帶 式 運(yùn) 輸 機(jī) 的 傳 動(dòng) 裝 置 的 設(shè) 計(jì)書(shū)

1 帶 式 運(yùn) 輸 機(jī) 的 傳 動(dòng) 裝 置 的 設(shè) 計(jì)書(shū) 工作條件： 帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載起動(dòng)，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度 v 的允許誤差為 5；二班制（每班工作 8h） ， 要求減速器設(shè)計(jì)壽命為 8年，大修期為 2 3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為 380/220V。 已知數(shù)據(jù)： 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如圖 12、傳動(dòng)方案分析 傳動(dòng)帶的圓周力： F=3600 N 帶速： v=1.3 m/s 滾筒直徑： 400 mm v 初步在課程設(shè)計(jì)書(shū)上給我們給定了如圖 2示的六種方案： 圖 2先從總體上考慮一下方案，首先去掉渦輪蝸桿的傳動(dòng)方案，傳動(dòng)效率太低，傳動(dòng)比太大，然后看方案 d，其中有根齒輪軸從傳動(dòng)帶下面通過(guò)，這樣對(duì)于操作來(lái)說(shuō)就不怎么安全，并且采取兩級(jí)傳動(dòng)，把兩級(jí)變速機(jī)構(gòu)分開(kāi)放置，一個(gè)開(kāi)始一個(gè)閉式，不僅占用空間大，而且大大降低了齒輪的使用壽命，也不便于操作。大體上一看僅剩下 a、 b、 c、 于分組的原因，我就選用方案 。 3、原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配 擇電動(dòng)機(jī)的類型 按工作要求求選用 壓為 220V。 擇電動(dòng)機(jī)容量 電動(dòng)機(jī)所需工作功率，由公式 ， 又有1000W 根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)效率 傳動(dòng)裝置的總效率 2421 2 3. 3 由文 獻(xiàn)【 2】的 94 頁(yè)可大致得如下參數(shù)：聯(lián)軸器效率1 ，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)）2 ，閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率3 ，代入得 2 4 2 2 4 21 2 3. . 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 6 0 . 8 3 3a 所得的電動(dòng)機(jī)功率為 0 0 0 01 0 0 0 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的額定功率表 12用的電動(dòng)機(jī)的額定功率 定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 m i n/83m i n/300 兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比為范圍為 925 ，則總傳動(dòng)比合理范圍為 8 40 ，故 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 m i n/3320664m i n/83)408( 符合這一范圍且且額定功率為 920 / 所以電動(dòng)機(jī)就要選用 動(dòng)比的分配 由原始數(shù)據(jù)可初步測(cè)算出總傳動(dòng)比 為了傳動(dòng)比合適，減小誤差，現(xiàn)提供兩種傳動(dòng)比分配方式： 11 。當(dāng) I=時(shí)，不僅僅潤(rùn)滑好，而且傳動(dòng)平穩(wěn)些。所以在這里傳動(dòng)比就分配為 I=11 I= 4 4 各軸動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)參數(shù) 軸的轉(zhuǎn)速 將各軸從高速級(jí)到低速級(jí)依次編號(hào)為軸、軸、軸。 09 1 2 . 5 / m i nm i 式 中： 電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速； 0i 電動(dòng)機(jī)軸至軸的傳動(dòng)比。 同理 1 0 12920 / m i n 9 1 2 / m i 5r ri i i 2 0 1 21430 / m i n 1 2 7 / m i . 2 6r ri i i i 軸的輸入功率 式中： 電動(dòng)機(jī)的實(shí)際輸出功率（ 01 電動(dòng)機(jī)軸與軸間的傳動(dòng)效率。 同理 其余類推。 軸輸入轉(zhuǎn)矩 0 0 1 i 式中： 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩（ N m）， 95 50 式中： 電動(dòng)機(jī)的實(shí)際輸出功率（ 電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速（ r/ 所以 0 0 1 0 0 19 5 5 0 1 4 . 3 4 7dd i i N 1 1 2 1 4 . 4 9 2 3 . 5 0 . 9 4 0 8 4 7 . 7 1 9T T i N m m 5 2 2 3 4 7 . 7 1 9 3 . 2 1 7 0 . 9 4 0 8 1 4 4 . 4 2 4T T i N m m 其余類推。 將上訴結(jié)果列表如表 2所示，供后面設(shè)計(jì)計(jì)算使用。 表 2 各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸號(hào) 功率 P/矩 T/（ 轉(zhuǎn)速 n/(r/傳動(dòng)比 i 效率 電動(dòng)機(jī)軸 430 1 軸 1430 軸 08 軸 27 1 作機(jī)軸 127 5 齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 如圖 5用直 齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級(jí)精度等級(jí)。 材料的選擇，由文獻(xiàn) 【 1】 中的表 1040度 280齒輪材料為調(diào)質(zhì)（ 45鋼）硬度為 240者材料硬度差為 40 選擇齒輪齒數(shù)1 22Z ，大齒輪的齒數(shù)2 2 2 3 7Z ，4 2 2 3 . 2 1 7 7 0 . 7 7 4Z ， 取整為71. 圖 5Z 2Z 3Z 4 6 輪 1、 2 的設(shè)計(jì) 對(duì)于強(qiáng)度，速度及精度都要求不高的齒輪，應(yīng) 采用軟齒面（硬度小于等于 350，因此先按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再按翅根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 有文獻(xiàn)【 1】中的公式（ 10行計(jì)算，即 213112 . 3 2 定公式中的各計(jì)算數(shù)值 1) 試選擇載荷系數(shù) 2) 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 1 1 4 7T N m3) 由文獻(xiàn)【 1】中的表 10， 中偏上限值 。 4）由文獻(xiàn)【 1】中的表 1021 8 9 P a5）由文獻(xiàn)【 1】中的圖 10齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為li m 1 590H M P a ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限li m 2 550H M P a 。 6） 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 9116 0 6 0 1 4 3 0 1 ( 2 8 3 6 0 8 ) 3 . 9 5 4 1 0hN n j L 9 923 . 9 5 4 1 0 1 . 1 2 3 1 03 . 5N 7） 由文獻(xiàn)【 1】中的圖 10 9 0 0 . 9 5H N H ，8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由文獻(xiàn)【 1】中的式 10 7 1 l i m 11 0 . 9 0 5 9 0 5 3 1H N M P a M P 2 l i m 22 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5H N M P a M P 算 1) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑1入 H中的較小值 2 2311 33111 1 . 3 1 4 . 3 4 7 1 0 4 . 5 1 8 9 . 82 . 3 2 2 . 3 2 5 5 . 2 2 71 . 0 3 . 5 5 2 2 . 5 i Zd m m m 2) 計(jì)算圓周速度 v 1 5 2 . 2 2 7 1 4 3 0 m / s = 3 . 9 1 0 m / 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 3) 計(jì)算齒寬 b 1 1 . 0 5 5 . 2 2 7 5 5 . 2 2 7d m m m m 4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 . 2 2 7 2 . 5 1 022m m m 齒高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 5 1 0 5 . 6 4 8th m m m m m 5 5 . 2 2 7 9 . 7 7 85 . 6 4 8 5) 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) V=s,7 級(jí)精度，由文獻(xiàn)【 1】的圖 10，直齒輪， 1 , 1 由文獻(xiàn)【 1】的表 10。 由文獻(xiàn)【 1】的表 10級(jí)精度、 , 8 1 . 0 0 1 . 1 1 1 . 4 2 0 1 1 . 5 7 6 2A V H K K K 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由文獻(xiàn)【 1】中的式（ 10 3311 1 . 5 7 6 25 5 . 2 2 7 5 8 . 8 9 01 . 3d m 7) 計(jì)算模數(shù) m 1115 8 . 8 9 0 2 . 6 7 6 8 2 . 6 822dm m m m m m 齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 10彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： 131 212 F a S 定公式中的各計(jì)算數(shù)值 1） 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的圖 10曲疲勞強(qiáng)度極限1 500 P a ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限2 380 P a 2）根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的圖 10，2 。 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=文獻(xiàn)【 1】中的式（ 10 111 0 . 8 0 5 0 0 2 7 5 . 8 6 21 . 4 5F N F M P a M P 222 0 . 8 3 3 8 0 2 1 7 . 5 1 71 . 4 5F N F M P a M P 4）計(jì)算載荷系數(shù) K 1 . 0 0 1 . 1 1 1 1 . 3 5 0 1 . 4 9 8 5A V F K K K 5）查取齒形系數(shù) 9 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的表 10，2 。 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的表 10，2 。 7）計(jì)算大小齒輪的 加以比較 111 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 5 4 82 7 5 . 8 6 2F a S 222 2 . 1 7 1 . 8 0 0 . 0 1 7 9 62 1 7 . 5 1 7F a S 大齒輪的數(shù)值較大 計(jì)計(jì)算 31 3312212 2 1 . 4 9 8 5 1 4 . 3 4 7 1 0 0 . 0 1 7 9 6 1 . 1 6 91 . 0 2 2F a S m m m 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) 于齒輪的模數(shù) 齒面接觸疲勞接觸強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑1 5 8 0d m m，算出小齒輪齒數(shù) 11315 8 . 8 9 0 4 7 . 1 1 2 4 71 . 2 5m 大齒輪的齒數(shù) 2 1 1 4 7 3 . 5 1 6 4 . 5Z Z i ，取整 165 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費(fèi)。 輪 3、 4 的設(shè)計(jì) 齒輪 3 齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 10 有文獻(xiàn)【 1】中的公式（ 10行計(jì)算，即 223212 . 3 2 定公式中的 各計(jì)算數(shù)值 1） 計(jì)算齒輪 3的轉(zhuǎn)矩（在前面的設(shè)計(jì)中已算出，也就是軸的轉(zhuǎn)矩） 2 3 3 4T N m2） 選擇載荷系數(shù) 3） 由文獻(xiàn)【 1】中的表 104） 由文獻(xiàn)【 1】中的表 1021 8 9 P a5） 由文獻(xiàn)【 1】中的圖 10齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為li m 3 590H M P a ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限li m 4 550H M P a 。 6） 由文獻(xiàn)【 1】中的式 10 9226 0 6 0 4 0 8 1 ( 2 8 3 6 0 8 ) 1 . 1 2 8 1 0hN n j L 9336 0 6 0 1 2 7 1 ( 2 8 3 6 0 8 ) 0 . 3 5 1 3 1 0hN n j L 7） 由文獻(xiàn)【 1】中的圖 10 8 5 0 . 9 0H N H 8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由文獻(xiàn)【 1】中的式 10 3 l i m 33 0 . 8 5 5 9 0 5 0 1 . 6H N M P a M P 4 l i m 44 0 . 9 0 5 5 0 4 9 5H N M P a M P 算 1) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑3入 H中的較小值 11 2 22 3331 1 . 3 4 7 7 1 9 4 . 2 1 7 1 8 9 . 82 . 3 2 2 . 3 2 5 3 . 0 4 91 . 0 3 . 2 1 7 4 9 5 Zd m m m m 2) 計(jì)算圓周速度 v 3 5 3 . 0 4 9 4 0 8 m / s = 1 . 1 3 3 m / 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 3) 計(jì)算齒寬 b 1 1 . 0 5 3 . 0 4 9 5 3 . 0 4 9d m m m m 4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 . 0 4 9 2 . 4 1 1 322m m m 齒高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 4 1 1 3 5 . 4 2 5th m m m m m 5 3 . 0 4 9 9 . 7 7 95 . 4 2 5 5) 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) V=s,7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【 1】的圖 10，直齒輪， 1由文獻(xiàn)【 1】的表 10 。 由文獻(xiàn)【 1】的表 10級(jí)精度、 由 5 3 . 0 4 9 9 . 7 7 95 . 4 2 5， 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】的圖 10 則有 1 . 0 0 1 . 0 8 1 . 4 2 0 1 . 0 1 . 5 3 3 6A V H K K K 6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由文獻(xiàn)【 1】中的式（ 10 12 3333 1 . 5 3 3 65 3 . 0 4 9 5 6 . 0 5 31 . 3d m 7） 計(jì)算模數(shù) m 3235 6 . 0 5 3 2 . 5 4 7 8 2 . 5 522dm m m m m m 齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 10彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： 232 232 F a S 定公式中的各計(jì)算數(shù)值 1）根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的圖 1000 P a ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限4 380 P a ； 2 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的圖 10，4 。 3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=文獻(xiàn)【 1】中的式（ 10 333 0 . 8 0 5 0 0 2 7 5 . 8 6 21 . 4 5F N F M P a M P 444 0 . 8 3 3 8 0 2 1 7 . 5 1 71 . 4 5F N F M P a M P 4 計(jì)算載荷系數(shù) K 1 . 0 0 1 . 0 8 1 1 . 3 5 0 1 . 4 5 8A V F K K K 5 查取齒形系數(shù) 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的表 10 7 2 2 . 2 4F a F ，。 6 查取應(yīng)力校正系數(shù) 13 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的表 10 5 7 1 . 7 5S a S ，。 7 計(jì)算大小齒輪的 加以比較 333 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 5 4 82 7 5 . 8 6 2F a S 444 2 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 8 0 22 1 7 . 5 1 7F a S 大齒輪的數(shù)值較大 計(jì)計(jì)算 2 332 2232 2 4 7 7 1 9 1 . 4 5 8 0 . 0 1 8 0 2 1 . 6 0 21 . 0 2 2F a S m m m 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模 數(shù) 于齒輪的模數(shù) 齒面接觸疲勞接觸強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑1 5 6 3d m m，算出小齒輪齒數(shù) 3325 6 . 0 5 3 2 8 . 0 2 7 2 82dZ m 大齒輪的齒數(shù) 4 3 3 2 8 3 . 2 1 7 9 0 . 0 7 6Z Z i 。取整為 90 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)， 既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 何尺寸計(jì)算 算分度圓直徑 1 1 1 4 7 1 . 2 5 5 9d Z m m m m m 2 2 1 1 6 5 1 . 2 5 2 0 6d Z m m m m m 14 3 3 2 2 8 2 5 6d Z m m m m m 4 4 2 9 0 2 1 8 0d Z m m m m m 算中心距 121 1 3 2 . 52 342 1182 因?yàn)辇X輪孔的尺寸是有與 之配合的軸的尺寸的大小決定的，先設(shè)計(jì)出軸的尺寸在進(jìn)行齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。 6. 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 上的功率 速 轉(zhuǎn)矩 計(jì)算 在前面的設(shè)計(jì)中得到 3P=n=127r/3 1 4 4 . 4 2 4 /T N m2 求作用在齒輪上的力 因一直低速極大齒輪上的分度圓直徑為 4 180d 6 0 4 . 7TF dN a n 5 8 4N 步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15步估算軸的最小直徑。選取材料為 45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【 1】中的表 150A 112，于是就有 3 33m i n 031 . 9 0 11 1 2 2 7 . 6 0 2 2 2 2 m m 2 7 . 6 m m 15 輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d -（見(jiàn)圖 6聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連軸器型 號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 T K T由文獻(xiàn)【 1】中的表 14慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 則： 3 1 . 3 1 4 4 . 4 2 4 . 1 8 7 . 7 5 1 2 .c a T N m N m 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩?fù)?jù)文獻(xiàn)【 2】中 用 公稱轉(zhuǎn)矩為 聯(lián)軸器的孔徑1 30d 故取 30d -，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度 L=82聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度1 60L 的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 定軸上零件的裝配方案 由于在此軸上只有一個(gè)齒輪，左邊需空出一長(zhǎng)段給其他軸上的齒輪留下空間，由文獻(xiàn)【 1】 述，故采用文獻(xiàn)中的圖 15 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度方案。 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， -軸段右端需制出一軸肩，軸肩高度h=()d,故取 -段的直徑 3 6 m -；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 36D 。半聯(lián)軸器與軸段配合的輪轂孔長(zhǎng)度1 60L 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 -段的長(zhǎng)度應(yīng)比取 58m -。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) 3 6 m -，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承 6208，其尺寸為 4 0 8 0 1 8d D B m m m m m m 16 故 40d d m m - - 。左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。根據(jù)文獻(xiàn)【 2】可以知道 6208型的定位軸肩的高度 m i n 3 . 52m m 由于m 7ad m m，但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取 48d -。 3）非定位軸肩為了加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度沒(méi)有嚴(yán)格的規(guī)定，一般取1 248d -齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。在前面的設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為 60了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取58l - 。齒輪的左端采用軸肩定位。軸肩高度 h（ 0 . 0 7 0 . 1d h d - - ）可取一個(gè)合適的值 h=4軸環(huán)處的直徑 52d -。軸環(huán)寬度 ，取6l - 。 4）軸承端蓋的總寬度為 25減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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 30l (文獻(xiàn)【 1】圖 15故取 57l -。 5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為 獻(xiàn)【 1】圖 15齒輪 2的輪轂與齒輪 3的輪轂之間的距離為 20獻(xiàn)【 1】圖 15考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8獻(xiàn)【 1】圖 15已知深溝球軸承的寬度為 18B ，高速級(jí)上小直齒輪輪轂的長(zhǎng)度為L(zhǎng)=65 18l - 8 1 8 . 5 4 7 2 0 6 5 6 5 8 9 4 . 5l m m - 1 8 . 5 8 1 8 2 4 6 . 5l m m - 至此，已初步確定軸的各段直徑 和長(zhǎng)度。 上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 l -由文獻(xiàn)【 1】中表6 4 9b h m m m m ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)略短于輪轂寬度60 50h 1 4 9 5 0b L m m m m m m 同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為76同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 h 8 7 5 0b L m m m m m m ，半聯(lián)軸器與軸的配合為76滾動(dòng)軸承與 17 軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為6m。 定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的表 15軸的小端倒角為 5 ，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖 6r= 軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 6出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖 6 在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，因從手冊(cè)中查取 獻(xiàn)【 1】圖 15對(duì)于 6208型深溝球軸承，由手冊(cè)中可查得 B/2=9此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐a)(b)(c)(d)(e) 軸的載荷分布圖 18 跨距23 1 4 9 6 3 2 1 2L L m m m m m m 。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 6 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 將計(jì)算出截面 的值如 表 6示（參看圖 6 表 6載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 4 7 6 1 1 2 7 1 7 3 4 1 0 矩 M 7 1 0 5 2 m m 2 5 8 5 8 . 9 5 m m 總彎矩 2212 7 1 0 5 2 2 5 8 5 8 9 5 7 5 6 1 1 N m m 扭矩 T 3 1 4 4 . 4 2 4 /T N m 彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中式 15及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，取 ，軸的計(jì)算應(yīng)力 19 22 2 2 2 2133 2 23() ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) 1 1 . 7 1 4( ) 1 4 4 . 5 ( 4 8 4 . 5 )0 . 1 4 83 2 2 2 4 8 P a M P a M P ad b t d 前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【 1】的表 15 6 0 M 。因此1，所以此軸是安全的。 確校核軸的疲勞強(qiáng)度 斷危險(xiǎn)截面 截面 A， 然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度來(lái)看，截面 和 處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面 面 的應(yīng)力集中的影響和截面 的相近，但截面 不受扭矩作用，同時(shí)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，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 面 和 顯然更不必要校核。由文獻(xiàn)【 1】的第 三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。 面 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m m m 抗扭截面系數(shù) 3 3 3 30 . 2 0 . 2 4 0 1 2 8 0 0TW d m m m m 截面 右側(cè)的彎矩 M 為 357 5 6 1 1 . 4 2 0 0 6 m m N m m 截面上的扭矩3 3 1 4 4 4 2 4 m m截面上的彎曲應(yīng)力為 42006 6 . 5 66400b M M P a M P 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 3 144424 1 1 . 2 812800 P a M P 20 軸的材料為 45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【 1】中的表 1540B M ，1 275M ，1 155M 。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的附表 3為 1 40， 48 ，經(jīng)插值后可查得 ， 又由文獻(xiàn)【 1】中的附圖 3 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【 1】附表 31 ( 1 ) 1 0 . 7 8 ( 2 . 0 9 1 ) 1 . 0 7 0 2 1 ( 1 ) 1 0 . 8 1 ( 1 . 6 6 1 ) 1 . 5 3 4 6 由文獻(xiàn)【 1】中的附圖 3 ；由文獻(xiàn)【 1】中的附圖 3 。 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【 1】中的附圖 3系數(shù)為 0 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 1q ，則按文獻(xiàn)【 1】中的式（ 3式（ 3綜合系數(shù)為 1 1 . 0 7 0 2 11 1 1 . 5 5 80 . 7 6 0 . 8 7 1 1 . 5 3 4 6 11 1 1 . 9 7 60 . 8 4 0 . 8 7 又由文獻(xiàn)【 1】中的 330 ，取 21 0 0 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15（ 15得 1 275 2 6 . 9 0 71 . 5 5 8 6 . 5 6 1 155 1 3 . 5 6 51 1 . 2 8 1 1 . 2 81 . 9 7 6 0 . 0 522 2 2 2 22 6 . 9 0 7 1 3 . 5 6 5 1 2 . 1 1 3 22 6 . 9 0 7 1 3 . 5 6 5 故可知其安全。 面 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 8 1 1 0 5 9 . 2W d m m m m 抗扭截面系數(shù) 3 3 3 30 . 2 0 . 2 4 8 2 2 1 1 8 . 4TW d m m m m 截面右側(cè)的彎矩 M 為 357 5 6 1 1 . 4 2 0 0 6 m m N m m 截面上的扭矩3 3 1 4 4 4 2 4 m m截面上的彎曲應(yīng)力為 42006 3 . 7 9 81 1 0 5 9 . 2b M M P a M P 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 3 144424 6 . 5 3 02 2 1 1 8 . 4 P a M P 過(guò)盈配合處的 k，由文獻(xiàn)【 1】的附表 3取 ，于是得 2 . 8 5 0 . 8 1 . 8 6 1 . 4 8 8 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【 1】中的附圖 3 22 0 故得綜合系數(shù)為 111 2 . 3 2 5 1 2 . 4 7 40 . 8 7 111 1 . 4 8 8 1 1 . 6 3 70 . 8 7 于是，計(jì)算安全系數(shù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15（ 15得 1 275 2 9 . 2 72 . 4 7 4 3 . 7 9 8 1 155 2 5 . 2 56 . 5 3 0 6 . 5 3 01 . 8 7 5 0 . 0 522 2 2 2 22 9 . 2 7 2 5 . 2 5 1 9 . 1 22 9 . 2 7 2 5 . 2 5 故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。再加上設(shè)計(jì)中的運(yùn)輸機(jī)有平穩(wěn)的特點(diǎn)，所以就無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，所以可以省略靜強(qiáng)度校核。軸的設(shè)計(jì)基本上就這樣 了。 制軸的工作圖（見(jiàn)附圖 1） 速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 上的功率 速 轉(zhuǎn)矩 計(jì)算 在前面的設(shè)計(jì)中得到 2P 2 1k W2n 4 0 8 r/m 47719T N m m作用在齒輪上的力 23 因在前面的設(shè)計(jì)中得到中速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 2 2 0 6 d m m而 2122 2 4 7 7 1 9 6 7 3 . 4 9 6 4 6 2 . 72 0 6 . 2 5 r 1 t 1 nt a n 4 6 2 . 7 t a n 2 0 2 4 5 . 1 3 4 1 6 8 . 4F F N N 中速級(jí)上的小齒輪的分度圓直徑為 3 56d 2232 2 4 7 7 1 9 1 4 3 4 . 2 9 6 1 7 0 4 . 2 556 r 2 t 2 nt a n 1 7 0 4 . 2 5 t a n 2 0 6 2 0 . 3 6 2 0F F N N 因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無(wú)軸向力，故 N步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15步估算軸的最小直徑 。選取材料為 45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【 1】中的表 150A 112，于是就有 2 33m i n 0220211 1 2 1 9 . 0 9 m m 1 9 . 1 m m 輸出軸的最小直徑也就是安裝軸承處的直徑 d -（見(jiàn)圖 6軸承的內(nèi)圈內(nèi)徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取軸承型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)【 2】中 軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)m 9 ，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度 級(jí)的深溝球軸承 6204，其尺寸為 2 0 4 7 1 4d D B m m m m m m 得 20d -，也可以得 20d -。 的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 24 據(jù)軸向定位的要求確定軸的剩余各段直徑和長(zhǎng)度方案。 1）右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。根據(jù)文獻(xiàn)【 2】可以知道 6204 型的定位軸肩的高度 由于套筒外徑m 6ad m m，但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮 得，套筒外徑 26齒輪為非定位軸肩。取 2 2 2 2d m m d m m - - 和2）齒輪 3的右端與右軸承之間采用套筒定位。在前面的設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪 3的寬度為 65了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取 l 63 -。齒輪 3的左端采用軸肩定位。軸肩高度 h（ 0 . 0 7 0 . 1d h d - - ）可取一個(gè)合適的值 h= 26d -。又因?yàn)辇X輪 2與齒輪 3要保持 一定的距離，由于在前面已說(shuō)明齒輪 2與齒輪 3 之間的距離為 20軸 20l -。同理齒輪 2的左端與左軸承之間采用套筒定位，在前面的設(shè)計(jì)中已得到齒輪 2的齒寬為 47 45l -。 4）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為 16獻(xiàn)【 1】圖 15考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8獻(xiàn)【 1】圖 15已知深溝球軸承的寬度為 14B ，齒輪 3的寬度為1 66L 齒輪 2的齒寬為2 47L 則 21 6 ( ) 4 0l B s L l m m - - 11 6 ( ) 4 0l B s L l m m - - 至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 上零件的周向定位 齒輪 2、 3與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 26d -由文獻(xiàn)【 2】中表 127b h m m m m ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 40理，按 23d -選用平鍵為 8 7 5 6m m m m m m，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為76滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為6m。 定軸上圓角和倒角尺寸 25 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的表 15于軸的兩端直徑一樣，故 均取倒角為 5 ，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖 6 繪制軸的工作圖（見(jiàn)附圖 2） 速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 上的功率 速 轉(zhuǎn)矩 計(jì)算 在前面的設(shè)計(jì)中得到 1P 2 8 k W1n 1 4 3 0 r/m 14347T N m m作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計(jì)中得到高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為 1 5 8 d 112 2 1 4 3 4 7 4 8 8 . 4 15 8 . 7 5 26 r t nt a n 4 8 8 . 4 1 t a n 2 0 1 7 7 . 7 7 1 7 8F F N N N步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15步估