機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 帶式輸送機傳送裝置

西北工業(yè)大學(xué) 機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目： 帶式輸送機傳送裝置 機械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè) 05020702 班 設(shè)計者： 學(xué)號： 指導(dǎo)老師： 2010 年 月 日 2 目錄 一 . 3 二 . 4 三 . 4 四 . 5 五 . 5 六 . 7 料及齒數(shù)，齒型 . 7 . 7 . 9 . . 12 料及齒數(shù)，齒型 . 12 . 12 . 14 . 15 . 15 八 . 16 九 的設(shè) 計 . 18 1.軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 . 18 2.軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 . 23 3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵 的設(shè)計 . 28 十 . 32 十一 . 33 十二 . 34 十三 . 34 3 一 題目：設(shè)計一個帶式輸送機的傳動裝置 給定條件：傳動簡圖如圖 1示，設(shè)計參數(shù)列于表 1作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期為 10 年（每年 300 個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為 5% 。帶式輸送機的傳動效率為 減速器類型選擇：選用 展開式 兩級圓柱齒輪減速器 。 特點及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒 。 整體布置如下： 圖 1式輸送機傳動簡圖 圖示： 1 為電動機， 2 為聯(lián)軸器，為減速器， 4 為高速級齒輪傳動， 5 為低速級齒輪傳動， 6 為鏈傳動， 7 為輸送機滾筒。 輔助件有 :觀察孔蓋 ,油標(biāo)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。 輸送帶的牽引力 F/送帶的速度 v/(m/s) 送帶滾筒的直徑 D/70 表 1式輸送機的設(shè)計參數(shù) 4 二 部件 因素 選擇 動力源 電動機 齒輪 斜齒傳動平穩(wěn)，效率高 高速級做成斜齒，低速級做成直齒 軸承 此減速器軸承所受軸向力不大 滾動球軸承 聯(lián)軸器 結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好 彈性聯(lián)軸器 鏈傳動 工作可靠，傳動效率高 單排滾子鏈 三 目的 過程分析 結(jié)論 類型 根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇 選用 Y 系列封閉式三相異步電動機 功率 工作機所需有效功率為 F V 2500N s 圓柱齒輪傳動 (7 級精度 )效率 (兩對 )為 1 滾動軸承傳動效率 (四對 )為 2 彈性聯(lián)軸器傳動效率 3 帶式輸送機的傳動效率為 4 傳動的效率 5 動機輸出有效功率為241 2 3 4 5( 1 . 1 1 . 3 ) ( 1 . 1 1 . 3 ) 2 5 0 0 1 . 3 ( 4 . 2 4 6 5 . 0 1 8 )0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 6 W 電動機輸出功率為( 型號 按電動機型號 查得型號 閉式三相異步電動機參數(shù)如下 額定功率 p=5.5 載轉(zhuǎn)速 1440 r/步轉(zhuǎn)速 1500 r/用型號閉式三相異步電動機 5 四 目的 過程分析 結(jié)論 分配傳動比 傳動系統(tǒng)的總傳動比中 i 是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積； 電動機的滿載轉(zhuǎn)速（ r/； 工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速（ r/ 計算如下 1 4 4 0 / m 6 0 6 0 1 . 3 6 7 . 1 / m i 1 4 0 . 3 7w 1440 2 1 . 4 66 7 . 1n 取1 2i 2 12 1 . 4 6 1 0 . 7 32ii i 2 i i 2( 1 . 3 1 . 4 ) ( 1 . 3 1 . 4 ) 1 0 . 7 3 3 . 7 3 3 . 8 8 3 . 8 , 2 . 8 2取 則i :總傳動比， 1i ：鏈傳動比， 低速級齒輪傳動比， 高速級齒輪傳動比 1 2i 2 五 6 目的 過程分析 結(jié)論 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為 軸、 軸、軸、軸；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為1 2 3 4, , ,n n n n；對應(yīng)各軸的輸入功率分別為1 2 3 4, , ,P P P P；對應(yīng)各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為1 2 3 4, , ,T T T T；相鄰兩軸間的傳動比分別為12 23 34,i i i；相鄰兩軸間的傳動效率分別為12 23 34,n n n。 1. 各軸轉(zhuǎn)速 n(r/輸入功率 P(輸入轉(zhuǎn)矩 T(N m) 高速軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 1 1 3 1 1 1, , 9 5 5 0 /n P P T P n 中間軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 2 1 2 1 1 2 2 2 2/ , , 9 5 5 0 /hn n i P P T P n 低速軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 3 2 3 2 1 2 3 3 3/ , , 9 5 5 0 /ln n i P P T P n 滾筒軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩 4 3 1 4 3 2 5 4 4 4/ , , 9 5 5 0 /n n i P P T P n 圓柱齒輪傳動 (7 級精度 )效率為 1 滾動軸承傳動效率為 2 彈性聯(lián)軸器傳動效率 3 帶式輸送機的傳動效率為 4 傳動的效率 5 2i ：鏈傳動比， ：低速級齒輪傳動比， ：高速級齒輪傳動比 軸號 電動機 兩級圓柱減速器 工作機 軸 軸 軸 軸 轉(zhuǎn)速n(r/1440 440 率P(P=1=2=3=4=矩T(N m) 2=3=4=軸聯(lián)接 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 鏈輪 傳動比 i .8 傳動效率 01= 12= 23= 34=7 六 料及齒數(shù)，齒型 1)確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準圓柱斜齒輪。 2)材料選擇。由表 10 1選擇小齒輪材料為 40 r（調(diào)質(zhì)），硬度為 280齒輪材料為 45 鋼 (調(diào)質(zhì) )，硬度為 240者材料硬度差為 40 3)運輸機為一般 工作機器，速度不高，故選用 7級精度 (0095 88) 4)選小齒輪齒數(shù) 1 24，大齒輪齒數(shù) 2 1 1 24= 1。 5)選取螺旋角。初選螺旋角 14 按式（ 10 21）試算，即3 21 )(12 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)試選 6.1 (2)由圖 10 30，選取區(qū)域系數(shù) Z (3)由圖 10 26 查得1 2 12 1 . 6 4 (4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5 5 41 1 19 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 5 . 4 4 5 / 1 4 4 0 3 . 6 1 1 0T P n 5)由表 10 7 選取齒寬系數(shù) 1d (6)由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/ (7)由圖 10 21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限001 ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 550H M P a (8)由式 10 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 91 6 0 6 0 1 4 4 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 4 . 1 4 7 2 1 0hN n j L 8 992 4 . 1 4 7 2 1 0 / 3 . 8 1 . 0 9 1 4 1 0N (9)由圖 10 19 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) (10)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 10 12 得 M P 1li M P 2li M P )( 21 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑 由計算公式得 2431 2 1 . 6 3 . 6 1 1 0 4 . 8 2 . 4 3 3 1 8 9 . 84 0 . 6 61 1 . 6 4 3 . 8 5 3 1 . 2 5td m m (2)計算圓周速度 11 4 0 . 6 6 1 4 4 0 3 . 0 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s (3)計算齒寬 b 及模數(shù) 1 1 4 0 . 6 6 4 0 . 6 6d m m 11c o s 4 0 . 6 6 c o s 1 41 . 6 424m o 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 6 4 3 . 6 9/ 4 0 . 6 6 / 3 . 6 9 1 1 . 0 2m m (4)計算縱向重合度 9 0 a a (5)計算載荷系數(shù) K 已知使用系數(shù) 根據(jù) v m s ， 7 級精度，由圖 10 8 查得動載 荷系數(shù) 由表 10 4 查得 9 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 3 7 . 1 0 1 . 4 1 7H d 由圖 10 13 查得 假定 1 0 0 / m ，由表 10 3 查得 K 故載荷系數(shù) 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 4 1 . 4 1 7 2 . 7 5 3A V H K K K （）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10 10a 得 3311 / 4 0 . 6 6 2 . 7 5 3 / 1 . 6 4 8 . 7 0d K K m m （）計算模數(shù) 11c o s 4 8 . 7 0 c o s 1 41 . 9 724m o 由式 10 17 3 2121c 1)確定計算參數(shù) (1)計算載荷系數(shù) 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 4 1 . 3 6 2 . 6 4A V F K K K (2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖 10 28 查得螺旋角影響系數(shù) Y (3)計算當(dāng)量齒數(shù) 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 491 9 9 . 6 2c o s c o s 1 4 )查取齒形系數(shù) 由表 10 5 查得 2 (5)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10 5 查得 2 10 (6)由圖 10 20c 查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 001 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 802 (7)由圖 10 18 查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) (8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 式 10 12 得 M P 111 M P 222 (9)計算大小齒輪的 112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 1 8 0 1 . 7 9 0 0 . 0 1 6 3 4 2 3 8 . 8 6F a S a S 大齒輪的數(shù)據(jù)大 2)設(shè)計計算 423 22 2 . 6 4 3 . 6 1 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 4 1 . 4 01 2 4 1 . 6 4nm m m o 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑1 計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有11 c o s 4 8 . 7 0 c o s 1 4 3 1 . 5 01 . 5 o 取1 32Z ，則2 1 1 3 . 8 3 2 1 2 1 . 6 1 2 2Z i Z 11 1)計算中心距12() ( 3 2 1 2 2 ) 1 . 5 1 1 9 . 0 42 c o s 2 c o s 1 4 ma m m 119a 。 2)按圓整后的中心距修正螺旋角 12() ( 3 2 1 2 2 ) 1 . 5a r c c o s a r c c o s 1 3 5 5 5 0 2 2 1 1 9 值改變不多，故參數(shù) 、K、 不必修正 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 112223 2 1 . 5 4 9 . 4 5c o s c o s 1 3 . 9 31 2 2 1 . 5 1 8 8 . 5 5c o s c o s 1 3 . 9 3m m m 算大、小齒輪的齒根圓直徑 11222 . 5 4 9 . 4 5 2 . 5 1 . 5 4 5 . 72 . 5 1 8 8 . 5 5 2 . 5 1 . 5 1 8 4 . 8d m m md d m m m 5)計算齒輪寬度 1 1 4 9 . 4 5 4 9 . 4 5db d m m 圓整后取2 50B 1 55B 112 2 3 6 1 0 0 1 4 6 0 . 14 9 . 4 5 1 . 2 5 1 4 6 0 . 1 3 6 . 9 1 / 1 0 0 /4 9 . 4 5 m m N m 合適 12 七 料及齒數(shù)，齒型 1)確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準圓柱直齒輪 2)材料選擇。小齒輪材料為 40質(zhì)），硬度為 380齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240者材料硬度差為 40 3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度 4)選小齒輪齒數(shù) 24，大齒輪齒數(shù) Z224=2Z=68。 由設(shè)計計算公式 10 9a 進行試算，即 3 211 )(1)確定公式各計算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù) 3.1(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 551 2 259 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 5 . 2 8 / 3 7 8 . 9 51 . 3 3 0 6 1 0T P nN m m (3)由表 10 7 選取齒寬系數(shù) 1d (4)由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/ (5)由圖 10 21d 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 001 大齒輪的接觸疲勞強度極限 550H M P a (6)由式 10 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9116 0 6 0 3 7 8 . 9 5 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 1 . 0 9 1 4 1 0hN n j L 992 1 . 0 9 1 4 1 0 / 2 . 8 2 0 . 3 8 7 1 0N (7)由圖 10 19 曲線 1 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)1 ，2 13 (8)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 10 12 得 1 l i m 11 1 . 0 0 6 0 0 6 0 0H N M P a M P 2 l i m 22 1 . 0 6 5 5 0 5 8 3H N M P a M P 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑 代入 H 中的較小值 4 231 1 . 3 1 3 . 3 0 6 1 0 3 . 8 2 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 6 7 . 6 91 2 . 8 2 5 8 3td m m (2)計算圓周速度 v 12 6 7 . 6 9 3 7 8 . 9 5 1 . 3 4 /6 0 1 0 0 06 0 1 0 0 0m s (3)計算齒寬 b 1 1 6 7 . 6 9 6 7 . 6 9d m m (4)計算齒寬與齒高之比 b h 模數(shù)116 7 . 6 9 2 . 8 224m 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 8 2 6 . 3 5/ 6 7 . 6 9 / 6 . 3 5 1 0 . 6 7m m 齒 高 (5)計算載荷系數(shù) K 根據(jù) v m s ， 7 級精度，由圖 10 8 查得動載荷系數(shù) 假設(shè) 100/ ，由表 10 3 查得 1 由表 10 2 查得使用系數(shù) 125 由表 10 4 查得 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 6 7 . 6 9 1 . 4 2 4H d 由圖 10 13 查得 故載荷系數(shù) 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 4 2 4 1 . 8 6 9A V H K K K (6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10 10a 得 3311 / 6 7 . 6 9 1 . 8 6 9 / 1 . 3 7 6 . 4 0d K K m m 14 (7)計算模數(shù) 11/ 7 6 . 4 0 / 2 4 3 . 1 8m d Z 由式 10 5 得彎曲強度的設(shè)計公式為 3 2112 1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 (1)由圖 10 20c 查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 001 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 802 (2)由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 ， 2 (3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=式 10 12 得 111 0 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 4F N F M P a M P 222 0 . 9 5 3 8 0 2 5 7 . 8 61 . 4F N F M P a M P (4)計算載荷系數(shù) 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 3 7 1 . 7 9 8A V F K K K (5)查取齒形系數(shù) 由表 10 5 查得 2 (6)取應(yīng)力校正系數(shù) 由 表 10 5 查得 2 (7)計算大小齒輪的 并比較 1112222 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 3 2 3 1 4 . 2 92 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 5 2 2 5 7 . 8 6F a S a S 大齒輪的數(shù)據(jù)大 2)設(shè)計計算 15 43 22 1 . 7 9 8 1 3 . 3 0 6 1 0 0 . 0 1 5 2 2 . 3 31 2 4m m m 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù) 就近圓整為標(biāo)準值為了同時滿 足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑1 計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有11 / 7 6 . 4 0 / 2 . 5 3 0 . 5 6Z d m ，取1 31Z 大齒輪齒數(shù)2 2 1 2 . 8 2 3 1 8 7 . 4 2Z i Z 取2 88Z 1)計算分度圓直徑 11223 1 2 . 5 7 7 . 58 8 2 . 5 2 2 0d Z m m m m m 2)計算齒根圓直徑 1122( 2 . 5 ) 2 . 5 ( 3 1 2 . 5 ) 7 1 . 2 5( 2 . 5 ) 2 . 5 ( 8 8 2 . 5 ) 2 1 3 . 7 5m Z m md m Z m m 3)計算中心距 12( ) / 2 ( 7 7 . 5 2 2 0 ) / 2 1 4 8 . 7 5a d d m m 將中心距圓整后取 149a 。 4)計算齒寬 1 1 7 7 . 5 7 7 . 5db d m m 取2 80B 85B 112 2 1 3 3 0 6 0 3 4 3 3 . 8 17 7 . 5 1 3 4 3 3 . 8 1 4 4 . 3 1 / 1 0 0 /7 7 . 5 m m N m 合適 16 八 1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料 取小齒 輪齒數(shù)1 19Z ，大齒輪的齒數(shù)為21 2 1 9 3 8Z i Z 材料選擇 40 鋼，熱處理：淬火、回火 2 確定計算功率 由表 9 6 查得 ，由圖 9 13 查得 ，單排鏈，則計算功率為： 3 1 . 1 1 . 3 5 5 . 1 3 7 . 6 2c a A K P k W 3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù) 3 1 3 4 . 3 8 / m i nn n r查圖 9 11，可選 20表 91，鏈條節(jié)距為 。 4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初 選 中 心 距0 ( 3 0 5 0 ) ( 3 0 5 0 ) 3 1 . 7 5 9 5 2 . 5 1 5 8 7 . 5a p m m 。取0 1000a 相應(yīng)得鏈長節(jié)數(shù)為20 1 2 2 1002 ( ) 9 1 . 7 822P a Z Z Z Z a ，取鏈長節(jié)數(shù) 92節(jié)。查表 9 7 得到中心距計算系數(shù)1 ，則鏈傳動 的最大中心中心距為： 1 1 22 ( ) 1 0 0 3Pa f P L Z Z m m 5 計算鏈速 v，確定潤滑方式 11 1 3 4 . 3 8 1 9 3 1 . 7 5 1 . 3 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0n Z Pv m s 由 v m s 和鏈號 20A 1，查圖 9 14 可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。 6 計算壓軸力 有效圓周力為： 5 . 1 31 0 0 0 1 0 0 0 3 8 0 01 . 3 5P 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù) ，則壓軸力為1 . 1 5 3 8 0 0 4 3 7 0P F p F N 。 17 7 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 分度圓直徑 d 0180 )21 9 2 . 9m 鏈 輪 ：大 鏈 輪 ： m i n 1m a x 11 . 6(1 )1 . 2 5d p d p d a z 1 m i na z 1 m a x2 m i n2 m a 2 . 92 1 3 . 53 9 5 . 94 0 5 m md m md m md m m小 鏈 輪 ：大 鏈 輪 ：齒根圓直徑 1fd d d f z 121 7 3 . 8 53 6 5 . 4 5m md m m小 鏈 輪 ：大 鏈 輪 ：齒高 i n 1m a x 10 . 5 ( )0 . 80 . 6 2 5 0 . 5p p a z 1 m i na z 1 m a x2 m i n2 m a 3 51 1 . 6 66 . 3 51 0 m mh m mh m mh m m小 鏈 輪 ：大 鏈 輪 ：確定的最大軸凸緣直徑 o t 1 . 0 4 0 . 7 6gd p g z 1g z 21 5 8 . 1 23 5 1 . 0 2d m md m m小 鏈 輪 ：大 鏈 輪 ：節(jié)距 p=子直徑1d=鏈輪齒數(shù)1 19Z ，大鏈輪齒數(shù)2 38Z ，內(nèi)鏈板高度2 18 九 的設(shè)計 1.軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 4 4 5 , n 1 4 4 0 / m i nP k w r轉(zhuǎn) 速轉(zhuǎn)矩 41 3 . 6 1 1 1 0T N m m 4112 2 3 . 6 1 1 1 01 4 6 0 . 54 9 . 4 5t a n t a n 2 01 4 6 0 . 5 5 4 7 . 7c o s c o s 1 3 . 9 3t a n 1 4 6 0 . 5 t a n 1 3 . 9 3 3 6 2 . 2 N 向力向力初定軸的最小直徑 選軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15 3，取 112A (以下軸均取此值），于是由式 15 2 初步估算軸的最小直徑33m i n 1 1/ 1 1 2 5 . 4 4 5 / 1 4 4 0 1 7 . 4 5d A P n m m o 。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑12d，為了使所選的軸直徑12d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng) ,故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 表 14慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小 ,故取 41 1 . 3 3 . 6 1 1 1 0 4 6 9 4 3c a T N m m 按照計算轉(zhuǎn)矩 小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊，選用 彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 160000N。半聯(lián)軸器的孔徑1 18d 故取1 18d 聯(lián)軸器長度 L 42，半聯(lián)軸器。 與軸配合的轂孔長度1 30。 1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖 9 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1 軸段右端需制一軸肩，軸肩高 19 度 ( 0 . 0 7 0 . 1 ) 1 . 2 2 2 1 . 7 4 5h d m m,故取段的直徑2 20d 60l 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度1L=30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1取1 28l (2)初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據(jù)2 20d 初選型號 6205深溝球軸承 ，其尺寸為 2 5 5 2 1 5d D B ，N ， 基 本 額 定 靜 載 荷 No ， 1 ，6 ，故 3525d d m m ,軸段 3和 5 的長度取相同 , 3 30l ，5 30l (3)軸段 4 做成齒輪軸。軸段 4的直徑應(yīng)根據(jù) 6205 的深溝球軸承的定位軸肩直徑4 35d 4 157l 其余尺寸如圖 9 1 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得1 2 3 (5)參考表 15 2，取軸端為 01 45 和各軸肩處的圓角半徑。 圖 9入軸的結(jié)構(gòu)布置簡圖 距的計算 1)計算支承反力 在水平面上 3233 8 6 . 8 2 1 0 7 3 . 6 8B X t A F N 3 6 2 . 2A Y N 在垂直面上 20 132320 , 1 8 9 . 4 Z 故 5 4 7 . 7 1 8 9 . 4 3 5 8 . 3B Z r A F N 總支承反力 2 2 2 2 2 23 8 6 . 8 3 6 2 . 2 1 8 9 . 4 5 6 2 . 7 4A A X A Y A F F N 2 2 2 21 0 7 3 . 7 3 5 8 . 3 1 1 3 1 . 9B B X B F N 2)計算彎矩并作彎矩圖 (1)水平面彎矩圖 2 3 8 6 . 8 2 1 4 8 . 5 5 7 4 4 2 . 8A X A L N m m 5 7 4 4 2 . 8B X A N m m (2)垂直面彎矩圖 2 1 8 9 . 4 1 4 8 . 5 2 8 1 2 5 . 9A Z A L N m m 3 3 5 8 . 3 5 3 . 5 1 9 1 6 9 . 1B Z B L N m m (3)合成彎矩圖 2 2 2 25 7 4 4 2 . 8 2 8 1 5 . 9 6 3 9 5 8 . 9A A X A M N m m 2 2 2 25 7 4 4 2 . 8 1 9 1 6 9 . 1 6 0 5 5 6 . 8B B X B M N m m 3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 1 3 6 . 1 1T T N m 矩和扭矩圖 21 圖 9 2軸 受力、彎矩和扭矩圖 鍵 連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（ A 型）軸的直徑 d=18 66b h m m m m ，25L 聯(lián)軸器 :由式 6 1，1 914 4 3 6 . 1 1 7 0 . 41 8 6 ( 2 5 6 ) 1 0T M P ap d h l 查表 6 2，得 M P 2 010 0 ，鍵校核安全 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知， C 處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故 c 截面為危險截面。根據(jù)式 15 5，并取 ，軸的計算應(yīng)力 6 3 9 5 8 . 9 m m， 3 6 11 0T N m m， 3 3 30 . 1 0 . 1 2 5 1 5 6 2 . 5W d m m 22 221( ) / 4 3 . 2c a W M P a 由表 15 1 查得 1 ， 1 故安全 (1)校核軸承 A 和計算壽命 徑向載荷 2 2 2 21 8 9 . 4 3 8 6 . 8 4 3 0 . 7A r A Z A F N 軸向載荷 3 6 2 a N由 / 0 . 8 4 1A a A e，在表 13 5 取 X 對軸向載荷為03 6 2 . 2 0 . 0 4 67880，在表中介于 間，對應(yīng)的 e 值為 間，對應(yīng) Y 值為 是，用插值法求得( 1 . 8 1 . 6 ) ( 0 . 0 7 0 . 0 4 6 )1 . 6 1 . 7 60 . 0 7 0 . 0 4Y ，故 0 . 5 6 , 1 .