機械設計課程設計

1、設計任務書帶式輸送機傳動裝置課程設計任務書1傳動裝置簡圖2已知條件1）工作情況：兩班工作制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，輸送帶水平放置。2）工作環(huán)境：室內(nèi)，有灰塵，最高環(huán)境溫度35°C，通風條件一般。3）動力來源：電力，三相交流，電壓380V/220V。4）工作壽命：8年。5）檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。6）制造條件：一般機械制造廠，小批量生產(chǎn)。7）齒輪減速器浸油潤滑；取大齒輪的攪油效率攪=0.98;取滾筒-輸送帶效率w=0.96。3. 設計任務1）選擇電動機型號。2）選擇聯(lián)軸器類型和規(guī)格。3）設計圓柱齒輪減速器。4）設計滾筒軸滑動軸承。5）繪制圓柱齒輪減速器裝

2、配工作圖。6）繪制帶式輸送機總裝圖。7）繪制減速器中23個零件工作圖（由教師指定）。8）編寫設計計算說明書。4. 技術參數(shù)注：輸送帶速度允許誤差土5%題號參數(shù)12345678910輸送帶拉力F/kN76.565.55.254.84.54.24輸送帶速度V/（m/s）1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滾筒直徑D/mm400400400450400500450400450450擬定傳動方案注意事項：1.遵循高速級傳動比為低速級傳動比的1.3到1.5倍2此減速器應老師要求設計成二級傳動。3. 斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動比高、傳動平穩(wěn)、齒輪尺寸小，應放在二級減速器的高速級

3、。4. 減速器設計時，為齒輪壽命考慮，應選用閉式傳動。5. 設計齒輪時應注意浸油潤滑要求：所沒尺寸大于一個齒高且小于齒輪直徑的六分之一。6. 因為是兩級傳動，所以減速器內(nèi)最少需要三根軸。7.確定軸的尺寸后，檢查齒輪是否與軸干涉。計算及說明結果一、電動機選用過程電動機的選定：nd(46)2nw-10472357，故選用n=1500r/min同步轉(zhuǎn)速的電動機滾筒Pw=Fv=4.i25kW,n4=V=1.091r/s=65.481r/minnwD5確定功率Fd=二=w=5.04891kWJ齒小聯(lián)小滾小滑小攪通用的電動機為丫系列三相交流異步電動機，Y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機式，

4、是我國新設計的統(tǒng)一系列，其安裝尺寸和功率等級符合國家標準，具有高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲底、振動小、運行安全可靠等優(yōu)點，因此，工業(yè)上應用最為廣泛，應優(yōu)先選用。經(jīng)常起動、制動和正反轉(zhuǎn)時，要求電機有較小的轉(zhuǎn)動慣量和較大的過載能力，一般選用起重及冶金用三相電機，常用為YZ或YZR系列各種型號電動機的技術數(shù)據(jù)、外型及安裝尺寸可查閱有關機械設計手冊或產(chǎn)品目錄。但是本設計依老師要求選用丫型根據(jù)功率，故電動機選用丫132S-4Y132S-4主要技術參數(shù)選用電動機Y132S-4高速級斜齒輪：齒輪1:40Cr260HBW調(diào)質(zhì)齒輪2:45鋼230HBW調(diào)質(zhì)Z1=19Z2=109B=10.06°K=1.

5、34b=40.25mm高速級真實109i-19低速級：齒輪340Cr250HBW調(diào)質(zhì)齒輪445鋼220HBW調(diào)質(zhì)Za=28乙=108K=1.113b=70mm真實滾筒轉(zhuǎn)速：n=65.08(r/min)5 =9mm6 =8mmb1=12mmb=13.5mmb2=22.5mmdf=18mmd1=14mmd2=10mm糾=11mm2=10mmd4=6mmI軸：d1=38mmd2=45mm電動機型號額疋動率/KW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kgY132S-45.514402.22.368三、傳動裝置運動與動力參數(shù)計算總機械效率的確定：二級減速器中選用高速級為斜齒輪，低速級為直齒輪，口

6、齒=0.9852聯(lián)軸器選用彈性套柱銷聯(lián)軸器、GICL型鼓形齒式聯(lián)軸器，11聯(lián)=0.992滾動軸承選用3對圓錐滾子軸承，滾=0.983滑動軸承選用1對，叫滑=0.97攪油損失，攪=0.982TW=W滾"訂訐滑=0.83377確定各級傳動比及各軸轉(zhuǎn)速：電動機滾筒總傳動比i總1440-21.9865.481由于高速級傳動齒輪為斜齒輪，其傳送效率較高，故選用i高=5.7，i低=3.856為各級傳動比效率所以m=1440r/min,n2=253r/min,n3=65.514r/min確定各軸功率及轉(zhuǎn)矩：P1二Pd聯(lián)=4.94793kW,P2=p1滾齒=4.77624kWP3二P2滾齒攪=4.5

7、2829kW,P4=Ps滾攪聯(lián)=4.2526kWTdPd=9550dnd=33.48kN*mP1,T1=95501nd=32.81kNmT2P2=9550-n2=180.3kNmF3,T3=9550-=658.63kNmT4P4=95504na=620.22kNmd3=50mmd5=55mm輸入聯(lián)軸器:T6聯(lián)軸器Y3882Y38824323-2002鍵：GB/TbXh=10X8t=5t1=3.3l=50圓錐滾子軸承30210e=0.42,X=0.4,Y=1.4.斜齒輪：水平：于是得d1二Iv*Ze漢Zh漢zp)Iu丿'、H丿=30.6mm,d則取d1=35mm便于計算，3="

8、1+警=119mm2cosPMmax=21.489Nm垂直：扭矩：45鋼：B=0.908u=0.77,r=0.81U軸：圓錐滾子軸承30207e=0.3,X=0.4,Y=1.6直齒輪：Fa1=1537NFA2=1234N水平：垂直：合成：扭矩：選材45鋼B=0.92備=0.88,取標準模數(shù)mn=2,；r=0.81鍵：三、傳動零件設計計算二級減速器齒輪參數(shù)計算：（一）高速級：斜齒圓柱齒輪確定齒輪自定義參數(shù)：B初取10°,材料初選：齒輪1:40Cr260HBW調(diào)質(zhì)齒輪2：45鋼230HBW調(diào)質(zhì)。因為齒輪為兩班工作制，一班工作時間為8小時，壽命為8年，所以齒輪工作時間為=288365=46

9、720h,循環(huán)次數(shù)N=60丫nth,其中丫為齒輪工作中轉(zhuǎn)一圈齒面嚙合的次數(shù)，所以丫=1所以N,=4109,N2=8108，查表得：齒輪1、2的齒面接觸疲勞極限、彎曲疲勞極限為：最小安全系數(shù)、接觸強度和彎曲強度計算的壽命系數(shù)為：由計算齒面許用接觸疲勞應力、許用彎曲疲勞應力公式=亠HlimZn,亠FEYn計算出：SHminSFmin分析失效、確定設計準則：因為減速器功率較小，選用齒輪為軟齒面，最大可能失效是齒面疲勞，故選用接觸疲勞強度進行設計，確定主要參數(shù)，并且進行疲勞強度與彎曲強度驗算。按齒輪接觸疲勞承載能力計算齒輪主要參數(shù)：查表取值：小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=9550P=32.81kNmnda=130m

10、m,則按經(jīng)驗式mn=0.015a=0.015X130=1.8,檢驗傳動比：傳動比誤差'u川軸：圓錐滾子軸承30213e=0.4，X=0.4,Y=1.5水平：垂直：合成：轉(zhuǎn)矩：材料選定45鋼鍵：滑動軸承D=50mm2acosz18.47,取z=19,z2=iZ!=5.7X19=108.3,取mn1uZ2=1091095.7-=0.0065，因為|知蘭0.05,5.7可用，所以取Z1=19,Z2=109,iJ0919用B湊中心距a'二arccos1'1Z2=10.06，在B角在8o15o范圍內(nèi)，可用2a兩齒輪直徑為d1=mn：=38.6mm，d2=凹卑=221.4mmcos

11、PcosP精確計算計算載荷：小齒輪速度w：d111=2.9m，精度根據(jù)經(jīng)驗選擇7級，則齒間60S000/s載荷分配系數(shù)K：.=1.1，使用系數(shù)Ka=1.00,動載系數(shù)Kv=1.1,齒向載荷分布系數(shù)K-：=1.11,則K=K：.K-：KaKv=1.34驗算設計：查表得：齒寬b=d1=40.25mm，F(xiàn)t=1875N，外齒輪復合齒形系數(shù)YF=4.4,由于邛=bsin卩=1.98，則螺旋角系數(shù)Yp=0.91二mn1、驗算齒輪彎曲疲勞承載能力KF升=YFYp=124MPaVbFJ滿足齒輪彎曲疲勞承載能力bmn查表得：區(qū)域系數(shù)Zh二2.38,螺旋角系數(shù)ZCOS=0.97,彈性系數(shù)ZE-189.8,2、驗

12、算齒輪接觸疲勞承載能力應力誤差為一H2H=-0.048一-0.05,在誤差范圍內(nèi)，即滿足齒輪接丘H2觸疲勞承載能力109所以高速級傳動比為i=，低速級傳動比變?yōu)閕=3.831,U軸真實的19轉(zhuǎn)速為n=251(r/min)高速級斜齒圓柱齒輪傳動幾何尺寸計算齒輪參數(shù)名稱(公式)小齒輪大齒輪法向模數(shù)mn/mm22法向壓力角a/(°)2020螺旋角B10.06°10.06°分度圓直徑d=mn；/mmCOSP38.6221.4齒頂咼ha=hamn/mm22齒根高*hf=(ha+c)mn/mm2.52.5全齒高h=ha+hf/mm4.54.5齒頂圓直徑da=d+2ha/mm4

13、2.6225.4齒根圓直徑df=d-2hf/mm33.6216.4頂隙c=c*m/mm0.50.5標準中心距mn(z<z2)a=冠/mm2cosP130節(jié)圓直徑d'=d/mm38.6221.4傳動比i=n玉n?zi5.74(二)、低速級：直齒圓柱齒輪確定齒輪自定義參數(shù)：a=20o,材料初選：齒輪340Cr250HBW調(diào)質(zhì)齒輪445鋼220HBW調(diào)質(zhì)齒輪使用時間同咼速級為th=2乂8江8><365=46720h,N=60丫nth88所以N3=7況10,N4=2況10,查表得：齒輪3、4齒面接觸疲勞極限和彎曲疲勞極限為：最小安全系數(shù)、接觸強度和彎曲強度計算的壽命系數(shù)為：由

14、公式齒面許用接觸疲勞應力、許用彎曲疲勞應力公式切匸處乙“屛丄是丫“計算出：SHminSFmin分析失效、確定設計準則：直齒圓柱齒面選用軟齒面，最大可能失效為齒面疲勞，因此進行齒面疲勞強度設計，確定主要參數(shù)，并且進行齒面彎曲強度校核和疲勞強度校核。按齒面接觸疲勞承載能力計算齒輪主要參數(shù)：初取載荷系數(shù)K=1.3，減速傳動u=i=3.831,查區(qū)域系數(shù)圖，標準齒輪Zh=2.5,彈性系數(shù)Ze=189.8，齒寬系數(shù)-二b，許用齒面di接觸疲勞應力值應將小值帶入，于是初取載荷系數(shù)K=1.3，減速傳動u=i=3.831,查區(qū)域系數(shù)圖，標準齒輪Zh=2.5,彈性系數(shù)Ze=189.8，齒寬系數(shù)-二b，許用齒面d

15、i接觸疲勞應力值應將小值帶入，于是2KT3p+1丫址召'所以，d3取67mmd3一3H42=66.6mma=°+U"3=162.7mm，a取整170mm2由經(jīng)驗公式m=0.015a=2.55mm取標準模數(shù)m=2.5mm2aZ3=28.007,取Z3=28，同時Z3+Z4=136,乙取108m1u檢驗傳動比：傳動比誤差；二1083.83128=0.0068乞0.05，3.831所以傳動比在誤差范圍內(nèi)，可用即d3二mz3=70mm，d4=mz4精確計算計算載荷：主動齒輪傳動速度V3二"3=267.5mm=0.93m60X000/s根據(jù)經(jīng)驗，齒輪精度選用7級精度

16、，則齒間載荷分配系數(shù)K：.=1.0，使用系數(shù)Ka=1.00,動載系數(shù)Kv=1.05,齒向載荷分布系數(shù)K=1.06，則K二K：K:KaKv=1.113驗算設計：齒寬b=dd3=70mm，查表得：外齒輪復合齒形系數(shù)Yf=4.23,Ft=5151N1、驗算齒輪彎曲疲勞承載能力：查表得：彈性系數(shù)Ze=189.8，區(qū)域系數(shù)Zh=2.52、驗算齒輪接觸疲勞承載能力：所以最后總的計算傳動比為i=109豔22.13'滾筒的轉(zhuǎn)速為n=65.08(r/min)在可允許范圍內(nèi)。低速級直齒圓柱齒輪傳動幾何尺寸計算公式名稱（公式）齒輪參數(shù)小齒輪大齒輪模數(shù)m/mm2.52.5壓力角a、（°）2020分度

17、圓直徑d=mz/mm70270齒頂咼ha=ham/mm2.52.5齒根高hf=（h；+c*）m/mm3.1253.125全齒高h=ha+hf/mm5.6255.625齒頂圓直徑da=mz+2ha/mm75275齒根圓直徑df=mz2hf/mm63.75263.75基圓直徑db=mzcosct/mm65.8253.7齒距p=兀m/mm7.85基圓齒距pb=xmcosa7.381齒厚s=p/mm23.93齒槽寬e=丄p/mm23.93頂隙c=c*m/mm0.625標準中心距a=衛(wèi)（乙+z2）/mm2170節(jié)圓直徑d=d/mm70270傳動比i=皿=全壓乙3.857驗算配油問題：以上計算齒輪符合配油

18、原則（小于齒輪六分之一處且大于一個齒高）四、軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的設計計算及校核公共參數(shù)：箱體壁厚：s=0.025X170+仁5.25V8,取S=9mm箱蓋壁厚：=0.02x170+3=6.4v8,取d=8mm箱蓋凸緣厚度：d=1.5x31=l2mm箱座凸緣厚度：b=1.5XS=13.5mm箱座底凸緣厚度：b2=2.5XS=22.5mm地腳螺釘直徑：df=0.036Xa+12=17.76mm取18mm地腳螺釘數(shù)目：n=4軸承旁連接螺栓直徑：d!=0.75Xdf=13.32mm取14mm蓋與座連接螺栓直徑：d2=(0.50.6)df=8.8810.656mm取10mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：亠&

19、gt;1.2S=10.8mm取11mm齒輪端面與內(nèi)壁箱距離：厶2>S=9mm取10mm視孔蓋螺釘直徑：d4=(0.30.4)df=5.37.1mm取6mm厶3選?。焊鶕?jù)潤滑方式的不同，厶3有不同取值，油潤滑也3=25脂潤滑3=810潤滑方式選擇根據(jù)軸承內(nèi)徑d與軸承轉(zhuǎn)速n乘積大小確定dn16104選擇油潤滑dn16104選擇脂潤滑凸臺及凸緣的結構尺寸螺栓直徑M18M14M10242016221814363022855r533I軸：因本設計中減速器功率小，故軸用材料選用45鋼即可，查表的參數(shù)：嶺】=35,Ao=110由公式dA°3,P得I軸最細di=16.6mm又因為I軸上有鍵槽，

20、軸頸應加大5%，及I軸最細應為17.4mm圓整后I軸上小1取20mm同時考慮到I軸與電動機相連，查表得到D=38mm綜上考慮，I軸最細直徑取38mm，因為軸為齒輪軸，所以所用料為40Cr。于是d1=38mm貝U由于d2=d1+(810)=45mm,d3=d2+(25)=50mm,d5=d3+(25)=55mm選擇輸入軸聯(lián)軸器：由于輸入轉(zhuǎn)速高、扭矩大，故選用帶有彈性元件的聯(lián)軸器，此處選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，查閱手冊根據(jù)電動機伸出軸的直徑選擇Y38x82LT6聯(lián)軸器GB/T4323-2002Y38X82具體參數(shù)如下表：型號公稱轉(zhuǎn)矩Nm許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度Mm轉(zhuǎn)動慣量kgm2質(zhì)量kg

21、LT6250380038820.0289.57選擇連接聯(lián)軸器與軸的鍵：根據(jù)直徑選擇鍵：bxh=10X8t=5t1=3.3l=50選擇圓錐滾子軸承(可承受軸向力)：安裝軸承的尺寸為d3=50mm,故選取圓錐滾子軸承30210,參數(shù)如下(mm):dDTaCrCorP509021.7520575879:8373.292其中計算系數(shù)為：e=0.42,X=0.4,丫=14計算軸承安裝尺寸：因為nd=5040016"04，所以采用脂潤滑，也3=9軸初步尺寸如下：計算齒輪受力：圓周力斤=紐=1700”d1徑向力Fr=Fttan,n=628NcosP軸向力Fa=Fttan0=303N軸承強度校核：計

22、算軸承受力：1、計算軸承支反力：水平面FXa+IB)-FrlB=0二Ft=Fr&=381NF.|豎直面F1(Ia+唁)一FtIb=0=F1=-t=1155NlAlB合成軸承支反力：2、計算兩軸承軸向心力：因而軸有向右運動的趨勢，即軸承2被壓緊，軸承1被放松3、計算當量動載荷Fai一434o.36e-0.42X=1,Y=0Fr11216Fa27371.23蘭©o.42X=0.4,Y=1.4Fr2598因此當量動載荷P,二乂丁巳+丫丁人1=1216NPP2所以只需要校核軸承2的壽命4、求軸承2的壽命滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.0滾動軸承溫度系數(shù)存=1.0滿足壽命要求。軸的強度校核：

23、軸受力圖：軸承1距齒輪受力點為1a，軸承2距齒輪受力點為冷。水平面受力圖：水平面彎矩及彎矩圖：Mmax=F2=21.489Nm垂直面受力圖：垂直面的彎矩及彎矩圖：合成彎矩圖：扭矩及扭矩圖：判斷危險截面：據(jù)軸的彎矩圖與扭矩圖可初步判斷軸的危險截面為齒輪集中力點所在截面。確定許用應力：材料：45鋼調(diào)質(zhì)熱處理，查表得其抗拉強度、彎曲強度、彎曲疲勞極限、剪切疲勞極限%=735MPaNs=540MPa,cr=355MPa,3=200皿戸8,屮=0.34,屮i=0.21合成彎矩：Mi=JlMHi+M：=52.057Nm抗彎截面模量：W止0.1d3=5.75"0（口3彎曲應力：19.05MpaW抗

24、扭截面模量：Wt=2匯W=11.5漢10°口3剪切應力：壬=2.85MpaWt因為，彎曲應力屬于對稱循環(huán)變應力，所以因為，剪切應力屬于脈動循環(huán)變應力，所以求斷面的有效應力集中系數(shù)：斷面處有鍵槽，因此軸面積有變化，按照螺紋、鍵、花鍵、橫孔處及配合的邊緣處的有效應力集中系數(shù)查詢：因為仃b=735MPa，利用內(nèi)插法得k仃=1.932，心=1.7695確定表面質(zhì)量系數(shù)B及絕對尺寸系數(shù)和gr:軸加工方式為車削，查表利用內(nèi)插法得B=0.908軸材料為45Cr,直徑為38mm經(jīng)查表得名口=0.77,名r=0.81求安全系數(shù)：按照應力循環(huán)特性r=C的情況計算安全系數(shù)：軸只受正應力時安全系數(shù)為軸只受切

25、應力時安全系數(shù)為本軸材料均勻、載荷與應力計算精確，故取S=1.4軸的總安全系數(shù)為：所以軸安全強度足夠。鍵的強度校核：鍵連接的許用擠壓應力經(jīng)查表取kp】=130MPaP軸I的轉(zhuǎn)矩為=9550匯丄=32.81kNnd故p=3.85MPavkp=130MPadlk故鍵的強度滿足要求。H軸：選擇材料，計算初步參數(shù)：因為此軸不是齒輪軸，即材料沒有特殊要求，故采用成本較低的45鋼|Pndu蘭A03!=29.3mmnn又因為此軸有鍵槽，故軸徑應加大5%，即卩dn=30.77mm，要取以0、5結尾的直徑，故du最終取35mm。記為d3=35mm選擇圓錐滾子軸承(可承受軸向力)：安裝軸承的尺寸為da=35mm，

26、故選取圓錐滾子軸承30207，參數(shù)如下(mm):dDTaCrCorr357218.2515.34244626554.263.5其中計算系數(shù)：e=0.37，X=0.4,丫=1.6計算軸承安裝尺寸：軸初步尺寸如下：計算齒輪受力：斜齒輪：圓周力R11700Ndi徑向力Fr-七n-628NCOSP軸向力Fa=Fttan0=303N直齒輪：圓周力Ft2T"5151Nd3徑向力F=Fttan已=1875N軸承校核：因為nd=885516"04，所以采用脂潤滑，山=9計算軸承支座反力：水平面圓周力產(chǎn)生的徑向支反力：豎直面圓周力產(chǎn)生的徑向支反力：合成徑向支反力：=3075N2、兩軸承軸向力

27、：卩引二Fr1=961Ns12YFs2=Fr2=1234N2YFa2+FS2=303+1234=1537N)FS1=961N軸有向右運動趨勢，軸承1受拉,軸承2受壓,即FA1=Fa2+Fs2=1537NFa2=Fs2=1234N計算當量動載荷：當量動載荷：P二乂汁巳+丫丁川=3689N所以計算軸承壽命時用軸承2所受當量動載荷進行計算由于無沖擊，故由表9-6，取fP=1°工作溫度低于100乜，查表9-5得fT=1.0。軸承的壽命為106fcL建=叱(-嚴=407783：33280h60nfpP2軸承壽命符合要求。校核軸的強度：軸受力圖：水平面受力圖：水平面彎矩及彎矩圖：垂直面受力圖：垂

28、直面彎矩及彎矩圖：合成彎矩圖：轉(zhuǎn)矩圖：判斷危險截面：綜合上述彎矩、扭矩圖可初步判斷此軸危險截面在2處，即低速級主動齒輪集中受力點所在平面。確定許用應力：軸材料選定45鋼，調(diào)質(zhì)，即所查參數(shù)如下：抗拉強度b=640Mpa屈服強度s=355Mpa彎曲疲勞極限二=275Mpa剪切疲勞極限TA=155Mpa合成彎矩：M!=JmH!+M；!=236.9Nm危險截面軸的直徑：d=38mm32抗彎截面模量：W=d+bt(dt)=5.4<10_6m3322d彎曲應力：=Ml=5lMpaW抗扭截面模量：Wt=+()=1.1"0，m3162d剪切應力：=20MpaWt因為，彎曲應力屬于對稱循環(huán)變應力

29、，所以因為，剪切應力屬于脈動循環(huán)變應力，所以求斷面的有效應力集中系數(shù)：斷面處有鍵槽，因此軸面積有變化，按照螺紋、鍵、花鍵、橫孔處及配合的邊緣處的有效應力集中系數(shù)查詢：因為=640MPa，利用內(nèi)插法得心=1.812，心=1.608確定表面質(zhì)量系數(shù)B及絕對尺寸系數(shù)和r:軸加工方式為車削，查表利用內(nèi)插法得B=0.92軸材料為45鋼，直徑為38mm經(jīng)查表得g=0.88，務=0.81求安全系數(shù)：按照應力循環(huán)特性r=C的情況計算安全系數(shù)：軸只受正應力時安全系數(shù)為軸只受切應力時安全系數(shù)為本軸材料均勻、載荷與應力計算精確，故取S=1.4軸的總安全系數(shù)為：所以軸安全強度足夠。鍵的強度校核：鍵連接的許用擠壓應力經(jīng)

30、查表取kp】=130MPa軸U的轉(zhuǎn)矩為T2=9550漢豆=180.3kN*m連接直齒圓柱齒輪的鍵的規(guī)格為bx:h=10x:8,l=56連接斜齒圓柱齒輪的鍵的規(guī)格為b5=10漢8,1=22。p-工-130.7MPa在誤差范圍內(nèi)，強度足夠dlk其中：k=3.3mm故鍵的強度滿足要求。山軸：選擇材料，計算初步參數(shù)：因為此軸不是齒輪軸，即材料沒有特殊要求，故采用成本較低的45鋼d皿王Ao3=45.1mmn皿又因為此軸有鍵槽，故軸徑應加大5%,即卩d皿=47.36mm,要取以0、5結尾的直徑，故dm最終取50mm。記為di=50mmd2=di+(812)=60mm(以0、5結尾)選擇圓錐滾子軸承(可承受

31、軸向力)：安裝軸承的尺寸為d3=65mm，故選取圓錐滾子軸承30213,參數(shù)如下(mm):dDTaCrCor6512024.7523.87477106111120152其中計算系數(shù)：e=0.4，X=0.4,丫=1.5計算軸承安裝尺寸：軸承初步尺寸：因為Vm=0.917m/s2m/s，所以采用脂潤滑，故亠=9直齒輪：2T圓周力Ft=5151Nd3徑向力廠=匸tan$=1875N軸承強度校核：計算軸承受力：1、計算軸承支反力：F水平面FIa+IbFrIb=0二F1=rB=1211.9NlA*lB豎直面F1(lA+lB)-FtlB0=F1-FtIb-3229.3N1A*1B合成軸承支反力：2、計算兩

32、軸承軸向心力：由于直齒圓柱齒輪不存在軸向力，所以3、計算當量動載荷比=0.33e=0.4X=1,Y=0FR1Fa20.33蘭e0.4X=1,Y=0FR2因此當量動載荷R二乂店巳+Y1FA1=3543NPP2所以只需要校核軸承1的壽命求軸承1的壽命：滾動軸承載荷系數(shù)fP=1.0滾動軸承溫度系數(shù)仃=0Lh-10'也)-3.2x107h：46720h其中e-1060n(fpP丿3滿足壽命要求。校核軸的強度：軸的受力圖：軸在水平面受力圖：軸在水平面上所受彎矩及彎矩圖：軸在垂直面受力圖：軸在垂直面上所受彎矩及彎矩圖：合成彎矩及彎矩圖：轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖：判斷危險截面：綜合上述彎矩、扭矩圖可初步判斷此軸危險截面低速級從動齒輪集中受力點所在平面。確定許用應力：軸材料選定45鋼，調(diào)質(zhì)，即所查參數(shù)如下：抗拉強度坊b=640Mpa屈服強度s=355Mpa彎曲疲勞極限丄=275Mpa剪切疲勞極限iA=155Mpa合成彎矩：M,=JmH2=205.5Nm危險截面軸的直徑：d=68mm抗彎截面模量：W=2+bt(dt)=2.68"0訃3322d彎曲應力：=7.66MpaW32抗扭截面模量：WT-d+bt(dt)-5.77S0，m3162d剪切應力：i=11.41MpaWt因為，彎曲應力屬于對稱循環(huán)變應力，所以因為，剪切應力屬于脈動循環(huán)變應力，所以求斷面的有效應力集中