傳動裝置機械設(shè)計

1、1 .設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：鏈板式運輸機傳動裝置1 電動機；2、4聯(lián)軸器；3圓錐-圓柱斜齒輪減速器;5一開式齒輪傳動；6輸送鏈的小鏈輪二、原始數(shù)據(jù)及工作要求組別鏈條有效拉力F (N)鏈條速度V (m/s)鏈節(jié)距P(mm)小鏈輪齒數(shù)i m壽命(年)110000173%10210000193%10312000213%10411000213610511000193610612000213610每日兩班制工作，傳動不逆轉(zhuǎn)，有中等沖擊，鏈速允許誤差為±5乳三、設(shè)計工作量 設(shè)計說明書1份；減速器裝配圖，零號圖1張；零件工作圖2張(箱體或箱蓋，1號圖；中間軸或大齒輪，1號或2號圖)。四、參考文獻

2、1.機械設(shè)計教材2.機械設(shè)計課程設(shè)計指導書3.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊4.機械零件手冊5.其他相關(guān)書籍四、進度安排設(shè)計階段設(shè)計內(nèi)容摘要計劃時間14天1準備工作1、布置設(shè)計任務(wù)，說明設(shè)計題目的性質(zhì)及設(shè)計內(nèi)容；2、閱讀機械設(shè)計課程指導書。111計算運動參數(shù)1、分析明確傳動方案；2、計算傳動機構(gòu)所需的總功率并選擇電動機；3、計算總傳動比和分配各級傳動比；4、計算各軸的轉(zhuǎn)速、功率及轉(zhuǎn)矩。1III傳動 機構(gòu)及支 承零件的 初步計算1、帶傳動設(shè)計（含帶輪設(shè)計）；2、二級齒輪傳動設(shè)計算（含齒輪、軸設(shè)計，其他相關(guān)標準件的選擇等）；3、減速器箱體及附件設(shè)計。1IV減速器裝配圖設(shè)計1、精確計算各級傳動軸及轉(zhuǎn)動支承零件

3、：（1）根據(jù)軸承跨距求反力，（2）畫彎距，（3）扭矩圖，（4） 驗算軸承及鍵，（5）精確計算和校核軸等；2、繪制減速器裝配草圖，逐一檢查軸結(jié)構(gòu)、支承結(jié)構(gòu)、 箱緣尺寸等設(shè)計的正確性、合理性，修改草圖、完善各零 件的初步結(jié)構(gòu)（考慮固定方法、安裝、拆卸、調(diào)整、制造、 潤滑等要求）。3V繪制零件圖根據(jù)教師指定的零件進行零件結(jié)構(gòu)工藝設(shè)計并繪制零 件工作圖（標注尺寸、公差、表面結(jié)構(gòu)要素等）。2VI完成1、選擇標準零件（螺栓、螺帽、定位銷等）；3裝配圖2、根據(jù)機械制圖要求完成裝配圖的繪制。VII編制設(shè)計說明書1、根據(jù)計算底稿按規(guī)定格式編寫設(shè)計說明書；2、自己設(shè)計的零件結(jié)構(gòu)應(yīng)附有簡要的說明及簡圖。2VIII答

4、辯準備課程設(shè)計答辯，上交設(shè)計成果。1學生姓名：學 號：專 業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化班 級：指導教師：2009年12月14日2.傳動裝置的總體方案設(shè)計.傳動方案分析（1） .圓錐斜齒輪傳動圓錐斜齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模數(shù)的圓錐齒輪，只有在需要改變軸的 布置方向時采用，并盡量放在高速級和限制傳動比，以減小圓錐齒輪的直徑和摸數(shù)。所以 將圓錐齒輪傳動放在第一級用于改變軸的布置方向（2） .圓柱斜齒輪傳動由于圓柱斜齒匏傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用傳動平穩(wěn)的場合。因此將圓柱斜齒輪傳動布置在第二級。（3） .開式齒輪傳動由于潤滑條件和工作環(huán)境惡劣，磨損快，壽命短，故應(yīng)將其布置在低速級。

5、（4） .鏈式傳動鏈式傳動運轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊，不適于高速傳動，應(yīng)布置在低速級。所以錐式傳動 布置在最后。因此，圓錐斜齒輪傳動一圓柱斜齒輪傳動一開式齒輪傳動一徒式傳動，這樣的傳動 方案是比較合理的。.電動機選擇T 箝七n Fu 1 1000x0.35 c co石之輪口I需勘至= 3.85kw110001000取n i=（聯(lián)軸器），n2=（圓錐齒輪）,n 3=（圓柱斜齒輪），n尸（開式齒輪），:（鏈輪）;n - n 2X n 3X n 4X n s=電動機功率Pd=P、/ n = kw鏈輪節(jié)圓直徑sin(l 80/z) sin(l 80/21)=255.6mm鏈輪轉(zhuǎn)速60xl000v 60x100

6、0 x 0.35 n =ttD 4 x 255.6=26.25r/niin由于二級圓錐一圓柱齒輪傳動比二840,開式齒輪傳動比iz'=3、6則電動機總傳動比為ia' =ij Xi/ =24240故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍是nJ =ia Xn=（ 120"360） X=6288r / min在此范圍內(nèi)電動機有Y132S-4和丫132卜12-6,且丫132112-6的傳動比小些故選電動機型號為Y132S-4.總傳動比確定及各級傳動比分配由電動機型號查表得iV=1440 r / min；故ia=ru / n=1440 / =55取開式齒輪傳動比i正；圓錐斜齒輪傳動比i產(chǎn)；故圓柱斜

7、齒輪傳動比iz=4運動和動力參數(shù)的計算設(shè)電動機轉(zhuǎn)軸為1軸，圓錐斜齒輪軸為2軸，圓柱斜齒輪軸為3軸，開式齒輪軸為4軸, 年輪軸為5軸(1) .各軸轉(zhuǎn)速：ni=1440 r / minn2=rii / ii=1440 / = r / minn4= ns = n2 / i2= / 4= r / minn5=nt / i= = r / min(2) .各軸輸入功率：P 產(chǎn) Pd =P2Hpix n2=x =P3=P2 x n 3= x =P<=P3=P5=P3 x n 5=x =(3) .各軸輸入轉(zhuǎn)距：Td=9550 X n.=9550 X 1440- mT i=9550 X P/1=9550

8、X 1440= mT2=9550XP2/ n2 =9550 X= N m3二9550 XP/ n3 =9550 X= N mT4=T3= > mT5=9550XPs/ ns =9550 X =1444 N m3.傳動零部件的設(shè)計計算齒輪傳動3. 1. 1.圓錐齒輪1 .選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度2)材料選擇由表10T選擇小齒輪材料為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,二者材料硬度差為40HBs3)選小齒輪齒數(shù)為Z1 =24,大齒輪齒數(shù)Z)=24x2.5 =602 .按齒面接

9、觸疲勞強度設(shè)計""-司房森(1).確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) .試選載荷系數(shù)k1 =2) .小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距95.5xlO5P(= 2.911x104N“為3) .由表10-7選取齒寬系數(shù)?？?=4) .由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze = 189,8A/R產(chǎn)5) .由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限?后“ =550 MPa6) .計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N| = 60ii 2jLH = 60 x 1440 x 1 x(2 x 8 x 365 x 10)= 5.046 x 10°KT 5.046 xlO7 N, = 2.0

10、2 x 1022.57) .由圖1079查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khw =。.89, KHN2=0.948) .計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%,安全系數(shù)S=l,故 J = K ”*=（）：*）（）= 534M& S1orH 2 = KN2 :外足=0 94 x 550 = 517MPa s(2) .計算1) .試算小齒輪分度圓直徑> 2.92?L4x2.911 xl0“0.33（1 - 0.5 x 0.33 ）2 x 2.5p89.8?=61.82 nun2) .計算圓周速度60x1000x61.82xl44060x1000=4.66 m/s3) .計算載荷系數(shù)根據(jù)v=s, 7級

11、精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)kv =直齒輪 Kh。=Ky=1,由表10-2查得使用系數(shù)Ka =根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查表得 K=, K"=L35接觸強度載荷系數(shù)K = KaKvKh.Km =4) .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d, = d lt 3 = 61.8211 = 70.35mm5) .計算模數(shù)?mn =2.93 mm3 .校核齒根彎曲疲勞強度'如(1-0.5 %)晨：J/+1 分(1)確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)1) .確定彎曲強度載荷系數(shù)KfKvK 應(yīng)=2) .查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得匕引=2.65, YFa2 = 2

12、.28,匕口 = 1.58, Xsa2= 1.733) .由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b/兇=500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限o7£2 =38OMPa4) .由圖10T8取彎曲疲勞壽命系數(shù)K川 =0.84,K/n2 =0.875) .計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,得r 1 K FN、b fei 0.84 x 500 acnAJPc b, I = JOOMraL J， S1.4r 1 K FE? 0.87x380 ampkT/, L = 23o. 14MraL J2 S1.46) .計算大小錐齒輪的%A得二厘arr2 236.14大錐齒輪的數(shù)值大。4

13、x1.96x2.911 xlO4x 0.01670:= 2.198/az/hN 3 V 033x(1-0.5x0.33)2 x242 xV2.52+1對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模 數(shù)。由于模數(shù)m的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力。取m=,按接觸疲勞強度 所算得的分度圓直徑4 =70.35mm，算得小錐齒輪的齒數(shù)d. 70.35 “號="28 m 2.5大錐齒輪齒數(shù)z2 = 2.5x28 = 70nvn這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強 度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑4

14、 = Z x m = 28x 2.5 = 7Omni d2 = Z2 xin = 70x2.5 = 75mm（2）計算錐距R由于該錐齒輪為標準直齒輪2 + d 2R='-=94.24（3）圓整并確定齒寬B 二%R = 0.33 x 94.24 = 31故取仇=40，仄=45/77/7/3 . 1.2圓柱斜齒輪1 .選定齒輪的精度等級、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2）材料選擇由表10T選擇小齒輪材料為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,二者材料硬度差為40HBs3)選小齒輪齒數(shù)為Z1 = 24,大齒輪齒數(shù)

15、Z, =24x4 = 96 ,取Z) =964)選取螺旋角。初選螺旋角夕二14"2 .按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1).公式內(nèi)各計算值1) .試選 K, =1.62) .由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zg3),由圖 10-26 查得 8aX = 0.78, £al = 0.88 ,則 £a = saX + sa2 = 1.664) .小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距n=95'.0 .=7 2ixi()4N.而5) .由表10-7選取齒寬系數(shù)a=16) .由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Zf=189,8MP/，27) .由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限?加尸600

16、9;"；大齒輪的接觸疲勞強度極限 <THhm2 = 550 MPa8) .應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N = 60ii,jLH = 60x577.5 x 1 x(2x8x365 x 10)= 2.02 x 109N, =2,02xlQ9 = 5.05 x10s一 49) .由圖10T9查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.94, KHN2=0.9610) ,計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%,安全系數(shù)S二八故 j = 2x600 = 564MpaS1 J = K/N2 x，m2 = o 96 X 550 = 528MAis1D.許用接觸應(yīng)力瓦卜* = ¥76MPa(2) .計算1) .試

17、算小齒輪分度圓直徑(=49.7 mm12x1.6x7.121x10- x5 2.433x189.8 lx 1.66415462) .計算圓周速度=1.5 m/sV -dHn2 _49.7x577.5-60x100060x10003) .計算齒寬b及模數(shù)相”b = 0ddit = 1 x49.7 = 49.7mmdhcos/7 49.7xcosl4cmnl = - = 2.01mmz,24h = 2.25 mnl = 2.25 x 2.01 = 4.523 nm/49 7b/ h = = 10.99/4.5234) .計算縱向重合度£p£ P = O.318dZjtan/7

18、= 1.903由表10-2查程使用系數(shù)K、=1 根據(jù)v=s, 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv =1.06 ,由表10-4查得KHy? = 1.421 ,由圖 10-13 查得 K./ = 1.35 ,由表 10-3 查得 KHa = Kha = 1.4故載荷系數(shù) K = KAKvKHaKH/f =1x1.06 x 1.4x1.421 =2.1096) .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑八 乂 R -42.109 gd = Al k- =66.14, 6 = 54.49mm7) .計算模數(shù)，%mn=2.203mmdjCos/7 _ 54.49xcosl4:F、243.按齒根彎曲強

19、度設(shè)計n %(3 Ei(1) .確定計算參數(shù)1) .計算載荷系數(shù)K = KAKvKl.aKl.75 =1x1.06 x 1.4x1.35 =2.02) .根據(jù)縱向重合度為 =1.903 ,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) =0.883) .計算當量齒數(shù)ZV| = = - = 26.27 cos p cos 14eZv,=- = - = 106.19 COS P cos 尸4) .查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得匕刈=2592, YFa2 = 2.175,r =1.596,1.7955) .由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限%=500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限=38

20、0MPa6) .由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87,K*2 =0.907) .計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=,得r 1KfnBfei0.87x500 o i n 71 if Pncr/? . = 310.7 IMraL J， S1.4 唳=()9(葉。=244.29MR S1.48) .計算大、小齒輪的鄉(xiāng)瑞并加以比較 分W= 2.592x1.596 = oqi33ibj 310.71心工。2 2.218x1.778f=； =0.01596bj 241.57大齒輪的數(shù)值大。(2) .設(shè)計計算x 0.01598 = 1.58mm2x2x7.121x1()4 xO.88xcosT

21、4°1x24° xl.66對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模 數(shù)。由于模數(shù)m的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力。取mn=2.0"，即可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有 的齒數(shù)。于是，有djCos 54.49xcosl4c “ .故 Z =26.442取Z = 26 ,則 Z)= uz. = 4x 26 = 1061 1（1） .計算中心距（zj +zjmn （26 + 104）x2 a = !-= =133.98 nun2cos夕2xcosl4°將中心距圓整為1

22、34mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（Z +Z2）mn（26 + 104）x2p = arc cos!=-=arc cos= 14 2 52a2x134因8值改變不多，故分，KrZ”等值不必修正。（3） .計算大、小齒輪的分度圓直徑=53.5mm=214. .4mmd _ zimn _26x21 cos夕 cosl4.45°zmn 104x 2 dcos夕 cos1402 5（4） ,計算齒輪寬度b = 0ddi = 1 x 50.45 = 53.5mn圓整后取 B, = 55nnn， B. = 60nm 23. 1.3開式齒輪1 .選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動

23、方案，選用開式直齒圓柱齒輪傳動2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度3）材料選擇由表107選擇小齒輪材料為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,二者材料硬度差為40HBs4）選小齒輪齒數(shù)為Z1 =19,大齒輪齒數(shù)Z, =19x5.5=104.5 ,取z, = 1052 ,按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(4),幾何尺寸計算d 1t > 2.3232 KM u±l(1) .確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) .試選載荷系數(shù)k1 =2) .小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距(=”.叱 H)辿=2.791 x 1。5 n nun3) .由表10-7選取

24、齒寬系數(shù)四=14) .由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze = 189.8MPc產(chǎn)5) .由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 crHIim2 = 550 MPa6) .計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N| = 60n 4jLH = 60 x 144.375 x 1 x(2 x 8 x 365 x 10)= 5.05 x 10s、T 5.05 xlO8 八仆7N)= 9.19 xlO-5.57) .由圖10T9查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni =0.96, KHN,=0.998) .計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1樂安全系數(shù)S=l,故 J =勺訶=0-96x600

25、= 576Mm S1 J =，n = 0 99 x 550 = 544.5MPas(2).計算1) .試算小齒輪分度圓直徑代入中較小的值d1( > 2.3232x2.79lxl。二竺 x189.85.5 V 544.5=86.64mm2) .計算圓周速度=0.65 m/s笈由114 _86.64x144.37560x100060x10003) .計算齒寬bb = 0dd = 1 x 86.64 = 86.64 mm4) .計算齒寬與齒高之比出必dn86.64模數(shù) m, = - = 4.56 mm1 z, 19齒高 h = 2.25 in1 = 2.25 x4.56 = 10.26mmb

26、_ 86.64h " 10.26= 8.445) .計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1根據(jù)v=s, 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv =1.1 ,由表10-4查得Kh. = 1-434 ,由圖 10-13 查得K" = 1.36 ,由表 10-3 查得 Kp。= KUa = 1故載荷系數(shù) K = KAKvKHaKH/? =1x1.1x1x1.434 =1.5776) .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d,1 577 =86.64?/= 92.4mm1.37) .計算模數(shù)mm =蟲金= 4.86mm z, 193 .按齒根彎曲強度設(shè)計(1) .確定

27、公式內(nèi)的個各算數(shù)值= 500MPa,大齒輪的彎曲= 0.931) .由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限力的疲勞強度極限b", = 380 MPa2) .由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K. =0.90, K,3) .計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,故后卜二筆嘰32L43海380x0.93A=252.4WPa4) .計算載荷系數(shù)KK = KAKvKl；aKI/? =1x1.1x1x136 =1.4965) .查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得匕0=2.85, YF 2 =2A76,Y 1.54, L=L7%6) .計算大、小齒輪的凌厚并加以比較 向雨

28、V Y1 Fai1Sa22=0,01365321.431 二 3大齒輪的數(shù)值大。(2),設(shè)計計算x 0.01546 = 3.29mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。 由于模數(shù)m的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力。取m1,=4,可滿足齒根彎曲疲勞強度，為滿足齒面接觸疲勞強度取d=92.4mm由 92.4故 Z =a 23m 4則 z9 = uz. =5.5x23 127 工14 .幾何尺寸計算(1) .計算分度圓直徑d = mZj = 4x23 = 92mm d2 = mz2 = 4 x 127 = 508mm(2) .計算中心距=300mm(3)

29、,計算齒輪寬度b = 0dd = 1 x92 = 92 nun圓整后取 B)= 95rmn , B. = lOOnin - 1軸的設(shè)計與計算3. 2. 1輸入軸設(shè)計1、求輸入軸上的功率轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩7；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)表15-3,取4。= "2,得dmin=A =16.24切，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑02,為了使所選 Y 1440的軸直徑力2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Tcw = KaTi，查表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka = 1.3,則Tea =1.3 x 291

30、10 = 43665 N nun按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件。由于所選擇的電動機Y132S-4的輸出軸直徑 為d=38mm,因此，查機械設(shè)計課程設(shè)計選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 6300002，半聯(lián)軸器的孔徑4 =38，故取力_ =38，半聯(lián)軸器長度L=82mm, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為右=60"。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） .擬定軸上零件的裝配方案如下（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，ITI軸段右端需制出一軸肩，故取IITII段的直 徑 d ii-iii= 44M2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和

31、軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參 照工作要求并根據(jù)d1川二44，由機械設(shè)計課程設(shè)計初步選取0基本游隙組，標準 精度級的單列圓錐滾子軸承30310,其尺寸為dxOx7 = 50mmx 11 Ommx29.25mm , "/-八，=v-vi = 50»，而/ = lv_vl = 29.25mm。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15-7查得30307型軸承的定位軸肩高度力= 3.5，因此取 d 八,_丫 = 56mn3）取安裝齒輪處的軸段VI-VH的直徑4，小, =42；為使套簡可靠地壓緊軸承，V-VI 段應(yīng)略短于軸承寬度，故取11,_典=27.25”。

32、4）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/ = 30，故取/一/ =505）錐齒輪輪轂寬度為45mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取金刖=50/必6）由于 出2Zxr,故取 L_5 = 50mn（3） .軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按"6-7由表6-1查得平鍵截面 bxhxl = 2mmxSrnmx32mm9鍵槽用鍵槽鐵刀加工，長為32mm,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以；滾動軸承與軸的周向定位是由“6過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）

33、.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2x45。,各軸肩處的圓角半徑R2.5 .求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F人01NFn,、=-172NFn2 =1699NFW2 =509N彎矩MM“ = 72203 N ninMVi = 177167V* mmMV2 =-21632N*mm總彎矩Mi =dM/+MvJ = 74345N* mmM. =75374Nmm扭矩TTI =29.11Nm6 ,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2 = 0.6,軸的計算應(yīng)力Jm十叫2b “ = 一=一 = 10.44MPaca W前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)

34、質(zhì)），由表15-1查得"-1 = 606卬,故安全。7.精確校核軸的疲勞強度（1）.判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸 的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按強度寬裕確定的，所以截面AJIJILB均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重，從受 載的情況來看，截面上的應(yīng)力最大截面D上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，故截面D不必 校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只需校核截面YI左右兩側(cè)即可。（2）,截面VI右側(cè)抗彎截面系數(shù)W = O.ld3 =0.1x423 = 7408.8mm3抗扭截面系數(shù)W

35、.r = 0.2d 3 =0.2x423 =14817 .6wj截面VI右側(cè)彎矩M為A/= 38506.28 wzm截面VI上的扭矩為I = 29110 N mm截面上的彎曲應(yīng)力 = 5.20MPa W截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力= Il = 1.%MPciWT軸的材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得bB = 640MP«,o-i = 275Mpa,1=商”'。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)%及的按附表3-2查取。因工=工= 0.05, - = = 1.2,經(jīng)插值后查得 d 42d 42ah = 2.05, rz = 1.60又由附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為夕 (

36、7 = 0.82,力=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為% =1 + %(4-1) = 1.86kr = + %(% 1) = 1.51由附圖3-2查得尺寸系數(shù)% = 071,由附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)* = 087軸按磨削加工，由附圖37得表面質(zhì)量系數(shù)為= /3： = 0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即4"=1,則綜合系數(shù)為k iK。=上 + 1 = 2.64久瓦k 1K.= + 1 = 1.81J A又取碳鋼的特性系數(shù)<Pa = 0.1,夕r= 0.05計算安全系數(shù)Sm值S b-1275° Ko% +(pa(rm2.64 x5.2 + 0.1 x0Sr-.155_85ri

37、.81x 受+ 0.05x 里 22S SS、a = . f =19.05 »S = 1.5，Jsj+sj故可知安全。(3)截面VI左側(cè)抗彎截面系數(shù)W = o.ld3 =O.lx5O3 =12500mm3抗扭截面系數(shù)WT = 0.2d 3 =0.2x503 = 25000iwn3截面VI左側(cè)彎矩M為M=385O6.28N 麗截面VI上的扭矩為7 = 29110 N mm截面上的彎曲應(yīng)力=3.08MP。截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力= 2L = L16MPc4過盈配合處的由附表3-8,用插值法，并取k=0.8匕，有a=2.05軸按磨削加工，由附圖37得表面質(zhì)量系數(shù)為/3a = p： = 0.92軸

38、未經(jīng)表面強化處理，即4“=1,則綜合系數(shù)為=. + - -1 = 2.65% Pa/Cr =- + - -1 = 2.14% A又取碳鋼的特性系數(shù)% = 0.1,%=0.05計算安全系數(shù)值s 2753 = 33.OyKa(Ja +(pcom 2.65 x 3.08 + 0.1x0Sr = 122.031 叱-2.14xU + 0.05x 叱22s sSca =一 ,= 32.47 »S = L547故可知安全。3. 2. 2中間軸設(shè)計1、求輸入軸上的功率。2、轉(zhuǎn)速 2和轉(zhuǎn)矩72只=4.31左卬,2 =577.5r/nin5 T2 = 71.21m2,求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的

39、分度圓直徑為d="笈=3 x 24 = 72mm而2T,2x71.21xl03F. = L = 2766/V453.5Frl = Fti = 2766x-tan20= 1038Ncos/?cosl4a2 5Fa =Ftl tan/7 = 2766x tan 14.45° =690N已知圓錐齒輪的平均分度圓直徑為dm2 = (1 - 65%) = mz2(l-0,5 x 0.33) = 2.5 x 70x(l-0.33x 0.5) = 145.83mm而271x71.21x104”145.83Frl = tan a cos=135NFal = Fj2 tan izsin J2

40、 = 337N圓周力E、徑向力B及軸向力居的方向如圖所示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40% （調(diào)質(zhì)），根據(jù)表15-3,取A0=1O8,得4.31577.5=21.87 mm中間軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑”/一和4 ,軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） .擬定軸上零件的裝配方案如下（2） .根據(jù)軸向定位的要求確定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，故選用單列圓錐滾子軸承，參 照工作要求并根據(jù)4-2 = 15_6 >21.87，由機械設(shè)計課程設(shè)計初步選取0基本游除 組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30305，其尺寸為 dxDxT

41、 = 25mmx62mmx 18.25，"/ =八5 = 25"，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)計查得30305型軸承的定位軸肩高度萬=3.5，因此 取套簡直徑32mm。2)取安裝齒輪處的軸段"_/ =d八=32；錐齒輪左端與左軸承之間采用套簡定 位，已知錐齒輪轂長L=40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)咯短于輪轂長， 故取1_/ = 37 mln ,齒輪的右端面采用軸間定位，軸間高度h>0.07",故取力=3帆人 則軸環(huán)處的直徑為d3T = 38削。3)已知圓柱斜齒輪齒寬耳=60mm ,為使套筒端面可靠地壓緊端面，

42、此軸應(yīng)略短于輪轂 長，故取 1八,_丫 = 68nun。，4 )取齒輪距箱體壁內(nèi)之距a = 16mm，錐齒輪與軸之上的圓柱齒輪間的距離c = 20mm , 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置上，應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離s=8時。 則(一 =T + s + a + (40 - 37) = 45.25mmlv_vl = T + 5 4-6/4- (70 -68) = 44.25mmhn-iv = 20（3） .軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d 一/由表6-1查得平鍵截面 bx/z = 0mmxSnun,鍵槽用鍵槽鐵刀加工，長為32mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中性

43、，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為0工；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按“八,4加6由表6T查得平鍵截面bx = 1O?x877,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為56mm,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生；滾動軸承與軸的周向 陽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2x45。，各軸肩處的圓角半徑R2.（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。在確定軸承的支點位置上a的值，對于30305 型圓錐滾子軸承，有機械設(shè)計課程設(shè)計中查得a=13mm,故作為簡支梁的軸的支撐跨 4 + & + % =

44、 49.5 + 7 L 5 + 6275 = 183.5mm。軸的計算列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNin = 2088 NFm=4MNFW2 =1676ZVEm=-67N彎矩MMu = 131022 N e nun=39783.5Nmm=8090.25N mm總彎矩Mmax =+Mvi2 = 29295 IN mm扭矩T%=71210FU6 ,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2 = 0.6,軸的計算應(yīng)力=43.77MRi前已選定軸的材料為40c1（調(diào)質(zhì)），由表15-1查得b_1= 70MPa,3. 2. 3輸出軸設(shè)計1、求輸入

45、軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速八和轉(zhuǎn)矩”P, = 4.22上卬& = 144.375" min=2.791 x IO512,求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為d, = ?z）= 24Anmi= 2766N27； _ 2x2.971 xlO5-Z 214.4與RMFa =£ tan夕= 690N圓周力R、徑向力萬及軸向力氏的方向如圖所示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)表15-3,取A0 = 112,得I 4225=聞不力=.5?？，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d/_，為了使所 選的軸直徑d/_與聯(lián)軸器的孔徑相

46、適應(yīng)，故需同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩La = KAT3,查表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取K' = L3,則Tca = KK =13x279100 = 362830 N mm查機械設(shè)計課程設(shè)計選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)短為6300007-，半聯(lián) 軸器的孔徑”/ = 35" ,故取d_ = 35nun ,半聯(lián)軸器長度L = 82mm,半聯(lián)軸器與軸 配合的轂孔長度為右=60?？。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） .擬定軸上零件的裝配方案如下（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，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段

47、的直徑 d一左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D = 45mm，半聯(lián)軸器與軸配合 的轂孔長度L| =60mm ,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 取I-II段的長度應(yīng)比L1略短些，現(xiàn)取1> =58nin。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參 照工作要求并根據(jù)“一/= 41，由機械設(shè)計課程設(shè)計初步選取0基本游隙組，標準 精度級的單列圓錐滾子軸承30309,其尺寸為dxOx7 = 45加x 1 OOwn x 27.25mm, dgv = dvll_vlll = 45mm,而 lIH_lv = 27.25mm。3）左端軸承采用軸肩

48、進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查得30311型軸承的 定位軸肩高度h= 4.5"?，因此取=54 ,齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位， 已知錐齒輪齒寬為55mm,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=50,，電 =49。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度力>0.07，故取 h = 4.5"，則軸環(huán)處的直徑為dv_vl = 58。軸環(huán)寬度 2 1.4，故取lv_vl = 9mm4）軸承端蓋的總寬度為16mm。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/ = 20，故取/一/ =365）取齒輪距箱體壁內(nèi)之

49、距a=16，錐齒輪與軸之上的圓柱齒輪間的距離c = 20，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置上，應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離S = 8 0則vh-viii = T + s + a + (95 - 90) = 56.25"，八，_1，= T + s + a lv_vl = 62 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(3) .軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接，按dw”由表6-1查得平鍵截面bx/z = 4mmx9mm ,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為40mlli,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幺；同樣半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面Ar

50、ibxhxl = 1 Omnix8mmx45mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為一-；滾動軸承與軸的周向定位 加6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2x45。，各軸肩處的圓角半徑R2.彎矩圖及扭矩圖如下:(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。在確定軸承的支點位置上a的值，對于30305型 圓錐滾子軸承，有機械設(shè)計課程設(shè)計中查得a=，故作為簡支梁的軸的支撐跨距 L2 + Ly = 103.75 + 56.75 = 160.5?。從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖及扭矩圖中可以看出截面C是危險截面，先將計算出的的結(jié)果列 于下表:載荷水平面H垂直

51、面V支反力F%“ =1509 N耳忖=745 NFW2 = 1707/VF.2 =293N彎矩MM h = 131051 N mmM Vl = 92194N mm= -22489N mm 一總彎矩M = yjM H2 +MV12 = 160231N* mmM、=/W2+M/ =132967Nemm扭矩TTx = 279100 N nin按扭成力核的6.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。=06,軸的計算應(yīng)力- = 19.7MPa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由表15-1查得b_1= 60MPa, <b_J,故安全。7精確校核軸的疲勞強度（1）,判斷危險截面

52、截面AJI.IILB只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸的 疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按強度寬裕確定的，所以截面A. II, III,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面VI,VII過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重, 從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大截面VI和VII的應(yīng)力集中相近，但截面VII不受 扭矩作用，故截面VII不必做強度校核。截面上的應(yīng)力最大截面C、上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng) 力集中不大，故截面C不必校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只需校核截面VI左右兩側(cè)即可。（2）,截面VI右側(cè)抗彎截面系數(shù)W = O.ld3 =0.1x493 =11764.9mm抗扭截面系數(shù)W.f = 0.2d 3 = 0.2 x 49' = 23529截面VI右側(cè)彎矩M為M = 98728N mm截面VI上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力=8.39WP”W截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=4_ = ll.86MPaw,軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得b8 = 640MRi,b_i = 275MPa/T = 155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系r2D數(shù)%及的按附表3-2查取。因一=二=0.041, - = 1.1 ,經(jīng)插值后查得d 49dah = 2.46,務(wù)=1.76又由附圖3-1可得軸的材料敏