帶式運輸機傳動裝置設計課程設計樣本

機械設計課程設計闡明書設計題目：帶式運送機傳動裝置專業(yè)班級：機械1312姓名：學號：指引教師：成績評估等級評閱簽字評閱日期湖北文理學院理工學院機械與汽車工程系1月目錄第一章課程設計任務書 11.1重要內(nèi)容 11.2任務 11.3進度安排 11.4設計數(shù)據(jù) 21.5傳動方案 21.6已知條件 2第二章電動機選取 32.1電動機容量選取 32.2 電動機轉速選取 32.3．電動機型號擬定 4第三章傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 43.1分派傳動比 43.1.1總傳動比 43.1.2分派傳動裝置各級傳動比 43.2各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩轉速計算 5第四章傳動裝置設計 64.1高速齒輪計算 64.1.1 選精度級別、材料及齒數(shù) 64.1.2按齒面接觸強度設計 64.1.3擬定公式內(nèi)各計算數(shù)值 74.1.4 按齒根彎曲強度設計 84.1.5 幾何尺寸計算 104.2低速齒輪計算 114.2.1選精度級別、材料及齒數(shù) 114.2.2．按齒面接觸強度設計 114.2.3擬定公式內(nèi)各計算數(shù)值 114.2.4計算 124.2.5擬定計算參數(shù) 134.2.6設計計算 144.2.7幾何尺寸計算 15第五章軸設計 165.1 低速軸3設計 165.1.1總結以上數(shù)據(jù)。 165.1.2求作用在齒輪上力 165.1.3初步擬定軸直徑 165.1.4聯(lián)軸器型號選用 175.1.5軸構造設計 175.2中間軸2設計 235.2.1總結以上數(shù)據(jù)。 235.2.2求作用在齒輪上力 235.2.3初步擬定軸直徑 235.2.4選軸承 245.3第一軸1設計 265.3.1總結以上數(shù)據(jù)。 265.3.2求作用在齒輪上力 265.3.3初步擬定軸直徑 265.3.4聯(lián)軸器型號選用 265.3.5聯(lián)軸器型號選用 275.3.6.軸構造設計 27第六章．滾動軸承計算 28第七章．連接選取和計算 30第八章．潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置選取 31第九章．箱體及其附件構造設計 31第十章總結 34參照文獻 35第一章課程設計任務書班級：機械1312姓名：學號：指引教師：雷芳日期：1月班級：機械1312姓名：學號：0指引教師：雷芳日期：1月設計題目：帶式運送機傳動裝置設計設計時長：二周1.1重要內(nèi)容1.掌握減速器齒輪、軸、軸承、箱體、鍵等所有零件設計計算；2.會用《機械設計手冊》查取數(shù)據(jù)和原則件型號。1.2任務1、按照設計數(shù)據(jù)（編號）a和傳動方案（編號）A0，高速級選用圓柱直齒輪，低速級選用圓柱直齒輪設計減速器裝置。2、繪制傳動裝置裝配圖一張（A0/A1）；3、繪制傳動裝置中軸、齒輪零件圖各一張(A3)；4、編制設計闡明書一份。（字數(shù)在8000字左右）1.3進度安排時間內(nèi)容安排第1天布置任務，總體設計第2天運動分析、計算傳動比、計算功率第3天齒輪設計計算第4天軸構造設計計算第5天軸計算，箱體設計第6-8天繪制裝配圖、零件圖第9-10天編制設計闡明書、答辯1.4設計數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號A0運送帶工作拉力F(N)4800運送帶速度（m/s）1.25卷筒直徑D(mm)5001.5傳動方案a二級展開式1.6已知條件1、第四某些設計數(shù)據(jù)；2、工作條件：兩班制，持續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運送帶、卷筒及支撐涉及卷筒軸承摩擦阻力影響已在F中考慮），環(huán)境最高溫度40C；3、使用折舊期：8年檢修間隔期：4年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修;4、動力來源：電力，三相交流，380/220V;5、運送帶速度容許誤差：±5%；6、生產(chǎn)條件：中檔規(guī)模制造廠，可加工7～8精度齒輪及蝸輪，小批量生產(chǎn)。第二章電動機選取由于動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；因此選用慣用封閉式系列——交流電動機。2.1電動機容量選取1） 工作機所需功率Pw由題中條件查詢工作狀況系數(shù)KA，查得KA=1.3設計方案總效率n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…nn本設計中η聯(lián)——聯(lián)軸器傳動效率（2個），η軸——軸承傳動效率（4對），η齒——齒輪傳動效率（2對），本次設計中有8級傳動效率其中η聯(lián)=0.99（兩對聯(lián)軸器效率取相等）η軸承123=0.99（123為減速器3對軸承）η軸承4=0.98（4為卷筒一對軸承）η齒=0.95（兩對齒輪效率取相等）η總=η聯(lián)*3軸承123*齒*η聯(lián)*η軸承4=0.8412） 電動機輸出功率Pw=kA*=5.9592KWPd＝Pw/，=0.841Pd＝5.9592/0.841=3.464KW2.2 電動機轉速選取由v=1.25m/s求卷筒轉速nV==1.25→nw=79.614r/minnd＝（i1’?i2’…in’）nw有該傳動方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2，其她傳動比都等于1。由[1]表13-2知圓柱齒輪傳動比范疇為3—5。因此nd=(i1*i2)nw=[32，52]*nw因此nd范疇是（859.88，2547.65）r/min，初選為同步轉速為1430r/min電動機2.3．電動機型號擬定由表12-1[2]查出電動機型號為Y100L2-4,其額定功率為3kW，滿載轉速1430r/min?；痉项}目所需規(guī)定。電動機型號額定功率/KW滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY100L2-4,3.014302.22.338第三章傳動裝置運動及動力參數(shù)計算3.1分派傳動比3.1.1總傳動比3.1.2分派傳動裝置各級傳動比由于減速箱是展開式布置，因此i1＝（1.3-1.5）i2。由于i＝17.96，取i＝18，估測選用i1=5.2i2=4.9速度偏差為0.3%，因此可行3.2各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩轉速計算電動機轉軸速度n0=1430r/min高速In1==1430r/min中間軸IIn2==283.92r/min低速軸IIIn3==95.4r/min卷筒n4=93.1r/min。各軸功率電動機額定功率P0=Pd*=3Kw(n01=1)高速IP1=P0*n12=P0*=3*0.99*0.99=2.9403Kw(n12==0.99*0.99=0.98)中間軸IIP2=P1=P1*n=2.9403*0.95*0.99=2.7653Kw(n23==0.95*0.99=0.94)低速軸IIIP3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600Kw(n34==0.95*0.99=0.94)卷筒P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523Kw（n45==0.98*0.99=0.96）各軸轉矩電動機轉軸T0=2.2N高速IT1===19.634N中間軸IIT2===88.615N低速軸IIIT3===264.118N卷筒T4===256.239N其中Td=(n*m)項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min9293.193.1功率（kW）32.793292.6282.42042.4204轉矩（N·m）2.219.65488.6177264.1175256.2395傳動比114.83.21效率10.980.940.940.96第四章傳動裝置設計4.1高速齒輪計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比小齒輪轉矩載荷系數(shù)2.9403KW1430r/min4.819.643N·m1.34.1.1 選精度級別、材料及齒數(shù)1） 材料及熱解決；選取小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。2） 精度級別選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝96；4.1.2按齒面接觸強度設計由于低速級載荷不不大于高速級載荷，因此通過低速級數(shù)據(jù)進行計算。按式（10—21）試算，即dt≥2.32*4.1.3擬定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）（1） 試選Kt＝1.3（2） 由[1]表10－7選用尺寬系數(shù)φd＝1（3） 由[1]表10－6查得材料彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa（4） 由[1]圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極σHlim1＝600MPa；大齒輪解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9N2＝N1/4.8＝8.35×10e8此式中j為每轉一圈同一齒面嚙合次數(shù)。Ln為齒輪工作壽命，單位小時（6） 由[1]圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（7） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==37.043（2） 計算圓周速度v===2.7739（3） 計算齒寬b及模數(shù)mb=φdd1t=1×37.043mm=37.043mmm===1.852h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 計算載荷系數(shù)K由[1]表10—2已知載荷平穩(wěn)，因此取KA=1依照v=2.7739m/s,7級精度，由[1]圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.14；由[1]表10—4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB計算公式和直齒輪相似，因此：KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763（5） 按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得d1==mm=41.10968mm（6） 計算模數(shù)mm=mm=2.0554.1.4 按齒根彎曲強度設計由[1]式(10—5)m≥1） 擬定計算參數(shù)由[1]圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σF2=380MPa由[1]10-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4見[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa（1） 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875（2） 查取應力校正系數(shù)由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 計算大、小齒輪并加以比較==0.014297==0.016341大齒輪數(shù)值大。2） 設計計算m≥=1.4212對成果進行解決取m=2Z1=d1/m=41.1097/2≈21大齒輪齒數(shù)，Z2=u*Z1=4.8*21=1004.1.5 幾何尺寸計算1） 計算中心距d1=z1m=21*2=42d2=z1m=100*2=200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圓整后取121mm2） 計算大、小齒輪分度圓直徑d1=42mm，d2=200mm3） 計算齒輪寬度b=φdd1，b=42mmB1=47mm，B2=42mm備注齒寬普通是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm4） 驗算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919Nm/s成果適當5） 由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2424721大齒輪2200421006） 構造設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑不不大于160mm，而又不大于500mm，故以選用腹板式為宜。其她關于尺寸參看大齒輪零件圖。4.2低速齒輪計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比小齒輪轉矩載荷系數(shù)2.7654KW297.92r/min3.288.6177N·m1.34.2.1選精度級別、材料及齒數(shù)1）材料及熱解決；選取小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。2）精度級別選用7級精度；3）試選小齒輪齒數(shù)z1＝24，大齒輪齒數(shù)z2＝77；4.2.2．按齒面接觸強度設計由于低速級載荷不不大于高速級載荷，因此通過低速級數(shù)據(jù)進行計算dt≥2.32*4.2.3擬定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選Kt＝1.3由[1]表10－7選用尺寬系數(shù)φd＝1由[1]表10－6查得材料彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa由[1]圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；由[1]式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8N2＝N1/3.2＝2.61×10e8此式中j為每轉一圈同一齒面嚙合次數(shù)。Ln為齒輪工作壽命，單位小時由[1]圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==62.93494.2.4計算1)計算圓周速度v===0.9810m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mmm===3.1467h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08=8.89計算載荷系數(shù)K由[1]表10—2已知載荷平穩(wěn)，因此KV=1.14由[1]表10—4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB計算公式和直齒輪相似，固KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，KHB=1.414查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.414=1.77314)按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得d1==mm=69.78mm計算模數(shù)mm=mm≈3.4890按齒根彎曲強度設計。由[1]式(10—5)m≥4.2.5擬定計算參數(shù)由[1]圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σF2=380MPa由[1]10-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4見[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa1）計算載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875查取應力校正系數(shù)有[1]表10-5查得YFa1=2.8；YFa2=2.18由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79K=1.7875=0.014297=0.016341因此大齒輪數(shù)值大。4.2.6設計計算m===3.4485對成果進行解決取m=3.5，（見機械原理表5-4，依照優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20大齒輪齒數(shù)Z2=u*Z1=3.2*20=644.2.7幾何尺寸計算計算中心距d1=z1m=20*3.5=70，d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147，a圓整后取147mm，d1=70.00mm計算齒輪寬度計算大、小齒輪分度圓直徑b=φdd1b=70mmB1=75mm，B2=70mm備注齒寬普通是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm驗算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934NN/mm。成果適當由此設計有模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪3.57020°75大齒輪3.522420°70第五章軸設計5.1 低速軸3設計5.1.1總結以上數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.6Kw264.118N·m93.1r/min224mm20°5.1.2求作用在齒輪上力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N5.1.3初步擬定軸直徑先按式[1]15-2初步估算軸最小直徑。選用軸材料為45號鋼。依照表[1]15-3選用A0=112。于是有此軸最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸最小直徑d1-2為了使所選軸直徑d1-2與聯(lián)軸器孔徑相適應，固需同步選用聯(lián)軸器型號。5.1.4聯(lián)軸器型號選用查表[1]14-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m按照計算轉矩Tca應不大于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查原則GB/T5843-（見表[2]8-2），選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為400N·m。半聯(lián)軸器孔徑d1=35mm.固取d1-2=35mm。5.1.5軸構造設計1）擬定軸上零件裝配方案2）依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度a為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位規(guī)定1-2軸段右端規(guī)定制出一軸肩；固取2-3段直徑d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45。半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=82mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，固取1-2斷長度應比L1略短某些，現(xiàn)取L1-2=80mmb初步選取滾動軸承?？紤]到重要承受徑向力，軸向也可承受小軸向載荷。當量摩擦系數(shù)至少。在高速轉時也可承受純軸向力，工作中容許內(nèi)外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承又依照d2-3=42mm選61909號右端采用軸肩定位查[2]又依照d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45軸肩與軸環(huán)高度（圖中a）建議取為軸直徑0.07~0.1倍因此在d7-8=45mml6-7=12c取安裝齒輪處軸段4-5直徑d4-5=50mm齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂寬度為70，為了使套筒能可靠壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取l4-5=67mm,齒輪右端采用軸肩定位軸肩高度?。ㄝS直徑0.07~0.1倍）這里去軸肩高度h=4mm.因此d5-6=54mm.軸寬度去b>=1.4h,取軸寬度為L5-6=6mm.d軸承端蓋總寬度為15mm（有減速器和軸承端蓋機構設計而定）依照軸承裝拆及便于對軸承添加潤滑脂規(guī)定，取端蓋外端面與聯(lián)軸器,距離為25mm。固取L2-3=40mme取齒輪與箱體內(nèi)壁距離為a=12mm小齒輪與大齒輪間距為c=15mm，考慮到箱體制造誤差，在擬定軸承位置時，應與箱體內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=7mm小齒輪輪轂長L=50mm則L3-4=T+s+a+(70-67)=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步擬定軸得長度3)軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm由手冊查得平鍵截面b*h=16*10(mm)見[2]表4-1,L=56mm同理按d1-2=35mm.b*h=10*8,L=70。同步為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選取齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證，此處選軸尺寸公差為m6。4)擬定軸倒角和圓角參照[1]表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處圓角半徑見上圖5)求軸上載荷（見下圖）一方面依照軸構造圖作出軸計算簡圖。在擬定軸支點位置時，應從手冊中查出a值參照[1]圖15-23。對與61809，由于它對中性好因此它支點在軸承正中位置。因而作為簡支梁軸支撐跨距為182mm。依照軸計算簡圖作出軸彎矩圖和扭矩圖計算齒輪Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19NFr=Fttana=Fttan20°=858.31N通過計算有FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61N·M同理有FNV1=330.267NFNV2=697.23NMV=40.788N·MN·M載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267NFNV2=697.23N彎矩MH=93.61NMV=40.788N總彎矩M總=102.11N扭矩T3=264.117N6）按彎扭合成應力校核軸強度進行校核時普通只校核承受最大彎矩核最大扭矩截面（即危險截面C強度）依照[1]式15-5及表[1]15-4中取值，且≈0.6（式中彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取≈0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈0.6）計算軸應力（軸上載荷示意圖）前已選定軸材料為45號鋼，由軸慣用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因而σca<[σ-1]，故安全。7）精準校核軸疲勞強度判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸疲勞強度，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地擬定，因此截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。從應力集中對軸疲勞強度影響來看，截面和處過盈配合引起應力集中最嚴重；從受載狀況來看，截面C上應力最大。截面應力集中影響和截面相近，但截面不受扭矩作用，同步軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起應力集中均在兩端），并且這里軸直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽應力集中系數(shù)比過盈配合小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。截面左側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側彎矩截面上扭矩為T3=264.117N截面上彎曲應力截面上扭轉切應力軸材料為45號鋼，調質解決，由[1]表15-1查得，截面上由于軸肩而形成理論應力集中系數(shù)及按[1]附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后可查得，又由[1]附圖3-1可得軸材料敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按[1]式（附3-4）為由[1]附圖3-2得尺寸系數(shù)；由[1]附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由[1]附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化解決，即，則按[1]式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為于是，計算安全系數(shù)值，按[1]式（15-6）~（15-8）則得故該軸在截面右側強度也是足夠。本題因無大瞬時過載及嚴重應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸設計計算結束。5.2中間軸2設計5.2.1總結以上數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.765Kw88.615N·m93.1r/min200mm20°5.2.2求作用在齒輪上力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=322.53N5.2.3初步擬定軸直徑先按式[1]15-2初步估算軸最小直徑。選用軸材料為45號鋼。依照表[1]15-3選用A0=112。于是有5.2.4選軸承初步選取滾動軸承?？紤]到重要承受徑向力，軸向也可承受小軸向載荷。當量摩擦系數(shù)至少。在高速轉時也可承受純軸向力，工作中容許內(nèi)外圈軸線偏斜量<=8`-16`>，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承在本次設計中盡量統(tǒng)一型號,因此選取6005號軸承5.軸構造設計A擬定軸上零件裝配方案B依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度由低速軸設計知，軸總長度為L=7+79+6+67+30=189mm由于軸承選定因此軸最小直徑為25mm因此左端L1-2=12mm直徑為D1-2=25mm左端軸承采用軸肩定位由[2]查得6005號軸承軸肩高度為2.5mm因此D2-3=30mm,同理右端軸承直徑為D1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，由于大齒輪寬度為42mm,且采用軸肩定位因此左端到軸肩長度為L=39+12+8+12=72mm8mm為軸承里減速器內(nèi)壁厚度又由于在兩齒輪嚙合時，小齒輪齒寬比大齒輪多5mm,因此取L=72+2.5=74.5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁距離為12mm由于第三軸設計時距離也為12mm因此在該去取距離為11mm取大齒輪輪轂直徑為30mm，因此齒輪定位軸肩長度高度為3mm至此二軸外形尺寸所有擬定。C軸上零件得周向定位齒輪，軸周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm由手冊查得平鍵截面b*h=10*8(mm)見[2]表4-1,L=36mm同步為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選取齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證，此處選軸尺寸公差為m6。D擬定軸倒角和圓角參照[1]表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處圓角半徑見上圖5.3第一軸1設計5.3.1總結以上數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.94Kw19.634N·m1430r/min42mm20°5.3.2求作用在齒輪上力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N5.3.3初步擬定軸直徑先按式[1]15-2初步估算軸最小直徑。選用軸材料為45號鋼。依照表[1]15-3選用A0=112。于是有5.3.4聯(lián)軸器型號選用查表[1]14-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩Tca應不大于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查原則GB/T5843-（見表[2]8-2），選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63N·m。半聯(lián)軸器孔徑d1=16mm.固取d1-2=16mm5.3.5聯(lián)軸器型號選用查表[1]14-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩Tca應不大于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查原則GB/T5843-（見表[2]8-2），選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63N·m。半聯(lián)軸器孔徑d1=16mm.固取d1-2=16mm見下表5.3.6.軸構造設計A擬定軸上零件裝配方案B依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度a為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位規(guī)定1-2軸段右端規(guī)定制出一軸肩；固取2-3段直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=20。半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=42mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，固取1-2斷長度應比L1略短某些，現(xiàn)取L1-2=40mmb初步選取滾動軸承。考慮到重要承受徑向力，軸向也可承受小軸向載荷。當量摩擦系數(shù)至少。在高速轉時也可承受純軸向力，工作中容許內(nèi)外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承,又依照d2-3=18mm,因此選6004號軸承。右端采用軸肩定位查[2]又依照d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc取安裝齒輪處軸段4-5直徑d4-5=25mmd軸承端蓋總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋機構設計而定）依照軸承裝拆及便于對軸承添加潤滑脂規(guī)定，取端蓋外端面與聯(lián)軸器距離為25mm。固取L2-3=40mm，c=15mm，考慮到箱體制造誤差，在擬定軸承位置時，應與箱體內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承寬度T=12mm小齒輪輪轂長L=50mm，則L3-4=12mm至此已初步擬定軸得長度有由于兩軸承距離為189，含齒輪寬度因此各軸段都已經(jīng)擬定，各軸倒角、圓角查表[1]表15-2取1.0mm第六章．滾動軸承計算依照規(guī)定對所選在低速軸3上兩滾動軸承進行校核，在前面進行軸計算時所選軸3上兩滾動軸承型號均為61809，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)對它們進行校核。由前面求得兩個軸承所受載荷分別為FNH1=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=697.23N由上可知軸承2所受載荷遠不不大于軸承2，因此只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足規(guī)定，軸承1必滿足規(guī)定。1）求比值軸承所受徑向力所受軸向力它們比值為依照[1]表13-5，深溝球軸承最小e值為0.19，故此時。2）計算當量動載荷P，依照[1]式（13-8a）按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，，取。則3）驗算軸承壽命按規(guī)定軸承最短壽命為（工作時間）,依照[1]式（13-5）（對于球軸承取3）因此所選軸承61909滿足規(guī)定。第七章．連接選取和計算按規(guī)定對低速軸3上兩個鍵進行選取及校核。1）對連接齒輪4與軸3鍵計算（1）選取鍵聯(lián)接類型和尺寸普通8以上齒輪有定心精度規(guī)定，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。依照d=52mm從[1]表6-1中查得鍵截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵長度系列，取鍵長L=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接強度鍵、軸和輪轂材料都是鋼，由[1]表6-2查得許用擠壓應力，取平均值，。鍵工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm。依照[1]式（6-1）可得因此所選鍵滿足強度規(guī)定。鍵標記為：鍵16×10×63GB/T1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸3鍵計算（1）選取鍵聯(lián)接類型和尺寸類似以上鍵選取，也可用A型普通平鍵連接。依照d=35mm從[1]表6-1中查得鍵截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)軸器輪轂寬度并參照鍵長度系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接強度鍵、軸和聯(lián)軸器材料也都是鋼，由[1]表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。依照[1]式（6-1）可得因此所選鍵滿足強度規(guī)定。鍵標記為：鍵10×8×70GB/T1069-1979。第八章．潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置選取由于兩對嚙合齒輪中大齒輪直徑徑相差不大，且它們速度都不大，因此齒輪傳動可采用浸油潤滑，查[2]表7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T433-1989），代號為L-AN32。由于滾動軸承速度較低，因此可用脂潤滑。查[2]表7-2，選用鈣基