設(shè)計(jì)帶式輸送帶傳動(dòng)裝置課程任務(wù)設(shè)計(jì)書

1、. . . . 課程任務(wù)設(shè)計(jì)書題 目： 設(shè)計(jì)帶式輸送帶傳動(dòng)裝置 專 業(yè)： 09機(jī)電一體化 姓 名：學(xué) 號(hào)： 07 一、 課程設(shè)計(jì)題目: 設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置二、 以知條件1)輸送帶工作拉力F= 4.8 （KN） 2)輸送帶工作速度V= 1.7（M/S）3)滾筒直徑D= 450 （MM）4)滾筒效率=0.96，（包括滾筒與軸承的效率損失）5)工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)6)使用折舊期：8年7)工作環(huán)境：室，灰塵較大，環(huán)境最高溫度38°8)動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓380/220V9)檢修間隔期；四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修10)制造條件與生產(chǎn)批量：一般機(jī)

2、械廠制造，小批量生產(chǎn)三、 設(shè)計(jì)工作量1、 減速器裝配圖1（A1）2、 設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份第一部分 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)一、電動(dòng)機(jī)的選擇 1、選擇電動(dòng)機(jī)的類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型 2、選擇電動(dòng)機(jī)的容量 由電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總效率為：（分別是彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動(dòng)、滾動(dòng)軸承、開式滾子鏈子傳動(dòng)、滾筒的效率）分別取=0.99、=0.97、=0.99、=0.92、所以工作機(jī)所需的有效功率為 電動(dòng)機(jī)所需功率為3、 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和型號(hào): 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查表16-1取電動(dòng)機(jī)的額定功率符為11kw，同步轉(zhuǎn)速為,查表16-1

3、、16-2選取Y160L-6,有關(guān)數(shù)據(jù)如下:型號(hào)額定功率/同步轉(zhuǎn)速)滿載轉(zhuǎn)速總傳比外伸軸徑軸外軸長(zhǎng)Y160L-611100097013.437421104、 總傳動(dòng)比 5、 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比由公式 求得、二、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 2、 計(jì)算各軸輸入功率3、 計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩 各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理與下軸號(hào)效率P(KW)轉(zhuǎn)矩T/(N.m)轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動(dòng)比i10.217100.069704.1799.812403.326232.1133.215 9.4221239.806 72.19619.2341215.067 72.196第二部分 傳動(dòng)零件的設(shè)

4、計(jì)計(jì)算一、高速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料與齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)表2-2知，選用7級(jí)精度（GB10095-88）3)材料選擇：表11-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（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。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)，取 5）初選螺旋角=142、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)表11-4進(jìn)行試算，即(1)確定公式的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) 2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)由表11-6選取齒寬系數(shù) 4)由表11-4查得材料的彈性影響系數(shù)

5、 5)由表11-1按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得:=9)由表11-4選取區(qū)域系數(shù)10)由圖10-26查得 則： (2）計(jì)算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值： = 2)計(jì)算圓周速度v 3)計(jì)算尺寬b 4)計(jì)算尺寬與齒高比b/h 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算縱向重合度 6)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8（機(jī)設(shè)書）查得動(dòng)載系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)因斜齒輪，假設(shè)。由表10-3查得 由表10-4插值查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布

6、置式 由b/h=10.53,查圖10-13得,故載荷系數(shù)7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得8)計(jì)算模數(shù)m3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-17）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(1) 確定公式各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù) 由表10-5查得 6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)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9)計(jì)算大、小齒輪

7、的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算： = 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.821mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有：小齒輪齒數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) 取 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4、 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為 135mm

8、（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、等不必修正（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計(jì)算齒輪寬度取 ， （5）驗(yàn)算，合適二、低速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料與齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表2-2知，選用7級(jí)精度（GB10095-88）3）材料選擇：由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)表11-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（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。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù) 5）初選螺旋角=142、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)表11-4進(jìn)行

9、試算，即（1）確定公式的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) 2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；6)由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得: 9)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 10)由圖10-26查得 則： （2）計(jì)算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值： = 2)計(jì)算圓周速度v 3)計(jì)算尺寬b 4)計(jì)算尺寬與齒高比b/h 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算縱向重合度 6)計(jì)算載

10、荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8（機(jī)設(shè)書）查得動(dòng)載系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)斜齒輪，假設(shè)由表10-3查得由表10-4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式 由b/h=10.56，查圖10-13得，故載荷系數(shù) 7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8)計(jì)算模數(shù)m3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-17）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(1)確定公式的各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù) 由表10-5查得 6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度

11、極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)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9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計(jì)計(jì)算： = 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.34mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來(lái)計(jì)算應(yīng)有齒數(shù)，于是有：小齒輪齒數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) 取 這樣設(shè)

12、計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4、幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距 將中心距圓整為97mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、等不必修正(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑(4)計(jì)算齒輪寬度 取 , (5)驗(yàn)算，合適第三部分 軸的設(shè)計(jì)一 高速軸的設(shè)計(jì)1、 選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，其重量無(wú)特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理.2、 初步計(jì)算軸的最小直徑 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計(jì)算公式： ，選用40Cr調(diào)質(zhì)鋼，查機(jī)設(shè)書P370表15-3，得在第一部分中已經(jīng)選

13、用的電機(jī)Y160L-6,D=42。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)p131，選用聯(lián)軸器HL3，故。 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）、各軸的直徑和長(zhǎng)度 1）、聯(lián)軸器采用軸肩定位，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸肩對(duì)半聯(lián)軸器的可靠定位，故選擇 2）、初步確定滾動(dòng)軸承8 因齒輪為斜齒輪則軸承受徑向力和軸向力作用，高速級(jí)轉(zhuǎn)速較高，載荷一般，故選用角接觸球軸承7007AC，故， 3）、當(dāng)直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，則相鄰直徑變化要大些，故， 4）、當(dāng)軸徑變化僅為了裝配方便或區(qū)別加工表面時(shí)，不承受軸向力也不固定軸上零件的，則相

14、鄰直徑變化較小，即 ：， （3）、軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，查機(jī)設(shè)書P106表6-1選用鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過(guò)度配合保證，選軸的直徑尺寸公差m6。（4）、確定軸向圓角和倒角尺寸 參照機(jī)設(shè)書P365表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑見(jiàn)軸的零件圖（5）、求軸上的載荷 小齒輪分度圓直徑 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a的值，對(duì)于7007AC型角接觸球軸承，由指導(dǎo)書P122頁(yè)查得a=20.1mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)

15、構(gòu)圖以與彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，計(jì)算該截面出的力與矩：載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩 （6）、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度，根據(jù)P373式（15-5）與表中數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力 其中 前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機(jī)設(shè)書P362表15-1，得：，因此，故安全。 (7)、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）、判斷危險(xiǎn)截面由軸的結(jié)構(gòu)圖以與受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面5因加工齒輪有尺寸變化，引起應(yīng)力集中，故該截面左側(cè)需校核驗(yàn)證2)、截面左側(cè) 抗彎截

16、面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)設(shè)書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)與按機(jī)設(shè)書P40附表3-2查取因 經(jīng)插入后得：又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 則： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式3-12與3-14b得綜合系數(shù)為：合金鋼的特性系數(shù) 取 取則可計(jì)算安全系數(shù) ， 故可知其安全（8）、軸承壽命的校核1)已知軸承的預(yù)計(jì)壽命 L=2×8×365×

17、;8=46720h 由所選軸承系列7007AC，查指導(dǎo)書P122表知額定動(dòng)載荷C=19.0KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為： 4)當(dāng)量動(dòng)載荷P因 由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：軸承1 軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則：5)驗(yàn)算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大小來(lái)驗(yàn)算，則：所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7007AC（9）、鍵的校核 聯(lián)軸器與軸：1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵的接

18、觸高度，由式6-1得：，所以合適二 中速軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料該軸同樣選取40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。2、初步計(jì)算軸的最小直徑根據(jù)表15-3，取，于是根據(jù)公式有 選定3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長(zhǎng)度 1)根據(jù)，選用角接觸球軸承7208AC，尺寸得mm，為了使齒輪3便于安裝，故取，軸承第三段起軸向定位作用，故，第四段裝齒輪2，直徑2)第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的齒寬略小所以，由指導(dǎo)書得 ， ，（3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)，查表6-1得第二段鍵的尺寸為，同理可

19、得第四段鍵的尺寸為，滾動(dòng)軸承與軸采用過(guò)度配合來(lái)保證，選用直徑尺寸公差m6 （4）軸上零件的軸向定位 軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與擋油環(huán)定位，齒輪采用擋油環(huán)與軸肩定位；（5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑為1mm （6）求軸上的載荷 1）求軸上的力 已知首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a的值，對(duì)于7208AC型角接觸球軸承，由指導(dǎo)書P123頁(yè)查得a=23mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以與彎矩圖可以看出兩齒輪中心截面受彎矩較大，分別計(jì)算兩截面處的力與矩：載荷水平面H垂直面V支持力F彎

20、矩M總彎矩扭矩 （6）、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度，根據(jù)機(jī)設(shè)書P373式（15-5）與表中數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力 其中前面已選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機(jī)設(shè)書P362表15-1，得：，因此，故安全。（7)、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）、判斷危險(xiǎn)截面由軸的結(jié)構(gòu)圖以與受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知兩齒輪中間軸肩處截面3和4因軸肩尺寸變化，引起應(yīng)力集中，又截面3受彎矩等大于截面4，故可只校核截面3左面：2)、截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩為： 截面

21、上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)設(shè)書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)與按機(jī)設(shè)書P40附表3-2查取因 經(jīng)插入后得：又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 則： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式3-12與3-14b得綜合系數(shù)為：合金鋼的特性系數(shù) 取 取則可計(jì)算安全系數(shù) 故可知其安全（8）、軸承壽命的校核1)已知軸承的預(yù)計(jì)壽命 L=2×8×365×8=46720h 由所選軸承系列7208AC，查指導(dǎo)書P123表知

22、額定動(dòng)載荷C=35.2KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為：其中 4)當(dāng)量動(dòng)載荷P因 由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：軸承1 軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取1.1，則：5)驗(yàn)算軸承壽命 因 ，所以按軸承1的受力大小來(lái)驗(yàn)算，則：所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7208AC（9）、鍵的校核小齒輪：1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵的接觸高度，由式6-1得：，所以合適大齒輪：1)選用鍵的系列 2)鍵

23、、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵的接觸高度，由式6-1得：，所以合適三 低速軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料該軸同樣選取40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。2、初步計(jì)算軸的最小直徑 根據(jù)表15-3，取，于是根據(jù)公式有 選定初選聯(lián)軸器HL4，初定軸的最小直徑3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長(zhǎng)度 1）聯(lián)軸器采用軸肩定位，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長(zhǎng)度為，為了保證半聯(lián)軸器軸向的可靠定位，故取 2）初步確定滾動(dòng)軸承 因軸承受徑向力和軸向力作用大，轉(zhuǎn)速較小，載荷大，故選用角接觸球軸承7212AC，故,為了便于

24、齒輪安裝，為了使齒輪有較好的軸向定位，取， 軸承，為了便于安裝，其他長(zhǎng)度由軸1和軸2的計(jì)算方法求得， 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位采用普通A型平鍵連接，根據(jù)選擇軸上的鍵為，半聯(lián)軸器的周向定位采用普通C型平鍵連接，根據(jù)選擇軸上鍵為，滾動(dòng)軸承與軸采用過(guò)度配合來(lái)保證，直徑公差m6； 4）軸上零件的軸向定位 軸承采用凸緣式端蓋和擋油環(huán)來(lái)定位，齒輪軸向定位則采用軸肩與擋油環(huán)定位 5）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角，各軸肩處圓角半徑為1mm。 （6）求軸上的載荷 1）求軸上的力 已知首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a的值，對(duì)于7212AC

25、型角接觸球軸承，由指導(dǎo)書P123頁(yè)查得a=30.8mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以與彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，分別計(jì)算兩截面處的力與矩：載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩 （6）按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度，根據(jù)機(jī)設(shè)書P373式（15-5）與表中數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力其中前面已選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機(jī)設(shè)書P362表15-1，得：，因此，故安全。（7）軸承壽命的計(jì)算 1)已知軸承的預(yù)計(jì)壽命 L=2×8×365×8=46720h 由所選軸承系列7212AC，查指導(dǎo)書P123表知額定動(dòng)載荷C=58.2KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為：4)當(dāng)量動(dòng)載荷P因