減速器裝配圖、大齒輪零件圖和輸出軸零件圖講訴

第1章初始參數(shù)及其設計要求保證機構(gòu)件強度前提下，注意外形美觀，各部分比例協(xié)調(diào)。初始參數(shù)：功率P=2.8kW，總傳動比i=5第2章電動機2.1電動機的選擇根據(jù)粉碎機的工作條件及生產(chǎn)要求，在電動機能夠滿足使用要求的前提下，盡可能選用價格較低的電動機，以降低制造成本。由于額定功率相同的電動機，如果轉(zhuǎn)速越低，則尺寸越大，價格越貴。粉碎機所需要的功率為P=2.8kw，故選用Y系列（丫100匕2-4）型三相籠型異步電動機。Y系列三相籠型異步電動機是按照國際電工委員會（IEO）標準設計的，具有國際互換性的特點。其中Y系列（Y100L2-4）電動機為全封閉的自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防灰塵、鐵屑或其它雜務物侵入電動機內(nèi)部之特點，B級絕緣，工作環(huán)境不超過+40℃,相對溫度不超過95%,海拔高度不超過1000m,額定電壓為380V,頻率50HZ,適用于無特殊要求的機械上，如農(nóng)業(yè)機械。Y系列三相籠型異步電動具有效率高、啟動轉(zhuǎn)矩大、且提高了防護等級為IP54、提高了絕緣等級、噪音低、結(jié)構(gòu)合理產(chǎn)品先進、應用很廣泛。其主要技術參數(shù)如下：型號：Y100L2-4同步轉(zhuǎn)速：1500r/min額定功率：P=3kw滿載轉(zhuǎn)速：1420r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩：2.2T/（N-m）最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩：2.2Tn/（N?m）質(zhì)量：4.3kg極數(shù)：4極機座中心高：100mm該電動機采用立式安裝，機座不帶底腳，端蓋與凸緣，軸伸向下。

2.2電機機座的選擇表2-1機座帶底腳、端蓋無凸緣丫系列電動機的安裝及外型尺寸（mm）機座號級數(shù)ABCDEFG100L4160140632860824HKABACADBBHDL10012205205180170245380第3章傳動比及其相關參數(shù)計算3.1傳動比及其相關參數(shù)的分配根據(jù)設計要求，電動機型號為Y100L2-4,功率P=3kw,轉(zhuǎn)速n=1420r/min。輸出端轉(zhuǎn)速為n=300r/min。總傳動比:1440二1440二4.73；300（3-1）分配傳動比：取iD=3；齒輪減速器：i473TOC\o"1-5"\h\zi=一=――=1.58； （3-2）li3D高速傳動比：i=v14=<1.4x1.58=1.5； （3-3）12 L低速傳動比：i='l=I.、8=1.05。 （3-2）23i1.5123.2運動參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速電機輸出軸：n=n=1420r/min軸I：n=—=I、、。=473.33r/min （3-4）1i3D軸II：

軸III:n 473.33—=軸III:n 473.33—= i2 1.5=315.6r/min（3-4）n315.6T= i23 1.05=300r/min（3-4）3.2.2功率計算Y型三相異步電動機，額定電壓380伏，閉式。查手冊取機械效率："。=1=0.96,nC=n2=0.97,,聯(lián)軸器”=1=0.99軸承n=n4=0.98動載荷系數(shù)：K=1輸出功率：Pc=2.2kwTOC\o"1-5"\h\z總傳動效率：n=nxn2X中xn3=0.833 （3-5）12 3 4電動機所需功率：P=kx上=2.64kw,即P=2.64kwn 0軸I：P1=P0xn1xn3xn4=2.46kw （3-6）軸ii：P2=uxn2xn4=2.34kw軸iii：p=pxnxnxn=2.2kw3.2.3轉(zhuǎn)矩計算―p TOC\o"1-5"\h\zT=9.55x106 （3-7）n P T=9.55x106i=1.7755x104N-mm0 nT=9.55x106匕=4.9633x104N-mm1 ne-cP T=9.55x1062=2.21917x105N-mmn2T=9.55x106匕=7.0033x105N-mmn33.2.4參數(shù)列表表3-1傳動系統(tǒng)及其運動參數(shù)、\軸參數(shù)^-^電機軸I軸II軸III軸功率P(kw)2.642.462.342.2轉(zhuǎn)速n(r/min)1420473.33315.6300轉(zhuǎn)矩T(N.mm)1.7755x1044.9633x1042.21917x1057.0033x105第4章帶及帶輪的設計根據(jù)設計方案及結(jié)構(gòu)，該機選用普通V帶傳動。它具有緩和載荷沖擊、運行平穩(wěn)、無噪音、中心距變化范圍較大、結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低、使用安全等優(yōu)點。普通V帶傳動的計算已知：電動機功率p=3.0kw，電動機轉(zhuǎn)速n=1420r/min，粉碎機主軸轉(zhuǎn)速n=1275r/min。2確定V帶型號和帶輪直徑工作情況系數(shù)由《機械設計基礎（第三版）》表8.21工作情況KAKA=1.2計算功率PC=KA-P=1.2x3=3.6kw PC=3.6kw選帶型號由圖8.12普通V帶選型圖 A型普通V帶小帶輪直徑取D=80mm大帶輪直徑帶傳動滑動率￡一般為1%?2%取￡=1%Dn 80x1440D=(1—s)—^-1=0.99x =216mm (4-1)2 n2 1275取D=224mm2大帶輪轉(zhuǎn)速八、Dn八“80x1440 /,八n=(1—s)—^-1=0.99x (4-2)2 q 224n=5.948r/min結(jié)果在5—25m/s之間，滿足要求。4.1.2確定帶長DD2+D1(4-3)(4-4)(4-5)80+224?一 二152mm2224—80f =72mm2+D2-Di)+2a4a 00A "err-+ =1277.65mm4a0取標準值Ld二1400mm確定中心距a初定中心距a02(q+D2(q+D2)>a0>0.7(D+D2)(4-6)2(80+224)>a0>0.7(80+224)608mm>a>221.8mm根據(jù)實際確定：初定中心距a=400mm0計算實際中心距, 1400—12770650=400+ =461.175mm2確定帶輪包角TOC\o"1-5"\h\zDD小帶輪包角 a=180?！?義60。 (4-7)a224—80- /a=180o— 義57.3=162.1o1 461.1751。>120。，滿足要求

4.1.5確定帶根數(shù)Z帶速VV二^^二3」4X804.1.5確定帶根數(shù)Z帶速VV二^^二3」4X80X1440二6.03m/S60x1000 60000取V=6.03m/S傳動比i帶根數(shù)z1440=1.13n2 1272.86取i=1.13由表8.9A型單根V帶的基本額定功率P0P0=0.9kw由圖8.11小帶輪包角系數(shù) 取k&=0.946由《機械設計基礎（第三版）》表8.4查得k（=1.04由表8.19普通V帶傳動比系數(shù)取AP=0.117由式Z二 P (p+Ap)kxk（4-8）=2.64=2.64(0.9+0.117)x0.946x1.044.1.6確定軸上載荷單根V帶張緊力由式8.19，由表11.4q=0.10kg/m單根V帶張緊力P=500-VZ2.5—k( 缶k)+qV2（4-9）=500x2.645.948x32.5—0.946

0.946)+0.10x5.9482=169.24N162.1o軸上載荷 F=2ZFsin—=2x3x169.24xsin———=1003.08。 0 2 2（4-10）4.1.7選擇帶型選用3根A-4000GB/T11544-1997的V帶，中心距a=470mm，帶長1400mm4.2帶輪結(jié)構(gòu)帶速V<300m/s時的帶傳動，其帶輪內(nèi)一般用HT200制造，高速時應使用鋼制造，帶輪的速度可達到45m/s。由于該機帶速為V=9.4m/s，故帶輪材料選用HT200。在設計帶輪結(jié)構(gòu)時，應使帶輪易于制造，能避免因制造而產(chǎn)生過大的內(nèi)應力，重量要輕。根據(jù)結(jié)構(gòu)設計，大帶輪選用腹板式結(jié)構(gòu)；小直徑的帶輪可以制造為圓柱形。故該機小帶輪制造為圓柱形。帶截面尺寸和帶輪輪緣尺寸：V帶型號：A型頂部寬b：13mm節(jié)寬b:11.0mm高度h：8mmV帶輪基本參數(shù)：基準寬度bd=11.0mm,基準線上槽深hi=2.75mm,基準線下槽h =8.7mm,fmin槽間距e=15±0.3mm，槽邊距fi=9mm，最小輪緣厚5i=6mm,帶輪寬度B=(Z-1)e+2f=48mm(Z一輪槽數(shù))，外徑d=dd+2h10第5章齒輪傳動的設計齒輪傳動概述齒輪傳動是機械傳動中應用最廣泛的一種傳動形式。其主要優(yōu)點是傳動效率高，傳動比準確，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，壽命長；主要缺點是制造成本高，不適宜于遠距離兩軸之間的傳動。按照工作條件，齒輪傳動可分為開式傳動和閉式傳動兩種。開式傳動：齒輪外露，不能保證良好的潤滑，且易于落入灰塵、異物等，齒輪面易磨損。閉式傳動：齒輪被密封在剛性的箱體內(nèi)，密封潤滑條件好，安裝精度高。重要的齒輪傳動大多數(shù)采用閉式傳動。高速級齒輪設計與計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù).根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095-88）。.材料選擇。由《機械設計基礎（第三版）》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG310-570（正火），硬度為235HBS，二者材料硬度差為45HBS。.選小齒輪齒數(shù)z=41，大齒輪齒數(shù)z2n4=4.7x41=1926圓整后齒數(shù)取z=193。5.2.2按齒面接觸強度設計按照下式試算：』、|2KTi+1（ZZ丫（5-1）*氣k.7（5-1）da'h,1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值11

P①轉(zhuǎn)矩T=9.55x106^N-mm1 ni②試選載荷系數(shù)1.6③由《機械設計基礎（第三版）》表10-7選取齒寬系數(shù)巾「1④由表《機械設計基礎（第三版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP2E a⑤由《機械設計基礎（第三版）》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。H11ml=550MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限。Hiim2=390MPa⑥由《機械設計基礎（第三版）》式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)（5-2）N=60njL=1.48x（5-2）NccsN=1=3.79x108i⑦由《機械設計基礎（第三版）》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN]=0.90，KHN2=0.97⑧計算接觸疲勞應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式10-12得：(5-3)In]—Khn1-H1im1二496MPH1 (5-3)n]-KHN2~H1im2—362.7MPH2S a因此，許用接觸應力口H]=因此，許用接觸應力口H]="H[+"H[=429.35MP2 a(5-4)⑨由《機械設計基礎（第三版）》圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH-2.4332.設計計算①試算小齒輪分度圓直徑盤，由計算公式得:d>56.59mm②計算圓周速度12

③計算齒寬b及模數(shù)mntb=。xd=56.59mmm=di尸B=2.29ni Zih=2.25m=5.15mmnib—=10.99h④計算縱向重合度7與=0.31即:1tanB=1.903⑤計算載荷系數(shù)(5-5)(5-6)((5-5)(5-6)(5-7)(5-8)(5-9)根據(jù)V=3.28m/s，8級精度，由《機械設計基礎（第三版》圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1.16由《機械設計基礎（第三版）》表10-4查得：KB=1.367由《機械設計基礎（第三版）》表10-13查得,，325由《機械設計基礎（第三版）》表10-3查得K=K=1.2ha fa因此，載荷系數(shù)K=KAxKVxKhax七=1.9 （5-10）⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑Kd=d'——=59.93mm （5-11）1 113K⑦計算模數(shù)(5-12)m=d1c0sB=1.25mm(5-12)113

5.2.3按齒根彎曲強度設計按下式計算：,12KTYcos2PyYm>3. -葉 （5-13）n9z28 la」dd1a F.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)K=KKKFKFp=1.92）根據(jù)縱向重合度8P=1.903,從《機械設計基礎（第三版）》圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.883）計算當量齒數(shù)z一Z=—^1—=26.27v1cos3P （5-14）zZ= —=102.90v2 cos3P4）查取齒形系數(shù)由《機械設計基礎（第三版）》表10-5查得YF]=2.592，YF2=2.1645）查取應力校正系數(shù)由《機械設計基礎（第三版）》表10-5查得YS「1.596，YS2=1.7946）由《機械設計基礎（第三版）》圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限afe]=500〃0；大齒輪的彎曲疲勞強度極限aFE2=380MP7）由《機械設計基礎（第三版）》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，/2=0.888）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得：口」二F拄1。fe1=303.57MP（5-15）F1（5-15）a」=Fkn2afe2=238.86MPF2S a14

9）計算小、大齒輪的并加以比較9）計算小、大齒輪的并加以比較YY （5-16）=1,1（5-16）F1YYg2]“2=0.01625F2大齒輪的數(shù)值較大。2.設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=1.25mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=51.25mm，d2=241.25mm來計算應有的齒數(shù)。于是由：（5-17）取Z]=41，則Z2=i1Z]=3.36x41=192.6，取Z2=193。5.2.4幾何尺寸計算.計算中心距a='1+J"n=145.9mm （5-18）2cosp將中心距圓整為146mm。.修正螺旋角p=arccos'1+22'n=14。15'0.12" （5-19）2a因P因P值改變不多，故參數(shù),、Kp、ZH等不必修正。.小、大齒輪的分度圓直徑.zm一一d=―g=51.25mm（5-20）（5-20）z2帆3=241.25mmcosp15.計算齒寬b二^d=58.4mm圓整后，小齒輪齒寬B=53mm，大齒輪齒寬B=58.4mm。5.2.5齒輪的主要幾何參數(shù)表5-1齒輪各主要參數(shù)參數(shù)名稱小齒輪大齒輪齒數(shù)Z41193模數(shù)m1.251.25齒輪分度圓直徑dmm51.25241.25齒輪齒頂圓直徑dmma53.75243.75齒輪基圓直徑dmmb48.2226.7內(nèi)寬bmm5358.4齒輪中心距a=1(d+d)=1(51.25+241.25)=146.25mm21225.3低速級齒輪設計與計算5.3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù).根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。.精度等級仍選用8級精度（GB10095-88）。.材料選擇。由《機械設計基礎（第三版）》表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG310-570（正火），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。.選小齒輪齒數(shù)z3=43，大齒輪齒數(shù)Z4=i2Z3=3.36x43=141.8取Z4=14216

5.3.2按齒面接觸強度設計按照下式試算：(5-1)』、12KTi+1（ZZ丫d231-^2.———F(5-1)11 %巾￡i（匕］J.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）轉(zhuǎn)矩T=2.4178x105N.mm32）試選載荷系數(shù)K=1.63）由《機械設計基礎（第三版）》表10-7選取齒寬系數(shù)巾「14）由《機械設計基礎（第三版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z后=189.8MP%5）由圖《機械設計基礎（第三版）》表10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；oHiim3=600MP.大齒輪的接觸疲勞強度極限oH11m「550MP.6）由《機械設計基礎（第三版）》式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n2jLh=2.89x108 （52）N2=N1/i=0.87x1087）由《機械設計基礎（第三版）》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)%3=0.94，KHN4=0.978）計算接觸疲勞應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式10-12得：(5-3)TOC\o"1-5"\h\z0]=KHN3-H1im3=564MPH3 S a(5-3)「1KoO」=_HN4_H1im4=533.5MPH4 S a(5-4)因此，許用接觸應力0]=0H!+OH[=(5-4)H 2 a9）由《機械設計基礎（第三版）》圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45a4a310）由《機械設計基礎（第三版）》圖10-26查得e=0.83,ea4a317

因此有￡=￡3+84=1.71.設計計算1）試算小齒輪分度圓直徑d，由計算公式得:312 12義1.6義28.58義1054.3112.45義189.8丫d>3 義 義 二86mm133 1義1.71 3.31I540.5 )2)計算圓周速度九dn60/1000氏0.45mis（5-6）3）計算齒寬b及模數(shù)mntb=。d=79.6mmm工^C0S憶2.66ntz3h=2.25m=5.985mmntb_=80.18+5.88;12.72h4）計算縱向重合度京￡p=0.3網(wǎng)dz3tanP=1.895）計算載荷系數(shù)查《機械設計基礎（第三版）》表10-2得載荷系數(shù)KA=1根據(jù)v=0.96m/s，8級精度，由圖10-8查得動載荷數(shù)KV=1.04由《機械設計基礎（第三版）》表10-4查得：%=1.355由《機械設計基礎（第三版）》表10-13查得K小1.35呻由《機械設計基礎（第三版）》表10-3查得K=K=1.2ha fa因此，載荷系數(shù)K=KAxKVx.axKHp=1.96）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑18(5-11)7）計算模數(shù)dcosp2nz3(5-12)5.3.3按齒根彎曲強度設計按下式計算:,12KTYcos2pyYm2T j -Fa51\ 。z28 InJ'd3a F1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)K=KAxKVxKFxKFp=1.9(5-13)2）根據(jù)縱向重合度8p=2.03,從《機械設計基礎（第三版）》圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.99。3）計算當量齒數(shù)zz= =32.06V3 cos3pzz=--4-=125.02V4 COS3P（5-14）4）查取齒形系數(shù)由《機械設計基礎（第三版）》表10-5查得YF3=2.45，YF4=2.165）查取應力校正系數(shù)由《機械設計基礎（第三版）》表10-5查得Y$3=1.65，Ya4=1.816）由《機械設計基礎（第三版）》圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。FE3=500MP；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。FE4=380MP7）由《機械設計基礎（第三版）》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KN3=0.9，19KN4=0.938）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1,得:FKN3FE3S二450MP]二FKN「FE4=353.4MPF4 S a(5-15) .. VY 9）計算小、大齒輪的［今并加以比較FYY 13]a3=0.00898F3YYFa4]a4=0.011F4大齒輪的數(shù)值較大。（5-16）2.設計計算,2x2.10x1.416x105x0.88xcos215。. x0.01555二1.741x242x1.62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大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=86mm來計算應有的齒數(shù)。于是由：=43（5-17）5.3.4幾何尺寸計算1.計算中心距=185mm（5-18）2.修正螺旋角20（5-19）p=arccos4+工4鼠=11（5-19）2a因p值改變不多，故參數(shù)%、kp、Zh等不必修正。3.小、大齒輪的分度圓直徑d=7~~芭~=86mm（5-20）（5-20）zmd=-n-=284mmcosp4.計算齒寬圓整后，小齒輪齒寬B圓整后，小齒輪齒寬B3=70mm，大齒輪齒寬B=75mm45.3.5齒輪的主要幾何參數(shù)表5-2齒輪各主要參數(shù)參數(shù)名稱小齒輪大齒輪齒數(shù)Z43142模數(shù)m22齒輪分度圓直徑dmm86284齒輪齒頂圓直徑dmma90288齒輪基圓直徑dmmb80.81266.87內(nèi)寬bmm79.673.6齒輪中心距a=—（d+d）=—（86+284）=185mm21 2 221第6章傳動軸和傳動軸承的設計軸的概述軸是組成機器的重要零件之一，其功用是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力，因此大多數(shù)軸都要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用。軸的分類：按照承受彎、扭載荷的不同，軸可以分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸三類。軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼廉價，對應力集中的敏感性小，又可以通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度，故應以較為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調(diào)質(zhì)和正火處理。合金鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，可以再傳遞大功率并要求減小尺寸與質(zhì)量和提高軸頸耐磨性時采用。高速軸的設計及校核選擇軸的材料考慮到本軸輸入功率不大，轉(zhuǎn)速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用45鋼，硬度217?255HBS。查機械設計手冊可知。BB=650MPa，。s=360MPa。初估直徑查表14.1常用材料的口值和C值得材料系數(shù)C=112于是P '2.46d>C21—=112x3, =19.4mm (6-1)1 ［，n1 3473.33考慮到軸上有一個鍵槽，軸徑應增加3?5%，所以d1>19.4x(1+0.03)=19.982mm，圓整取20mm22

6.2.3結(jié)構(gòu)設計I軸結(jié)構(gòu)及格部分尺寸如下圖所示:圖6.1圖6.1高速軸6.2.4強度校核6.2.4強度校核齒輪上作用力:F=168NF=F=168NF=Ftanp=1685xtan14o18'19H=430NFtana

cosp1685xtan20o

cos14018'19”=633N(6-2)(6-3)如圖，計算水平支反力:二467如圖，計算水平支反力:二467N146+56FR2=F-FR1=1218N23

23Mxy/N.nnM/N.mnM/N.nnT/N.nn圖6.2彎矩圖Mxy/N.nnM/N.mnM/N.nnT/N.nn圖6.2彎矩圖如圖，計算垂直支反力:Fx(110+146+56)—Fx59.340—Fx56二1258NQ a二1258N146+56F'=F'+F—F=922NR2 R1 rQ繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為MR=68182N-mm繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為：M=106590N.mmR64396N?mm51638N?mm繪制合成彎矩圖如圖，從左往右點彎矩分別為：M=106590N?mm93785N?mm85529N?mm注意到。B=650MPa，由表可得I]J=60MPa，10J=102.5MPa，24口] 60MPa(6-4)于是，o=-f-ib= =0.59(6-4)k」102.5MPa0b當量轉(zhuǎn)矩T「aT=0.59x50000=29500N?mm據(jù)此，繪制轉(zhuǎn)矩及當量轉(zhuǎn)矩繪圖如圖所示。求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩圖如圖，自左向右折點依次對應以下數(shù)據(jù)：TOC\o"1-5"\h\zM'=.JM2+kT卜=29500N?mm (6-5)Q QQM1=%；M12+Q小=110597N-mmM'=.%M2+QT[=98315N-mme e eM-2=Jm22+QT[=90474N-mm確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面校核II，危險截面校核III：:_M、 “人_d>31°jQ-^=17mm<20mm符合要求.-1b:M'd> 1 =17.35mm<25mm符合要求130.1lo」I -1bM；M；+M,d- ea=18mm<20mm符合要求e3,0.1x2Io」1 -1b由此得出結(jié)論，用當量彎矩法校核所得結(jié)果強度要求。另外，考慮到安裝齒輪軸的直徑與齒輪齒根圓直徑相差約四個模數(shù)，因此可以把該軸段做成齒輪軸，其左邊定位軸肩不變，輪齒兩端角至軸肩。6.3高速軸軸承校核選擇軸承的型號為：角接觸球軸承7207c。其中軸承參數(shù)為：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。TOC\o"1-5"\h\zR=:F2+F2=<4672+12582=1342N (6-6)R1 R；R=；F2+F2=v'12182+9222=1528N'R2 R225F=430N根據(jù)公式計算得F=-^30-=0.025可得e=0.394C17500則F1=eRi=0.394x1342=529N F2=eR2=0.394x1528=602N注意到F1+F2=602+430=1032N>F[=529N，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。則F1=F2+F=1032N,F2=F2=602N對軸承1,F1=1032N=0.769>e，取X=0.44，查得Y=1.42TOC\o"1-5"\h\zR1342N 1 1對軸承2，二=602N=0.394=e，取X=1，Y=0R 1528N 2 2由表得沖擊載荷系數(shù)fd=1.1P=f(XF+YF)=1.1x(0.44x1342+1.42x1.32)=2262N1d1r1 1a1P=fd(X2F2+YF2)=1.1x1x1528=1681N因為P>P2，這里僅校核軸承1的壽命。, 16670(C丫16670(23500)3 ^?人近舟曲L= -= x =25961h>15000h軸承符合強度要10h720IP) 720 I2262)'17求。6.4中間軸設計及校核選擇軸的材料考慮到本軸輸入功率不大，轉(zhuǎn)速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為217?255HBs。查機械設計手冊可知。B=650MPa。$=360MPa26

初估直徑由表可得材料系數(shù)C=112千日力、廠：P 2.34kw于是d>C.,=112x3, =31.96mm (6-1)2 3n2 3100.7r/min考慮到軸上有鍵槽，軸徑應增加3%,所以d2>31.96mmx(1+0.03)=32.92mm，圓整取35mm6.4.3結(jié)構(gòu)設計II軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖，倒角均為C1，各軸段過渡處圓角均R1，齒輪處過渡圓角R2。圓角R2。圖6.3中間軸6.4.4強度校核齒輪上作用力:F=F=4385N(F=1685N)F=Ftanp=F=Ftanp=4385xtan12o15'31"=945N(F=430N)(6-2)F=Ftanan=4385xtan20O=1623Nrcosp cos12015'31"(F=633N) (6-3)27Mxy/N.mmMxz/N.mmT/N.mmMVN.mm圖6.4Mxy/N.mmMxz/N.mmT/N.mmMVN.mm圖6.4彎矩圖如圖，計算水平支反力：=3421NFx140.5+F=3421N70.5+75.5^f65FR2=F+F-FR1=2622N如圖，計算垂直支反力：廠239.940廠/ 、廠89.030F'x +F'xV75.5+70.57+Fx —Fx70.5F二- 2 2 r 二340NR2 70.5+75.5+65Fr1=F—F1+FR2=1330N繪制水平彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為:Mr=241180.5N?mm170437N?mm繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為:28M'=93765N?mm51698N?mm29577N?mm22010N?mmR繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為：M=258766N?mm246659N?mm172984N?mm171852N?mm注意到。B=650MPa，有表可得I]bJ=60MPa,10J=102.5MPa口]60(6-4)于是a=-|=-1b= =0.59(6-4)laJ102.50b當量轉(zhuǎn)矩T「aT=0.59x194000=114460N?mm據(jù)此，繪制轉(zhuǎn)矩及當量轉(zhuǎn)矩如圖所示。求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩如圖，從左往右折點依次對應以下數(shù)據(jù)：M';JM2+(aTb=<937652+1144602:147963N?mm(6-5)e11 %e11M':.JM2+QT[二;516982+1144602:125594N?mme12ve12M'21=\M21+QT｝二飛:295772+1144602:118220N?mmM'=、;M'+」Th'v,220102+1144602:116557N?mme22 *e22確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II：d>《0,12fe12j=27.34mm<25mm 符合要求一'M'+M'd>應 e22-18.67mm<20mm符合要求e2V0,1x2b JV -1b由此得出結(jié)論，用當量彎矩法校核所得結(jié)果符合強度要求。6.5中間軸軸承校核根據(jù)表，選擇軸承型號為：7207c。其中軸承系數(shù)為：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。(6-6)R]-%；Fr+F2=V34212+13302-3670N(6-6)R-F2+F2=<3402+26222-2644N2YR2 R2 ,29F=F—F'=515N(方向同F(xiàn))根據(jù)匚=-HL=0.029 e=0.4C17500則F1=eR=0.4x3670=1468N F2=eR2=0.4x2644=1058N注意到F2+F=1058+515=1573N>F1=1468N，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。則F1=F2+F=1573N,F2=F2=1058N對軸承1,2=^73=0.429>e，取X=0.44,Y=1.4TOC\o"1-5"\h\zR3670 1 1對軸承2,22=W58=0.4=e，取X=1,Y=0R2644 2 2由表沖擊載荷系數(shù)得fd=1.0P=f(XF+YF)=3817N1d1r1 1a1P2=fd(X2F2+Y2F2)=2644N因為P>P2，這里僅校核軸承1的壽命。L=166701Cf=16670x(23竺013=21612h>15000h軸承符合強度要求。10h 1801P) 180I3817)'176.6低速軸設計及校核選擇軸的材料考慮到本軸輸入功率不大，轉(zhuǎn)速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為217?255HBs。查機械設計手冊可知。B=650MPa。$二360MPa30

初估直徑由表材料系數(shù)得C=112 P22于是，d>C1—=112X3,'一=46.88mm 考慮到軸上有一鍵槽，軸徑應3 3n臺330增加3%,所以d2>46.88xG+0.03)=48.2846mm，同時考慮聯(lián)軸器孔徑標準系列，這里III軸最端直徑圓整取50mm。結(jié)構(gòu)設計III軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖，倒角均為C1III軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖，倒角均為C1，各軸段過渡處圓角均R1，齒輪處過渡圓角R1.5。聯(lián)軸器的軸向固定可以采用套筒。圖6.5低速軸強度校核齒輪上作用力:F=4385N (F=1685N)F=FF=Ftanp=4385xtan12o15'31"=945N(F=430N)(6-2)F=FtanF=Ftanan=4385Xtan20O=1623Nrcosp cos12015'31"(F=633N)(6-3)31如圖，計算水平支反力:弋義142=2892N72+142FR如圖，計算水平支反力:弋義142=2892N72+142FR2=F-FR1=1466N圖6.6彎矩圖如圖，計算垂直支反力:F'x142—F'xFR1276.160272+142二467NF=F-F=1156NR2 丫 R1繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為：MR=208224N-mm32

繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為:M'=33624N?mm164110N?mmR繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為:M=210921N?mm265121N?mm注意到。B=650MPa，有表可得I]b]=60MPa,10J=102.5MPa于是a=口于是a=口] 60-F-1b= laJ102.50b=0.59(6-4)當量轉(zhuǎn)矩T「aT=0.59x557000=328630N?mm據(jù)此，繪制轉(zhuǎn)矩及當量轉(zhuǎn)矩如圖所示。求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩如圖，從左往右折點依次對應以下數(shù)據(jù)：M'1=《M;+QT[=<2109212+3286302=390494N?mm(6-5)M'2=Jm'+QT[=>『2651212+3286302=422240N?mmM'=M'+(aT}=402+3286302=323680N?mm2L2確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II：一■M+M-d>3,——△=32.94mm<40mm 符合要求e['0.1X2b J1 -1b一1M'd>J -p ==28.6mm<35mm 符合要求23.0.1x2bJ1b由此得出結(jié)論，用當量彎矩法校核所得結(jié)果符合強度要求。6.7低速軸軸承校核根據(jù)表，選擇軸承型號為：7212c。其中軸承系數(shù)為：D=110mm，B=22mm，Cr=7.05KN，Cor=6.65KN。(6-6)R]=\F+F2=2/28922+4672=2929N(6-6)R2=%：Fr+F2=J14662+11562=1867N33F=945N根據(jù)匚=-945_=0.054 e=0.426C17500貝UF]=eR=0.426x2929=1247N F2=eR2=0.426x1867=795N注意到F2+F=1247+945=2192N>F]=795N，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。則F1=F2+F=2192N,F2=F2=1247N對軸承1,2=^47=0.426=e，取X=1,Y=0TOC\o"1-5"\h\zR2929 1 1F2192 —對軸承2,3= =1.174>e，取X=0.44,Y=1.31R1867 2 2由表沖擊載荷系數(shù)得fr1.1P=f(XF+YF)=3222N1d1r1 1a1P=fd(X2F2+YF2)=4062N因為P1VP2，這里僅校核軸承2的壽命。, 16670(C丫 16670(2350013 y"六小?人.舟曲十L= -= x =53798h>15000h軸承符合強度要求。10h60IP) 60 I4062)11734第7章鍵的選擇和校核平鍵的概述平鍵可分為普通平鍵、薄型平鍵、導向平鍵和滑鍵四種。其中普通平鍵和薄型平鍵用于靜連接，導向平鍵和滑鍵用于動連接。平鍵連接的工作原理：平鍵的下半部分裝在軸上的鍵槽中，上半部分裝在輪轂的鍵槽中。鍵的頂面與輪轂之間有少量間隙，鍵靠側(cè)面?zhèn)鬟f扭矩。輪轂與軸通過圓柱表面配合實現(xiàn)輪轂中心與軸心的對中。鍵的選擇電動機小帶輪端的鍵考慮到電機輸出軸直徑D=28mm，輸出軸外伸端長度E=60mm，決定選擇使用圓頭普通平鍵，尺寸bxh=8x7(mm)，長度l=50mm。型號A8x50GB/T1096鍵的接觸長度l'=l-b=50-8=42mm。LL120MPa，則鍵聯(lián)接所能傳遞p的轉(zhuǎn)矩為：T=h'11口Lp'=工5x42x28x120=123480N?mm>T=17755N?mm(7-1)4 4 0符合強度要求。高速軸大帶輪端的鍵高速軸帶輪端尺寸：20x65，決定選擇使用圓頭普通平鍵，bxh=6x6（mm）長度l=55mm。型號A6x55GB/T1096鍵的接觸長度l'=l-b=55-6=49mm。LL120MPa，則鍵聯(lián)接所能傳遞p的扭矩為：T=""DLp’=3x49x20x120=88200N?mm>T=49633N?mm（7-1）44 035符合強度要求。中間軸的鍵大齒輪端：大齒輪輪段尺寸：55x41,決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料為鍛鋼，尺寸bxh=12x8（mm），長度l=50mm。型號A12x50GB/T1096鍵的接觸長度l'=l-b