帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)

1、 機(jī) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說(shuō)明書設(shè)計(jì)“帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)”機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書一、傳動(dòng)方案擬定 ·········································&#

2、183;·2 二、電動(dòng)機(jī)的選擇 ··········································2 三、運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算 ··

3、······························· 4 四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 ················

4、83;·················· 5 五、軸的設(shè)計(jì) ······························

5、;·············· 13 六、軸承的壽命校核 ·································

6、83;··· 26 七、 鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算 ·································· 28 八、潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇 ·····

7、3;··············· 29 九、減速箱體結(jié)構(gòu)尺寸 ································&

8、#183;·····30 十、 設(shè)計(jì)小結(jié) ··········································31

9、 十一、 參考文獻(xiàn) ·········································32 計(jì)算過(guò)程及計(jì)算說(shuō)明一、傳動(dòng)方案擬定設(shè)計(jì)二級(jí)圓錐-圓柱齒輪減速器工作條件：帶式輸送機(jī)

10、在常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載啟動(dòng)，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計(jì)壽命為8年，大修為23年，大批生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220 V。（1） 原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸機(jī)工作周轉(zhuǎn)矩F=3100N ；帶速n=45r/min滾筒直徑D=340mm二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)2、電動(dòng)機(jī)功率選擇：（1）工作機(jī)所需功率：P=FV/1000因?yàn)?，把數(shù)據(jù)帶入式子中得n=45r/min,所以P=3100×0.8/1000=2.48kW(2)1）傳動(dòng)裝置的總效率：總 =0.99×0.9405&

11、#215;0.9603×0.9801×0.95040.832)電動(dòng)機(jī)的輸出功率：Pd= P/總=2.48/0.83=2.99kW3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：計(jì)算工作機(jī)軸工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000V/D=60000×0.8/3.14×340=44.96r/min 按表14-2推薦的傳動(dòng)比范圍，取圓柱齒輪和圓錐齒輪傳動(dòng)的一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍分別為23和35，則總傳動(dòng)比范圍為Id=615。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Id×nw=（615）×68.97=413.81034.6r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000r/min

12、。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)由上可見，電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選750和1000r/min,可得到兩種不同的傳動(dòng)比方案方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率P/kW電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比外伸軸頸軸外伸長(zhǎng)度Y132S-63.0100096021.333880Y132M-83.075071015.783880綜合各方面因素選擇第種方案，即選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M-8機(jī)。電動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)見下表型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速(r/min)中心高mmY225S-83.0710132三、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i=nm/nw=710/44.96=15.782、分配各級(jí)傳動(dòng)

13、比: 按表3-4取閉式圓柱齒輪嚙合的傳動(dòng)比：i1=4圓柱齒輪嚙合的傳動(dòng)比：i2=i/ i1=15.78/4=3.951. 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n=710nII=nI/ i2=710/3.95=180nIII=nII/ i1=180/4=45nIV= nIII=452.計(jì)算各軸的功率（kW）PI=Pd·聯(lián)軸器=2.99×0.99=2.96PII=PI·軸承·圓錐齒輪=2.96×0.9405=2.78PIII=PII·軸承·圓柱齒輪=2.78×0.9603=2.67PIV= P*軸承*聯(lián)軸器=2.67

14、15;0.9801×0.9504=2.493.計(jì)算各軸扭矩（N·m）Td=9550* Pd/ nm =9550×2.99/710=40.22TI=9550*PI/nI=9550×2.96/710=39.81TII=9550*PII/nII=9550×2.78/180=147.49TIII=9550*PIII/nIII=9550×2.67/45=566.63TIV=9550* PIV/nIV=9550×2.49/45=528.43Td、TI、TII、TIII、TIV依次為電動(dòng)機(jī)軸，和工作機(jī)軸的輸入轉(zhuǎn)矩。參數(shù) 軸名電動(dòng)機(jī)軸軸軸軸

15、工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速r/min7107101804545功率P/kW2.992.962.782.672.49轉(zhuǎn)矩/n*m40.2239.81147.49566.63528.43傳動(dòng)比13.94411效率0.990.94050.96030.98014.驗(yàn)證帶速V= nIII=0.8m/s誤差為=-0.003<5%,合適四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算已知輸入功率P1=P=2.96Kw,小齒輪的轉(zhuǎn)速為710r/min，齒數(shù)比為u=3.95，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命為8年（每年工作300天），二班制，輸送機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，空載啟動(dòng)。（1）選定齒輪精度等級(jí)，材料和確定許用應(yīng)力1）該

16、減速器為通用減速器，速度不高故選用7級(jí)精度（GB10095-88）2)選擇小齒輪材料為40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理，硬度為HBS1=260，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為HBS2=230，兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃?dòng)的設(shè)計(jì)要求。3）選齒數(shù)Z1=25 Z2=uZ1=25×3.95=993)確定材料的許用應(yīng)力由圖7-18（a）按碳鋼查MQ線得 確定壽命系數(shù)ZN，由已知條件，取 ZN1=ZN2=1確定尺寸系數(shù)Zx，由圖7-20查得 Zx1=ZX2=1確定安全系數(shù)SH，由表7-8取 SH=1.0同理由圖7-18(a)查得 Hlim1=720Mpa Hlim2 =580Mpa計(jì)算許

17、用接觸應(yīng)力H H1=ZNZxHlim1/SH=1×1×720/1.0=720 H2=ZNZXHlim2/SH=1×1×580/1.0=5803.根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按吃面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。接觸強(qiáng)度公式：d1=34KT1R1-0.5R2（ZNZEH）2確定上式中的各計(jì)算數(shù)值如下（1） 選取載荷系數(shù) Kt=1.5（2） 選取齒寬系數(shù) R=0.3（3） 由表7-5得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8Mpa0.5(4)由圖7-5確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH=2.5(5)試算所需小齒輪直徑d1td1t34KT1R1-0.5R2（ZNZEH）2=34×1.5

18、5;3.981×1020.3×1-0.5×0.32（2.5×189.8580）2=57.24.確定實(shí)際載荷系數(shù)K與修正所計(jì)算的分度圓（1）確定使用系數(shù)KA，按電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)7-2取KA=1（2）計(jì)算平均圓周速度Vm=d1tn160×1000=×57.21-0.5×0.3×71060×1000=1.8查表7-7，題目給定的7級(jí)精度足夠，由齒輪的速度與精度查圖7-8的Kv=1.13（4） 確定齒間在和分配系數(shù)K錐距 R=d1t2+12=57.2×3.952+12=116.5齒寬初定 b=R&#

19、215;R=0.3×116.5=35圓周力計(jì)算 Ft=2000T1dm1=2000×39.8157.21-0.5×0.3=1637.6單位載荷計(jì)算 Ftb=1637.635=46.8N/mm<100N/mm由表7-11查得 K=1.2（4）確定齒向載荷系數(shù)分布系數(shù)KH由表7-12取KHe=1.1 有效工作齒寬be>0.85b 按式7-34計(jì)算得KH=1.5KHe=1.5×1.1=1.65（5） 計(jì)算載荷系數(shù) K=KAKvKKH=1×1.13×1.2×1.65=2.24（6） 按實(shí)際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑d1

20、=d1t3KKt=57.2×32.241.5=65.4（7）試算模數(shù) m=d1z1=65.425=2.615.齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 公式為 m34KT1R1-0.5R2z122+1YFa YsaH確定上式中的各計(jì)算數(shù)值如下（1）確定彎曲極限應(yīng)力值，取Flim1=300 Mpa Flim2=220 （2）由已知條件取彎曲疲勞壽命系數(shù) YN1=YN1=1（3）由表7-8確定彎曲疲勞安全系數(shù)，查得SF=1.25（4）由圖7-23確定尺寸系數(shù)，的Yx=1（5）計(jì)算彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力得 F1=Flim1YST YNYxSF=300×2×1×11.25=480 Mpa F

21、2= Flim2YST YNYxSF=220×2×1×11.25=352 Mpa（7） 確定齒形系數(shù)YFa1 ，YFa2 計(jì)算分度圓錐角 2=tan-1=tan-13.95=75.790 1=900- 2=900-75.790=14.210計(jì)算齒數(shù)Zv1，Zv2 為cos1Zv1=Z1cos1=25cos14.210=25.8 ，Zv2=Z2cos2=99cos75.790=396 查表7-16取YFa1=2.64，YFa2=2.08（8） 計(jì)算大小齒輪的YFaYFaH值 YFa1YFa1H=2.64×1.58480=0.00869 YFa2YFa2H2

22、=2.08×1.92352=0.011345 大齒輪的數(shù)值大（9） 將以上各值代入公式計(jì)算得m34KT1R1-0.5R2z122+1YFa YsaH=34×2.24×3.981×1040.31-0.5×0.322523.952+1×0.011345=1.94 由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計(jì)算出來(lái)的按表7-9圓整為m=2。在根據(jù)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算出的分度圓直徑d1=65.4，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為 Z1=d1m=65.42=32.7 取Z1=34 Z2=× Z1=3.95×34=135 錐齒輪分度圓直

23、徑為d1=m Z1=2×34=68 d2=2×135=270 這樣設(shè)計(jì)出來(lái)的齒輪能在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費(fèi)，且重合度增加，傳動(dòng)平穩(wěn)。 圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 已知：輸入功率P2=2.78，小齒輪轉(zhuǎn)速為180r/min，齒數(shù)比為u=4，電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命為8年（每年工作300天二班制，帶式輸送機(jī)，時(shí)有輕微震動(dòng)，單項(xiàng)運(yùn)轉(zhuǎn)。 1選擇齒輪材料 根據(jù)題設(shè)條件看，小齒輪采用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30 HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃?dòng)設(shè)計(jì)要求。（2）選齒數(shù)Z1=24

24、Z2=Z1=96 2確定材料的許用接觸應(yīng)力 （1）確定接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim 由圖7-18（a）查得MQ線得Hlim1=720 Hlim2=580 （2）確定壽命系數(shù)ZN 小齒輪循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×180×1×2×8×300×8=4.1×108 大齒輪循環(huán)次數(shù) N2=4.1×1084=1×108 由圖7-19查得 ZN1=1 ZN2=1（3）確定尺寸系數(shù)Zx，由圖7-20查得Zx=Zx=1（4）確定安全系數(shù)SH，由表7-8取SH=1.05（5）計(jì)算許用接觸應(yīng)力HH1=ZNZxHlim1

25、SH=1×1×7201.05=686H2= ZNZxHlim2SH=1×1×5801.05=5523根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式為 d132KT1d+1 ZE ZHZH2確定上式的各計(jì)算數(shù)值如下（1）選取載荷系數(shù) Kt=1.3（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106×p1n1=9.55×106×2.78×103180=147.49（3）確定齒寬系數(shù)d，由表7-6選取齒寬系數(shù)d=0.8（4）確定材料的彈性影響系數(shù)ZE，ZE=189.8 （5）確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH，由圖7

26、-14得 ZH=2.5（6）確定重合度系數(shù)Z，由式（7-9）計(jì)算重合度系數(shù)為=1.88-3.2×1Z1+1Z2=1.72由式（7-8）計(jì)算重合度系數(shù)Z=4-3=0.872（7）試算所需小齒輪直徑d1d1t32KT1d+1 ZE ZHZH2=32×1.3×1.47×1050.854 0.872×189.8×2.55522=704確定實(shí)際載荷系數(shù)K與修正所計(jì)算的分度圓直徑（1）確定使用系數(shù)KA，按電機(jī)驅(qū)動(dòng)載荷平穩(wěn)，取KA=1（2）確定動(dòng)載系數(shù)KV計(jì)算圓周速度V=d1n160×1000=×70×18060

27、15;1000=0.66 m/s故前面取8級(jí)精度合理由齒輪的速度與精度查圖7-7得 KV=1.05（3）確定齒間載荷分配系數(shù)K 齒寬初定 b=d d1t=0.8×70=56單位載荷 KAFtb=2×1×1.47×10556×70=75 N/mm<100N/mm由表7-3查得K=1.2（4）確定齒向載荷分布系數(shù)KH，由表7-4得 KH=1.15+0.18d2+3.1×10-4b+0.108d2=1.32（5）計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKvKKH=1×1.05×1.2×1.32=1.66（6）按式（7-12）

28、修正所得分度圓直徑為d1=d1t3KKt=70×31.661.3=76（7）計(jì)算模數(shù) m=d1z1=7624=3.25.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式為 m32kT1YFaYsaYdz12F確定上式的各計(jì)算數(shù)值如下確定彎曲應(yīng)力極限值，F(xiàn)lim1=300MPa Flim2=220MPa確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，YN1=YN2=1確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由表7-8查得SF=1.25確定尺寸系數(shù)，由圖7-23得 Yx=1按式7-22計(jì)算許用彎曲應(yīng)力為F1=Flim1YSTYN YxSF=300×2×1×11.25=480F2= Flim2YSTYN YxSF=220

29、15;2×1×11.25=352確定計(jì)算載荷系數(shù) K 初步確定齒高 h=2.25m=2.25×3.2=7.2 bh=7.8查圖7-14取KF=1.26 計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKKF=1×1.05×1.2×1.26=1.58確定齒形系數(shù)，YFa1=2.65 YFa2=2.18確定應(yīng)力校正系數(shù)，Ysa1=1.58 Ysa2=1.78計(jì)算大小齒輪的YFaYsaF的數(shù)值 YFa1Ysa1F1=2.65×1.58480=0.0087 YFa2Ysa2F1=1.78×2.18352=0.01102大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)把大齒輪數(shù)

30、據(jù)帶入公式計(jì)算計(jì)算重合度系數(shù)，按式7-18計(jì)算得Y=0.25+0.751.72=0.69 把以上數(shù)值代入公式計(jì)算得 m32kT1YFaYsaYdz12F=32×1.58×1.47×1050.8×2422.18×1.78×0.69352=1.98由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計(jì)算出的數(shù)值按國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)圓整為m=2，再按接觸強(qiáng)度計(jì)算出的分度圓直徑d1=76 mm協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為Z1=d1m=762=38 Z2=Z1=4×38=152 這樣設(shè)計(jì)出來(lái)的齒輪在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少

31、浪費(fèi)，且重合度增加，傳動(dòng)平穩(wěn)。6齒輪其他主要尺寸計(jì)算分度圓直徑 d1=m Z1=2×38=76 mm d2=m Z2=2×152=304 mm 齒頂圓直徑 da1= d1+2ha=76+2×2=80 mm da2= d2+2ha=304+2×2=308 mm 齒根圓直徑 df1=d1-2hf=76-2×3=70 mm df2=d2-2 hf=304-2×3=298 mm 中心距 a=d1+ d22=76+3042=190 mm 齒寬 b2=dd1=61 mm b1= b2+8=69 mm 7確定齒輪結(jié)構(gòu)形式和其他結(jié)構(gòu)尺寸，并繪制齒輪零

32、件工作圖。 五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算輸出軸設(shè)計(jì)（軸） 已知：輸出軸功率為P=2.67kW，轉(zhuǎn)速為45r/min,轉(zhuǎn)矩為566.63N·m,大圓柱齒輪的直徑為304 mm，齒寬為61mm。 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）， 2. 按扭矩初算聯(lián)軸器處的最小直徑 先據(jù)表12-2，按45鋼（調(diào)質(zhì)）取A=112,則： dmin=A3p3n3=43.7 mm要使軸徑d12與聯(lián)軸器軸孔相適應(yīng)，故選擇連軸器型號(hào)查課本P297,查TA=1.3,設(shè)計(jì)扭矩：Tc=TA T3=1.3566.6.=736.619N·m,查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)P298，取HL4彈性柱銷聯(lián)軸器，額定扭矩為1250N

33、·m其半聯(lián)軸器的孔徑d =45mm,長(zhǎng)度為L(zhǎng)=112mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84 故取L- =82mm，3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長(zhǎng)度，直徑，及定位 1）為了定位半聯(lián)軸器，1-2軸右端有一軸肩，取d-=50mm, 軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤(rùn)滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=40mm，故L-=29+40=60mm擋圈直徑D=65mm 2）選取軸承型號(hào)：深溝球軸承6311型號(hào)，dDT=55mm120mm29mm所以取d-=d-=55 mm3）根據(jù)軸承采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm,選 d

34、-=60 mm4）齒輪與右軸承間采用套筒定位，套筒直徑為65mm,齒輪的輪轂寬度故取為48mm,軸肩h>0.07d,取h=5mm,軸環(huán)處處的直經(jīng)d-=65mm,L->1.4h,取L-=7mm, 5)取箱體小圓錐齒輪的中心線為對(duì)稱軸， L-=57mm L-=29+10=39 mm 6)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm（參見圖12-21）。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm（參見圖12-21），已知深溝球軸承寬度B=29mm,大錐齒輪輪彀長(zhǎng)L=30mm則 L-=B+S+a+(61-57)=57 mm

35、 L-=L+a+c+s-L-=67 mm至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（5） 軸上零件的周向定位。齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位獨(dú)采用平鍵連接。按d4-5由查表4-1得平鍵截面，鍵槽長(zhǎng)為56mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸承配合有良好的對(duì)中性，選擇齒輪輪彀與軸的配合為H7/m6（直徑為60，處于50-250之間）；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H7/k6.滾動(dòng)軸承與軸的配合為m6公差說(shuō)明：k6 滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)實(shí)現(xiàn)。由前面的軸的計(jì)算知：（1）45的軸段與聯(lián)軸器相連對(duì)于k6，根據(jù)查表3-4得：下偏差ei=0 查表3- 2標(biāo)準(zhǔn)公差的數(shù)值查得：I

36、T6=13所以：下偏差es=ei+IT=0+13=+13 =+0.013mm （2） 的軸段與軸承相連選擇m6 根據(jù)表3-4得：下偏差ei=+11=+0.011mm 查表3- 2標(biāo)準(zhǔn)公差的數(shù)值查得：IT6=13所以：下偏差es=ei+IT=+11+13=+24 =+0.024mm （3） 的軸段與齒輪輪彀配合 同理可得：該處的軸的上下偏差為：+0.011mm、+0.024mm（6） 確定軸上圓角和倒角尺寸。低速軸的參數(shù)值表7.3 低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號(hào)軸的截面（mm）軸段長(zhǎng)度L8060575776739軸段直徑45505560656055軸肩高度2.52.52.52.52.52.54.

37、軸的強(qiáng)度校核 1）齒輪上的作用力的大小 =200Ft=2000×T3d2=3728 N Fr=Fttan=1357 N利用受力平衡和彎矩平衡可列平衡方程如下： 得：F1=839 N F2=518 N顯然水平方向不收彎矩，下面計(jì)算垂直方向的彎矩： T=F1L2=51179 N·mm3）畫彎矩扭矩圖：載荷分布如下:低速軸上的載荷分布載荷水平面H垂直面V支反力FFnv1=839 NFNv2=518 N彎矩MMv=51179 N·mm總彎矩Mv=51179 N·mm扭矩TT=566630 N·mm按彎扭校核軸的疲勞強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最

38、大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。由計(jì)算公式得，式中：C截面的計(jì)算應(yīng)力（MPa) 折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故根 據(jù)文獻(xiàn)1中P290應(yīng)取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm3），根據(jù)文獻(xiàn)8中P142知：ca=M12+T2W=511792+0.6×566630221600=2339.3Pa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1表12-1查得：，因此，故安全。7.1.7.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面。截面A，II，III，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度較為寬裕

39、地確定的，所以截面A，II，III，B處均將無(wú)須校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面IV和V處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時(shí)軸頸也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合劑鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，截面C也不必校核。截面VI和VII顯然更不必校核。由于機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右兩側(cè)即可。（2） 截面IV左側(cè)，由公式知：抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV左側(cè)的彎矩M為： M

40、= Mv×61×2461 = 51179×61-2461=31043N·mm 截面IV左側(cè)的扭矩M為： T3=566630 N·mm 截面上的彎矩應(yīng)力 b=MW=3104316683=1.8 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T=T3Wt=56663033275=17 MPa軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表12-1查得： 截面上由于軸肩而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查取。因，經(jīng)插值后可查得查得尺寸系數(shù)扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按車削加工，查得表面質(zhì)系數(shù)為軸未經(jīng)表妹強(qiáng)化處理，即，則按式2-19得綜合影響系數(shù)為 又由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得應(yīng)力折合系數(shù)于是，計(jì)算

41、安全系數(shù)，按式（12-6)-(12-8)則得 故可知安全。（3） 截面IV右側(cè) 由公式知：抗彎截面系數(shù) 抗彎截面系數(shù) 彎矩M及彎矩應(yīng)力為M=Mv×61-2461= 51179×61-2461=31043 N·mm B=3104321600=1.43 Mpa扭矩及扭矩切應(yīng)力為 T3=566630 N·mm T=T3Wt=56663043200=13.11 MPa 過(guò)盈配合處由手冊(cè)查得過(guò)盈配合處的; 軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為；尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面IV右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無(wú)大的瞬間時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的

42、應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。中間軸的設(shè)計(jì)（軸）軸端齒輪的分度圓直徑由前面的中高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可知：小圓柱齒輪的分度圓直徑：d1=76 mm 大圓錐齒輪的大端分度圓直徑：d2=270 mm 軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的最小直徑 根據(jù)資料可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，由表12-3按45鋼查得 中間軸的功率（KW），由表3-6可知：P2=2.78 KW 中間軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表3-6可知： n2=180 r/min 因此： dmin=A03P2n2=112×32.78180=27.8 mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 擬定軸上零件的裝配方案

43、 中間軸的裝配方案如下圖7.6所示：中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承處軸的直徑和。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用,由表10-2可選3型圓錐滾子軸承。由表13-1中參照工作要求并根據(jù)dmin=27.8，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306，其基本尺寸資料如上表7.5所示。由表可知該軸承的尺寸為， dDT=30mm×72mm×20.75mm故。d-=d-=30mm為了使封油環(huán)可靠地夾緊圓柱齒輪和圓錐齒輪，與圓柱齒輪配合的軸-段應(yīng)小于其齒寬，與圓錐齒輪配合的軸-段也應(yīng)小于其

44、輪轂。故： L-=B-2=69-2=67mm 由前面的低速軸設(shè)計(jì)知：低速軸的兩軸承之間的長(zhǎng)度57+57+7+67+39=227mm 而： L-+L-+L-=67+4+28=99mm 軸承的寬度為20.75mm 則： L-=L-= 227-99/2=64 mm取非定位軸肩，則d-=d-=30+2×1.5=33 mm 。應(yīng)兩齒輪都采用軸肩定位，故其中間應(yīng)有一軸環(huán)，其軸肩高度 h=h=（0.070.1）d-=（0.070.1）×33=2.313.3 mm 取 h=h=2.5mm，則軸環(huán)的寬度L-1.4h=1.4×2.5=3.5 mm，故取至此，經(jīng)過(guò)步驟基本確定了軸的各段

45、直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.6所示，并歸納為下表7.7所示，中間軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號(hào)軸的截面（mm）軸段長(zhǎng)度646742864軸段直徑3033373330軸肩高度1.52.52.51.5軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。由表4-1按 d-=33mm查得圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得圓錐齒輪與軸連接的平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，與圓錐齒輪配合的軸的直徑尺寸公差也為。對(duì)于k6，查表3-4得：下偏差ei=0 查表3- 2標(biāo)準(zhǔn)公差的數(shù)值查得：IT6=

46、13所以：下偏差es=ei+IT=0+13=+13 =+0.013mm 7.2.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸由表12-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.6。高速軸的設(shè)計(jì)（軸）軸端齒輪的分度圓直徑由上述前面的中高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可知：小圓錐齒輪的大端分度圓直徑：d1=68 mm軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的最小直徑 根據(jù)下述計(jì)算公式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)1中表12-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），P=2.96kw 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：n0=710r/min 因此: dmin=A03P2n2=1

47、12×32.96710=18 mm輸入軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。其計(jì)算公式為： 式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)1中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 高速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表3-6可知：T0=39810 N·mm因此： Tca=KAT0=1.5×39810=59715 N·mm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003查得(即上表），選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度，與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

48、擬定軸上零件的裝配方案滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑 式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻(xiàn)1中P283頁(yè)的知識(shí)知：定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長(zhǎng)度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，由表10-2可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)2中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表7.5所示由已知可知該軸承的尺寸為，

49、故；而為了使?jié)L子軸承被封油環(huán)和端蓋可靠夾緊，與之配合的軸的長(zhǎng)度要略小于軸承的寬度，因此去，此時(shí)便確定了處的軸肩高度。為了加工的方便性，取與小圓錐齒輪配合的軸-段的直徑與與-處相同，即則軸肩。兩滾動(dòng)軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位。有上表可知320/32型軸承的定位軸肩高度，取，則取軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。取圓錐齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到軸承采用脂潤(rùn)滑，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動(dòng)軸承寬度T=17mm， 根據(jù)上圖7.5可取，又因?yàn)?，取。進(jìn)而可以確定軸-段的長(zhǎng)度。故取。至此，經(jīng)過(guò)步驟基

50、本確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，各參數(shù)如下圖所示：高速軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號(hào) 軸的截面（mm）軸段長(zhǎng)度283715791547軸段直徑283132403228軸肩高度1.50.5442軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)1中表4-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為；滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。公差說(shuō)明：k6 滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過(guò)

51、度配合來(lái)實(shí)現(xiàn)。由前面的軸的計(jì)算知：（1）28的軸段與聯(lián)軸器相連對(duì)于k6，根據(jù)文獻(xiàn)4查表3-4得：下偏差ei=0文獻(xiàn)4查表3- 2 標(biāo)準(zhǔn)公差的數(shù)值查得：IT6=13所以：下偏差es=ei+IT=0+13=+13 =+0.013mm （3） 的軸段與軸承相連 同理可得該軸段的上下偏差分別為：0和+0.013mm確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)1中表12-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖。六軸承的壽命校核 為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷

52、最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。低速軸齒輪的載荷計(jì)算由之前的低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可知： 分度圓直徑：d=304 mm 圓周力：Ft=3728N 徑向力：Fr=1357N 軸向力：軸承的徑向載荷計(jì)算低速軸上的深溝球軸承，其基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 計(jì)算派生軸向力： 初算當(dāng)量動(dòng)載荷 ; 查表10-5深溝球軸承判斷系數(shù)e的最大值為0.44所以： ，由此得：6311號(hào)軸承的相對(duì)軸向載荷=2同理可得： 計(jì)算軸承壽命 由條件知：軸的工作溫度為常溫，載荷較為平穩(wěn)。 所以：由表10-7，表10-8查得：由上圖知，6311深溝球軸承的額定動(dòng)載. 故： L10h1=16667200

53、5;1×715001×13023=1.42×107 h L10h1=16667200×1×715001×6833=9.4×107 h所以該對(duì)軸承的壽命為 1.42×107 h 故軸承絕對(duì)安全。七鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算高速軸上鍵的校核聯(lián)軸器與軸連接的平鍵：對(duì)于鍵，已知：T1=39.81N·m h=5mm l=L-b=15mm d=28mm 于是得， p=2T1×103hld=2×398105×15×28=37.9 MPa<p=125MPa 故該鍵安全。齒輪輪轂與軸連

54、接的平鍵：對(duì)于鍵，已知：T1=39.81N·m h=5mm l=L-b=20mm d=28mm 于是得 p=2T1×103hld=2×398105×20×28=28.4MPa<p=125MPa故該鍵安全。中間軸上鍵的校核圓柱齒輪與軸連接的平鍵：對(duì)于鍵已知：T2=147.49N·m h=7mm l=L-b=40-8=32mm d=23mm于是得 p=2T2×103hld=2×1474907×32×23=57.2<p=125MPa故該鍵安全。圓錐齒輪與軸連接的平鍵：對(duì)于鍵已知： T2=1

55、47.49N·m h=7mm l=L-b=16-8=8mm d=23mm 于是得 p=2T2×103hld=2×1474907×8×23=108.7<p=125MPa故該鍵安全。低速軸上鍵的校核半聯(lián)軸器上的鍵：則： p=2T3×103hld=2×56663056×11×38=48.4MPa<p=125MPa 故該鍵是安全。直齒圓柱齒輪上的鍵： 則： p=2T3×103hld=2×56663056×9×37=60.7<p=125MPa 故：該鍵安全。八潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇齒輪的滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇齒輪潤(rùn)滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度： V1=n1d160×1000=3.14×710×6860×1000=2.58