(論文)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計 _課程設(shè)計最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻(xiàn)

機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說 明 書題 目 名 稱： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計 學(xué) 院（部）： 機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)： 學(xué) 生 姓 名： 班 級： 學(xué)號 指導(dǎo)教師姓名： 評 定 成績： 課程設(shè)計任務(wù)書2009 2010 學(xué)年第 1 學(xué)期 機(jī)械工程學(xué)院 學(xué)院（系、部） 工業(yè)設(shè)計 專業(yè) 工理081 班課程名稱： 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 設(shè)計題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計 完成期限：自 2010 年 元 月 11 日至 2010 年 元 月 15 日共 1 周內(nèi)容及任務(wù)一、傳動裝置簡圖二、原始數(shù)據(jù)帶的圓周力F/N卷筒速v（m/s）滾筒直徑D/mm5002.5300三、工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差為5%。三、設(shè)計任務(wù)1、設(shè)計計算說明書一份，內(nèi)容包括：傳動方案的分析與擬定、原動機(jī)的選擇、傳動比及分配、傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)計算、V帶傳動設(shè)計、齒輪傳動設(shè)計、軸的設(shè)計、軸承的選擇和校核、鍵連接的選擇和校核、聯(lián)軸器的選擇、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計、減速器附件的選擇、潤滑和密封、課程設(shè)計總結(jié)和參考文獻(xiàn)。2、A1裝配圖1張進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2010.1.1113編寫設(shè)計計算說明書2010.1.1415繪制裝配圖主要參考資料1 金清肅.機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ).武漢：華中科技大學(xué)出版社，2008年9月2 金清肅.機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計.武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007年10月指導(dǎo)教師（簽字）： 2009年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 2009年 月 日目 錄一、擬定傳動方案4二、選擇電動機(jī)5三、傳動裝置總傳動比及其分配6四、傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)計算7五、V帶傳動設(shè)計9六、齒輪傳動設(shè)計11七、軸承的選擇和校核14八、軸的設(shè)計22九、鍵連接的選擇和校核23十、聯(lián)軸器的選擇25十一、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計25十二、減速器附件的選擇29十三、潤滑和密封34十四、課程設(shè)計總結(jié)和參考文獻(xiàn)36一、擬定傳動方案結(jié) 果1、 設(shè)計目的 通過本課程的學(xué)習(xí)，將學(xué)過的基礎(chǔ)知識進(jìn)行綜合應(yīng)用，熟悉和掌握機(jī)械設(shè)計的基本方法和一般程序，培養(yǎng)設(shè)計能力。2、 傳動方案分析現(xiàn)代機(jī)械系統(tǒng)一般都包括原動機(jī)、傳動裝置和工作機(jī)三個基本部分。傳動裝置是把原動機(jī)的動力傳遞給工作機(jī)的中間裝置，它是機(jī)器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機(jī)器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作機(jī)的工作要求外，如所傳遞的工作效率和轉(zhuǎn)速，還要求結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低廉、傳動效率高、工作可靠、環(huán)境適應(yīng)性好合操作維護(hù)方便。傳動方案一般用運(yùn)動簡圖表示，它直觀地反映了工作機(jī)、傳動裝置和原動機(jī)三者間的運(yùn)動和動力的傳遞關(guān)系。此次帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計任務(wù)書中已經(jīng)給出了傳動方案，為帶與閉式齒輪組合傳動。原動機(jī)為電動機(jī)，工作機(jī)為皮帶運(yùn)輸機(jī)。傳動方案采用了兩級傳動，第一級為V帶傳動，第二級為單級直齒圓柱齒輪減速器。如圖1.1所示： 圖1.1選用帶傳動和閉式齒輪傳動的組合方式有傳動平穩(wěn)、緩沖吸振、過載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)。缺點(diǎn)是該方案的結(jié)構(gòu)尺寸較大，帶傳動也不適合繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境。V帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但是V帶的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，也就可以傳遞更大的功率。而且，V帶傳動允許的傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，還有過載保護(hù)，緩沖吸振的優(yōu)點(diǎn)，故布置在傳遞的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長。本次設(shè)計采用的是單級直齒圓柱齒輪傳動。2、 傳動系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù) 原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶的工作壓力F=500 N，帶速V=2.5 m/s,滾筒直徑D=300mm，(滾筒工作效率為0.96) 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。 動力來源：電力，三相交流380/220伏二、選擇電動機(jī)結(jié) 果1、選擇電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求選擇Y型全封閉式三相異步電動機(jī)，電壓為380 V。Y系列電動機(jī)具有高效、節(jié)能、性能好、噪音低、振動小、壽命長、維護(hù)方便、啟動轉(zhuǎn)矩大、運(yùn)行安全可靠等優(yōu)點(diǎn)，安裝尺寸和功率等符合國家標(biāo)準(zhǔn)（IEC），適合于無特殊要求的各種機(jī)械設(shè)備，如鼓風(fēng)機(jī)、機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)以及農(nóng)業(yè)機(jī)械和食品機(jī)械。3、 選擇電動機(jī)容量根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)的效率w=0.96。電動機(jī)所需工作容量，查【2】P7得Pd=Pwa Pw=FV1000=5002.51000 KW傳動裝置的總效率為 a=122345查【2】第10章中表10-2機(jī)械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率1=0.99，一對滾動軸承傳動效率2=0.98，閉式齒輪傳動效率3=0.97，V帶傳動效率4=0.96，一對滑動軸承傳動效率5=0.97，帶入得a = 0.990.9820.970.960.97所需電動機(jī)功率為Pd= Pwa=5002.5(10000.859 ) KW查【2】第19章表19-1所示Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選定電動機(jī)的額定功率Pcd為1.5 KW.3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為：n滾筒=601000 v(D) =6010002.5(300) rmin總傳動比：i總=n電動機(jī)n滾筒n電動機(jī) =i總 n滾筒 i總 =i帶i齒輪普通V帶 i帶 = 2 4 單級齒輪減速器i齒輪 =3 6i總 =(24) (35) = 620 rminn電動機(jī) = (620) 159.24=955.41 3184.71 rmin4、確定電動機(jī)的型號根據(jù)以上計算，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000 rmin ， 1500r/min 和3000 rmin。查【2】表19-1得電動機(jī)數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表2-1中。根據(jù)表2-1，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機(jī)的重量和成本，最終可確定同步轉(zhuǎn)速為1500r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速確定電動機(jī)的型號為Y90L-4 ，滿載轉(zhuǎn)速 1400r/min。額定轉(zhuǎn)矩為2.3Nm。 表2.1 電動機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動比方案123電動機(jī)型號Y100L-6Y90L-4Y90S-2額定功率Pcd/KW1.51.51.5電動機(jī)轉(zhuǎn)速n /(r/min)同步轉(zhuǎn)速100015003000滿載轉(zhuǎn)速94014002840電動機(jī)重量w/kg352635參見價格/元617500398總傳動比ia6.289.4218.84Pw =1.25KWa0.859Pd1.455KWPcd=1.5 KWn滾筒=159.24r/minn電動機(jī)= 955.413184.71r/min電動機(jī)的型號為Y90L-4n滿=1400r/min三、傳動裝置總傳動比及其分配結(jié) 果1、總傳動比根據(jù)電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n滿電動機(jī)及工作機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速n滾筒，可得傳動裝置所要求的總傳動比，查【2】P10 式(2-6) 得ia=nm/n所以i總=n滿n滾筒 =1400/159.242、分配各級傳動比由傳動方案知，傳動裝置的總傳動比等于各級傳動比的乘積，即ia=i1i2i3i4查【1】表17-1，普通V帶 i1= 2 4 單級齒輪減速器i2 =3 5 取普通V帶i1=2.2，齒輪i2=4。i總=8.79i1=2.2i2=4四、傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)計算結(jié) 果0 軸 軸軸軸圖4.11、計算各軸轉(zhuǎn)速(r/min)查【2】，由式(2-9)知n = nmi0式中，nm電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速；i0電動機(jī)軸至軸的傳動比。同理，n = ni1 = nm( i0i1 ) n = ni2 = nm( i0i1i2 ) 其余類推。所以：電動機(jī)滿載 (0軸)： n0= nm = 1400 r/min軸： n = nmi01 = 14002.2軸： n = ni12 = nm(i01i12) =1400 / 2.2 / 4軸： n = ni23 = nm(i01i12i23)=1400 / 2.2 / 4 / 1式中 i01電動機(jī)軸至軸的傳動比(帶傳動) i12軸至軸的傳動比(齒輪傳動) i23軸至軸的傳動比2、計算各軸的功率(KW)查【2】第10章中表10-2機(jī)械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率1=0.99，一對滾動軸承傳動效率2=0.98，閉式齒輪傳動效率3=0.97，V帶傳動效率4=0.96，一對滑動軸承傳動效率5=0.97。查【2】，由式(2-12)知P=Pd01式中，Pd電動機(jī)的實(shí)際輸出功率；01電動機(jī)與軸間的傳動效率。同理, P=P12= Pd0112P= P23= Pd011223其余類推。所以：電動機(jī)的額定功率 Pd=1.455 KW 軸功率： P= Pd01 =Pd4軸功率： P= Pd0112 = Pd432軸功率： P= Pd011223 = Pd432215工作機(jī)軸功率：P工作機(jī)= Pd011223w = Pd432215w3、計算各軸轉(zhuǎn)矩(Nm)查【2】，由式(2-15)知T=Tdi001式中，Td電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩，Td=9550Pdnm其中：Pd電動機(jī)實(shí)際輸出功率；nm電動機(jī)轉(zhuǎn)速。所以 T= Tdi001=9550(Pdnm) i001同理 T= Ti112T= Ti223其余類推。所以：電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550Pdnm =9550(1.455/1400)軸轉(zhuǎn)矩：T= Tdi0101= Tdi014 = Td2.20.96軸轉(zhuǎn)矩：T= Ti1212= Ti1232= T40.970.98軸轉(zhuǎn)矩：T= Ti2323 = Ti23215= T10.980.990.97工作機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：T工作機(jī)= Tw= T0.96運(yùn)動和動力參數(shù)，如表4-1所示：表4-1 運(yùn)動和動力參數(shù)n0=1400 r/minn=636.4r/minn=159.1r/minn=159.1r/minP=1.397 KWP=1.328 KWP=1.250KWP工作機(jī)=1.2KWTd=9.926NmT=20.965 NmT=79.716NmT=75.020NmT工作機(jī)=72.02 Nm五、V帶傳動設(shè)計結(jié) 果1、確定設(shè)計功率根據(jù)傳遞的功率Pd、載荷性質(zhì)、原動件種類和工作情況(三班制)等確定設(shè)計功率, 查【1】得P=KAPd查表9-7得工作情況系數(shù)KA =1.3 Pd =1.455 KW 故P=KAPd1.892 KW2、選擇V帶的帶型根據(jù)P= 1.892 KW 、n=1400 r/min, 查【1】圖9-8 普通V帶選型圖，選用 Z型。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 國家標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定了普通V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑和帶輪的基準(zhǔn)直徑系列，查【1】表9-3，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1= 80 mm。2) 驗(yàn)算帶速 查【1】 由式（9-22）得V =dd1 n1(601000) =3.14801400(601000)因 5 m/s V 25 m/s，帶速合適。3) 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 查 【1】 根據(jù)式（9-21），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 = i1dd1 =2.280查表9-3，取為dd2 = 180 mm。4、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld4) 查【1】 由式（9-23）0.7(dd1 + dd2) a02(dd1 + dd2) 初定中心距a0= 320 mm。5) 查【1】 由式（9-24）計算帶所需的基準(zhǔn)長度 Ld0=2a0+(dd1 + dd2)/2 +( dd1dd2)24a0 =2320+3.14(80+180)2+(180-80)24320查【1】 由表（9-2）選帶的基準(zhǔn)長度Ld =1000 mm。6) 查【1】按式(9-25)計算實(shí)際中心距 aa0+ (LdLd0) 2=320+(10001056) 2考慮安裝、調(diào)整和補(bǔ)償張緊的需要，中心距應(yīng)有一定的變化范圍，查【1】由式(9-26) (9-27) 知 amin=a0.015 Ld =292-0.0151000amax=a0.03 Ld =292+0.031000所以中心距的變化范圍為 277mm 322 mm。1、 驗(yàn)算小帶輪上的包角 a1 查【1】由式(9-28) 得 a1=1800(dd2dd1)a57.30 =1800(18080) 292 57.30 a11200，所以包角合適。6、計算帶的根數(shù)z1) 計算單根V帶的額定功率由dd1= 80 mm和n1=1400 rmin, 查【1】表9-4 單根普通V帶的基本額定功率P0,得P0= 0.35 KW。根據(jù)n1= 1400 rmin，i1= 2.2 和Z 型帶，查【1】表9-5 單根普通V帶的基本額定功率的增量P0，得P0=0.03 KW 。查【1】表9-6包角修正系數(shù)Ka得Ka=0.95 ；查【1】表9-2普通V帶長度系數(shù)KL得KL=1.06，于是 P0=(P0+P0)Ka KL=(0.35+0.03) 0.951.062) 計算V帶的根數(shù)查【1】由式(9-29) 得 zPP0=P(P0+P0)KaKL 1.892(0.35+0.03)0.951.06 4.94V帶取 5 根。7、計算單根V帶的初拉力F0 查【1】表9-1普通V帶截面尺寸，查得 Z 型帶的單位長度質(zhì)量q= 0.06 kg/m。 查【1】由式(9-30)得 F0=500 (2.5Ka)P(Kazv) qv2 =500(2.50.95)1.892(0.9555.86)0.065.8628、計算壓軸力FQ 查【1】由式(9-31)得 FQ2z F0 sin(1/2) =2555.3sin(160.38/2)9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計表5-1查【12】表18-9 V帶輪輪緣尺寸(基準(zhǔn)寬度制)項目符號槽型Z(SPZ)槽間距e120.3第一槽對稱面至端面的最小距離fmin7帶輪寬BB=(z-1)e+2f z輪槽數(shù)由上可確定V帶輪的帶寬B帶=62mm。Z型dd1= 80 mmV=5.86m/sdd2 =176 mma0= 320 mmLd01056mmLd =1000 mma帶292mmamin=277mmamax=322mma1160.380P0=0.383KWz5F055.3NFQ545N B帶=62mm六、齒輪傳動設(shè)計結(jié)果1、選擇齒輪材料與熱處理帶式運(yùn)輸機(jī)的工作載荷比較平穩(wěn)，對減速器的外輪廓尺寸沒有限制，為了便于加工，采用軟齒面齒輪傳動。查【1】表11-1，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度為235HBS；查【2】P15對于軟齒面齒輪傳動，小齒輪齒面硬度應(yīng)比大齒輪齒面硬度高3050HBS。因此大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面平均硬度為190HBS。由于運(yùn)輸機(jī)式一般機(jī)器，速度不高，查【1】表11-6，故選7級精度。2、 參數(shù)選擇1) 對于軟齒面閉式傳動，傳動尺寸主要取決于接觸疲勞強(qiáng)度，彎曲疲勞強(qiáng)度則往往比較富裕，在傳動尺寸不變并滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求的前提下，齒數(shù)宜取多些(模數(shù)相應(yīng)減少)。查【1】閉式齒輪傳動，齒數(shù)取2040。故取z1=30，z2=i12z1=430=120.2) 根據(jù)工況查【1】表11-2，取載荷系數(shù)K=1.1。3) 由于是單級齒輪傳動，且兩支承相對齒輪為對稱布置，兩齒輪為軟齒面，查【1】表11-5，取齒寬系數(shù)d=1.2。4) 采用單級減速傳動，齒數(shù)比 i12 =4。3、 確定許用應(yīng)力小齒輪的齒面平均硬度為235HBS。許用應(yīng)力可根據(jù)【1】表11-1通過線性插值來計算，即H1=F1=大齒輪的齒面平均硬度為190HBS，許用應(yīng)力可根據(jù)【1】表11-1通過線性插值來計算，即H2=F2=4、 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩由四、傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)計算知T=20.965 Nm5、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算取較小的許用接觸應(yīng)力H2 代入【1】接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計公式11-7中，式中：d1小齒輪的分度圓直徑(mm)；T1小齒輪的轉(zhuǎn)矩(Nmm)；齒數(shù)比，=z2z1；d齒寬系數(shù)，d=bd1,其中b為齒寬(mm)；ZE彈性影響系數(shù)，與配對齒輪材料有關(guān)；H許用接觸應(yīng)力。查【1】表11-3知彈性影響系數(shù)ZE=198.8。得小齒輪的分度圓直徑為35.1mm齒輪的模數(shù) m=d1z1=35.130=1.17 mm。查【1】表4-2取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=1.56、 計算齒輪的主要幾何尺寸d1=mz1=(1.530)mm=45mmd2=mz2=(1.5120)mm=180mmda1=(z1+2ha*)m=(30+21) 1.5mm=48mmda2=(z2+2ha*)m=(120+21) 1.5mm=183mm b=dd1=1.245=54mm查【2】P15根據(jù)d=b / d1 ,求齒寬b時，b是一對齒輪的工作寬度。為補(bǔ)償齒輪軸向位置誤差，應(yīng)使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，因此，若大齒輪寬度取b2，則小齒輪寬度取b1=b2+(510)mm,齒寬數(shù)值應(yīng)圓整。故取b2=54mm，b1=b2+(510)mm，取b1=62mm。齒輪基本參數(shù)如表6-1.齒輪號12模數(shù)m1.51.5齒數(shù)z30120分度圓直徑d (mm)45180齒頂圓直徑da (mm)48183齒寬b (mm)6254中心距a (mm)112.5轉(zhuǎn)速n/(r/min)636.4159.1圓周速度v(m/s)1.501.507、 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核確定有關(guān)參數(shù)如下1) 齒形系數(shù)YFa 查【1】表11-4得 YFa1 =2.52，YFa2 =2.256應(yīng)力修正系數(shù)YSa 查【1】表11-4 得 YSa1 =1.625 YSa2 =1.742帶入【1】彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式 11-9 中得 MPa =51.82 MPa F1 =307.63 MPa查【1】P154式 得 =49.80 MPaF2 =290.69 MPa齒根彎曲強(qiáng)度校核合格。8、結(jié)構(gòu)設(shè)計z1=30z2=120K=1.1d=1.24H1=528.16MPaF1=307.63MPaH2=502.22MPaF2=290.69MPaT=20.965 Nmd135.1mmm=1.5d1=45mmd2=180mmda1=48mmda2=183mma=112.5mmb1=54mmb2=62mmYFa1 =2.52YFa1 =2.256YSa1 =1.625YSa2 =1.742F1F1F2F2七、軸的設(shè)計結(jié)果一、輸出軸的設(shè)計計算1、選材查【1】P223知，由于工作時軸上的應(yīng)力多為交變應(yīng)力，所以軸的失效一般為疲勞斷裂，因此軸的材料首先應(yīng)有足夠的疲勞強(qiáng)度，對應(yīng)力集中敏感性低；還應(yīng)滿足剛度、耐磨性、耐腐蝕性的要求。軸的常用材料主要有碳鋼、合金鋼、球墨鑄鐵和高強(qiáng)度鑄鐵。由于碳素鋼比合金鋼成本要低，對應(yīng)力集中的敏感性較小，同時也可以用熱處理或化學(xué)熱處理的方法來提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，因此采用碳素鋼制造軸尤為廣泛。這里我們選用的是最常用的45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查【1】表15-1知，毛坯直徑 Rr或hC1(見圖7-1)。圖7-1安裝滾動軸承處的R和r可由軸承標(biāo)準(zhǔn)中查取。軸肩高度h應(yīng)大于R外，還要小于軸承內(nèi)圈厚度，以便拆卸軸承。查【2】P42有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件的直徑：軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖7-2所示的安裝齒輪和聯(lián)軸器處的直徑d3 、d1，一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值(見【2】表10-7表14-1)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑d2、d3 和d8 ，應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致(見表13-2和表17-5)。查【2】P43，非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時，相鄰直徑要小些，一般為13mm，如圖7-1中的d2與d3，d6與d7 處的直徑變化。這里軸徑變化圓角r為自由表面過度圓角，r大些(見圖7-1(c)。因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，取d1=25.0mm，考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為d2=30.0mm，d3=35.0mm，d4=41.0mm，d5=45.0mm，d6=53.0mm，d7=45.0mm，d8=35.0mm。4) 選擇軸承型號根據(jù)所選定的軸承直徑，初選深溝球軸承，代號為6007。查【2】表13-2知，軸承寬度B出14mm，安裝尺寸D出=62mm。5) 確定軸的軸向尺寸 由軸上安裝零件確定的軸段長度如圖7-1中l(wèi)5、l3、l8、l1由齒輪、聯(lián)軸器的輪轂寬度及軸承寬度確定。查【2】P43知，一般情況下，輪轂寬度l=(1.21.6)d，最大寬度lmax(1.82)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于(1.61.8)d，以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重。軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時，軸段長度l應(yīng)較輪轂寬l短23mm，以保證軸上零件定位可靠。因此取l1 =2d=50mm，l3 =14mm，l5 =52mm，l8 =18mm。 由相關(guān)零件確定的軸段長度軸承蓋軸段長應(yīng)根據(jù)軸承蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，取l2=46 mm。 根據(jù)畫圖確定其他軸段長度考慮軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離，取l4=22mm，其中套筒長為20mm。類似的取l7=20mm，l6=12mm。根據(jù)輸出軸的結(jié)構(gòu)(見圖7-2)，把軸當(dāng)作簡支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，可得軸的跨距L=14+8+12+52+22=108mm。5、軸的強(qiáng)度計算1) 繪制軸的計算簡圖圖7-2 輸出軸的結(jié)構(gòu)2) 求作用在軸上的外力和支反力軸上所受的外力有：作用在齒輪上的兩個分力，圓周力和徑向力，方向如圖7-2所示；作用在齒輪和聯(lián)軸器上的扭矩為T。將作用在周上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分別計算。l 垂直面的支反力(見圖7-4(a)查【1】P232 知 RAV2=RBV2=Fr2/2=322.382=161.19Nl 水平面得支反力(見圖7-4(b)查【1】P232 知 RAH2=RBH2=Ft2/2=885.732=442.865N3) 做彎矩圖l 做垂直彎矩圖(見圖7-4(a)垂直面上截面的D處的彎矩，查【1】P232知MDV2=RAV254= 8704.26Nmml 做水平面彎矩圖(見圖7-4(b)水平面上截面D處的彎矩，查【1】P232知MDH2 = RAH254 =23914.71 Nmml 做合成彎矩圖(見圖7-4(c)把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，查【1】P233知其大小為25449.51 Nmm4) 做扭矩圖(見圖7-4(d)扭矩只做用在齒輪和半聯(lián)軸器中間平面之間的一段軸上。根據(jù)說明書P25知： T齒2=79716 Nm 圖7-3 (a) (b) (c) (d) 圖7-45) 校核軸的強(qiáng)度軸在D處截面處的彎矩和扭矩最大，故為危險截面。軸單向轉(zhuǎn)動，扭矩可認(rèn)為按脈動循環(huán)變化，故取折合系數(shù)=0.6。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查【1】表15-1知許用彎曲應(yīng)力為60MPa。查【1】P231，對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力=M/W,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=T/WT=T/(2W)(WT為軸的抗轉(zhuǎn)截面系數(shù)(mm3),圓軸的WT0.2 d3)，則軸的扭轉(zhuǎn)合成強(qiáng)度條件為式中：M軸所受的彎矩(Nmm);T軸所受的扭矩(Nmm);W軸的抗彎截面系數(shù)(mm3)，圓軸的W=d3/320.1d3。 =5.95 MPa=60 MPa所以軸的強(qiáng)度滿足要求。二、輸入軸的設(shè)計計算1、選材選軸的材料為45鋼，正火處理。查【1】表15-1知，毛坯直徑100mm，硬度為170217HBS，強(qiáng)度極限b為600MPa，屈服極限s為300MPa，許用彎曲應(yīng)力為55MPa，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為3040MPa。2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相連，從結(jié)構(gòu)考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小。查【1】式15-2軸徑d的計算公式為式中：P軸傳遞的功率(KW); n軸的轉(zhuǎn)速(r/min);查【1】表15-3可得45鋼A=110。所以查【1】P230當(dāng)軸上開有鍵槽時，軸徑還應(yīng)增大5%7%(一個鍵槽)或10%15%(兩個鍵槽)。所以取d22=16mm。3、齒輪上作用力的計算齒輪所受轉(zhuǎn)矩：T齒2=9.55106P/n=9.551061.397636.4=20965Nm齒輪作用力： 圓周力：Ft1=2T齒1/ d1=22096545=931.8N徑向力：Fr1=Ft1tan200= tan200931.8=339.12 N 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 繪制軸的計算簡圖圖7-52) 確定軸上零件的位置和固定方式單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。齒輪靠套筒和軸肩高度實(shí)現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒或軸間高度實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位。3) 確定軸的徑向尺寸查【2】P42，定位軸肩：當(dāng)直徑變化時為了固定軸上零件或承受軸向力時，其軸肩高度要大些，如圖7-6中的d1與d2，d4與d5，d6與d7處的軸肩。查【1】P226，定位軸肩高度h=(0.070.1)d，軸環(huán)寬度b1.4a。軸肩高度h、圓角半徑R及軸上零件的倒角C1或圓角r要保證如下的關(guān)系：hRr或hC1(見圖7-6)。圖7-6安裝滾動軸承處的R和r可由軸承標(biāo)準(zhǔn)中查取。軸肩高度h應(yīng)大于R外，還要小于軸承內(nèi)圈厚度 ，以便拆卸軸承。查【2】P42有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件的直徑：軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖7-6所示的安裝齒輪處的直徑d4，一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值(見【2】表10-7)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑d3、d7和d2 ，應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致(見表13-2和表17-5)。查【2】P43，非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時，相鄰直徑要小些，一般為13mm，如圖7-1中的d5與d6 處的直徑變化。這里軸徑變化圓角r為自由表面過度圓角，r可大些(見圖7-6)。因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，取d1= d22=16.0mm，考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為d2= 20.0mm，d3=25.0mm，d4=31.5mm，d5=37.0mm，d6=31