帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計

1、帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計設計任務書第一章.設計任務設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)，采用 V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。1.1傳動系統(tǒng)參考方案（見圖）帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過V帶2傳動將動力傳入兩級圓柱齒 輪減速器3,再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5,帶動輸送帶6工作。1.2原始數(shù)據(jù)：輸送帶有效拉力 F= 1600N輸送帶工作速度v= 1.3m/s （允許誤差5%）輸送機滾筒直徑d= 320 mm1.3工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵；運輸帶速 度允許誤差土 5%;兩班制工作，3年大修，使用期10年。 （卷筒 支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮

2、）。1.4設計工作量：設計說明書1份減速器裝配圖1張減速器零件圖7張第二章.傳動裝置的總體設計2.1電動機的選擇丫系列一般用途的全封閉自扇冷籠型三相異步電動2.1.1選擇電動機類型按工作要求和條件選擇機。2.1.2選擇電動機容量工作機所需的輸出功率：P 需0 僭W 2.8kW電動機的輸出功率Pw其中 為電動機至滾筒傳動裝置的總效率， 包括V帶傳動、兩對斜齒輪傳動、 四對滾動軸承、聯(lián)軸器及滾筒平帶傳動效率，值計算如下：24b g r c w由附表10 1查得V帶傳動效率 b 0.96, 一對齒輪的傳動效率g 0.97 （齒輪精度為8級），一對滾動軸承的傳動效率r 0.99，聯(lián)軸器的效率c 0.9

3、9， 帶式輸送機的效率w 0.98，因此0.96所以p2 08Po亠歸kW 2忖根據(jù)F0選取電動機的額定功率 Pm，使Pm （1.3）Po 2.47kW 3.211kW , 并由附表10 112查得電動機的額定功率為pm 3KW2.1.3選擇電動機的轉(zhuǎn)速先計算工作機主軸的轉(zhuǎn)速，也就是滾筒的轉(zhuǎn)速60 w60320rmin二77.59r min根據(jù)表3 1確定傳動比的范圍，取V帶的傳動比ib 24，單級圓柱斜齒輪 的傳動比ig 35,則總傳動比的范圍為i 18電動機轉(zhuǎn)速的范圍應為n 嘰100r mi n=1396.62 rmin在這個范圍內(nèi)的電動機的同步轉(zhuǎn)速有1500rmin和3000. min兩

4、種，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況確定最后的轉(zhuǎn)速，為降低電動機的重量和成本，可選擇同步轉(zhuǎn)速為 3000r/min。根據(jù)同步轉(zhuǎn)速查附表10 112確定電動機的型號為 Y100L2 4，其滿載轉(zhuǎn)速nm 1430rmin。此外電動機的中心高、外形尺寸、軸身 尺寸等均可查出。2.2計算總傳動比并分配各級傳動比迴 18.4277.592.2.1 總傳動比inmnw2.2.2 分配各級傳動比ibig，可取i b 2，則減速器的傳動為使帶傳動的尺寸不至過大，滿座曲 9.282比. j_i減ib取兩級齒輪減速器的高速級傳動比為i1. 1.35i減 .1.35 9.283.59低速級傳動比為i2. i 減 9.

5、28i2 i13.59當兩級齒輪的配對材料相同, 傳動比可按下式分配齒寬系數(shù)相等時，根據(jù)齒面接觸強度大致相等,i 11.31.4 i2式中i“ i2分別為高速級和低速級傳動比所以兩級齒輪傳動比分別為i 13.59i22.572.2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸的轉(zhuǎn)速nwn m1430 .ib2n715,*1i13.59叫199.16i22.57715r minnn77.63r minnmnm77.63r minmin各軸的功率PPiPmP0.96kW 2.88kW2.88 0.99 0.97kW2.77kWPmPi2.77kWkW=p2.66 0.99 0.99kW2.61kW各軸的轉(zhuǎn)矩

6、T。9550 甩nm9550 N1430TiTmP9550 ni9550 288 N1759550直9550旦nm9550 22乙 n199.169550迴 n77.639550見nw9550 空1 N77.63然后，把計算結(jié)果填入下表:參數(shù)軸名電動機軸1I軸U軸m軸滾筒軸轉(zhuǎn)速 /(r/mi n)1430715199.1677.6377.63功率P/kW32.882.772.662.61轉(zhuǎn)矩 T/(N ? m)20.0338.47132.83327.23321.08傳動比i23.592.571效率0.970.970.970.97第三章.帶輪的結(jié)構(gòu)設計3.1 V帶傳動的張緊V帶傳動運轉(zhuǎn)一段時間以

7、后，會因為帶的塑性變形和磨損而松弛。為了保證 帶傳動正常工作，應定期檢查帶動松弛程度，采取相應的補救措施。常見的有以 下幾種：3.1.1 .定期張緊裝置3.1.2自動張緊裝置如圖下圖所示，將裝有帶輪的電動機安裝在浮動的擺架上，利用電動機的自 重，使帶輪隨同電動機繞固定的軸擺動，以自動保持初拉力。3.1.3采用張緊輪的張緊裝置當中心距不能調(diào)節(jié)時，可采用張緊輪將帶張緊，如下圖所示。設置張緊輪應 注意：一般應放在松邊的內(nèi)側(cè)，使帶只受單向彎曲；張緊輪還應盡量靠近大 帶輪，以免減少帶在小帶輪上的包角； 張緊輪的輪槽尺寸與帶輪的相同， 且直徑小于小帶輪的直徑3.2 V帶傳動的安裝各帶輪的軸線應相互平行，各

8、帶輪相對應的v型槽的對稱平面應重合，誤差 不得超過20。多根V帶傳動時，為避免各根 V帶的載荷分布不均，帶的配組公差應在規(guī) 定的范圍內(nèi)。3.3 V帶傳動的防護為安全起見，帶傳動應置于鐵絲網(wǎng)或保護罩之內(nèi)，使之不能外露。3.4計算V帶341確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況下系數(shù) KA 1.2，故Pd KA P 1.2 3kW 3.6kW3.4.2選擇V帶的帶型根據(jù)Pd、ni查圖9-8選A型3.4.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表9-7，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm2）驗算帶速V。按式v60唸驗算帶的速度ndd1n1n 90 1430v60 10

9、00 60 1000 因為5m/sv60-Z8.52.007.012 0.37-80-80A11.02758.715 0.39-118-118B14.03.5010.819 0.411.5-190-190C19.04.8014.325.5 0.516-315-315D27.0r 8.1019.937 0.6:23-:475475 :E32.09.6023.444.5 0.728-600600則傳遞單位功率所需最小帶輪體積為Vp V/ P Di2Zn(1 i2)/(P0 JP)KlK aK a 包角系數(shù)Po單根V帶的基本額定功率(kWKl 帶長系數(shù)jp 功率增量(kWE在一定范圍內(nèi)，Kl、K 的

10、影響可以忽略不計，貝U目標函數(shù)可取為mi nF (V)二D：e/(P0 護)5) 約束條件 .帶型限制條件V帶的型號T由設計功率R Ka P及小帶輪轉(zhuǎn)速ni定，即T f(Pd、ni) .小帶輪直徑限制條件若小帶輪的直徑過小，則帶的彎曲應力會增大，總而降低帶的疲勞壽命，所 以小帶輪直徑Di Dmin.帶速限制條件在最佳帶速下，隨帶速的增加，帶傳動功率能力增加，但在超過最佳帶速， 帶速增加，傳動功率能力下降，到達極限帶速時，帶將打滑。因此，設計時應滿 足 5m/s v 25m/s.中心距限制條件中心距大則傳動的外輪廓尺寸大，且高速時易引起帶的顫動，根據(jù)機械設 計基礎式918可知0.7(Di D2)

11、 a 2( Di D2)根據(jù)上述優(yōu)化模型可進行離散變量的優(yōu)化設計3.5.2 V帶傳動的簡便優(yōu)化1) 帶型選擇根據(jù)Pd、ni選擇普通V帶A型帶2) 帶輪直徑的確定通過對機械設計基礎 表9 8 9 9和表9 10中單根V帶所能傳遞的基本額定功率表進行分析，可得出能使目標函數(shù)最小的最佳帯輪直徑帶型ZABCDED15075125200355500初取Di =903）普通V帶傳動其他參數(shù)的確定帶根數(shù)z可屛（圓整）初選中心距a 0.75（Di D2）（圓整后取標準值）帶長Ld2an D1 D2)2(D2 D1)4a（圓整后取標準值）中心距a2Ld nD1D2)222Ld nD1 D2)8(D2 D1)24

12、）設計結(jié)果優(yōu)化單位：mm帶型D1D2aLdZB帶輪體積常規(guī)方案1A7515022180069075921562A90180I 2349004607634070優(yōu)化方案1A7515017071057566267972A1002002259003457068583此處選用優(yōu)化方案2作為本設計的最終選擇通過計算結(jié)果分析可知，根據(jù)最佳帶輪直徑進行的優(yōu)化設計方案， 帶輪體積 下降7%&13%，相應的帶輪總體積也下降。在本優(yōu)化中，為簡化起見做了一些 近似處理，對于本來就不是精確的帶動傳動計算準則， 應該是允許的。個別實際 設計中，由于帶根數(shù)圓整的緣故，會使得計算結(jié)果并不是最好，但這不影響帶傳 動的實際優(yōu)化

13、效果。第四章各齒輪的設計4.1高速級減速齒輪的設計（斜齒圓柱齒輪）4.1.1齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表11-7選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，表面硬度為190HBS。小齒輪調(diào)質(zhì)，表面硬度平均為235HBS。二者硬度差為45HBS。均用軟齒面。齒 輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6,軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。4.1.2選取小齒輪齒數(shù)，Z125，Z2 i1Z13.59 25 89.75，圓整取Z290齒數(shù)比 u Z2； Z190. 253.64.1.3初選螺旋角140，查表11-13取齒寬系數(shù)d 14.1.4按齒面接觸強度設計按式

14、（11-56）計算小齒輪的分度圓直徑4.1.5確定計算參數(shù)1）計算小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩T19550 旦ni95502.88 N m 38.47 N m7153.84710 N m m2）計算各載荷計算載荷系數(shù)Ka（表 11-10）初估速度v4 m s， v n1.08 圖 11-28（b）1.88 3.2（丄cos 1.883.2（丄丄）25 90cos1401.67%nntan 1401.9n1.67 1.93.571.42（圖 11-29）K 卩 1.28（圖 11-30）1.42 1.281.96Z j4 a （1B）a3（1BKKaKvKaK b 1 1.0841 6713（11）1.67

15、O.774（式 11-57）Z 、co . cos140 0.985（式 11-58）ZE 189.8 MPa（表 11-11）ZH 2.42（圖 11-31）由圖11-33知大、小齒輪的齒面接觸疲勞強度Him1 520MPaHim2 44MPa計算齒面接觸疲勞應力，取失效概率為100，查表11-12,安全系數(shù)Sh 1由式11-46知Hlim1520MPaShHlim2440MPaSh4.1.6.計算1）.計算小齒輪分度圓直徑d149.82）.計算圓周速度3）v60 1000.計算法面模數(shù)亠衛(wèi)1.87ms60 10004m smnd1 cos猖8 COS141.93mmZ1254.1.7幾何計

16、算1) 將法向模數(shù)圓整，取標準值。查模數(shù)標準表，取mn 2mm2) 計算中心距(Z1 Z2)mn (25 90) 2 a6118.5mm2cos2 cos14因所取模數(shù)已大于按強度計算的模數(shù)值，可向下圓整取a 118mm3) 按圓整的中心距修正螺旋角arccos(Z1 型叫2cos115 2arccos02 cos1401404124）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1mnZicos2 25cos14041251.28mmd2mnZcos2 90cos140412184.62mm5）計算齒輪寬度b dd1151.28mm51.28mmB2 52mmB1B2 (510)mm取 B1 為 58mm4.

17、2高速級齒輪按齒根彎曲疲勞強度校核4.2.1計算小齒輪模數(shù)mn32 cos2dZ14.2.24.2.34.2.4已知載荷系數(shù)KKaKvK.Kb 11.081.42 1.281.96，名義轉(zhuǎn)矩T19550P 9550空8Nm71538.47 N m3.847 104 N mm查取復合齒形系數(shù)YfsZ13 cos名 2735查圖11-32得 Yfs14.12Zv2Z2cos390冇 98.47查圖11-32得 Yfs23.9由圖11-34,大、小齒輪的彎曲疲勞強度F|im1 180MPaFlim2 16MPa計算彎曲疲勞許用應力查表11-12取安全系數(shù)s, 1，YX 1由式11-47得Flim1丫

18、X180180MPaF 1SF1Flim2 丫X160160MPaF 2SF1425計算大、小齒輪的 邑并加以比較F4.12 ccccYFS23.9 小一0.0230.024180F2160F1426計算重合度系數(shù)丫Y 0.250.750.25 空1.670.70（式 11-45）4.2.7計算螺旋角系數(shù)丫1401200.8833（式 11-61）2 KT1 cos32dZ1F4.2.8設計計算丫丫丫2 1.96 3.847 104 cos2141 2420.034 0.70 0.8833 1.72mm對比計算結(jié)果，由齒根彎曲疲勞強度設計的法面模數(shù)小于按齒面接觸疲勞強 度設計的法面模數(shù)，因此取

19、 mn 1.93mm4.2.9驗算彎曲疲勞強度F12KbdMnYfsY2KT1bd1mnYFS1Y B2 1.96 3.847 10452 51.28 24.12 0.8833102.96MPaF1180MPaF2bdFS?丫卩bd1mn2 1.96 3.847 1043.9 0.883397.5MPa52 51.28 2F2F 2 160MPa 故安全4210結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪的工作圖以大齒輪為例，da 500mm以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它結(jié)構(gòu)設計如下輪轂直徑DiDi 1.6d輪轂寬度L L=(1.2“1.5)d b腹板最大直徑D0D0 da (10沖14)mn板孔分布圓直徑D3 D3 (D

20、0 D)2板孔直徑 DD (0.250.35)(。0 DJ腹板厚度 CC=(0.2 N0.3)b24.2.11.高速級齒輪傳動的幾何尺寸高速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表：名稱計算公式結(jié)果法面模數(shù)mn2分度圓直徑mnZ12 25d10 coscos14 41251.28dmnZ22 90d20 coscos14 412184.62分度圓壓力角20螺旋角140412齒頂圓直徑da1 d1 2mn55.28da2 d2 2mn188.62齒根圓直徑df1 d12.5mn46.28df2 d2 2.5mn179.62中心距1 mn(Z1 Z2)a(d 2 d)2 2cos118齒寬B2b52B1 B2

21、(5 10)mm584.3低速級減速齒輪的設計（斜齒圓柱齒輪）431.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表 11-7 選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，表面硬度為 190HBS。 小齒輪調(diào)質(zhì)，表面硬度平均為235HBS。二者硬度差為45HBS。均用軟齒面。齒 輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6,軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。4.3.2.選取小齒輪齒數(shù)，Z3 25，Z4 i2Z3 2.57 25 64.25，圓整取Z4 65齒 數(shù)比 u Z4.Z365 25 2.64.3.3 .初選螺旋角140，查表11-13取齒寬系數(shù)d 14.3.4. 按齒

22、面接觸強度設計按式（11-56）計算小齒輪的分度圓直徑（2kT2 u 1 ZeZhZ Z 2d3 3.（） duH4.3.5. 確定計算參數(shù)1）計算小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩T29550 巴 9550N m 132.83N m 1.3283 105 N mmn2199.162）計算各載荷計算載荷系數(shù)K1 (表 11-10)Ka初估速度v4 m s， vzi41.00 ms100Kv 1.08圖 11-28(b)1.88 3.2(1Z3丄）cos乙1.881 13.2() cos1401.6525 65當門140n1.91.65 1.93.55ZeZbZeZh1.4(圖 11-29)KaKvK aK 31

23、1.084a /aa(1 B)3B.coscos140189.8 MPa2.421.41.281.28(圖 11-30)1.94467(1 1) 131.670.9850.774(式 11-57)(式 11-58)(表 11-11)(圖 11-31)由圖11-33知大、小齒輪的齒面接觸疲勞強度Hlim1 580MPaHlim2 440MPa計算齒面接觸疲勞應力，取失效概率為100，查表11-12,安全系數(shù)sh 1由式11-46知Hlim1sh580MPaHlim2sh440MPa4.3.6.計算1)2)計算圓周速度記3門260 1000n 76.76 199.1660 10000.81m s

24、4m s3）.計算法面模數(shù)d3 cos mnZ37676 cos140 2.98mm254.3.7.幾何計算1）將法向模數(shù)圓整，取標準值。查模數(shù)標準表，取 mn 3mmarccos(Z3 Z4)mn2cosarccos290 3co計算中心距a (Z3 乙)mn2cos(2565) 02139.10mm2 cos140因所取模數(shù)已大于按強度計算的模數(shù)值，可向下圓整取a 139mm3）按圓整的中心距修正螺旋角4）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1cos3 250 cos13 46 4577.22mmmnZ4cos3 65cos1304645200.79mm5）計算齒輪寬度B

25、1 B2(5 10)mmbdd3 1 77.22mm 77.22mm 取 B2 78mm 取 B1% 82mm44低速級齒輪按齒根彎曲疲勞強度校核Zv3Z32527.353 coscos 14Zv4z46571.123 cos30cos 144.4.1.查取復合齒形系數(shù)Yfs查圖 11-32 得 YS3 4.12查圖 11-32 得 YFs4 3.964.4.2.由圖11-34，大、小齒輪的彎曲疲勞強度Flim1 240MPaFlim2160MPa443.計算彎曲疲勞許用應力查表11-12取安全系數(shù)sF1, Yx 14.4.4.4.4.5.4.4.6.4.4.7.由式11-47得計算大、小齒輪

26、的YFs1F14120.017240計算重合度系數(shù)tFlim1 YxSF240T240MPaFlim2 YxSf160T160MPa皇并加以比較FYfS23.96F21600.025Y 0.25 必 0.25座 0.711.65（式11-45）計算螺旋角系數(shù)丫卩1卩面01400.88331200（式 11-61）驗算彎曲疲勞強度2KT2bd3mnYfsYbF32KT2 YfssYb2 1.94 1.3283F4bdsminF378 77.22 2F 3 240MPa空 4.12 0.8833155.69MPa2KT2bd3mnYFS4Y B2 訕3283 105 3.96 0.883378 7

27、7.22 2149.65MPaF4160MPa 故安全低速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表名稱計算公式結(jié)果法面模數(shù)mn3分度圓直徑dmnZ33 25coscos13 46 4577.22dmn乙3 65d 40 coscos13 4645200.79分度圓壓力角20螺旋角1304645齒頂圓直徑da3d32mn83.22da4d42mn206.79齒根圓直徑df3 d3 2.5mn46.28df4 d4 2.5mn194.76中心距a 1 (dd ) mn(z34)a 川4 d3)22cos139齒寬B4 b78IBs B3(5 10)mm82第五章軸的設計5.1高速軸的設計通過初步的計算，e 1

28、.6 mt，所以選用齒輪軸。5.1.1高速級軸上的功率R、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1R 2.88n-i 715r/min38470N mm5.1.2選擇軸的材料，確定許用應力普通用途中、小功率減速器選用45鋼，正火處理。查表 15-2 取 b 600MPa，由表 15-7 得 1 b 55MPa。5.1.3初步確定軸的最小直徑先按式dminA）初步估算軸的最小直徑。因是齒輪軸，所以材料和齒輪dmin110 3 2：一樣，所以材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取A=110,于是的17.5mm。輸出軸的最小直徑顯然是安裝 V帶輪處軸的直徑dzn，為了使所選的軸直徑 di n與V帶輪的孔相適應，故需同

29、時選取 V帶輪型號。因V帶輪的寬度為49mm,并且采用孔板式結(jié)構(gòu)，所以 20mm5.1.4確定齒輪和軸的潤滑計算齒輪圓周速度ndnv60 1000cosn 2 25 71560 1000 cos14 412ms1.93m s齒輪采用油浴潤滑，軸承采用飛濺油滑5.1.5.軸系的初步設計根據(jù)軸系的結(jié)構(gòu)分析要點，結(jié)合后述尺寸確定，按比例繪制軸系機構(gòu)草圖,A i如圖所示，斜齒輪傳動由軸向力，采用角接觸球軸承。采用凸緣式軸承蓋實現(xiàn)軸系兩端單項固定。為防止?jié)櫥牧魇?，采用擋油板?nèi)部密封。繪圖時,結(jié)合尺寸的確定，首先畫出齒輪輪轂位置，然后考慮齒輪端面到箱體內(nèi)壁的距離, 選擇軸承并確定軸承位置。根據(jù)分箱面螺

30、栓連接的布置設計軸的外伸部分。5.1.6軸的結(jié)構(gòu)設計軸的結(jié)構(gòu)設計主要有：各軸段徑向尺寸的確定；各軸段軸向尺寸的確定；其余尺寸(如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等)的確定。1) .徑向尺寸確定從軸段d!=20mm開始，組段選取相鄰軸段的直徑。如圖所示，d2起定位作用定位軸肩高度hmin可在(0.07“0.1)d范圍內(nèi)按經(jīng)驗選取，故d2 d, 2h 20 (0.0| 0.1)mm22.28mm該直徑處將安裝密封圈，標準直徑應取d2 25mm。d3與軸承內(nèi)徑配合，為便于軸承安裝，故取 d3 30mm，查機械 設計手冊GB T297 1994選定軸承型號為7006C。定位軸承左端面為軸肩 查機械設計手冊，d

31、4 36mm。d5為中間過度直徑取標準直徑系列，d5 32mm。 d6為齒輪分度圓直徑51.28mm,齒頂圓直徑為55.28mm。d?也為過度直徑，取 d7 32mm。d*為右端軸承定位此處軸環(huán)直徑仍取 36mm。dg與軸承配合查機械 設計手冊選擇標準直徑系列為dg 30mm。2) .軸向尺寸的確定與傳動零件(如齒輪、帶輪、聯(lián)軸器等)配合的軸段長度一般小于傳動零件 的輪轂的寬度。題中鍛造齒輪輪轂寬度 B1 58mm，取l6 58mm。帶輪的輪轂 寬度設為49mm，取軸段l1 45mm，與軸承配合的軸段長度13，查軸承寬度為 13mm，取擋油板厚度為1mm，于是打14mm。3) 其余尺寸其他軸段

32、的長度與箱體等設計有關，可由齒輪開始向兩側(cè)確定。一般情況下， 齒輪端面與箱壁的距離 帚取10 & 15mm軸承端面與箱體的距離j3與軸承的潤滑 有關，油潤滑時占3 5mm，脂潤滑時右5 10mm，這里取占5mm ;分箱 面寬度與分箱面連接螺栓的裝拆有關，對于常用的M16普通螺栓，分箱面寬l 55片65mm。取I 58mm考慮軸承蓋螺釘?shù)铰?lián)軸器的距離 占10旳15mm，初 步取I2 66mm，I4和 b為軸環(huán)長度取I4 b 10mm , Ig與軸承配合同樣取14mm，由中間軸兩軸承的距離I 193mm知I5的長度為97mm，I7的長度為20mm5.2高速軸強度的校核5.2.1計算齒輪受力分度圓直

33、徑cos2 25cos14041251.28mm齒輪切向力Ft2T1d12 3847051.281488N齒輪徑向力FrF亠cos1488tan 20Icos14 412560N齒輪軸向力Fa Fttan1488 tan 14 412” 390N522繪制軸的受力簡圖如圖所示5.2.3計算支撐反力水平平面FFa d4 2F hi124Fr39054.28 2132.5560N 437N193193FhiIF rF HI560437123N垂直平面F VIF viiF tFvi193Ft 132.50可知Fvii744NFviFt Fzvii1488744744N5.2.4繪制彎矩圖-MirFP

34、rrnTHrnrrTTrF.;水平平面彎矩圖b截面 MHb 132.5Fhi 132.5 437N=57903N mmMHb MHb Fad4;2146320 390 51.28 247823N mm垂直平面彎矩圖MVb 132.5FVI 132.5 744N mm=98580N mm合成彎矩圖如圖所示合成彎矩圖Mb、MHb2 Mvb2579032 985802 114327N mmMbMb2 Mvb24782于985802 109568N mm5.2.5繪制轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 T=38470N mm5.2.6繪制當量彎矩圖當曲掩圖G1）單向運動，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，0.6T 0.6 38470N mm=

35、23082N mmb截面MebMb2(T)2N mm=116634N mmM eb.Mb2(T)2.1095682230822 N mm=111973N mma截面和I截面M ea M ei T 23082N mm5.2.7分別校核a和b截面da3 230823mm 0.1 5.516.13mmdb考慮鍵槽 0.1b 10.15.5105 0016.13mm17mm1050027.7mm29.09mmdbdao 116634*mm。實際直徑分別3 Meb3 Mea0.1 b 127.7mm20mm和36mm，強度足夠。5.2.8精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面從應

36、力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面切和處的應力集中最嚴重； 從受載的情況來看，截面W %上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面 W的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 W %上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面W 叫也不必校核。截面V和切顯然更不必校核。2）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)： W 0.1d30.1 3233277mm3抗扭截面系數(shù)： Wt 0.2d30.2 3236554mm385 29i截面右側(cè)的彎矩 M為：M 10956872186N|mm85I截面上的扭矩T為：T 38470N|mm 截面上的彎曲應力：b 72186 22.0

37、3MPaW 3277截面沙鍋難道扭轉(zhuǎn)切應力:Wt3847065545.87MPa軸的材料為40鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得B 600MPa，, 300MPa，1 155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及 按附表3-2查取。因-0.06，D 56 1.75，經(jīng)查值后可查得1.68，1.41。又由附圖d32d 32化處理，即q則按式Kk丄1，得綜合系數(shù)為1.60 10.840.9112.00， K1.380.9111 1.62。0.913-1可得軸的材料的敏性系列為q 0.88，q 0.93，故有效應力集中系數(shù)按式k1 q1k1 q1k 1 q11 0.88 1.68 11.60“

38、十“得：，由附圖3-2的尺寸系數(shù)k 1 q11 0.931.4111.380.84 ;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.91。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.91，軸未經(jīng)表面強13008.5K am 1.60 22.03 0.2 0115535.7K a5.875.87m 1.380.12 20.1 0.15。于是,0.2 0.38.5_35.7_8.52 35.78.3S 1.5又由 3-1及 3-2得合金鋼的特性系數(shù),S于是，計算安全系數(shù)Sca值，得S故可知其安全。3）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W 0.1d30.1 56317562mm抗扭截面系數(shù)： W 0.2d30.2 56335

39、123mm305 29彎矩 M 為：M 10956872186Nmm85I扭矩 T 為：T 38470N|mm彎曲應力：b 4.1MPaW 17562截面沙鍋難道扭轉(zhuǎn)切應力：T 38470 1.1MPaWT 35123過盈配合出的，由附表3-8用插值法求出，并取 -=0.8，于是得3.1k0.8 3.12.48軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.91，故綜合系數(shù)為:K匚丄1 3.1丄0.913.202.4810.912.58所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)ScaS2 S222.86 109.222.862 109.223003.20 4.1 0.2 01551.12.48 222.5S1.

40、522.86109.2故該軸在截面四左側(cè)的強度也足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性, 故可略去靜強度膠合。5.3中間軸的設計5.3.1中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2R 2.88kWF22.77kWn2 199.16r/minTi 38470NmmT2 132830N|mm5.3.2選擇軸的材料，確定許用應力普通用途中、小功率減速器選用45鋼，正火處理。查表15-2取b 600MPa，由表15-7得 i b 55MFa5.3.3按扭轉(zhuǎn)強度初估軸的最小直徑由表15-5查得A=110，按式（15-2）得dminA：P3110?12926.45mm軸伸與軸承相連。查機械射界手冊表

41、10-39選用角接觸球軸承和表15-6標準直徑系列標準直徑d1=30mm，即軸伸直徑d1=30mm。選用7006C角接觸球軸 承。5.3.4確定齒輪和軸的潤滑計算齒輪圓周速度1.94 m snd2nV160 1000cos 2n 2 90 199.160 60 1000 cos14 41260 1000cos 20.81m s3 25 199.1660 1000 cos13 4645齒輪采用油浴潤滑，軸承采用飛濺油潤滑。5.3.5軸系的初步設計根據(jù)軸系的結(jié)構(gòu)分析要點，結(jié)合后述尺寸確定，按比例繪制軸系機構(gòu)草圖, 如圖所示斜齒輪傳動由軸向力，采用角接觸球軸承。采用凸緣式軸承蓋實現(xiàn)軸系兩端 單項固定

42、。半聯(lián)軸器左端用，右端用軸端擋圈固定，依靠C型普通平鍵連接實現(xiàn)周向固定。齒輪右端由軸環(huán)定位固定，左端由套筒固定，用A型普通平鍵連接實現(xiàn)周向固定。為防止?jié)櫥牧魇?，采用擋油板?nèi)部密封。繪圖時，結(jié)合尺 寸的確定，首先畫出齒輪輪轂位置，然后考慮齒輪端面到箱體內(nèi)壁的距離， 選擇 軸承并確定軸承位置。根據(jù)分箱面螺栓連接的布置，設計軸的外伸部分。536軸的結(jié)構(gòu)設計1) .徑向尺寸確定從軸段d!=30mm開始，組段選取相鄰軸段的直徑。軸承型號7006C d?與齒輪孔配合為便于安裝取標準直徑系列 d? 40mm。d?起定位作用定位軸肩高度 hmin 可在(0.07 0.1)d(0.070.1) 40 2. 4mm 范圍內(nèi)按經(jīng)驗選取，取h 3mm故d3 46mm 。 d4與齒輪孔配合為便于安裝取標準直徑系列 d4 d2 40mm。d5 與與軸承配合，d5 d1 30mm2) 軸向尺寸的確定與傳動零件(如齒輪、帶輪、聯(lián)軸器等)配合的軸段長度一般小于傳動零件 的輪轂的寬度。題中鍛造齒輪輪轂寬度 B3 82mm，取l2 80mm。B2 52mm， 取軸段14 50mm，與軸承配合的軸段長度h，查表10-39 (機械設計手冊)軸承 寬度為13mm,取擋油板厚度為1mm,于是怯21mm。一般情況下，齒輪端面 與箱