機械設(shè)計課程設(shè)計電子版說明書11222001

1、機械系統(tǒng)創(chuàng)新設(shè)計綜合實踐設(shè)計說明書姓 名： 白明霞 班 級： 測控1101 學(xué) 號： 11222001 指導(dǎo)教師： 常秋英 張志力 日 期： 2014.1.10 目錄0. 設(shè)計題目及要求1. 傳動裝置的總體設(shè)計1.1 傳動方案的確定1.2 電動機的選擇1.3 傳動比的計算及分配1.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)2.傳動件的設(shè)計計算2.1 V帶傳動的設(shè)計2.1.1確定計算功率2.1.2選擇V帶的帶型2.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速2.1.4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld2.1.5驗算小帶輪上的包角12.1.6確定帶的根數(shù)2.1.7計算單根 V帶的初拉力的最小值（F0）min2.1.8計算

2、壓軸力Fp2.1.9V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.2 斜齒輪傳動的設(shè)計2.2.1低速級齒輪2.2.2高速級齒輪3. 軸的設(shè)計計算3.1 高速軸的設(shè)計3.2低速軸的設(shè)計3.3中速軸的設(shè)計4.滾動軸承與鍵的校核及計算4.1 軸承壽命校核4.1.1高速軸軸承的校核4.1.2低速軸軸承的校核4.1.3中速軸軸承的校核4.2 鍵強度校核4.2.1V帶輪處的鍵4.2.2高速軸小齒輪處的鍵4.2.3中速軸大齒輪處的鍵4.2.4中速軸小齒輪處的鍵4.2.5低速軸大齒輪處的鍵4.2.6聯(lián)軸器周向定位的鍵5. 減速器附件的選擇和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1 減速器附件的選擇5.2箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計6. 經(jīng)濟性分析7. 設(shè)計心得8. 參

3、考文獻0.設(shè)計題目：帶式運輸機兩級閉式齒輪傳動裝置設(shè)計（一）設(shè)計要求（1）根據(jù)原始數(shù)據(jù) 設(shè)計用于帶式運輸機的傳動裝置。（2）連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，運輸帶速允許誤差為。（3）使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作。（二）原始技術(shù)數(shù)據(jù)同軸式二級圓柱齒輪減速器，見圖1。（1）運輸工作扭矩： T=1350Nm（2）運輸帶工作速度： v=1.6m/s（3）卷筒直徑： D=470mm（二）應(yīng)完成的任務(wù)（1）完成卷揚機總體方案設(shè)計和論證（至少提出兩種以上的方案），繪制總體設(shè)計原理方案圖。（2）完成主要傳動裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計，其中減速器的級別至少是二級。（3）完成減速器裝配圖1張（A0或A1）；零

4、件（建議低速軸、大齒輪工作圖2張（A3或A4）。（4）進行經(jīng)濟性分析。（5）編寫設(shè)計計算說明書1份。設(shè)計計算及說明結(jié)果1.傳動裝置的總體設(shè)計1.1傳動方案的確定如任務(wù)書上布置簡圖所示，傳動方案采用V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱，采用V帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即nw=60×1000VD=60×1000×1.6×470=65.02r/min1.2電動機的選擇1.2.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般

5、用途的Y160L-4系列三項異步電動機。1.2.2電動機容量（1）卷筒軸的輸出功率 Pw=Fv1000=2TDv1000=2×13500.470×1.61000=9.19kW（2）電動機輸出功率Pd 傳動裝置的總效率 =0122434V帶傳動效率 0=0.96圓柱齒輪傳動（7級）效率（兩對）1=0.97 圓錐滾子軸承傳動效率（四對） 2=0.99 彈性聯(lián)軸器傳動效率（一個）3=0.993輸送機滾筒效率 4=0.96則=0.96×0.972×0.994×0.993×0.96=0.827故=9.190.827=11.11kW(3)電動機額

6、定功率選取電動機額定功率Ped=15kW1.2.3電動機的轉(zhuǎn)速由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍，由表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd=nwi1i2=1040.3215604.8r/min根據(jù)電動機所需容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出一種使用的電動機型號，此種傳動比方案如下表：電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速傳動裝置傳動比Y160L415同步滿載總傳動比V帶減速器1500146022.452.52.9972.9971.3傳動比的計算及分配1.3.1傳動裝置總傳動比1.3.2分配各級傳動比： 式中，分別為帶傳動和減速器的傳動比。 取V帶傳動的傳動比i0=2.5，則

7、兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為 i1i2=ii0=22.452.5=8.98i1=i2=2.997所得i1、i2符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。1.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.4.1各軸轉(zhuǎn)速電機軸為0軸，減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。各軸轉(zhuǎn)速為電動機軸：n0=nm=1460r/min 軸： n=n0i0=14602.5=584r/min軸： n=ni1=5842.997=194.86r/min軸： n=ni2=194.862.997=65.02r/minIV軸： 卷筒軸： n卷筒=n=65.02r/min1.4.2各軸輸入功率電機軸：P

8、0=P ed=15kW軸: P=P00=15×0.96=14.4kW軸：P=P 12=14.4×0.99×0.97=13.83kW軸：P=P12= 13.83×0.99×0.97=13.28kW卷筒軸：P卷筒=P 13=13.28×0.99×0.993=13.06kW1.4.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)電動機輸出轉(zhuǎn)矩：T0=9550×Pednm=9550×151460=98.12Nm 軸輸入轉(zhuǎn)矩：T=9550×Pn=9550×14.4584=235.48Nm 軸輸入轉(zhuǎn)矩：T=9550

9、15;Pn=9550×13.83194.86=677.8Nm 軸輸入轉(zhuǎn)矩： T=9550×Pn=9550×13.2865.02=1950.54Nm卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩： T卷筒=9550×13.0665.02=1918.23Nm將計算結(jié)果匯總列表備用。軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率電機軸1598.1214602.50.96I軸14.4235.485842.9970.99×0.97II軸13.83677.8194.862.9970.99×0.97III軸13.281950.5465.0210.96卷筒軸13.061918.2365.022.傳動件

10、的設(shè)計計算2.1 V帶傳動設(shè)計計算設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)：已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率P=15kw、小帶輪轉(zhuǎn)速n1 =1460r/min、 大帶輪轉(zhuǎn)速n2=584r/min，傳動比i0=2.5。設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準(zhǔn)長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等。2.1.1確定計算功率由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查機械設(shè)計（V帶設(shè)計部分未作說明皆查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù)Pca=KAPed=1.2×15=18kW2.1.2選擇V帶的帶型 由Pca、n0由圖8-11選用B型。2.1.3

11、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1，由表87和89，取小帶輪的直徑 dd1=180mm（2）驗算帶速v =dd1n060×1000=×180×146060×1000=13.76m/s因為5m/s<<30m/s,故帶速合適（3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)式（8-15a）,計算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2 dd2=i0×dd1=2.5×180mm=450mm根據(jù)表8-8，初定dd2=450mm2.1.4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 (1)根據(jù)式（8-20），初定中心距a0 =900mm(2)由式8-22計算

12、帶所需的基準(zhǔn)長度 Ld02a0+2dd1+dd2+dd1-dd224a0=2×900+2180+450+(450-180)24×9002809.85由表8-2選基準(zhǔn)長度Ld=2870mm(3)按式8-23計算實際中心距aaa0+Ld-Ld12=900+2870-2809.852=930.08mmamin=a-0.015Ld=930.08-0.015×2870=887.03mmamax=a+0.03Ld=930.08+0.03×2870=1016.18mm中心距變化范圍為887.031016.18mm2.1.5驗算小帶輪上的包角1 11800-（dd2-d

13、d1）57.30a=1800-(450-180)57.30930.0816301200包角滿足條件2.1.6確定帶的根數(shù)（1）計算單根V帶的額定功率由dd1=180mm和n0=1460r/min,查表8-4得P0=4.40kW根據(jù)n0=1460r/min，i0=2.5和B型帶，查表8-5得P0=0.46kW查表8-6得K=0.95，由表8-2得KL=1.05，于是Pr=(P0+P0)KKL=4.85kW（2）計算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=184.85=3.7 取4根2.1.7計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.17kg/m,所以（F0）min=5

14、00×2.5-KPcaKz+q2=500×(2.5-0.95)×180.95×4×13.76+0.17×13.762N=298.98N應(yīng)使帶的實際初拉力F0>（F0）min2.1.8計算壓軸力Fp(Fp)min=2z（F0）minsin12=2×4×298.98×sin16302=235.57N2.1.9帶輪的設(shè)計結(jié)構(gòu)（1）帶輪的材料為:HT200（2）B帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. （3）結(jié)構(gòu)圖 （略）2.2斜齒輪傳動設(shè)計計算2.2.1低速級齒輪小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=T=677.8 Nmm,小齒輪轉(zhuǎn)速n1

15、=n=194.86r/min,傳動比i=i2=2.997(1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）由機械設(shè)計（斜齒輪設(shè)計部分未作說明皆查此書）表10-1選大小齒輪材料均為20CrMnTi，滲碳。小齒輪齒面硬度取62HRC，大齒輪齒面硬度取58HRC，芯部達300HBS。選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=iz171.928,取z2=73初選取螺旋角=140壓力角=200（2）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（10-17） mnt32KT1Y(cos)2dz12YFaYSaF 確定計算參數(shù)a.試選載荷系數(shù) 試選Kt

16、=1.6b.確定齒寬系數(shù) 小齒輪作懸臂布置，據(jù)表10-7選取𝝓d=0.5c.初選螺旋角=140d.計算斜齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=24cos3140=26.27， zv2=z2cos3=73cos3140=79.91e.確定齒形系數(shù)和應(yīng)力集中系數(shù)由表10-5得YFa1=2.592，YSa1=1.596，YFa2=2.22，YSa2=1.77。f.確定端面重合度由圖10-26得𝜺1=0.78，𝜺2=0.87，𝜺=𝜺1+𝜺2=1.65。g. 根據(jù)循環(huán)次數(shù)N=60njLh計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=6

17、0n1jLh=60×194.86×1×(2×8×300×10)=5.612×108N2=N1i1=5.612×1082.997=1.873×108h.由圖10-18得接觸疲勞壽命系數(shù)KFN1=KFN2=1i.計算彎曲許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.5,由教材圖10-20（d）得𝝈FN1=𝝈FN2=930MPa按對稱循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力為𝝈F1=𝝈F2=0.7×KFN1FN1SF=0.7×1×9301.5MPa=4

18、34MPaj.由彎曲強度計算齒輪的模數(shù)因YFa1YSa1>YFa2YSa2，𝝈F1=𝝈F2，將齒輪1的參數(shù)帶入設(shè)計公式中得mnt32KT1Y(cos)2dz12YFaYSaF=32×1.93×677.8×103×0.88×cos21400.5×242×1.65×0.00953mm=2.79mm取標(biāo)準(zhǔn)值mn=3mmm.計算小齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=24×3cos140=74.2mmn.計算齒輪的圓周速度=d1n160×1000=3.14×

19、;74.2×194.8660×1000=0.757m/so.計算齒寬 b=𝝓dd1=1×74.2mm=74.2mmp.計算齒寬與齒高比bh=b2.25mn=74.22.25×3=10.99q.計算載荷系數(shù)取使用系數(shù)KA=1，根據(jù)=0.757m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.02；由表10-4查得KH的值與直齒輪的相同，故KH=1.42由圖10-13查得KF=1.35；由表10-3查得KF=KH=1.4，故彎曲強度載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.02×1.4×1.35=1.93r.按實際

20、載荷系數(shù)校正模數(shù)mn=mnt3KKt=2.79×31.931.6mm=2.97mm可以得出前面取標(biāo)準(zhǔn)值mn=3mm合適。s.螺旋角的確定中心距 a=z1+z22mncos=24+732×3cos140mm=149.95mm，圓整中心距a=150mm后，螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(24+73)×32×150=14.070t.計算大小齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=24×3cos14.070=74.23mm，d2=z2mncos=73×3cos14.070=225.77mmu進行圓整并最終確定齒寬b=&

21、#120659;dd1=1×74.23mm=74.23mm，圓整后取B2=75mm，B1=80mm（3）校核齒面接觸強度確定接觸強度載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.02×1.4×1.42=2.03計算接觸強度許用應(yīng)力由圖1021（e）得𝝈Hlim1=𝝈 Hlim2=1500MPa，由圖10-19中曲線2得KHN1=0.90，KHN2=0.95取失效率為1%，安全系數(shù)SH=1.0。按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用接觸應(yīng)力𝝈H1=KHN1Hlim1SH=0.90×15001.0MPa=1350MPa&#

22、120648;H2=KHN2Hlim2SH=0.95×15001.0MPa=1425MPa許用接觸應(yīng)力𝝈H=H1+H22=1350+14252MPa=1387.5MPa確定彈性影響系數(shù)根據(jù)表10-6得ZE=189.8MPa確定區(qū)域載荷系數(shù)根據(jù)圖10-30得ZH=2.433校核接觸強度按齒面接觸疲勞強度公式𝝈H=ZEZH2KT1bd12u+1u，計算接觸強度𝝈H=ZEZH2KT1bd12u+1u=189.8×2.4332×2.03×677.8×10374.23×74.2322.997+12

23、.997=1377.5MPa<H滿足接觸強度，所選參數(shù)合適。2.2.2高速級齒輪小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=T=235.48 Nmm,小齒輪轉(zhuǎn)速n1=n=584r/min,傳動比i=i1=2.997（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪 輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）由機械設(shè)計（斜齒輪設(shè)計部分未作說明皆查此書）表10-1選小齒輪材料為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，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=i1z171.928,取z2=73初選取螺旋角=140壓力角=

24、200（2）按齒面接觸強度設(shè)計按式（10-21）試算，即d1t32KtT1du+1uZHZEH2 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a.試選Kt=1.6 b.由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433c.由圖10-26查得𝜺1=0.78，𝜺2=0.87，則𝜺=𝜺1+𝜺2=1.65d.由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。g.由式10-13計算應(yīng)

25、力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×584×1×(2×8×300×10)=1.682×109N2=N1i1=1.682×1092.997=5.612×108h.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.95。i.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得𝝈H1=KHN1lim1S=0.90×6001MPa=540MPa𝝈H2=KHN2lim2S=0.95×5501MPa=522.5MPa許用接觸應(yīng)力

26、𝝈H=H1+H22=540+522.52MPa=531.5MPa計算a.試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入𝝈H。 d1t32×1.6×235.48×1031×1.652.997+12.9972.433×189.8531.252mm=77.21mmb.計算圓周速度=d1tn160×1000=3.14×77.21×58460×1000m/s=2.36m/sc.計算齒寬b及模數(shù)mntb=𝝓dd1t=1×77.21mm=77.21mmmnt=d1tcosz1

27、=77.21×cos14024=3.12mmh=2.25mnt=2.25×3.12mm=7.02mmbh=77.217.02=10.99d.計算縱向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×24×tan140=1.903e.計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)=2.63m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.08；由表10-4查得KH=1.42；由圖10-13查得KF=1.35；由表10-3查得KF=KH=1.4，故彎曲強度載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.08×1.4×1.42=2.15

28、f.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=77.21×32.151.6mm=85.20mmg.計算模數(shù)mnmn=d1cosz1=85.20×cos14024=3.44(3)按齒根彎曲強度設(shè)計mn32KT1Y(cos)2dz12YFaYSaF 確定計算參數(shù)a. 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa，大齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa；b. 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88c. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得⼠

29、8;F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa𝝈F2=KFN2FE2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPad.計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.08×1.4×1.35=2.04e.根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88f.計算當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=24cos3140=26.27， zv2=z2cos3=73cos3140=79.91g.查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.592，YFa2=2.22h.查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查

30、得YSa1=1.596，YSa2=1.77i.計算大小齒輪的YFaYSaF并加以比較。 YFa1YSa1F1=2.592×1.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=1.77×2.22238.86=0.01645大齒輪的數(shù)值大。 設(shè)計計算mn32×2.04×235.48×103×0.88×cos21401×242×1.65×0.01645mm=2.4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)，故選mn=3 mm,已可滿足彎曲強度。但為了

31、同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強算得的分度圓直徑d1=85.20mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。Z1=d1cosmn=85.20×cos1403=27.56，取z1=28,則z2=iz1=2.997×28=83.92,取z2=85(4)幾何尺寸計算計算中心距a=z1+z22mncos=28+852×3cos140mm=174.69mm，將中心距圓整為175mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcosz1+z2mn2a=arcos28+85×32×175=14.40 ， 因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn

32、cos=28×3cos14.40=86.72mm，d2=z2mncos=85×3cos14.40=263.27mm 計算齒輪寬度b=𝝓dd1=1×86.72mm=86.72mm圓整后取B2=87mm，B1=92mm(5)強度校核齒面接觸疲勞強度校核𝝈H=ZEZH2KT1bd12u+1u=189.8×2.4332×2.15×235.48×10386.72×86.722×1.652.997+12.997=517.3MPa<H，滿足齒面接觸疲勞強度條件。 齒根彎曲疲勞強度校

33、核F1=2KT1YFa1YSa1Ydmn3z12=2×2.04×235.48×103×2.592×1.596×0.881×33×282×1.65=100.13MPa<FF2=2KT1YFa2YSa2Ydmn3z12=2×2.04×235.48×103×2.22×1.77×0.881×33×282×1.65=95.12MPa<F3.軸的設(shè)計計算3.1高速軸的設(shè)計（1）已知條件輸入軸上的功率P1=14.4kW

34、、轉(zhuǎn)速n1=584r/min、轉(zhuǎn)矩T1=235.48Nmm（2）求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪分度圓直徑 d1=86.72mm。Ft1=2T1d1=2×235.4886.72×10-3N=5430.81NFr1=Ft1tancos=5430.81×tan20°cos14.4°=2040.77NFa1=Ft1tan=5430.81×tan14.4°=1394.4N（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由機械設(shè)計表15-3，取A0=112，得dminA03P1n1=112×314.4584=32.

35、6mm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（如圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a.為滿足V帶輪的軸向定位要求，-軸段右端制出一軸肩，軸肩高度h=0.070.1d，故取-段的直徑d- =40mm。V帶輪與軸配合的長度L1=80mm，為保證軸端擋圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l-=75mm。b.初步選滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d- =40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30309。其尺寸為d×D×T=45×100

36、15;27.75mm，故d- =d-=45mm；而l-=25mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得：30309型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此套筒左端高度為4.5mm，故取d-=54mm。c.取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=50mm。齒輪左端與左軸承間采用軸套定位。已知齒輪輪轂寬度92mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段軸應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取l-=88mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=6mm，則軸環(huán)處直徑d-=62mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l-=10mm。d.軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承端

37、蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與V帶輪右端面間的距離l=30mm，故取l-=50mm。e.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=16mm，兩個圓柱齒輪之間的距離c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，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=8mm。已知滾動軸承寬度T=27.75mm，則l- =S+92-88+T=8+16+4+27.75=53.75mm至此，已初步確定軸的各段長度和直徑。 軸上零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。按d-=70mm，由機械設(shè)計表6-1查得平鍵截面b×h=16×10mm。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。同時為保

38、證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6。同樣，V帶輪與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mm×8mm×63mm，V帶輪與軸的配合為H7k6,滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表15-2，取軸左端倒角為1.2×45°，右端倒角為1.6×450。各軸肩處圓角半徑：處為R1.2，其余為R1.5。軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-7535與V帶輪鍵聯(lián)接配合-5040定位軸肩-53.7545與滾動軸承30309配合，套筒定位-8850與小齒輪鍵聯(lián)接配合-1

39、062定位軸環(huán)-27.7545與滾動軸承30309配合總長度304.5mm 求軸上載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取a的值。對于圓錐滾子軸承30309，由手冊中查得a=21.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2=74.25mm ，L3=59.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出，截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、MV、M值列于下表。由圖知：C是危險截面。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2415.95NFNH2=3014.86NFNV1=1359.9NFNV2=680.87N彎矩M

40、MH=179384.17NmmMV1=100972.575NmmMV2=40511.765Nmm總彎矩MM1=179384.172+100972.5752=205849.803 NmmM2=179384.172+40511.7652=183901.83 Nmm扭矩TT3=Ft1d12=235479.922Nmm按彎扭合成力校核軸的強度進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)式（15-5）及表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力ca=M12+(T1)2W=205849.8032+(0.6×235479.922)

41、20.1×503=19.97 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由機械設(shè)計表15-1查得-1=60 MPa。ca-1，故安全。精確校核軸的疲勞強度a. 判斷危險截面b. 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×453=9112.5mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2×453mm3=18225mm3截面左側(cè)的彎矩M=205849.803×74.25-4274.25Nmm=89409.51Nmm截面上的扭矩T=235479.922Nmm截面上的彎曲應(yīng)力b=MW=89409.519112.5=9.81MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T=TWT=235

42、479.92218225=12.92MPa軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表15-1查得B=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及查取。因按附表3-2查取。因rd=2.045=0.044，Dd=5045=1.11，經(jīng)插值后可查得=2.0，=1.33又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82，q=0.85，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為k=1+q-1=1+0.82×2.0-1=1.82k=1+q-1=1+0.85×1.33-1=1.28由附圖3-2得尺寸系數(shù)=0.74；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.85。軸

43、按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為K=k+1-1=1.820.74+10.92-1=2.55K=k+1-1=1.280.85+10.92-1=1.59又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）（15-8）則得：S=-1Ka+m=2752.55×9.81+0.1×0=10.99S=-1Ka+m=1551.59×12.922+0.05×12.922=14.63Sca=SS

44、S2+S2=10.99×14.6310.992+14.632=8.791.5故可知其安全c.截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×503mm3=12500mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2×503mm3=25000mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M=89409.51Nmmb=MW=89409.5112500MPa=7.15MPa扭矩T1及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T1=235479.922NmmT=TWT=235479.92225000=9.42MPa過盈配合處的k，有附表3-8用插值法求出，并取k=0.8k，于是得k=2.72，k=0.8×2.72=2.1

45、8軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：K=k+1-1=2.72+10.92-1=2.81K=k+1-1=2.18+10.92-1=2.27所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為：S=-1Ka+m=2752.81×7.15+0.1×0=13.87S=-1Ka+m=1552.27×9.422+0.05×9.422=6.14Sca=SSS2+S2=13.87×6.1413.872+6.142=5.611.5故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。本軸因無大的過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，高速軸的設(shè)計計算即告結(jié)

46、束。3.2低速軸的設(shè)計（1）已知條件輸入軸上的功率P3=13.28kW、轉(zhuǎn)速n3=65.02r/min、轉(zhuǎn)矩T1=1950.54Nmm（2）求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪分度圓直徑 d3=225.77mm。Ft3=2T3d3=2×1950.54225.77×10-3N=17279NFr3=Ft3tancos=17279×tan20°cos14.07°=6483.55NFa3=Ft3tan=17279×tan14.07°=4330.57N（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由機械設(shè)計表15-3，取A0=

47、112，得dminA03P3n3=112×313.2865.02=65.96mm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（如圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處的直徑d-。為使所選軸的直徑d-與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KAT3，查機械設(shè)計表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則Tca=KAT3=1.3×1950.54=2535.7Nm。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(biāo)準(zhǔn)5014-2003，選用LX5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150Nm。半聯(lián)軸器的孔

48、徑d3=70mm，故取d-=70mm，半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm。a.為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-段左端制出一軸肩，軸肩h=0.070.1d，故取-段直徑d- =80mm； 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為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-段長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l-=105mm。b.初步選滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d- =80mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30217。其尺寸為d×D×T=8

49、5×150×30.5mm。故d- =d-=85mm，l-=30.5mm。左端圓錐滾子軸承采用軸環(huán)進行定位，h=6mm，故取d-=97mm。，c.取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=90mm。齒輪右端與右軸承間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為75mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段軸應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取l-=71mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l-=10mm。d.軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l-=60mm。至此，已初步確定軸的各段長度和直徑。

50、 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。按d-=90mm，由機械設(shè)計表6-1查得平鍵截面b×h=25×14mm。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。同時為保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為20mm×12mm×90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6,滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表15-2，取軸右端倒角為2×45°，左端倒角為2.5×450各軸肩處的圓角半徑為

51、處R2，其余為R2.5軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-30.585與滾動軸承30217配合-1097軸環(huán)-7190與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-58.585與滾動軸承30217配合-6080與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-10570與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度335mm求軸上載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取a的值。對于圓錐滾子軸承30217，由手冊中查得a=29.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L1=48.1mm ，L2=62.1mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出，截面B是軸的危險截面。現(xiàn)將

52、計算出的截面B處的MH、MV、M值列于下表。由圖知：B是危險截面。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=9737.08NFNH2=7541.92NFNV1=-782.47NFNV2=7266.02N彎矩MMH=468353.55NmmMV1=-37636.81NmmMV2=451219.84Nmm總彎矩MM1=468353.552+(-37636.81)2=469863.36 NmmM2=468353.552+451219.842=650349.44 Nmm扭矩TT3=1950539.92Nmm按彎扭合成力校核軸的強度進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)式

53、（15-5）及表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力ca=M22+(T1)2W=650349.442+(0.6×1950539.92)20.1×903=18.37 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由機械設(shè)計表15-1查得-1=60 MPa。ca-1，故安全。3.3中速軸的設(shè)計（1）已知條件輸入軸上的功率P2=13.83kW、轉(zhuǎn)速n2=194.86r/min、轉(zhuǎn)矩T2=677.8Nmm（2）求作用在齒輪上的力已知高速級大齒輪分度圓直徑 d21=263.27mm。Ft21=2T2d21=2×677.8263.27&#

54、215;10-3N=5149.09NFr21=Ft21tan1cos1=5149.09×tan20°cos14.4°=1394.9NFa21=Ft21tan1=5149.09×tan14.4°=1322.06N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為d22=74.23mmFt22=2T2d22=2×677.8263.27×10-3N=18262.16NFr22=Ft22tan2cos1=18262.16×tan20°cos14.07°=6852.46NFa22=Ft21tan2=18262.16×

55、;tan14.07°=4576.97N（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由機械設(shè)計表15-3，取A0=112，得dminA03P2n2=112×313.83194.86=46.37mm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（如圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a.初步選滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d- =d-=50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310。其尺寸為d×D×T=50×110×29.25mm，

56、左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14mm，則l-=47.25mm。b.取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=60mm。齒輪左端與左軸承間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為87mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段軸應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取l-=83mm，則L-=47.25mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=7mm，則d-=74mm。-段為小齒輪，其輪轂寬度為80mm，故取l-=76mm，d-=60mm，考慮到與高、低速軸的配合，取l-=100mm至此，已初步確定軸的各段長度和直徑。 軸上零件的周向定位大小齒輪與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。按d-=60

57、mm，由機械設(shè)計表6-1查得平鍵截面b×h=18×11mm。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。按d-=60mm，由機械設(shè)計表6-1查得平鍵截面b×h=18×11mm。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。同時為保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6。同樣，滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表15-2，取軸左右端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R2。軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-47.2550與滾動軸承30310配合-8360與大齒輪以鍵聯(lián)接配合-10074定位周環(huán)-7660與小齒輪鍵連接配合-47.2550與滾動軸承30310配合總長度353.5mm求軸上載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取a的值