機械設計課程設計說明書示例

1、精品資料推薦課程設計說明書課程名 稱:機械設計課程設計課程代碼:6003479題目:帶式運輸機的減速傳動裝置設計學生姓名:學號:年級/專業(yè)/班:10機電（3） -2學院（直屬系）:機械學院扌旨導教師:秦 小 嶼傳動方案的擬定對于本機器，初步選擇原動機為三相異步電動機，根據(jù)任務書要求，要求本機器承載速度 范圍大、傳動比恒定、外輪廓尺寸小、工作可靠、效率高、壽命長。根據(jù)參考書第7頁常見機械傳動的主要性能滿足圓柱齒輪的船東要求。對圓柱齒輪傳動， 為了使尺寸和重量更小，當減速比i >8時，建議采用二級以上的傳動方式。根據(jù)參考書第 7 頁常見機械傳動的主要性能，二級齒輪減速器傳動比范圍為：i=84

2、0，滿足要求。根據(jù)工作條件和原始數(shù)據(jù)可選擇展開二級圓柱齒輪傳動。因為此方案可靠、傳動效率高、 維護方便、環(huán)境適應性好，但是也有缺點，就是寬度過大。其中選用斜齒圓柱齒輪，因為斜齒 圓柱齒輪兼有傳動平穩(wěn)和成本低的特點， 同時選用展開式可以有效的減小橫向尺寸。 在沒有特 殊要求的情況下，一般采用減速器。為了便于裝配，齒輪減速器的機體采用沿齒輪軸線水平剖分的結構。綜上所述，傳動方案 總體布局如圖一所示：圖一1-電動機，2-彈性聯(lián)軸器，3-二級圓柱齒輪，4-高速級齒輪減速器，5-低速級 齒輪，6-剛性聯(lián)軸器，7-卷筒丫系列三相鼠 籠式異步電動 機電動機傳動裝 置的運動和動 力參數(shù)計算公 式及有關數(shù)據(jù) 皆

3、引自1第1220頁二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1、電動機類型和結構形式的選擇：由于直流電動機需要直流電源，結構較復雜，價格較高，維護比較不便，因此 選擇交流電動機。我國新設計的丫系列三相籠型異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動 機，其結構簡單、工作可靠、價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐 蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等，由 于起動性能較好，也適用于某些要求起動轉矩較高的機械，如壓縮機等。由于丫系列三相籠型異步電動機有如此多有優(yōu)點，且符合此減速器設計要求， 因此選擇丫系列三相鼠籠式異步電動機。2、選擇電動機容量：電動機的容量

4、主要根據(jù)電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。本次設計的運輸機是不變載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要所選電動機的額定功率Ped等于或稍大于所需的電動機工作功率Pd，即F>d Pd，電動機不會過熱，不必較驗發(fā)熱和起動力矩。（1）工作機所需功率Pw :工作機所需功率Pw可由工作機的工作阻力F,工作機卷筒的線速度V求得，即根據(jù)公式（2）:FvPwkW1000則：4450 x 0.851000二 3.78ku傳動裝置的總效率，應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積，即公式（5）:呢=1ii1 n2 n3%其中：i表示：滾動軸承效率，取0.96；2表示：齒輪傳動副的效率，取0.98（查參考書1第7頁表一常

5、見機械傳動的主要性能）；3表示：彈性連軸器的傳動效率，取 0.974表示：卷筒的效率，取0.995 取 0.96所以:Hb= 0.96-0.93*0.972 -0.992 -0.96 =059(2) 如圖一所示的帶式運輸機，其電動機所需的工作功率Pd根據(jù)公式有:Fd PwkW則有:3780.79pA = 4.79W3、確定電動機轉速n'd :卷筒工作轉速可根據(jù)如下公式計算：60 1000v nD即：11 =60 X 1000X0.85it X 490=33.15r /minn= 33,15r/min根據(jù)參考書1第7頁表一常見機械傳動的主要性能， V帶的傳動比范圍為 鳥 m級圓柱齒輪減速

6、器傳動比的范圍為二二 ZF，故電動機轉速的可選范圍 根據(jù)公式(6)有：ntj = t24)(84C) X 33.15 = 5弓lz5304r/min根據(jù)容量和轉速，查出有三種傳動比方案，如表一： 表一方案電動機型號額定功率p水w電動機轉速r / min同步轉速滿載轉速1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112m-2430002890綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比，可見第二方 案比較合適，因此選擇電動機型號為 丫112M-2，其主要性能如表二：型號額定功率kW滿載時啟動電流啟動轉矩最大轉矩轉速r/min

7、電流(380V 時)A效率功率因素額定電流額定轉矩額定轉矩Y112M-2428909.4840.776.52.22.2表二電動機型號為Y112M-2中心高外形尺寸L X (AC/2+AD )底腳安裝尺寸地肢螺栓孔直軸伸尺寸D裝鍵部位尺寸FHX HDA X B徑KX EX GD112400 X 670 X 265190X 1401228 X 608X 41Y112M-2電動機的外形和安裝尺寸如表三： 表三注：表中尺寸單位均為mm4、 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比傳動裝置的總傳動比in為選定的電動機滿載轉速nm和工作機主軸轉速n之比即公式（7）：nminn其中：nm :選定的電動機 丫112

8、M-2滿載轉速2890r/min ；n :卷筒工作主軸轉速，即告 33.15r/min ；則有：289033.1587.18V帶分配的傳動比io=3.8，爲一嗨；-*，很-展開式二級圓柱齒輪減速器，主要考慮滿足浸沒潤滑的要求，為使兩極大齒輪的直徑相近，由參考書17頁展開式曲線查得：h = 7.15 i2 = 31.13/A15 = 4.35in = 87.18ii = 7.15is = 4.355、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)按照由電動機軸到工作機運動傳遞路線推算。得各軸的運動和動力參數(shù) （1） 各軸轉速I軸根據(jù)公式（9）:m r/mini0式中：nm為電動機滿載轉速；io為電動機至一軸的傳

9、動比,因為中間由聯(lián)軸器連接，所以為2.8；代入數(shù)F亠2890:=1032.14r/min2.8 *II軸根據(jù)公式（10）:n土 r/ minih代入數(shù)據(jù)：n n£ 叫_廠144-.36r/iniii7 AB*III軸根據(jù)公式（11）:n3r /minii代入數(shù)據(jù)"北=33.19r/imn43Sr據(jù)則有:n± = W32AA=144.3 6r/mi:眄=33.19r/g = 33.19T/= 4,60kW卷筒軸:n4 叫/mini3式中：i3為III軸至卷筒軸的傳動比，因為它們之間直接由聯(lián)軸器連接，所以i3 1， 代入數(shù)據(jù)則有：n4 = 33.19r/min（2）各

10、軸輸入功率I軸根據(jù)公式（12）:R Pd| oikW式中：01為電動機至I軸的傳遞效率；則01 J 3 ；代入數(shù)據(jù)則有：廠 乜腫；兀 心kWII軸根據(jù)公式（13）：P2 p 12 kW式中：12為I軸至II軸的傳遞效率；則121 2代入數(shù)據(jù)則有：二 丨一 -： 一 -: kWIII軸根據(jù)公式（14）：P3巳| 23 kW式中：23為II軸至III軸的傳遞效率；則23 2代入數(shù)據(jù)則有-kW卷筒軸：P4 p 34kW式中：34為III軸至卷筒軸的傳遞效率；則 34 3代入數(shù)據(jù)則有.kW（3）各軸輸出功率I軸：p!：；廠：kW ；II軸：=Pi X 0.98 匸=4.37 X 0.99 =：冬2犬k

11、W ；III 軸：PaE = P3 X 0.9S :二 4.16 X 0.98 =£ 7蠱kW、i.ij 1 kW ；二-kW ；W。IIII軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.98，則有:（4）各軸輸入轉矩電動機主軸輸出轉矩Td根據(jù)公式（17）:Td 9550 旦 N|m nm '代入數(shù)據(jù)則有：Td= 15.83N(mTt = 42.55N)mTs = 289.18N)mN|mI山軸的輸入轉矩：I軸根據(jù)公式（18）:T1 Tio| 01 N）m代入數(shù)據(jù)則有：一_一： -:-5= NmII軸根據(jù)公式（19）：T2 Tij 12計訃2 Nm代入數(shù)據(jù)則有：一一 二二 上一：-

12、:-一：N|mIII 軸根據(jù)公式（20）:T3 Tzbl 23 T2|h| J 2 N|mT3 = 1195.81N)mT4 二1160.17Njm代入數(shù)據(jù)則有：- - - - - - - - N|m卷筒軸的輸入轉矩：T4 T3I 34 13)3 N|m代入數(shù)據(jù)則有：一 二一一 .：-N|m(5) 各軸的輸出轉矩I山軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘軸承效率0.98，則有:I 軸：_：-N|m ；II 軸：一 一 一 ：_: 一:-.:亠N|m ；III 軸：-. 一：二：一 -.:-. N|m。工作機的動力和運動參數(shù)整理如表四:表四軸名效率P kW轉矩T N|m轉速n r /min傳動比i效率輸入

13、輸出輸入輸出電機軸2.828902.80.9615.831032.14I軸4.604.5142.5541.671032.147.150.95II軸4.374.28289.18283.40144.364.350.95III軸4.164.081195.811171.9033.191.000.97卷筒軸4.031713.6636 工作機的阻力矩工作機的阻力矩可由工作機的工作效率公式和速度公式求得:根據(jù)工作機的效率公式(2):FW 也 kW1000又根據(jù)公式：FW - V kW1000再根據(jù)：v Dmm/s2推出:*- N|m齒輪的計算公 式及有關數(shù)據(jù) 和圖表皆引自2第 189 208頁三、傳動零件的

14、設計計算注：以下計算所查閱的表格、圖片均來自教材機械設計1.1)2)3)(一)高速級傳動零件的設計計算 選擇齒輪齒型、精度等級、材料及齒數(shù) 按圖一所示的傳動方案，選用硬齒面直齒圓柱齒輪 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 10095 88)材料選擇，根據(jù)表10 1選：大小齒輪材料均為40 Cr并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火, 硬度為48-55HRC4)齒輪材料：40 Cr并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火小齒輪50HRC大齒輪50HRC選小齒輪齒數(shù) 乙 24，大齒輪齒數(shù):2：亠二"取一 1722.按齒面接觸強度設計dit2.323冷2 mm由設計計算公式(109a)進行計算，即:Kt1.3L

15、=4.25 X1O4N代入數(shù)據(jù)則有4 = 1ZE 189.8由表10 7選取齒寬系數(shù)匸工MP1/21) 確定公式內(nèi)的各計算量(1) 試選載荷系數(shù)Kt 1.3(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩根據(jù)公式T1 95.5 105n1則大齒MP口 hjz = 550MP 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8 MP1/2 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限 叫宀一沆MP 輪的接觸疲勞極限也們丄-ZMP。(6) 齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N的計算公式(1013):N60njLh式中：n為齒輪的轉數(shù)，1032.14r/min ;j為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù);Lh為齒輪的工作壽命。

16、根據(jù)高速級齒輪傳動比：一二，代入數(shù)據(jù)則有：Nt = 60 X 1032.1 X 1 X(2 X 8 X 300 X 5) = 1.486 X 109= 1.486 X 109N3 = 2.079 X 1Khn1 0.95Khn2 0.971.486 X 109o- 3 079 * 10Khn2 0.97。由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni 0.95 ；取失效概率為1 %，接觸疲勞安全系數(shù)S 1，齒輪的接觸疲勞許用應力h按式(8)計算接觸疲勞許用應力式中：h Khn Hlim MPaSKhn為接觸疲勞壽叩系數(shù)；S為接觸疲勞強度安全系數(shù)；Hlim為齒輪的接觸疲勞極限。(1012)計算則大小齒

17、輪的接觸疲勞極限分別為:dp = 0.9S x 6(cjh2 = 5315MP二=46.365mmv = 2.50m/sb = 46J65m:in,二二 lS31mmaHa = W=0.95 X 690 = 570M?aaHz =陽臨嚴 玄=0,97x550 = 533.5MPa2) 計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值3,15嚴頭 7X5 i33.5/=46.365mm(2)計算圓周速度vndn-L60 X 1000n X 46.365 X 1032-1460 X 1000=2.50m/s(3)計算齒寬bb =申山= 1 X 46.365 = 4氐$65mni(4)計算齒寬

18、與齒高之比b/h模數(shù)=1.931mm齒高h= 22Smt = 225 X 1.931 = 4.35mm% = 46,36%35 = 1066(5)計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.59m/s,7級精度，由圖10 8查得動載荷系數(shù) 氐-=1.09.直齒輪，由表達103查得KhKf1由表10 2查得使用系數(shù)I：®.：化由表10 4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，訃-訂2由， 二 1A19,查圖 1013得：Krp = 135根據(jù)載荷系數(shù)公式：K 二 KAKvKHttKH3將數(shù)據(jù)代入后得K = IX 1.09 XIX 1.419 = 1.547(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得和分度圓直徑，根

19、據(jù)公式(10 10a): d1 d1t3 K / Kt mm將數(shù)據(jù)代入后得% = 1066亠一匕心KhKf1論：亍；KhP 二 1-419KFp = 1.35K = 1.547dL = 49.133mmm = 2.05mm4 = 4S.36S X(7) 計算模數(shù)m3. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式(10 5):2KTY cos2Y YSm d乙2Fmm氓 h =303.57MPa=238.86MPai)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)由圖10 20c查得小齒輪的彎曲強度極限- MPa ;大齒輪的彎曲強度極限-二 - MPa ；由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)二二 ''；(3

20、) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S 1.4，齒輪的彎曲疲勞許用應力h按式(1012)：f仏匡MPaSK = 1-472Y 12.592菲 22.167YS 11.596YS 21.813式中：Kfn為彎曲疲勞壽命系數(shù)；S為彎曲疲勞強度安全系數(shù)；FE為齒輪的彎曲疲勞極限。將數(shù)據(jù)代入公式，則大小齒輪的彎曲疲勞極限分別為：=303.57 MPa=238.86 MPa(4) 計算載荷系數(shù)K， 根據(jù)載荷系數(shù)公式：將數(shù)據(jù)代入后得K = IX 1.09 XIX 1.35 = 1.472(5) 查取齒形系數(shù)由表達10 5查得Yf !2.592，再根據(jù)大小齒輪的齒數(shù)進行線性插值，得m > 1砧m

21、mYf 2 2.167(6) 查取應力校正系數(shù)由表達10 5查得Ys i 1.596，再根據(jù)大小齒輪的齒數(shù)進行線性插值，得Ys 21.813計算大小齒輪的得并加以比較YF 1YS 1f12.592 1.596398.570.010397Yf 2Ys 2F 22.167 1.183416.290.00944Zi = 176大齒輪的數(shù)值大。2)設計計算X 0.01641 =對比計算結果，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) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面 接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可 取由彎曲強

22、度處出的模數(shù)1.55并就近圓整為標準值m 2 mm ,按接觸疲勞強度得的分度圓直徑- - - - ： mm處出小齒輪的齒數(shù):大齒輪齒數(shù)z2 = 25 X 7.15= 175.6這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒面彎曲疲勞強 度，并蒂蓮做到結構緊湊，避免浪費。4. 幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑g = 2S X 2 = 50mm= z2m = 176 x 2 = 352mm2）計算中心距：3）計算齒輪寬度b = f dd1 = 1 x 50 = 50mm?。?；，"?i ?：.：.：5. 驗算2Ta 2x4,256x1Ft = -ra= 17024NN/mm-It

23、f齒輪的計算公 式及有關數(shù)據(jù) 和圖表皆引自2第 189 208頁齒輪材料：40 Cr并經(jīng)調(diào)質(zhì) 及表面淬火小齒輪50HRC大齒輪50HRC34.048-V/mm 弋 ioory合適中心距a=201mm模數(shù)m=2齒數(shù)zT = 25 4 = 176分度圓直徑dt = 50mm= 352mm齒頂圓直徑dal = 54mm ,daS = 356tnm齒根圓直徑= 45mm .血=347mm齒寬bi = 55mm = SOmm6.主要設計計算結果Kt1.3Tj = 3.65 x 10s N-ZE 189.8MP1/2MP（二）低速級傳動零件的設計計算1選擇齒輪齒型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按圖一所示的傳動

24、方案，選用硬齒面直齒圓柱齒輪2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度3）材料選擇，根據(jù)表101選：大小齒輪材料均為40 Cr并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，硬度為 48-55HRC。4）選小齒輪齒數(shù)Z, 24，大齒輪齒數(shù)二 - 二亠?： ，取一 1052.按齒面接觸強度設計由設計計算公式（109a）進行計算，即：, c cc Kt Tiu 1r ZE 2 d1t 2.323 11() mm d u H 1)確定公式內(nèi)的各計算量(1) 試選載荷系數(shù)Kt 1.3(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩根據(jù)公式T2 95.5 105|生N(mm'E T代入數(shù)據(jù)則有=3.65 龍 1GSN mmMPKHN

25、1KHN2由表10 7選取齒寬系數(shù)遂-廠： 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8 MP1/2 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限-.亠:-MP ;貝9大齒輪的接觸疲勞極限二二一 MP。（6）齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N的計算公式（1013）:N 60njLh式中：n為齒輪的轉數(shù)，144.36 r /min ；j為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；Lh為齒輪的工作壽命。根據(jù)高速級齒輪傳動比匚，皿應，代入數(shù)據(jù)則有:Nl= 60 X 144.5 &冥 1 X(2X 8 X300X5) = 2.079 X 1Q3譏=5502,079 X 1:4J79X 10.950

26、.97=570MPa=5315MP97.335m2JD73 X 10s4.35= 4.779X107v = 0.74m/sb = 97.335mm.m, = 4.06mmk = 9.13mmh/h = 10.67 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni 0.95 ; Khn2 0.97。(8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,接觸疲勞安全系數(shù)S 1，齒輪的接觸疲勞許用應力h按式(1012)計算H也込MPaS式中：Khn為接觸疲勞壽命系數(shù)；S為接觸疲勞強度安全系數(shù)；Hlim為齒輪的接觸疲勞極限。則大小齒輪的接觸疲勞極限分別為：aHa =- 0 95 X 600 = 570M?aKhKf1

27、ka = i(2)計算圓周速度v60X 1000n X 97335 X 144.3660 X1000=0,74nL/saH3 =尺叱嚴 豈=0 97 xS50 = 533.5MPa2) 計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值(3)計算齒寬bb =申止= 1 X 46.737 = 97.335mm.(4) 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)：.一 一-一-m.c 屯24dL = 1C0.21mmb/h = 97133£y 13 = 10.67(5)計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.35m/s,7級精度，由圖10 8查得動載荷系數(shù)Kv = 1 ；直齒輪，由表達103查得Kh Kf 1由表

28、10 2查得使用系數(shù)一;(有輕微振動)；由表10 4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，心呂二1.419由1%=飛”，；'，查圖1013得：- 1和根據(jù)載荷系數(shù)公式：K 二 KAKvKHaKH3將數(shù)據(jù)代入后得K = 1X1X1X 1.419 = 1.41(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得和分度圓直徑，根據(jù)公式(10 10a):4 d1t3 K/£ mm將數(shù)據(jù)代入后得d1 = 97.335 X(7)計算模數(shù)mmmm = 4.10mmnPE1 = 500MPaMPaaPS2 = 380MPa= 0.88氓 h =303.57MPaI:叭 4 =238.86MPaK = 1.35

29、齒高二=:W =：二:二二3. 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式(10 5)：m3)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值22KTY cos2dJf Ys (f)mm(1)由圖1020c查得小齒輪的彎曲強度極限 環(huán), m；、MPa ；大齒輪的彎曲強度極限-二MPa ；(2) 由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 億"=;丘上；七”汀琲(3) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S 1.4，齒輪的彎曲疲勞許用應力h按式(1012)：Y 12.592菲 22.204YS 11.596YS 21.778FFE式中：Kfn為彎曲疲勞壽命系數(shù)；S為彎曲疲勞強度安全系數(shù)；FE為齒輪的彎曲疲勞極限。將數(shù)據(jù)代入

30、公式，則大小齒輪的彎曲疲勞極限分別為: 111-Kenj-r Qpw-, 0.3S X50MD-=303.57MPar -i Kpff-apE 0.38X330x. 一 =238.86MPa(6) 計算載荷系數(shù)K， 根據(jù)載荷系數(shù)公式：K 二 KAKvKPftKFp將數(shù)據(jù)代入后得K = IX 1 X IX 135 = 1.35(7) 查取齒形系數(shù)由表達10 5查得Yf 12.592，再根據(jù)大小齒輪的齒數(shù)進行線性插值，得Yf 22.204(8) 查取應力校正系數(shù)由表達10 5查得Ys !1.596，再根據(jù)大小齒輪的齒數(shù)進行線性插值，得Ys 21.778（9）計算大小齒輪的待并加以比較Yf iYs

31、ifi2.592 1.596420.7140.009833菲2艮2F 22.167 1.183429.5710.009124大齒輪的數(shù)值大。4）設計計算寸 1X34h一一二一一mm對比計算結果，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) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面 接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可 取由彎曲強度處出的模數(shù)1.53并就近圓整為標準值m 2 mm，（出處）按接觸疲勞強度得的分度圓直徑- =- mm處出小齒輪的齒數(shù)：97 ass八."二-丄取-；大齒輪齒數(shù)zfl = 49

32、M 生35 = 211.7= 212這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒面彎曲疲勞強 度，并蒂蓮做到結構緊湊，避免浪費。4. 幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑= z2m = 212 x 2 = 42+mm= Zjim = 50 x 2 = 100mm軸的計算公式 及有關數(shù)據(jù)和 圖表皆引自2 第355365頁2）計算中心距：叫 +酸 100-424.a 二-;二=262 mmth,洽=W.lfirara3）計算齒輪寬度b =中山 1= i 龍 100 = lOOnam取二二二二工5. 驗算聯(lián)軸器型號LH22Ta 2x4.04x 104 罠三亍=1702,4N亂1%.1K17W5

33、J r * r * 廠，N/mm34.048-V/mm 弋前。卻5測合適6. 主要設計計算結果選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)軸的最小直徑估算公式（15 2）:中心距a=262mm模數(shù)m=2齒數(shù)工i = 50 »% = 212分度圓直徑dt = 100mm 厲=424mm齒頂圓直徑d41 = 104mm fd-2 = 42Bmm齒根圓直徑dfl = 95mm 川住=419 mm齒寬It = lG5mm= 100mm（三）高速軸（I軸）的計算1.初步確定軸的最小直徑式中：P'為軸傳遞的功率，單位為2.94kW ;n軸的轉速，單位為320r/min ;根據(jù)表15 3,取Ao

34、112 ；將數(shù)據(jù)代入公式，則有：P.'2 94dmin Ao3112 3.23.46mmn, 320因鍵槽影響，故將軸徑增加4%5%,取既f, =25mm02 擬定軸上零件的裝配方案1)軸上零件的裝配方案如下圖：2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I II軸段右端需制出一軸肩，故取 II III段的直徑為29mm，大帶輪與軸配合的轂孔長度 l1 =45mm ,左端用M20 X24 螺母固定，為了保證軸螺母只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故 I II段的長度 應比L1略短一些，現(xiàn)取43mm。為了便于軸承的安裝，故III IV段的長度應略小于

35、軸承寬度，因此II III段的 長度為：In一in (15 20) t l2 B 3 2 mm式中：t為軸承端蓋凸緣厚度，根據(jù)查參考書1 P26表3計算得，t 9 mmI2根據(jù)參考書1 P41圖30,有I2c1 C2 (8 12)，式中各未知量可查參考書1 P26表3及P27表4計算得到，80mm。所以有：lII-IH 15+9+80-16-10+2=80 mm(2) 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向力的作用，故選用滾動軸承。參 照工作要求并根據(jù)dv 30 mm，查參考書由軸承產(chǎn)品目錄初步選取 0組游隙、標深溝球軸承6206準精度級的圓錐滾子軸承6206,其尺寸為30 X 62X16,故d

36、v dvi-vii 30 m m；而山 23 B 11+9+16=36mm (式中2、3可由參考書2 P?6表3算出)。左滾動軸承由軸肩定位，由查參考書1 P21查得軸肩的W V直徑為 37mm。 右軸承由擋油板定位，所以軸直徑不變。(3) 高速級小齒輪的齒根圓直徑公式：df mn (Z / cos2ha 2C )標準齒形，ha*1，C* 0.25;將數(shù)據(jù)代入公式則有：df1 37. 75mm因為-v 37 mm，所以將此軸做成齒輪軸，齒寬 50mm。所以lv帀50 mm。參見參考書1P41圖 30可看出IV V段的長度：Iiv-v32 B24 2.5 9+11+75+15.5-2.5=108

37、 mm，式中 B?為低速級小齒輪的齒寬，其余各值可由參考書1 %表3計算得到。至此已初步確定了軸的各段直徑和長度。3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接，按-乙；mm查參考書2 P117選項用普通平鍵A型：b h l 8X 7X 40 。半聯(lián)軸器比軸的配合為 H7/k6。滾動軸承與軸的 周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。4) 確定軸上圓角和全角根據(jù)參考書2表15 2,取軸左端倒角為C1,軸右端倒角為C1.2各軸肩處的圓 角見(圖二)。M aVF2V l2548NMM a VF1V l1143NM(5)繪制水平面彎矩圖MahF 2h l2428NMMah

38、F1h l11169NM(6)繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖MaFFa l3571NM(7)求合成彎矩圖:di. = 37.38ramMa1748NM(8)求危險截面當量彎矩:從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù)0.6)Me ,M2( T)21789NM(9)計算危險截面處軸的直徑因為材料選擇45調(diào)質(zhì)，查得b 650MPa， 1b 60MPa則:3. 軸的校核:1彎扭強度校核(1) 求垂直面的支承反力：FV1 1370N,FV25246N(2) 求水平面的支承反力：FH1 4099N,FH2 11899N求F在支點產(chǎn)生的反力：F1F 4830N(4) 繪制垂直面彎矩圖考慮最不利的情況

39、，把M aF與.M av2MaH2直接相加Ma MaF . Mav2 M rh' 1266NM因為d 70 66.8mm，所以該軸是安全的2扭轉強度校核T T已知一3，查得 40MPaW 02d3635 1030.2 4042.9mm滿足要求。3扭轉剛度校核已知32TIG d4d冒32 635 103 6008 104 180A40.84mm滿足要求（四）中速軸（II軸）的計算1. 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)軸的最小直徑估算公式（152）:dmin式中：P'為軸傳遞的功率，單位為kW （查表四）； n軸的轉速，單位為r/min （查表四）;根據(jù)表1

40、5 3,取Ac 112 ；將數(shù)據(jù)代入公式，則有:d min41.24mmA03 P 112 3 2.795inI 56軸的最小直徑是與軸承相聯(lián)接，同時初步估計軸的受載較大，故取dI-H 45 mm ；2. 擬定軸上零件的裝配方案1）軸上零件的裝配方案如下圖：圖四:.1.5) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 安裝齒輪處的軸段直徑及長度的確定由前面的計算可知，高速級的大齒輪的齒寬為45mm。為了便于軸承的拆卸和安裝，取IV V軸段的直徑略大于軸承處的直徑，現(xiàn)取小卜川52 mm;同理得div-v 52mm，輪轂寬L? (1.2 1.5)d 68 mm。為了便于齒輪的拆卸和安裝，IV

41、V軸段的長度取短2 mm，則liv-v 66 mm。高速級的大齒輪左端由軸肩定位，此處取軸肩高度為4mm,因此有dm-iV 60, IIIIV軸段的長度由I軸長度決定l|_|V =15mm。(2) 初步選擇滾動軸承，確定其所在段的直徑和長度。因軸承只承受徑向力的作用，故選用滾動軸承。參照工作要求并根據(jù) dkn 45mm,查參考書2 由軸承產(chǎn)品目錄初步選取0組游隙、標準精度級的深溝球軸承 6209 ，其尺寸為 d D B 45X 85X 19,故 dkII dV-VI 45mm ；左滾動軸承右端至左齒輪左端、右齒輪右端至右滾動軸承左端均由擋油板定位， 所以軸直徑不變。為了便于齒輪的拆卸和安裝I

42、II軸段的長度應略短，此處取2 mm， 則有：Ii-ii B 23 2 19+10+9-2=36mm ,同理，VVI軸段的長度也應略短，也取 2mm，Iv-vi B 23 2 19+10+9+2-0=36mm (式中 2、3可由參考書1 巳6表3算出）。（3）低速級小齒輪的齒根圓直徑公式：df mn （Z / cos2h； 2C*）標準齒形，ha*1，C* 0.25;將數(shù)據(jù)代入公式則有：df1 60.4mm因為d|_| 45 mm，所以將此軸段做成齒輪軸，齒寬 75mm。所以h川75mm。至此已初步確定了軸的各段直徑和長度。6）軸上零件的周向定位兩齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按dIV-V 5

43、2mm查參考書1片仃選項用普通平鍵A型：b h 16mm 10mm。按齒寬的大小，根據(jù)鍵長系列分別選擇I 55 mm ； 齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的， 此處選軸的直徑尺寸公差為m6。7）確定軸上圓角和全角根據(jù)參考書2表152,取軸左端與左端的倒角均取 C1.2，各軸肩處的圓角見 圖四所示。3. 求作用在齒輪上的力高速級大齒輪上的圓周力Ft1 '、徑向力Fr1'與高速級小齒輪上的圓周力Ft1、徑向力FM是作用力與反作用力的關系。其大小相等，方向相反。所以有：Ft1' 1833.7 N ;Fr1 ' 667.4 N。根

44、據(jù)直齒圓柱齒輪的受力分析，根據(jù)公式（103）: Ft 2Td1Fr Ft tan式中：T為小齒輪傳遞的轉矩，單位為4.256 Nmm ;d1為小齒輪的分度圓直徑，單位為 50mm ;為嚙合角，因式中是標準齒輪，所以200。根據(jù)上述公式可得低速級小齒輪上的圓周力Ft2與徑向力Fr2，將數(shù)據(jù)代入下列公式：2 X 4256 X1°* = 1702.4 N®50Fr2 = tan 20 = 1702.4 X tan20= = 619.6N得：n 。4. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構與裝配圖圖四，作出軸的計算簡圖圖五。對于深溝球軸承，軸承的支承點位置在其中點。因此作為簡支梁的軸的支承

45、跨距為L| L2 L358 8273 213 mm。1）垂直面內(nèi)受力分析計算軸承的支反力Fnvi Fnv2,如圖五b）圖所示，可列出力的平衡方程如下:FrU(LiF NV1L2)L2FnV2(Li L2L3) Fj|(L2L3)L3)將數(shù)據(jù)代入公式有:667.4 58 1609.4 (58 82) FNV2 (58 82 73) 01609.4 73 Fnv1 (58 82 73) 667.4 (82 73) 0計算得：Fnv1 66 N ； Fnv2 876 N。從而得出軸在垂直面所受的彎矩如圖所示：M BVFNVL1 N |mmM cvFnv21L3 N |mm將數(shù)據(jù)代入公式得：M BV

46、66 583828 NjmmM CV876 7363948 Njmm2) 水平面內(nèi)受力分析計算軸承的支反力FnhiFnh2,如圖五C)圖所示，可列出力的平衡方程如下:卄thL3)0L3) 0將數(shù)據(jù)代入公式有:1833.7 58 4421.7 (58 82) Fnh2 (58 82 73) 04421.7 73 Fnhi (58 82 73) 1833.7 (82 73) 0計算得：Fnh1 2849.8 N ； Fnh2 3405.6 N。從而得出軸在垂直面所受的彎矩如圖所示：M bhFnhL1 NmmM CH FNH L3 N |mm將數(shù)據(jù)代入公式得：Mbh 2849.8 58155288.

47、4 mmMch 3405.6 73248608.8 Nmm3) 軸所受的總彎矩如圖所示：M b2 Mbv2 M bh2 NmmM c2 M cv M ch N |mm將數(shù)據(jù)代入公式得：MB2 、,( 3828)2155288.42155335.8 NmmMC2 , ( 63948)2 248608.82256701.5 Nmm4) 軸所受的扭矩如圖所示：T2181290 Nmm從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C為危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的受力和受彎扭的情況列入下表：表六載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 2849.8 N ； Fnh2 3405.6 NFnv166 N ； F

48、nv 2876 N彎矩MMch 248608.8 N(mmMCV63948 N(mm總彎矩MC2 JMCV2 Mch2 J( 63948)2 248608.82 256701.5Nmm扭矩TT2181290 Nmm5. 校核軸的強度1）對于截面C,此處的軸較小且受較大的彎扭組合應力作用，應用彎扭合成應 力校核危險截面C;根據(jù)軸的彎扭合成條件為：ca1式中：ca為軸的計算應力，單位為MPa ；M為所受的彎矩，單位為Nmm ；T為所受的扭矩，單位為Nmm ；d3 bt(d t)23mm 32 2dW為軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm3 ；計算公式查表15 4得根據(jù)所選的鍵尺寸為b h l t 12 8

49、 70 5 mm4;代入32公式計算提得 W3" 12 52 (： 5)62957 mm3 ；1為對稱循環(huán)應力時軸的許用應力，單位為 MPa，其值查表15 1得160 MPa。根據(jù)上式取，取0.6，代入數(shù)據(jù)，得軸的計算應力為： 256701.52 (0.6 181290)2ca44.3 MPa6295.7比較得 ca 44.3MPa1 60MPa ;所以截面C安全。較驗結果，危險截面C安全，所以軸安全，其各段尺寸滿足要求（五）低速軸（III軸）的計算1.初步確定軸的最小直徑15 2):選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)軸的最小直徑估算公式（式中：P'為軸傳遞的功率，單位為k

50、W （查表四）；n軸的轉速，單位為r/ min （查表四）；根據(jù)表15 3,取A 120 ；將數(shù)據(jù)代入公式，則有:輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的直徑 di-n為了使所選的軸的直徑的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。根據(jù)后文可知，選用 LH 4 軸器；半聯(lián)軸器的孔徑取d160 mm，故取dj §0 mm ;半聯(lián)軸器mm，半聯(lián)軸器與軸孔徑配合的長度 L1107 mm。di-ii與聯(lián)軸器型彈性柱銷聯(lián)長度L 1422.擬定軸上零件的裝配方案1）軸上零件的裝配方案如下圖:圖六:2) 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)軸器的軸向定位要求，III軸段右端需制出一軸肩，故取IIIII段的直徑d|-m 65mm左端由軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D 66mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度142m