鏈板式運輸機傳動裝置方案設計書

1、設計任務書1設計題目：鏈板式運輸機傳動裝置2、系統(tǒng)簡圖：1 電動機；2、4聯(lián)軸器；3圓錐-圓柱斜齒輪減速器;5開式齒輪傳動；6輸送鏈的小鏈輪3、原始數(shù)據(jù)及工作要求組別鏈條有效 拉力F(N)鏈條速度V(m/s)鏈節(jié)距P(mm)小鏈輪齒數(shù)Zi開壽命(年)1100000.338.101736102100000.3550.801936103120000.463.502136104110000.3538.102136105110000.450.80193-6106120000.4550.80213610每日兩班制工作，傳動不逆轉，有中等沖擊，鏈速允許誤差為5%4、設計工作量：設計說明書一份減速器裝配圖1

2、張減速器零件圖1 3張開始日期：2010年1月4日 完成日期：2010年1月15日1、設計要求12、選擇電動機 13、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 14、傳動件的設計計算 24.1 圓錐直齒齒輪設計 24.2圓柱斜齒輪設計 64.3開式齒輪 115、軸的設計計算 155.1輸入軸設計155.2中間軸設計 215.3輸出軸設計 29&滾動軸承的選擇及計算 366.1輸入軸滾動軸承計算 366.2中間軸滾動軸承計算 376.3輸出軸滾動軸承計算 387、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 397.1輸入軸鍵計算 397.2中間軸鍵計算 397.3輸出軸鍵計算 408聯(lián)軸器的選擇 409、潤滑與密封 4

3、110、設計小結 42參考文獻 43附錄：A 3輸出軸零件圖一張A 3斜齒圓柱齒輪零件圖一張A1減速器裝配圖一張1、設計要求設計一用于鏈板式運輸機傳動裝置，其為圓錐 -圓柱斜齒齒輪減速器。鏈條有 效拉力F=11000N鏈速V=0.4m/s,鏈節(jié)距為50.80mm每日兩班制，壽命10年, 傳動不逆轉，有中等沖擊，鏈速允許誤差為 _5% 矚慫潤厲釤瘞睞櫪廡賴。2、選擇電動機2.1電動機類型和結構形式;2.2電動機容量鏈輪的輸出功率P由 F=1000V,知RwFv100011000 0.41000二 4.4kwP d=FW / nn 2=0.96 (開齒輪)n 3=0.99 (聯(lián)軸器),n 4=0.

4、988電動機輸出功率取 n 1=0.96 （鏈輪）,（滾動軸承）,n 5=0.96 （圓錐齒輪）；n 6=0.97 （圓柱齒輪）聞創(chuàng)溝燴鐺險愛氌譴凈。n = n 1 n 2 ( n 3) 2 ( n 4) 4n 5 n 6=0.80故 Pd=4.4/0.80=5.5KW;2.23電動機額定功率由此可知選取型號為Y132S-4,功率為5.5KW,n=1440r/min.3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1對于鏈輪輸出功率與轉速ZnwP60 1000 ,V= w 可知 n w =24.87r/min60 1000ZP3.2傳動裝置的總傳動比l=n/n w =1440/24.87=57.903.3

5、分配各級傳動比選擇鏈輪傳動比I 3=3,圓錐齒輪I 1=4,圓柱斜齒齒輪I 2=4.83.4各軸轉速共6根軸，各軸序號如簡圖n1=1440 r / minn 2=ni =1440n3 = n 2 / i 1=1440 /4= 360r / minn4= n 3 / i 2 =360/4.8=75r/mi nn 5=n4 =75 r / min門6= n 5/ i 3=25r/min3.5各軸輸入功率：P1=5. 5KWP2=PX n 3=5.5 X 0.99=5.445kwP3=F2 X n 5=5.445kw X 0.96=5.23kwP4= 5.23 X 0.998 X 0.97=5.01

6、kwP5=F4 x n 4X n 3=5.01 X 0.998 X 0.99=4. 90kwP6= P5X n 4X0.97=4.70kw3.6各軸輸入轉距：T1=9550X P1/m=9550X 5.5/1440=36.48N mT2= 9550 X P2/n 2=36.11 N mT3=9550X P3/n 3=138.74N mT4=9550X P4/n 4=637.94 N mTs=9550X P5/n 5=440.37 X 4X 0.98 X 0.95=1639.94 NT6=9550X P6/n 6=1795.44. 傳動件的設計計算4.1圓錐直齒齒輪設計4.1. 1.選定齒輪的精

7、度等級、材料及齒數(shù)1 ）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用 7級精度2 ）材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS殘騖樓諍錈瀨濟溆塹籟。3 ）選小齒輪齒數(shù)為 乙=25,大齒輪齒數(shù)Z2 =25 4=1004.1.2. 按齒面接觸疲勞強度設計d1tKE2r 1-0.5 r u（1）.確定公式內各計算數(shù)值1）.試選載荷系數(shù) =1.82）.小齒輪傳遞轉距95.5 1O5F2門24=3.6 10 N mm3）.由機械設計（第八版）表10-7選取齒寬系數(shù)'R

8、 =0.334 ）.由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa1/25）.由機械設計（第八版）圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 二Hlim1 = 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 fm2 =550MPa6）.計算應力循環(huán)次數(shù)N1N2=60n2jLH =60 1440 12 8 300 10 = 5.0458 10995.0458 10991.26 10947）. 由機械設計（第八版）圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 =°.8,KhN2 = °.928）.計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%安全系數(shù)S=1，故(2).計

9、算1).試算小齒輪分度圓直徑dt1,41.8 3.611 10d12.922,*0.33(1 0.5漢 0.33)漢4 i 506 丿=85.85mm2).計算圓周速度兀d1tn1n 漢85.85 0440V 二60 100060 1000二 6.47 m s3).計算載荷系數(shù)根據(jù)v =6.47m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)kv =1.15直齒輪 K. =K.=1,由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.5根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查表得KH he =1.25，則K H = K f = 1.5 K H he =1.5 1.25 = 1.875接觸強度載荷系數(shù) K =K

10、aKvKh：KhE = 3.234) .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d13 23洛853 1.8 皿025) .計算模數(shù)mnmnd11030225二 4.1mm取整為4mm6) 計算齒輪相關系數(shù)di =mz =4 匯 25 = 100d2 = m22 = 4 100 = 400u二 arccosJu2 +1二 arccos =14 10'J9 +1、.2 =90 - “ =75 50'R = d1.u212=206.16mm7）圓整并確定齒寬b = rR 二 0.33 206.16 二 68.03mm圓整取 b2 70mm,b1 65mm4.1.3. 校核齒根彎曲疲勞

11、強度1)確定彎曲強度載荷系數(shù)K 二KaKvKKf： =3.232)計算當量齒數(shù)ZV1cosdZ -旦ZV2cos。?二需=25.77叫 408.160.2453).查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 丫巳.1 =2.612, 丫巳.2 =2.06Ys：.1 =1.595, Y2-1.974)由機械設計（第八版）圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE1 =500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FE2 = 380MPa5）由機械設計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 = 0.85, K fn2 = 0.886）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4

12、，得>"f 1K FN 1 二 FE1S0.85 5001.4= 303.57MPa'-f 2FN2“E2 0.88 380 =238.86MPa1.47）.校核彎曲強度F2根據(jù)彎曲強度公式2KT1Ys,f：.12.2b1m (1 -0.5©r )乙2KT1YS.2YF.2dm2 1 -0.5 r 2Z12KTYs：Yf：22乞1進行校核bm2(1-0.5©r )Z2 3.23 3.611 104 2.6 1.5952 270 42 1 -0.5 0.33252 3.23 3.611 104 2.26 1.972 265 42 1 -0.5 0.33

13、100滿足彎曲強度，所以參數(shù)合適。4.2圓柱斜齒輪設計4.2. 1. 選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)=49.55MPa t F= 13.06MPam 1F1 ）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度2 ）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為280HBS 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS嚴錒極額閉 鎮(zhèn)檜豬訣錐。3 ）選小齒輪齒數(shù)為 乙=23,大齒輪齒數(shù)Z2 =23 4.8 = 110.4,取Z 1004）選取螺旋角。初選螺旋角1 =14°4.2.2.按齒面接觸疲勞強度設計2Kt.u+1 'ZhZe

14、°認* u宀（1）.公式內各計算值1）.試選 Kt =1.62）.由機械設計（第八版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.4333) . 由機械設計(第八版)圖10-26查得y =0.78, ； 一.2 =0.86，則:二；1； 2 =1.644) .小齒輪傳遞轉距95.5 "05F25T32 = 1.3874 105N mm5) .由機械設計(第八版)表10-7選取齒寬系數(shù)；=16) .由機械設計(第八版)表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa1/27) .由機械設計(第八版)圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Jim訐600MPa；大齒輪的接觸疲勞

15、強度極限 Sm2 =550MPa8) .應力循環(huán)次數(shù)N1 =60n2jLH =60 320 12 8 365 10 =1.26 109= 3.15 1089) .由機械設計(第八版)圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K hn1 =0.95,Khn2 = 0.9810) .計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%安全系數(shù)S=1，故HN1lim1二 570MPaK HN 2 lim 2S= 558.2MPa11) .許用接觸應力h1 #h2564.3MPa(2) .計算1) .試算小齒輪分度圓直徑dtid1t -352 1.6 1.3874 101 1.6315.82.433"89.8X4.82

16、 = 60.4mm564.32) .計算圓周速度: d1t n260 1000二 60.4 36060 1000=1.14 m s3) .計算齒寬b及模數(shù)mntb = dd1t =1 60.4 = 60.4mmmntdcos：Z160.4 cos1423二 2.22mm60.45.74h = 2.25mnt = 2.25 2.55 = 5.74mm= 10.54) .計算縱向重合度 一；-：=0.318 dz1tan- =1.8245) .計算載荷系數(shù)K由機械設計(第八版)表10-2查得使用系數(shù)KA =1.5根據(jù)v=1.14m/s，7級精度，由機械設計(第八版)圖10-8查得動載荷系數(shù)KV =

17、1.02,由表10-4查得 心：=1.423,由圖10-13查得K =1.34,由表10-3查得二Kf-. =1.1彈貿攝爾霽斃攬磚鹵廡。故載荷系數(shù)K 二 KaKvKh：K=2.542.54 = 70.64mm1.66) .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d =d1t37) .計算模數(shù)mnmndjcos：Zi70.64 cos1423=2.97mm8 )幾何尺寸計算Zi Z2 mn2cos :(1).計算中心距23 110< 205.67mm2 cos14將中心距圓整為158mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos乙 Z2 mn2a=arccos23 11032 205.

18、67= 13 59'因B值改變不多，故：，KjZh等值不必修正(3) .計算大、小齒輪的分度圓直徑d1ZEcos：d2z?mncos：(4) .計算齒輪寬度b 二 dd1 二 1 71.1 二 71.1mm圓整后取 B2 = 71mm, B 76mm4.2.3. 按齒根彎曲強度設計22KTY : cosmn-Ya(1).確定計算參數(shù)1).計算載荷系數(shù)K 二KaKvKf：Kf'1.5 1.1 1.04 1.34 = 2.542 ).根據(jù)縱向重合度匚=1.093，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y1 =0.883 ).計算當量齒數(shù)ZV123coscos314= 25.17ZV211

19、0= 120.38coscos4 ).查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由機械設計(第八版)表 10-5 查得Yf&=2.5 9 諂彤=2.2 18=1.5 9 0苗1.7 75 ) 由機械設計(第八版)圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限“E1 =440MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限；FE2 =425MPa6 ) 由機械設計(第八版)圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.89,KFn2 = 0.937 ).計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得KFN1；- FE1S0.87 5001.4= 310.71MPaK FN 2 二 FE 2S0.89 3801.4-

20、241.57MPa8 ) 計算大'小齒輪的晉并加以比較YF：1Ys：1.'-F 12592 停6 "01331310.71-F 2歸“01632241.57大齒輪的數(shù)值大。(2).設計計算)152 2 2.30 1.545 105 0.88 cos214I1 漢 242 漢 1.640.01632 二 2.17mm圓整mn = 3故Z!dos：71.1 co44二 22.989mn取 Zi = 23，則 Z2= 4.8 23=1104.3開式齒輪選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案，選用開式直齒圓柱齒輪傳動2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故

21、選用 7級精度3） 材料選擇 由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS， 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS謀蕎摶 篋飆鐸懟類蔣薔。4）選小齒輪齒數(shù)為 乙=21,大齒輪齒數(shù) 乙=21 3 = 36按齒面接觸疲勞強度設計2e K J u 二 1H 1d U（1）.確定公式內各計算數(shù)值1）.試選載荷系數(shù)kt =1.32）.小齒輪傳遞轉距95.5"05巳5T|-二 6.37 10 N mm門43）.由機械設計（第八版）表10-7選取齒寬系數(shù)冷=14）.由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189. MPa

22、1/25）.由機械設計（第八版）圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限-Hlim600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 fm2 =550MPa6）.計算應力循環(huán)次數(shù)N1 =60nLH =60 75 12 8 365 10 = 2.63 108N282.63 103= 8.7 1077) .由機械設計(第八版)圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K hni - 0.96,K HN2 =0.998) .計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%,安全系數(shù)S=1，故-HK HN 1 Iim10.96 6001= 576MPaK HN 2- lim 2如 貶=0.99 5 5 05 4 盤MPa(2).計算1

23、) .試算小齒輪分度圓直徑dt1,代入Ah 1中較小的值d1t -2.323：1.36.37 疋104 4 “89.8 Y3 <544.5 丿= 115.83mm2) 計算圓周速度二 d 1tn460 1000竺3“.455m,60 10003) 計算齒寬bb = ；d1t=1 115.83 = 115.83mm模數(shù)mtd1tZ1空堂5.51mm21齒高=2.25mt= 2.25 5.51 = 12.41mm=9.3412.415) .計算載荷系數(shù)由機械設計(第八版)表10-2查得使用系數(shù)KA 1根據(jù)v=0.455m/s, 7級精度，由機械設計（第八版）圖10-8查得動 載荷系數(shù)Kv =

24、1.01,由機械設計（第八版）表10-4查得K=1.323,由機 械設計（第八版）圖10-13查得 心-：=1.28,由表10-3查得K = K = 1廈礴懇 蹣駢時盡繼價騷。故載荷系數(shù)K =KAKvKHGtKHp=1" .0灼切.3 23.3366）.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d“ =d1t3 上=115.833 1336 =116.89mm1 1t Kt, 1.37）.計算模數(shù)md1m -Z1116.8921=5.57mm433按齒根彎曲強度設計2 K T YFaYsadZ12（1）.確定公式內的個各算數(shù)值1）.由機械設計（第八版）圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強

25、度極限二FE1 =500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE2 =380MPa2）.由機械設計（第八版）圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.96,Kfn2 =0.983）.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,故fcKfn1 二 FE1S0.96 5001.4= 342.86MPaFKFN2 FE2S380 0.981.4= 266MPa4）.計算載荷系數(shù)KK 二KaKvKf 一 Kf： =1 1 .0 11 1 . 281 . 29 35) .查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由機械設計(第八版)表 10-5 查得Yf-1 =2.76, Yf，2 =2.21,Ys：.1 =

26、1.56,1.7756) .計算大、小齒輪的YFaYsa并加以比較升276 佃"01014342.86連冬空1空理0.0147512一 266大齒輪的數(shù)值大。(2) .設計計算2 1.293 3.648 1051 2120.01475 二 3.16mm圓整mn-4，可滿足齒根彎曲疲勞強度，為滿足齒面接觸疲勞強度取d! = 116.89mmd1嗎=293則 z2 二 uzi =3 29 =87434幾何尺寸計算(1).計算分度圓直徑dj =mzj =4 29 = 116mm d2 二 mz2 = 4 87 二 348mm(2).計算中心距二 232mmd1 d2116 - 348a =

27、2(3).計算齒輪寬度b 二=1 116= 116mm圓整后取B2 =12 0 m,1 2 5 m m5軸的設計計算5.1輸入軸設計、求輸入軸上的功率P1、轉速門2和轉矩T2P2 =5.445kw， n2 =1440r/minJ =36.11N *m、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓直徑為dm1 =dj(1-0.5 r)二 m乙(1 一0.5 0.33) = 3 23 (1 0.33 0.5)=57.615 而3Ft= 1253N2T12 36.11 10dm1 57.615<5OFr 二 Ft tan： cos、" =1253 tan 20cos20.48 =

28、93NF：.二 Fttan-isin =1253 tan 20sin 20.48 = 446 N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示5.13 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據(jù)機械設計5 445（第八版）表15-3，取A°=112，得dmin =17.9mm，輸入軸的最小V 1440直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 故需同時選取聯(lián)軸器型號。 煢楨廣鰳鯡選塊網羈淚。聯(lián)軸器的計算轉矩Tea二KaT,，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變 化很小，故取Ka胡.3，則Tea hKaT,

29、=1.3 36110 = 46943N mm查機械設計課程設計選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000n *mm，半聯(lián)軸器的孔徑di = 20mm，故取du = 20mm，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 38 mm鵝婭盡損鶴慘歷蘢鴛賴。5.14軸的結構設計(1).擬定軸上零件的裝配方案如下L1_丄丄11ZLJ、血75(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，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3 段的直徑d2； =27mm2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾 子軸承，參照工作要求并根

30、據(jù)d2； =27mm，由機械設計課程設計手冊初步 選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承303006，其尺寸為d D T = 30mm 72mm 20.75mm， d3 = d5 = 30mm,而l3 = 21mm。這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程設計查得30310型軸承的定位3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6 =25mm ;為使套筒可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取15衛(wèi)=19mm。4）軸承端蓋的總寬度為 20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑 油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 1 = 30mm，故取I2 一3 = 50mm5）錐

31、齒輪輪轂寬度為64.9mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取l6=70mm6）由于 Lb：、2La，故取 J=117mm（3）.軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d6-7由表6-1查得平鍵截面8mm<7m m，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 50mm同時為保證齒輪與軸配H7合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為k6 ；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。預頌圣鉉儐歲齦訝驊糴。（4）.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 455）.求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFNHi = 520NFnv1 = 320NFnh2 =1584NFnv2 =

32、108.28N彎矩MM h =68140N *mmMv =13740N *mm總彎矩M = Jmh2 +Mv2 = 68270N mm6).按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取的計算應力A（T）2 = 26.53MPa前已選定軸的材料為45鋼(調質)，由表15-1查得° -hSOMPagvb】，故安全。5.1.5.精確校核軸的疲勞強度(1).判斷危險截面截面5右側受應力最大(2).截面5右側抗彎截面系數(shù)W =0.1d3 =0.1 30 2700 mm3抗扭截面系數(shù)WT 二 0.2d3 二 5400mm3截面5右側彎矩M為M = 68

33、270N * mm截面5上的扭矩T1為T2 = 36110N *mm截面上的彎曲應力682705400=25.29MPa截面上的扭轉切應力TiWT361105400-6.69MPa軸的材料為 45鋼，調質處理。由機械設計（第八版）表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力c640Mpa 一1 =275叩-1 =155MPa 。集中系數(shù)ab及“按機械設計（第八版）附表3-2查取。因>007，3730= 1.23，經插值后查得滲釤嗆儼勻諤鱉調硯錦。:-b =1.92, t =1.60又由機械設計（第八版）附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為q；- 0.82, q . = 0.85故有效應力集中

34、系數(shù)為k；=1 q；b -1) =1.75 k 1 q ( t -1) =1.51由機械設計（第八版）附圖3-2查得尺寸系數(shù)二二0.72，由機械設計（第 八版）附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)；二0.85軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 :二 0.92軸未經表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為L-2.57kr 1K1 =1.83J P,又取碳鋼的特性系數(shù)I 二 O.二 0.05計算安全系數(shù)Sca值275jm 2.547 5.29 0.1 01551.51 詢 0.05 6B92S-SS2 S2= 4.19 S = 1.5：4.23-78.8故可知安全。5.2中間軸設計、求輸入軸上的功率P2、轉速

35、n2和轉矩T2P2 =5.23kw,n2 =360r/min,T2 =138.74N *m、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為d1 = mzi =3 23 二 69mm2T1d m132 138.74 1069= 4021NFn =Ft1tann -4021 "" 20、=1508.79 NcosPcos14F- Ft1 tan 1 =4021 tan 14 =1002.55N已知圓錐齒輪的平均分度圓直徑為dm2 七(1 -0.5 R) =mz2 (1 - 0.5 匯 0.33) = 275.55mm而Ft22T2dm22 138.74 103275.55=10

36、07NFr2 =Ft2tan： cos 2 =74NF-.2 = Ft2 tan ： sin 358.81 N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示523.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40 cr （調質），根據(jù)機械設計（第八版）表 15-3，取 Ao =108，得 dmin2軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d2和d5£鐃誅臥瀉噦圣騁貺頂廡。5.2.4. 軸的結構設計（1）.擬定軸上零件的裝配方案如下（2）.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。因軸承同時受有徑向力和軸向力， 故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)

37、二d“ 26mm，由機械設計課程設計初 d D T =30mm 70mm 20.75mm , d1J =d5_6 = 30mm,這對軸承均采用軸肩進步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為行軸向定位，由機械設計課程設計查得30306型軸承的定位軸肩高度h =3.5mm，因此取套筒直徑37mm擁締鳳襪備訊顎輪爛薔。2) 取安裝齒輪處的軸段d2； =d4, =35mm；錐齒輪左端與左軸承之間采用套 筒定位，已知錐齒輪轂長L=55mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應 略短于輪轂長，故取12： = 50mm，齒輪的右端面米用軸間定位，軸間高度 h 0.07d，故取h

38、=4mm，則軸環(huán)處的直徑為 d343mm。贓熱俁閫歲匱閶鄴鎵騷。3) 已知圓柱斜齒輪齒寬Bi =76mm，為使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸應略 短于輪轂長，故取l45=72mm。4) 箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取1心=56mm，l3-4 =10.mm，l5-6 = 53mm。(3) .軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采 用平鍵連接，按d2由表6-1查得平鍵截面b h =10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm同時為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 ;圓柱齒輪的周向定位采m6用平鍵連接，按d4A由表6-1查得平鍵截面b h=10mm 8mm，鍵槽用

39、鍵槽銑 刀加工，長為56mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪H轂與軸的配合為 J;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選m6軸的尺寸公差為 m6。壇搏鄉(xiāng)囂懺蔞鍥鈴氈淚。(4) .確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45525.求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =1402NFnv1 = 270NFnh2 =1974NFnV2 = 1084N彎矩MM hi =120N mmM H2 = 420N mmM V1 = 24.48N *mmM V2 =62.25N mmM V3 = 153N mmM V4 = 89.1N mm總彎矩r22Mmax=$MHi

40、 +M V2 =122.47Nmm扭矩TT =138.74N526.按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取二=0.6，軸的計算應力camaxE)= 38.64MPa前已選定軸的材料為 40cr （調質），由機械設計（第八版）表15-1查得4 J=70MPa，匚ca ”： -4，故安全。，精確校核軸的疲勞強度精確校核軸的疲勞強度（1）.判斷危險截面截面5右側受應力最大（2）.截面5右側抗彎截面系數(shù)333W=0.1d =0.1 30 = 2700mm抗扭截面系數(shù)33WT 二 0.2d 二 5400mm截面5右側彎矩M為M = 98582 N *mm

41、截面5上的扭矩T3為T3 =138740N * mm截面上的彎曲應力M 95852W 5400= 18.26MPa截面上的扭轉切應力T2 _ 13874WT 一 2700= 5.14MPa軸的材料為 45鋼，調質處理。由機械設計（第八版）表15-1查得二b =735Paf.=35制Pa, .1_-2O0MPa.。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù):b及按附表3-2查取。因匚二旦=0.067，- = 35 = 1.67，經插值 d 30d 30后查得蠟變黲癟報倀鉉錨鈰贅。:b = 2.00, t = 1.32又由附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為q；- 0.82, q .二 0.85故有效應力

42、集中系數(shù)為k.； =1 q；tb1)=1 0.82 (1.9 _1) =1.74心=1 q.( T _1) =1 0.85 (1.46_1)=1.39由附圖3-2查得尺寸系數(shù)，=0.71，由附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)；=0.87軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數(shù)為七二'=0.92軸未經表面強化處理,，則綜合系數(shù)為丄一仁2.53scr ®cr-1 =1.70又取碳鋼的特性系數(shù)= 0.1,=0.05計算安全系數(shù)Sca值S；八355K；= ： Jm 2.53 18.26 0.1 0 7.68200S72 S；2 "77 S "5S-14.

43、31” 八 +半工5 145 14k m 5.390.05 '2 2故可知安全。(3) .截面5左側抗彎截面系數(shù)333W =0.1d= 0.1 35 = 4287.5mm3 抗扭截面系數(shù)WT 二 0.2d3 二 8575mm3截面5左側彎矩M為M = 98582 N *mm截面5上的扭矩T3為截面上的彎曲應力T3 = 138740N * mmM 二津十26MPaW 136740軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計(第八版)表15-1查得二b =735MPas i =355MPa, = 200MPa.。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)：b及按附表3-2查取。因匚二空=0.067，

44、D =35 =1.67，經插值 d 30d 30后查得買鯛鴯譖曇膚遙閆擷凄。b = 2.00, . t =1.32又由附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為q ；丁 = 0.82, q . = 0.85故有效應力集中系數(shù)為k；- =1 q；_(tb _1) =1 0.82 (1.9 _1) =1.74k 1 q ( T -1) =1 0.85 (1.46-1) = 1.39由機械設計(第八版)附圖3-2查得尺寸系數(shù)二二0.71，由機械設計(第八版)附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)；二0.87軸按磨削加工，由機械設計(第八版)附圖3-4得表面質量系數(shù)為2 二 I =0.92軸未經表面強化處理，即 =1，則綜

45、合系數(shù)為丄十2.2k 1K = 一 _ 1 = 1.8J P,又取碳鋼的特性系數(shù)I 二 O.二 0.05計算安全系數(shù)Sca值Sc355jm 2.218.260.10 ".842001 8 16.17 005 16.67 =13.371.80.05二 7.37 S = 1.5故可知安全。5.3輸出軸設計、 求輸入軸上的功率P"轉速n4和轉矩T4、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為d2 = mz2 = 3 110 二 330mm2T4d22 64127 103 二 3886N222tanFr 二 Ft ta=1458.1N cosPF. = Ft tan ： = 9

46、68N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示533.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據(jù)機械設計（第 八版）表15-3，取A。=112，得dmin =民3；501 = 46mm，輸出軸的最小直徑為V 74.6安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑血與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同 時選取連軸器型號。綾鏑鯛駕櫬鶘蹤韋轔糴。聯(lián)軸器的計算轉矩Tea二KaT3，查表14-1，由于轉矩變化很小，故取 心".3，Tea =KAT3 =1.3 641270 =833651N * mm查機械設計課程設計選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為125000

47、0n *mm，半聯(lián)軸器的孔徑4 =48mm ,故取= 48mm，半聯(lián)軸器長度L =112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 84mm驅躓髏彥浹綏譎飴憂錦。5.3.4. 軸的結構設計(1) .擬定軸上零件的裝配方案如下-葩 巧 一 盟5e074,5867 £4(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，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3段的直徑d2 o = 55mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D = 56mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L84mm，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，故取1-2段的長度應比L,略短些

48、，現(xiàn)取1 =82mm。貓蠆驢繪 燈鮒誅髏貺廡。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾 子軸承，參照工作要求并根據(jù) d23 =55mm，由機械設計課程設計初步選取 0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30312，其尺寸為 d D T = 60mm 130mm 33.5mm， d3 = d7_ = 60mm,而 l3* = 33.5mm。鍬籟饗 逕瑣筆襖鷗婭薔。3）左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程設計手冊查得30311 型軸承的定位軸肩高度h =5mm，因此取d4=70mm，齒輪右端和右軸承之間 采用套筒定位，已知錐齒輪齒寬為 85mm為了使套筒端面

49、可靠地壓緊齒輪，此 軸段應略短于輪轂寬度故取16” =67mm,d6” =67mm。齒輪的左端采用軸肩定 位，軸肩高度h 0.07d，故取h =5mm，貝峙由環(huán)處的直徑為d5上二74mm。軸環(huán) 寬度b _1.4h，故取l5£ =8mm構氽頑黌碩飩薺齦話騖。4）軸承端蓋的總寬度為 20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑 油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距l(xiāng)二30mm ,故取12 -3二50mm5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取 1“ =74.5mm,l7=64mm。（3）.軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接，按 d6一由機械設計（第八版）表6-

50、1查得平鍵截面b h20mm 12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm同時為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 ；7m6Hy同樣半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵14mm< 9mm< 70mm半聯(lián)軸器與軸的配合為;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。輒嶧陽檉籪癤網儂號澩。（4）.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45535.求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =1408NFnv1 = 794NFnh2 =2162NFnv2 =1874N彎矩MMH =212.63N *mMv1 = 28.74N mMv2 = 108.64N m總彎矩i22MlQMh +MVi =214.46Nm/- 22M2=FMh +MV2 =239.7Nm扭矩T=641.27N m6.按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取:=°6，軸的計算應力M22 CT?)2W= 27.25MPa前已選定軸的材料為45鋼（調質），由機械設計（第八版）表15-1查得536，精確校核軸的疲勞強