帶式運輸機傳動裝置設(shè)計-單級圓柱齒輪減速器設(shè)計(含圖紙)

1、課 程 設(shè) 計帶式運輸機傳動裝置設(shè)計單級圓柱齒輪減速器設(shè)計 課程設(shè)計任務(wù)書 機械工程 學院（系、部） 機械設(shè)計與制造 專業(yè) 班級課程名稱： 機械設(shè)計 設(shè)計題目： 帶式運輸機傳動裝置設(shè)計單級圓柱齒輪減速器設(shè)計 完成期限：內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)帶的圓周力F/（N）700帶速/（m/s）2.5滾筒直徑D/（mm）300二、傳動方案單級圓柱齒輪減速器三、設(shè)計任務(wù)1.按照給定的設(shè)計數(shù)據(jù)和傳動方案設(shè)計減速器裝置；2.完成減速器裝配圖1張（A0或A1）；3.零件工作圖3張；4.編寫設(shè)計計算說明書1份。進度安排起止日期工作內(nèi)容2007.12.302008.1.2傳動裝置總體設(shè)計2008.1.3200

2、8.1.5傳動零件的設(shè)計計算2008.1.12008.1.10裝配圖及零件圖設(shè)計2008.1.102008.1.12編寫設(shè)計說明書和準備答辯主要參考資料1金清肅.機械設(shè)計課程設(shè)計M.武漢：華中科技大學出版社,2007.102濮良貴，紀名剛.機械設(shè)計(第八版)M.北京：高等教育出版社，2006.53駱素君，等.機械設(shè)計課程設(shè)計簡明手冊.第一版M.北京：化學工業(yè)出版社，20064徐學林，等.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ). 第一版M.長沙：湖南大學出版社，20065鄭文緯，吳克堅. 機械原理M. 北京:高等教育出版社，2006.12指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日機械設(shè)計

3、設(shè)計說明書帶式運輸機傳動裝置設(shè)計單級圓柱齒輪減速器設(shè)計任務(wù)書起止日期： 學生姓名班級學號成績指導(dǎo)教師(簽字)機械工程學院機械設(shè)計課程設(shè)計 帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器的設(shè)計一、 傳動裝置簡圖：帶式運輸機的傳動裝置如圖1圖1 帶式運輸機的傳動裝置二、 原始數(shù)據(jù)如表1表1 帶式輸送機傳動裝置原始數(shù)據(jù)題號5帶的圓周力F/N700帶速2.5滾筒直徑D/mm300三、 工作條件三班制，使用年限10年，每年按365天計算，連續(xù)單向，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的%。四、 傳動方案如圖2圖2 傳動方案五、設(shè)計任務(wù)設(shè)計計算說明書一份，零件圖3張，裝配圖1張。計算與說明主要結(jié)果一、設(shè)計方

4、案分析 I 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)1 選擇電動機的類型因為裝置的載荷平穩(wěn)，單向連續(xù)長期工作，因此可選用Y型閉式籠型三項異步電動機，電壓為380V。該電機工作可靠，維護容易，價格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動性能。2 確定電動機功率（1）根據(jù)帶式運輸機工作類型，選取工作機效率為=0.96工作機所需功率=1.823kw（2）查機參考文獻1表10-2可以確定各部分效率： 聯(lián)軸器效率：=0.98；滾動軸承傳動效率：=0.99；閉式直齒圓柱齒輪傳動效率：查參考文獻2表16-2，選取齒輪精度等級為8級，傳動效率不低于0.97（包括軸承不低于0.965）故取=0.97；滾筒傳動效率：一般選取=0.99；V帶

5、傳動效率：查參考文獻2表3確定選用普通V帶傳動，一般選取=0.96；由上數(shù)據(jù)可得傳動裝置總效率：= ···· = 0.98× 0.99× 0.97× 0.99× 0.96 =0.8766 （3）電動機所需功率：=2.08kw（4）確定電動機的額定功率：因為載荷平穩(wěn)，連續(xù)運轉(zhuǎn)，電動機額定功率略大于=0.96=1.823kw=0.98=0.99=0.97=0.99=0.96=0.8766=2.08kw計算與說明主要結(jié)果查參考文獻1表19-1，Y系列三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機額定功率為=2.2kw。3 確定電動機

6、轉(zhuǎn)速（1）滾筒軸工作轉(zhuǎn)速=r/min=159r/min（2）傳動比齒輪查參考文獻1表2-2，給定的傳動比范圍，4，6。可以確定圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍是=35或=57。但查參考文獻2表18-1，推薦傳動比i810，選用速度較低失望直齒圓柱齒輪，故可選=35。帶V帶傳動比范圍是24； 總傳動比范圍=620。（3）電動機轉(zhuǎn)速范圍=（620）×159r/min=（9543180）r/min查參考文獻1表19-1，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000 r/min；1500 r/min；3000 r/min。4 初定方案根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查參考文獻1表19-1，初步確定3種方案如表2表2

7、3種初選方案比較方案電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩參考價格1元額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩6極Y112M-62.29402.02.2454極Y100L1-42.214302.22.3322極Y90L-22.228402.32.225=2.2kw=159r/min=620=（9543180）r/min計算與說明主要結(jié)果5確定電動機型號因為對于額定功率相同的類型電動機，選用轉(zhuǎn)速較高，則極對數(shù)少，尺寸和重量小，價格也低，但傳動裝置傳動比大，從而使傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸增大，成本提高；選用低速電動機則正好相反。因此，綜合考慮高、低速的優(yōu)缺點，采用方案，即選定電動機型號為：Y100L1-

8、4，其主要性能是：額定功率：2.2kw滿載轉(zhuǎn)速：1430r/min。 傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1 總傳動比=/=/=1430/159=8.99468.99420，合適。2 分配各級傳動比（1）根據(jù)參考文獻1表2-2，選取齒輪傳動比為：=4，單級直齒圓柱齒輪減速器=35，合理。（2）因為=×，所以=/=8.994/4=2.25。二、各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)速1各軸的轉(zhuǎn)速可以根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間傳動比進行計算。電動機軸：=1430 r/min軸：=/=（1430/2.25）r/min =635.56 r/min軸：=/=(635.56/4) r/min=158.89

9、 r/min軸：=158.89 r/min驗算帶速:誤差: = -5%5% ，合適。2計算各軸的功率電動機軸：軸： 軸： 軸： 方案電動機型號Y100L1-4=8.994=4=2.25=158.89r/min=158.89r/min=158.89r/min計算與說明主要結(jié)果 3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸：軸： 軸： 軸： 4將以上結(jié)果記入表3表3 運動和動力參數(shù) I軸II軸III軸轉(zhuǎn)速（r/min）635.56158.89158.89輸入功率P（kw）1.99681.9181.823輸入扭矩T（）30.00115.28106.586傳動比（i）41效率（）0.960.95三：傳動零件設(shè)計計算1

10、皮帶輪傳動的設(shè)計計算（外傳動）（1）選擇普通V帶因為每天24hhhh h >16 h，且選用帶式輸送機，所以查參考文獻2表8-11，選取工作系數(shù) 所以。（2）選擇V帶類型根據(jù)，查參考文獻2圖8-11，選用A型V帶（3）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速初選小帶輪基準直徑查參考文獻2表8-6和表8-8，取小帶輪直徑=100mm驗算帶速，查參考文獻2表8-9知道 范圍是6.510，故帶速合適。計算大帶輪基準直徑，查參考文獻2表8-8，圓整為=224mm驗算彈性功率，很小，滿足要求。驗算轉(zhuǎn)速誤差從動輪實際轉(zhuǎn)速 r/min轉(zhuǎn)速誤差，對于帶式輸送裝置，轉(zhuǎn)速誤差在±5%范圍內(nèi)，故合適。（4）初選

11、中心距 根據(jù)得 ，初定=500mm。（5） 初選基準長度由公式計算帶所需基準長度查參考文獻2表8-2的帶的基準長度=1600mm。(6)計算實際中心距a由于所以實際中心距的變化范圍是517.816mm589.816mm.（7）驗算小帶輪包角，合適。（8）計算單根V帶額定功率由查參考文獻2表8- 得普通V帶的基本額定功率；根據(jù); ，查參考文獻2表8-得；查參考文獻2表8-5得包角修正系數(shù)；查參考文獻2表8-2得長度系數(shù) 所以：（9）計算V帶根數(shù)z,圓整取2根。（10）計算軸上壓力確定單根V帶的出拉力的最小值A(chǔ)型V帶=100mm=224mm=500mmz=2根計算與說明主要結(jié)果查參考文獻2表8-3

12、得A型帶單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以有：=應(yīng)使實際初拉力計算軸上壓力壓軸力最小值：（11）計算結(jié)果查參考文獻3，選用2根V帶2 齒輪傳動的設(shè)計計算（內(nèi)傳動）（1）選擇齒輪類型，材料及精度等級 根據(jù)傳動方案及設(shè)計要求可初選為直齒圓柱齒輪根據(jù)參考文獻3表6-19因為載荷小，且要求，所以可以選用8級精度。查參考文獻1表10-1選小齒輪材料為40C（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241 286HBS，取270HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為217 255HBS，取230HBS。根據(jù)參考文獻2P192的要求，大，小齒輪均屬軟齒面，二者硬度差為30 50HBS，（此處相40HBS）。齒面粗糙度查參

13、考文獻4表5-6，得確定齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)為=25，傳動比為，則大齒輪齒數(shù)為=（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式參考文獻2進行試算，即 1確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.2計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩查參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)=1查參考文獻2表10-6的材料彈性影響系數(shù)=189.8=148.626N=25=100Kt=1.2=1=189.8計算與說明主要結(jié)果查參考文獻2圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限同理，小齒輪接觸疲勞強度極限查參考文獻2計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：大齒輪：=/=3.341/4=0.835查參考文獻2圖10-19，選取接觸疲勞系數(shù)計算接觸疲勞許用

14、應(yīng)力齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求，選安全系數(shù)S=1，失效概率為1%。查參考文獻2得2計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值即 注：齒數(shù)比u與傳動比i相等計算圓周速度v，滿足第（1）中 的要求。計算齒寬b計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)mt=齒頂高ha=mt=1.619mm齒根高hf=1.25mt=1.25×1.619=2.024mm齒全高h=ha+hf=2.25mt=3.643mm齒寬與齒高之比b/h=40.468/3.643=11.108計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，查參考文獻2圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.09;查參考文獻2表10-3得直齒輪齒間載荷分配系數(shù) 查參考文獻2表10

15、-2得使用系數(shù)；查參考文獻2表10-4，用插值法查8級精度小齒輪相對支承對稱不知，接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù);查參考文獻2圖10-13，根據(jù)b/h=11.108，得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)K=Kv1×1.09×1×1.343=1.464按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，查參考文獻2得計算模數(shù)(3)按齒根彎曲強度設(shè)計查參考文獻2得彎曲強度的設(shè)計公式為：確定公式內(nèi)的各計算值查參考文獻2圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限。查參考文獻2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);計算彎曲疲勞許用應(yīng)力按一般可靠度選取彎曲疲勞安全系

16、數(shù)S=1.3查參考文獻2得：計算載荷系數(shù)K K=Kv1×1.09×1×1.295=1.412查參考文獻2表10-5,取齒型系數(shù);應(yīng)力校正系數(shù),.N=3.341×10N=0.835×10安全系數(shù)S=1失效概率為1%b/h=11.108Kv=1.09K=1.464S=1.3263.077MPaK=1.412計算與說明主要結(jié)果計算大，小齒輪的/并加以比較/=2.62×1.59/332.308=0.01254;/=2.18×1.79/263.077=0.01483.大齒輪數(shù)值大，取大值。設(shè)計計算=1.262mm分析對比計算結(jié)果，由齒

17、面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度的是的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.262并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度原直徑d1=43.241mm,算出小齒輪的齒數(shù)：;小齒輪的齒數(shù)：。這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，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。（4）幾何尺寸計算計算分度圓直徑：d1=z1m=29×1.5=43.5mm;d2=z2m=116×1.5=174mm.計算中心距：a=

18、d1+d2/2=43.5+174/2mm=108.75mm.計算齒輪寬度：b=d1=1×43.5=43.5mm;為補償齒輪軸向未知誤差，應(yīng)該使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，一般b1=b+(510)mm,所以此處= 43.5mm; =48.5mm。四 軸的設(shè)計計算輸入軸（高速軸）的設(shè)計計算 齒輪機構(gòu)參數(shù)如表41.262mmm=1.5mmd1=43.5mmd2=174mm.a=108.75mm.=48.5mm= 43.5mm計算與說明主要結(jié)果表4 齒輪機構(gòu)參數(shù)z1m(mm)齒寬291.5201B1=48.51 求輸入軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得：;2 求作用在小齒輪上的力因為分度圓直徑

19、d1=43.5mm,圓周力Ft=2/d1=230000/43.5N=1379.497N;徑向力Fr=Ft·tan=1379.497tan20=502.096N沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn=Ft/cos=1379.497/ cos20=1467.55N3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻2初步估算軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為241268HBS。根據(jù)參考文獻2表15-3取A=110，得：輸入軸最小直徑是安裝大帶輪的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=16.916mm4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定

20、和裝配固定單級減速器中可以將齒輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒定位；左軸承用用軸肩和軸承端蓋固定，右軸承用套筒和右軸承端蓋固定。皮帶輪在右端，用軸肩和軸端擋圈固定。周向定位鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，大帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。安裝軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋依次從左面裝入；齒輪，齒輪套筒， d1=43.5mmFt=1379.497NFr=502.096NFn=1467.55N40Cr（調(diào)質(zhì)）241268HBSA=110dmin=16.916mm計算與說明主要結(jié)果右軸承，右軸承端蓋和皮帶輪依次從右

21、面裝入。（2）確定軸各段直徑和長度軸段因為=16.916mm,所以暫取=24mm.軸段軸肩為定位軸肩，查參考文獻2，定位軸肩高度=（0.070.1）則=+2=（1.141.2）=（27.3628.8）mm,暫取=28mm軸段查參考文獻1表13-2，選取滾動軸承6206，其內(nèi)徑為30mm, =30mm,合適。因為軸肩，為非定位軸肩，軸肩高度可以任意取，現(xiàn)取，則=32mm。軸段暫定小齒輪內(nèi)徑=32mm；齒根圓直徑確定鍵的型號尺寸，查參考文獻1表12-1，選取普通平鍵A型，其中t1=3.3mm,則查參考文獻2圖10-36a，知齒根圓到鍵槽底部距離e為：e=df/2(/2+t1)=39.75/2-(3

22、2/2+3.3)=0.575mm<2m=3mm,可見偏差較大，故應(yīng)將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸。5 采用齒輪軸重新設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)（1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中仍將齒輪安裝下在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。左右軸承都用軸肩和軸承端蓋固定，大帶輪裝在右端，用軸肩和軸端擋圈固定，周向定位采用鍵和過渡配合。軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋一次從左面裝入；右軸承右軸承端蓋和大帶輪依次從右面裝入。軸的結(jié)構(gòu)與裝配如圖3暫取=24mm暫取=28mm暫取=30mm暫取=32mm=32mmt1=3.3mme=0.575mm<2m計算與說明主要結(jié)果圖3 軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖（2）重新確定各軸段直徑

23、和長度<1>確定軸段和軸段的直徑和考慮到需由右軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸，定出，再由=（1.141.2）得出。查參考文獻3知道，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，右端蓋采用透蓋，左端蓋采用悶蓋，右端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻1表17-5得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表5表5 油毛氈密封尺寸軸徑氈圈槽dDd1b1Ddb253924738266故取=25mm，則根據(jù)=（1.141.2）得出=21mm> dmin=16.916mm,合適。根據(jù)=21mm確定軸端擋圈的設(shè)計查參考文獻3表7-6，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891

24、-1986）,其數(shù)據(jù)如表6 =25mm=21mm計算與說明主要結(jié)果表6 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù)軸徑公稱直徑螺釘緊固軸端擋圈DHLdd1CD1螺釘（GB/T891）1000個質(zhì)量/kwA型圓柱銷（GB/T119）22，取=213047.55.52.10.511M5×1220.8A2×10<2>確定軸段的長度確定軸伸長度：查參考文獻3表7-3知道的軸對應(yīng)的長軸伸L=50mm,短軸伸L=36mm,極限偏差為j6。因為<<,故還需要綜合考慮，同時確定。確定大帶輪寬度B 及輪轂寬度L：因為大帶輪基準直徑=224mm2.5=2.5×21=52.5mm,又30

25、0mm，故做成腹板式。查參考文獻2圖8-14知道帶輪寬度輪轂寬度，輪轂外徑，。查參考文獻3表8-10選取帶輪槽間距e=15mm; 第一槽對稱面至端面距離f=139mm則帶輪寬度B=(z-1)e+2f=(2-1)×15+2×13=41mm,因為B>1.5=31.5mm，故不必令L=B，考慮到>B,故取，則應(yīng)選取=L=36mm。帶輪槽截面尺寸如表7L=50mmL=36mm<<腹板式B=41mm=L=36mm計算與說明主要結(jié)果表7 帶輪槽截面尺寸槽型A基準寬度bd基準線上槽ha基準線下槽深hf槽間距e=15±0.3第一槽對稱面至端面距離13mm3

26、mm9mm15mm取f=13 帶輪寬B=（z-1）e+2f外徑da=d+2ha輪槽角極限偏差41mm230mm38±0.5確定鍵：查參考文獻1表12-11選取軸段上的鍵為普通平鍵A型。表8 鍵的數(shù)據(jù)如下表軸鍵鍵槽公稱直徑d公稱尺寸b×h寬度深度公稱尺寸b軸t公稱尺寸轂t1公稱尺寸216×663.52.8因為<=36mm，則查參考文獻1 表12-11中鍵的長度系列，選取=32mm鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖如圖4圖4 鍵的外型圖和鍵槽的安裝=32mm計算與說明主要結(jié)果軸段的長度因為=（：右軸承端蓋的寬度；：大帶輪輪轂到右軸承端蓋的距離）軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配

27、圖確定。故暫時取=61mm.因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。查參考文獻1表13-2，選取滾動軸承6406，其圖如圖5圖5滾動軸承6406的外形滾動軸承6406部分數(shù)據(jù)如表9:表9 滾動軸承6406的數(shù)據(jù)軸承代號基本尺寸安裝尺寸6406dDB3090231.539811.5基本額定動載核基本額定靜載荷極限轉(zhuǎn)速Cr/KN/KN脂潤滑47.524.58000軸段與根據(jù)滾動軸承確定，即=B=23mm, =30mm.軸段軸肩-為定位軸肩，查參考文獻2，定位軸肩高度=（0.070.1）=(0.070.1)×30mm=(2.13)mm,取=2.5mm,，則=+2=（3

28、0+2×2.5）=35mm,暫取.=61mm=B=23mm=30mm=2.5mm計算與說明主要結(jié)果軸段的長度暫取齒輪段寬度由前面計算得齒輪寬度B=48.5mm確定軸段 根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣，即=；=確定軸段 根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣，即=；=選取左軸承端蓋左軸承端蓋的部分尺寸與右軸承端蓋一樣，但左軸承端蓋采用內(nèi)嵌式悶蓋。左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻3，并結(jié)合箱體共同確定。軸的總長度+=36+61+23+18.5+48.5+18.5+23=228.5mm6 求軸上的載荷軸的載荷分析圖如圖6B=48.5mm=228.5mm計算與說明主要結(jié)果圖6 軸的載荷分析圖(

29、1)受力分析，并繪制受力分析圖前面已經(jīng)算出帶輪作用在軸上的壓軸力高速軸的齒輪直徑為 扭矩則作用于齒輪上的圓周力：徑向力：計算與說明主要結(jié)果法向力：求垂直面的支承反力求水平面的支撐反力外力F作用方向與帶的布置有關(guān)，在未有具體確定前，按最不利的情況考慮。（2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖（3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖（4）求合成彎矩 (5）求扭矩，繪扭矩圖軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=30000mm7 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時通常之校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)查參考文獻2以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，齒輪軸取最小直接d=21mm, 查參

30、考文獻2表15-4計算的抗彎截面系數(shù)W0.1d,則軸的計算應(yīng)力為：根據(jù)選定軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻2表15-1得，可見，故安全。=30000mmW，安全計算與說明主要結(jié)果8 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面A、C、D只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面A、C、D均無需校核，截面B雖然應(yīng)力較大，但由于是齒輪軸，相當于軸的直徑最大，故截面B也不必校核。因此，此齒輪軸較簡單，無其他危險截面。9軸承的選擇與校核（1）根據(jù)前面設(shè)計，選取左右軸承都為深溝球軸承6406，查本設(shè)計任務(wù)書表8得：基本額定動載荷Cr=47

31、.5N, 查參考文獻2表13-6得輕微沖擊時的載荷系數(shù)fp的范圍是1.01.2，取fp=1.1。（2）軸上受力分析前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)：軸上傳遞的扭矩：齒輪圓周力：齒輪徑向力：軸上的垂直支撐反力：軸上的水平支撐反力：；計算合力： （3）計算當量動載荷求比值軸承1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻2表13-5得深溝球軸承的最小半段系數(shù)e值為0.22，可見比值:Fa/Fre計算當量動載荷P查參考文獻2表13-5得：徑向動載荷系數(shù)X=1; 軸向動載荷系數(shù)Y=0，根據(jù)參考文獻2得=1.1×1×319.19+0 =351.

32、11N;=1.1×1×1790.68+0 =1969.75N.為確保安全，選用較大的進行校核。fp=1.1Fa/Fr=0e351.11N;1969.75N計算與說明主要結(jié)果由條件知道工作時間為10年，且每天三班制工作，則大概總的各種時間為。根據(jù)參考文獻2，求軸承應(yīng)該有的基本額定動載荷值：則按照參考文獻1表13-2，較充裕地選擇C=47500的深溝球軸承6406。驗算軸承6406軸承的壽命，根據(jù)參考文獻2得可見>,所以軸承6406合格。10 鍵的選擇和校核（1）根據(jù)前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段的直徑=21mm，查參考文獻1 表12-11選用鍵6

33、5;32GB1096-2003,其中b×h=6×6。(2)鍵連接的強度校核根據(jù)工作件查參考文獻2表6-2的強度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計選取靜連接時需用擠壓應(yīng)力，對于鍵6×32 GB1096-2003有：鍵與輪轂的接觸高度：鍵的工作長度：鍵的擠壓應(yīng)力：可見<,故安全。至此，高速軸的設(shè)計與校核結(jié)束。輸出軸（低速軸）的設(shè)計計算齒輪機構(gòu)參數(shù)如表10>,合格<,安全計算與說明主要結(jié)果表10 齒輪機構(gòu)參數(shù)z2m(mm)齒寬1161.5201B2=43.51 求輸出軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得：;2 求作用在大齒輪上的力因為分度圓直徑d2=174mm,圓

34、周力Ft=2/d2=2115280/174N=1325.057N;徑向力Fr =Ft·tan=1325.057tan20=482.281N沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn=Ft/cos=1325.057/ cos20=1438.818N3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻2初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為217255HBS，選取240HBS。根據(jù)參考文獻2表15-3取A=115，得：輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=27.699mm。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定和裝配固定單級減速器中大齒輪也應(yīng)該安裝在

35、箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用套筒定位，右面用軸肩定位；左軸承用套筒和軸承端蓋固定，右軸承用軸肩和軸承端蓋固定；聯(lián)軸器在最左端，用軸肩和軸端擋圈固定。周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。鍵槽用鍵槽銑刀加工，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d2=174mmdmin=27.699mm計算與說明主要結(jié)果軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接時，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。安裝軸呈階梯狀，右軸承和右軸承端蓋依次從右面裝入；齒輪，齒輪套筒，左軸承，左軸承端蓋和聯(lián)軸器依次從左面裝入。軸的結(jié)構(gòu)與裝配如圖7：圖7軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖（2）

36、確定軸各段直徑和長度從軸最細段軸段開始分析計算 軸段因為=27.699mm。由于軸段直徑應(yīng)該與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需首先選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，工作機為運輸機，故取工作情況系數(shù)則計算轉(zhuǎn)矩：半聯(lián)軸器的選擇：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考文獻1表14-4，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩，半聯(lián)軸器的孔徑=30mm，故取=30mm，半聯(lián)軸器的長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度查參考文獻3表7-3可以確定軸段的軸伸長度為58mm (其中軸伸長系列為80mm,短系列為58mm) ,為了保證軸端擋圈只壓在軸的端面計算與說明主要結(jié)果

37、上，故應(yīng)該比略短一些，且綜合考慮軸伸要求，現(xiàn)取鍵的選擇：根據(jù)軸段的直徑和長度，軸段上的鍵為普通平鍵A型，其部分數(shù)據(jù)見表11：表11 鍵的部分數(shù)據(jù)軸的直徑鍵寬×鍵高(b×h)軸深 t轂深t鍵的長度L3010×853.350根據(jù)=21mm確定軸端擋圈的設(shè)計查參考文獻3表7-6，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891-1986）,其數(shù)據(jù)如表12：表12 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù)軸徑公稱直徑螺釘緊固軸端擋圈DHLdd1CD1螺釘（GB/T891）1000個質(zhì)量/kwA型圓柱銷（GB/T119）30385106.63.2113M6×1641.5A3×12 軸段&l

38、t;1>軸肩為定位軸肩，查參考文獻2,定位軸肩高度=（0.070.1）則=+2=（1.140.2）=（34.236）mm, 應(yīng)該根據(jù)軸段上的軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸。查參考文獻2，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，左端蓋采用透蓋，右端蓋采用悶蓋，左端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻1表17-5得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表13：計算與說明主要結(jié)果表13 油毛氈密封尺寸軸徑氈圈槽dDd1b1Ddb354934748366故取=35mm，在（34.236）mm范圍內(nèi)，合適。<2>確定=（：左軸承端蓋的寬度；：聯(lián)軸器轂孔到左軸承

39、端蓋的距離）軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。故暫時取=42.5mm.因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。查參考文獻1表13-2，選取滾動軸承6208，其數(shù)據(jù)如表14：表14 滾動軸承6208的數(shù)據(jù)軸承代號基本尺寸安裝尺寸6208dDB4080181.147731基本額定動載核基本額定靜載荷極限轉(zhuǎn)速Cr/KN/KN脂潤滑29.518.08000軸段根據(jù)滾動軸承確定，即=40mm.取=23.5mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該比軸承寬度B與之和大一些，現(xiàn)令其大2mm,則軸段根據(jù)中分析，應(yīng)該比大齒輪寬度略短一些，故=-2=43.5-2=41.5mm因為軸肩-為

40、非定位軸肩，故軸肩高度無特殊要求，取=2mm,則=+2=40+2×2=44mm=35mm=42.5mm=40mm.=41.5mm=44mm計算與說明主要結(jié)果判斷軸是否要做成齒輪軸大齒輪內(nèi)徑=44mm；齒根圓直徑確定鍵的型號尺寸，查參考文獻1表12-1，選取普通平鍵A型，其中t1=3.3mm,則查參考文獻2圖10-36a，知齒根圓到鍵槽底部距離e為：e=df/2(/2+t1)=170.25/2-(44/2+3.3)=59.83mm>2m=3mm,可見偏差較大，故應(yīng)將齒輪和軸應(yīng)該分開，不必齒輪軸?？梢娨陨纤ǔ叽绾侠怼ｆI的部分數(shù)據(jù)見表15：表15鍵的部分數(shù)據(jù)軸的直徑鍵寬×

41、鍵高(b×h)軸深 t轂深t鍵的長度L4012×853.336確定軸段 軸段相關(guān)尺寸根據(jù)軸承確定，則等于軸承內(nèi)徑，即=40mm; 等于軸承寬度B，即=18mm。軸段 因為軸肩為定位軸肩，查參考文獻2,定位軸肩高度=（0.070.1）則=+2=（1.140.2）=（45.648）mm,取=47mm，=17.5mm。軸段軸肩-為定位軸肩，故=+2=（1.140.2）=（50.1652.8）mm,取=51mm；為滿足齒輪相對兩軸承對稱分布，應(yīng)該使=+，所以=-=20-14=6mm.因為軸段可以視為軸環(huán)，所以軸環(huán)寬度b1.4=1.4×(51-44)/2=4.9, 與b相差

42、不大，合理。選取右軸承端蓋右軸承端蓋的部分尺寸與左軸承端蓋一樣，但右軸承端蓋采用內(nèi)嵌式悶蓋。左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻3，并結(jié)合箱體共同確定。軸的總長度=40mm=18mm=47mm=17.5mm=51mm=6mm.計算與說明主要結(jié)果+=18+17.5+6+41.5+43.5+42.5+58=227mm確定軸上圓角和倒角尺寸按查參考文獻2表15-2取軸端倒角為，各處軸肩出的圓角外徑見圖7。5 求軸上的載荷軸的載荷分布圖如圖8圖8軸的載荷分布圖227mm計算與說明主要結(jié)果(1)受力分析，并繪制受力分析圖前面已經(jīng)算出：低速軸的齒輪直徑為 扭矩則作用于齒輪上的圓周力：；徑向力：法向力：求

43、垂直面的支承反力 求水平面的支承反力根據(jù)對稱性，（2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖根據(jù)對稱性，（3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖根據(jù)對稱性，（4）求合成彎矩 (5）求扭矩，繪扭矩圖軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=115280N·mm6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時通常之校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)查參考文獻2以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，齒輪軸取最小直接d=30mm, 查參考文獻2表15-4計算的抗彎截面系數(shù)Wd,則軸的計算應(yīng)力根據(jù)選定軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻2表15-1得，可見，故安全。7 精確校核軸的疲勞強度 =1

44、15280N·mm計算與說明主要結(jié)果（1）判斷危險截面截面A、C只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面A、C均無需校核。從應(yīng)力集中對疲勞強度的影響來看，截面和截面-處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴重；從受載的情況看，截面B雖然應(yīng)力最大。截面-的應(yīng)力集中影響和截面-處的相近，但截面-不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必校核。截面B雖應(yīng)力，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸直徑最大，故截面B也不必校核。截面-和-顯然更不必校核。由參考文獻2第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小

45、，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2）截面左側(cè)查參考文獻2表15-4有：抗彎截面系數(shù)：W=0.1dv=0.1×40=6400mm抗扭截面系數(shù)：W=0.2dv=0.2×40=12800mm截面左側(cè)彎矩：M截面上的扭矩：截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻2表15-1得：抗彎強度極限：彎曲疲勞極限：剪切疲勞極限：截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按參考文獻2附表3-2查取，因為，經(jīng)過插值可以查得=1.93，=1.32.再根據(jù)參考文獻2附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為：=0.82，=0.85故按參考文獻2附表3-4得有效應(yīng)力集中系數(shù)為：W=6400mmW=12800mm計算與說明主要結(jié)果查參考文獻2附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，查參考文獻2附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)：軸未經(jīng)過表面強化處理