鑄工車間砂型運輸設(shè)備設(shè)計-機械設(shè)計課程設(shè)計

滁州學(xué)院本科畢業(yè)論文機械設(shè)計課程設(shè)計2016/2017學(xué)年第二學(xué)期指導(dǎo)老師：王崢2015級機械設(shè)計制造及自動化 學(xué)號： 2015211425 頂 姓名： 張恒 頂 2017-05目錄1 課程設(shè)計題目1.1 內(nèi)容1.2 目標1.3 任務(wù)陳述1.4設(shè)計的關(guān)鍵2 傳動裝置的總體設(shè)計2.1傳動方案的確定2.2 電動機的選擇2.3 傳動比的計算及分配2.4 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算3 傳動件的設(shè)計計算3.1 減速器外傳動件的設(shè)計計算 3.1.1v帶設(shè)計3.2 減速器內(nèi)傳動件的設(shè)計計算 3.2.1齒輪傳動設(shè)計（1、2輪的設(shè)計） 3.2.2齒輪傳動設(shè)計（3、4輪的設(shè)計）4 鍵連接的選擇及校核計算 4.1輸入軸鍵選擇及校核 4.2中間軸鍵選擇及校核 4.3輸出軸鍵選擇及校核5 軸承選擇及校核計算 5.1輸入軸的軸承計算及校核 5.2中間軸的軸承計算及校核 5.3輸出軸的軸承計算及校核6 聯(lián)軸器選擇7 減速器的潤滑及密封 7.1減速器的潤滑 7.2減速器的密封8減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸1、 課程設(shè)計題目：設(shè)計鑄工車間的砂型運輸設(shè)備。該傳送設(shè)備的傳動系統(tǒng)由電動機、減速器和輸送帶組成。每日 兩 班制工作，工作期限為10年。已知條件：輸送帶帶輪直徑d= 300 mm，輸送帶運行速度v= 0.69 m/s，輸送帶軸所需拉力F= 6000 N。1.1內(nèi)容1.設(shè)計二級圓柱齒輪減速器，計算帶傳動的主要性能參數(shù)。2.繪制齒輪減速器的裝配圖一張；繪制低速軸上的齒輪的傳動件的工作圖一張；繪制從動軸的零件工作圖；繪制減速器箱體的零件工作圖一張。3.寫出設(shè)計計算說明書一份。1.2 目標（1） 通過課程設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機械設(shè)計問題的能力。（2） 學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律。（3）通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計過程和方法。（4）學(xué)習(xí)進行機械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計算，繪圖，查閱設(shè)計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。1.3 任務(wù)陳述1、繪制傳動裝置裝配圖一張（A0/A1）；2、繪制傳動裝置中軸、齒輪零件圖各一張(A3)；3、編制設(shè)計說明書一份。（字數(shù)在8000字左右）1.4設(shè)計的關(guān)鍵設(shè)計的重中之重在于二級展開式圓柱斜齒輪減速器的設(shè)計，需要通過計算減速器內(nèi)部各種零件的性能參數(shù)使其達到規(guī)定的強度、剛度要求進而對減速器進行設(shè)計。其主要步驟如下：第一步選擇原動機第二步分配傳動比計算各軸的轉(zhuǎn)速，力矩第三步齒輪傳動設(shè)計與計算第四步軸的設(shè)計與計算第五步聯(lián)軸器的選擇與設(shè)計第六步軸承的選擇與校核第七步潤滑方式選擇第八步其它附件如端蓋油標等各種附件的選擇第九步減速器箱體的設(shè)計2 傳動裝置的總體設(shè)計2.1傳動方案的確定（1）根據(jù)工作要求和工作環(huán)境，選擇展開式二級圓柱直齒輪減速器傳動方案。此方案工作可靠、傳遞效率高、使用維護方便、環(huán)境適用性好。（2）為了保護電動機，其輸出端選用帶式傳動，這樣一旦減速器出現(xiàn)故障停機，皮帶可以打滑，保證電動機的安全。（3）由于帶傳動的承載能力較低，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時結(jié)構(gòu)尺寸較大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，因此，應(yīng)將其布置在高速的一端。（4）直齒圓柱齒輪相對于帶傳動有一定的沖擊，所以放在傳動裝置的速度低的一端。 故該機器包括原傳動機、傳動裝置、工作機三部分組成，而且結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱、強度和剛性號，便于操作和維修。2.2 電動機的選擇2.2.1電動機的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.2.2電動機的功率式中：為工作機的阻力，；為工作機的線速度，m/s；為工作機的效率，帶式傳動機可取=0.96其中：=6000N，=0.69m/s，=0.96得2、電動機的輸出功率為電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。 工作機實際需要的電動機的輸出功率。 工作機所需的輸入功率且傳動裝置的總效率公式為：式中，為傳動系統(tǒng)中各級傳動機構(gòu)、軸承以及聯(lián)軸器的效率。查機械設(shè)計課程設(shè)計第三章表3-1可知帶傳動效率：0.96每對軸承的傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.98聯(lián)軸器的傳動效率：0.99卷筒的傳動效率：0.96由簡圖可知共有三對軸承，兩對齒輪，一個聯(lián)軸器，兩種傳送帶。所以傳動裝置的總效率為：=0.853、電動機所需功率為：因載荷平穩(wěn) ，電動機額定功率只需略大于即可，查機械設(shè)計課程設(shè)計表17-7選取電動機額定功率= 。2.2.3電動機轉(zhuǎn)速的確定滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：由機械設(shè)計課程設(shè)計表3-2得展開式減速器的傳動比為：=925V帶的傳動比為：=24得總推薦傳動比為：18100所以電動機實際轉(zhuǎn)速的范圍為：791.084395r/min查機械設(shè)計課程設(shè)計常用標準和規(guī)范表17-7可知符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。但是電動機的轉(zhuǎn)速范圍為791.084395r/min，且3000r/min的電動機的轉(zhuǎn)速過高。故選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速。2.3 傳動比的計算及分配1、總傳動比為:其中是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，是電動機的工作轉(zhuǎn)速。2、分配傳動比為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動比：；則減速器的傳動比為：；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。應(yīng)使兩級的大齒輪具有相似的直徑（低速級大齒輪的直徑應(yīng)略大一些，使高速級大齒輪的齒頂圓與低速軸之間有適量的間隙）。設(shè)高速級的傳動比，低速級的傳動比為，對于二級展開式圓柱齒輪減速器：取=3.75，則低級傳動比為：；2.4 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速：電機軸：=1440r/min1軸: ；2軸: ；3軸: ；滾筒軸: 2.4.2各軸的輸入功率：電機軸：=1軸: ；2軸: ；3軸: ；卷筒軸: 2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電機軸: ；1軸: ；2軸: ；3軸: ；滾筒軸: 2.4.4整理列表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速電機軸5.536.48144015.28105.0548025.1238212834.971079.743.96滾筒軸4.87105843.963 傳動件的設(shè)計計算3.1 減速器外傳動件的設(shè)計計算3.1.1 V帶設(shè)計3.1.1.1 原始數(shù)據(jù)電動機功率 kw電動機轉(zhuǎn)速 r/minV帶理論傳動比3.1.1.2設(shè)計計算確定計算功率根據(jù)兩班制工作，空載啟動，連續(xù)，單向運轉(zhuǎn)，載荷穩(wěn)定，工作期限10年。表8-8 查得工作系數(shù)KA=1.23.1.1.3 選擇V帶的帶型根據(jù)、由圖8-11選用A型。3.1.1.4 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v1） 初選小帶輪的基準直徑。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑=80mm2） 驗算帶速按式（8-13）驗算帶的速度因為，故帶速合適3.1.1.5 計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑根據(jù)表8-9，取標準值為mm3.1.1.6 確定V帶的中心距a和基準長度1） 根據(jù)式（8-20），初定中心距2） 由式（8-22）計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度。3） 按式（8-23）計算實際中心距 由式（8-24）可得中心距的變化范圍為338.25mm394.5mm。3.1.1.7驗算小帶輪上的包角3.1.18計算帶的根數(shù)z1） 計算單根V帶的額定功率。由，查表8-4得根據(jù)，i=3和A型帶，查表8-5得查表8-6得，查表8-2得，于是2） 計算V帶的根數(shù)z。 取10根。3.1.1.9 計算單根V帶的初拉力由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以=97.82N3.1.1.10 計算壓軸力3.1.1.11 主要設(shè)計結(jié)論帶型帶輪基準直徑(mm)傳動比基準長度(mm)A31250中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)6631097.821901.183.1.1.12 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）2、帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。3.2 減速器內(nèi)傳動件的設(shè)計計算3.2.1 齒輪傳動設(shè)計（1、2輪的設(shè)計）1. 選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 22，大齒輪齒數(shù)z2 = 223.75 = 82.5，取z2= 83。（4）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 105.05 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos22cos20/(22+21) = 30.537aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos87cos20/(87+21) = 23.284端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 22(tan30.537-tan20)+83(tan23.284-tan20)/2 = 1.71重合度系數(shù)：Ze = = = 0.874計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6048011030028 = 1.38109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38109/3.75 = 3.69108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 528 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 66.44mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vv = = = 1.667m/s齒寬bb = = 1*66.44 = 66.44mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.67 m/s、8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000105.05/66.44 = 3162.252NKAFt1/b = 13162.252/66.44 = 47.60 N/mm 100 N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.457。由此，得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 11.021.21.457 = 1.7833）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 66.44 = 68.89mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 68.89/22 = 3.13 mm模數(shù)取為標準值m = 3 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 = z1m = 223 = 66 mmd2 = z2m = 833 = 249 mm（2）計算中心距a = (d1+d2)/2 = (66+249)/2 = 157.5 mm（3）計算齒輪寬度b = dd1 = 166 = 66 mm4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ = 0.25+0.75/1.71 = 0.689由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.79計算實際載荷系數(shù)KF由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)表10-4用插值法查得KHb = 1.426，結(jié)合b/h = 9.78查圖10-13得KFb = 1.427則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.121.21.427 = 1.918計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 74.863 MPa sF1sF2 = = = 70.31 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 22、z2 = 87，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，中心距a = 163.5 mm，齒寬b1 = 71 mm、b2 = 66 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2283齒寬b71mm66mm分度圓直徑d66mm249mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高hamha3mm3mm齒根高hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高hha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha72mm251mm齒根圓直徑dfd-2hf58.5mm241.5mm3.2.2齒輪傳動設(shè)計（3、4輪的設(shè)計）1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 23，大齒輪齒數(shù)z4 = 232.912= 66.976，取z4= 67。（4）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 382N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos23cos20/(23+21) = 30.181aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos67cos20/(67+21) = 23.998端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 23(tan30.181-tan20)+70(tan23.998-tan20)/2 = 1.701重合度系數(shù)：Ze = = = 0.875計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 6012821030018 = 3.69*108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 3.69108/2.912= 1.266*108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91、KHN2 = 0.93。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 546 MPasH2 = = = 511.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 511.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 102.676mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vv = = = 0.688 m/s齒寬bb = =1102.676 = 102.676mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.688m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 0.78。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 21000382/102.676= 7440.88 NKAFt3/b = 17440.88/102.676 = 72.47 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.469。由此，得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 10.781.21.469 = 1.3753）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3 = = 102.676 = 97.618 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d3/z3 = 97.618/23 = 4.244mm模數(shù)取為標準值m = 4 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3 = z3m = 234 = 92 mmd4 = z4m = 674 = 268 mm（2）計算中心距a = (d3+d4)/2 = (92+268)/2 = 180 mm（3）計算齒輪寬度b = dd3 = 192 = 92 mm取b4 = 92、b3 = 97。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = F1）確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea= 0.25+0.75/1.701 = 0.691由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.25YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.76計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)aKFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.469，結(jié)合b/h = 10.22查圖得KFb = 1.439= 1.439則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb= 11.051.21.439 = 1.813計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力F查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.87、KFN2 = 0.89取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 385.29 MPasF2 = = = 394.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 103.401 MPa sF1sF2 = = = 96.814 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 23、z2 = 67，模數(shù)m = 4 mm，壓力角a = 20，中心距a = 180 mm，齒寬b1 = 97 mm、b2 = 92 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)z2367齒寬b97mm92mm分度圓直徑d92mm268mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高hamha4mm4mm齒根高hfm(ha+c)5mm5mm全齒高hha+hf9mm9mm齒頂圓直徑dad+2ha100mm276mm齒根圓直徑dfd-2hf82mm258mm3.3 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 5.28 KW n1 = 480r/min T1 = 105.05Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 66 mm 則:Ft = = = 3183.33 NFr = Fttana = 3183.33tan20 = 1158.64N3.初步確定軸的最小直徑: 先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)表，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 24.91mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 26mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 30 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 35 mm。大帶輪寬度B = 78 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 76 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為dDT = 357217 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 71 mm，d56 = d1 = 66 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 97 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 97+12+16+8-15 = 118 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (78/2+50+17/2)mm = 97.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (71/2+32+118-17/2)mm = 177 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (71/2+9+32-17/2)mm = 68 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 732.5 NFNH2 = = = 1906.6 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1614.6 NFNV2 = = = 1229 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 732.5177 Nmm = 129652 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 1345.5897.5 Nmm = 131194 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1614.6177 Nmm = -285784 NmmMV2 = FNV2L3 = 122968 Nmm = 83572 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 313819 NmmM2 = = 154253 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：3.4 中間軸的設(shè)計1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 6.31 KW n2 = 182.28 r/min T2 = 330.35 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 261 mm 則:Ft1 = = = 2531.4 NFr1 = Ft1tana = 2531.4tan20= 920.8 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 92 mm 則:Ft2 = = = 7181.5 NFr2 = Ft2tana = 7181.5tan20= 2612.4 N3.初步確定軸的最小直徑 先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)表，?。篈0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 34.9 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 34.9 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為dDT = 357217 mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 40 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 66 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 64 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 40 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 97 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 95 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 17 mm，則l12 = T+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (66 - 2)/2 + 45.5-17/2 mm = 69 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (66/2+14.5+97/2)mm = 96 mm 低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (97 - 2)/2+43-17/2)mm = 82 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 4208.4 NFNH2 = = = 5504.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -203.7 NFNV2 = = = -1487.9 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 4208.469 Nmm = 290380 NmmMH2 = FNH2L3 = 5504.582 Nmm = 451369 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -203.769 Nmm = -14055 NmmMV2 = FNV2L3 = -1487.982 Nmm = -122008 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 290720 NmmM2 = = 467568 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 55 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：3.5 輸出軸的設(shè)計1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 6.06 KW n3 = 59.96 r/min T3 = 964.39 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 280 mm 則:Ft = = = 6888.5 NFr = Fttana = 6888.5tan20= 2505.8 N3.初步確定軸的最小直徑 先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)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 52.2 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT3 = 1.3964.39 = 1253.7 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT10型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為63 mm故取d12 = 63 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為107 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 68 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 73 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 105 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 68 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6214，其尺寸為dDT = 70mm125mm24mm，故d34 = d78 = 70 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 24+15 = 39 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6214型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 79 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 75 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 92 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 90 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 75 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 87 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 24 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 66 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 66+12+5+2.5+16+8-12-15 = 82.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6214深溝球軸承查手冊得T= 24 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (92/2+12+82.5+39-24/2)mm = 167.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (92/2-2+52.5-24/2)mm = 84.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2309.8 NFNH2 = = = 4578.7 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 840.2 NFNV2 = = = 1665.6 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2309.8167.5 Nmm = 386892 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 840.2167.5 Nmm = 140734 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 411693 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.7 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：4 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算4.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm70mm，接觸長度:l = 70-8 = 62 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2576225120/1000 = 325.5 NmTT1，故鍵滿足強度要求。4.2 中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm50mm，接觸長度:l = 50-12 = 38 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2583840120/1000 = 364.8 NmTT2，故鍵滿足強度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm90mm，接觸長度:l = 90-12 = 78 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2587840120/1000 = 748.8 NmTT2，故鍵滿足強度要求。4.3 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 20mm12mm80mm，接觸長度:l = 80-20 = 60 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25126075120/1000 = 1620 NmTT3，故鍵滿足強度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm100mm，接觸長度:l = 100-18 = 82 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25118263120/1000 = 1704.8 NmTT3，故鍵滿足強度要求。5 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 1018300 = 24000 h5.1 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1960+0 = 960 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 960 = 9716 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 4.34105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。5.2 中間軸的軸承計算與校核1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 12612.4+0 = 2612.4 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 2612.4 = 16727 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 8.5104Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。5.3 輸出軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 12505.8+0 = 2505.8 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 2505.8 = 11075 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6214軸承，Cr = 60.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.97106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。6 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T3