帶式運(yùn)輸機(jī)同軸式二級圓柱齒輪減速器課程設(shè)計

1、帶式運(yùn)輸機(jī)同軸式二級圓柱齒輪減速器目錄一、題目及總體分析2二、各主要部件選擇2三、選擇電動機(jī)3四、分配傳動比3五、傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算4六、 設(shè)計帶和帶輪6七、齒輪的設(shè)計9八、傳動軸和傳動軸承的設(shè)計16(a)低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計16（b） 高速軸以及傳動軸承的設(shè)計23(c)中間軸以及傳動軸承的設(shè)計25九軸承的選擇和校核計算28十鍵連接的選擇與校核計算30十一、軸承端蓋的設(shè)計與選擇31十二、滾動軸承的潤滑和密封32十三、聯(lián)軸器的選擇32十四、其它結(jié)構(gòu)設(shè)計33十五、參考文獻(xiàn)36一、題目及總體分析題目：設(shè)計一個帶式輸送機(jī)傳動裝置給定條件：由電動機(jī)驅(qū)動，輸送帶的牽引力為5800N，

2、輸送帶的速度為0.75m/s，輸送帶滾筒的直徑為410mm。工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5。帶式輸送機(jī)的傳動效率為0.96。傳動裝置組成：由電動機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、v帶、卷筒、運(yùn)輸帶等組成。減速器采用二級圓柱同級減速器。整體布置如下： 1.1 帶式輸送機(jī)傳動簡圖二、各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機(jī)齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成直齒，低速級做成斜齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三、 選擇電動機(jī)目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動機(jī)選擇選用Y系列（IP44）封

3、閉式三相異步電動機(jī)功率工作機(jī)所需有效功率為57000.75/（10000.96）4.45 kw電動機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動總效率為：=0.724為V帶的效率,為第一、二、三和聯(lián)卷筒四對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油潤滑），為聯(lián)軸器的效率。為卷筒傳動。電動機(jī)所需工作功率為： PP/4.45/0.8245.40 kw ,要求電動機(jī)輸出功率為P5.40 kw型號執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為33.31 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比24，二級圓柱齒輪減速器傳動比840，則總傳動比合理范圍為16160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：（16160）33.311661332.4

4、59r/min按電動機(jī)的額定功率P，要滿足PP以及綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M26的三相異步電動機(jī)，額定功率P為5.5 kw，額定電流8.8 A，滿載轉(zhuǎn)速960 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000 r/min。選用型號Y132M26的三相異步電動機(jī)四、 分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比（1） 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置總傳動比為：/960/34.9528.820（2） 分配傳動裝置傳動比：式中、分別為帶傳動和減速器的傳動比。對于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動比按下式分配： 式中為高速級圓柱齒輪的傳動比，為低速級圓

5、柱齒輪的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.5，則減速器傳動比為：3.39五、 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算目的 過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算按電動機(jī)軸至工作機(jī)運(yùn)動傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速：高速軸 960/2.5384 r/min中間軸 417.39/3.39113.274 r/min低速軸 120.98/3.3933.414 r/min滾筒軸 =33.414r/min各軸輸入功率：高速軸 P5.50.965.28 kW 中間軸 25.280.990.975.07 kW 低速軸 25.070.990.974.77 kW滾筒軸 24=4.770.99

6、0.994.675 kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：9550 95505.5/96054.71 Nm高速軸 955095505.28/384131.31 Nm中間軸 955095505.07/113.274427.445 Nm低速軸 955095504.77/33.411363.30 Nm滾筒軸 955095504.675/33.411226.15Nm 軸 參數(shù) 電機(jī)軸 軸 軸 軸滾筒軸功率P/KW5.55.285.074.774.675轉(zhuǎn)矩T/（Nm）54.71131.31427.451363.301336.154轉(zhuǎn)速n/（r/min）960384113.27433.41433.414傳動

7、比i2.53.393.39效率0.960.97020.97600.9702計算步驟結(jié)果六、 設(shè)計帶和帶輪（a） 確定計算功率查機(jī)械設(shè)計課本表8-7選取工作情況系數(shù)：1.2 1.2 5.56.6 kw（b） 選擇帶的帶型根據(jù)6.6 kw，1.2 ,查課本圖8-11選用帶型為A型帶。（c） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗算帶速a) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準(zhǔn)直徑100 mm。b) 驗算帶速5.024 m/s因為5 m/s30 m/s ，故帶速合適。c) 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑大帶輪基準(zhǔn)直徑2.5100250 mm ，式中為帶傳動的傳動比，根據(jù)課本表8-8，圓整為250 mm 。（

8、d） 確定V帶的中心距和帶的基準(zhǔn)長度由于0.72，所以初選帶傳動的中心距為：1.5525 mm所以帶長為：=1610.49 mm查課本表8-2選取v帶基準(zhǔn)長度1600 mm，傳動的實際中心距近似為：+519.76 mm圓整為520 mm，中心距的變動范圍為：-0.015496 mm+0.03568 mm故中心距的變化范圍為496568 mm 。（e） 驗算小帶輪上的包角163.47o90o，包角合適。（f） 計算帶的根數(shù)z因100 mm，帶速v5.024 m/s，傳動比,則查課本、表8-4a、表8-4b,并由內(nèi)插值法得單根普通V帶的基本額定功率0.95 kw，額定功率增量0.11 kw 。查課

9、本表8-2得帶長修正系數(shù)0.99 。查課本表8-5,并由內(nèi)插值法得小帶輪包角修正系數(shù)0.96 ，于是6.55 故取7根。（g） 計算單根V帶的初拉力的最小值查課本表8-3可得V帶單位長度的質(zhì)量 0.10 kg/m,故:單根普通帶張緊后的初拉力為155.17 N（h） 計算壓軸力壓軸力的最小值為: 22122.07 N（i） 帶輪結(jié)構(gòu)V帶由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)V帶根數(shù)Z7，小帶輪基準(zhǔn)直徑100 mm，大帶輪基準(zhǔn)直徑250 mm。故由課本圖8-14小帶輪選擇腹板式。大帶輪選擇孔板式。輪槽的截面尺寸槽型bd/mm/mm/mme/mmfmin/mmA11.0 2.758.7150.3938o大

10、帶輪寬度:B=(z-1)e+2f=108 mm1.2=6.6 kwA型100 mm=5.024 m/s250 mm=1610.49 mm1600 mm520 mm=163.47o取=7=2122.07 N七、 齒輪設(shè)計因減速器為同軸式，低速級齒輪比高速級齒輪的強(qiáng)度要求高，所以應(yīng)優(yōu)先校準(zhǔn)低速級齒輪。（a） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)a) 選用斜齒圓柱齒輪傳動，運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588)。b) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。

11、c) 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i2243.3981.36，取Z282。d) 初選螺旋角14o。i. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由機(jī)械設(shè)計課本設(shè)計計算公式（10-21）進(jìn)行計算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選=1.6。2) 小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩為 T427.445103 Nmm3) 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)1。4) 查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 5) 由課本P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。60nj 60113.27

12、1000（2830010）3.261080.961087) 由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.95；KHN21.0。 8) 查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。9) 由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動的端面重合度0.77 ，0.855。則+1.625。10) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=0.956005701.0550550則許用接觸應(yīng)力為：560 （2） 設(shè)計計算1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得91.26 mm2) 計算圓周速度。0.627m/s3) 計算齒寬b和模數(shù)。計算

13、齒寬b b91.26 mm計算摸數(shù) =3.69mm4) 計算齒寬與高之比齒高 h2.252.253.698.3 115) 計算縱向重合度 =0.318=1.9036) 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)=1，根據(jù)0.627m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)K0.95；由課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K1.428；由11，K1.428查圖10-13得 K1.35；由課本表10-3 得: K1.2。故載荷系數(shù)K KK K 10.951.21.4281.6287) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd91.2691.788) 計算模數(shù)3.71mmii. 按

14、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式（1） 確定計算參數(shù)1) 計算載荷系數(shù) K K K10.951.21.351.5392) 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.883) 計算當(dāng)量齒數(shù)26.2789.854) 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查課本表10-5得 齒形系數(shù)2.592；2.211 應(yīng)力校正系數(shù)1.596；1.774查課本圖10-20c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。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.88；K0.92。5) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4314.29 Mpa249.71Mpa6) 計算大、小

15、齒輪的 并加以比較0.013160.01571大齒輪的數(shù)值大，故選用。（2） 設(shè)計計算=2.66 mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m3 mm，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d70.4來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: z29.68 取z30那么zuz13.3923101 取z1014. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距 a202.577將中心距圓整為203mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3） 計算大、小

16、齒輪的分度圓直徑d92.78 d312.37（4） 計算齒輪寬度 b192.7892.78 mm圓整后取90mm；95mm。（二） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 選用直齒圓柱齒輪傳動，運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588)。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。3) 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i1243.3981.36，取Z2822. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式(109a)進(jìn)行試算，即 （1） 確定公式各計算數(shù)值1)

17、 試選載荷系數(shù)2) 小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩為 T131.31103 Nmm3) 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)0.8。4) 查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 5) 由課本P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60nj 603841（2830010）1.11093.261087) 由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=0.

18、906005400.95550522.5（2） 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值2) 計算圓周速度v3) 計算齒寬 4) 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 5) 計算載荷系數(shù)K根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)；直齒輪，；由表查得使用系數(shù)由課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K1.293；由8.55，K1.293查圖10-13得 K1.25；故載荷系數(shù)6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得7) 計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為（1） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值1) 查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎

19、曲疲勞強(qiáng)度極限。2) 查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.85；K0.88。3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4303.57 Mpa238.86Mpa4) 計算載荷系數(shù) 5) 查取齒形系數(shù)由表查得；。6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表查得；。7) 計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大（2） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m2.5 mm，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d77.44來計算應(yīng)有的齒數(shù) 取z31大齒輪齒數(shù)取4. 幾何尺寸計算（

20、1） 計算分度圓直徑 （2） 計算中心距 但為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計算.即a160 mm。z31 z3.3936=122.04取z122， （3） 計算尺寬 取八、 傳動軸和傳動軸承的設(shè)計(a)低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計i. 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P4.77 KW 33.414r/min 1363.305Nm2. 求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 305而 F8939.70 NFF8039.703011.77NFFtan8039.702234.926N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖8

21、.1所示圖8.1 軸的載荷分布圖3. 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11258.53（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.31363.305103 Nmm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計手冊表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d165 mm，故取65 mm

22、，半聯(lián)軸器的長度L142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1107 mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑80 mm；左端2) 用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取105 mm。3) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的

23、單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸為dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則44.5 mm。4) 取安裝齒輪處的軸段90 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取86 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h7 mm，則104 mm。軸環(huán)寬度,取12 mm。5) 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端

24、蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取67.5 mm。=30.5+14+(90-86)=48.5 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度 圖8.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計示意圖（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按90 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh25 mm14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm12 mm90 mm，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，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓

25、周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為2，右端倒角為2.5。各軸肩處的圓角半徑為:處為R2，其余為R2.5。表 8.1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6長度/mm10567.548.5861244.5鍵bhL/mm20 12 90251470C或R/mm處245o處R2處R2.5處R2.5處R2.5處R2.5處2.545o5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖8.2）作出軸的計算簡圖（圖8.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時,應(yīng)從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸

26、的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。計算步驟如下：57.1+71.6128.7 mm4472.74N3566.95 N5545.27 N4007.1-5545.27-1538.17N6025.0857.1.68 5545.2757.1.917-1538.1771.6.972.06 .896. 桉彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6

27、，軸的計算應(yīng)力 MPa 12.76Mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），

28、而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.161 412.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.2122 825 截面的右側(cè)的彎矩M為 .1截面上的扭矩為 1 截面上的彎曲應(yīng)力 2.15Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 10.91Mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表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)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得 1.9 1.29又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.88故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式

29、(課本附表3-4）為1.756由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得S55.21 S15.5114.93S1.5故可知其安全。（3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.172 900 抗扭截面系數(shù) 0.20.2145 800 截面的右側(cè)的彎矩M為 .1截面上的彎曲應(yīng)力 1.80 Mpa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 1 9.19 MPa過盈配合處的，由課本附表3

30、-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為3.332.68于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得S55.42S11.9411.7S1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。（b）高速軸以及傳動軸承的設(shè)計1. 求輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩5.28 KW 417.39 r/min 131.31x Nm2. 求作用在齒輪上的力F283

31、0.7NFF3412.7 1030.29N圓周力F，徑向力F如圖8.3所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11226.80 mm故圓整取27，輸入軸的最小直徑顯然是V帶輪處的直徑（圖8.4）。V帶輪與軸配合的轂孔長度L1108 mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（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V帶輪的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑40 mm。V與軸配合的轂孔長度L1108 mm，故-的長度取108 mm。2) 初步選擇深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)40mm，

32、由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承（GB/T 2761994）6009型，其尺寸為dDB45 mm75 mm16 mm，故45 mm；左端深溝球軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm。軸段VI的長度與軸承寬度相同,故取16 mm。3) 取安裝齒輪處的軸段50 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取86 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h4 mm，則58 mm。軸環(huán)寬度,取10 mm。 4) 軸承端蓋的總寬度為27.25 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)

33、設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆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)軸器右端面間的距離,故取57.25 mm。=16+14+(90-86)=34 mm。至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度。 圖8.3 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計示意圖（2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按50 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh14 mm9 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，V帶輪與軸的連接，選用平鍵為10 mm8 mm90 mm，V帶輪與軸的配合為。深溝球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的

34、，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2，右端倒角為1.6。各軸肩處的圓角半徑為:處為R1.2，其余為R1.5。5. 求軸上的載荷取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8.4）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C出的、及的值列于下表載 荷水平面H垂直面V支反力1 297.59 N，1 387.08 N472.28 N，504.86N彎矩M75 260.22 27 392.24 31 301.32 總彎矩80 090.17,81 509.96扭矩T120

35、810 圖8.4 軸的載荷分布圖6. 桉彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 MPa 8.64Mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同低速軸。經(jīng)計算該軸在截面左右兩側(cè)的強(qiáng)度安全系數(shù)S1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。(c)中間軸以及傳動軸承的設(shè)計1. 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩5.07 KW 113.274 r/min 427.4

36、45 Nm2. 求作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為=315F2607.48NFF2607.48 938.7N低速級小齒輪的分度圓直徑=71.13mm 11363.98N FF11363.984264.07 NFtan11363.982833.36N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖8.5所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11239.2mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了保證軸的強(qiáng)度要求，故取50 mm。2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有

37、徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30210型，其尺寸為dDT50 mm90 mm21.75 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則35.75 mm。3) 取安裝齒輪處的軸段60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為65m，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取61mm，則39.75。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h6 mm，則72 mm。軸環(huán)寬度。-段為小齒輪，其寬

38、度為95 mm，故95 mm，=92.25mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長度。 圖8.5 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計示意圖表 8.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm50 m660 H7/n67260 H7/n6 50 m6長度/mm39.756191.259535.75鍵bhL/mm181160181190C或R/mm處245o處R2處R2處R2處R2處R2（2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按60 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh18 mm11 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配

39、合為；同樣，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為2。各軸肩處的圓角半徑為R2。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖8.5）作出軸的計算簡圖（圖8.6）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時,應(yīng)從手冊中查得a值。對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a20 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L155.25 mm L2174.25 mm L363.25 mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下計算支承反力 +55.25+174.25+63.25292.75 mm在水平面上 =4094.98 N =

40、7665.89 N在垂直面上 故1621.17 N .65 .54.06 .87 九、軸承的選擇和校核計算已知軸承的預(yù)計壽命為=48000h1輸入軸承的選擇與計算由軸I的設(shè)計知，初步選0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承（GB/T 2761994）6009型， =0，F(xiàn)r=1242.2N ，=3 ，轉(zhuǎn)速n=417.39r/min1）查滾動軸承樣本（指導(dǎo)書表15-3）知深溝球軸承6009的基本額定動載荷C=21kN，基本額定靜載荷=14.8N 2）求軸承當(dāng)量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2（

41、11242.2+0）N =1490.64N 3）驗算軸承壽命 Lh=10660n（CP）=h=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承60092中間軸上的軸承選擇與計算由軸II的設(shè)計已知，初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30210型 =0，F(xiàn)r=938.7 轉(zhuǎn)速n=120.98 r/min1）查滾動軸承樣本（指導(dǎo)書表15-5）知單列圓錐滾子軸承30210的基本額定動載荷C=73.2kN，基本額定靜載荷=92.0kN2）求軸承當(dāng)量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=

42、1.2，則 P=（X+Y）=1.2（1938.7+0）N =1126.44N3）驗算軸承壽命 Lh=10660n（CP）=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30210型。3輸出軸上的軸承選擇與計算由軸的設(shè)計知，初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30217型， =2700，F(xiàn)r=4007.1 =3 ，轉(zhuǎn)速n=35.07/min1）查滾動軸承樣本（指導(dǎo)書表15-3）知單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30217的基本額定動載荷C=178kN，基本額定靜載荷=238kN 2）求軸承當(dāng)量動載

43、荷P 因為=2700，F(xiàn)r=4007.1徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.0，則 P=（X+Y）=1.（14007.1 +12700）N=6707.1N 3）驗算軸承壽命 Lh=10660n（CP）=h=72000h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30217取z30z101中心距a203螺旋角分度圓直徑d92.78 d312.37齒輪寬度90mm95mm取z31z102分度圓直徑d77.5d305 中心距a160齒輪寬度65mm60mm65 mm80 mm85 mm90 mm104 mm85 mm

44、105 mm=67.5 mm=48.5mm86 mm12 mm=44.5 mm十、鍵連接的選擇與校核計算1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇A型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸，由2中表6-1選擇。鍵長根據(jù)皮帶輪寬度B=108選取鍵的長度系列取鍵長L=100. 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力，取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 GB/T 1095-20032、輸出軸鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般7級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。據(jù)，由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。由輪轂寬度及鍵的長度系列取鍵長。 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應(yīng)力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強(qiáng)度足夠。鍵 GB/T 1096-2003 輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接據(jù)輸出軸傳遞的扭矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。查國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-85。選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸