帶式輸送機的傳動系統(tǒng)設計 機械設計課程設計

1、 機 機械設計課程設計設計說明書設計“帶式輸送機的傳動系統(tǒng)”機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定 ·········································&#

2、183;·2 二、電動機的選擇 ··········································2 三、運動、動力學參數(shù)計算 ··

3、······························· 4 四、傳動零件的設計計算 ················

4、83;·················· 5 五、軸的設計 ······························

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

6、83;··· 26 七、 鍵聯(lián)接強度校核計算 ·································· 28 八、潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇 ·····

7、3;··············· 29 九、減速箱體結構尺寸 ································&

8、#183;·····30 十、 設計小結 ··········································31

9、 十一、 參考文獻 ·········································32 計算過程及計算說明一、傳動方案擬定設計二級圓錐-圓柱齒輪減速器工作條件：帶式輸送機

10、在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載啟動，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），要求減速器設計壽命為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)：運輸機工作周轉矩F=3100N ；帶速n=45r/min滾筒直徑D=340mm二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）工作機所需功率：P=FV/1000因為 ，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）傳動裝置的總效率：總 =0.99×0.9405&

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

12、。4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉速可選750和1000r/min,可得到兩種不同的傳動比方案方案電動機型號額定功率P/kW電動機轉速傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比外伸軸頸軸外伸長度Y132S-63.0100096021.333880Y132M-83.075071015.783880綜合各方面因素選擇第種方案，即選電動機型號為Y132M-8機。電動機的主要參數(shù)見下表型號額定功率/kW滿載轉速(r/min)中心高mmY225S-83.0710132三、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i=nm/nw=710/44.96=15.782、分配各級傳動

13、比: 按表3-4取閉式圓柱齒輪嚙合的傳動比：i1=4圓柱齒輪嚙合的傳動比：i2=i/ i1=15.78/4=3.951. 計算各軸轉速（r/min）nI=n=710nII=nI/ i2=710/3.95=180nIII=nII/ i1=180/4=45nIV= nIII=452.計算各軸的功率（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依次為電動機軸，和工作機軸的輸入轉矩。參數(shù) 軸名電動機軸軸軸軸

15、工作機軸轉速r/min7107101804545功率P/kW2.992.962.782.672.49轉矩/n*m40.2239.81147.49566.63528.43傳動比13.94411效率0.990.94050.96030.98014.驗證帶速V= nIII=0.8m/s誤差為=-0.003<5%,合適四、傳動零件的設計計算圓錐齒輪的設計計算已知輸入功率P1=P=2.96Kw,小齒輪的轉速為710r/min，齒數(shù)比為u=3.95，由電動機驅(qū)動，工作壽命為8年（每年工作300天），二班制，輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，空載啟動。（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應力1）該

16、減速器為通用減速器，速度不高故選用7級精度（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)鲃拥脑O計要求。3）選齒數(shù)Z1=25 Z2=uZ1=25×3.95=993)確定材料的許用應力由圖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計算許

17、用接觸應力H H1=ZNZxHlim1/SH=1×1×720/1.0=720 H2=ZNZXHlim2/SH=1×1×580/1.0=5803.根據(jù)設計準則，按吃面接觸疲勞強度設計。接觸強度公式：d1=34KT1R1-0.5R2（ZNZEH）2確定上式中的各計算數(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.確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓（1）確定使用系數(shù)KA，按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)7-2取KA=1（2）計算平均圓周速度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圓周力計算 Ft=2000T1dm1=2000×39.8157.21-0.5×0.3=1637.6單位載荷計算 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計算得KH=1.5KHe=1.5×1.1=1.65（5） 計算載荷系數(shù) K=KAKvKKH=1×1.13×1.2×1.65=2.24（6） 按實際載荷系數(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.齒根彎曲強度計算 公式為 m34KT1R1-0.5R2z122+1YFa YsaH確定上式中的各計算數(shù)值如下（1）確定彎曲極限應力值，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）計算彎曲強度許用應力得 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 計算分度圓錐角 2=tan-1=tan-13.95=75.790 1=900- 2=900-75.790=14.210計算齒數(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度，所以將計算出來的按表7-9圓整為m=2。在根據(jù)接觸疲勞強度計算出的分度圓直徑d1=65.4，協(xié)調(diào)相關參數(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 這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。 圓柱直齒輪的設計計算 已知：輸入功率P2=2.78，小齒輪轉速為180r/min，齒數(shù)比為u=4，電動機驅(qū)動，工作壽命為8年（每年工作300天二班制，帶式輸送機，時有輕微震動，單項運轉。 1選擇齒輪材料 根據(jù)題設條件看，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)鲃釉O計要求。（2）選齒數(shù)Z1=24

24、Z2=Z1=96 2確定材料的許用接觸應力 （1）確定接觸疲勞極限應力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）計算許用接觸應力HH1=ZNZxHlim1

25、SH=1×1×7201.05=686H2= ZNZxHlim2SH=1×1×5801.05=5523根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計齒面接觸疲勞強度公式為 d132KT1d+1 ZE ZHZH2確定上式的各計算數(shù)值如下（1）選取載荷系數(shù) Kt=1.3（2）計算小齒輪傳遞的轉矩 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）計算重合度系數(shù)為=1.88-3.2×1Z1+1Z2=1.72由式（7-8）計算重合度系數(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確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓直徑（1）確定使用系數(shù)KA，按電機驅(qū)動載荷平穩(wěn)，取KA=1（2）確定動載系數(shù)KV計算圓周速度V=d1n160×1000=×70×18060

27、15;1000=0.66 m/s故前面取8級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）計算模數(shù) m=d1z1=7624=3.25.齒根彎曲疲勞強度計算公式為 m32kT1YFaYsaYdz12F確定上式的各計算數(shù)值如下確定彎曲應力極限值，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計算許用彎曲應力為F1=Flim1YSTYN YxSF=300×2×1×11.25=480F2= Flim2YSTYN YxSF=220

29、15;2×1×11.25=352確定計算載荷系數(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確定應力校正系數(shù)，Ysa1=1.58 Ysa2=1.78計算大小齒輪的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，應把大齒輪數(shù)

30、據(jù)帶入公式計算計算重合度系數(shù)，按式7-18計算得Y=0.25+0.751.72=0.69 把以上數(shù)值代入公式計算得 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度，所以將計算出的數(shù)值按國際標準圓整為m=2，再按接觸強度計算出的分度圓直徑d1=76 mm協(xié)調(diào)相關參數(shù)與尺寸為Z1=d1m=762=38 Z2=Z1=4×38=152 這樣設計出來的齒輪在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少

31、浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。6齒輪其他主要尺寸計算分度圓直徑 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確定齒輪結構形式和其他結構尺寸，并繪制齒輪零

32、件工作圖。 五、軸的設計計算輸出軸設計（軸） 已知：輸出軸功率為P=2.67kW，轉速為45r/min,轉矩為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，故選擇連軸器型號查課本P297,查TA=1.3,設計扭矩：Tc=TA T3=1.3566.6.=736.619N·m,查機械設計課程設計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,長度為L=112mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84 故取L- =82mm，3. 軸的結構設計 （1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長度，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：深溝球軸承6311型號，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，在確定滾動軸承位置時。應距箱體內(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采用平鍵連接。按d4-5由查表4-1得平鍵截面，鍵槽長為56mm，同時為了保證齒輪與軸承配合有良好的對中性，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.滾動軸承與軸的配合為m6公差說明：k6 滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來實現(xiàn)。由前面的軸的計算知：（1）45的軸段與聯(lián)軸器相連對于k6，根據(jù)查表3-4得：下偏差ei=0 查表3- 2標準公差的數(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標準公差的數(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)符號軸的截面（mm）軸段長度L8060575776739軸段直徑45505560656055軸肩高度2.52.52.52.52.52.54.

37、軸的強度校核 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度 進行校核時，通常只校核軸上承受最

38、大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由計算公式得，式中：C截面的計算應力（MPa) 折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故根 據(jù)文獻1中P290應取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm3），根據(jù)文獻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1表12-1查得：，因此，故安全。7.1.7.精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面。截面A，II，III，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕

39、地確定的，所以截面A，II，III，B處均將無須校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸頸也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合劑鍵槽引起的應力集中均在兩端），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。由于機械設計手冊可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右兩側即可。（2） 截面IV左側，由公式知：抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV左側的彎矩M為： M

40、= Mv×61×2461 = 51179×61-2461=31043N·mm 截面IV左側的扭矩M為： T3=566630 N·mm 截面上的彎矩應力 b=MW=3104316683=1.8 MPa截面上的扭轉切應力 T=T3Wt=56663033275=17 MPa軸的材料為45號鋼，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力集中系數(shù)，由機械設計手冊查取。因，經(jīng)插值后可查得查得尺寸系數(shù)扭轉尺寸系數(shù)。軸按車削加工，查得表面質(zhì)系數(shù)為軸未經(jīng)表妹強化處理，即，則按式2-19得綜合影響系數(shù)為 又由機械設計手冊查得應力折合系數(shù)于是，計算

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 由公式知：抗彎截面系數(shù) 抗彎截面系數(shù) 彎矩M及彎矩應力為M=Mv×61-2461= 51179×61-2461=31043 N·mm B=3104321600=1.43 Mpa扭矩及扭矩切應力為 T3=566630 N·mm T=T3Wt=56663043200=13.11 MPa 過盈配合處由手冊查得過盈配合處的; 軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為；尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。所以軸在截面IV右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面IV右側的強度也是足夠的。本題因無大的瞬間時過載及嚴重的

42、應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。中間軸的設計（軸）軸端齒輪的分度圓直徑由前面的中高速級齒輪設計可知：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)碳素結構鋼，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 軸的結構設計 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：中間軸的結構與裝配根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處軸的直徑和。因滾動軸承同時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、標準精度級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-段應小于其齒寬，與圓錐齒輪配合的軸-段也應小于其

44、輪轂。故： L-=B-2=69-2=67mm 由前面的低速軸設計知：低速軸的兩軸承之間的長度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 。應兩齒輪都采用軸肩定位，故其中間應有一軸環(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)過步驟基本確定了軸的各段

45、直徑和長度，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)符號軸的截面（mm）軸段長度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，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，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，長為，與圓錐齒輪配合的軸的直徑尺寸公差也為。對于k6，查表3-4得：下偏差ei=0 查表3- 2標準公差的數(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。高速軸的設計（軸）軸端齒輪的分度圓直徑由上述前面的中高速級齒輪設計可知：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)碳素結構鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的最小直徑 根據(jù)下述計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，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。其計算公式為： 式中：聯(lián)軸器的計算轉矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻1中表11-1按轉矩變化小查得， 高速軸的轉矩（），由表3-6可知：T0=39810 N·mm因此： Tca=KAT0=1.5×39810=59715 N·mm 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準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)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。 軸的結構設計

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1中P283頁的知識知：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-段的長度應比稍短一些，現(xiàn)取。 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時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、標準精度級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，與之配合的軸的長度要略小于軸承的寬度，因此去，此時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。兩滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位。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軸承添加潤滑脂的要求，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滑，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度T=17mm， 根據(jù)上圖7.5可取，又因為，取。進而可以確定軸-段的長度。故取。至此，經(jīng)過步驟基

50、本確定了軸的各段直徑和長度，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 軸的截面（mm）軸段長度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，長為，同時為了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；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，長為；滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。公差說明：k6 滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過

51、度配合來實現(xiàn)。由前面的軸的計算知：（1）28的軸段與聯(lián)軸器相連對于k6，根據(jù)文獻4查表3-4得：下偏差ei=0文獻4查表3- 2 標準公差的數(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構與裝配圖。六軸承的壽命校核 為軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應力變化次數(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算由之前的低速級齒輪設計可知： 分度圓直徑：d=304 mm 圓周力：Ft=3728N 徑向力：Fr=1357N 軸向力：軸承的徑向載荷計算低速軸上的深溝球軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。軸承的當量動載荷計算 計算派生軸向力： 初算當量動載荷 ; 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號軸承的相對軸向載荷=2同理可得： 計算軸承壽命 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所以該對軸承的壽命為 1.42×107 h 故軸承絕對安全。七鍵聯(lián)接強度校核計算高速軸上鍵的校核聯(lián)軸器與軸連接的平鍵：對于鍵，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。八潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇齒輪潤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