帶式運輸機傳動裝置的設計

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計機電 系（院）08數(shù)控 班設計者 _指導教師2010年6月9日（江西科技師范學院）機械課程設計課程設計任務書題目：帶式運輸機傳動裝置的設計1. 帶式運輸機工作原理2. 已知條件1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度35 C；2）使用折舊期；8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4）動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V ；5）運輸帶速度容許誤差：土 5% ；6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。參數(shù)運輸帶工作拉力F/KN1500運輸帶工作速度v/

2、(m/s)1.1卷筒直徑D/mm220注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經在F中考慮。4.傳動方案一、傳動裝置的總體設計、傳動件的設計計算三、減速器裝配草圖的設計四、軸的設計計算五、裝配草圖六、減速箱體的結構尺寸七、潤滑油的選擇八、轉配圖和零件圖附錄參考文獻一、傳動裝置的總體設計1 、傳動方案的確定在各個傳動方案中選擇 二級展開式圓柱齒輪減速器 ，其主要特點是： 傳動比一般為 840 ，用斜齒、直齒或人字齒，其中高速級一般用斜齒，低速級可做成直齒，結構簡單，應用廣泛；它是二級齒輪減速器中應用最廣泛的一種，齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度，高速級常用圓柱

3、斜齒輪，低速級可用直齒輪。高速級齒輪布置應遠離輸入端，這樣，軸的扭轉變形將能減小軸的彎曲變形引起的載荷沿齒寬發(fā)布不均現(xiàn)象。用于比較平穩(wěn)的場合。如下圖為其傳動方案簡圖：電礦7L2、電動機的選擇因為動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V ;所以選用常用的封閉式系列的交流電動機。dn w60 * 1000=1.聯(lián)-聯(lián)軸器的傳動效率（2個），齒-齒輪的傳動效率(2對），其中聯(lián)=0.99（兩對聯(lián)軸器的效率取相等）軸承123 =0.98 (123為減速器的3對軸承）卷筒=0.96 （卷筒的一對軸承）齒=0.97 （兩對齒輪的效率取相等）=n w=95.54r/min ( 1P 70 式5-7 )

4、nd =（ i1 i2 in ） nw因為二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般為840，故電動機轉速的可選范圍為：nm =n *（840）=（764.32 3821.6 ）r/min .1）電動機容量的選擇1）工作機所需功率Pw由題中條件查詢工作情況系數(shù)Ka（1P 187 表 7-3），查得 K A= 1.4設計方案的總效率n=n 1*n 2*n 3*n4*n5*n6nn本設計中的32總=聯(lián) 軸承123聯(lián)齒 卷筒32=0.99* 0.98 * 0.99* 0.97 * 0.96=0.832)電動機的輸出功率FVPw= kA*(2P 187 式 13-4 )1000卷筒Pd = Pw/ 總 (2P 1

5、87 式 13-1 )Pd = 1.988KW2 .電動機轉速的確定由v=1.1m/s求卷筒轉速 nw綜上所述，得出結論：符合這范圍的電動機同步轉速有1000、1500兩種，通過對總=0.83比選擇同步轉速為1000r/m in的較合適，故擬選用電動機類型為：Pd= 1.988 KW n w =95.54r/min低速軸III n3=n2 =95.54r/mini2Y112M-6 額定功率為2KW，滿載轉速為 nm=940r/min由(2Pi67表12-1 )查出電動機型號為 Y112M-6,其額定功率為3kW ,電動機額定功滿載轉速堵轉額定最大額定質量型號率/KWr/min轉矩轉矩轉矩轉矩/

6、KgY112M29402.052.0545-6滿載轉速940r/min ?；痉项}目所需的要求。三計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1 .計算總傳動比由電動機的滿載轉速 nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：、=nm/nw nw = 95.54 n m= 940r/min i =14.9742 .合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1 =( 1.4-1.5 ) i2。因為 i = 14.974，取 i = 15,估測選取i1=3.58i2=2.75速度偏差為0.5%，所以可行。3各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩轉速的計算(1 )電動機轉軸速度n

7、 0=940r/mi n高速 I n1= n=940r/min中間軸 IIn2=匕=262.57r/minioi 1卷筒n 4=95.54r/m in 。各軸功率其中d、i2依次為I、n軸，n、川 軸間的傳動比(2)各軸功率：高速IPi=P d n 01=1.988 x 0.990.98=1.9288kw ；中間軸IIPii=P in12= 1.9288x0.98x0.97=1.8335kw低速軸III傳動比15i1=3.58i2=2.75Piii=P II 耳23=1.8335 X0.98 X0.97 X0.96=1.6732kw;式中，Pd為電動機軸輸出的功率， kw ; Pi、Pii、P

8、ill為I、n、川軸的輸入功率；n 0i、ni2、n23依次為電動機軸與I軸，i、n軸，n、 川軸間的傳動效率。（3 ）各軸轉矩電動機轉軸Td = 9550 Pd/nm = 9550*1.988/940= 20.197N m ;高速ITi=T d n)1 ;各軸速度n 0=940r/minn 1=940r/minn2=262.57r/minn 3=95.54r/m inn 4=95.54r/m in電動機型號Y112M-6各軸功率P1= 1.9288KwP2=1.8335KwP3=1.6732Kw各軸轉矩Td = 20.197N mTi=19.595 N ?m中間軸IITii=T Iii ni

9、2 =19.595 X3.58 X0.98 X0.97=66.686Nm低速軸IIITm =T IIi2 n23 =66.686 X2.75 X0.98 X0.97 X0.96=167.354N m ;式中，Td為電動機軸的輸出轉矩，；Ti、Tii、Tm為i、n、m軸的項目電動機軸高速軸1中間軸II低速軸III轉速（r/min ）940940262.5795.54功率（kW）2.21.92881.83352.523轉矩（N m）219.59566.686167.354傳動比113.582.75輸入轉矩.二、傳動件的設計計算小齒輪傳遞的轉矩。由前一節(jié) 運動參數(shù)計算 己知Ti=19.595 Nm=

10、i.960104N mmTll=66.686 N m=6.669104NmmA高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比數(shù)1.9288KW940r/min3.5819.595 N mm1.41.選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr （調質），硬度為260HBS，大齒輪材料為45 鋼（調質），硬度為220HBS，二者材料硬度差為 40HBS。見附錄齒 輪常用材料及選擇原則2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z1 = 22，大齒輪齒數(shù) z2 = 79的；2 .按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。按1Pii4式7-5計

11、算，即3ZErdt A2.32* ,4 duC H3 .確定公式內的各計算數(shù)值1）T2=66.686 N?mT3=167.354 N ?m7級精度;z1 = 20z2 = 79(1 )試選 Kt = 1.41P 126(2) 由1P 118表7-8選取尺寬系數(shù)0 d = 1.05(3) 由1P 115表7-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze= 189.8Mpa由1P 122圖7-15b)2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1 = 700MPa ;大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa ;(4) 由1P 118式7-9計算應力循環(huán)次數(shù)(I軸上小齒輪)N1=60mjLh=60 X 94

12、0 X1 X(2 X8 X300 X8)=2.166 X109(II軸上大齒輪)N2=60X263 X1 X(2 X8X300 X8)=6.060X108N2此式中j為每轉一一 圈同一齒面的嚙 合次數(shù)。Lh為齒 輪的工作壽命，單 位小時(5) 由1P 126圖7-18查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1 = 0.95Zn2 = 0.99(6)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1 %，安全系數(shù) S= 1 , S由1Pi20表7-9的H 1 = K hn 1 oHlim 1 /S=0.95*700MPa=665Mpah 2 = K hn 2 oHlim 2/S=0.99*550MPa=545MPa由1P 11

13、8 式 7-8a 得2)計算(1 )試算小齒輪分度圓直徑d1tKt= 1.4d = 1.05N 1=2.166 X109N2=6.060 X108Zn1 = 0.95Zn2 = 0.99d1t 2.2334 21) 189.8 mm 36.143mm 1*3.58545(2)計算圓周速度V 12 =60 1000=3.14 X36.143 X940/(60X1000)=1.778m/s(3) 計算齒寬b及模數(shù)mS= 1h 1 = 665Mpaah 2= 545MPb1= 0d d 1t=1 X36.143mm=36.143mmmt1=也=36.143 =1.643mmz,22h 1=2.25m

14、 t1 =2.25 X1.643=3.697mm直=36購=9.78 h13.697(4)計算載荷系數(shù)K 由1Pm表7-3已知載荷平穩(wěn)，所以取Ka=1d it =36.143mmv =1.778m/sb=36.143mmm=1.643mmh=3.697mmb/h=9.78Ka=1根據(jù)v,7級精度，由1P 111圖7-8查得動載系數(shù)Kv仁1.07 ;由1P 112表7-4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時Khb的計算公式和直齒輪的相同，查得按接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)KhbKhbi =1.308 再根據(jù)齒寬與齒高之比-，查得按彎h曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)1P 113 表 7-5

15、查得 Kfb1=1.29由1P 118 表 7-5查得KHa1=K Fa1= 1。故：載荷系數(shù)K1=K A1Kv1 KHa1Kh 31=1 X1.07 x1 X1.308=1.399(5)按實際的KHB1=1.308KFB1=1.29Kh a=KH a=1.1K=1.399d1=36.143mmm=1.643數(shù)校正所得的分度圓直徑，3 d1= d,t. K / Kt由于試選的糸數(shù)與實際載荷糸數(shù)十分相近，不必校正.d 1= dit =36.143dd(6)計算模數(shù) mn mni=-=36.143/22=1.6434 .按齒根彎曲強度設計由1P 117 表 7-7YFaYsa1) 確定計算參數(shù)由1

16、P 123圖7-16查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE1 =268MP a大齒輪的彎曲疲勞強度極限b FE2=210MP a由1P 126圖7-19查表得彎曲疲勞壽命系數(shù)Yn1=0.90, Yn2=0.93,計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù) S=1.3 查1P143表7-13得0.90* 268十1= ( Yn1* 十1) /S=185.54Mpa1.3/、0.93*210(tF2=( Yn2* bF2) /S=150.23Mpa1.3(1 )計算載荷系數(shù)K11=KA11Kv11KFa11KF=1 X1.07 X1 X1.29=1.38(2 )查取應力校正系數(shù)由表1P116 表 7-7 查得 Y

17、sa1= 1.57 , Ysa2=1.77YFa1 =2.72 ,YFa2 =2.22Y Fa YSa計算大、小齒輪的并加以比較bFYn 1=0.90Yn2=0.93S=1.3刊=185.54MpaoF2 =150.23MpaK=1.38Ysa1=1.57Ysa2=1.77Ypai =2.72YFa2 =2.22丫Fa1丫Sai丫Fa2丫Sa2大齒輪的數(shù) 值大，所以取0.026162）設計計算m12KT YFaYsadZ2 F4Y 1.05* 222對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取m1 =2.0mm已可滿足齒根彎 曲疲勞強度。但為 了同時滿足接觸 疲

18、勞強度，需按前 面接觸疲勞強度 算得的分度圓直 徑d來計算應有0.02616YFa “Sa 1=0.0230YFa2YSa2=0.02616m=2.0的齒數(shù)。于是由d iZ1 mi =36.143/2=18.07取 Zi=19 ,貝U Z2= ii2Zi=19 X3.58 695.幾何尺寸計算1）計算中心距d 1 = Z1m 1 =19*2=38mmd2= Z2m 1 =69*2=138mmd1d2a12 ）材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr （調質），硬度為260HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220HBS，二者材料硬度差為 40HBS。= （38+138 ）/2=88mm

19、22）計算齒輪寬度b12dd1 =1.05 X38mm=39.9 mm。圓整后取 B2=40mm , B1=45mm3）由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2384519大齒輪21384069Z1=19Z2=69d1=38d2=138B低速齒的輪計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比小齒輪轉矩載荷系數(shù)1.8335K262.57r/mi2.7566.686N m1.4Wn1 選精度等級、材料及齒數(shù)a=883）試選小齒輪齒數(shù)z1 = 24 ,大齒輪齒數(shù)z2=61 的；2 按齒面接觸強度設計Bi =45mmB2=40mm因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算1 P ii4 式 7-5

20、 試算，即即d it22.233宀1匕-1）亙I d*U h3. 確定公式內的各計算數(shù)值（1 ） 試選2）精度等級選用7級精度;t = 1.4 1Pl26(2) 由1P118表7-8選取尺寬系數(shù)o d = 1.05(3) 由1P 115表7-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze= 189.8Mpa(4) 由1P122圖7-15d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限bHIim 1 = 700MPa ；大齒輪的解除疲勞強度極限b Hlim 2 =550MPa ;(5) 由1P118式7-9計算應力循環(huán)次數(shù)(II 車由上小齒輪)N 3=N 2 =6.060 X108(III 軸上大齒輪)N4=60 X96

21、 X1 X(2 X8 X300 X8)=2.212 X108此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Lh為齒輪的工作壽命，單位小時(6) 由1P126圖7-18查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN3 = 0.99 ;Zn4 = 1.06(7)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1 %，安全系數(shù)S= 1，由1P118式7-8a得6h3 = K HN3*(rHlim1 /S=0.99*700MPa=693Mpa6H4 = K HN4 *(rHlim2 /S=1.06*550MPa=583Mpa4.計算(8 )試算小齒輪分度圓直徑d1t41.4* 6.669* 104 *1* 2.75(2.75 1) 189.858

22、32mm53.091mm1)計算圓周速度V34d3tnII60 10004 X 53.091 X262.57/(60 X1000)=0.7295m/s2)計算齒寬b及模數(shù)mb3= 0 dd3t=1X53.091mm=53.091mmm t3=53.09122mmd3tZ3=2.413Zi= 22Z2= 616h 3=693Mpa6H4=583MpaKt = 1.4d = 1.05Ze= 189.8MpaoHlim 1 = 700MPaoHiim 2 = 550MPaN3=6.060 X108N4=2.212 X108Zn3 = 0.99Zn4 = 1.06d3t=53.091V =0.7295

23、m/34sb3=53.091mm mt3=2.413 mmb.-53.091=9.785.4293) 計算載荷系數(shù)K由1Piii表7-3已知載荷平穩(wěn)，所以取Ka=1根據(jù)v,7級精度，由由1Piii圖7-8查得動載系數(shù) Kv3=1.02 ;由iP ii2表7-4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時Khb的計算公式和直齒輪的相同，查得按接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)Khb KHB3=i.3i2再根據(jù)齒寬與齒高之比b，查得按彎曲強度計h算用的齒向載荷分布系數(shù)iPii3表7-5查得KFB3=i.3O由iP ii8 表 7-5 查得 KHa3=KFa3=i。故：載荷系數(shù) K3=KA3Kv3KHa3

24、KH B3=i Xi.02 Xi Xi.3i2=i.3384) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，d3=d3t3.k3 kt =53.09i*(i.338/i.4)i/3 =52.295mmd35) 計算模數(shù) m mn3=3 =52.295/22=2.377Z26) 按齒根彎曲強度設計。由1P117式7-74) m 3 2KT YFaYSa確定計算參數(shù) dZ2F由1P 123圖7-16查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE3=268MP a大齒輪的彎曲疲勞強度c FE4=210 MP a由1P 126圖7-19查表得彎曲疲勞壽命系數(shù)Yn3=0.93 , Yn4=0.98,計算彎曲疲勞許用應力取

25、安全系數(shù) S=1.3 查1Pi43表7-13得0.93* 268c(tF3= ( Yn3*(tF3) /S=191.72 MPa1.30.93* 210(1)計算載荷系數(shù)K31=K A31KV31KFa31KF B31 = 1X1.02 XiX1.30=1.321)查取應力 校正系數(shù)由1P 116 表7-7 查得Ysa3=1.57；Y sa4=1.73Y Fa3=2.72.YFa4=2.28(tF4=(Yn4* CF3) /S=158.31 MPa(tFE3=268MP a oFE4=210 MP aKa=1Kv3=1.02Khb3=1.312Yn3=0.93Yn4=0.98十3=191.72

26、MPa十4=158.31MPaK31=1.32Ysa3=1.57Y sa4=1.73YFa3=2.72K3=1.338d3=52.295mmm n3 =2.377YFa4=2.283)計算大、小齒輪的YFaYSa并 *加以比較YFa3Ysa3F 32.72*1.57/191.72=0.02227YFa4YSa4大齒輪地數(shù)值大，所以取 0.024925）設計計算m332KT YFaYsadZ2 F2*1.32* 6.669*104V1.05* 2220.0224922.05對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取 m3=2.5 mm已可滿足齒根彎曲疲勞強度。

27、但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按前面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d來計算應有的齒數(shù)。于是由Z3 =生=52.295/2.5=20.92m3取 Z3=21 ,則 Z4=Z 3i34=21 x2.7558。6.幾何尺寸計算1）計算中心距d 3=z 3m 3=21*2.5=52.5mmd4=z 4m 3=58*2.5=145mma34d3 d42(52.5145)/298.75mm2）計算齒輪寬度dd3=1.05 X52.5mm=55mm圓整后取 B4=55mm , B3=60mm。模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬3）由此設計有小齒輪2.552.5大齒輪2.5145三、減速器裝配草圖的設計YFa3Ysa3F

28、 30.02227丫Fa 4丫Sa4F 40.02492m3 =2.5 mmZ4=58d 3=52.5mmd4=145mma34= 98.75mmB4=55mmB3=60mm四、軸的設計計算A. |軸的設計及計算I軸的初步結構圖1. 求作用在齒輪上的力圓周十匚2壬力：Fti=di42 1.960 1038錯誤!未找到引用N =1031.58 N ；徑向力:Fr1 =Ft1tan a=1031.580.3640錯誤!未找到引用源。=375.46 N（圓柱直齒無軸向力）2. 初步確定軸 的最小直 徑，同時選用聯(lián)軸器I軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d 1-2。為了使所選的軸直徑 di-2與聯(lián)

29、軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號.考慮裝拆維護方便，而工作環(huán)境又為多塵選用滾子鏈聯(lián)軸器.聯(lián)軸器計算轉矩Tca=kA（取kA= 1.3）N m=26.256 N m WT聯(lián)軸器型號：GL1聯(lián)軸器 GB4323-2002 公稱轉距：40 N.m。 許用轉速為3600 r/min ,直徑取20 mm , L=38 mm，即I軸的最 小直徑為d1-2= 20 mm3. 軸的結構設計結構形式如下：（1 ）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=24 mm，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

30、，軸端擋圈同時取28 mm .1-2段的長度應比L1短一些，現(xiàn)2）初步選擇 滾動軸承。因 軸承并不受 軸向力的作 用，故選用深 溝球軸承。參 照工作要求 并根據(jù)d 2-3 =24 m m，由軸承 產品目錄中 初步選擇 o 基本游隙組、 標準精度級 的圓柱滾子 軸承N205E ，其 尺寸為d*D*B=25取 li-2=36 mm .mm *52 mm*i5 mm ,故d3-4= d 7-8= 25mm,齒輪的左端與左軸承之間采用軸肩來進行軸向定位，參考 B=15 所以 L3-4=15+ s=23 mm 。（取 s=8 mm） 由手冊查得 N205E 軸承的 da =30 mm ,所以取 d4-5

31、= d6 7=30 mm ,。3）由于齒輪直徑小，因此做成齒輪軸。所以軸段5-6的分度圓直徑 d5-6= 38mm。已知齒輪 Bi=45mm,故取 L5-6=45mm， N205E 軸承 B=15 mm，故取 L7-8= 15mm。4）軸承端蓋的總寬度為30 mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的 距離 l=20 mm，故取 L2-3 =40 mm 。齒輪與箱體需要一段距離，取該距離i5mm，考慮箱體鑄造誤差， 滾動軸承距箱體又有一段距離，取s=8 mm 故L6 7 23 mm .5）II軸上小齒輪齒寬 B3=60.（L4-5 大約要大于100）

32、（2）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，根據(jù) d1-2 =20 mm 選用平鍵為 b*h=6 X 6mm，鍵長 22mmm ，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m 6.（3）確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)手冊，取軸端倒角為2.0*45 0各軸肩處的圓角半徑1 mm .B、II軸的結構設計II軸的初步輪2上的力d22*66.96 Xi000/138 錯誤!未找到引 用源 。N =970.43N ；Fr2= Ft 2tana =353.21 N作用在齒輪3上的力2TFt3=- =2*66.96 X1000/

33、52.5 錯誤！未找到引用源。d3N =2540.57 N ;Fr3= Ft3 tana = 924.69 N，其中標準齒輪壓力角 a= 2002、初步計算軸的最小直徑先按扭轉強度取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)手冊，取 A0=112，于是得dmin 112 xj1.8335 錯誤！未找到引用源。=21.4 mm 。 262.571) 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。因軸承并不受軸向力的作用，徑向載荷較大故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步選擇0基本游隙組、標準精度級的圓柱滾子球軸N206E ,其尺寸為 d*D*B = 30mm*62mm*

34、16mm, 故 d 1-2= d 7-8 = 30mm. 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，根據(jù)選用的軸承 da =36 mm 因此取d2-3 =36 mm .為了使套筒與軸承壓緊，取L1 -2 = 16mm.(2) 由于左齒輪直徑小，因此做成齒輪軸，所以軸段3-4的分 度圓的直徑d3-4 =52.5 mm 此處為齒輪軸，不必對齒輪進行軸向 定位，差,滾動軸承 的位置距箱 體有一段距 離，取距離 s=8 mm , 故L2 3 =16+8=24 mm（3）取安裝 右齒輪處的 軸段6-7的 直徑d &7 =34 m m，齒輪的 左端與采用 軸肩進行軸 向定位。軸肩 高度又已知齒輪 B3=6o mm 故

35、取L3-4 =60 mm 。左齒輪與箱體距離適宜地初取為16mm ,同時考慮箱體鑄造誤ho.O7 d, 故取h=3,則 軸環(huán)的直徑 為 d5 6 =40；軸環(huán)的寬度 b=i.4 h,因此取L5 6 =5 mm .已知齒輪B2=4o mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于B2，故取 L6-7 =37 mm。（4 ）考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8 mm，已知齒輪距離箱體a2=i6 mm，滾動軸承寬度 B=16 mm貝U: L7-8 = S+ a2+B+（40-37）= 8+16+16+3=43mm取兩齒輪之間的距離c=20 mm，則L4-

36、5 = c-b =20-5=15 mm ,5-4 段保持與 2-3 段水平，故 d2-3 = d 4-5 =36 mm .至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。2）軸上零件定額周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。查手冊，根據(jù)輪轂處直徑d6-7=34 mm ,選用平鍵為 b*h=10 mm *8mm ,鍵長28mmm，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。3）確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)手冊，取軸端倒角為2.0*45 ,各軸肩處的圓角半徑為1 mm。1.求軸上的載荷總受力圖：Ki1.Fi-ihl水平受力圖MN1水平力矩圖LrS l-r-

37、3垂直受力圖MVi垂直力矩圖M IiTHTn【lim“合成力矩圖彎矩M h1=109480 N*mmmM H2 =56252 N*m總彎M1 =寸 M矩M2= JMh2扭矩TT2=666轉矩圖4、按彎扭合成應 力校核軸的強度 進行校核時，通常 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。取=0.6,作 為 簡 支 梁 的 軸 的 L164, Li =61.5 mm 丄2=70 mm 丄3=32.5 mm。如軸的初步結構簡圖顯示。根據(jù)以上計算簡圖可知截面 B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出W為軸的抗彎截 面系數(shù)截面C的W 為 0.1* d3則軸的計算應力：載水平面H垂直面V荷支反F

38、rbh=1780.17 N,FrBV=507.94 N ,力Frdh =1730.83 NFrdh =63.54 N的截面B處的Mh、M v及M的的值列于下表:caM12 aT2 2V W11384920.6 66686f0.1 383錯誤！未找到引用源。14.61MPaT2=66686N* mmc,iii軸的設計計算前已選定軸的材料為 45鋼，調質處理，查表得i=60MPa。因此ca29.08 mm，由設計手冊中初步選擇0基本游隙組、標準精度級的圓柱滾子軸承 N207E, 其尺寸為d*D*B=35mm*72mm*17mm, 故 d 2-3 =d 7-8 =35mm。左端滾動 軸承采用軸肩進行

39、軸向定位。由該滾動軸承da=47mm 而B=17mm,因此取 d3-4 =47mm, L7 8 =17mm 。(3) 取安裝齒輪處的軸段 5-6的直徑d5-6 =50mm，查前面的 計算已知齒輪B4=55 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此 軸段應略短于 B4,故取L5-6 =52mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,立即可算出h=3.5,則軸環(huán)處的直徑d4-5 =58 mm 為宜。軸環(huán)寬度 b=1.4 h,因此取 L4-5=12 mm。(4) 軸承端蓋的總寬度為25 mm。根據(jù)軸承端蓋的裝坼及便的距離l=30 mm ,又滾動軸承 寬度b=17 mm .故取L2-3 =72

40、mm。(5)右端滾動 軸承與齒輪 用軸套進行 軸向固定，查 手冊,此處軸肩2mm ,因此7 =39 mm.(6 )考慮II 軸與III軸的 配合關系，則 取L6-7=26 m于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面m, L3-4=85 mm軸器長度l=82 mm 。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。二、軸上零件定額周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端齒輪4按d5-6 =50 mm，由手冊查得平鍵尺寸b*h=i4 mm *9mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，鍵長為40 ,同時為了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H7/n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為 b*h=10mm*8mm ，鍵長63mm，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m6。三、確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)手冊，取軸端倒角為 2.0*45 ,各軸肩處的圓角半徑為1.0mm軸承的選擇計算一、I 軸：根據(jù)軸的結構設計，在其過程中己經初選了圓柱滾子軸承N205 EGB/T283-1994.現(xiàn)只需對其進行校核.1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2 :查手冊得 Cr = 27.5 KN、Cor = 26.8 KN .I軸上得小齒輪受到的力：Ftei =