機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機(jī)的傳動裝置二級斜齒輪

機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書題目：二級斜齒輪圓柱齒輪減速器設(shè)計學(xué)院： 姓名：學(xué)號： 專業(yè)：年級： 指導(dǎo)教師職稱：二0一三年十二月機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書——————————————————3二、電動機(jī)的選擇——————————————————————4傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算——————————————4傳動零件的計算—————————————————————5軸的計算————————————————————————12軸承的計算———————————————————————20七、鍵連接的選擇及校核計算—————————————————23

八、減速器設(shè)計尺寸及附件的選擇23九、潤滑與密封24八、減速器設(shè)計尺寸及附件的選擇23九、潤滑與密封24十、設(shè)計小結(jié)————————————————————————24十一、參考資料目錄——————————————————————25一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書輸送帶的牽引力F輸送帶的速度V鼓輪直徑D7(KN)1.1(m/s)400(mm)題目：設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)的兩級斜齒圓柱齒輪減速器。給定條件：由電動機(jī)驅(qū)動，輸送帶工作拉力尸=7kN；輸送帶工作速度v=1.1m/s（允許輸送帶速度誤差為±5%）,滾筒直徑D=400mm；帶式輸送機(jī)在生產(chǎn)車間沿生產(chǎn)線運(yùn)送成件產(chǎn)品，環(huán)境清潔，運(yùn)轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定工作壽命為20年，每年300個工作日，每日工作16個小時。減速器類型選擇：選用展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。特點(diǎn)及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱因，此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端這，樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵以消減，緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級做成斜齒、低速級做成斜齒。增加運(yùn)動平穩(wěn)性傳動簡圖：計算與說明主要結(jié)果二、電動機(jī)的選擇1、電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定1000y工作機(jī)轉(zhuǎn)速n= x60=53r/mm兀D錐齒輪圓柱齒輪減速器傳動比范圍一般為i=8?15同步轉(zhuǎn)速為750r/min電動機(jī)轉(zhuǎn)速應(yīng)在n=in范圍內(nèi)即424?同步轉(zhuǎn)速為750r/mind所以選取電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速為750r/min2、電動機(jī)功率的確定查［1］表12-8類別效率數(shù)量彈性柱銷聯(lián)軸器0.9952圓柱齒輪（8級，稀油潤滑）0.971圓錐齒輪（8級，稀油潤滑）0.971圓錐滾子軸承（一對）（稀油潤滑）0.983計算得傳動的裝置的總效率叩=0.8767a又有工作機(jī)效率為叩=0.96wfFy7000x1.1工作機(jī)功率攻-1000n-1000x0.96=8.02確定電機(jī)Y確定電機(jī)Y系列三相異步電動機(jī)，型號為Y180L-8額定功率11kW，滿載轉(zhuǎn)速n=730r/minmPP所需電動機(jī)輸出功率為P=-w=9.15dIIa計算得P=9.15kWd查［1］表19-1,選則電動機(jī)額定功率為11kW最后確定電機(jī)Y系列三相異步電動機(jī)，型號為Y180L-8，額定功率11kW，滿載轉(zhuǎn)速n=730r/min。m三、傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算i=3，i=3，i=4.631 2.n 總傳動比i=m=13.90an由課程設(shè)計任務(wù)書可得，推薦i氏0.25i，且i?3，1 a1得i=3，i=4.631 2n2、由傳動比分配結(jié)果計算軸速n二/i各軸輸入功率P=PndP各軸輸入轉(zhuǎn)矩T=9550—n將計算結(jié)果列在下表軸參數(shù)電動機(jī)軸I軸n軸田軸工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速n(r/min)7307302435353功率P(kW)9.159.108.658.238.19轉(zhuǎn)矩T(N?m)119.70119.10340.131482.411474.99傳動比i134.631效率”0.9950.9510.9510.995四、傳動零件的計算1、圓錐直齒齒輪傳動的計算選擇齒形制GB12369-90，齒形角20。設(shè)計基本參數(shù)與條件：齒數(shù)比u=3，傳遞功率P1=9.10kW，主動軸轉(zhuǎn)小齒輪材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪材料為45號鋼正火。小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為210HBS速n=730小齒輪材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪材料為45號鋼正火。小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為210HBS（1）選擇齒輪材料和精度等級①小齒輪材料選取45號鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪材料選取45號鋼正火。小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為210HBS。②精度等級取7級。③試選小齒輪齒數(shù)q=19z=uz=3x19=57.2 1…Z2570調(diào)整后u=z1=19=3（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計查［3］（10-26）有齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計公式

z ccci/Z、 KTd>2.92xi(—e-)2 ^-i- 11 31［Q］6(1-0.5巾)2uH H R R①試選載荷系數(shù)：K=1.6。tP - —cP ②計算小齒輪傳遞的扭矩：T=9.55x106—=119104N-mm1 n1③取齒寬系數(shù)：6=0.30R1④確定彈性影響系數(shù)：由［3］表10-6,Z=189.8MPa2E⑤確定區(qū)域系數(shù)：查［3］圖10-30，標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動：Z=2.5H⑥根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式［3］式10-13，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60njL=60x730x1x(2x8x300x8)=1.68x1091 1hN N 「“八N=—1=0.7x1092u⑦查［3］圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)：K=0.94，K=0.95HN1 HN2⑧查［3］圖10-21(d)得疲勞極限應(yīng)力：o=600MPa，Hlim1o=570MPaHlim2⑨由［3］式10-12計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)SH=1.0，一一Ko ［o］=_HN1-Hlim1=564MPa，H1 SH_一Ko ［o］=—HN2-hlim2=541.5MPaH2 SH⑩由接觸強(qiáng)度計算出小齒輪分度圓直徑：d>93.84mm，11則d=d(1-0.56)=79.76mmm1 11 R……一…imn OAC/④齒輪的圓周速度y=a八限八=3.05m/s60x10000)計算載荷系數(shù)：a:齒輪使用系數(shù)，查［3］表10-2得K=1.0Ab:動載系數(shù)，查［3］圖10-8得K=1.17y

c：齒間分配系數(shù)，查［3］表10-3得K=K=1Ha Fad：齒向載荷分布系數(shù)K"R=KRM1.5KHp Fp Hpbe查［3］表10-9得K.=1.25，所以K=K=1.875一LJ HPbe HP FPe：接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K=KKKK=1.0x1.17x1x1.875=2.19AvHaHp0按載荷系數(shù)校正分度圓直徑d=d3K/K=104.16mm1 1戶 td…m=t=5.48mmz1取標(biāo)準(zhǔn)值，模數(shù)圓整為m=6mm0計算齒輪的相關(guān)參數(shù)d=mz=19x6=114mm，d=mz=57x6=342mm1 1 2 28=arctanz~=18.430，8=90o-5=71.5701 z 2 12Ilzz、 1I(一)2+1R=d3Lz1 =180.204mm1 20確定齒寬：b=。rR=49.41mm圓整取b1=b2=49mm(3)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度0載荷系數(shù)K=2.19z z0當(dāng)量齒數(shù)z=——1E-=20.0，z=——k=180.3v1 cos8 v2 cos81 20查［3］表10-5得、「2.80，丫=1.55，Y=2.13，Y2=1.85Fa1 Sa1 Fa2 Sa20取安全系數(shù)S=1.4F由［3］圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Km=0.92，K=0.9FN1 FN2查［3］圖10-20(c)得彎曲疲勞極限為：o=440MPa，F(xiàn)E1o=425MPaFE2d=114mm，1d=342mm28=18.430 ，18=71.5702R=180.204mmb=b=49mm1 2

Ko許用應(yīng)力[o]=叱1fei=289.1MPaF1 SF一一Ko [o]二一FN2-FE2=273.2MPaF2 SFQ校核強(qiáng)度，由[3]式10-232KTYY 「[O二 1FaSa——<[O]F bm2(1-0.5。)2z FR計算得o=93.50MPa<[o]F1 F1o=80.81MPa<[o]F2 F2可知彎曲強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理。2、圓柱斜齒齒輪傳動的計算設(shè)計基本參數(shù)與條件：齒數(shù)比u=4.63，傳遞功率P1=8.65kW，主動軸轉(zhuǎn)速4=243r/min，采用兩班制工作，壽命8年(一年以300天計)。(1)選擇齒輪材料、精度等級和齒數(shù)①小齒輪材料選取40Cr鋼表面淬火，大齒輪選取45號鋼正火，小齒輪齒面硬度為260HBS，大齒輪齒面硬度為210HBs。②精度等級取7級。③試選小齒輪齒數(shù)z=23z=uz=4.63x23=106.491 2 1取z2=106*z106…調(diào)整后u=—=”=4.61z231Q初選螺旋角P=12。(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計查[3](10-21)有齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計公式, i'2KTu+1，ZZ、d>31--T (EH)21t\l。￡U [o]dda HQ試選載荷系數(shù)：Kt=1.8E -sP ……Q計算小齒輪傳遞的扭矩：T=9.55x106"=340125N-mm1 n1小齒輪材料為40Cr鋼表面淬火，大齒輪為45號鋼正火，小齒輪齒面硬度為260HBS，大齒輪齒面硬度為210HBS。

④取齒寬系數(shù)：0d=0.913確定彈性影響系數(shù)：由［3］表10-6，Z=189.8MPa2H E3確定區(qū)域系數(shù)：查［3］圖10-30，標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動：Z=2.5H3根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式［3］式10-13，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60njL=60x243x2x8x300x8=5.6x1081 1hN N “…八N=—i=1.2x1082u查［3］圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)：K=0.95，K=0.97HN1 HN2查［3］圖10-21(d)得疲勞極限應(yīng)力：0八1二600MPa，Hlim1o=550MPaHlim2由［3］式10-12計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.0，H一一Ko ［O］=—HN1~Hlim1=570MPa，H1 SH_一Ko ［O］=—HN2-Hlim2=533.5MPaH2 SH［o］=［oH］—［OH］2=551.75MPaH 23由［3］圖10-26查得8=e+e=0.78+0.86=1.56a a1 a23代人數(shù)值計算：小齒輪直徑d1f-89.04mm——i 兀dn 1IO/3圓周速度v= J—=1.13m/s3圓周速度 60x10003齒寬b及模數(shù)mnt，b=0xd=0.9x89.04mm=80.14mmd 11dcosPQrom二t 二3.79mmnt z1h=2.25m=8.5mmntb/h=10.45

0計算縱向重合度ep=0.318。/JanP=1.55④計算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查［3］表10-2得K=1.0Ab:動載系數(shù)，查［3］圖10-8得K=1.1Vc：齒間分配系數(shù)，查［3］表10-3得K=K=1.2Ha Fad：查［3］表10-4得齒向載荷分布系數(shù)七==1.41HP查［3］圖10-13得K==1.28FPe:接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K=KKK〃K〃R=1.0x1.1x1.4x1.41=1.86AvHaHp0按載荷系數(shù)校正分度圓直徑Kd=d2i——=88.07mm1 1t\iKttdCOSPc0計算模數(shù)m=T =3.75mmn z1(3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由［3］式10-172KKTYcos2PYYm= 3| 1 P Fa San Ai 9 z28 ［o ］d d1a F0計算載荷系數(shù)K=K4KfKfr=1.69AvFaFp0由縱向重合度8P=1.55，從［3］圖10-28得Yp=0.91z0計算當(dāng)量齒數(shù)z,=一F=24.6V1 COS3pzz=——2-5-=113.3V2 COS3p0由［3］圖10-20得彎曲疲勞強(qiáng)度極限o,=500MPa，F(xiàn)E1o=380MPaFE20由［3］圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K.=0.90，/、=0.95FN1 FN2

④取彎曲疲勞安全系數(shù)S.=1.4FK k KO由[3]式10-12得Q]=FNFE1=321.4MPaF1 SFk k Ko [o]=—fn2~fe2=257.9MPaF2 SF。由[3]表10-5得齒形系數(shù)Y「=2.63，Y=2A7Fa1 Fa2得應(yīng)力校正系數(shù)Y-=1.586，Y=1.80Sa1 Sa2YY@計算大、小齒輪的[FoS]a并加以比較。FYY i YYFa1Sa1=0.012978,Fa2Sa2=0.015145[°] [o]F1 F2大齒輪的數(shù)值大。④計算得mN2.72mm，取m=3.0mmn n0校正齒數(shù)z=4cos"=28.71氏29,z=uz=132.37穴1321m 2 1n0圓整中心距(z+z)m OiQa=-1 2--=246.88mm2cosp圓整為a=247mm0修正螺旋角口 (z+z)m〔ICQ。p=arccos1 2——=11.98°2a變化不大，不必修正前面計算數(shù)值。0計算幾何尺寸zm zmd=zm—=88.94mm,d= -=404.82mmcosp 2cospb=。d=80.046mm，取齒寬為B=85mm，B=80mmd1 1 20校正傳動比z132 ―i'—ii'=z2=——=4.55 x100%=1.728%<5%符合設(shè)計要求z29 i ………1 2z=29，1z=1322a=247mmP=11.98°d=88.94mm，1d=404.82mm2B=85mm1B=80mm2

五、軸的計算1、I軸的計算(1)軸上的功率P=9.10kW，轉(zhuǎn)速n=730r/min，轉(zhuǎn)矩T=119104N?mm。i(2)求作用在齒輪上的力已知高速級小錐齒輪的分度圓直徑為d1=114mm根據(jù)［3］式10-22確定作用在錐齒輪上的圓周力、軸向力和徑向力?！?T --圓周力F=—1=2089.5Ntd1軸向力F=Ftanacos8=240.4Na t 1徑向力F=Ftanasin8=721.5Nr t 1(3)初估軸的最小直徑先按［3］式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)［3］表15-3，取4=110，于是得d=A31=25.51mmmin °\nt1由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑4°與聯(lián)1—2軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查［3］表14-1T=KT=1.5義119104=178656N-mmca A1查［2］表12-3和表8-7，可得：電動機(jī)輸出軸直徑為48mm，選取型號為HL4的聯(lián)軸器，從動端孔徑選為42mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度為84mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖1C )-11 2 3 4 5 6 7。軸段1-2，由聯(lián)軸器型號可得直徑為42mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長度應(yīng)該略小于聯(lián)軸器與軸的配合長度84mm，取為82mm。④軸段3-4，先初選軸承型號，由于軸承同時受有徑向力和軸向力，因此選擇圓錐滾子軸承，型號取30210，內(nèi)徑50mm。所以軸段直徑為50mm，長度應(yīng)略小于軸承內(nèi)圈寬度20mm，取為19mm。④軸段2-3，軸段1-2右段應(yīng)有軸肩定位，取該段直徑為49mm，保證軸肩定位尺寸，同時使得軸承左端直徑小于右端，有利于軸承的拆卸。此處軸承端蓋及套杯厚度為15mm左右，且軸臂需要伸出箱體外壁10?20mm，因此取該段長度為35mm。3軸段5-6，使用30210圓錐滾子軸承，同軸段3-4。Q軸段6-7,為了保證該段左側(cè)的軸肩高度，同時已知軸段5-6直徑為50mm，因此取該段直徑為42mm，即小錐齒輪內(nèi)徑為42mm，并由此可以取小齒輪輪轂的長度為46mm。齒輪左端面距離套杯約為8mm，再加上套杯厚度8mm。取軸段長度為61mm。④軸段4-5，由于小齒輪懸臂布置，軸承支點(diǎn)跨距應(yīng)取懸臂長度的大約兩倍，由此計算出軸段長度為120mm。又有軸肩定位的需要，軸肩高度取3.5mm，所以軸段直徑取60mm。。零件的周向定位查［1］表14-24得左端半聯(lián)軸器定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取80mm，選取鍵12x80，右端小齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于小齒輪輪轂，取45mm，選取鍵12x45。3軸上圓角和倒角尺寸參考［1］表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm(5)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示Tin1-H■^rrr「rn'nnTlTf1JITGD09Nfih125265Nrmmv?^TrTrmTnrnTT［n］TIr［TTrr］1ES7M,.."Im^rfTTETrnTOThirKU91Q4Nnr「二二二二二二工二二二二二二二二二二二二工(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度o=11.78MPaca由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)［3］式15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取o=11.78MPaca:M2+(aT)2o=X —^―二11.78MPaca W

查［3］表15-1得Q］=60MPa，因此。＜2］，軸安全。-1 ca -12、II軸的計算(1)軸上的功率P2=8.65kW，轉(zhuǎn)速n2=243r/min，轉(zhuǎn)矩T=340125N?mm，2(2)求作用在齒輪上的力大圓錐齒輪：已知低速級大圓錐齒輪直徑為d2=342mm由［3］式10-22可得「2TTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"圓周力F=-2-=1989N，軸向力F=Ftanacos8=229N，徑向td at 22力F=Ftanasin8=687N」rt 2圓柱齒輪：已知高速級小圓柱齒輪直徑d1=88.92mm，螺旋角P=11.98。。_ 2T圓周力F= =7648N，軸向力F=Ftan0=1623N，徑向力\o"CurrentDocument"t0 d a0 t01=1238N「Ftana=1238NF=t nr0cosP(3)初估軸的最小直徑先按［3］式15-2初步估算軸的最小直徑。由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料應(yīng)同圓柱齒輪一樣，為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)［3］表15-3,取A0=100，于是得d=A3，幺=32.90mmminqin(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計G軸段1-2，因?yàn)樵撦S上同時存在軸向力和徑向力。因此選用圓錐滾子軸承。選用軸承型號為30210，軸段直徑為50mm，考慮到低速級大錐齒輪應(yīng)與內(nèi)壁間距保持10?15mm。并考慮軸承套在軸上的長度。且軸承與內(nèi)壁間距應(yīng)在5?8mm左右綜合其他各種因素考慮，取軸段長度為44mm。④軸段2-3，考慮齒輪孔徑與軸肩高度的綜合因素，直徑取為57mm。齒輪輪轂長度為59mm，軸段長度比輪轂長度略小，定為58mm。④軸段4-5，由設(shè)計結(jié)果，小齒輪分度圓直徑為88.92mm，齒寬為85mm，此軸段長度應(yīng)略小于小齒輪齒寬，取為83mm。為了保證左側(cè)的軸肩定位，取軸徑為42mm3軸段5-6，用于裝軸承，直徑取50mm。軸承應(yīng)該距離箱體內(nèi)壁5~8mm左右，且小齒輪端面距離箱體內(nèi)壁10?15mm，再加上軸承軸上厚度，取長度為44mm。3軸段3-4，由于箱體內(nèi)壁應(yīng)該相對于輸入軸的中心線對稱，通過計算此段長度為25mm，又有定位需要，軸徑取65mm。3零件的周向定位查［2］表4-1得左側(cè)齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取45mm，選取鍵12x45右側(cè)齒輪定位用平鍵，寬度為12mm。長度略小于軸段，取80mm，選取鍵12x803軸上圓角和倒角尺寸參考［1］表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm(5)求軸上的載荷該軸上錐齒輪處軸上載荷小于圓柱齒輪處載荷，只需校核圓柱齒輪軸上齒輪1/2處的彎矩與扭矩強(qiáng)度。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出所測軸截面所受力和彎矩扭矩如表所示載荷水平面H垂直面V支反力FF=129.5N,NH1F =421.5NNH2F =3670N,NV1F =5967NNV2彎矩MM=46155N?mm,H1M=26028N?mmH2M=368462N?mmV總彎矩M=J461552+3684622=371342N?mm1M=,260282+3684622=369380N?mm2扭矩TT=340125.4N?mm2彎矩和扭矩圖如下：bly1：?■?-\-in2=340]25.4N-i(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，校核此處即可，根據(jù)［3］式15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計算應(yīng)力%：M2+(aT)2ocao=20.04MPaca'一i一'ocao=20.04MPaca前已確定，軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。查［3］表15-1得［o］=70MPa，因此o<［o］?！? ca —1另外小齒輪的兩個端面處較危險，右端按照軸頸50mm，若彎扭組合按照J(rèn)M2+(aT)2最大處計算，有o=-一F——=33.90MPa，所以最終可以確ca W定彎扭校核結(jié)果為安全。(7)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度G判斷危險截面軸段1-2，2-3，3-4，4-5，6-7等各段界面上雖然有鍵槽、軸肩及齒輪的過盈配合所引起的應(yīng)力集中，但是由于軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕所設(shè)定的。所以這些軸段的截面無需校核。由上述計算已知小齒輪中點(diǎn)處應(yīng)力最大，而小齒輪兩邊處的截面由于過盈配合引起的應(yīng)力集中比較嚴(yán)重。對于小齒輪右側(cè)截面，只承受彎矩而并不傳遞扭矩，且軸徑較大，因此無需校核。而小齒輪中點(diǎn)處盡管彎曲應(yīng)力最大，但是由于過盈配合及鍵槽所引起的應(yīng)力集中都在兩端，因此該處截面也無需校核。綜上所述，只需要校核小齒輪左側(cè)截面的左側(cè)面即可。設(shè)該截面為AA截面的左側(cè)

抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=27462.5mm3抗扭截面系數(shù)WT,=0.2d3=54925mm3截面的彎矩為371342—103354M= x46.7+103354=317232N?mm89.2截面4上的扭矩為T2=340125N?mm截面上的彎曲應(yīng)力M317232「cdo=——= =11.55MPabW27462.5截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T340125 小t=—2-= =6.19MPatW54925T軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由［3］表15-1查得o=735MPa,o=355MPa,t=200MPa。B -1 -1綜合系數(shù)的計算r 1.6八“D-“查［3］附表32，由力於八0.027， L08d 60 d用插值法，得因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為a=2.50，a=2.03，o t由［3］附圖3-1得軸的材料敏感系數(shù)為q=0.81，q=0.85，o t則有效應(yīng)力集中系數(shù)為，按［3］式(附表3-4)k=1+q(a-1)=1.87o ook=1+q(a-1)=1.52t tt由［3］附圖3-2，3-3查得尺寸系數(shù)為*=0.73，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為o8=0.84，t查［3］附圖3-4,軸采用精車加工，表面質(zhì)量系數(shù)為P=P=0.82，o tp=1軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即q ，則綜合系數(shù)值為K=L+--1=2.78o8Po o

K=4+-1-1=2.03t8PT t碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為W=0.1，w=0.05O T安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為OS= 1 =13.40OKo+woOa OmTS= 1 =53.75TKT+WTTa TmSSS=.OT=13.00>>S=1.5cSS2+S2OO T故此處安全。綜上得出，此軸疲勞強(qiáng)度達(dá)到要求。3、III軸的計算(1)軸上的功率P3=8.23kW，轉(zhuǎn)速n=53r/min，轉(zhuǎn)矩T=1482406N-mm，3(2)求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪直徑d2=404.87mm，螺旋角P=11.98。_2T _ _八一——圓周力F=-71=7323N，軸向力F=Ftanp=1554N，徑向力td at1尸 Ftana ATF=-t -n=2725Nrcosp(3)初估軸的最小直徑先按［3］式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)［3］表15-3，取A0=97，于是得，產(chǎn)d=A31T=52.04mm，此處有一個平鍵，直徑增加5%，得出直徑min 01in13最小為54.75mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑d.與聯(lián)1-2S=13.00ca>>S=1.5軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查［3］表14-1T=KT=1.5義1482406=2223609N-mmcaA3選取型號為HL6，孔徑選為60mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度為107mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案，如下圖5€ 7 8。軸段1-2，由聯(lián)軸器型號得直徑為60mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長度應(yīng)該略小于107mm，取106mm。④軸段3-4，因軸上有徑向力和軸向力，因此選取圓錐滾子軸承，軸承型號為30214,由軸承內(nèi)圈直徑得軸段直徑為70mm。軸承軸上距離為24mm，為方便裝卸，取軸段長度略小，為23.5mm。④軸段2-3，考慮與左側(cè)軸段的軸肩高度和右側(cè)軸承的高度，取軸徑為68.4mm。考慮軸臂伸出長度應(yīng)在10?20mm左右，并綜合考慮內(nèi)外壁與軸承端蓋厚度因素，取軸段長度為35mm。3軸段4-5，左端用于軸承定位，取軸肩高度為5mm，因此軸徑為80mm。考慮軸承應(yīng)距離箱體內(nèi)壁5?8mm，并且該段和軸段5-6的總長需要保證低速級大齒輪與小齒輪的中的配合。因此綜合考慮后，取該段長度為90mm。3軸段6-7,此處與大齒輪配合，取直徑為齒輪孔徑80mm，長度略小于輪轂80mm，長度取為79mm。3軸段5-6，經(jīng)計算得，該段長度為13.5mm。此處作為尺寸封閉環(huán)，用來保證大齒輪端面到遠(yuǎn)端內(nèi)壁的距離為97.5mm。又用作齒輪軸向定位，因此取軸肩高度為6mm，軸徑為92mm。3軸段7-8，為了保證大齒輪距離內(nèi)壁10?15mm，并與小齒輪相配合的條件，取大齒輪與內(nèi)壁之間距離為12.5mm。同時為了保證軸承距離內(nèi)壁5~8mm，軸承軸上厚度為24mm。因此取該段長度為44mm。軸徑取為軸承內(nèi)圈直徑70mm。3零件的周向定位查［1］表14-24得左端聯(lián)軸器定位用平鍵，寬度為18mm，長度略小于軸段，取100mm，選取鍵18x100，右端大齒輪定位用平鍵，寬度為22mm，長度略小于軸段，取70mm，選取鍵22x70。3軸上圓角和倒角尺寸參考［1］表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm(5)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示341955Npip^7J71Ni-ri］gsaMy^TTiTTrnTmmTnTIDNnm

1Mm395548NmnH.-rrTVTTTnlT丁皿皿mmnn□回皿咂回□mith(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)［3］式15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6軸的計算應(yīng)力J：M2+(aT)2a二t '/=19.41MPaca W查［3］表15-1得Q］=70MPa，因此a—1<［a］，軸安全。ca —1六、軸承的計算1、I軸的軸承校核軸承30210的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力F1=%

r1F2+F2=993.9N，F(xiàn)=、F2+F2=3200.2Na=19.41MPaca查［2］查［2］表6-7,得Y=1.4，e=0.42派生力Fd1F f=355.0N，F(xiàn)2Y d2

C=73.2kNrF=7=1142.9N2Y軸向力F—240.4N，左側(cè)軸承壓緊由于F+F=240.4+1142.9=1383.3N>F，ad2 d1所以軸向力為Fa1=1383.3N，F(xiàn)所以軸向力為Fa1a2當(dāng)量載荷：F［M由于二-a1=1.39>eFr1

所以X=0.4，Y=1.6，X=1，Y=0。A A B B由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f=1.1,故當(dāng)量載荷為pP=f(XF+YF)=2871.9N ，p Ar1 Aa1P=f(XF+YF)=3520.2NpBr2 Ba2軸承壽命的校核10對于滾子軸承，有￡=—106Cr 1 1L=——(一)￡=1.10X106h>48000hh1 60nP1 1106Cr . i iL=——(一卜二5.59x105h>48000hh260nP1 22、II軸的軸承校核軸承30210的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力F=Ff2+F2=3672N，F(xiàn)=/F2+F2=5982Nr1HH1 V1 r2,H2 V2查［2］表6-7,得Y=1.4，e=0.42，C=73.2kNrF F - F …派生力F=-r1=1311N，F(xiàn)=—r2-=2136N派生〃d1 2Y d2 2Y軸向力F=1623N-229N=1394N，右側(cè)軸承壓緊a由于F+F=1394N+1311N=2705N>F，a d1 d2所以軸向力為F=1311N，F(xiàn)=2705Na1 a2F - F …當(dāng)量載荷：由于~^10.36<e，-220.45>e，r1 r2所以X=1，Y=0，X=0.4，Y=1.6。A A B B由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f=1.1,故當(dāng)量載荷為pP=f(XF+YF)=4039.2N ，p Ar1 Aa1P=f(XF+YF)=7392.9NpBr2 Ba2L=1.10X106hh1>48000hL=5.59x105hh2>48000h

軸承壽命的校核106Cr , , ,L=——（一）￡=1.06x106h>48000hh1 60nP2 1106Cr i iL=——（一）￡=1.42x105h>48000hh260nP2 23、III軸的軸承校核軸承30214的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力F=J'F2+F2=3188.3N，F(xiàn)=』F2+F2=5131.7N1 r1HH1 V1 r2飛H2 V2查［2］表6-7,得Y=1.4，e=0.42，C=132kNrF F 派生力F=t=1138.7N，F(xiàn)=—=1832.8N派生〃d12y d2 2y軸向力Fa=1553.8N，左側(cè)軸承壓緊由于F+F=1553.8N+1832.8N=3386.6N>F，a d2 d1所以軸向力為F=3386.6N，F(xiàn)=1832.8Na1 a2當(dāng)量載荷F… F…由于—a1=1.06>e，—a2-=0.36<e，r1 r2所以x=0,4，y=1.6，x=1，y=0。A A B B由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f=1.1,故當(dāng)量載荷為pP=f（XF+yF）=7363N，p Ar1 Aa1P=f（XF+yF）=5645NpBr2 Ba2軸承壽命的校核106Cr , ,L=——（一）￡=4.70x106h>48000hh1 60nP3 1106Cr i iL=——（一）￡=1.14x107h>48000hh260nP3 2L=1.06x106hh148000hL=1.42x105hh248000hL=4.70x106hh148000hL=1.14x107hh