=30mm,半聯(lián)軸器長皮l=82mi

28、n, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖五）圖五、輸入軸軸上零件的裝配（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，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑d23 = 37mm o左端用軸端擋圈定位，12段長度應(yīng)適當小于l所以取li2=58nun2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選川單列関錐滾了軸承，參照 工作要求并根據(jù)d23=37mm, db機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1小初步選取0基本游隙 組，標準精發(fā)級的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為dx dx t = 40mmx90mmx25.

29、 25nini 所以g = 40mm而l,4二25. 25mm這對軸承均采川軸質(zhì)進行軸向泄位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1查得30308型軸承的定位軸肩高度d“ = 49mm ,因此取d45 = 49mm3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑門=35mm :為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應(yīng)略如丁軸承寬度，故取l56=24nun, d56 = 40mm4）軸承端蓋的總寬度為20mni。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 端蓋外端更與半聯(lián)軸器右端更間的距離umm ,取l25=50mmo5）錐齒輪輪轂寬度為55mm,為使套筒端而可靠地壓緊齒輪取.=66由于厶=2厶，故取 l45 = 9s

30、mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d67 = 35mm由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截fribx力= 10伽x%m7,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為45mm,同時為保證齒輪與軸配合有良好的對小性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為竺同樣，半聯(lián)軸器處 n 6平鍵截面為x ax/ = 10m/?7xsmmx50mm與軸的配合為zll ；滾動軸承與軸的周向定位 k6是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k5。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2x45。,軸肩處的倒角可按rl. 6-r2適當選取。5、求軸上的載荷（30308型的a=195mm。所以倆軸承間支點距離為109.

31、5mm右軸承與齒輪間的距離為54.25mm。）（見圖四）水平面h垂直面v支反力fawi = 652. 57/vfnvx = 175. 23nfnh2 = 1969. infny2 = 623. 14/v彎矩mmh = 71456. 5n.mmmv = 19187. 8/v.777/77mvi = 33805. 3nmil總彎矩=71357. 72 + 19187. 82 二73392. 4 n.mmmi =7 1 35 7. 72 + 33 8 05 . 32 二78960. 2 n. mm扭矩ttj =39. 39n. m6、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，

32、由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循壞變應(yīng)力，取g = ，軸的計算應(yīng)力為m2 +(t ca12.12mpaj73892.護 + (39390 x 0.疔0. 1 x 403前已選泄軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得故安全。5.2輸出軸（/軸）的設(shè)計1、求輸出軸上的功率/、轉(zhuǎn)速幻和轉(zhuǎn)矩乃pin =3.61 kw ntn =92r/min tin =374. 73n. m2、求作用在齒輪上的力已知大斜齒輪的分度圓直徑為d 二空=805 2062 cos 0 cos 14.305°而凡=2% = 2 x 37437%06 = 3634.66/vfr =

33、 ft. tan2o°/cos0 = 1365. 23npa = ft. tan/? = 926. 8n圓周力另、徑向力月及軸向力凡的方向如圖六所示erfmv27丄ujjjjlllllls"r=l eiiiiiiiiihiiiiiiiiiiiiiiib圖六、輸出軸的載荷圖卩3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小£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,取力oil2,得輸出軸的最小立徑為安裝聯(lián)軸器的立徑加，為了使所選的軸直徑加一與聯(lián)軸器的孔徑相適 應(yīng)，故需同吋選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩t® = kat ,杳械設(shè)計（第八

34、版）表 14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 k/ = l3,則 7；. =1.3x374. 73=487. 149 n m 查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-4選lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250n.m 半聯(lián)軸器的孔徑乩=40"勸，所以取d（_2 =40mm,半聯(lián)軸器長度l=112nun,半聯(lián)軸器與軸配 合的轂孔長度為84mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖七）lil2l3圖七、輸出軸軸上零件的裝配（2）根據(jù)軸向眾位的要求確泄軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向泄位，1段軸左端需制出一軸肩，故収2-3段的直徑 “2-3 = 47加?，1段右端用軸端擋圈定位，

35、半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l = 84nun,為了保證軸端扌當圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比乙略短些, 現(xiàn)取辦-2 = 82呦。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同吋受冇徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照 工作要求并根據(jù)d2-3 = 47/nm,由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游 隙組，標準粘度級的單列圓錐滾子軸承30310,其尺寸為dxdxt = 50/77/77x 110mmx29.25mm , <73-4 = 6/7-8 = 50mm , 因而可以取a-4=29.25/w?。右端軸承采川軸啟進行軸向定位，由機械設(shè)計課程表13-1查得303

36、10 型軸承的定位軸肩高度d（;=60mm，因此取g_5 =60inmo3）齒輪左端和左軸承之間采用套筒泄位，己知齒輪輪轂的寬度為52mm,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<6-7 = 49mm齒輪的輪轂直徑取為55mm 所以d6_7 = 55nuno齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度力故取h = 4mmf 則軸環(huán)處的直徑為“5-6 = 63加加。軸環(huán)寬度b>ahf取/5-6 = 8mmo4）軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便丁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/ = 30加加故/2-3=505）齒輪距箱體內(nèi)比

37、的距離為a=16mm,大錐齒輪于人斜齒輪的距離為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二8mm?？汕蟮?7-8 =57. 25mm/4-5 = 86mm（3）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，按乩-7由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截bxh = 6mmx0mmf鍵槽用鍵槽銃刀加工，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紅；同樣半聯(lián)軸器h 6與軸的連接，選用平鍵亦 x 伽m，半聯(lián)軸器與軸的配合為竺2_ ,滾動軸承與 k6軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為1115o（4）確定軸上圓角和倒角尺

38、寸取軸端倒角為2x45° ,軸肩處的倒角可按rl. 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30310型的支點距離a=23mn）0所以作為簡支梁的軸承跨距分別為ll=61.25imn,l2=131.25mm。做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。 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：載荷水平面ii垂直面v支反力ffmi = 3096. 94wfwi = 1651. 07ar屁2 = 1445. 24；vfw2 = 55. 05.v彎矩m揚=189687m 加mvx = 101128 a伽mv2 = -7218/v./zz/z?

39、總彎矩m = v1896872 + 1011282 =214960n.mm扭矩ttin =374. 73m6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表屮的數(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 = 0.6,軸 的計算應(yīng)力1護 + 匕加尸72149602 + （374730 x 0. 6）2（tea = a = ；=18. 7mpav iv0. 1 x 553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查得 cr-i = 60mpa,g <cr-i故安全53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tpn = 3.92 kw nn =367. 8

40、2r/min =101. 78n. m2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為d = iiiz = 52 mmft =2t2d2x101780_52= 3915ntan antan 20°f八=fh= 2807 x= 1470ncos 0cos 14.305f小=fn tan 0 = 2807 x tan 14.305 = 998n已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑dm2 = d?（l 0.5伽）=zh/z2（1 0.5如）=2.5 x 76 x （1 0.5 x 0.35） = 156.75mm2八2x101.78_ 12 =-129&6n（jml0.15675fn

41、= f/2tanqcos52 = 1298.6 x tan 20° x cos 68.96 = 169.7nfai = fd tan a sin 52 = 1298.6 x tan 20° x sin 68.96 ' = 441. in圓周力凡、ff2,徑向力f八、月2及軸向力局、凡2的方向如圖八所示mh2mh1八、屮間軸受載荷圖3、初步確定軸的最小過徑圖先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr （調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3,取如1°得如|尋24.65呦，中間軸最小丑徑顯然是安裝滾動軸承的直徑r j 2和- 64、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定

42、軸上零件的裝配方案（見圖九）圖九、中間軸上零件的裝配（2）根據(jù)軸向沱位的耍求確沱軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選川單列関錐滾了軸承，參照工作要求并根據(jù)創(chuàng)-2 = 56> 24.21加加，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13. 1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾了軸承30306 ,其尺寸為dxdxt - 30mmx 12mmx20j5mm di-2 = ds-6 = 30mm這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13. 1查得30306型軸承的定位軸肩高度37mm,因此取套筒bl徑37mm。2）取安裝齒輪的軸段t/2-3 = 6/4

43、-5 =錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長厶=42何n ,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂反，故 取h亦,齒輪的右端采用軸眉定位，軸肩高度力°.07，故取h = 4mmf則軸 環(huán)處的丑徑為-4 = 43m/7?o3）已知圓柱直齒輪齒寬b=57nm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短丁輪轂長，故取/4-5 = 54/77777 o4）齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm,大錐齒輪丁大斜齒輪的距離為c=20mm,在確立滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s二8mm。則取/i-2 = 53.75mmh-4 = 20mm 5-6 = 46.75加加（3

44、）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按2-3由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵 截bxh = l0mmx8mmf鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為32晌 同時為保證齒輪與軸配合有h1良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為花；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 刃-5由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面bxh = lommxsmm f鍵槽用鍵槽銃 刀加工，長為50mm,同時為保證齒輪與軸配合冇良好的対中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配 h7合為后；滾動軸承與軸的周向定位是宙過渡配合來保證的，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2x45。,軸肩處的倒角可按rl.

45、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，在確泄支點時杳得30310型的支點距離滬15. 3mmo所以軸承跨距分別為ll=55. 45mm, l2=74. 5mmo l3=60. 95mm做出彎矩和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點處的截而為危險截而，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面h垂直面v支反力ffnhi = 1817. 6/vfnv = 139. nfnh2 = 2288"ew2 = 1024. 4ar彎矩m揚 i = 100785m 滋mirz = 13945 3jv./zz?mvi = 一 8478 n .iiiiiimv2 = 30888 n.

46、/初？mv3 = 407a6n.rmnmv 62437m 沏7總彎矩m = a/139 4 532 + 62 4 372 =152792n. mm扭矩trn=101.78n. mm6、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q = °6,軸的計算應(yīng)力為(j ca 二；jw2 + (刃滬2 = v152.792a2 + (0.6xl01.78)a2w0.1x0.035a3前已選定軸的材料為40g （調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1査得er-1 = igmpa.aca <o'-1,故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1）判

47、斷危險截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪屮點處的應(yīng)力最人，從應(yīng)力集屮對軸的影響來看，齒輪兩端處 過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴重，且影響程度相當。但是左截面不受扭矩作川故不川校核。 中點處雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而1l這里軸的直徑比較大，故也不耍校核。其他截 而顯然不要校核，鍵艷的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核圓柱齒輪左端處 的截面。乂因軸啟出的左右兩側(cè)均安裝相同輪轂的齒輪，所以只需校核一側(cè)即可。截血左側(cè)校核抗彎截更系數(shù)w = 0. 1小=0. 1 x 433 = 7950. 7血抗扭截面系數(shù)比=0. 2d* = 0. 2 x 433 = 15901. 4血 截血左側(cè)彎矩必=j,

48、府+府 =101. 14；v.zz?截血上的扭矩7/=101. 78n. m截面上的彎曲應(yīng)力ah = = 101140 = 12.7 mpaw 7950.7截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力tntt =wt10178015901.4=6ampa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 6 = 640mpq a-i = 275mpat- = 55mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機械設(shè)計（第八版）附表3-2 杳取。因r = 12 = oo3h 2 =色-115,經(jīng)插值后查得d 63d55% = 2.19a- = 1.545又由機械設(shè)計（第八版）附圖3-2 nj"得軸的材料敏感系數(shù)為q

49、（y = 0.82qr = 0.85故冇效應(yīng)力集中系數(shù)為 = 1 + (-1) = 1+ 0.82x(2.11-1) = 1.91kr = + (-1) = 14-0.85x(1.545-1) = 1.46由機械設(shè)計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)弘= 0.69,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)& = 0.83。軸按 磨削加工，由機械設(shè)計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為= a = 0.92軸未經(jīng)表 面強化處理，即09 = 1,則綜合系數(shù)為ka = + - = + -1 = 2.86so 仇 0.69 0.92kr = + 丄-1 =四+-1 = 1.85& a 0.83 0.92乂取碳鋼的特性系

50、數(shù)為妙=0.10 = 0.05計算安全系數(shù)s“值cscrsr23.4x20.86o _oca =,=js 異 2 + s/2=1t5.57st5v23.4a2 + 20.86a2(t-1275so -23.4k(7(7 a + (pacj m2.86x4.11 + 0.1x0sr =155 + -l85x2 + 0_05x278= 20.86故可知安全。六、軸承的校核6.1輸入軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基木游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承3030&其尺fri686.55卜小-二= 201.93n2y2xl7= 609.5n寸為 dxdxt = 40/wwx9o/w/77x

51、25.25wm ,軸向力 e=197.19m e = 0.35 , y=l. 7, x=0. 4載荷水平面h垂直面v支反力ffnh = 652. 57nfw = 175.23艸fnh2 = 1969. in/ail1 623. 14.則 fn = 686.55n, fri = 2072.4n廠 fn 2072.4rdi =2y 2x1.7fa = fdi + fa = 806.69凡2 二凡2 = 609.5nfn_ 806.69-686.55faifn_ 609.5-2072.4=0.294 < epr i = xff、+ yfax = 0.4 x 686.55 + 1.7x 806.

52、69 = 1646wpr 2 = fn = 2072 anlh =10a660(cr10a660x96090800 )2072.4 丿5.14x10人6方10八6方f八= 1923n,f = 2819n總二力2y_ 19232xl,9= 506n2819-2x1.9= 742n故合格。6.2中間軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基木游隙組，標準精度級的單列圓錐滾了軸承30306o軸向力 民=4476n, & = 0.31 , y二 1.9, x二0.4載荷水平面h垂 htfri v支反力f曲= 1922.3n加= 52.19nfnhi = 2594.582vfvr2 = 1103.6

53、97v則fax = fd = 5067vfa2 = fdfa = 953.6n凡 5067；?1923=0.263 < e凡2 _ 953.6fi 2819=0.338 > e則pri = fn = 1923+= 04x2819 + 1 9x9536 = 2939nlh(cr>a 10a6(59000as丿乙a60x436.36(2939 )10a660/7fn = 2531.43n，f心=1014.457v6.3輸出軸軸滾動軸承計算力 er=820.74n, e = 0.35 ，y=l. 7, x=0.4水平面h垂直面v支反力ffni = 2149.49nfw】 = 1337an屜2 = 1003.09nfnv2 = 5.4n初步選擇的滾動軸承為0基木游隙組，標準精度級的單列圓錐滾了軸承30310.軸向則=744.5