垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

1、垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)目錄一、傳動(dòng)方案擬定3二、電動(dòng)機(jī)選擇4三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比6四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算7.五、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)8六齒輪設(shè)計(jì)一高速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)11二低速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)16七、軸的設(shè)計(jì)I 軸的設(shè)計(jì)21II 軸的設(shè)計(jì)25III 軸的設(shè)計(jì)30八鍵聯(lián)接的校核計(jì)算34九滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算36十減速器箱體的設(shè)計(jì)37第二組：垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置1. 設(shè)計(jì)條件：1) 機(jī)械功用:由料斗把散狀提升到一定高度.散狀物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2) 工作情況:單向工作,輕微振動(dòng);3) 運(yùn)動(dòng)要求:滾筒轉(zhuǎn)速誤差不超過(guò) 7%;4) 使用壽命:八年,每年 300 天,

2、每天 16 小時(shí)；5) 檢修周期:半年小修,二年大修;6) 生產(chǎn)廠型:中型機(jī)械制造廠；7) 生產(chǎn)批量:中批生產(chǎn)。2. 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4000N；滾筒圓周速 V=1.3m/s；滾筒直徑D=350mm；一、傳動(dòng)方案擬定為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總的傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬定傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速nw,即：V= *D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/( *D)=71 r/min選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 或 1500r/min 的電動(dòng)機(jī)作為 n=71r/min傳動(dòng)方案的原動(dòng)機(jī)，因此傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比約為 i=1421,根據(jù)傳動(dòng)比值可初步

3、擬定以二級(jí)傳動(dòng)為主的多種傳動(dòng)方案。根據(jù)所給的帶式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，可將減速器設(shè)計(jì)為二級(jí)展開(kāi)式減速器。二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇：根據(jù)工作條件和工作要求，先用一般用途的 Y（IP44） 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2、電動(dòng)機(jī)功率選擇：（1） 傳動(dòng)裝置的總功率：=× 3× 2××總帶軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.833(2) 電機(jī)所需的工作功率： PP/工作=W總=FV/（1000總）=4000×1.3/(1000×0.833)=6.243K

4、W(3) 電動(dòng)機(jī)的額定功率P工作根據(jù)工作功率可以查知Ped=7.5W=0.833總P=6.24KW工(4) 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速n電動(dòng)機(jī)計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：V= *D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/( *D)=71 r/min按手冊(cè) P7 表 1 推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)二級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍 I =36。取V 帶傳動(dòng)比 I =24，a1則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為 I =1896。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范a圍為n =I ×n=（1896）×71=127810224r/minda筒符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 3000 和 1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手

5、冊(cè)查出有二種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)：因此有二種傳動(dòng)比方案如下表：V=71 r/min方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速同滿步載質(zhì)量總傳動(dòng)比帶傳動(dòng)比高速級(jí)I低速級(jí)I1Y132S2-27.530297040.34.53.000008532Y132M-47.515148120.33.330040288綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見(jiàn)第 2 方案比較適合，則選n=1500r/min 。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選用傳動(dòng)比的要求，可選用 Y132M-4 型號(hào)電動(dòng)機(jī)。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速 1440r/min，最

6、在轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.3，質(zhì)量 81kg。三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i=n/n=1441/71=20.282總電動(dòng)筒2、分配各級(jí)傳動(dòng)比i=20.282總1） 據(jù)指導(dǎo)書(shū)，取帶傳動(dòng)比為 2，低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比為 3。2） i 總= i 帶×i 齒輪低×i 齒輪高i=i/i×i=20.282/(2×3)=3.38齒輪高總齒輪低帶ii=1.126>1.1齒輪高/齒輪低傳動(dòng)比分配合適。四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） nn 電機(jī)=1440r/min0=n = n /i=1440/2=720 r/minI 0帶n

7、 =n / i=720/3.38=213(r/min)II I齒輪高n=n /i=213/3=71(r/min)III II齒輪低2、 計(jì)算各軸的功率（KW）PP=7.5KW0=edP = P ×=7.5 0.96=7.2KWI 0帶P =P ××II I齒輪軸承=7.2×0.97×0.99=6.91416KWP=P ××III II軸承齒輪=6.91416×0.97×0.99=6.6397KW3、 計(jì)算各軸扭矩（N·mm）T =9.55×103P /n =9.55×103&

8、#215;7.5/1440000=49.74N·mT =9.55×103P /n =9.55×103×7.2/720I IIn =01440r/minn =720 r/minIn =213r/minIIn=71r/minIIIP=7.5KW0P =7.2KWIP =II6.9142KWP=6.64KWIII=95.5 N·mT =9.55×103P /nII IIII=9.55×103×6.91416/213=310 N·mT=9.55×103P/n=9.55×103×6.6

9、397/71III IIIIII=893.09 N·m電動(dòng)高速低速軸低速軸機(jī)軸1440軸720213717.57.26.916.6449.7495.5310893.09項(xiàng)目轉(zhuǎn)速（r/min） 功率（kw）T =49.7N·m0T =95.5N·mIT =310N·mIIT=893N·mIII轉(zhuǎn)矩（N·m） 傳動(dòng)比23.383五、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知：普通 V帶傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率P=7.5KW，轉(zhuǎn)速N =1440r/min，傳動(dòng)比為i=2，每天工作 16 小時(shí)01. 確定計(jì)算功率 PP=CA查表 8-7 可知工作情況系數(shù)K =1.3ACA

10、9.75KWP=K P=1.3×7.5=9.75KWCAA2. 選擇普通 V 帶截型根據(jù)P和N由圖 8-10 可知應(yīng)選取A 型帶CA03. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速d=125mmd11） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由表 8-6 和 8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d=125mmd12） 驗(yàn)算帶速V=9.42m/sV=（×dd1×N ）/（60×1000）=9.42m/s0因?yàn)?5m/s<V<30m/s,幫帶速合適。3） 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2d=i·d=2×125=250mmd2d14. 確定V 帶的中心距a 和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld

11、1) 據(jù)式 0.7(d+d)a 2(d+d),初定中心距為 a =d1d20d1d20500mm2) 計(jì)算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ldd=250mmd2a = 500mm0L =2a+1.57(d+d)+(d-d)/4aL =1600mmd0d1d2d2d10d=2×500+1.57(125+250)+(250-125)2/4×500=1596.86mm根據(jù)課本表（8-2）取L =1600mmd根據(jù)課本式（8-23）得：a =502mmaa+L -L /2=500+(1600-1596.86)/2=502mm0d03) 驗(yàn)算小帶輪包角1=1800-(dd2-dd1)/a×57

12、.30=1800-(250-125)/502×57.30=166.248>1200（適用）5. 確定帶的根數(shù)1) 計(jì)算單根V 帶的額定功率根據(jù)課本表（8-4a）P =1.92KW0根據(jù)課本表（8-4b）P =0.17KW1根據(jù)課本表（8-5）K =0.96根據(jù)課本表（8-2）K =0.99L由課本P83 式（5-12）得P =1.92KW0P =0.17KW1K =0.96K =0.99LZ=P/P=P / (P +P )K K CACA11L=9.75/(1.92+0.17)×0.96×0.99=4.665所以取 5 根 V 帶。Z =56. 計(jì)算單根V

13、帶的初拉力的最小值由課本表 8-3 查得q=0.1kg/m，單根V 帶的最小初拉力： (F )=0 min(F )=500P（2.5/K -1）/(ZV K )+qV20minCA163.13N=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422N=163.13N7. 計(jì)算壓軸力作用在軸承的最小壓力FpF =2ZF sin/2=2×5×163.13sin166.248/2p01=1619.57NF =1619.57Np六齒輪設(shè)計(jì)(一)高速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)已知 ： 輸入功率 P=7.2

14、KW, 小齒輪的轉(zhuǎn)速 n1III=720r/min，傳動(dòng)比為 I=3.38，工作壽命 8 年，每天工作 16 小時(shí)，每年 300 天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。1選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù)1） 按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 因?yàn)闈L筒為一般工作器，速度不高，選用法級(jí)精度（GB 10095-88）。3)材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40 C (調(diào)質(zhì))，r硬度為 275HBS，大齒輪選用 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS二者材料相差為 30HBS。Z =251Z=8524）選用小齒輪齒數(shù)為Z1=25，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=3.38=150×2

15、5=84.5，取 Z2 =85。5）選用螺旋角：初選螺旋角為=1502. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由 d1t確定有關(guān)參數(shù)如下：1)傳動(dòng)比 i=3.38實(shí) 際 傳 動(dòng) 比I =85/25=3.4,傳 動(dòng) 比 誤 差 ：0(i-i/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.0)齒數(shù)比：u=i =3.402) 由課本表 10-7 取 =1d3) 選取載荷系數(shù) Kt=1.44)由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)為 Z=2.425Hu=i =3.40Kt=1.4Z=2.425H=0.79=0.885 ） 由 圖10-26 ， 可 知=0.79,=0.88, 所 以=1.67=+=0

16、.79+0.88=1.676) 由表 10-6 查知材料的彈性影響系數(shù) Z=189.8MPa1/2EZ =189.8EMPa1/27) 由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極=限=600MPa和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPa=550MPa8) 計(jì)算兩齒的循環(huán)次數(shù)N1 =60* n1* j* Lh=60×720×1×(16×300×8)=1.66×109= 550MPa N1=1.66×109N2 =4.91N2 = N1/3.4=4.91×108由圖 10-19 取疲勞壽命系數(shù)K=0.90，K

17、=0.94HN1HN29） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力×108K=0.90HN1K=0.94HN2取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式（10-12）可=540知：=K1 HN1*= K2 HN2*=(/S=0.96×600=540MPa/S=0.94*550=517MPa)/21+2MPa=5172MPa=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2) 計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d,由上述公式可得1td>=54mm1t2) 計(jì)算圓周速度V=（×d×N ）/（60×1000）=2.04m/sdt0=528.5MPaV=2.04m

18、/sb=54mm3) 計(jì)算齒寬系數(shù) b 以及模數(shù) mntb=×d=1×54=54mmd1tm=2.09nth=4.69mmm=(dcos150)/ Znt1t*1=2.09b/h=11.5h=2.25×mnt=4.69mmb/h=11.54）計(jì)算縱向重合度=0.318 * Z*tand1=0.318*tan150×25×1=2.13=2.135) 計(jì)算載荷系數(shù)KK =1.25AK =1.09V使用系數(shù) K =1.25 ,根據(jù)V=2.04m/s,7 級(jí)精度，K =1.09K =1.419AVH由表 10-4 查得K=1.419 由表 10-13

19、查得K=1.32HFK =1.32F由表 10-3 查得K=K=1.1K = 1.1HHHK=K K KK=1.25*1.09*1.419*1.1=2.13AVHH6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由K =1.1Hd =62.11mm1d =d1 1t（K/K ）1/3 得td =54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm1m =2.4n7) 計(jì)算模數(shù)mnm = dn1*cos/ z1=2.43. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)m>=n(1) 確定參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K= K K KK=1.25*1.09*1.1*1.32=1.98K=1.98 Y=0.88AVFF2)

20、根據(jù)縱向重合度Y=0.88，由圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)Z=27.74V13) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z=94.32V2Z=Z /(cos)3=27.74V11Y=2.56Z=Z /(cos)3=94.32Fa1V22YSa1=1.6074) 齒形系數(shù) YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù) Z =25,Z =85 由表 6-9 相得12Y=2.56Y=1.607Fa1Sa1Y=2.19Y=1.78Fa2Sa25) 由圖 10-20c 查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度=520MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=480MPaFE1FE2由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88，K=0.91FN1FN26) 計(jì)

21、算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5Y=2.19Fa2Y=1.78Sa2=520MPa=480MPa S=1.5F 1FE1FE2 = KF 1FN1KF 2=FN2/S=0.88*520/1.5=293.33FE1/S=0.91*480/1.5=291.2FE2=293.33 =291.2F 28) 計(jì)算大小齒輪的YY/并加以比較FaSaFYY/=2.56*1.607/293.33=0.0014025Fa1Sa1FYY/=2.19*1.78/291.2=0.013387FaSaF小齒輪的數(shù)值大（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算m >n對(duì)于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn，

22、取mn=2mm 已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑Z =301d =62.1mm 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是1Z =1012Z =d × cos150/m =62.1*cos150/2=29.99,取Z=3011n1Z =i*Z =3.4*30=102,為了與小齒互質(zhì)，取Z =1012124. 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=(Z1+Z )* m2 n/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm將其圓整為a=136mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角a=136mm= 15.5850=arccos(Z1+Z

23、)* m2 n/(2*a)=arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計(jì)算大小齒輪分度圓直徑d =62.12mm1d=209.mm2d =Zm /cos=30*2/cos150=62.12mm11*nd= Z * m /cos=101*2/cos 150 =209.12mmB1=70mm22n(4)計(jì)算齒輪寬度B= ×d=1*62.12=62.12mmd1經(jīng)圓整后，取B1=70mm,B2=65mm二低速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)已知 ： 輸入功率 P=6.91KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速 n1II=213r/min，傳動(dòng)比為 I=3.38，

24、工作壽命 8 年，每天工作 16小時(shí)，每年 300 天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。B2=65mm1. 選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù)1） 按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 因?yàn)闈L筒為一般工作器，速度不高，選用法級(jí)精度（GB10095-88）。3)材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40C (調(diào)質(zhì))，r硬度為 275HBS，大齒輪選用 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS二者材料相差為 30HBS。4）選用小齒輪齒數(shù)為 Z =24，則大齒輪的齒數(shù)為1Z =3×24=72。22. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由 d 2.321t確定有關(guān)參數(shù)如下：1)傳動(dòng)比 i=3

25、2)由課本表 10-7 取=0.8d3) 選取載荷系數(shù) Kt=1.34) 由表 10-6 查知材料的彈性影響系數(shù) Z=189.8MPa1/2E=0.8dKt=1.3=5) 由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極580MPa限=580MPa和 大 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強(qiáng) 度 極 限=500MPa6) 計(jì)算兩齒的循環(huán)次數(shù)N3 =60* n2* j* Lh500MPa N3=5.53×108=60×213×1×(16×300×8)=5.53×108N4= N3/3=2.31×106由圖 10-19

26、 取疲勞壽命系數(shù)K=0.95，K=0.98HN3HN37）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力N4=2.31×106取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式（10-12）可知：=K3HN3*= K3HN4*=(1+/S=0.95×580=551MPa/S=0.98*500=490MPa)/22=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d,由上述公式可得1td>=107.945mm3t2) 計(jì)算圓周速度V=（×d×N ）/（60×1000）=1.2m/s3t03) 計(jì)算齒寬系數(shù) b 以及模數(shù) mntb= 

27、15;d=0.8×107.94=86.35mmd1tm =d/ Z =107.94/24=4.4975t3t1h=2.25×m =10.119mmtV=1.2m/sb=86.35mm m =4.4975th=10.119mm b/h=8.534b/h=8.5344) 計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K =1.25 ,根據(jù)V=1.2m/s,7 級(jí)精度，K=1.06AV由表 10-4 查得 K=1.301 由表 10-13 查得K=1.26HFK=1.724由表 10-3 查得 KH=K=1HK=K K KK=1.25*1.06*1.301*1=1.724AVHH5) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校

28、正所算得的分度圓直徑，由d =118.591d =d3 3t（K/K ）1/3 得mmtd =107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm16) 計(jì)算模數(shù)mnm = d / z=4.94t333. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)m >=tm =4.94t(1)確定參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K= K K KK=1.25*1.06*1*1.26=1.67AVFFK=1.672) 齒形系數(shù) YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSaYFa3=2.65根據(jù)齒數(shù) Z=24,Z=72 由表 6-9 相得YFa33=2.65Y4Sa3=1.58YFa4YSa3=2.236=1.58YFa4=2.236YSa

29、4=1.734YSa4=1.7343) 由圖 10-20c 查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度FE4FE3=450MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE4=410MPa=410MPa由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN34) 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=0.93，KFN4=0.97KFN3KFN4=0.93=0.97 = KF 3FN1KF 4=FN2/S=0.93*450/1.5=298.93MPaFE1/S=0.97*410/1.5=284.07 MPaFE2 =298.9F 3MPa5) 計(jì)算大小齒輪的YY/并加以比較FaSaF284F 4=YY/Fa3Sa3YY/Fa4S

30、a4=2.65*1.58/298.73=0.01401F3=2.236*1.754/284.07=0.01381F4MPa（2）設(shè)計(jì)計(jì)算m>=3.157對(duì)于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m，取 m =4mm已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞n強(qiáng)度， 需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑Z =303d =118.59mm 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是3Z =904Z =d3/m=118.59/4=303Z =i*Z =90434. 幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算中心距a=240mmd =120mm3a=(Z3+Z )*m /2=(30+90)*4/2=240mm4d=360mm4（2）

31、 計(jì)算大小齒輪分度圓直徑d =Zm=30*4 =120mm33*44d= Z * m=90*4 =360mmB4=96mmB3=100mm(3)計(jì)算齒輪寬度B= d×d3=0.8*120=100mm經(jīng)圓整后，取B4=96mm,B3=100mm5. 大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖所示：七、軸的設(shè)計(jì)I 軸的設(shè)計(jì)已知：P =7.2KW，n =720r/min, T=95.5 N·m,IIIIB=70mm1. 求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪直徑為d =62.12mm,F =2* T /dF =3074.7NttI=2*95.5*1000/62.12mmF =1158.6Nr=3074.6

32、9NFr=Ft×tan=3074.69*tan200=1158.57N2. 初選軸的最小直徑先按式 d>=A。，選軸為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A。=125，于是得（dmin）=125*=26.93mmd=28.3min因?yàn)橹虚g軸上開(kāi)有鍵槽，所以應(yīng)增大 7%，所以mmd=（d）（1+7%）=28.32mmminmin軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長(zhǎng)度和直徑1）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中同時(shí)受徑向力和軸向力的作用， 故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=28.32mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取 0基本游隙組，

33、標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸軸承 7207AC軸承，其尺寸是 d×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm即dI-II=d-=35mm2）I-II 段左端要有一軸肩，故取 dII-III=32mm，右端用軸承檔圈定位，摟軸端直徑取檔圈直徑 D=35mm，由于皮帶與軸的配合長(zhǎng)度為 56mm，為了保證軸端檔圈只壓在皮帶輪上而不壓在軸上，故取LI-II=54mm。3）II-III 段的軸頭部分LII-III=50mmIII-段部分 LIII-=35mm -段部分 L-=41mm -段部分 L-=41mma =15mm1a=15mm24）取兩齒輪齒面距箱體

34、內(nèi)壁 a =15mm,兩齒面距離為 aS=8mm12=15mm，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁S，取S=8mm,倒 角 R=2mm 5）軸上零件的周向定位 齒輪與軸之間用平鍵連接。齒輪與軸之間的鍵選取b×h=8mm×7mm,鍵槽用鍵槽銑刀來(lái)加工，長(zhǎng)為 40mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；軸承與軸之間的配合用過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。6）確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表 15-2，取軸端倒角為 2×450，各軸肩處圓角半徑依表查得。4. 求軸上載荷載荷支反力 F（N）彎矩 M（N·m

35、m） 總彎矩（N·mm）水平面F=1634axF=3175.2bxF =1734.5pM=95589.05H1M=154370.5H2M=108195.91垂直面F=866.43ayF=-144.65byM=50686.16V1M=-25097.07V1M=98828.982扭矩T=95500 N·mmII5. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的 截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5 能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6， 軸的計(jì)算應(yīng)力：=ca=38 .4caMPa=38.4MPa首選材料為 40C

36、r，調(diào)質(zhì)，由表 15-1 查 -1=70MPa因此 ca< -1，故安全。II 軸的設(shè)計(jì)已知：PII=6.91KW，n=213r/min, TIII=310 N·m,B=65mm, B=100mm斜直1. 求作用在齒輪上的力1）已知高速級(jí)大齒輪直徑為d=209.12mm,2F=2* F /dt2I2=2*310*1000/209.13N=2965NF=F×tan/cos=2965*tan200/cos=1117Nr2t2F=F×tan=2965*tan150=795Na2t22)低速級(jí)小齒輪直徑d =120mm1F=2T /d =2*310*1000/120

37、=5167Nt1II1F=F×tan=5167*tan200=1881Nr1t12. 初選軸的最小直徑先按式 d>=A。，選軸為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表F=2965Nt2F=1117Nr2F=795Na2F=5167Nt1F=1881Nr115-3，取A。=118，于是得（dmin）=118*=37.6mmd=40mmmin因?yàn)橹虚g軸上開(kāi)有兩面?zhèn)€鍵槽，所以應(yīng)增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=40.232minmin軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長(zhǎng)度和直徑1）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中同時(shí)受徑向力和軸向力的伯用， 故

38、選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d=40.232mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取 0 基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)I-II精度等級(jí)的角接觸軸承 9309AC軸承，其尺寸是 d×D×B=45×85×18,所以d=45mmI-II即d=d =45mmI-II-2)II-III 段的軸頭部分LII-III=50mm III-段軸頭部分LIII-=54mm -段軸肩部分L-=64mm -段部分 L-=54mm3） 取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁 a =15mm,兩齒面距離為 a12=15mm，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁 S，取 S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=1

39、00mm,L=2*R+B1+B2+2* a1+a +2*S+2B2L=272mm=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm4） 軸上零件的周向定位 齒輪與軸之間用平鍵連接。斜齒輪與軸之間的鍵選取b×h=16mm×10mm,鍵槽用鍵槽銑刀來(lái)加工，長(zhǎng)為 50mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；直齒輪與軸之間的鍵選取b×h=14mm×9mm,鍵槽用鍵槽銑刀來(lái)加工，長(zhǎng)為 82mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6。軸承與軸之間的配合用過(guò)渡配

40、合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5） 確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表 15-2，取軸端倒角為 2×450，各軸肩處圓角半徑依表查得。4. 求軸上載荷載荷支反力 F（N）彎矩 M（N·mm） 總彎矩（N·mm）水平面F=4211.25NH1F=3920.65NH2M=-355859NH1M=262683.2NH2M=-364332.81671垂直面F=942.11NV1F=178.11NV2M=-78120.25NV1M=11933.48NV1M=262954.122扭矩T=310000 N·mmII5. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通

41、常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的 截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5 能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6， 軸的計(jì)算應(yīng)力：=ca=ca32.725MPa=32.725MPa首選材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)，由表 15-1 查 -1=60MPa因此 ca< -1，故安全。III 軸的設(shè)計(jì)已知：PIII=6.639KW，nIII=71r/min, TI=893.13N·m,B=96mm3. 求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪直徑為d =360mm, F =2* T /dF =4961.8 NttI=2*893.13*1000/360mm=4961

42、.83NF =1805 NrF =F ×tan=4961.83*tan200=1805.96Nrt4. 初選軸的最小直徑先按式 d>=A。，選軸為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A。=112，于是得（dmin）=112*=50.835mmd=min因?yàn)橹虚g軸上開(kāi)有鍵槽，所以應(yīng)增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=52.36mmminmin3. 軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，52.36mm為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選K =1.7取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 T=K T,查表 14-1 可知考慮到轉(zhuǎn)AT=1518.353caN&#

43、183;mcaA3矩變化很小，故取K =1.7，則ATca=1.7*893.69=1518.353N·m按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 T應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查ca標(biāo)準(zhǔn) GB5014-85，選用 HLS 彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 2000N·m，故取 d=55mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度 L=142mm，I-II半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=107mm 4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長(zhǎng)度和直徑1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II 段右端制出一軸肩，故取II-III 段dII-III=62mm，左端用軸端檔圈定位，按軸端直徑取檔圈直徑 D=65nn，半聯(lián)軸器與軸配

44、合的轂孔 L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，幫 I-II 段的長(zhǎng)度 L 略短一些， 現(xiàn) 取 LI-II=140mm 。 2）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) dII-III=62mmm, 由軸承產(chǎn)品中初步選取 0 基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的深溝球軸承 6013,軸承，其尺寸是 d×D×B=65×140×18, 所以dIII-=65mm,L1=107mmLI-II=140mmLIII-=35mm。左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，同手岫上查得6013開(kāi)支軸承的定位軸肩高度h

45、=6mm，因此取 d-=77mm。3） 取安裝齒輪處的軸段VI-VII 的直徑dVI-VII=70mm， 齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 96mm，為了方便套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段略短于輪轂寬度，故取 LVI-VII=92mm。齒輪的a =17mm1左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm，則 a=15mm2軸環(huán)的dV-VI=89mm。軸環(huán)寬度b>1.4h，取LV-VI=12mm。 S=8mm4） 取齒輪齒面距箱體內(nèi)壁a =17mm,兩齒面距離為R=2mm1a=15mm，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁 S，取 S=8mm,2倒角R=2mm。5） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸之間的周向定位均用平鍵連接。齒輪與軸之間的鍵選取b×h=20mm×12mm,鍵槽用鍵槽銑刀來(lái)加工，長(zhǎng)為 90mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；同樣， 半聯(lián)軸器與軸的連接