機械設計課程設計二級圓錐

1、設計計算及說明結(jié)果一、設計任務書1.1傳動方案示意圖1.2原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N)傳送帶速度V(m/s)滾筒直徑D( mr)25001.62801.3工作條件三班制，使用年限為10年，連續(xù)單向于運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸 鏈速度允許誤差為鏈速度的5%。1.4工作量1、傳動系統(tǒng)方案的分析；2、 電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算；3、 傳動零件的設計計算；4、 軸的設計計算；5、 軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核；6、 鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核；7、 減速器箱體，潤滑及附件的設計；8、 裝配圖和零件圖的設計；9、 設計小結(jié)；10、 參考文獻；二、傳動系統(tǒng)方案的分析傳動方案見圖

2、一，其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高， 適用在惡劣環(huán)境下長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。 其減速器的傳動比為 8-15，用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。三、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果設計計算及說明3.1電動機的選擇1、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電壓交流380V。2、電動機容量選擇：(1 )工作機所需功率 Pw=FV/10003F=2500NF-工作機阻力V=1.6m/sv-工作機線速度-3工作機效率可取 0.96(2)電動機輸出功率Pd考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為Pd = Pw/ aa

3、為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即a 1 2 3 4 5 =0.833=0.8331-滾動軸承傳動效率取0.992 -圓錐齒輪傳動效率取0.95-3圓柱齒輪傳動效率取0.97- 4聯(lián)軸器效率取0.995 -卷筒效率取0.96Pd=FV/1000 3 2500 巧仏。0.96 0.833 如Pd =5kw(3)確定電動機的額定功率Fed因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率P.d略大于Pd即可。所以可以暫定電動機的額Ped =5.5kw定功率為5.5KW。3、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速nw=60X 1000V/ n D=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/minnw=109.2由于

4、兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8-15，故電動機的轉(zhuǎn)速的可選r/min范圍為1 1九1 nd 2 =(8-15 ) nw =873.6 1638r/min?？梢娡睫D(zhuǎn)速為 1000r/mi n , 1500r/mi n 的電動機都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min , 1500r/min的兩種電動機進行比較，而轉(zhuǎn)速越高總傳動比越大傳動裝置的結(jié)構(gòu)會越大，成本越高。所以應綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格及總傳動比。i1=2.2i2 =4n =960nn =436.36 n IV n 皿=109.2r/minP =4.95 kwPII =4.65 kwPIII =4.47 k

5、wPIV =4.38 kw表2電動機方案比較表（指導書表19-1）電動機轉(zhuǎn)速（r/mi n ）萬案電動機型 號額定功率（kw）同步滿載電動機 質(zhì)量（kg）傳動裝置 總傳動比1Y132M2-65.51000960738.792Y132S-45.5150014404313.19由表中數(shù)據(jù)可知，方案1的總傳動比小，傳種裝置結(jié)構(gòu)尺寸小，因此可采用 選Y132M2-6 方案1，選定電動機型號為 Y132M2-6型電動機3.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1 、傳動裝置總傳動比i nm / nw =960/109.2=8.792、分配各級傳動比高速級為圓錐齒輪其傳動比應小些約i1 0.25，低速

6、級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取”=2.2i2 =43.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、 各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標號均已在圖中標出）n = n m/i0=960r/mi nnn = n / i 1 =960/202=436.36r/minn皿=g / i2 =436.36/4=109.2r/minn iv n 皿=109.2r/min2、各軸輸入功率PPedif =4.95kwPIPI1. 2=4.655kwPIIPII23=4.47kwPIV = PIII . n . n =4.38kw3、各軸轉(zhuǎn)矩TI 9550 PL=49.24N.m5小齒輪：40Cr （調(diào) 質(zhì)）280 HBS 大齒

7、輪：45鋼（調(diào) 質(zhì)）240 HBS7級精度TII9550PII=101.88N.mTIII9550PIIIn川=390.92N.mTIV9550PIVn、/=383.04N.M將計算結(jié)果匯總列表如下表3軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸高速級軸1中間軸II低速級軸III工作機軸IV轉(zhuǎn)速(r/mi n )960960436.36109.2109.2功率（kw）54.954.6554.474.382轉(zhuǎn)矩(N m)49.7649.24101.88390.92383.04傳動比12.24.01效率0.990.940.960.98四、傳動零件的設計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設計 （主要參照教材機械設計（第

8、八版）已知輸入功率為 R| =4.655kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=436.36r/min、齒數(shù)比為4。 工作壽命10年（設每年工作300天），三班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。1 、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88）（2） 材料選擇由機械設計（第八版）表10-1小齒輪材料為40Cr （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 度相差40HBS（3）選小齒輪齒數(shù)Z122 ,則大齒輪齒數(shù)Z2 4z188初選螺旋角14。2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設計計算設計計算及說明結(jié)果

9、3爭 tU 1 (ZHZE)2 du H r（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kti=i.6kt1 =1.62）查教材圖表（圖10-30 ）選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.435ZH =2.4353 ）查教材表110-6選取彈性影響系數(shù) ZE =189.8 MPa2ZE =189.84)查教材圖表(圖 10-26 )得 a1 =0.765 a2 =0.88 aa1a2=1.6455）由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)a=1.6459N1 =60 nJ g =60 x 436.36 x 1X( 3X 8 x 300 x 10) =1.885 x 10 hN2 =0.471X10 9hK1 =

10、0.96)查教材 10-19 圖得：K 1 =0.9 K2=0.95K 2 =0.957）查取齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 1 650MpaHim 2550MpaHlim 16508 ）由教材表10-7查得齒寬系數(shù)d=1MpaHlim 255059)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 丁1=95.5 x 10 x P2 / n2 =9550X4655/436.36=101.88N.mMpa10）齒輪的接觸疲勞強度極限： 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式(10-12 )d=1得：T=101.88N.mIZH 1= HN1 Hlim1=0.9 x 650=585 MPaSH 2 =KHN2 Hlim2

11、=0.95 x 550=522.5 MPaS許用接觸應力為HH(H1 H2)/2553.75MPa553.75 MPa（2）設計計算1）按式計算小齒輪分度圓直徑d1ti2KtT1 u 1(ZHZE)2YdU ( H)3d1t32 1.6 10.188 10452.435 189.8、255.67 mm=2）計算圓周速( )1 1.6454553.75擊囪 /d1t n1彳V=1.27m/里度 V1.27m/s60 10003 ）計算齒寬b及模數(shù)mnt結(jié)果b=d d1t =1.5567=55.67mmmnt =d1t cos乙55.67 cos14222.455mm4）計算齒寬與咼之比b齒高 h

12、= 2.25mnt =2.25 X 2.455=5.24 mmb = 55.67=10.62h. 5.245）計算縱向重合度=0.318 d 乙 tan 3 =0.318X1X22tan 14 =1.7446）計算載荷系數(shù)K系數(shù)KA=1,根據(jù)V=1.27m/s ,7級精度查圖表（圖10-8 ）得動載系數(shù)Kv=1.08查教材圖表（表10-3 ）得齒間載荷分布系數(shù)KHKF =1.4由教材圖表（表10-4 ）查得KH 1=1.420查教材圖表（圖10-13 ）得KF 1 =1.32所以載荷系數(shù)KKAKVKH KH =2.1477）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d13 -R2.147d dt 3

13、=55.6761.4mm Kt；. 1.68）計算模數(shù)mn1mn =d1 cos乙61.4 cos14222.7mmm nt =2.455b 山=10.62=1.744KHKF=1.4KH 1=1.420KF 1=1.32d1 =61.4mmmn1 =2.7 mm、按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 mn 2KT1Y cos2 YF YSdZ21 a（肯）設計（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)KKAKVKF KF =1.992）根據(jù)縱向重合度=1.744查教材圖表（圖10-28 ）查得螺旋影響系數(shù) Y =0.883）計算當量齒數(shù)ZV1 =24.08Zv1 Z1 cos=4.08

14、設計計算及說明ZV2 Z2 /cos388 /cos314 =96.334） 查取齒形系數(shù)查教材圖表（表 10-5）YF 1=2.6476 ，YF 2=2.187345） 查取應力校正系數(shù)查教材圖表（表 10-5）YS1=1.5808 ，YS 2 =1.786336） 查教材圖表（圖10-20C ）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=520MPa，大齒輪彎曲疲勞強度極限FE2 =400MPa。查教材圖表（圖10-18 ）取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 =0.85K FN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式KFN FE /口 F-NT得,KFN 1 FF 1小一廠0.8

15、5 520315.71KFN2 FF 2F2= S計算大、小齒輪的濟尺1F11.40.88 4001.4251.43結(jié)果Z V 2 =96.33YF 1 =2.6474YF 2=2.187YS 1=1.5808YS 2=1.7863K FN 1 =0.85K FN 2 =0.88FE1=315.7FE2 =251.4YF YS，并加以比較F2.6476 1.58080.01326315.71YF2FS2F 2251.43mn =2mm乙=302.18734 1.786330.01554大齒輪的數(shù)值大.選用.（2）設計計算1 ）計算模數(shù)3 -2 1.99 10.188 104 0.88 cos2

16、14 0.01554min -2mm 1.87mm1 221.645對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。 而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取叫=2mn但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=61.4 mm來計算應有的齒數(shù).a=(Z1 乙問=(30120)2 =155mm2 cos2 cos14(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos (Z Z)garccos(30 120) 2 14 35 3

17、32 155因值改變不多,故參數(shù) ，k , Zh等不必修正.(3)計算大.小齒輪的分度圓直徑_ zmn1cos30 2 -=62 mm cos14.5925(4)=Z2mn2 =cos120 2=248mmcos14.5925a=155mm=14 35 33 d1=62mmd 2 =248 mmB,67B262計算齒輪寬度B=d1 162mm 62mmB262B 671）齒頂圓直徑為66mm采用實心結(jié)構(gòu)八、屈in-7 7* *illMllMtKltKl詁片3S3S1 1IM JRlf fP PIIII卜V VVJTJT：r rijriiijrii結(jié)果61 4 cos142）計算齒數(shù) z 1=

18、6 .=29.78 取 z1=30 那么 z 2 =4X 30=120 Z2 =120mn設計計算及說明結(jié)果4、幾何尺寸計算（1）計算中心距（5）結(jié)構(gòu)設計小齒輪（齒輪大齒輪（齒輪 2）齒頂圓直徑為 252mm丄IMF - L3 5.刪創(chuàng)HiMininTHTHH W|-|*R圖二、斜齒圓柱齒輪設計計算及說明4.2直齒圓錐齒輪傳動設計 （主要參照教材機械設計（第八版）已知輸入功率為 R =4.95kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為 n =436.36r/mi n、齒數(shù)比為 2.2由電動機驅(qū)動。工作壽命 10年（設每年工作300天），三班制，帶式輸送,工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。1 、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1

19、）圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)（2）材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1小齒輪材料可選為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度相差40HBSZi25（3）選小齒輪齒數(shù) 乙 25,則大齒輪齒數(shù)Z2 2.2Z1 552、按齒面接觸疲勞強度設計Z255設計計算公式：3_d、2 92ZE 2Kd1t 尸 2.92 *2 FR(1 0.5 R) u（1）、確定公式內(nèi)的各計算值1）試選載荷系數(shù)kt1=1.8kti =1.82)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 TI=95.5 X 105 X R /山=49.2

20、4KN.Mm3）取齒寬系數(shù)R 0.35R0.354）查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlimi 650Mpa大齒輪的接觸疲勞極限Him 2 550Mpai5） 查表10-6選取彈性影響系數(shù) ZE =189.8 MPa 26） 由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N1=60nJ L, =60 X 960X 1 X( 3X 8X 300X 10=4.1472 X 109hN2=0.471 X 109 h7)查教材 10-19 圖得：K 1=0.89 K2=0.9KHN10.898）齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式（10-12 )K2 =0.9得：H1

21、 =H 1 = KHN1 Hlim1 =0.89 X 650=578.5 MPaS設計及設計說明578.5 MPa結(jié)果H2 = KHN2 H lim 2 =0.9 X 550=495 MPaS(2)設計計算H 2=495MPa1)試算小齒輪的分度圓直徑，帶入H中的較小值得2 ccc189.81.8 49200 Q03 1QR 99mmItJ亠 J 4950.35 12 . .0.5 0.352.2d1t =85.22mm2) 計算圓周速度vV*24 28m/s60 1000V=4.28m/s3)計算載荷系數(shù)系數(shù)KA=1,根據(jù)V=4.28m/s ,7級精度查圖表(圖10-8 )得動載糸數(shù)KV=1

22、.15查圖表(表10-3 )得齒間載荷分布系數(shù)KHKF =1根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得KHbBb1.25 的KH B KF 3=1.5X1.25=1.875得載荷系數(shù) KKAKVKH KH=2.156K=2.1564)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得|K cu CC |2.156 d 質(zhì)=8522 彳 1.890.5mm5) 計算模數(shù)Mm d190.503.62mmZ125Mt =3.62mm3、按齒根彎曲疲勞強度設計設計公式：3-m4KT1YFaYSaV R(1 0.5 只)2乙2存1F(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù)KKAKVKF KF=1X1.15

23、X1X1.875=2.159K=2.1592)計算當量齒數(shù)Zvi Zi=27.4/cos 1設計及設計說明結(jié)果Zv2Z2cos=133.523 ）由教材表10-5查得齒形系數(shù)YF i 2.562YF 22.1532應力校正系數(shù)YS 1 1.604 YS 21.81684）由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 520MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 400MPa5）由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN 1 =083 KFN2 =.856）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，得YF 12.562YF 22.1532YS 11.604YS 2 1.816

24、8FE 1520 MPaFE 2400MPaKFN1 =.83KFN2=0.85FK FN1 FE10.83 5201.4308.28MPaKFN 2 FF 20.85 4001.4242.86MPa7）計算大小齒輪的YFaFSa ,并加以比較FYFa1FSa1F12.562 1.604308.280.0133YFSa2F】22.15 1.8168242.860.0161072.668mmM=2.75mm大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設計計算(2)設計計算3 -4 2.156 49240 0.016107m J -2 -i=mm.0.351 0.5 0.35 252 2.221取 M=2.7

25、5mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接 觸疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.75mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分結(jié)果計算齒數(shù)z 1=d133m取 z1=33那么 z2=2.2 X 33=734、計算幾何尺寸(1)d1 = Z|m 2.75 33=90.75(2)d2=z2m 2.75 73=200.75(3)d1arccot=24. 32524 1 9 30d2(4)90165 40 30(5)d1d12

26、21109.65 mmz1=33z2=33d1=90.75d2 =200.75!24 19 30265 40 30R=109.65mm-I-Iiiii北%孑n na a%I I M M HlHlllllB B1 1mumu* *nnBTBT - -JiiJiiIMiUIst!st!1J J川1 1gjiigjiiJ J%w w1 1MiMin n UIIMBHl礙MMH H44bvbvfl1MtMOMtMO llll!度圓直徑d1 =90.50 mm來計算應有的齒數(shù)設計及設計說明(6)b R R =38.37 圓整取 B2 =36mm B1=41mmBt =41mm(7) 機構(gòu)設計B 2 =3

27、6mm 小錐齒輪(齒輪1)大端齒頂圓直徑為 95.76mm 采用實心結(jié)構(gòu)其零件圖如下大錐齒輪(齒輪2)大端齒頂圓直徑為 203mm采用腹板式結(jié)構(gòu)設計計算及說明五、軸的設計計算結(jié)果Ft=1315.35NFr=436.25NFa=197.19N圖三、直齒錐齒輪5.1輸入軸（I軸）的設計1、求輸入軸上的功率 PI、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩PI =4.95 kwn =960r/minTi =49.24N.M2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為dmi di（10.5 R）74.87mm則 Ft 2%打 2 492%4.87 1315.35NFr Ft.tan20 cos 1436.25NFF

28、t.tan20 sin 1 197.19N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖二所示廠N N 7 7 r r M MFlFl / /F-F丁口 1一-廣L、i-lM I117L LU丄丄丄丄穆M X/ 1圖四、輸入軸載荷圖3、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)），根據(jù)機械設計結(jié)果dmin Ao3 niPI 112319.35 mmnI輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TeaKAT 2杳機械設計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA 1.3，則Tea

29、 KAT2=i.3X49.24=64012N.Mm杳機械設計課程設計表14-4，選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m,而電動機軸的直徑為 38mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取d12 =30mm半聯(lián)軸器長度L=82mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm4、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖五）d12 =30mm1-LL -L2L2 -圖五、輸入軸軸上零件的裝配（2）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，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑d23 37 mm。左端用軸端擋圈定位，12段長度應適當小于 L所以取L12=58mm2）

30、 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d23 37mm，由機械設計課程設計表 13-1 中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308,其尺寸為d2337 mmL12=58mmd34 40mm（第八版）表15-3，取Ao 112，得設計計算及說明L34 =25.25mm結(jié)果d45 49mmd67 35mmL56 =24mm,d56 40mmL23 =50mmL67 61mmL45 98mmd D T 40mm 90mm 25.25mm所以 d34 40mm 而 L34 =25.25mm設計計算及說明這對軸承均采用軸肩進行

31、軸向定位，由機械設計課程設計表13-1查得30308型軸承的定位軸肩高度 da 49 mm，因此取d45 49mm3） 取安裝齒輪處的軸段67的直徑d67 35mm ；為使套筒可靠地壓緊軸承， 56段應略短于軸承寬度，故取 L 56 =24mm d56 40mm4）軸承端蓋的總寬度為 20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離I 30mm，取L23 =50mm5） 錐齒輪輪轂寬度為50mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取L67 61mm由于Lb 2La，故取 L45 98mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d67 35mm由

32、機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面b h 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工， 長為45mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7 ；同樣，半n 6聯(lián)軸器處平鍵截面為 b h l 10mm 8mm 50mm與軸的配合為 H 7 ；滾動k 6軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k5。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按 R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷（30308型的a=19.5mmo所以倆軸承間支點距離為109.5mm右軸承與齒輪間的距離為54.25mm。）（見圖四）載荷水平面H垂直面VFNH1

33、 651.65NFNV1 216.13N支反力FFNH2 1967NFNV2 652.38N彎矩MMH 71357.7N.mmMV171435.6N.mmMV27789.2N.mm總彎矩Mv|f7 1 357.72 7 1 435.62 =100970.1N.mm扭矩T =49.24N.M結(jié)果設計計算及說明6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表屮的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力為2 ( TI)2胡00970.12 (49240X0.6)2一 16 44Mpaca Xo1 U.+IVIUClW0.1 403前已選定軸的

34、材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設計（第八版）表15-1查得60MPa, ca1，故安全。5.2輸出軸（Ill軸）的設計1、求輸出軸上的功率P川、轉(zhuǎn)速n皿和轉(zhuǎn)矩TIIIM=2.0mmRII =4.47 kw n 皿=109.2r/minTIII =390.92N.M14 3533Ft=3152.58N2、求作用在齒輪上的力已知大斜齒輪的分度圓直徑為Fr=1185.69NFa=820.74Nd mz 248mm而Ft2丁厶 2 3909202483152.58NFr Ft.tan20 /cos 1185.69NFFt.ta n 820.74N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖六所示3、初步

35、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)），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取A0112，得d min 38.6mmdminA。、：112丫38.6mmYn 111V 109.2d1 2 40mm圖六、輸出軸的載荷圖Tea KAT =13 390.92=508.196N.M查機械設計課程設計表 14-4選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為 1250N.M半聯(lián)軸器的孔徑d1 40mm，所以取d1 2 40mm半聯(lián)軸器長度L=112mm半聯(lián)輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑di2 ,為了使所選的軸直徑 di2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩

36、Tea KAT，查機設計計算及說明f XL械設計（第八版）表114-1 ,7由于FNVI結(jié)果轉(zhuǎn)矩變化很小，故?。篕A二13丁則FNVgFNVgF科FrFrMah、一F*NrVfiF*NrVfi卜KVKVI I FNVFNV1 MHMV |rrTTlTniMV g軸器與軸配合的轂孔長度為84mm4、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖七）圖七、輸出軸軸上零件的裝配結(jié)果d2 3 47mm112 82mmd3 4 50mmd7 8 50mm134 29.25md4 5 60mm167 58mmd6 7 55mmd5 6 63mml5 6 8mm123 50mm17857.25mm145 8

37、6mm（2）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，1段軸左端需制出一軸肩，故取2-3段的設計計算及說明直徑d2 3 47mm, 1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Li 84mm，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1-2段的長度應比 L1略短些，現(xiàn)取I1 2 82mm。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d2 3 47mm，由機械設計課程設計表 13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310,其尺寸為d D T 50mm 110mm 29.

38、25mm， d3 4 d7 8 50mm，因而可以取|3 4 29.2mm右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程表13-1查得30310型軸承的定位軸肩高度 da 60mm，因此取d4 5 60mm3） 齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為62mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取|6 758mm齒輪的輪轂直徑取為 55mn所以d6 7 55mm齒輪的右端采用軸肩定位， 軸肩高 度h 0.07d，故取h 4mm，則軸環(huán)處的直徑為 d5 6 63mm。軸環(huán)寬度 b 1.4h，取 |5 6 8mm。4） 軸承端蓋的總寬度為 20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆

39、及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l 30mm故|2 3 50mm5） 齒輪距箱體內(nèi)比的距離為 a=16mm大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm在確定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm可求得l 7 8 57.25mm14 5 86mm（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d6 7由機械設計（第八結(jié)果caM 2 ( TIII)2 W版）表6-1查得平鍵截面b h 16mm 10mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 50mm同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為設計計算及說明H 7 ；同樣半聯(lián)軸器與軸的連

40、接，選用平鍵12mm 8mm 70mm，半聯(lián)軸器與n 6軸的配合為H 7，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的k 6尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按 R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖， 在確定支點時查得 30310型的支點距離 a=23mm所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L仁61.25mm, L2=131.25mm=做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面VFNH1 2149.49NFNV1 1337.1N支反力FFNH2 10

41、03.09NFNV2151.41N彎矩MMH 131655N.mmMv1 81897N .mmMv219872N.mm總彎矩M J1316552818972 =155050N.mm扭矩TTIII =390.92N.M6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取6，軸的計算應力J550502 (390920X0.6)23=16.9mpa0.1 553前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設計（第八版）表15-1查得1 60MPa, ca，故安全。7 、精確校核軸的疲勞強度(1)判斷危險截面設計計算及說明結(jié)果由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點處的應力最

42、大，從應力集中對軸的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應力集中最為嚴重，且影響程度相當。但是左截面不 受扭矩作用故不用校核。中點處雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的 直徑比較大，故也不要校核。其他截面顯然不要校核，鍵槽的應力集中系數(shù)比過 盈配合的小，因而該軸只需校核齒輪右端處的截面。(2)截面右側(cè)校核抗彎截面系數(shù)W 0.1d3 0.1 633 25004.7mm3抗扭截面系數(shù) Wt 0.2d30.2 63350009.4mm3截面右側(cè)彎矩M JMH2 MV2102.713N.m截面上的扭矩TIII =390.92N.M截面上的彎曲應力M 102713 皿 b4.11MPaW 25004

43、.7截面上的扭轉(zhuǎn)切應力T390920T7.82MPaWT 5000.94軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 b 640MPa1 275MPa1 155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計(第八版)附表3-2查取。因r 2 oo31，D 63 115，經(jīng)插值后查得d 63d 552.191.545又由機械設計(第八版)附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為q 0.82q 0.85故有效應力集中系數(shù)為k 1 q (1) 1 0.82 (2.111) 1.91k 1 q (1)1 0.85 (1.545 1)1.46由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)0.69，扭轉(zhuǎn)尺寸系

44、數(shù)0.83。軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92設計計算及說明結(jié)果軸未經(jīng)表面強化處理，即q 1，則綜合系數(shù)為lx k1 A 1.911, c ccK11 2.860.69 0.92 k 11.461,廠0.83 0.92又取碳鋼的特性系數(shù)為0.10.05計算安全系數(shù)Sca值1275S - - 23.4K am 2.86 4.11 0.1 0S -1一 -. J55-20.86K am 1.85 278 0.05 2782 2Sca - -LS23.4 20 15.57 S 1.5VS A2 S A2 V23.4A2 20.86A 2故可知安全。（3）截面左側(cè)抗彎

45、截面系數(shù)W 0.1d3 0.1 553 16637.5mm3抗扭截面系數(shù) Wt 0.2d30.2 55333275mm3截面右側(cè)彎矩M VMH2 MV2102.713N.m截面上的扭矩T川=390.92N.M截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力Mb _WTT -WT設計102713門6.17MPa 16637.539092011.75MPa33275十計算及說明結(jié)果過盈配合處取k_ _ k0.8 k3.14 則2.51故有效應力集中系數(shù)為Kk11 3.14 -11 3.23又取碳鋼的特性系數(shù)為Kk0.921 112.5110.922.6計算安全系數(shù)Sca值1275SKam 3.23 6.1713

46、.811559 96SKam“ c 廠 11.751.85 -20.05” ” r廠99611.752S S13.8 9.96QQ d RSaJsA2 SA 2 丁13.8八29.96A 2故可知安全。5.3中間軸（II軸）的設計1 、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TP 4.655 kwn =436.36r/mi nT=101.88N.M2 、求作用在齒輪上的力d mz 62mm已知小斜齒輪的分度圓直徑為14 3533dmz62 mm結(jié)果Fai Ftitan3286 tan 14 3533 855.6N已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑設計計算及說明Fti2T2d12 101880623286N

47、Fri Ftitan cos3286tan20cos14 3533”1236NFt1 3286.NFr1 1236NFa1 855.6Jdm2d2(1 (0.5 R) mtZ2(1 0.5 R) 2.75 73 (1 0.5 0.35) 165.6mm2T32 101.88Ft21230.4 Ndm20.1656Fr 2Ft2ta ncos 21230.4 tan 20cos65 4030184.5NFa2Ft2ta nsin 21230.4 tan 20sin 65 4030408NFr2及軸向力Fa1、Fa2的方向如圖八所示dm2 165.5imFt2 1230.4Fr2 184.5NFa

48、2 408N圓周力F、Ft2，徑向力Fn、rrNMFrtirtiF-t=F-t=MlIMim114-. - 1Ml1 9- - - -kk 2 尸軍-3 3 T T1 1圖八、中間軸受載荷圖先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取A 110，得d min4.655A。3 436.3624.21mm，中dmin 24.2H間計計算及說明結(jié)果d1 2 30mmd5 6 30mmd2 3 35mmd4 5 35mml2 3 38mmd3 4 43mm14 5 63mml1 2 53.75nr3 、初步確定軸的最小直徑L1 L2 -L3 圖九、中間

49、軸上零件的裝配（2）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。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d1 2 d5 624.21mm，由機械設計課程設計表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306,其尺寸為 d D T 30mm 72mm 20.75mm， d1 2 d5 6 30mm。這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設計課程設計表13.1查得30306型軸承的定位軸肩高度 37mm因此取套筒直徑 37mm2）取安裝齒輪的軸段 d2 3 d4 5 35mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪

50、輪轂長L 42mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取I2 3 38mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h 4mm，則軸環(huán)處的直徑為d3 4 43mm。3）已知圓柱直齒輪齒寬 B1 67mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取 14 5 63mm。4）齒輪距箱體內(nèi)比的距離為 a=16mm大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c-20mm在確定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離s-8mm則取11 2 53.75mm13 4 20mm 15 6 46.75mm（3）軸上的周向定位設計計算及說明13 4 20mml5 6 46.75ir結(jié)果圓錐

51、齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d2 3由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面b h 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工， 長為32mm同時為保H 7證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為m6 ；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d4 5由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截 面b h 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工， 長為50mm同時為保證齒輪與軸H 7配合有良好的對中性， 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為m6 ；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按 R1.6-R2適當選

52、取5 、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖， 在確定支點時查得 30310型的支點距離 a-15.3mm=所以軸承跨距分別為 L仁55.45mm, L2-74.5mn。L3-60.95mm做出彎矩 和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面VFNH1 1922.3NFNV1 52.19N支反力FFNH2 25940.58NFNV2 1103.69N彎矩MMH1106590N .mmMH2 158140N.mmMV12893N .mmMV2 30888N .mmMV3 40746N.mmMV4 67270N.mm總彎矩i122M

53、-171853N.mm扭矩TT -101.88N.mm結(jié)果F d1F d 2Fr12YFr22Y686.552 1.72072.42 1.7201.93N609.5N6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力為設計計算及說明一 M A2 ( T2)A2 . 171.85A 2 (0.6 101.88) A 2 ca42.54MPaW0.1 0.035 A 3前已選定軸的材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，由機械設計(第八版)表15-1查得1 7CMPa ca 1，故安全。六、軸承的校核6.1輸入軸滾動軸承計算

54、初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為 d D T 40mm 90mm 25.25mm，軸向力Fa 197.1N，e 0.35 ，Y=1.7，X=0.4載荷水平面H垂直面VFNH1 651.65NFNV1 216.13N支反力FFNH2 1967NFNV2 652.38N則Fn 686.55N,Fr22072.4N則Fa1Fd2 Fa 806.69NFa2 Fd2609.5 N則609.52072.40.294 e結(jié)果Fa1 806.69Fa2-1.17 e, Fri 686.55 -Fr2Pri XFri YFai 0.4 686.55 1.7 8

55、06.69 1646NPr2 Fr2 2072.4N設計計算及說明故合格。6.2中間軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為 0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306。軸向力 Fa 447.N，e 0.31 ，Y=1.9，X=0.4載荷水平面H垂直面VFNH1 1922.3NFNV1 52.19N支反力FFNH2 2594.58NFNV2 1103.69N則Fr11923N, Fr22819NFr 11923Fd1506 N則2Y2 1.9Fr22819Fd2742N2Y2 1.9則Fa1Fd 1506N?、JFa2F d 1Fa 953.6 N則Fa15060.263eF11923Fa

56、2953.60.338 eF r22819則PnFr11923NPr1 XFr2 YFa2 0.4 2819 1.9 953.6 2939NLh10A660nCr APr10A660 96090800 A102072.435.14 10A6h10A6h則,10A6 Cr10A659000 A 10 “ Lh -A- - A_0.84 10A6h Lh60n Pr60 436.3629393故合格。設計計算及說明結(jié)果6.3輸出軸軸滾動軸承計算載荷水平面H垂直面VFNH1 2149.49NFNV1 1337.1N支反力FFNH2 1003.09NFNV2151.41N則初步選擇的滾動軸承為0基本游

57、隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310.軸向力 Fa 82Q74N， e 0.35 ，Y=1.7，X=0.4Fr12531.43N, Fr21014.45NFr 12531.43F d1744.5N2Y2 1.7Fd2Fr21014.45298.4N2Y2 1.7Fa1Fd1744.5 NFa2Fd1Fa 1564.5 NF a1744.50.294e2531.431564.5Fr1Fa2F r21014.451.542 eFr1 2531.43NLh10A660n故合格。Pr1CrPrXFr2YFa2 0.4 1014.45 1.7 1564.5 3065.43N10A660 109.2130000 A1040.6 10A6h Lh3065.433七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1輸入軸鍵計算1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為 b h 1 8mm 7mm 50mm，接觸長度結(jié)果設計計算及說明1 50 8 42mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k0.5h 0.5 73.5mm。則鍵聯(lián)接的強度為：p 2T 103/kld 2 49.24 1 03/3.5 42 30 22.33m