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1、1 .設(shè)計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計 2 .已知條件： (1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高 溫度35C； (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，電壓 380/220V ; (5) 運輸帶速度允許誤差：土 5%; (6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 3 .設(shè)計數(shù)據(jù)： 運輸帶工作拉力 F: 2600N; 運輸帶工作速度 v ： 1.1m/s ; 卷筒直徑D： 220mm :、方案及主要零部件選擇 1.設(shè)計方案 :

2、二級同軸式圓柱齒輪減速器 在筒 聯(lián)軸器 4——二級圓柱齒輪減速罌 電動機 輔助件：觀察孔蓋，油標和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷, 啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。 2.各主要部件選擇 目的 分析 結(jié)論 動力源 電動機 齒輪 斜齒輪傳動平穩(wěn) 兩對斜齒輪 軸承 軸承所受軸向力不大 球軸承 聯(lián)軸器 彈性聯(lián)軸器 二、電動機的選擇 , f Fv 2600 1. 10 …， 工作機所需有效功率匕 -F— 2. 86kW 1000 1000 傳動裝置總效率 12 4 2 4 查義獻【1】P141表二得

3、各部分傳動效率 聯(lián)軸器傳動效率 1 0. 99 （兩個彈性聯(lián)軸器）； 滾動軸承傳動效率 2 0. 99 （四對滾動軸承）； ， 圓柱斜齒輪傳動效率 3 0. 98 （兩對7級精度齒輪傳動）； 輸送機卷筒傳動效率 4 0. 96 ； 所以電動機所需工作效率為： Pd 巳 3. 3kW 工作機卷筒軸轉(zhuǎn)速為： 60V - , . nw 95.5r / min W d 查文獻【1】P413 兩級式同軸式齒輪傳動比范圍 i 8?60 nd nw i 764?5730r / min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000r/min、1500r/min、3000r/min 二種

4、，綜合考慮電動機和傳 動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，決定選擇同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min的電動機根據(jù)電動機類 型、容量和轉(zhuǎn)速，有文獻【2】P173查得，選用Y112M-4, 力殺 號 電動機 型號 額定功 率/kw 滿載轉(zhuǎn) 速 /(r/min ) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/kg 1 Y112M-4 4 1440 2.2 2.3 43  四、傳動比及各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩計算 nm 1440 總傳動比：I 15. 08 n, 95.5 ??1 = ??2 = v1508 = 3.88 各軸的轉(zhuǎn)速

5、ni n2 n3 nm 1440r / mln n1 1440 I 1 3. 88 371. 13r / mln n2 371.13 -3. 88— 95. 69r / mln n4 n3 95. 69r / mln 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 軸1R Pd 1 2 3. 23kW 軸2P2 P1 2 3 3. 13kW 軸 3P3 P2 2 3 3. 04kW 3 3 工作機 P4 P3 1 2 2. 98kW 各軸轉(zhuǎn)矩 電機軸輸出 Td 9.55 106 Pd 2. 19 104N mm nm 軸 11 Td 1 2

6、2. 15 104N mm 軸2T2 T1 3 2I 1 8. 09 104N mm 3 軸3T3 T2 3 2I 2 3. 05 105N mm 工作機 T4 T3 1 2 2. 99 105 N mm 五、高速級齒輪設(shè)計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)選用斜齒圓柱齒輪 (2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選 7級精度(GB10095-88) (3)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二者硬度差為 40HBs (4)選小齒輪齒數(shù)Zi 30：大齒輪齒數(shù)Z2 i Zi 3.88 3

7、0 116 (5)初選取螺旋角 14 2.按齒面接觸強度設(shè)計 文獻【1】 《機械設(shè)計》第八版 高速級 名稱 符號 小齒輪 大兇輕 螺旋角 14 傳動比 i 3.88 齒數(shù) Z 26 101 基圓螺旋角 b 14 法面模數(shù) 叫 1.5 端面模數(shù) m 1.55 法面壓力角 n 20 端面壓力角 t 20.5 法面齒距 Pn 6.28mm 端面齒距 Pt 6.50mm 法面基圓齒距 Pbn 5.90mm 法面齒頂圖系數(shù) h*n 1

8、 法面頂隙系數(shù) * Cn 0.25 分度圓直徑 d 40.54 157.46 基圓直徑 db 52.40mm 260.07mm 齒頂局 ha 2mm 齒根高 hf 2.5mm 齒頂圓直徑 da 43.5354 160.4646 齒根圓直徑 df 36.7854 153.7146 標準中心距 a 99 b 45 40  低速級 名稱 符號 小齒輪 大兇輕 螺旋角 14 傳動比 i 3.88 齒數(shù) z 20 99 基圓螺旋角 b 14 法面模數(shù) n 2 端面模數(shù) m 1.55

9、法面壓力角 n 20 端面壓力角 t 20.5 法面齒距 Pn 6.28mm 端面齒距 Pt 6.50mm 法面基圓齒距 Pbn 5.90mm 法面齒頂圖系數(shù) h*n 1 法面頂隙系數(shù) * Cn 0.25 分度圓直徑 d 40.41 157.59 基圓直徑 db 52.40mm 260.07mm 齒頂局 ha 2mm 齒根高 hf 2.5mm 齒頂圓直徑 da 44.4082 161.5918 齒根圓直徑 df 35.4082 152.5918 標準中心距 a 99 b 45 40 八.

10、減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計  （中間軸） — — 輸出軸 ) 1 j 1. 1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 目的 過程分析 結(jié)論 輸 入 軸 的 設(shè) 計 及 苴 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計 1 . 輸入軸上的功率 R 3.23kw,轉(zhuǎn)速n1 1440r / min T1 2. 15 104N mm 2 .求作用在車輪上的 匚 2T1 2 2. 15 104 ci Ft — 1071. 5N d1 40. 13 Fr Fj 也凱 1071.5 tan 20 40

11、1.2N cos cos 13 36' Fa Ft tan 1071.5 tan 13 36' 259. 2N 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻【 2】中表8-7查 得，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 560000N?mm半聯(lián)軸器的孔 徑？?1 = 20????,故取？？1-2 = 20????,半聯(lián)軸器長度 ?? = 58????.半聯(lián)軸器 與軸配合的轂孔長度？?1 = 38????。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）低速軸的裝配方案如下圖所示： 選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理 (2)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 2-3軸段的左端需

12、要一個定位軸 肩，根據(jù)文獻【3】(P379)可知軸肩高度h=(0.07-0.1)d ,所以取直徑？?2-3 = 23????;聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而 不壓在軸的端面上，所以應取1-2段的長度比聯(lián)軸器轂孔稍短一些， ?。?1-2 = 35????。 (3)初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受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) ？?2-3= 23????,由文獻【2】中 表6-7 (P80)中初步選用圓錐滾子軸承 30305型，其尺寸為內(nèi)徑d = 25mm, 夕卜徑 D= 62mm ,軸承寬度 T= 18.25mm a =

13、 13mm 所以？?3-4 = 25????, ??7- 8 = 25???? ??7- 8 = 18.25????。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，根據(jù)文獻【 2】表6-7 (P80)查得 ?????????? = 32????,所以??？？& 7 = 32????。 (4)由于高速小齒輪的齒根圓直徑 ？??？= 41.53????,所以安裝齒輪處的軸 段4-5的直徑？?4- 5= 28????;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 已知 齒輪輪轂的寬度為 B=50mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應稍短 于齒輪輪轂寬度，故?。?4- 5 = 46????;齒輪的右端采用

14、軸肩定位， 軸肩高度 h>0.07d ,故取h=3mm貝U軸環(huán)處的直徑？?5-6 = 34????。由文獻【3】(P379) 軸環(huán)寬度b>1.4h,所以取??5- 6 = 10????。 (5)軸承端蓋的總寬度為 20mm根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加 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 ？？ = 30mm,故 取？?2- 3 = 50????。 (6)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定 滾動軸承位置時。應距箱體內(nèi)壁一段距離 s ,取s=8mm,已知滾動軸承寬度 T=18.25mm 則 ??3- 4 = T+ s + a +

15、(50 - 46) = 18.25+ 8+ 16+ 2 = 44.25mm ??6- 7 = s + a - ??5- 6 = 8 + 16 - 10 = 14mm 至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度。 軸段 直徑(mm 長度(mm 1-2 20 35 2-3 23 50 3-4 25 46.25 4-5 28 46 5-6 34 10 6-7 32 14 7-8 25 18.25 總長度 249.5  目的 過程分析 1、鍵的設(shè)計 根據(jù)文獻【2】中表4-1 (P56)按？?4-5= 28????,查得齒輪輪轂與軸連 接的平

16、鍵截面b Xh XI =8X7 X28,配合為 H7/n6;鍵的型號為 GB/T1096 鍵 A8X7X28。 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b XhXI =6X6X18,配合為H7/k6;鍵 的型號為 GB/T1096 鍵 A6X 6 X 18。 2、 輸 入 軸 的 設(shè) 計 及 苴 /、 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計 軸的受力分析 - 1_邕 ilTnTnrrm ffiniirniiT ^rHlTrnT 根據(jù)軸的尺寸確定？?1、？?2、？?3的長度 ??1 = L1- 2+ ??2- 3 + ??= 35+ 50+ 13= 98???? F tn F 5 F

17、fTrnnTnTnTI TrnTrnTrnm^ ??2 = -3- 4 - ??+ 1 ??4- 5 - 2??1 = 46.25- 13 + 1 46- 2 x50= 54.25???? ??3 = 1-5- 6 - ??+ 1 ??6- 7 + 2 ??1 + ??7- 8 = 10 - 1 13+ 14+ 2X50+ 18.25 54.25???? (1)在水平面上 F1H 845 一 ——422. 5N hht 2 (2)在垂直面上  FrL3 Fa d2 320 54. 25 244 45. 282 L2 L3 54.25

18、 54.25 210. 9N 所以 F2V Fr Fiv (3)求彎矩 M1h M2H FiH 320 210. 9 109. 1N L2 422. 5 54. 25 22920. 63N.mm M1v F1V L2 210.9 54. 25 11441.33N.mm d 45. 28 M2v F1v L2 Fa 2 210.9 54. 25 - 244 2 5917. 17N.mm 所以合成后的彎矩 Mi 、M12H M1V 22920. 632 11441.332 25617. 56N mm M2 M^h M2V 22920. 632 5917. 172 2367

19、2. 10N mm （4）計算扭矩 T= 19130??????? 3、軸的強度校核 由文獻【3】（P380）可知進行校核時，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。因為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈 動循環(huán)應力，取a =0.6,軸的計算應力由文獻【3】式15-5 ??????= V??2+( ??T) 2 ?? 它5211.062+( 0.6 X5524.16)2 0.1x283 =11.58?????? 已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻【 3】中表15-1查得 [-1] 60MPa因此ca [ 1],故安全。 4、軸強度的

20、精確校核 截面A, 2, 3, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起 的應力集中均將削弱軸的疲勞強度， 但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較 為寬裕確定的，所以截面 A, 2, 3, B均無需校核。 應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4和5處過盈配合引起 的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面 C上的應力最大。截面 5 的應力集中的影響和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時軸徑也 較大，故不必做強度校核。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大 （過 盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端 ），而且軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機

21、械設(shè)計手冊可知， 鍵槽的 應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 4左右兩側(cè)即可。 （1） 分析截面4左側(cè) . 3 3 3 抗彎 aw 系數(shù)： W 0.1d 0.1 25 1562.5mm 抗扭截面系數(shù)： W 0. 2d3 0.2 253 3125mm 截面4左側(cè)的彎矩： L T 54 25 18 25 M M J 25617.56 16999.67Nmm L2 54. 25 截面4上的扭矩：T= 19130??????? 截面4上的彎曲應力： b M/W 16999. 67 1562. 5 10. 88MPa 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應力：

22、T QWT 191303125 6. 12MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻【3】中表15-1查得 B 640MPa 1 275MPa 1 155MPa 敝面上由于軸肩而形成的埋論應力集中系數(shù) 及 ，由文獻【3】附表 3-2查取， 因r/d 2 25 0.08, Dd 2825 1.12,經(jīng)插值后可查得， 1.74, 1.28 又由文獻【3】附圖3-1 (P41)可得軸材料的敏性系數(shù)為 q 0.82, q 0.85 所以有效應力集中系數(shù)按文獻【 3】附表3-4可得 ????= 1+ ????(????- 1) = 1 + 0.82 X(1.74- 1) = 1.6

23、1 ????= 1+ ????(????- 1)= 1 + 0.85 x(1.28- 1) = 1.238 由義獻【3】附圖3-2取尺寸系數(shù)為？??？ = 0.9, 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 0.92 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) a 1 ,按照文獻【3】 q 中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為： K k / 1 / 1.61/0.9 1/0.92 2.876 K k ! 1 / 1.238/0.92 1/0.92 2.433 又由義獻【3】3-1 (P25)取碳鋼的 0.1 , 0.05 計算

24、安全系數(shù)？?????，由式15-6,15-7和15-8得到  目的 過程分析 結(jié)論 2）計算支承反力 在水平面上 F1H F2H 483N 在垂直向上 FJ M 0 F .3 Fa d 2 401.2 47. 5 259. 2 40.嗎 280N lv2 i ? 1v L2 L3 39 47. 5 故 F 2v Fr F1v 401. 2 280 121. 3N 總支承反力 F1 .常 F12 4832 2802 651N 輸 入 軸 的 設(shè) 計 及 苴 /、 軸 承 裝 置 鍵 的 設(shè)

25、 計 F2 q'F2H F- J4832 151. 52 506N a) 畫彎矩圖 Mh Eh L2 483 39 22932N.mm M2H F2H L3 483 47.5 22943N .mm Mv F1v L2 280 39 10920.mm g Fiv L2 Fad2 5719N.mm 故 M1 Mi2H M1V 25399N mm M2 . M2H M2V 23645N mm 4)畫轉(zhuǎn)矩圖 6校核軸的強度 按彎矩合成應力校核軸的強度 對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) ca M2 ( T)2 W 12. 98mpa 查表15

26、-1彳#[ 1 ]=60mpa,因此ca [ 1],故安全. 精確校核軸的疲勞強度 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，故 C剖面左 側(cè)為危險剖面 . 3 3 3 抗彎 aw 系數(shù)： W 0.1d 0.1 25 1562.5mm 抗扭截面系數(shù)： W 0. 2d3 0.2 253 3125mm 截面4左側(cè)的彎矩： L T 54 25 18 25 M M 25617.56 16999.67Nmm L2 54. 25 目的 過程分析 結(jié)論 輸 入 軸 的 設(shè) 計 及 苴 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計 M

27、16999 八 a b 司 -7T77T 10. 88mpa m 0 W 1562 T 一一 T 」一 T - 2.48mpa a m _ 1.24mpa W a m 2 軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理.由 表15-1查得 B 640mpa 1 275mpa , 1 155mpa.截面上由于軸肩而形成的理論應力集中 系數(shù) 及 按附表3-2查取.因工 — 0.03 ,— 竺 1.2,經(jīng)插值 d 30 d 30 后可查得 2.09 1.66 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 q 0.74 q 0.77 故后應力集中系數(shù)按式(附3-4)為 k 1 q ( 1) 1 0.

28、74(2.09 1) 1.81 k 1 q ( 1) 1 0.77(1.66 1) 1.51 由附圖3-2得尺寸系數(shù) 0.77;由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.88 由附圖3-4得 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即q 1,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為  K 1」1 181，1 2.44 0.77 0.92 k 1 1.51 1 …6 K — — 1 1 1.81 0.88 0.92 由 3-1及 3-2得碳鋼的特性系數(shù) 0.1~0.2, 取 0.1 0.05~0.1, 取 0.05 目的 過程分析 結(jié)論 輸 入 軸 的 設(shè) 計

29、及 苴 /、 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計 于是，計算安全系數(shù) Sca值，按式(15-6卜(15-8) 則得 S 1 空 6.09 K a m 2.44 18.5 0.1 0 c 1 155 ― S 67.2 K a m 1. 81 1.24 0.05 1.24 一 S S Sca 「 3.94 S 1. 3 - 1.5 故安 ca

30、21500 齒輪： p 19mpa p d〔hl 28 8 (56 10) 查表得 p 120~150mpa. p p故強度足夠. 9.校核軸承壽命 鍵校核安全  軸承載荷 軸承1 徑向：Fr1 F1 651N 軸向：Fa1 Fa 259.2N 軸承2 徑向：Fr2 F2 506N 軸向：Fa2 0 因此，軸承 1為受載較大的軸承，按軸承1計算 Fa1 259.2 6 / n 4 e V. Fr1 651 13-6 13

31、-6, fp 1.0~1.2，取fp 1.0按表13-5注1,對深溝球軸承取 f0 14.7 , 則 相 對 軸 向 載 荷 為 軸校核安全 輸入 軸的 f°Fa/ /Co 14. 7 610. 65/ 1 08 78300 軸承校核安全 壽命（h ）為 設(shè)計 及其 在表13-5目 」介于1.03~1.38之間，對應的e值為 0.28~0.3,Y 值為 1.55~1.45 Lh 27159 軸承 線性插值法4 “ ⑺古 、/ / ” (1.55 1.45) ( Y 佰 V 1 AR ' 7 (1.380 1.08) 1.54

32、 裝置、 ，I IU Y I .45 1.380 1.03 鍵的 設(shè)計 故 P fp(XFr YFa) 1.0(0.56 1311.28 1.54 610.65) 1674 N .106/Cr、3 106 Lh ( ) 60n P 60 1440 (19500) 1674 3 18294h ? ? .一 ' 查表13-3得預期計算壽命Lh 1200 Lh 3. 3軸（輸出軸）及具軸承裝置、鍵的設(shè)計 目的 過程分析 結(jié)論 輸 出 1 .輸出軸上的功率 P 3. 04kw,轉(zhuǎn)速n3 95

33、. 69r / min 軸 及 轉(zhuǎn)矩t3 3. 05 105N mm 苴 2 .求作用在車輪上的力 軸 承 狂 置、 鍵 的  設(shè) 計 Ft 巴 2 3.05 105 3875N d1 157.4 l l tan an tan 20 2 Fr Ft n_ 3875 1454 N cos cos 14 Fa 弓 tan 3875 tan 14 966 N 3 .初定軸的最小直徑 選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理

34、。根據(jù)表1 5 — 3 ,取 A 112于是由式1 5 — 2初步估算軸的最小直徑 dmin A ；；R / % 36m他是安裝聯(lián)軸 器處軸的最小直徑d1 2 ,由于此處開鍵槽，取 dmin 36 1.05 37. 8mm聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca KAT1查表14-1 取 Ka 1.3,則Tca KAT1 1. 3 3.05 105 396500N mm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻【 2】中表8-7查 得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250000N?mm半聯(lián)軸器 的孔徑??1 = 38????,故取??1- 2 = 38????,半聯(lián)軸器

35、長度?? = 82????.半 聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 ？?1 = 60????.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 )擬定軸上零件的裝配方案(見前圖) 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 目的 過程分析 結(jié)論 輸 出 軸 及 苴 /、 軸 承 裝 置、 鍵 的 設(shè) (1 ) 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1 — 2軸段右端需制處一軸肩，軸 肩高度h 0.07?0.1d ,故取2段的直徑d2 44mm 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受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) d2 44mm獻【2】中 表6-7 (P80)中初步選用圓錐滾子軸承

36、30309型，其尺寸為內(nèi)徑d = 45mm,外徑 D= 100mm,軸承寬度 T = 27.25mm a = 21.3mm 所以 ??3 = 45????, ??7 = 45????, ??7 = 27.25???? 右端滾動軸承米用軸肩進行軸向定位，根據(jù)義獻【 2】表6-7 (P80)查得 ?????????? = 54????,所以取？？6 = 54????。 軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝 ，d4應略大與 d3,可取 d4 50mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂的寬 度為B=45mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應稍短于齒輪輪轂 軸的尺寸（m

37、m）: d1 38 d2 44 d3 45 d4 50 d5 60 d6 54 d7 45 1 58 2 50 3 55.25 4 41 .10 寬度，故取？?4 = 41????;齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d , 故取h=5mm則軸環(huán)處的直徑？?5 = 60????。由機械設(shè)計(P379)軸環(huán)寬度 b>1.4h ,所以取？?5 = 10????。 (5)軸承端蓋的總寬度為 20mm根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添 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 ？？ = 30mm, 故取？?2 = 50????。 6 14

38、7 27o25 (6)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離△ =16mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確 定滾動軸承位置時。應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度 T=27.25mm,貝U ??3 = T+ s+ ? + (45- 41) = 27.25 + 8+ 16+ 4 = 55.25mm ??6 = s + ? - ??5- 6 = 8 + 16 - 10 = 14mm 5、鍵的設(shè)計 根據(jù)《課程設(shè)計手冊》中表 4-1 ( P56)按？?4 = 50????,查得齒輪輪轂 與軸連接的平鍵截面b Xh Xl = 14 X 9 X32,配合為 H7/n6 ;鍵的型號為 GB/T10

39、96 鍵 C14X 9X 32。 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b Xhxl = 10X8X45,配合為；鍵的型 號為 GB/T1096 鍵 C10X 8X45。 6、軸的受力分析 一 7 7 I ^rnTTrnrrnW 1 fnnnirnmTr^ i 1 E o Fvi FrrinniTfin 寸 3 niTmiTrTr Mb ninTTTm^ 根據(jù)軸的尺寸確定？?1、？?2、？?3的長度 ??1 = L1 + ??2+ ?? = 58+ 50+ 21.3= 129.3???? 1 1 ??2 = L3 - ??+ ??4- 2??1= 55.

40、25 - 21.3+ 41- - X45= 52.45???? ??3 = L5 - ??+ ??6+ ；??1+ ??7 = 10- 21.3+ 14+；x45+ 27.25 =52.45???? (1)在水平面上 F1H F2H Ft 2 3875 1937. 5N (2)在垂直面上 Fa 1454 52.45 966 157.42 L3 52. 45 52. 45 1452N 所以F2v Fr Fiv 1454 1452 2N (3)求彎矩 Mih Fih 1937. 5 52.45 101621N.mm Fiv L2 1452 52.

41、45 76157N.mm Fiv L2 Fa 157 . 4 1452 52. 45 - 966 2 133. 2N.mm 所以合成后的彎矩 _ 2 2 ,101621 76157 126991N mm M2 2 101621 2 133. 2 101621N mm (4)計 算扭矩 ?? 157.4 T = ???? x 2 = 966 x 2 =76024??????? 7、 軸的強度校核 由文獻【3】(P380)可知進行校核時，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。因為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力

42、為脈 動循環(huán)應力，取a =0.6,軸的計算應力由文獻【3】式15-5 ??????= V??2+( ??T) 2 ^126"2+( 0.6 X305000) ?? 0.1 X503 2 =14.67?????? 已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻【 3】中表15-1查得 -1] 60MPa 因此ca [ 1],故安全。 8、 軸強度的精確校核 截面A, 2, 3, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起 的應力集中均將削弱軸的疲勞強度， 但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較 為寬裕確定的，所以截面

43、A, 2, 3, B均無需校核。 應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4和5處過盈配合引起 的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面 C上的應力最大。截面 5 的應力集中的影響和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時軸徑也 較大，故不必做強度校核。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大 (過 盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端 )，而且軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機械設(shè)計手冊可知， 鍵槽的 應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 4左右兩側(cè)即可。 (2) 分析截面4左側(cè) 抗彎截面系數(shù)： W 0.1d3 0.1 453 9

44、112.5mm 抗扭截面系數(shù)： W 0. 2d3 0.2 453 18225mm 截面4左側(cè)的彎矩： L T 52 45 27 25 M 左 M 二—— 101621 .— 48825Nmm L2 52.45 截面4上的扭矩：T3 3.05 105 N mm 截面4上的彎曲應力： b M.W 48825 9112.5 5.36MPa 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應力： T T3fW 3.05 105/18225 16. 7MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻【3】中表15-1查得 B 640MPa 1 275MPa 1 155MPa ， ， 敝面上由于軸肩而形成的埋

45、論應力集中系數(shù) 及 ，由文獻【3】附表 3-2查取， 因 r/d 2 45 0. 044, Dd 28 25 1. 111,經(jīng)插值后可查得， 1.98, 1.30 】 又由文獻【3】附圖3-1 (P41)可得軸材料的敏性系數(shù)為 q 0.82, q 0.85 所以有效應力集中系數(shù)按文獻【 3】附表3-4可得 ????= 1+????(????- 1) = 1 + 0.82 x(1.96- 1) = 1.7872 ????= 1 + ????(????- 1) = 1 + 0.85 x(1.30- 1) = 1.255 由義獻【3】附圖3-2取尺寸系數(shù)為？??？ = 0.75, 扭轉(zhuǎn)

46、尺寸系數(shù)為 0.86 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 Sca ca 7. 20 S 1. 5 軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) q 1 ,按照文獻【3】 中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為： K K k 1/ k 1 / 1.7872 0.75 1.255.0.86 1/0.92 1/0.92 2.136 2.546 又由文獻【3】 3-1 (P25)取碳鋼的 0.1 , 0.05 計算安全系數(shù) ??????,由工1 15-6,15-7 ‘和15-8得到 ??-1 2

47、75 ??” = = 22 R7 ?? ????????+ ???????? 2.136X 5.68 + 0.1 X0 22.6 7 ????= ??-1 155 =7.60 ???????? + ???????? 15.71 15.71 = 2.546 * 2 + 0.05 X 2 (3) 分析截面4右側(cè) 抗彎截面系數(shù)：W 0.1d3 0.1 503 12500mm 抗扭截面系數(shù)： W 0. 2d3 0.2 503 25000mrn 截面4右側(cè)的彎矩： L T 52 45 27 25 M M 2 101621

48、 一 一 48825Nmm L 52. 45 截面4上的扭矩：T= 76024??????? 截面4上的彎曲應力： b MW 48825 12500 3. 9MPa 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應力： ???? ???? T T3 w 305000 25000 12MPa 由文獻【3】(P383)和附表3-8利用插值法可以求出過盈配合處的 ???? _ _ ???? _ _ _ _ _ 2.60,取不募=0.8><元=2.60X0.8= 2.08。 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 1 ,按照

49、文獻【3】 中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為： K k 1 1 / 2.60 1 / 0. 92 3. 687 K k / 1 / 2.07 1/ 0.92 3.157 計算截面4右側(cè)安全系數(shù)？?????，由式15-6,15-7和15-8得到 ??_ 1 275 ???? = = = 18 02 ?? ????????+ ???????? 3.687X4.14+0.1 X0 ????= ??J= _25___ = 843 ?? ????????+ ???????? 3.157 *歲+ 0.05x1246 一 S S Sca 1 7. 64 S 1.

50、5 將S2 所以截面4的右側(cè)也是安全的。 綜上所述，軸的截面 4是安全的，由文獻【3】(P383)可知該軸因無大的 瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 目的 過程分析 結(jié)論 9、校核鍵連接強度 皿…口 4T3 4 305000 聯(lián)軸命: 口 96Mia p d hl 35 8 45 由義獻【3】表6-2得 p 120 - 150MFa. p p ,強度足夠。 p p p 7 輸 出 … 4T； 4 305000 齒輪： D 95MPa 軸 p d h

51、l 50 9 32 及 苴 由文獻【3】表6-2得 p 120 - 150MFa. p p ,強度足夠。 軸 6、校核軸承壽命 存t 裝 (1)計算支反力 置、 F1 《F1H F12 J1937.52 14522 2421N 鍵 的 F2 ,F2； F22 V1937. 52 22 1937N 設(shè) 計 (2)計算徑向力 Fr1 F1 2421N Fr2 F2 1937N (3)計算軸向力 由文獻［2］表6-7 (P80)查得30309型軸承的。=15° , e=0.35。所以 可得

52、？？??1 = ????1 X ????????= 2421 x??????14 = 603N ????2= ????2 X ????????= 1937 X??????14 = 482N  因為？???2+ ???? = 442+ 603= 1085??> 550??= ????1,所以軸承 1 被壓緊， 軸承2被放松。于是有 ????1 = ????2 + ???? = 1085?? ????2 = ????2 = 482?? 所以 且 1085 0.45 e 0.35,由文獻【3】表13-5查得 Fr1 2421 X=0.4;由義獻【2】表6-7查得丫=1

53、.7。 F2 d82 0. 25V e 0.35,有文獻【3】表13-5查彳導X=1 Fr 2 1937 Y=0。 (4)計算當量載荷 按義獻【3】表13-6, fp 1.0~1.2，取fp 1.0，所以按照式13-8a得 F2 fp(XF2 丫嚏)1.0 (0.4 1937 0 482) 775N (4),軸承壽命的校核 因為軸承1的當量載荷比軸承 2的當量載荷大，所以按軸承 1來進行壽 命校核。【2】表6-7得30309型軸承？??？= 108????, 【3】(P319) 一， 10 ~ . 可知對于圓錐滾子軸承￡ = ~3■，所以 3 6 -V 6 10

54、 , 106 Cr 106 108000 -T , Lh ——(-H ( )3 1134285h 60n P 60 95. 69 775 根據(jù)工作要求可知軸承的預期壽命L = 2X8X365 X8 = 46720h ? ????, 所以高速級選擇30309型軸承合適，滿足壽命要求。 中 速 軸 的 設(shè) 計 1.中間軸上的功率P2 3. 13kw,轉(zhuǎn)速電 371. 13r / min 轉(zhuǎn)矩上 8.09 4 , 10 N mm 2、求作用在齒輪上的力 高速級大齒輪： 2T2 d2 2 74020 155. 87 1038N Fr2 Ft2 tan

55、an cos 1038 tan 20 cos 13 36' 388N Fa2 低速小齒輪 Ft2 tan 1038 tan 13 36 251N Ft3 2T2 d3 74020 40.6 3646N Fr3 Fa3 a 3 Ft 3 tan Ft 3 tan an / cos 3646 3646 tan 20 / cos 13 36' 1364N 1、初定軸的軸的材料為4 5鋼, tan 13 36 882N 調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻【 3】表15-3 ,取

56、 A 112于是由式15-2初步估算軸的最小直徑 dmin A 3 P2 / n2 112 3 3. 13/ 371.13 22.8mm 所以軸的最小直徑d1 23mm 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初選型號30305型圓錐滾子軸承，由文獻【2】表6-7查得其參數(shù): D B 25 62 17,基本額定動載荷 Cr 46. 8KN ,基本額定靜載荷C r 48KN，故d〔 d6 25mm ）軸段2加工成低速級小齒輪，已知齒寬B1 50mm,所以2軸段 的長度？？2= 48????。 3

57、 ）大齒輪裝在 4段，取齒輪的安裝孔直徑為 30mm則軸段4的直徑 ??4 = 30????,因為左 B2 40mm為保證齒輪的右端白^可靠定位，軸 5 的長度應該略短與大齒輪齒寬, 所以？?4 = 38????。大齒輪的左端用軸肩固 定，由文獻【3】軸肩高度h 0.07?0.1d,所以取d4 36mm為了減小 應力集中，取軸段 3-4的直徑d3 30mm 4 ）取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距△ ,取 16mm,取軸 承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離 S=8mm由文獻【2】表6-7 查得軸 承B=18.25mm所以軸段1-2的長度為 ??1- 2

58、= ? + s + B+ （45- 41） = 16 + 8+ 17+ 4 = 45mm 同理軸段6-7的長度??6- 7 = 45????。 5 ）輸入軸和輸出軸的跨距之和為 197.25mm,所以中間軸的跨距必 須大于197.25mm,為了保證中間軸上兩齒輪之間不發(fā)生運動干涉，取兩齒 輪之間的距離為140mm. 軸段 直徑mm 長度mm 1 25 45 2 29 48 3 38 140 4 30 38 5 25 45 6 ）為了保證小齒輪一端軸承的可靠定位，其右端使用軸套定位，由 文獻【2】表6-7查得da 32mm所以軸套的外徑？?外=32

59、mm軸套裝在 軸段1上，所以其內(nèi)徑？？外=25mm=左端靠軸承端蓋定位，由文獻【2】表 6-7查 Da 54mm,所以軸承端蓋凸緣的內(nèi)徑為 54mm凸緣厚度趣味10mm 7 ）為了保證大齒輪的右端面的可靠定位和軸承左端面的可靠定位， 此處使用一個階梯軸套， 取外徑？?外小=32mm, ??外大=36mm,軸套裝在軸 段5上，所以其內(nèi)徑？？外=25mni 5、軸的受力分析 根據(jù)軸的基本尺寸，取兩齒輪的中點為力的作用點，得到 ??1 = ??1 :??1- 2 - ?? + 2 = 50 : 41- 13+ 2 =53mm ??2 = ??1 ??2 二??3 +

60、 -2 + 22 = 50 45 140+ 2 + -2 = 187.5mm ??3 = 二??6- 7- ??+ ??5- 6- -21= 45- 45 13+ 38- 2 = 47.5mm  F? i^rrrnT ^rnT 計算支承反力 在水平面上 Fih Fit (L2 L2 L3 ^rTTT 3415. 18 47. 5 810. 5 (187. 5 47. 5) 53 187. 5 47. 5 1225N F2H 匕 F2t F1H 810.5 3415. 18 1225 3000N 在垂直面上 M Fa1d1 F1v L 2

61、 L1 1194 47.5 234 155.87 / 2 307 (87.5 147.5) 87. 5 147. 5 53 333N F2V Fr1 F2 r F1V 307 1194 333 1168N 總支承反力 F1 同 F； 12252 3462 1486N F2 F22 F22 30002 11682 3219N 2 2 2H 2V 3 )畫彎矩圖 ' M1H M 1h F1H L1 1225 53 64925N.mm 53 17649N.mm d2 2737. 12 50. 5 138224. 56N.mm M^ Fv L1 333 ( M 2

62、V F1V L1 F〔a 24404N.mm ( M2H M2H F 2H L3 M2v M2V F2v L3 851.6 50. 5 43005.8N.mm 故 M ( Mih)2 ( M1v)2 79331.62N mm M2 .. M2H M2V 144760. 24N mm 4）計算扭矩 T=80900N.mm 1、按彎扭合成校核軸的強度 由文獻【3】（P380）可知進行校核時， 通常只校核軸上承受最大彎 矩和扭矩的截面的強度。因為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力， 取 & =0.6 ,軸的計算應力由文獻【3】式15-5 ??????= v??2+ (??T

63、)2 ?? V14476Q242 + (0.6 x 80900)2 0.1 X303 =53.61?????? 已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻【3】中表15-1查 彳凱-1] 60MPa因此ca [ 1],故安全。 2、軸強度的精確校核 低速小齒輪左端面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險剖面 抗彎截面系數(shù)： W 0.1d3 0. 1 253 1562.5mm 抗扭截面系數(shù)： W 0.2d3 0.2 253 3125mm 左端面的彎矩：M M 25 76476. 98Nmm Li 截面4上的扭矩：T= 80900??????? 截面4上的彎曲應力：

64、 b M W 76476. 98 1562. 5 48. 95MPa 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應力: T3 WT 74020 3125 23. 69MPa 由文獻【3】(P383)和附表3-8利用插值法可以求出過盈配合處的 ??QQ ?? ???? = 2.10,取 ???? ???? 55—= 0.8 ><行=2.10X0.8= 1.68。 ?????? ???? 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理， 即表面高頻淬火強化系數(shù) q 1,按照文獻【3】 中式3-12和式3-12a 可得綜合系數(shù)為: 2.

65、 10 1 / 0. 92 3. 19 計算截面4右側(cè)安全系數(shù) ????= ??-1 ????= Sca ca 1. 68 ??????, 1 / 0. 92 2. 767 由式15-6,15-7 和15-8得到 275 ????????+ ???????? = 3.19X48.95+ 0.1 X0 =1.76 ??-1 ???????? + ???????? 155 23.69 23.69= 4.65 2.767 X—2— + 0.05 X—2— S S 1.65 S2 S2 S 1.5 所以軸是安全的。 3、鍵的選擇及校核鍵連接強度 根據(jù)小

66、齒輪安裝處的軸徑 ？?2 = 查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b 29????,據(jù)文獻［2］中表 4-1 (P56), xhxi = 8X7X36,配合為 H7/n6; 鍵的型號為 GB/T1096鍵C10X 8X 36。 4T2 p d hl 4 80900 35 M@ 36 8 32 由文獻【3】表6-2得 p 120 - 150MPT p p ,強度足夠 根據(jù)大齒輪安裝處的軸徑 ？?4= 36????,據(jù)文獻【2】中表4-1 (P56), 查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b XhXl = 10X8X32,配合為H7/n6; 鍵的型號為 GB/T1096鍵C10X 8X 32。 行2 d hl 4 80900 36 8 32 35M@ 由文獻【3】表6-2得 6、校核軸承壽命 (1)計算支反力 120 - 150MFa. p p p ,強度足夠。 F2 ... F22H F2V 1269N 3219N (2)計算徑向力 Fr1 F1 1269N Fr2 F2 3219N (3)計算軸向力 由文獻【2】表6-7