帶式輸送機的傳動裝置機械設計課程設計說明書

1、機械設計課程設計 計算說明書 設計題目：帶式輸送機的傳動裝置 機械設計及其自動化專業(yè) 2013 年七月十一號 西北工業(yè)大學 一題目.3 二運動參數(shù)計算 .4 電動機選擇 .4 傳動比選擇 .5 傳動參數(shù)的計算 .6 （1）各軸的轉(zhuǎn)速 n(r/min)的確定 .6 （2）各軸的輸入功率（kw）.6 （3）各軸的輸入扭矩（nm）.6 （4）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表：.7 三、傳動零件設計 .7 高速級齒輪傳動計算 .7 .選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級 .7 .按齒面接觸強度設計 .8 .按齒根彎曲強度設計 .9 .幾何尺寸計算 .11 .低速級齒輪傳動計算 .11 .選定齒輪的類型、材料及

2、齒數(shù)，精度等級 .11 .按齒面接觸強度設計 .12 .按齒根彎曲強度設計 .13 .幾何尺寸計算 .15 四、鏈傳動計算 .15 五、聯(lián)軸器的選擇 .16 六、軸的設計 .17 估算最小直徑 .17 初選軸承： .18 軸的設計 .18 .高速軸一的設計： .18 （1）高速軸一的結(jié)構(gòu)設計： .18 （2）高速軸一的校核 .19 （3）高速軸一的軸承壽命校核： .22 （4）高速軸一上的鍵的設計與校核: .22 .中間軸二的設計： .23 （1）中間軸二的結(jié)構(gòu)設計： .23 （2） 中間軸二的強度校核 .24 （3）中間軸二的軸承壽命校核： .27 （4）中間軸二上的鍵的設計與校核: .27

3、 .低速軸的三設計： .28 （1）低速軸三的結(jié)構(gòu)設計： .28 （2） 低速軸三的強度校核 .29 （3）低速軸三的軸承壽命校核： .31 （4）低速軸三上的鍵的設計與校核: .31 七減速箱的設計 .32 八、減速器的附件選擇及說明 .34 一一 題目題目 （1）設計一個帶式輸送機傳動用的二級圓柱齒輪展開式減速器。其工作條 件為：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作室有輕微的震動，使用期為十年（每年三百個工作 日） ，小批量生產(chǎn)，兩班制，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許的誤差為5%。帶式輸送 機的傳動效率為 0.96. （2）傳動簡圖如下圖所示： 圖一.帶式輸送機簡圖 1 為電動機，2 為聯(lián)軸器，為減速器，4 為高速級

4、齒輪傳動，5 為低速級 齒輪傳動，6 為鏈傳動，7 為輸送機滾筒 輔助件有:觀察孔蓋，油標和油尺，放油孔和螺塞，通氣器，吊耳和吊鉤， 定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。 （3）已知條件 題號 輸送帶的牽引力 f/（kn） 輸送到的速度 v/(m/s) 輸送帶的滾筒的直 徑 d/(mm) 4b 2.21.3390 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作室有輕微的震動； 使用期為十年（每年 300 個工作日） ，小批量生產(chǎn)，兩班制； 輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許的誤差為5%； 帶式輸送機的傳動效率為 0.96； 二運動參數(shù)計算二運動參數(shù)計算 電動機選擇電動機選擇 帶式輸送機的效率為，= 0.96 ， 由已知條件得到 5 5

5、 工作機所需功率：= 2.9792kw 5 1000 w f v p 高速級齒輪組和低速級齒輪組的效率為和，鏈傳動的效率為，聯(lián)軸 1 2 3 器的效率為，軸承效率為 4 6 我們?nèi)「咚偌壓偷退偌壍凝X輪的精度為 it=7，查表可得：= 0.98 1 2 剛性套柱銷聯(lián)軸器的效率為：= 0.99 4 選擇滾子鏈傳動，其效率為：= 0.96 3 選用深溝球軸承軸承，其效率為：= 0.99 6 傳動裝置的總效率 =0.8768 3 12346a 電動機所需功率：=3.397kw w m a p p 根據(jù)電動機所需的功率來選擇電動機，電動機的參數(shù)如下: m p 工作功率= 4kw，滿載轉(zhuǎn)速= 1440r/

6、min m p m n 型號為 y112m-4 的三相異步電動機 軸伸出端直徑= 28mm 長度 e=60mm m d 鍵槽截面尺寸 fgd=82428 傳動比選擇傳動比選擇 通過已知的數(shù)據(jù)可知：（為滾筒的轉(zhuǎn)速） 4 n 滾筒的轉(zhuǎn)速： 4 63.66 / min v nr d 總的傳動比： 4 1440 22.62 63.66 m n i n 取鏈傳動的傳動比為： =2.5 3 i 由傳動比分配公式：。對于二級圓柱齒輪減速器，表示高1.31.4 n ii n i 速級的傳動比， 表示減速器的傳動比。i 高速級的傳動比為：取 1 1.31.43.42 3.56ii 1 3.5i 低速級的傳動比為

7、：=2.5 2 i 設計的傳動比為 = *=2.5*1.5*3.5=21.875 n i 1 i 2 i 3 i 工作軸的轉(zhuǎn)速允許誤差為3.2%5% n ii i 傳動參數(shù)的計算傳動參數(shù)的計算 （1）各軸的轉(zhuǎn)速）各軸的轉(zhuǎn)速 n(r/min)的確定的確定 高速軸的轉(zhuǎn)速： 1 0 1440 1440min 1 m n nr i 中間軸的轉(zhuǎn)速： 2 1 1440 411.43min 1 3.5 m o n nr i i 低速軸的轉(zhuǎn)速： 2 3 20 1 2 1440 164.57 / min 3 3.5 2.5 m nn nr ii ii 滾筒軸的的轉(zhuǎn)速： 2 4 20 1 2 3 1440 65.

8、83 / min 3 3.52.52.5 m nn nr ii ii i （2）各軸的輸入功率（）各軸的輸入功率（kw） 高速軸的輸入功率： 14 4 0.993.96 m ppkw 中間軸的輸入功率： 21 16 3.96 0.98 0.993.86ppkw 低速軸的輸入功率： 3226 3.86 0.98 0.993.74ppkw 滾筒軸的的輸入功率： 323 3.74 0.963.59ppkw （3 3）各軸的輸入扭矩（）各軸的輸入扭矩（nm） 高速軸的輸入扭矩： 1 1 1 3.96 9550955026.263 1440 p tn m n 中間軸的輸入扭矩： 2 2 2 3.86 9

9、550955089.59 411.43 p tn m n 低速軸的輸入扭矩： 3 3 3 3.74 95509550217.03 164.57 p tn m n 滾筒軸的輸入扭矩： 4 3 4 3.59 95509550524.39 65.38 p tn m n （4）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表：）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表： 兩級圓柱減速器 軸號電動機 軸軸軸 滾筒軸 轉(zhuǎn)速 n(r/min) =1440 m nn1=1440n2=411.43n3=164.57n4=65.83 功率 p(kw)p=4p1=3.96p2=3.86p3=3.74p4=3.49 轉(zhuǎn)矩 t(nm) 26.53t1=26.

10、263t2=89.59t3=217.03t4=524.39 兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪 傳動比 ii01=1i12=3.5i23=2.5i34=2.5 傳動 效率 01=0.9912=0.9823=0.9834=0.96 三、傳動零件設計三、傳動零件設計 高速級齒輪傳動計算高速級齒輪傳動計算 .選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級精度等級 （1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪。 （2)材料選擇。由表 101 選擇小齒輪材料為 40r（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs。 （3)運輸

11、機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度(gb1009588) （4)選小齒輪齒數(shù)119，大齒輪齒數(shù) z2i1*z13.519=66.5,取 z2=67. .按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計 按式（1021）試算，即3 2 1 ) ( 12 h eh d tt t zz u utk d 1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)試選1.3 t k (2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1 26.263tn m (3)由表 107 選取齒寬系數(shù)1d (4)由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/1 8 .189 mpaze (5)由圖 1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒輪的接觸疲

12、勞強度極限mpa h 600 1lim lim2 550 h mpa (6)由式 1013 計算應力循環(huán)次數(shù) 9 1 6060 1440 1 (2 8 300 10)4.1472 10 h nnjl 99 2 4.1472 10 /3.51.1849 10n (7)由圖 1019 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 1 0.90, hn k95 . 0 2 hn k (8)計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 s=1，由式 1012 得 mpampa s k hhn h 5406009 . 0 1lim1 1 mpampa s k hhn h 5 . 52255095 . 0 2li

13、m2 2 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 t d1 h 2 3 1 2 1.3 262634.5189.8 2.3240.01 13.5522.5 t dmm (2)計算圓周速度 11 40.01 1440 3.01/ 60 100060 1000 t d n vm s (3)計算齒寬 b 1 1 40.0140.01 dt bdmm (4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 1 1 40.01 2.105 19 t t d m z 齒高 mmh2.252.25 2.1054.73 t m 40.01 8.46 4.73 b h (5)計算載荷系數(shù) 查表 102 可查得使用系數(shù)為

14、=1.25 a k 根據(jù)，7 級精度，由圖 108 查得動載荷系數(shù)=1.073.01/vm s v k 1 hf kk 由表 104 用插值法可查得 7 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， ，由和可得；故載荷系數(shù)1.417 h k 1.417 h k 8.46 b h 1.35 f k 1.25 1.07 1 1.4171.895 avhh kkkkk (6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 1010a 得 3 3 11 /40.01 1.895/1.345.36 tt ddkkmm (7)計算模數(shù) n m 1 1 45.36 2.38 19 n d mmm z .按齒根彎曲強度

15、設計按齒根彎曲強度設計 由式 105 得彎曲強度的設計公式為 3 2 1 1 2 f sf d n yy z kt m 1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 (1)由圖 1020c 查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限mpa fe 500 1 大齒輪的彎曲疲勞強度極限mpa fe 380 2 (2)由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 1 0.85 fn k 2 0.88 fn k (3)計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 s=1.4，由式 1012 得 11 1 0.85 500 303.57 1.4 fnfe f k mpampa s 22 2 0.88 380 238.86 1.4

16、fnfe f k mpampa s (4)計算載荷系數(shù) 1.25 1.07 1 1.351.8056 avff kk k kk (5)查取齒形系數(shù) 由表 105 查得， 1 2.85 fa y 2 2.26 fa y (6)取應力校正系數(shù) 由表 105 查得 1 1.54 sa y 2 1.74 sa y (7)計算大小齒輪的，并比較 f safay y 11 1 22 2 2.85 1.54 0.01445 303.54 2.26 1.74 0.01646 238.86 fasa f fasa f yy yy 大齒輪的數(shù)據(jù)大 2)設計計算 3 2 2 1.8056 26263 0.01629

17、1.623 1 19 mmm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞 強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù) 1.623，并就近圓整為標準值 2。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度 圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有， 1 45.36dmm 11/ 45.36/ 222.68zdm 取 1 23z 大齒輪齒數(shù)取。 221 3.5 2380.5zi z 2 81z .幾何尺寸計算幾何尺寸計算 (1)計算分度圓直徑 11 22 23 246 81 2162 dz mmm dz mmm (2)計算中心距 12 ()/ 2(46 162)/ 2104addmm

18、將中心距圓整后取。149amm (3)計算齒寬 1 1 4646 d bdmm 取 2 46bmm 1 52bmm .低速級齒輪傳動計算低速級齒輪傳動計算 .選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級 （1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪。 （2)材料選擇。由表 101 選擇小齒輪材料為 40r（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs。 （3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度(gb1009588) （4)選小齒輪齒數(shù)136，大齒輪齒數(shù)2212.536=90。 .按齒

19、面接觸強度設計按齒面接觸強度設計 按式（1021）試算，即3 2 1 ) ( 12 h eh d tt t zz u utk d 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)試選1.3 t k (2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1 26.263tn m (3)由表 107 選取齒寬系數(shù)1d (4)由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/1 8 .189 mpaze (5)由圖 1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒輪的接觸疲勞強度極限mpa h 600 1lim lim2 550 h mpa (6)由式 1013 計算應力循環(huán)次數(shù) 9 1 6060 1440 1 (2 8 300 10)4.

20、1472 10 h nnjl 99 2 4.1472 10 /3.51.1849 10n (7)由圖 1019 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 1 0.90, hn k95 . 0 2 hn k (8)計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 s=1，由式 1012 得 mpampa s k hhn h 5406009 . 0 1lim1 1 mpampa s k hhn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 t d1 h 2 3 1 2 1.3 262634.5189.8 2.3240.01 13.5522.5

21、 t dmm (2)計算圓周速度 11 40.01 1440 3.01/ 60 100060 1000 t d n vm s (3)計算齒寬 b 1 1 40.0140.01 dt bdmm (4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 1 1 40.01 2.105 19 t t d m z 齒高 mmh2.252.25 2.1054.73 t m 40.01 8.46 4.73 b h (5)計算載荷系數(shù) 查表 102 可查得使用系數(shù)為=1.25 a k 根據(jù)，7 級精度，由圖 108 查得動載荷系數(shù)=1.073.01/vm s v k 1 hf kk 由表 104 用插值法可查得 7 級精度、小齒輪相

22、對支撐非對稱布置時， ，由和可得；故載荷系數(shù)1.417 h k 1.417 h k 8.46 b h 1.35 f k 1.25 1.07 1 1.4171.895 avhh kkkkk (6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 1010a 得 3 3 11 /40.01 1.895/1.345.36 tt ddkkmm (7)計算模數(shù) n m 1 1 45.36 2.38 19 n d mmm z .按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計 由式 105 得彎曲強度的設計公式為 3 2 1 1 2 f sf d n yy z kt m 1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 (1)由圖 1020c

23、查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限mpa fe 500 1 大齒輪的彎曲疲勞強度極限mpa fe 380 2 (2)由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 1 0.85 fn k 2 0.88 fn k (3)計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 s=1.4，由式 1012 得 11 1 0.85 500 303.57 1.4 fnfe f k mpampa s 22 2 0.88 380 238.86 1.4 fnfe f k mpampa s (4)計算載荷系數(shù) 1.25 1.07 1 1.351.8056 avff kk k kk (5)查取齒形系數(shù) 由表 105 查得，

24、1 2.85 fa y 2 2.26 fa y (6)取應力校正系數(shù) 由表 105 查得 1 1.54 sa y 2 1.74 sa y (7)計算大小齒輪的，并比較 f safay y 11 1 22 2 2.85 1.54 0.01445 303.54 2.26 1.74 0.01646 238.86 fasa f fasa f yy yy 大齒輪的數(shù)據(jù)大 2)設計計算 3 2 2 1.8056 26263 0.016291.623 1 19 mmm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞 強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù) 1.623，并就近圓整為標準值 2。

25、但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度 圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有， 1 45.36dmm 11/ 45.36/ 222.68zdm 取 1 23z 大齒輪齒數(shù)取。 221 3.5 2380.5zi z 2 81z .幾何尺寸計算幾何尺寸計算 1)計算分度圓直徑 11 22 23 246 81 2162 dz mmm dz mmm 2)計算中心距 12 ()/ 2(46 162)/ 2104addmm 將中心距圓整后取。149amm 4)計算齒寬 1 1 4646 d bdmm 取 2 46bmm 1 52bmm 四、鏈傳動計算四、鏈傳動計算 選擇材料 40,50.zg31

26、0570.熱處理回火熱處理硬度 4050hrc 無劇烈振動及 沖擊的鏈輪 (1)選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù)=18 取大鏈輪齒數(shù)=2.5*18=45 1 z 21 zi z (2)確定計算功率 查表 9-6 得=1, 查圖 9-13 得=1.34,kp=1(單排鏈),則計算功率的 a k z k 1.1 1.34 3.74 5.01 1 az ca p kkp pkw k (3)選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)=5.01kw, =164.57r/min 可選 16a 在查表 鏈條節(jié)距為 p=25.4mm ca p 3 n (4)計算鏈節(jié)數(shù)和中心矩 初選中心矩=(3050)p=(3050)*25.4,取=

27、850mm 0 a 0 a 鏈節(jié)數(shù)=102.2 取=100。查表中心矩計算 2 01212 0 2() 22 po azzzzp l pa p l 系數(shù)=0.248585 1 f 最大中心矩=846mm 112 2( +) p af plzz (5)計算鏈速 v,確定潤滑方式 =1.32m/s 1 1 60 1000 n z p v 由 v=1.79m/s 和鏈號 16a 查圖 9-14 可知應采用油池潤滑. (6)計算壓軸力 p f 軸材料為 40cr,調(diào)質(zhì)處理 有效圓周力: =2833n1000 e p f v 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)=1.15,則壓軸力為 fp k =1.15*283

28、3=3528n pfpe fkf (7)鏈輪的結(jié)構(gòu)設計 小直徑的鏈輪一般做成整體式；中等尺寸的鏈輪多做成孔板式，為便于 搬運、裝卡和減重，在輻板上開孔；大直徑的鏈輪可做成組合式，?？蓪X 圈用螺栓連接或焊接在輪轂上，此時齒圈與輪芯可用不同材料制造。 根據(jù)軸的尺寸可確定鏈輪軸孔 d=40mm，輪轂長度 l=80mm，可與減 速器的相關(guān)尺寸協(xié)調(diào)。 (8)鏈輪的分度圓直徑 小鏈輪用 15#鋼，z=18.分度圓直徑為 1 25.5 146 180180 sin()sin() 18 p dmm z 大鏈輪用 45#鋼，z=45.分度圓直徑為 1 25.5 364 180180 sin()sin() 45

29、 p dmm z 五、聯(lián)軸器的選擇五、聯(lián)軸器的選擇 選定聯(lián)軸器的類型: 選軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由上文我們?nèi)。骸?min 20dmm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選 1 2 d 的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。 1 2 d 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 tca=kat1,查表 14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取 ka=1.3,則 1 1.3 26.26330.24 caa tk tn mm 按照計算轉(zhuǎn)矩 tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手 冊 ，選用 lt4（j 型）彈性柱銷聯(lián)軸器型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為 63n。半聯(lián)軸器的

30、孔徑，故取，半聯(lián)軸器長 1 20dmm 1 20dmm 度 l52的半聯(lián)軸器。 與軸配合的轂孔長度。 1 40mml 六、軸的設計六、軸的設計 估算最小直徑估算最小直徑 （1）高速軸的最小軸徑的確定 選取高速軸的材料為 40cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040mpa 由表 15-3 確定=100mm 0 a (按一個鍵槽,軸頸增大 7%) 1 3 3 1min0 1 3.96 =100*=14.01 n1440 p d a 11min (1 7%)14.99ddmm 考慮到彈性套柱銷聯(lián)軸器的規(guī)格, 11min (1 7%)14.99ddmm 取最小軸徑為： 2min 20dmm （2）中間軸的最小

31、軸徑的確定 選取軸的材料為 40cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040mpa =100mm 2 a (考慮到一個鍵槽,軸頸增大 7%) 2 3 3 2min2 2 3.86 10021.13 n411.43 p dmm a 22min (1 7%)23.54ddmm 取最小軸徑為： 2min 24dmm （3）低速軸的最小軸徑的確定 選取軸的材料為 40cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040mpa =100mm 3 a (考慮到一個鍵槽,軸頸增大 7%) 3 3 3 3min3 3 3.74 10028.48 n164.57 p dmm a 33min (1 7%)30.47ddmm 取最小軸徑為：=31

32、mm 3min d 初選軸承：初選軸承： 1 軸高速軸選軸承為 6205（2 系列）深溝球軸承 2 軸中間軸選軸承為 6207（2 系列）深溝球軸承 3 軸低速軸選軸承為 6208（2 系列）深溝球軸承 各軸承參數(shù)見下表： 基本尺寸/mm基本額定負荷/kn軸承代號（深溝 球軸承）ddb動載荷 cr靜載荷 cor 6205（2 系列） 25521514.07.88 6207（2 系列） 35721725.515.2 6208（2 系列） 40801829.518.0 軸的設計軸的設計 .高速軸一的設計：高速軸一的設計： 我們選擇軸的材料為 40cr。其許用彎曲應力為。熱處理 1 70mpa 為調(diào)

33、質(zhì)處理。 （1）高速軸一的結(jié)構(gòu)設計：）高速軸一的結(jié)構(gòu)設計： 圖二.高速軸的結(jié)構(gòu)簡圖 1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從左向右）： a.由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受 到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為 20mm。 b.考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達 2.5mm，所以該段直 徑選為 25。 c.該段軸要安裝軸承，我們采用兩段不同的配合要求的軸 25mm 來使軸承 便于安裝，不必增大軸的軸徑，則軸承選用 6205（2 系列）深溝球軸承，即該 段直徑定為 25mm。 d.下一段軸，考慮到軸肩要有 2.5mm 的圓角，經(jīng)標準化，定為 30m

34、m。 e.下段軸為齒輪軸，所以該段直徑選為齒輪的齒頂圓直徑 48mm。 f.下一段軸安裝軸承，直徑為 30mm。 g.下一段軸要安裝軸承，直徑定為 25mm。 2).各段長度的確定： 各段長度的確定從左到右分述如下： a.該段軸連接聯(lián)軸器，我們選擇 lt4（j 型）彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與 軸配合的轂孔長度為 40mm，該段長度定為 40mm。 b.下一段要安裝軸承，其工作要求長度為 b=16mm，考慮軸承蓋零件的拆 裝，我們?nèi)?lb=32；同時該段還要裝軸承蓋和墊片，兩者的高度我們?nèi)?12；軸 安裝在軸孔中，考慮到軸孔的長度要求和軸的安裝。我們?nèi)≡摱屋S的長度為 101mm c.下一段綜合考

35、慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離、軸承與箱體內(nèi)壁距離（采用脂 潤滑） ，還有二級齒輪的寬度，定該段長度為 94mm。 d.下一段考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段 52mm。 e.下一段軸安裝軸承，以及考慮到軸承的潤滑，我們?nèi)≡摱蔚拈L度為 37mm。 （2）高速軸一的校核）高速軸一的校核 輸入軸上的功率 11 3.96,n1440 / minpkwr轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 1 26.263tn m 求作用在齒輪上的力和彎矩： 4 1 1 22 3.611 10 1250.6 49.45 tan1460.5 tan20455.19 t rt t fn d ffn 圓周力為，徑向力為。 t f r f 下圖是受力簡

36、圖： 下面計算力、。 1t f 2t f 2r f 1r f l1=139 l2=56 l3=195（具體尺寸見圖 f） 求垂直面的支反力：（受力簡圖如 b 圖所示） 2 1 12 56 455.19130.7 195 r r l f fn ll 21 455.19 130.7322.5 rrr fffn 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 d 所示） 3 2 2 322.5 56 1018.1 . arr mf ln m 3 1 1 130.7 139 1018.1 . arr mf ln m 求水平面的支承力：（受力簡圖如 a 圖所示） 2 1 12 56 1250.6359.1

37、4 195 tt l ffn ll 21 1250.6359.14891.45 ttt fffn 求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 c 所示） 3 1 1 359.14 139 1049.9 att mf ln m 3 2 2 891.45 56 1049.9 att mf ln m 彎矩圖如圖 e 所示。 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。 ar m at m 2222 18.249.952.3 aarat mmmn m 按照軸的彎扭合成強度條件校核軸的強度： 從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）0.6 22 () a e mmt 則計算得到的

38、軸的計算應力： 222 222 1 33 52.30.6 26.263 5.1470 0.10.1 0.046 ca mtmt mpampa wd （3）高速軸一的軸承壽命校核：）高速軸一的軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的 6 10 () 60 t h p cf lh n pf 作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的） ，我們可以知道軸一上受力最大的軸承所受到的 力為： 。 2222 max22 322.5891.45900.9 rrt fffn 工作機要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1 p f 故 max 1.1 900.9991 pr pffn 根據(jù) 1 軸高速

39、軸選軸承為 6205（2 系列）深溝球軸承可以查得其 cr=14kn。 則 因此所該軸承符合要求 66 3 101014 ()()6.7 6060 14400.991 h cr l np 年 因此在生產(chǎn)過程中需要每隔 6.7 年換一次高速軸一的軸承。 （4）高速軸一上的鍵的設計與校核）高速軸一上的鍵的設計與校核: 根據(jù)，裝鍵處的輪轂的長度為 l=40mm，查表可 11 20,26.263dmm tn m 以得到軸段上采用鍵=, 1 db h l 6 6 32 采用 a 型普通鍵: 3 1 24 26.263 10 33.655 0.5 6 (326) 20 t mpapmpa kld 故選用的

40、鍵符合要求。 .中間軸二的設計：中間軸二的設計： 我們選擇軸的材料為 40cr。其許用彎曲應力為。熱處理為調(diào) 1 70mpa 質(zhì)處理。 （1）中間軸二的結(jié)構(gòu)設計：）中間軸二的結(jié)構(gòu)設計： 圖三.中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖 1）.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從左向右）： a.由于我們在上面中間軸的最小軸徑我們?nèi)〔⑶椅覀冊诖溯S的 2min 24dmm 兩端裝軸承，軸承的內(nèi)徑最小為 20，并且為 5 的倍數(shù)，考慮到中間軸的受力較 大，并且受力較復雜，所以我們?nèi)〈硕屋S的直徑為 35mm。此時的軸和軸承有 較大的載荷余量和壽命余量。 b.下一段軸肩為非定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為 1.5mm（單側(cè)）

41、，故此段 軸的直徑為 38mm。 c.下一段軸要安裝軸齒輪，考慮到有配合關(guān)系的軸的直徑要滿足標準系列， 并且上一段的軸肩是非定位軸肩，我們?nèi)≈睆降脑隽繛?1mm（單側(cè)） 。故我們 此段的直徑取 40mm。 d.下段軸為定位軸肩，在這里我們?nèi)≥S肩的高度為 4mm(單側(cè))，所以該段 直徑為 48mm。 e.下一段我們安裝直徑為 40 的齒輪，此時我們?nèi)≡摱屋S的直徑為 40mm。 f.下一段軸肩為非定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為 1mm（單側(cè)） ，故此段軸 的直徑為 38mm。 g.考慮到中間軸的受力較大，并且受力較復雜，并且安裝軸承的要求，此 時的軸和軸承有較大的載荷余量和壽命余量。所以我們?nèi)〈硕屋S

42、的直徑為 35mm。 2)各段長度的確定： a.各段長度的確定從左到右分述如下： b.該段軸連接 6208（2 系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為 18mm，而且 甩油環(huán)的寬度為 13mm，并且軸套的長度為 12，還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以 我們?nèi)〈硕蔚拈L度為 345mm。 c.下一段要安裝齒輪，其工作要求長度為 b=74mm，考慮到此段的定位要求， 。我們?nèi)≡摱屋S的長度為 72mm d.下一段綜合考慮齒輪與軸的定位的穩(wěn)定以及可靠，我們?nèi)≥S肩的高度為 4mm，該段軸的長度為 10mm。 e.下一段段考慮齒輪的安裝和齒輪的定位，故取此段的長度為 59mm。 f.下一段軸連接 6208（2 系列）軸

43、承和甩油環(huán)，軸承的寬度為 19mm，而且 甩油環(huán)的寬度為 19mm，定距環(huán)的長度為 20 以及軸承蓋的長度，還考慮到軸承 端蓋上的螺釘?shù)娜菀撞鹦?，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L 度為 68mm。 （2） 中間軸二的強度校核中間軸二的強度校核 （1）輸入軸上的功率 11 3.74,n164.57 / minpkwr轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 1 217.03tn m （2）求作用在齒輪上的力 4 1 1 22 89.59 10 2434 74 tan2434tan20885.9 m nm t fn d ffn 1250.6 455.19 t r fn fn 圓周力為、，徑向力為、。 t f m f

44、 r f n f 下圖是受力簡圖： 下面計算力、。 1t f 2t f 2r f 1r f l1=70 l2=70.5 l3=56.5（具具體位置見圖 f） 求垂直面的支反力：（受力簡圖如 b 圖所示） 332 1 4 () 746.6 rn r l ff ll fn l 21 455.19885.9746.6594.4 rrnr ffffn 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 d 所示） 3 1 1 746.6 70 1052.2. arr mf ln m 13 2 3 594.4 56.5 1042.44. arr mf ln m 求水平面的支承力：（受力簡圖如 a 圖所示） 3

45、32 1 4 () 2051.4 tm t l ff ll fn l 21 2434 1250.62051.41633 tmtt ffffn 求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 c 所示） 3 1 1 2054.1 70 10143.6. att mf ln m 13 2 3 1633 56.5 1092.13 . att mf ln m 彎矩圖如圖 e 所示。 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。 ar m at m 2222 52.2143.6152.9 aarat mmmn m 按照軸的彎扭合成強度條件校核軸的強度： 又由于最危險截面在安裝齒輪處，通過一個12 8

46、40b h l 從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）0.6 22 () a e mmt 則計算得到的軸的計算應力： 22 22 32 2 2 132 () () 322 52.30.6 26.263 30.270 0.040.012 0.005 0.035 () 322 0.04 ca mtmt dbt dtw d mpampa （3）中間軸二的軸承壽命校核：）中間軸二的軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的 6 10 () 60 t h p cf lh n pf 作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的） ，我們可以知道軸二上受力最大的軸承所受到的 力為：

47、 。 222 max11 746.62051.42183 rrt fffn 工作機要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1 p f 故 max 1.1 21832407 pr pffn 根據(jù) 1 軸高速軸選軸承為 6207（2 系列）深溝球軸承可以查得其 cr=25。5kn。 則 因此所該軸承符合要求 66 3 101025.5 ()()10 6060 411.432.407 h cr l np 年 （4）中間軸二上的鍵的設計與校核）中間軸二上的鍵的設計與校核: 根據(jù)，裝鍵處的輪轂的長度為 l=46mm，查表可以 11 40,89.59dmm tn m 得到軸段上采用鍵=。 1 db h l

48、12 8 40 采用 a 型普通鍵: 3 1 24 89.59 10 4055 0.5 8 (40 12) 40 t mpapmpa kld 故選用的鍵符合要求。 .低速軸的三設計：低速軸的三設計： 我們選擇軸的材料為 40cr。其許用彎曲應力為。熱處理為調(diào) 1 70mpa 質(zhì)處理。 （1）低速軸三的結(jié)構(gòu)設計：）低速軸三的結(jié)構(gòu)設計： 圖四.低速軸的結(jié)構(gòu)簡圖 1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從右向左）： a.由于我們在上面中間軸的最小軸徑我們?nèi)〔⑶椅覀冊诖溯S的 2min 31dmm 一端裝軸承，另外一端裝一個鏈輪，鏈輪的直徑我們?nèi)∑渲睆綖?34mm，然后 下一段的有一個定位軸肩，

49、我們?nèi)《ㄎ惠S肩的高度為 3mm（單向） ，故下一段 軸的直徑為 40mm，在這一軸段上我們安裝軸承、軸承蓋、甩油環(huán)、定距環(huán)等 零件 b.下一段軸肩為定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為 3mm（單側(cè)） ，故此段軸 的直徑為 46mm。 c.下一段軸肩為定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為 5mm（單側(cè)） ，故此段軸的 直徑為 56mm。 d.下一段軸要安裝軸齒輪，考慮到有配合關(guān)系的軸的直徑要滿足標準系列， 并且上一段的軸肩是定位軸肩，我們?nèi)≈睆降脑隽繛?6mm（單側(cè)） 。故我們此 段的直徑取 48mm。 e.下段軸為非定位軸肩，在這里我們?nèi)≥S肩的高度為 4mm(單側(cè))，所以該 段直徑為 40mm。 2)各段長

50、度的確定： 各段長度的確定從左到右分述如下： a.該段軸連接 6208（2 系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為 17mm，而且 甩油環(huán)的寬度為 21mm，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度 為 32mm。 b.下一段安裝定位環(huán)，此時取此段的長度為 13mm。 c.下一段要安裝齒輪，其工作要求長度為 b=46mm，考慮到此段的定位要求， 。我們?nèi)≡摱屋S的長度為 44mm d.下一段綜合考慮齒輪與軸的定位的穩(wěn)定以及可靠，我們?nèi)≥S肩的高度為 4mm，該段軸的長度為 8mm。 e.下一段段考慮齒輪的安裝和齒輪的定位，在這里我們用套筒定位，股取 此段的長度為 87mm。 f.下一段軸連接 62

51、07（2 系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為 17mm，而且 甩油環(huán)的寬度為 21mm，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度 為 31mm。 （2） 低速軸三的強度校核低速軸三的強度校核 （1）輸入軸上的功率 11 3.86,n411.43 / minpkwr轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 1 89.59tn m （2）求作用在齒輪上的力 2434 3528 885.9 t n r fn fn fn 圓周力為，徑向力為，壓軸力為。 t f r f n f 下圖是受力簡圖： 下面計算力、。 1t f 2t f 2r f 1r f l1=70.5 l2=127.5 l3=113.5（具具體位置見圖 f） 求垂

52、直面的支反力：（受力簡圖如 b 圖所示） 23 1 12 1451.89 rn r l ff l fn ll 21 885.93528 1451.895865 rrnr ffffn 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 d 所示） 3 1 1 1451.89 70.5 10102.35 . arr mf ln m 13 2 3 3528 113.5 10400.4. arr mf ln m 求水平面的支承力：（受力簡圖如 a 圖所示） 2 1 12 1567 t t l f fn ll 21 2434 1567866 ttt fffn 求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 c 所示）

53、3 1 1 1567 70.5 10110.47. att mf ln m 3 2 2 866 127.5 10110.47. att mf ln m 彎矩圖如圖 e 所示。 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。 ar m at m 22 400.4 aarat mmmn m 按照軸的彎扭合成強度條件校核軸的強度： 又由于最危險截面在安裝齒輪處，通過一個12 8 63b h l 從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）0.6 22 () a e mmt 則計算得到的軸的計算應力： 22 22 32 22 132 () () 322 400.4(0.6 21

54、7.03) 44.5670 0.0480.012 0.005 0.0475 () 322 0.048 ca mtmt dbt dtw d mpampa （3）低速軸三的軸承壽命校核：）低速軸三的軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的 6 10 () 60 t h p cf lh n pf 作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的） ，我們可以知道軸三上受力最大的軸承所受到的 力為： 。 22 max22 5928 rrt fffn 工作機要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1 p f 故 max 1.1 59286521 pr pffn 根據(jù) 1 軸高速軸選軸承為 6207（2 系列）深溝球軸承可以查得其 cr=29.5kn。 則 因此所該軸承符合要求. 66 3 101029.5 (