機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì).doc

.目錄一、傳動(dòng)方案擬定3二、電動(dòng)機(jī)選擇4三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比6四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算7.五、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)8六齒輪設(shè)計(jì)一高速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)11二低速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)16七、軸的設(shè)計(jì)I 軸的設(shè)計(jì)21II 軸的設(shè)計(jì)25III軸的設(shè)計(jì)30八鍵聯(lián)接的校核計(jì)算34九滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算36十減速器箱體的設(shè)計(jì)37第二組：垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置1.設(shè)計(jì)條件：1)機(jī)械功用:由料斗把散狀提升到一定高度.散狀物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2)工作情況:單向工作,輕微振動(dòng);3)運(yùn)動(dòng)要求:滾筒轉(zhuǎn)速誤差不超過7%;4)使用壽命:八年,每年300天,每天16小時(shí)；5)檢修周期:半年小修,二年大修;6)生產(chǎn)廠型:中型機(jī)械制造廠；7)生產(chǎn)批量:中批生產(chǎn)。2.原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4000N；滾筒圓周速V=1.3m/s；滾筒直徑D=350mm；一、傳動(dòng)方案擬定為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總的傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬定傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速nw,即： V=*D*nw/（60*1000） n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動(dòng)機(jī)作為傳動(dòng)方案的原動(dòng)機(jī)，因此傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比約為i=1421,根據(jù)傳動(dòng)比值可初步擬定以二級(jí)傳動(dòng)為主的多種傳動(dòng)方案。根據(jù)所給的帶式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，可將減速器設(shè)計(jì)為二級(jí)展開式減速器。二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇： 根據(jù)工作條件和工作要求，先用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2、電動(dòng)機(jī)功率選擇：（1）傳動(dòng)裝置的總功率：總=帶3軸承2齒輪聯(lián)軸器滾筒 =0.960.9930.9720.990.96=0.833(2)電機(jī)所需的工作功率：P工作= PW/總=FV/（1000總）=40001.3/(10000.833)=6.243KW(3)電動(dòng)機(jī)的額定功率P工作根據(jù)工作功率可以查知Ped=7.5W(4)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速n電動(dòng)機(jī)計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速： V=*D*nw/（60*1000） n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min 按手冊(cè)P7表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)二級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍Ia=36。取V帶傳動(dòng)比I1=24，則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為Ia=1896。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ian筒=（1896）71=127810224r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有3000和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出有二種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)：因此有二種傳動(dòng)比方案如下表：方案電 動(dòng)機(jī) 型號(hào)額定功 率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速質(zhì)量總傳動(dòng) 比帶傳動(dòng)比高速級(jí)I低速級(jí)I同步滿載1Y132S2-27.5300029007040.8534.53.032Y132M-47.5150014408120.2833.383綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見第2方案比較適合，則選n=1500r/min。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選用傳動(dòng)比的要求，可選用Y132M-4型號(hào)電動(dòng)機(jī)。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，最在轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.3，質(zhì)量81kg。三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=1441/71=20.2822、分配各級(jí)傳動(dòng)比1）據(jù)指導(dǎo)書，取帶傳動(dòng)比為2，低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比為3。2） i總= i帶i齒輪低i齒輪高i齒輪高=i總/i齒輪低i帶=20.282/(23)=3.38i齒輪高/i齒輪低=1.1261.1傳動(dòng)比分配合適。四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n0= n電機(jī)=1440r/minnI= n0/i帶=1440/2=720 r/minnII=nI / i齒輪高=720/3.38=213(r/min)nIII=nII/i齒輪低=213/3=71(r/min)2、 計(jì)算各軸的功率（KW）P0= Ped=7.5KWPI= P0帶=7.5 0.96=7.2KW PII=PI齒輪軸承=7.20.970.99=6.91416KWPIII=PII軸承齒輪=6.914160.970.99 =6.6397KW3、 計(jì)算各軸扭矩（Nmm）T0=9.55103P0/n0=9.551037.5/1440 =49.74NmTI=9.55103PI/nI=9.551037.2/720=95.5 NmTII=9.55103PII/nII=9.551036.91416/213 =310 NmTIII=9.55103PIII/nIII=9.551036.6397/71 =893.09 Nm項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸低速軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min）144072021371功率（kw）7.57.26.916.64轉(zhuǎn)矩（Nm）49.7495.5310893.09傳動(dòng)比23.383五、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知：普通V帶傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率P=7.5KW，轉(zhuǎn)速N0=1440r/min，傳動(dòng)比為i=2，每天工作16小時(shí)1.確定計(jì)算功率 PCA查表8-7可知工作情況系數(shù)KA=1.3PCA=KAP=1.37.5=9.75KW2. 選擇普通V帶截型 根據(jù)PCA 和N0由圖8-10可知應(yīng)選取A型帶3確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由表8-6和8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=125mm2）驗(yàn)算帶速V=（dd1N0）/（601000）=9.42m/s 因?yàn)?m/sV1200（適用）5.確定帶的根數(shù)1)計(jì)算單根V帶的額定功率根據(jù)課本表（8-4a）P0=1.92KW根據(jù)課本表（8-4b）P1=0.17KW根據(jù)課本表（8-5）K=0.96根據(jù)課本表（8-2）KL=0.99 由課本P83式（5-12）得Z=PCA/P=PCA/ (P1+P1)KKL =9.75/(1.92+0.17) 0.960.99 =4.665所以取5根V帶。6計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由課本表8-3查得q=0.1kg/m，單根V帶的最小初拉力：(F0) min=500PCA（2.5/K-1）/(ZV K)+qV2=5009.75(2.5/0.96-1)/(59.420.96)+0.19.422N=163.13N7計(jì)算壓軸力作用在軸承的最小壓力FpFp=2ZF0sin1/2=25163.13sin166.248/2=1619.57N六齒輪設(shè)計(jì) (一)高速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì) 已知：輸入功率PIII =7.2KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 =720r/min，傳動(dòng)比為I=3.38，工作壽命8年，每天工作16小時(shí)，每年300天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。1選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù) 1）按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）因?yàn)闈L筒為一般工作器，速度不高，選用法級(jí)精度（GB 10095-88）。 3)材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40 Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為275HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料相差為30HBS。 4）選用小齒輪齒數(shù)為Z1=25，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=3.3825=84.5，取Z2 =85。 5）選用螺旋角：初選螺旋角為=150 2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由d1t 確定有關(guān)參數(shù)如下：1)傳動(dòng)比i=3.38實(shí)際傳動(dòng)比I0=85/25=3.4, 傳動(dòng)比誤差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%=54mm 2)計(jì)算圓周速度V=（ddtN0）/（601000）=2.04m/s 3)計(jì)算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)mnt b=dd1t=154=54mmmnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09h=2.25mnt=4.69mmb/h=11.54）計(jì)算縱向重合度=0.318 *d* Z1 *tan =0.318*tan150251 =2.135)計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1.25 ,根據(jù)V=2.04m/s,7級(jí)精度，KV=1.09由表10-4查得KH=1.419由表10-13查得KF=1.32由表10-3查得KH=KH=1.1K=KAKVKHKH=1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由d1=d1t（K/Kt）1/3得 d1=54（2.13/1.4）1/3=62.11mm7)計(jì)算模數(shù)mnmn= d1*cos / z1 =2.43.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) mn =(1) 確定參數(shù)1） 計(jì)算載荷系數(shù) K= KAKVKFKF =1.25*1.09*1.1*1.32=1.982)根據(jù)縱向重合度，由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.883)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1/(cos)3=27.74ZV2=Z2/(cos)3=94.32 4)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=25,Z2=85由表6-9相得 YFa1=2.56 YSa1=1.607YFa2=2.19 YSa2=1.785)由圖10-20c查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 FE1 =520MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE2 =480MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 =0.88，KFN2 =0.916)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5F1= KFN1FE1/S=0.88*520/1.5=293.33F2= KFN2FE2/S=0.91*480/1.5=291.28)計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較YFa1YSa1/F=2.56*1.607/293.33=0.0014025YFaYSa/F=2.19*1.78/291.2=0.013387小齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算mn對(duì)于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn，取mn=2mm已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=62.1mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是 Z1=d1cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30Z2=i*Z1=3.4*30=102,為了與小齒互質(zhì)，取Z2=1014幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm將其圓整為a=136mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)* mn/(2*a) =arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計(jì)算大小齒輪分度圓直徑 d1=Z1*mn/cos=30*2/cos150=62.12mm d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 =209.12mm (4)計(jì)算齒輪寬度 B=dd1 =1*62.12=62.12mm經(jīng)圓整后，取B1=70mm,B2=65mm 二低速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì) 已知：輸入功率PII =6.91KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 =213r/min，傳動(dòng)比為I=3.38，工作壽命8年，每天工作16小時(shí)，每年300天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。1選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù) 1）按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）因?yàn)闈L筒為一般工作器，速度不高，選用法級(jí)精度（GB 10095-88）。 3)材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40 Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為275HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料相差為30HBS。 4）選用小齒輪齒數(shù)為Z1=24，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=324=72。2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由d1t 2.32確定有關(guān)參數(shù)如下：1)傳動(dòng)比i=32)由課本表10-7取d=0.83)選取載荷系數(shù)Kt=1.34)由表10-6查知材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa1/25) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=580MPa和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=500MPa6)計(jì)算兩齒的循環(huán)次數(shù) N3 =60* n2* j* Lh =602131(163008) =5.53108N4= N3/3=2.31106由圖10-19取疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.95，KHN3 =0.987）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（10-12）可知：3=KHN3*/S=0.95580=551MPa 3= KHN4* /S=0.98*500=490MPa =( 1+ 2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t ,由上述公式可得 d3t=107.945mm 2)計(jì)算圓周速度V=（d3tN0）/（601000）=1.2m/s 3)計(jì)算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)mnt b=dd1t=0.8107.94=86.35mmmt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975h=2.25mt=10.119mmb/h=8.5344)計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1.25 ,根據(jù)V=1.2m/s,7級(jí)精度，KV=1.06由表10-4查得KH=1.301由表10-13查得KF=1.26由表10-3查得KH=KH=1K=KAKVKHKH=1.25*1.06*1.301*1=1.7245)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由d3=d3t（K/Kt）1/3得 d1=107.945（1.724/1.3）1/3=118.59mm6)計(jì)算模數(shù)mnmt= d3/ z3 =4.943.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) mt=(1)確定參數(shù)1） 計(jì)算載荷系數(shù) K= KAKVKFKF =1.25*1.06*1*1.26=1.67 2)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z3=24,Z4=72由表6-9相得 YFa3=2.65 YSa3=1.58YFa4=2.236 YSa4=1.7343)由圖10-20c查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 FE3 =450MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE4 =410MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3 =0.93，KFN4 =0.974)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4F3= KFN1FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPaF4= KFN2FE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa5)計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較YFa3YSa3/F3=2.65*1.58/298.73=0.01401YFa4YSa4/F4=2.236*1.754/284.07=0.01381（2）設(shè)計(jì)計(jì)算m=3.157對(duì)于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m，取mn=4mm已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=118.59mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是 Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=904幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm（2）計(jì)算大小齒輪分度圓直徑 d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =360mm (3)計(jì)算齒輪寬度 B=dd3=0.8*120=100mm經(jīng)圓整后，取B4=96mm,B3=100mm 5大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖所示：七、軸的設(shè)計(jì)I軸的設(shè)計(jì)已知：PI=7.2KW，nII=720r/min, TI =95.5 Nm, B=70mm 1. 求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪直徑為d =62.12mm,Ft=2* TI/d=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NFr=Fttan=3074.69*tan200=1158.57N2. 初選軸的最小直徑先按式d=A。，選軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A。=125，于是得 （dmin）=125*=26.93mm因?yàn)橹虚g軸上開有鍵槽，所以應(yīng)增大7%，所以 dmin =（dmin）（1+7%）=28.32mm 軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長(zhǎng)度和直徑 1）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=28.32mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸軸承7207AC軸承，其尺寸是dDB=3572117, 所以dI-II=35mm即dI-II=d-=35mm2）I-II段左端要有一軸肩，故取dII-III=32mm，右端用軸承檔圈定位，摟軸端直徑取檔圈直徑D=35mm，由于皮帶與軸的配合長(zhǎng)度為56mm，為了保證軸端檔圈只壓在皮帶輪上而不壓在軸上，故取LI-II=54mm。3）II-III段的軸頭部分LII-III=50mm III-段部分LIII-=35mm -段部分L-=41mm -段部分L-=41mm 4）取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁a1=15mm,兩齒面距離為a2 =15mm，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁S，取S=8mm,倒角R=2mm5）軸上零件的周向定位齒輪與軸之間用平鍵連接。齒輪與軸之間的鍵選取bh=8mm7mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長(zhǎng)為40mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。6）確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表15-2，取軸端倒角為2450 ，各軸肩處圓角半徑依表查得。4求軸上載荷載荷水平面垂直面支反力F（N）Fax =1634Fay =866.43Fbx =3175.2Fby =-144.65Fp=1734.5彎矩M（Nmm）MH1 =95589.05MV1 =50686.16MH2 =154370.5MV1 =-25097.07總彎矩（Nmm）M1 =108195.9M2 =98828.98扭矩TII =95500 Nmm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：ca= =38.4MPa首選材料為40Cr，調(diào)質(zhì)，由表15-1查-1=70MPa因此ca=A。，選軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A。=118，于是得 （dmin）=118*=37.6mm因?yàn)橹虚g軸上開有兩面?zhèn)€鍵槽，所以應(yīng)增大7%，所以 dmin =（dmin）（1+7%）=40.232 軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長(zhǎng)度和直徑 1）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中同時(shí)受徑向力和軸向力的伯用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dI-II=40.232mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸軸承9309AC軸承，其尺寸是dDB=458518, 所以dI-II=45mm即dI-II=d-=45mm 2)II-III段的軸頭部分LII-III=50mm III-段軸頭部分LIII-=54mm -段軸肩部分L-=64mm -段部分L-=54mm 3）取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁a1=15mm,兩齒面距離為a2 =15mm，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁S，取S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm, L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B =2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19 =272mm4）軸上零件的周向定位齒輪與軸之間用平鍵連接。斜齒輪與軸之間的鍵選取bh=16mm10mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長(zhǎng)為50mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；直齒輪與軸之間的鍵選取bh=14mm9mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長(zhǎng)為82mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5）確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表15-2，取軸端倒角為2450 ，各軸肩處圓角半徑依表查得。4求軸上載荷載荷水平面垂直面支反力F（N）FNH1 =4211.25FNV1 =942.11FNH2 =3920.65FNV2 =178.11彎矩M（Nmm）MNH1 =-355859MNV1 =-78120.25MNH2 =262683.2MNV1 =11933.48總彎矩（Nmm）M1 =-364332.8167M2 =262954.12扭矩TII =310000 Nmm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：ca= =32.725MPa首選材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，由表15-1查-1=60MPa因此ca=A。，選軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A。=112，于是得 （dmin）=112*=50.835mm因?yàn)橹虚g軸上開有鍵槽，所以應(yīng)增大7%，所以 dmin =（dmin）（1+7%）=52.36mm3軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3,查表14-1可知考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.7，則Tca=1.7*893.69=1518.353Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85，選用HLS彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000Nm，故取dI-II=55mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=107mm4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長(zhǎng)度和直徑 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段右端制出一軸肩，故取II-III段dII-III=62mm，左端用軸端檔圈定位，按軸端直徑取檔圈直徑D=65nn，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，幫I-II段的長(zhǎng)度L略短一些，現(xiàn)取LI-II=140mm。 2）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III=62mmm,由軸承產(chǎn)品中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的深溝球軸承6013,軸承，其尺寸是dDB=6514018, 所以dIII-=65mm,LIII-=35mm。 左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，同手岫上查得6013開支軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此取d-=77mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑dVI-VII=70mm，齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為96mm，為了方便套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段略短于輪轂寬度，故取LVI-VII=92mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=6mm，則軸環(huán)的dV-VI=89mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取LV-VI=12mm。 4）取齒輪齒面距箱體內(nèi)壁a1=17mm,兩齒面距離為a2 =15mm，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁S，取S=8mm,倒角R=2mm。 5）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸之間的周向定位均用平鍵連接。齒輪與軸之間的鍵選取bh=20mm12mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長(zhǎng)為90mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接鍵選取bh=16mm10mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長(zhǎng)為100mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5）確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表15-2，取軸端倒角為2450 ，各軸肩處圓角半徑依表查得。4求軸上載荷載荷水平面垂直面支反力F（N）FNH1 =1714.61FNV1 =624.07FNH2 =3247.22FNV2 =1181.89彎矩M（Nm）MH =290.63MV1 =105.78MNH2 =262683.2MV2 =105.78總彎矩（Nm）M1 =309.28M2 =309.28扭矩TII =893130Nmm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：ca= =18.37MPa首選材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，由表15-1查-1=60MPa因此ca-1，故安全。八鍵聯(lián)接的校核計(jì)算1輸入軸I軸鍵的較核由于鍵、軸、輪轂的材料分別是鋼、合金、鑄鐵，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p=50-60MPa，取其平均值p=55MPa,鍵的工作長(zhǎng)度L=40mm，鍵與輪轂、鍵槽接觸高度K=0.5h=0.5*7=3.5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*75.5*103/(3.5*40*28)=48.7MPa=p故鍵滿足強(qiáng)度要求。2中間軸上鍵II軸鍵的校核由于鍵1、軸、輪轂的材料分別是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p=100-120MPa，取其平均值p=110MPa,鍵的工作長(zhǎng)度L=50mm，鍵1與輪轂、鍵槽接觸高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(5*50*50)=49.57MPa=p故鍵1滿足強(qiáng)度要求。鍵2的工作長(zhǎng)度L=82mm，鍵2與輪轂、鍵槽接觸高度K1=0.5h=0.5*9=4.5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(4.5*82*54)=31.1MPa=p故鍵2滿足強(qiáng)度要求。3.輸出軸III軸鍵的校核由于鍵1、軸、輪轂的材料分別是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p=100-120MPa，取其平均值p=110MPa,鍵的工作長(zhǎng)度L=90mm，鍵1與輪轂、鍵槽接觸高度K1=0.5h=0.5*12=6mm，由式（6-1）得 p=2T*103/(kld)=2*89.13*103/(6*90*55)=47.26MPa=p故鍵1滿足強(qiáng)度要求。鍵2的工作長(zhǎng)度L=100mm，鍵2與輪轂、鍵槽接觸高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*893.13*103/(4.5*82*54)=65MPa=p故鍵2滿足強(qiáng)度要求。九滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算1、計(jì)算輸入軸上的軸承校核由式（13-6）得C=1.192*7.457=8.890.68當(dāng)量動(dòng)載荷Pr =0.41* FR+0.87* FA =0.710.68由式（13-6）得C= =1.15*4.97=5.72Cr此軸承合格3. 計(jì)算中間軸III軸軸承的校核 由于軸向力幾乎為零，因此，徑向當(dāng)量動(dòng)載茶Pr=Fr=1.6KN由式（13-6）得C= =1.806*3.45=6.23MPa= da2/2+(3050)+,其中da2 為大齒輪及圓徑，為箱底面到箱座油池底面的距離，再根據(jù)浸油深度，修訂箱座高度。2箱體要有足夠的剛度（1）箱體的厚度：箱體應(yīng)有合理的厚度，軸承座箱體底座等處承受的載茶較大，壁厚座厚些。（2）軸承座螺栓凸臺(tái)的設(shè)計(jì)：為提高軸承座的剛度，軸承座兩的聯(lián)接螺栓應(yīng)盡量靠近，需加軸承座旁設(shè)置螺栓凸臺(tái)。（3）設(shè)置加強(qiáng)肋板:為了提高軸承座附近箱體的剛度，在平壁式箱體上可適當(dāng)設(shè)置加強(qiáng)肋板。3.箱體外輪廓的設(shè)計(jì)箱蓋頂部外輪廓常以圓弧和直線組成。大齒輪所在一側(cè)的箱蓋外表面圓弧半徑，R= da2/2+ + * da2為大齒輪齒頂圓直徑，為箱蓋厚度。高速軸一側(cè)箱蓋外廓，圓弧半徑根據(jù)結(jié)構(gòu)由作圖決定。若取RR，畫出箱蓋圓弧，則螺栓凸臺(tái)將位于箱蓋圓弧外側(cè)。4.箱體凸緣尺寸軸承座外端面應(yīng)向外凸出510mm，以便切削加工。箱體內(nèi)壁到軸承座孔外端面的距離L1（軸承座孔長(zhǎng)度）為：L1=+l1+ l2 +(5-10)mm箱體凸緣聯(lián)接螺栓應(yīng)合理布置，螺栓間距不宜過大，一般不大于150200mm。5.導(dǎo)油溝的形式和尺寸當(dāng)利用箱體傳動(dòng)件濺起來的油潤(rùn)滑軸承時(shí)，通常在箱座的凸緣面上開設(shè)導(dǎo)油溝。導(dǎo)油溝可以鑄造，也可以銑制而成。n=71r/mi