減速齒輪的運(yùn)用

設(shè)計(jì)任務(wù)書機(jī)械課程設(shè)計(jì)題目——帶式輸送機(jī)傳動(dòng)方案：電機(jī)f兩級(jí)圓柱齒輪減速器f開式齒輪傳動(dòng)f工作機(jī)總體布置簡(jiǎn)圖：継帶飆冊(cè)動(dòng)4,m5飛動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)輸送帶牽引力F輸送帶牽引力F輸送帶速度V提升機(jī)鼓輪直徑D6KN0.42m\s290mm工作情況:輸送機(jī)遠(yuǎn)轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。輸送帶鼓輪的傳動(dòng)效率取0.97工作壽命八年，每年300個(gè)工作日，每天工作16個(gè)小時(shí)設(shè)計(jì)內(nèi)容1、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)。2、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算。3、軸、鍵、軸承的強(qiáng)度校核4、減速機(jī)機(jī)體設(shè)計(jì)。5、裝配圖設(shè)計(jì)。6、零件圖設(shè)計(jì)、設(shè)計(jì)說明書。傳動(dòng)方案分析電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)的選擇因?yàn)楸緜鲃?dòng)的工作狀況是載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)且無特殊要求。所以選用常用的Y系列三相鼠籠型電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)功率的選擇工乍機(jī)輸出功率p二工乍機(jī)輸出功率p二1000=6x0.42=2.52KW工作機(jī)所需的功率P=F=—=252=2.6KWw1000q 耳0.97ww耳=耳耳4耳3傳動(dòng)效率 聯(lián)軸器軸承齒輪聯(lián)軸器=0.99

n =0.99,軸承

n=0.98齒輪r\r\￡=—=2.9KW0.895所以n=0.895P工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)的功率P=-dn確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速60x1000v60x1000x0.423.14x299=26.84推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。查手冊(cè)可知單級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比范圍i齒=3口6，則電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可選范圍為n=i3n=(3□6)3n=33x26.84□63x26.84=724.68□5798.44d齒w w根據(jù)電動(dòng)機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速有以下幾種型號(hào)可供選擇方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率p/kWed電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速/rDmin-1同步、卄十卜滿載1Y100L-23300028902Y100L2-4315001440

綜合考慮，使用3Y132S-631000960Y132S-6。傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的選擇計(jì)算1、計(jì)算總傳動(dòng)比總傳動(dòng)比為an960an96026.84=35.772、 分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比按展開式布置，考慮潤(rùn)滑條件，為使兩級(jí)大齒輪之間相近，取減速器中高速級(jí)齒輪i=3.2，低速級(jí)齒輪i=3.2，12則減速器外的齒輪3傳動(dòng)比i=3i則減速器外的齒輪3傳動(dòng)比i=3ia-35.773.2x3.2二3.49I軸n=n=960r/minIwII軸—960 .n=-i= =300r/mmIi3.21ii123、計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速III軸 n= = =93.75r/minhi i3.22傳輸帶軸—93.75 .n=卡= u26.少6 /min帶i3.492計(jì)算各軸的輸出功率I軸p=p0i =2.9x0.9妙 2.k8w711 d聯(lián)軸器II軸p=pDp p =2.871x0.99x0.98=2.785kwI I軸承齒輪1III軸p=pDp p =2.785x0.99x0.98=2.702kwI I軸承齒輪2傳輸帶軸p=pDpp=2.702x0.9x90.=98k2.w傳 I軸承齒輪3計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)所需要的實(shí)際轉(zhuǎn)矩即電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩T=9550p=9550 =28.849NDnd n 960mI軸 T=T0i =28.84刈0.=9 2N8.拓6Id聯(lián)軸器

II軸III軸傳輸帶軸T二Tmmm 二28.56X3.2x0.99x0.98二88.67NDmII軸III軸傳輸帶軸ii ii軸承齒輪iT=T D] D] =88.67x3.2x0.99x0.98=275.29NDmIIIII2軸承齒輪2T二TDD] D二275.x93x49x0.9兮0.98N9^32.13傳I3軸承齒輪3將運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表軸名功率p/w轉(zhuǎn)矩T/N*m轉(zhuǎn)速n/r/min傳動(dòng)比i效率n輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)2.928.849960一10.99I軸2.8728.569600.97II軸2.78588.673.23000.97II軸2.702275.2993.75 一3.2.傳送帶2.621932.13283.490.97傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。帶式輸送機(jī)是一般的工作機(jī)器，速度不高。故選用7級(jí)精度(GB10095—88)。材料選擇。選擇小齒輪的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼材(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，兩者的材料差為40HBS。選取小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)為Z=24x3.2=76.8，取Z=7712 Z22.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算d=2.323$坷■込亠)1t U9H］(1) 確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3t小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩—齒］=Tx］軸承=28.56x0.99=28.27NDm小齒1 i軸承查表取0二1d查表差得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa;E2查齒輪接觸強(qiáng)度疲勞極限圖，查得b =600MPa；大齒輪的接觸疲勞Hlim1強(qiáng)度極限b 二550MPa。Hlim2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60x960xlx(16x300xl5)=4.147x10911hN=N=4?14X7912 3.2.296x910查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)K =0.90；K=0.95。HN1 HN2計(jì)算接觸疲勞許可應(yīng)力。取失效率為1%,安全系數(shù)S=1,計(jì)算Kc[q]=hn1耳m10x9 6=00MPhOTOC\o"1-5"\h\zH1 SKq[q]=—hns_=2O.X55=505MPh.5H2 S(2) 計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑d，代入[q]中較小值.1t Hd>2.32彳:叫-)2=2.3231'1.3x2.827X104x42(1898)2=43mm

1t 忙u[q] 1 3.2522.5d H計(jì)算圓周速度v兀dn3.14x43x960 _.,.v= 1^-1= =2.16m/s60x1000 60x1000計(jì)算齒寬bb=0-d二1x43二43mm

d1t計(jì)算齒寬和齒高之比模數(shù)m=化=43一24=1.79mm1z1齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25x1.79=4.03mm1h=403=10.675)計(jì)算載荷系數(shù)5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.16m/s,7度精級(jí)查書查得載荷系數(shù)為k=1.08v對(duì)于直齒輪k=k=1Ha Fa查表得使用系數(shù)k=1A用插值法查得精度7級(jí)、小齒輪相對(duì)于軸承非對(duì)稱布置時(shí)，k=1.418H卩用齒寬與齒高比為10.67，k=1.418查書得k。=1.32;故載荷系數(shù)H卩 FB

6)7)3.(1)1)k二kkkk二1.418xlx1.08xl二1.531HaHpvA按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計(jì)算模數(shù)=d3—43x 3=16)7)3.(1)1)k二kkkk二1.418xlx1.08xl二1.531HaHpvA按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計(jì)算模數(shù)=d3—43x 3=145.409mmd45.409m=—^— —1.z241按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)89m2m齒根強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m>3筍(YFaYSa)30Z2Q]1d1 F確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值查圖，取小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b —500MPa;大齒輪的彎曲強(qiáng)度FE1極限b —380MPa；FE22)3)4)5)查書取疲勞壽命系數(shù)K—0.85,K—0.88FN1 FN2計(jì)算彎曲疲勞許可應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計(jì)算得[b]—-FN1FN1F1[b]FN2FN2F20.85x5001.4—303.57MPa0.88x3801.4—238.86MPa計(jì)算載荷系數(shù)Kk—kFakFpkk—1x1.3x2vA1.x0—81.4查表得Y—2.65;Y —2.226。Fa1 Fa26) 查取應(yīng)力校正系數(shù)查得Y—1.58;Y—1.764。Sa1 Sa2YY計(jì)算大小齒輪的厶宀并加以比較。[b]FYY 2.65x1.58Fa1Sa1— —0.01379[b] 303.572.2262.226“764-0.01644238.86YYFazsz[b]F2大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算

2x1.5312x1.531x2.827x1041x242x0.01644=1.352mm對(duì)于計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)1.352并僅就圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm，按接觸強(qiáng)度算得分度圓的直徑d二49.409mm,算出小齒輪齒數(shù)145.4091.5大齒輪齒數(shù)z=30x3.2=9624.幾何尺寸的計(jì)算(3)計(jì)算分度圓直徑d二zm二30x1.5二45mm1111d二zm二96x1.5二144mm22(4)計(jì)算中心距d+d45+144a=1 2=94.5mm22(5)計(jì)算齒輪寬度b=Qd二1x4545d1B取50第二對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。帶式輸送機(jī)是一般的工作機(jī)器，速度不高。故選用7級(jí)精度(GB 10095—88)。材料選擇。選擇小齒輪的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼材(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，兩者的材料差為40HBS。選取小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)為Z=24x3.2=76.8，取Z=7712 Z2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算d二2.323$蟲?u±1S)1t %UQH](1) 確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3t小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T小齒2=花Xn軸承=88.67X°.99=87.783Nm小齒2 II軸承查表取0二1d查表差得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa2E2查齒輪接觸強(qiáng)度疲勞極限圖，查得b 二600MPa；大齒輪的接觸疲勞Hlim1強(qiáng)度極限b 二550MPa。Hlim2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60x300xlx(16x300x15)二1.296x10912h1.29x6910N= =4.05x102 3.2查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.95；K=1.05。HN1 HN2計(jì)算接觸疲勞許可應(yīng)力。取失效率為1%,安全系數(shù)S=1,計(jì)算KbTOC\o"1-5"\h\z[b]=—HN1_HHm=10.956=00MP1.5H1 SKb[b]=—hns_=21.955=50MPa.5H2 S(2) 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑d，代入[b]中較小值.1t Hd>2.323-'' 2=2.32.3；'1.3x8.7783x104x祖(1898)2=61.250mm\o"CurrentDocument"1t 札u[b] 1 3.2 541.5\o"CurrentDocument"d H計(jì)算圓周速度v兀dn 3.14x61.25x300八》.v=a2= =0.96m/s60x1000 60X1000計(jì)算齒寬bb=0-d=1x61.25=61.25mmd1t計(jì)算齒寬和齒高之比模數(shù)m=佇=61.25一24=2.55mm1z1齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25x2.55=5.7mm1b65.25==6.12h10.67

5)6)8)3.(1)1)2)3)4)5)6)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.96m/s,7度精級(jí)查書查得載荷系數(shù)為k=1.08v對(duì)于直齒輪匕=仁二1查表得使用系數(shù)k二1A用插值法查得精度7級(jí)、小齒輪相對(duì)于軸承非對(duì)稱布置時(shí)，仏=仆。用齒寬與齒高比為10.67,匚卩=E9查書得kF卩二1-35；故載荷系數(shù)k二kkkk二1.439x1x1.08x1二1.554HaHpvA按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d3：七—61.250x1 1tk.計(jì)算模數(shù)m—d—140.0—7.8顧z241按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒根強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m>2kTYY、

1(―Fa~~Sa)

ez2q]

d齒根強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m>確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值查圖，取小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b =500MPa;大齒輪的彎曲強(qiáng)度FE1極限b —380MPa；FE2查書取疲勞壽命系數(shù)K —0.95,K—0.98FN1 FN2計(jì)算彎曲疲勞許可應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計(jì)算得[b]—Kf『fn1—0.95x500—339.286MPaF1S 1.4Kb 0.98x380[b]—FN2_FN2— —226MPaF2S 1.4計(jì)算載荷系數(shù)Kk—kkkk—1x1.3x51.x0—811.FaFpvA查表得Y—2.65;Y—2.226。Fa1 Fa2查取應(yīng)力校正系數(shù)查得Y—1.58;Y—1.764。Sa1 Sa2

YY計(jì)算大小齒輪的Tf并加以比較。0]FYY 2.65xl.58Fa1Sal= =0.01234Q] 339.2862.2262.226“764=0.01737YY77~CCC—226Fa2S2 226Q]F2大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算m>2x1.55xm>2x1.55x4lx246.5x0.00164-41m.7m9對(duì)于計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)1.79并僅就圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm,按接觸強(qiáng)度算得分度圓的直徑d二65mm,算出小齒輪齒數(shù)652652大齒輪齒數(shù)z=32x3.2沁10224.幾何尺寸的計(jì)算(3)計(jì)算分度圓直徑1沁32d-zm-32x2-64mm11d-zm-102x2-204mm22(4)計(jì)算中心距d+d64+204a=1 2==134mm22(5)計(jì)算齒輪寬度b=Qd二1x64=64d1B取69第三對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)根據(jù)傳動(dòng)方案,選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。帶式輸送機(jī)是一般的工作機(jī)器，速度不高。故選用7級(jí)精度(GB 10095—88)。材料選擇。大小齒輪的材料均為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48—55HRC，小齒輪選擇55HRC，大齒輪選擇48HRC。4) 選取小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)為Z=24x3.2=76.8，取Z=7712 Z2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算d二2.32/fKi?u±i(莓)“ ％U QH]確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3t小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T二Txn 二275.29x0.99二27.2537x104Nmm小齒3 III軸承查表取0二0.8d查表差得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa2E2查齒輪接觸強(qiáng)度疲勞極限圖，查得b 二1150MPa；大齒輪的接觸疲勞Hlim1強(qiáng)度極限b 二1050MPa。Hlim2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL二60x93.75x1x(16x300x15)二4.05x10811h4.0x5810N= =1.1604^68102 3.49查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)K =1.05；K=1.13。HN1 HN2計(jì)算接觸疲勞許可應(yīng)力。取失效率為1%,安全系數(shù)S=1,計(jì)算Kb[b]=hn1 1.(x511501MPb7.5TOC\o"1-5"\h\zH1 SKb[b]=HN2?1.x310501MP8z6.5H2 S計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑d，代入[b]中較小值.1t Hd>2.32』Kir?尊(斗)2=2.32』1.3x27.2537x104x4.2(189.8)2=59.67mm1t ■札u[b] 1 3.21186.5d H 計(jì)算圓周速度v 計(jì)算圓周速度v兀dn3.14x59.67x93.75 ___ .v= 4^= =0.29m/s60x1000 60x1000計(jì)算齒寬bb=Q-d二0.8x59.67二47.74mmd1t計(jì)算齒寬和齒高之比模數(shù)m=—i-=47.74一24=2mm1z1齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25x2=4.5mm13)4)5)6)7)3.(1)1)2)3)b=b=47.74h=4.5=10.6計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.26m/s,7度精級(jí)查書查得載荷系數(shù)為k=1.02v對(duì)于直齒輪kH=kF=1Ha Fa查表得使用系數(shù)k=1A用插值法查得精度7級(jí)、小齒輪相對(duì)于軸承非對(duì)稱布置時(shí)，kH廠血。。用齒寬與齒高比為10.666,鉛=皿。查書得kFp=心；故載荷系數(shù)k=kkkk=1.420x1x1.02x1=1.448HaHpvA按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d3；-k=52.996x 54.935mm1 1tk 1.3計(jì)算模數(shù)m=d=竺丄込.28mmz241按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒根強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m齒根強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m>確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值查圖，取小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限b =620MPa;大齒輪的彎曲強(qiáng)度FE1極限b =560MPa；FE2查書取疲勞壽命系數(shù)K=0.90,K=0.95FN1 FN2計(jì)算彎曲疲勞許可應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計(jì)算得「.Kc 0.90x620“C"Q]=FNi—fni= =398.57MPaF1取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計(jì)算得「.Kc 0.90x620“C"Q]=FNi—fni= =398.57MPaF1S 1.4Kc 0.95x560FN2_FN2= =380MPaS 1.44)5)計(jì)算載荷系數(shù)Kk二kFakkk1x1.3々1x021 1.3Tp vA查表得Y22.65;Y 22.226。Fa1 Fa26) 查取應(yīng)力校正系數(shù)查得Y二1.58;Y二1.764。Sa1 Sa2YY7) 計(jì)算大小齒輪的w并加以比較。[c]FY 2.65x1.58Fa1Sal= =0.01379[c] 303.57F1Y 2.226x1.764Fa2S2= =0.01644[c] 238.86F2大齒輪的數(shù)值大。(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算mn32xl.34&4Z543X).0064洱2.頑31x24對(duì)于計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)2.023并僅就圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸強(qiáng)度算得分度圓的直徑d二54.935mm,算出小齒輪齒數(shù)154.935大齒輪齒數(shù)z=28x3.49二9824.幾何尺寸的計(jì)算(3) 計(jì)算分度圓直徑d2zm228x2256mm11d2zm298x22196mm22(4)計(jì)算中心距d+d56+196 ,a=t2= =126mm22(5) 計(jì)算齒輪寬度b=0d二1x56二56d1B取60的設(shè)計(jì)計(jì)算第一條軸的設(shè)計(jì)1.軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。p=2.87k1wT=28.5N6mn=960r/min1 I I求在齒輪上的力2T 2x28.56圓周力F=——i= =1269Ntd451徑向力F=Ftana=462Nrt初步確定軸的最小值按公式初步估計(jì)軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表取A=112得=A0=112=A0=112xdmin輸出軸的最小直徑顯然是用來安裝聯(lián)軸器。為了另軸和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，同時(shí)選擇聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=KT=1.3x28.56=37.13N-mcaA按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用YLD4凸緣聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩是40N-m.半聯(lián)軸器的孔徑為d=18mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)L=44mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=42mm1軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案。(2)根據(jù)軸定位的要求確定軸各段直徑和長(zhǎng)度。d二18mm,為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B軸段需制出一軸A-B肩，故取BC段的直徑d二22mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑B-C取擋圈直徑D二28。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L二42mm。，為了保1證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故A-B的長(zhǎng)度應(yīng)該比L略短一些，現(xiàn)取L=40mm1 A-B初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)B-C22mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)別的單列圓錐滾子軸承30205.其尺寸為H7dxDxT=25x52x16.25(單位mm)—故d二d 二25mm。而n6 C-D G-HL二16.25mm。左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。查手冊(cè)查得30206C-D軸肩的高度。d二30mmD-E取安裝齒輪處的軸段F-G段的直徑35mm齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。直齒輪輪轂的寬度為50，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該略小于輪轂的寬度，故取L二mm，齒輪的左端利用軸F-G肩定位，故軸肩高度大于0.07d,故取h=3，則d =41mm.軸環(huán)寬度bE-F大于等于1.4h,取L=5mmE-F軸承端蓋的總寬度定為15mm。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，取端蓋軸承的外端與半連軸右端面的距離為20mm,故L二35mm。B-C取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=10mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)該距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=4mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=16.25mm貝U,L 二T+s+a+(45-42)二16.25+4+10+3二33.25mm。G-H經(jīng)過第二條軸的計(jì)算可以得L=83mm。D-E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平鍵連接。按FG的直徑查表查得平鍵截面bxh=10x8mm,鍵槽長(zhǎng)度定為32mm,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卑；同樣，n6半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為bxh=6x6，長(zhǎng)度選取28，半聯(lián)軸器與H7。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是有過度配合來保證的，此處選取軸k6的直徑尺寸公差是m6。確定軸上圓角和倒角的尺寸。軸端的倒角為45°，各軸肩出的圓角半徑均取2求軸上的載荷

載荷垂直面V平行面V支反力FF=397N,F =872NNV1 NV2F=169N,F =293NNV1 NV2彎矩MM=50140mm-NHM=16921mm-NV總彎矩M=52918mm-N扭矩28560Nmm滾動(dòng)軸承壽命校核L=10^(—)￡

h60nP了 10了 106— 106 4320010廠60n(P60x960%"958=5666370大于預(yù)定的工作小時(shí)數(shù)。P=XF+YF=XF=1x.1 r a r:F2+F2=1^1692+2932=338N"HN1 HV1P=XF+YF=XF=1x.2 rarJF2+F2=lxp3972+8722=958N選P進(jìn)行校核。HN2 HV2 2查手冊(cè)得C=43200?？箯澟ず铣蓱?yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度。根據(jù)公式及其表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取Q二0 ,軸的計(jì)算應(yīng)力M2+(aT)2<529182+(0.6x28560)2… ，G= = 二20.6MPAca W 0.1x303選定的45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)處理，查表的其許可彎曲應(yīng)力為60>20.6故安全。鍵的校核A-B尺寸為bxh二6x6,L=28。鍵和軸的材料都是鋼，查表得其許可擠壓應(yīng)力為100-120MPA，取均值為110MPA。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=28-6=22mm,鍵和聯(lián)軸器的轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5*6=3mm。有公式可得2Tx102Tx103b=—pkld2x28.56x1033x22x18=48MPAV110MPA。鍵合格。F-G尺寸為bxh二10x8mm，L=32mm。鍵和軸的材料都是鋼，查表得其許可擠壓應(yīng)力為 100-120MPA，取均值為110MPA。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=32-10=22mm,鍵和聯(lián)軸器的轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mm。有公式可得2Tx2Tx103b=—pkld2x28.56x1034x22x35=19MPAV110MPA。鍵合格。參數(shù)：L=參數(shù)：L=40mm，d二18mmA-B A-BL二35mm，d二22mm；B-— B-—L=16.25mm,C-Dd=25mmL=16.25mm,C-Dd=25mm；C-DL=83mm，D-Ed =30mm；D-EL=5mm，E-Fd=41mm；E-FL=47mm，F(xiàn)-Gd=35mmF-GL =33.25mm，G-Hd =16.25mm。G-H至此，第一條軸的設(shè)計(jì)結(jié)束。第二條軸的計(jì)算1.軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2.p=2.78k5wT=88.6N7mII II求在齒輪上的力21.軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2.p=2.78k5wT=88.6N7mII II求在齒輪上的力2T 2x88670圓周力F=ii= =1232Nt1 d144nn=300min3.徑向力F=Ftana=448Nr2 t2初步確定軸的最小值按公式初步估計(jì)軸的最小直徑。F=2Tnt2 d=2x88670=2771N64F=Ftana=1009Nr2t2選取材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表取A=112得0d=Ad=A3 =112xmin 0n2.785=23.79mm。300輸出軸的最小直徑顯然是用來安裝軸承。為了另軸和軸承的孔徑相適應(yīng)，同時(shí)選擇軸承的型號(hào)。選卻精度等級(jí)單列的圓錐滾子軸承30205H7其尺寸為dxDxT=25x52xl6.25(單位mm)—。故d=d =25mm。n6 A-B E-F4.(1)軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案。DE4.(1)軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案。DE丄此軸段應(yīng)該略小于輪轂的寬度，故取L二65mm，齒輪的左端利用軸肩B-C定位，故軸肩高度大于0.07d，故取h=5，則d二35mm。C-Dd=d =30mm。B-C D-E取安裝齒輪處的軸段D-E段的直徑30mm齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。直齒輪輪轂的寬度為45，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該略小于輪轂的寬度，故取L=41mm，齒輪的左端利用軸肩D-E定位.取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=10mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)該距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=4mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=16.25mm貝U,L=T+s+a+(69-65)=16.25+4+10+4=34.25mmA-B同理,L=34.25mm。取L=10mm。E-F C-D軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按BC的直徑查表查得平鍵截面bxh=8x7mm,鍵槽長(zhǎng)度定為50mm,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H;同樣，D-E段選用n6平鍵為bxh=8x7，長(zhǎng)度選取28選擇齒輪輪轂與軸的配合為也。滾n6動(dòng)軸承與軸的周向定位是有過度配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差是m6。確定軸上圓角和倒角的尺寸。軸端的倒角為45°，各軸肩出的圓角半徑均取2(6)求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖

f--T.-■-1T-1-\k載荷水平面H垂直面V支反力FF=585N,F=872NNH1 NH2F=1069N,F =2394NNV1 NV2彎矩MM=47742mm-NHM=131072mm-NV總彎矩M=139496mm-N扭矩88670Nmm滾動(dòng)軸承壽命校核L=10^(—)￡h60nPP二XF+YF=XF=lxjF2+F2二lx{5852+10692二1219Nrar'HN1 HV1P=XF+YF=XF=1xJ―2+F—二1x$8722+23942二2548N選P進(jìn)行校r a r ?HN2 HV2 2核。查手冊(cè)得C=32200。了 10了 106— 106 3220010廠60n(PI60x300x(2548)3=261165h大于預(yù)定的工作小時(shí)數(shù)。7.抗彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度。根據(jù)公式及其表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取Q二0 ,軸的計(jì)算應(yīng)力G_Jm2+(aT)2_J1394962+(0.6x88670)2_553MPAca W 0.1X303選定的45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)處理，查表的其許可彎曲應(yīng)力為60>55.3故安全。

8.鍵的校核8.B-C尺寸為bxh二8x7mm,L=50mm。鍵和軸的材料都是鋼，查表得其許可擠壓應(yīng)力為100-120MPA，取均值為110MPA。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50-8=42mm,鍵和聯(lián)軸器的轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5*7=3.5mm。有公式可得2Tx2Tx103b=—pkld2x88.67x1033.5x42x30=40.2MPAV110MPA。鍵合格。D-E尺寸為bxh二8x7，L=28。鍵和軸的材料都是鋼，查表得其許可擠壓應(yīng)力為100-120MPA，取均值為110MPA。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=28-8=20mm,鍵和聯(lián)軸器的轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5*7=3.5mm。有公式可得=84.4MPAV110MPA。鍵合格。2Tx103 2x=84.4MPAV110MPA。鍵合格。b= =pkld 3.5x20x30參數(shù)：L=34.25mm，d二25mm；L二65mm，d二30mm；A-BA-BA-BA-BL=10mm，C-Dd=35mm；C-DB-CL=41mm，D-EB-Cd=30mm；D-EL =L =34.25mm，E-Fd=25mm。E-F至此，第二條軸的設(shè)計(jì)結(jié)束。第三條軸的計(jì)算1.軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2.p=2.70k2wT=275.2N9mn=93.III III III求在齒輪上的力圓周力F1.軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2.p=2.70k2wT=275.2N9mn=93.III III III求在齒輪上的力圓周力F=當(dāng)t2d=2x275290=2699NF=t32043.徑向力F=Ftana=982Nr3 t3初步確定軸的最小值按公式初步估計(jì)軸的最小直徑。F=Ftanar3 t3選取材料為7r5/mi去=2x275290=10196nd=3711N5445鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表取A=112得0d=Amin0=d=Amin0=112x1371=34.34mm輸出軸的最小直徑顯然是用來安裝軸承。由于軸的載荷較大，選擇較大的直徑尺寸。為了另軸和軸承的孔徑相適應(yīng)，同時(shí)選擇聯(lián)軸器的型號(hào)。選卻精度等級(jí)單列的圓錐滾子軸承30216。其尺寸為

dxDxT=65xl20x24.75(單位mm)n6故d二d二65mmA-故d二d二65mmA-BD-E4.(l)D-E軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)擬定軸上零件的轉(zhuǎn)配方案。BC DEFG根據(jù)軸定位的要求確定軸各段直徑和長(zhǎng)度。取安裝齒輪處的軸段B-C段的直徑70mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。直齒輪輪轂的寬度為64，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該略小于輪轂的寬度，故取L=60mm，齒輪的左端利用軸肩B-C定位，故軸肩高度大于0.07d，故取h=5，則d 二75mm。C-D取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=8mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)該距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=4mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=24.25mm貝U,L二T+s+a+(69-65)二24.75+4+8+4二40.75mm。A-B根據(jù)其他軸的長(zhǎng)度可以計(jì)算L =59mm。C-D選取L=30mm，d=60mm開式齒輪小齒輪的輪轂的寬度為60,為E-F E-F了定位，選取L二55mm，右端利用擋板和螺母定位。半徑取F-Gd=40mmF-G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平鍵連接。按BC的直徑查表查得平鍵截面bxh=14x9mm,鍵槽長(zhǎng)度定為45mm,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俘；同樣，n6第二對(duì)齒輪選用平鍵為bxh=10x8，長(zhǎng)度選取40。選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是有過度配合來保證的，此處n6選取軸的直徑尺寸公差是m6。確定軸上圓角和倒角的尺寸。軸端的倒角為45°，各軸肩出的圓角

(5)半徑均取2(5)半徑均取2求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖載荷水平面H垂直面V支反力FF=-560N,F=5253NNH1 NH2F=-1537N,F=14432NNV1 NV2彎矩MM=-41580N-mmH1M-579143N-mmH1M=-114122N-mmV1M=1591128N-mmV1總彎矩M=620732mm-NH1M=1807372mm-NH2扭矩275290Nmm滾動(dòng)軸承壽命校核

P=XF+YF二XF二1X\：'F2+F2二lxp'5602+15372二1636NTOC\o"1-5"\h\zrar HN1 HV1P=XF+YF二XF二1“―2T7―二1；52532+144322二15358N選P進(jìn)行rar1'HN2 HV2 2校核。查手冊(cè)得C=120000。L=10^(C)￡= 106 X(12OOOO)13=157134h大于預(yù)定的工作小時(shí)數(shù)。h60nP60x93.75 15358抗彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度。根據(jù)公式及其表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取Q二0 ,軸的計(jì)算應(yīng)力G_Jm2+(aT)2_J18073722+(0.6x275290)2_53MPAca W 0.1X703選定的45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)處理，查表的其許可彎曲應(yīng)力為60>53MPA安全。鍵的校核B-C尺寸為bxh二18x11mm，L=50mm。鍵和軸的材料都是鋼，查表得其許可擠壓應(yīng)力為100-120MPA，取均值為110MPA。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50-18=32mm,鍵和聯(lián)軸器的轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5*11=5.5mm。有公式可得2T2Tx103 2x275.29x103c= =pkld5.5x32x70=45MPAV110MPA。鍵合格。D-E尺寸為bxh二16x10，L=54。鍵和軸的材料都是鋼，查表得其許可擠壓應(yīng)力為100-120MPA，取均值為110MPA。鍵的