帶式輸送機傳動裝置

1、蘭州交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書課題620N.m帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計計算姓名馮攀專業(yè)機械設(shè)計及其自動化班級 機設(shè)092本題目要求完成 620N.m帶式輸送機傳動裝置全部零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計，利用AutoCAD繪出施工圖，利用 Solidworks完成全部零部件的造型設(shè)計，對主要受設(shè)計 任 務(wù)力零件進行受力分析，并完成相關(guān)內(nèi)容的論文。620N.m帶式輸送機傳動裝置的設(shè)技術(shù)參數(shù)為: 帶式輸送機工作轉(zhuǎn)矩：620N.m運輸帶工作速度：0.85m/s卷筒直徑：370mm工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動，使用期限為 產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為土 5%10年，小批量生設(shè)計要求指導(dǎo)教師簽字

2、系主任簽字主管院長簽章電動機的選擇1、按工作要求和條件, 型。2、計算功率Pw=Fv/1000=選用三相籠型異步電動機,封閉式結(jié)構(gòu),電壓380V,Y2VT 0.9二=3.1 KwD360系統(tǒng)的傳動效率 =1 S -機構(gòu)V帶傳動齒輪傳動滾動軸承（一對）聯(lián)軸器卷筒傳動效率0.900.980.980.990.96符號n1叫所以:23"123:5=0.92 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.99= 0.82其中齒輪為8級精度等級油潤滑所以 Pd=Pw/n = 3.8 kw確定轉(zhuǎn)速=47.77 轉(zhuǎn)60 1000v 60 1000 0.9圏筒工作轉(zhuǎn)速 nw =兀 D

3、3.14漢360二級減速器的傳動比為 7.150 （調(diào)質(zhì)） 所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍 339.4 | 2390通過比較，選擇型號為 Y132S-4其主要參數(shù)如下:電動機額電動機滿電動機伸電動機伸出定功率P載轉(zhuǎn)速rm出端直徑端安裝長度5.5kw1440(r.mir-1)38mm80mm三、傳動比的分配及轉(zhuǎn)動校核m 1440總的轉(zhuǎn)動比:i= 一 =30.1rH47.8選擇帶輪傳動比i1=3，一級齒輪傳動比i2= 3.7,二級齒輪傳動比i3=2.9總效率n =0.82Y132S 4電動機P=5.5KWN=1440（r.min-1）7、由于電動帶式運輸機屬通用機械，故應(yīng)以電動機的額定功率 Pe作為設(shè)計功率

4、,用以計算傳動裝置中各軸的功率。0軸（電動機）輸入功率：P0 =Pe=5.5kw1軸（高速軸）輸入功率：P =P0 1=5.5 0.92=5.06kw2 軸（中間軸）的輸入功率：F2 -F0 1 23 =5.5 0.92 0.980.98 X =4.86kw 3 軸（低速軸）的輸入功率：RrP。i 22 32=5.5 0.92 0.982 0.98=4.62kw4軸（滾筒軸）的輸入功率：3223P4 = R 1 2345=5.50.920.980.980.99 X0.96=4.484kw&各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算：0軸（電動機）的輸入轉(zhuǎn)矩：5 P05 5.53T0 =95 100 =95 5

5、 10 =36.4710 N mmn014401軸（高速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：5 P5 5.063T 95 5 105 1 =95 5 105=100.67 103 N mm 山4802軸（中間軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：5 P25 4.863T2 =9510 = 95 5 x 10 =357.66 沁 10 N mmn2129.733軸（低速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：5 P5 4 623T3=955 105 3 = 95 5 1 05=986.38 1 03 N mmn344.734軸（滾筒軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：P4 484T4 二 95 5 105 4 =95.5 105 =957.35 103 N mmn444.73軸編

6、號名稱轉(zhuǎn)速 /（r/mi n）轉(zhuǎn)矩 /（N.mm）功率/KWI電動機轉(zhuǎn) 軸144043.647X 105.5II高速軸48051.0067 X 105.06III中間軸129.733.5766 X 1054.86IV低速軸44.739.8638 X 1054.62V卷筒軸44.739.5735 X 1054.484四、三角帶的傳動設(shè)計確定計算功功率FCa1.由課表8-6查得工作情況系數(shù)K A =1.2，故Pea = KA Pe=1.2 5.5 =6.6 kw2. 選取窄V帶類型根據(jù)Pea n。由課圖8-9確定選用SPZ型。3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑由2表8-3和表8-7取主動輪基準(zhǔn)直徑ddi =8

7、0 mm根據(jù)2式（8-15 ）,從動輪基準(zhǔn)直徑dd2 。dd2 = i Cb1=3 80=240 mm根據(jù)2表 8-7 取 dd2 =250 mm按2式（8-13 ）驗算帶的速度、，兀 dd1 n。兀漢800440 ccc / cu /V =6.29 m/s <25 m/s600060F004.確定窄V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距: dd1 no帶的速度合適根據(jù)0.7 ( dd1 + dd2) <a0 <2 ( dd1 + dd2)，初步確定中心距a0 =500 mm根據(jù)2式（8-20 ）計算帶的基準(zhǔn)長度2 兀(dd2 -dd1)L'd = 2 ao+ c ( dd1 +

8、 dd2)+24ao=2 500+ (250+80) + (25080)24 500=1532.55mm由2表8-2選帶的基準(zhǔn)長度 Ld =1600 mm按2式(8-12 )計算實際中心距 aLd L'd1600 1532.55巾a = ao +=400+=533.73 mm25.演算主動輪上的包角宀由2式(8-6 )得t dd2 dd11 = 180 + 57.5a=180 + 250 一80 x 57 5533.73161.7 >120主動輪上的包角合適6 計算窄V帶的根數(shù)ZpCaZ =(R +AR)KoKl由n0=1440 r/min dd1=80 mm i =3 查課表

9、8-5c 和課表 8-5d 得P0=1.60 kwP0=0.22kw主動輪基準(zhǔn)直徑dd1 =80 mm從動輪基準(zhǔn) 直徑dd2 = 250 mm查課表8-8得K,=°.95Kl =0.99，則6.6Z =3.856(1.60 0.22) 0.95 0.99取 Z =4根。7 計算預(yù)緊力F0Ra 2.52F° = 500(1) qvVE Ka 查課表 8-4 得 q =0.065 Kg/m, 故(-1) 0.065 6.292 =550.3N0.95F0 = 500 6.29=&計算作用在軸上的壓軸力Fp1Fp = 2ZF0 sin P 2=2 4 550.3 sin1

10、61"2=4346.38 N9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計略。實際中心距a 533.73mm五、齒輪傳動的設(shè)計高速級齒輪傳動的設(shè)計選擇齒輪精度為7級，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,兩者材料硬度差為 40HBS.減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為一：=14°初選小齒輪齒數(shù)為 2。那么大齒輪齒數(shù)為81 o3、由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。設(shè)計公式:J2KT U +1(ZhZe)23 d u ( l-.h r確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,Z h=2.433, ,=0.765, ,；-,=0

11、.945.=0.765+0.945=1.710由表查得齒寬系數(shù) Gd = 1.0。1查表得：材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa2再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限dH lim1 = 590MPa大齒輪得接觸疲勞強度極限：、；H |im2 = 560MPa.由計算公式：N=60ni jLh算出循環(huán)次數(shù)：N1 = 60x 480x 1 x( 2 x 8X 8X 300)9=2.76 x 109N2= Nl =4.38 x 108 i再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.94, KhN2 =1.05.計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1 %。"KHN

12、1 "H limll- H 1=0.94 x 590=554.6MpaS§H ! = KHN2§Hlim2 =1.05 x 560=588MpaS、-h 1 ' '-h L 554.6588H 亠=571.3MPa2 2包角：r = 161.7V帶的根數(shù)Z = 44、計算小齒輪分度圓直徑 d1t,由計算公式得:d1t 丄32KT U +1( Zh Ze)2 u ( i/.H rd1t -32"6汀。注漢?竺空3.7 I 57L3)1 1.71d1t > 53.87mmd2 = d1 i =199.32mm計算小齒輪圓周速度:二dnv

13、 =60 1000314： =1.35m/s60 1000計算齒寬b及模數(shù)m.b=d1t ：'；,:d =1 匸； -53.87mmd1t cosE 5,8衣 cos14 小gt = 2.376Z厶i22齒高:h= 2.25mnt =2.25 x 2.376=5.346mmb 53.87=10.08h 5.346計算縱向重合度：匚=0.318：%乙tan 一：=0.318 x 1x 22 x tan14=1.744計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1已知V= 1.35m/s7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)KV=1.05由表查得：Kh :的計算公式:=1.120.18(106：d2)：d2

14、0.23 10“b=1.12 + 0.18 (1 + 0.6 ) + 0.23 x 10 x 53.87=1.42再由表查的：=1.33, Kh_ = Kf：. =1.2公式：K 二 KaKvKh：Kh ：=1 X 1.2 X 1.05 X 1.42 =1.789再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑:4 = d1t 3= 53.871.789=55.91mm1.6計算模數(shù)：mn = d1cos W cos14 =2.466mm22d1 = 53.87mmd2 =199.32mm確定計算參數(shù): 計算載荷系數(shù):模數(shù)M= 2.376齒寬B= 53.875、再按齒根彎曲強度設(shè)計: 設(shè)計公式：mn2K

15、TYpcos2 B 丫尸治 d Z1 %§F 】K 二 KaKvKf”=1X 1. 05 X 1.2 X 1.33=1.676根據(jù)縱向重合度：1.744，從表查得螺旋角影響系數(shù)丫-：=0.88計算當(dāng)量齒數(shù)223=24.82COS 14Zv2二乙COS3 :81一3=86.87COS 14由課表10 5查取齒形系數(shù) Yf v=2.63, Yf ? =2.206查取應(yīng)力校正系數(shù) Y. =1.588 , YS-2 =1.777再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：.FE1 = 500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限：；fe2 = 380MPa再由表查得彎曲疲勞系數(shù)：KFN1 =0.85, KfN

16、2 =0.9計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)：=Kfnfe1 =0.85%500 =314.8Mpa1 S1.35|_. ©Nr2 =0.9 380 =253.3MPa2 S1.35S=1.35計算大，小齒輪的 丫F：Y»，并加以比較:詳丫F"KT=0.01327314.8Yf :趕=0.0155L-f 2253.3Y Y大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪V =0-0155I5f】設(shè)計計算:mn -32KTYpcos2 B Yf冷d Z1 %】522"加昨 心。88® 14 90155對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒面

17、接觸強度計算的法面模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m =2mm既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑d1 =53.87mm來計算齒數(shù):d1cocos14 =26.1取 Zi = 26則 Z2 =iZ1=976、幾何尺寸計算： 計算中心距:(Z1 - Z2)m (2697) 2i“ 2cos126.76mm2 cos14將中心距圓整為：127 mm按圓整后中心距修正螺旋角：B（乙-=arc cos2aZ2)m=arccos(2697)二14.42勺27因：的值改變不大，故參數(shù)：,簾,Zh等不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑：乙m2小“d“ _1 _ -=53.69mmcosE

18、cos14.4Zm07x 2d? = =200.3mmcosB cos14.4計算齒輪寬度：=Cldd1=1 x 53.69=53.69mm取 B? =54mm,B1 =60mm8高速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn2面壓力角a n20o螺旋角B14.4o分度圓直徑d153.69齒數(shù)d2200.3乙=26齒頂圓直徑da1=d1+2ha mn=53.69+2xi57.69z2 = 97x 2da2=d2+2ha mn=200.3+2X 2204.3齒根圓直徑df1=d1 2hf mn=53.6948.692X 1.25 X2df2=d2 2hf mn=200.3195.3中

19、心距2X 2X 1.25a=127 mm中心距a=mn(Z1+Z2)/ (2cosB )127=2X (2 2+81)/ (2cos14.4°)螺旋角齒寬b2=b54P = 14.4°b1=b2+(5 10)mm60分度圓直徑3、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d1 =53.69mm小齒輪由于直徑較小，米用齒輪軸結(jié)構(gòu)。代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式結(jié)果/mm輪轂處直徑DiD1=1.6d=1.6X 4572輪轂軸向長LL=(1.2 1.5)d> B54倒角尺寸nn=0.5mn1齒根圓處厚度（T 0(T 0=(2.5 4) mn8腹板最大直徑D0D0=df2 2(T 0216板孔分布圓直徑D2D2=

20、0.5(D°+D1)144板孔直徑d1d1=0.25(D° D1)35腹板厚CC=0.3b218大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)。d2 =200.3mm齒寬b=53.69mmB1 =60mmB2 =54mm,（二）、低速齒輪機構(gòu)設(shè)計1、已知 n3 = 129.73r/min2、選擇齒輪精度為 7級，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,兩者材料硬度差為 40HBS.減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為1 =1481。初選小齒輪齒數(shù)為 28。那么大齒輪齒數(shù)為3、由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。2K

21、T U 1(ZhZe)2設(shè)計公式：d3t飛認(rèn)u '瓦確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,Z h=2.433,=0.768, ,、=0.945=0.789+0.945=1.713選齒寬系數(shù)% = 1.0 。1查表得：材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa2再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限訕lim1 = 590MPa大齒輪得接觸疲勞強度極限:iH lim 2 = 560MPa.由計算公式：N=60nj jLh算出循環(huán)次數(shù):N3 = 60X 129.73 X 1 X( 2X 8X 8X 300)=2.99 X 109n4 二 N3=1X 109i再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)K

22、hn 1 =0.90, K hn 2 =0.95.S=1,失效概率1 %。計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)X 590=531Mpa1 二 Khn1、屮訕=0.901 S和=KHN2*lim2 =0.95 x 560=532Mpa SLjHiHL531®2=531.5MPa4、計算小齒輪分度圓直徑 d3t,由計算公式得:d3t - 3(ZhZe)2燈.6457 亦技r2.433P<LS9,8 :1x1.713Z91531,5Jd3t -3d3t > 87.86mm二dn計算小齒輪圓周速度：v=6010003.14門=0.596m/s60 1000計算齒寬b及模數(shù)m.b=d3

23、t/d =1 ：-87.86mmntd1t cos :Z _込 cos1428=3.04 mm齒高:h= 2.25mnt =2.25 x 3.04=6.85mmb 87.86=12.83h 6.85計算縱向重合度：r；. =0.318：% Z1 ta n 1=0.318 x 1x 28 x tan14=2.22計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)KA=1已知V= 0.596m/s , 7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)KV =1.03由表查得：Kh :的計算公式：Khe=1.12 0.18(1 06：d2)：d2 0.23 10b=1.15 + 0.18 (1 + 0.6 ) + 0.23 x 10 x

24、 87.86 =1.428再由課表 10 3 查的：Kf 1 =1.33, KH = Kf - =1.2公式：K =KaKvKh：.Kh ：=1 x 1.03 x 1.428 x 1.2=1.765再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑：IK(1.765d3=d3t3.87.86 3?=90.78mm計算模數(shù):d3 cosPmn =cos14=3.146mmZ3285、再按齒根彎曲強度設(shè)計: 設(shè)計公式：mn _32KTY -cos2 ' Yf-Y,"dZ：； 一. L：f1確定計算參數(shù): 計算載荷系數(shù):K 二 KaKvKf”=1X 1.03 x 1.2 x 1.33=1.644

25、根據(jù)縱向重合度：； = 2.22，從課圖10 28查得螺旋角影響系數(shù) 丫-：=0.88Tz rP量Zv-jZh=28r3 =31.59cos P cos 14d3t =87.86mmb=87.86mmm=3.04h=6.85v4=Z2cos3 :81cos314 =91.38再由課表10 5查取齒形系數(shù) Yf m =2.505, Yf-, =2.20查取應(yīng)力校正系數(shù) Ys -1=1.63 , Ys-2 =1.781y y計算大，小齒輪的F ，并加以比較：-F ,丫F :冷._ 2.5°5_1.63=0.00769L-f 1531丫洱：=2.2 1.781=0.00737Lf 2532

26、小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪YJs=0.00737設(shè)計計算:mn -32KTYpcos2 B 丫尸銳:：JdZ12 L-f 1105 0.880 cos214 0.00769對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m =2mm既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑d 3 =90.78mm來計算齒數(shù):ZdsCOS'COS14=44.04取 Z3 = 44得乙=iZ3 = 127 6、幾何尺寸計算：計算中心距:2 cos14”（Z3 Z4）m=（44 127）77.3mm 2cos P將中心距圓整為：1

27、77mm按圓整后中心距修正螺旋角：r arccos(Z3+ Z4)m(44 +127)7arc cosarccos13.72a因：的值改變不大，故參數(shù)ZH等不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑:d344x 2巧=90.56mmcos ：cos13.7128x 2d4=Z4m =_=263.44mmcos ：cos13.7計算齒輪寬度:b :：Jdd3=1 x 9°.56=9°.56mm取 B2 =90mm,B1 =95mm7、低數(shù)級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結(jié)果/m面基數(shù)mn2面壓力角a n20。螺旋角13.70分度圓直徑ds90.56d4263.44齒頂圓直徑da1=d1

28、+2ha* mn=90.56+2X 1 X294.56da2=d?+2ha mn=263.44+2x 1 x 2267.44z齒根圓直徑df1=d1 2hf mn=90.56 2x 1.25X 285.56df2=d2 2hf mn=263.44 2 x 1.25x 2258.44z中心距a=mn(Z 1+Z2)/2cosB177齒寬b2=b90中b1=b2+(5 10)mm95a=心距：177.3mm3 = 444=127螺旋角' =13.7六、軸的設(shè)計（一）、高速軸的設(shè)計1、軸的材料與齒輪1的材料相同為2、按切應(yīng)力估算軸徑由表153查得，取 Ao=106軸伸出段直徑1/3d1>

29、; Ao（pn1）=106 X（ 5.06/480） 取 d1=32mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）、劃分軸段軸伸段d1；過密封圓處軸段 d2；軸頸d3,d7;軸承安裝定位軸段 d4,d6；齒輪 軸段。2）、確定各軸段的直徑 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多， 徑應(yīng)盡可能從較小值增加，因此，取頸直徑 d3=d7=35mm。齒輪段尺寸。分度圓直徑d=53.693）、定各軸段的軸向長度。40C調(diào)質(zhì)。1/3=23.2mmda=57.69分度圓直徑d3 =90.56mmd4 =263.44mmB2 =90mm,考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直d2=34mm，選擇滾動軸承30207,軸B1 =95mmdf=48

30、.69由中間軸的設(shè)計知 軸長L = 253.5+L伸出伸出端的長度由帶輪厚度確定L伸出=(1.5 2) d,取L伸出=64mm選取d2軸向長度為20 Ld2 =( 2030)其余長度根據(jù)中間軸各段長度確定4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。(1) 、軸上力的作用點及支點跨距的確定。AC=57mm CD=170mmAB=227mm(2) 、繪軸的受力圖。40C調(diào)質(zhì)軸承選30207(3)、計算軸上的作用力:A(Fr1(b) Ra；FRbzFti=2Ti/di=2 X 100.67 X 10/54=3728.5NFr1=Ft1x tan a n/cos 3 1=3728.5 X tan 20°/co

31、s14.4=1401N Fa 1=Ft1 X tan 3 1=3728.5 X tan 14.4 o=957N(4)、計算支反力繞支點B的力矩和工mbz=0 ,得RAz=Fr1 X 170+Fa1Xd1/2 “227=(1401 X 70+957 X 27) 227=1163N同理：工MAZ =0，得RBz=Fr1X 57-Fa1Xd3/2 -227=(1401 X 57-975 X 27) "227=238N校核：工 z=Raz F1+Rbz =238+1163-1401=0計算無誤同樣，由繞支點 B的力矩和工MBy=0，得Ray=3728.5 X 170/227=2792由工MA

32、y =0，得Rby=3728.5 X 5/227=936N校核：工 z=Ray+ Rby Fti=936+2792-3728=0 計算無誤(5) 、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。Fa1C 處彎矩：M cz 左=Raz X 57=66291NmmMcz 右=RbzX 170=40460NmmMcy=Ray X 57=2792 X 57=159144Nmm(6) 、合成彎矩2 2 1/2 2 2 1/2Me左=(M cz左+M cy) =(66291 +40460 )=77663Nmm1/ 222 1/Me右=(M cz右+M cy) =(40460 +159144 ) =164207Nmm

33、(7) 、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T 2=100670 Nmm(8) 、計算當(dāng)量彎矩應(yīng)力按正系數(shù) a = S -詞/ S ob=55/95=0.58a T2=0.58X 100670=58389NmmC處：M e左=皿左=159144' 2 2 1/2 2 2 1/2M e右=M e右+( a T2) =(164207 +159144 ) =174279Nmm(9) 、校核軸徑。'1/31/3C 剖面：de= (M e右/0.1 S -1b) =(174279/0.1 X 55) =31mmr 43mm強度足夠。(10) 、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由表 61 查出鍵槽尺寸：bX h=14 X 9

34、(t=5.5 , r=0.3);由表62查出鍵長：L=45 ;Fa1AeFrlB(b) Razf 1.-.'rrlllllllllllllllllllll *bzIACB(c)RtyRty.llllllllll 11 lllllllliriii 嘰(d).iiiiiiill)f 1 llllllllllllr.,.（二）、中間軸的設(shè)計1、選擇軸的材料。因中間軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪3的材料一致，故材料為 45鋼調(diào)質(zhì)。由表15 1查得：硬度 217255HBS S 0b=95MPa S -1b=55MPa抗拉強度極限：S b =640MPa屈服強度極限：S s=355MPa彎曲疲勞極限：b.

35、i =275MPa剪切疲勞極限：t -i=155MPa許用彎曲應(yīng)力：b-i=60MPa2、軸的初步估算根據(jù)表15 3，取Ao=112A p7J 4.86d > 氏 3 " =112=37.46mm血 129.73考慮該處軸徑應(yīng)當(dāng)大于高速級軸頸處直徑，取D1=d min =40mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1 )、各軸段直徑的確定。初選滾動軸承，代號為30208 .軸頸直徑d1=d5=dmin=40mm.齒輪2處軸頭直徑d2=45mm齒輪2定位軸角厚度。hmin=(0.07 0.1)d，取 hmin=5mm 該處直徑 d2=54mm 齒輪 3 的直徑：d3=90.54mm,da3=94.

36、54mm,d f3=85.56mm由軸承表 5 11查出軸承的安裝尺寸 d4=49mm(2)、各軸段軸向長度的確定。軸承寬度B=19.75mm ,兩齒輪端面間的距離4=10mm其余的如圖4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。(1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。45鋼調(diào)質(zhì)AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm(2)、繪軸的受力圖。選滾動軸承30208(3) 、計算軸上的作用力：3齒輪 2: Ft2=2T2/d2=2 X 357.66 X 10/200.3=3571.2N Fr2=Ft2x tan a n/cos 3 2=3571.2 X tan 20°/cos14.4

37、=1342NFa 2=Ft2 X tan 3 2=3571 X tan 14.4 o=917N齒輪 3: Ft3=2T3/d3=2 X 357.66 X 10/90.56=7899N Fr3=Ft3 X tan n/cos 3 3=7899X tan20 o/cos13.7=2959NFa 3=Ft3X tan 3 3=7899 X tan 13.7 o=1926N(4) 、計算支反力繞支點B的力矩和工mbz=0 ,得RAz=Fr2(88+72)+Fa2Xd 2/2+Fa3Xd3/2 - Fr3 X 72 "217=(1342 X 160+917 X 100.15+1926 X 45

38、.26-72 X 2959) - 217 =833N冋理：工MAZ =0，得RBZ=Fr3(57+88)+Fa3Xd3/2+Fa2 Xd?/2 - Fr2 X 57 "217=(2959 X 165+917 X 100.15+1926 X 45.26-1342 X 57)亠 217 =2450N校核：工 Z=RAZ+Fr3- Fr2 - Rbz =833+2959-1342-2450=0 計算無誤同樣，由繞支點 B的力矩和工MBy=0，得Ray=(3571 X 160+7899 X 72)/217=5449N由藝MAy =0，得Rby= (3571 X 57+7899 X 145)

39、/217=6021校核：工 z=Ray+ Rby - Ft3 - Ft2=5449+6021-3571-7899=0計算無誤(5) 、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。C處彎矩:D處彎矩:Ft3CIIIHiAFa2BFr2CDRbzzFr3pFa3RaMcz 左=Raz X 57=833 X 57=43316NmmM cz 右=Raz X 57 Fa2d2=833 X 57- 917 X 100.15=-48522NmmM DZ 左=只 BZ X 72 + Fa3 Xd 3/2=2450 X 72+1926 X 45.26=263609NmmM dz 右=Rbz X 72=176400水平面彎

40、矩圖。(c)Ft2McyMdy一5丁11 I II I I川丨川丨川丨丨Mcy=Ray X 57=5449 X 57=283348NmmMDY=RByX 72=6021 X 72433512Nmm(6)、合成彎矩-Z7 TTTzTTz 1/222 1/2處：Me左=(M cz左+M cy) =(43316 +283348 ) =286640Nmm22 1/222 1/2Me右=(M cz右+M cy) =(48522 +283348 ) =287473Nmm D處：2 2 1/2 2 2 1/2Md 左=(M dz 左+M dy)=(263609 +433512 ) =507368Nmm2 2

41、 1/2 2 2 1/2Md 右=(M +M dy) =(176400 +433512 )=468027Nmm(7) 、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T 2=533660 Nmm(8) 、計算當(dāng)量彎矩應(yīng)力按正系數(shù) a = S -訕/ S 0b=55/95=0.58a T2=0.58X 533660=309523NmmC處：M e左=皿左=286640' 2 2 1/2 2 2 1/2M e右=M e右+( a T2) =(287473 +309523 )=422428NmmD處：M ' d*=M2d左+( a T2)2 1/2=(507368 2+3095232)1/2 =588346Nmm

42、M d右=Md右=468027Nmm(9)、校核軸徑。'1/31/3C 剖面：de= (M e右/0.1 S -1b)=(422428/0.1 X 55)=42.5mm< 45mm強度足夠。'1/31/3D 剖面：dD= (M d右/0.1 S -1b)=(588346/0.1 X 55)=46.7mm < 85.56mm(齒根圓直徑)強度足夠。(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由表 61 查出鍵槽尺寸：bX h=14 X 9(t=5.5 , r=0.3);由表62查出鍵長：L=45 ;rrrriTninlMcz左 ., nllUllv.r，TI 1 ii Md左Mdz右m

43、inITTthMcz右AFt21一BFt3CDMcyiiimnMdyj IIIllTlim.(C)Rb3T | | | | | | | | | | | | | | 11 | |aT (e)山山山山山川山川(11)中間軸的精確校核：對照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強度和應(yīng)力集中分析I,n, G都是危險段面，但是由于i,n還受到扭矩作用，再由 II斷面的彎矩要大于I處，所以現(xiàn)在就 對II處進行校核。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由手冊查得：3b =64OMPa0s = 355MPa 。由手冊查得：Pi=275MPaTi=155MPa=450MPa0= 288MPa2X275 一 450 = 0.232X

44、他 一 288 725I剖面的安全系數(shù):抗彎斷面系數(shù)：Wi =32332n d -bt(d 宀-3.他 47 _16x6x(46) .8470.87mm抗扭斷面系數(shù):WTIn d316彎曲應(yīng)力幅:3a彎曲平均應(yīng)力扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅:平均切應(yīng)力:2d322x 4732bt(d -t) 3.14x 4716x6x(47 -6)18658.5mm2d162x 473 m =016沖匚 43.92MPa8470.875766 x1010MPa2WT I2x 18658.5Tma =Ta =10MPa鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)K3 二 1K 二 1.5再由手冊查得，表面狀態(tài)系數(shù)3 =0.92，尺寸系數(shù) e

45、3 = 0.80, » =0.83.K3： 1=1.363e 3剪切配合零件的綜合影響系數(shù)(KQd =2.52，取(KQd =2.52 進行計算:Kt一1.5=1.963£t剪切配合零件的綜合影響系數(shù)（Kt）d =0.4 0.6（KQd = I®，取(KJd =1.91進行計算,由齒輪計算循環(huán)次數(shù) 4.38x108 >107，所以取壽命系數(shù) Kn =11x275_(K 3 )°3a %3 m 一 2.52x35.74 0 一3.°5X 180S八(K3飛加 1.91 x 5 0.25x < 16.67綜合安全系數(shù):Sc 二弓 S：

46、=3.04>S =1.5所以具有足夠的強度。(三) 、低速軸的設(shè)計1、軸的材料與齒輪 4的材料相同為45鋼調(diào)質(zhì)。2、按切應(yīng)力計算軸徑。由表153查得，取 Ao=112軸伸出段直徑1/31/3di> Ao(p3/n3)=112 X( 4.62/44.73)=52.5mm考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用，取d1=50mm,則軸孔長度 Lj=84mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)、劃分軸段d1；過密封圓處軸段d2；軸頸d3,d8；軸承安裝定位軸段 d4；軸身d5,d7； 軸頭d6。2)、確定各軸段直徑。取 d2=52mm選擇滾動軸承 30211，軸頸直徑d3=d8=55mm.，軸承寬

47、22.754、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。(1) 、軸上力的作用點及支點跨距的確定。AC=67mm CB=141mmAB=208mm(2) 、繪軸的受力圖。(3) 、計算軸上的作用力：Ft4=2T4/d4=2 X 986380/263.44=7488NFr4=Ft4x tan a n/cos 3 4=7488.5 X tan 20°/cos13.7=2805NFa 4=Ft4x tan 3 4=7488 X tan 13.7 °=684N(4) 、計算支反力 繞支點B的力矩和工MBZ=O,得RAz=Fr4 x 141+Fa4Xd 4/2 - 208 =2335N同理：工MAZ =0，得Rbz=F r4 X 67-Fa4 Xd 4/2 -： 208 =470N校核：工 z=Raz Fri+RBZ =4708+2335-2805=0 計算無誤同樣，由繞支點 B的力矩