機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)帶傳動——單級圓柱斜齒減速器

1、目 錄第一部分 總體設(shè)計(jì)1. 方案選擇及評價(jià) 22. 電機(jī)的選擇 3第二部分 v帶及帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6第三部分 斜齒齒輪設(shè)計(jì) 8附：齒輪受力分析 9第四部分 軸的設(shè)計(jì) 1. 高速級軸的設(shè)計(jì) 112. 低速級軸的設(shè)計(jì) 17第五部分 軸承、潤滑密封、連接件和聯(lián)軸器的選擇及校核1. 軸承的確定及校核 242. 鍵的校核 283. 聯(lián)軸器的校核 304. 潤滑密封的選擇 30第六部分 減速器的附件的設(shè)計(jì)及說明 31第七部分 主要尺寸及數(shù)據(jù) 32參考文獻(xiàn) 34傳動裝置的總體設(shè)計(jì)一、 傳動方案（已給定）1. 題目：設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的“帶傳動單級圓柱斜齒減速器”，圖示如下:1.設(shè)備要求:固定2.工作環(huán)境：

2、室外多塵3.工作條件：輕型、連續(xù)4.安裝形式：臥式5.生產(chǎn)工廠：校機(jī)械廠6.生產(chǎn)批量：小批量7.工作年限：二班制，工作八年，年工作日250天。2. 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶工作拉力f(n)轉(zhuǎn)速（r/min）卷筒直徑d(mm)1370140280二、 分析傳動方案該工作機(jī)在工作時(shí)有輕微振動，由于v帶有緩沖吸振能力，采用v帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用v帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。這種減速器的傳動比一般小于6，傳遞功率可達(dá)數(shù)萬千瓦，效率較高，工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應(yīng)用廣泛。設(shè) 計(jì) 內(nèi) 容.電機(jī)的選擇選擇電動機(jī)

3、類型：按工作要求和工作條件選用y系列三相鼠籠式異步電動機(jī)，其結(jié)構(gòu)為全封閉扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380v。1) 選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為pw=fv1000=13702.051000=2.81kw確定工作機(jī)各個(gè)部位的效率33，分別表示v帶、軸承、齒輪、彈性連軸器和卷筒處的傳動效率。由表9.1（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)書由）可知：0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.96，則0.960.9830.970.990.96=0.83所以電動機(jī)的功率為pd=pw=2.810.83=3.39kw2) 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速：按機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9.2推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比在24的范圍，一級

4、圓柱齒輪的傳動比在35的范圍，而工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為：nw140r/min所以電動機(jī)的可選范圍為ndinw=620140=8402800 r/min在綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電動機(jī)。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表22-1選擇y112m-4型三相異步電動機(jī)。其相關(guān)數(shù)據(jù)為：電動機(jī)型號額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速(r/min)啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩y112m-44.014402.22.2、計(jì)算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比(1) 總傳動比：i=nmnw=1440140=10.29(2) 分配傳動比：i=iiiii考慮減

5、速器結(jié)構(gòu)，故ii=2.78，iii=3.73、 計(jì)算傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)(1) 各軸的轉(zhuǎn)速： 軸ninm=1440 r/min 軸 nii=niii=14402.78=517.99 r/min 軸 niii=niiiii=517.993.7140r/min卷筒軸n卷niii140r/min(2) 各軸的輸入功率：軸pi=pd1=3.390.96=3.25kw軸 pii=pi23=3.250.980.97=3.09kw卷筒軸 piii=pii42=3.090.990.98=3.00kw(3) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電機(jī)軸的輸入轉(zhuǎn)矩td為td9550pdnw=95503.391440=22.48

6、nm軸：軸：軸：卷筒軸：將上述計(jì)算值都匯總于下表,以備查用。表1 帶式傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)軸 名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/(nm)轉(zhuǎn)速n/(rmin-1)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸3.3922.4814402.780.96軸3.253.1959.9258.725183.70.95軸3.093.03210.78206.5614010.97卷筒軸3.002.94204.64200.55140第二部分 v帶及帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由第一部分總體設(shè)計(jì)可以得到如下要求：電動機(jī)的功率4kw，轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，傳動比i=2.78，每天工作12小時(shí)，使用期限8年（每年按250小時(shí)計(jì)算），允許的誤差為5

7、%。因此，可以按照上述條件進(jìn)行v帶設(shè)計(jì)。1. 確定計(jì)算功率pca由于帶式運(yùn)輸機(jī)的載荷變動小，查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-7，得帶的工作情況系數(shù)ka=1.2，故pc=kap=1.24kw=4.8kw2. 選擇v帶的帶型根據(jù)pc和n1查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖12-13，可選擇a型帶3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速v1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑：由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.7，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1100mm2) 驗(yàn)算帶速vv=dd1n1601000=1001440601000 m/s=7.536 m/s因?yàn)?m/s v 25m/s，故帶速合適。3) 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=idd11-=2.781001

8、-0.01=247.5mm根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.7，圓整為dd2=250mmn2=n1d1d21-=572.79r/min誤差:1440572.79-2.451440572.79100%=2.5%120，合適。6. 計(jì)算帶的根數(shù)z1) 計(jì)算單根v帶的額定功率pr由dd1=250mm 和n1=1440 r/min ，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.4得p0=1.31kw。根據(jù)n1=1440 r/min , i=2.78 和a型帶，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.4得p0=0.17。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.8得到k=0.934 kl=0.93，于是pr=(p0+p0)kkl=(1.31+0.17)0.

9、9340.93=1.29kw2) 計(jì)算v帶的根數(shù)zzpcapr=4.81.29=3.72因此，取4根v帶。7. 計(jì)算單根v帶的初拉力的最小值(f0)min由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-3得a型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以f0min5002.5-kpcakzv+qv2=5002.5-0.9344.40.93442.05+0.12.052=450.25n應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力f0(f0)min8. 計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為(fp)min=2z(f0)minsin12=24450.25sin154.872=3515.73n9. 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：由于dd200 mm,故選用輪輻式第三部分斜齒齒輪設(shè)計(jì)由前面

10、的計(jì)算得到的表1可以知道，該對齒輪傳動的輸入功率為3.25kw，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=518r/min，傳動比為3.7，工作時(shí)間8年（按每年250天計(jì)算），兩班制工作，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。由這些條件，就可以對齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按照設(shè)計(jì)要求，選擇右旋斜齒傳動；2) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，該對齒輪轉(zhuǎn)速不高，故可以選用8級精度；3) 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zg35simn鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為250hbs，二者材料硬度差為30hbs；2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即：ai+13

11、305h2kt1ai(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)kt=1.05*1.1*1.0*1.1=1.272) 由表1可以得到小齒輪傳遞的扭矩t1=52.32 nm3) 由表10-7選齒寬系數(shù)d 1.24) 由圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1=750mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim2=690mpa。5) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s1，由式得，h1=khn1hlim1s=750mpah2=khn2hlim2s=690mpah=h1+h22=750+6902=720mpa(2) 計(jì)算1) 齒寬系數(shù)=0.4小齒輪上的轉(zhuǎn)矩：t=955

12、0000*4/587.76=65000n.mmai+13305h2kt1ai=4.05+1330569021.276.61044.050.4=108.64取a=110mm，選小齒輪齒數(shù)z1=23，大齒輪齒數(shù)z2=4.0521=85.05，取z2=85；初選螺旋角：112) mn=2acosz1+z2=220cos1123+85=1.99 mm 按表4.1，取mn=2mmarccos(z1+z2)mn2a=arccos(23+85)2.02110=1056333) 計(jì)算分度圓直徑d1=223/cos10.942=46.85mmd2=285/cos10.942=173.15mm4) 計(jì)算齒寬b b

13、=dd1=1.243.58mm =52.30 mm 取b2=55mm，b1=60mm 5)驗(yàn)算輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度由圖10-8查得齒形系數(shù)yf1=2.82，yf2=2.24f1=kt1yf11.6bd1mn=1.61.276.51042.826043.582=81.71f1f2=f1yf2yf1=2.242.8281.71=64.9f2所以安全。附：齒輪受力分析fa2fr2fr2ft2fa1ft1n2n1小齒輪：ft1=2t1d1=25.23210443.58=2401nfr1=ft1tanancos=2401tan20cos15.99=906.87 nfa1=ft1tan=2401tan15.4

14、99=665.8 n大齒輪：ft2=2t2d2=22.0335105176.42=2305.29nfr2=ft2tanncos=2305.29tan20cos15.499=870.75 nfa2=ft2tan=2305.29tan15.499=639.27 n由于齒輪在嚙合時(shí)有效率損失，因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而，每個(gè)齒輪的值都應(yīng)分開計(jì)算。附：齒輪參數(shù)及其受力分析，以備查表齒輪參數(shù) 表2中心矩110mm名 稱值模 數(shù)mn=2 mm法向壓力角an20螺旋角=端面壓力角at=分度圓d1=46.85 mmd2=173.15mm齒頂圓da1=50.85mmda2=177.15mm齒根圓df1

15、=42.85mmdf2=169.15mm周向力ft1=2401 nft2=2305.29 n徑向力fr1=906.87 nfr2=870.75 n軸向力fa1=665.8 nfa2=639.27 n第四部分 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算一、 高速級齒輪設(shè)計(jì)1. 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.2. 初定軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，可得軸的直徑計(jì)算式da03 p n由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3查得a0=105，由第一部分的表1可查得p3.25kw，n=518r/min；所以d1053 3.25kw 518r/min=19.37 mm由于該軸有一個(gè)鍵槽，

16、故軸的直徑應(yīng)加大57%，故dmin=19.37(1+57%)=20.3420.73mm綜合考慮，取dmin=22mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定零件的裝配方案，如下圖(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設(shè)計(jì)。1) 由于在l1這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度已經(jīng)計(jì)算得到此處的最小直徑，在這個(gè)直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強(qiáng)度，故d1=dmin=22 mm。此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖8-14(d)查得：取l=36mm，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小于其輪轂值，取l138mm。2) 初選滾動軸承。一般運(yùn)輸機(jī)傳遞載

17、荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇7207ac型軸承。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12.2得，d2=35 mm，要求的定位軸肩是5 mm。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是40mm。因此取d5=35mm。3) 由軸承端蓋的厚度一般為10 mm左右，因此，整個(gè)軸承蓋的長度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個(gè)螺栓的長度34mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍，可以確定l2=28mm。4) 如果再按照這種方法選擇下去，那么d4=40mm，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于4mm，齒輪很容易損壞，所以這里必須采用齒輪軸。則由表2可以得到l460 mm。5) l5處的寬度大于

18、1.4h，取l5=26mm，d5=35mm；至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課設(shè)表11.28采用bhl10 mm 8mm 50 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為h7n6。滾動軸承與軸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k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸按照課設(shè)表9.8確定軸兩端的倒角均為145，各處圓角半徑都為1.6 mm。4. 軸的受力分析(1) 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖畫出軸的受力簡圖fa1fr1f帶輪ft1fv1fv2(2) 受力計(jì)算1) 由前面的計(jì)算可得ft

19、1=2401n，fr1=960.87n，fa1=665.8 n由前面帶輪的壓軸力計(jì)算可知 f帶輪(fp)min969.77n2) 計(jì)算支反力在垂直面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算fv2=1119(107759.5-74653.732-1068197.5)-1402 nfv1=fr1-f帶輪-fv2=1077-1068-(-1402)=1411 n；在水平面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算fh1=fh2=12ft=28862=1433 n3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 nmmmvmhm扭矩圖：單位 nmmt5. 由彎扭圖上看，截面b是危險(xiǎn)面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面b處的mh、mv及m的值列于下表3表3載荷水平面垂直面支反力ffh1=fh

20、2=1433 nfv1=1411 nfv2=-1402 n彎矩mmh=76955 nmmmv1=83945.5 nmmmv2=63913 nmmmv3=83768 nmm總彎矩m1768852+83945.52=113914 nmmm2=769952+639132=100065 nmmm3=837862+0=83768 nmm扭矩t2=77700 nmm6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=m12+t2w=1139142+0.67770020.157.733=6.4mpa根據(jù)前面選定軸

21、的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課程設(shè)計(jì)表15-1查得-1=60 mpa。因此ca-1，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（所用的表來自機(jī)械設(shè)計(jì)）(1) 判斷危險(xiǎn)面雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度確定的，因此這個(gè)截面不是危險(xiǎn)面。只有在截面c處有較大的應(yīng)力集中，因此必須對其進(jìn)行精確校核。(2) 截面c右側(cè)抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1403=6400 mm3抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2403=12800 mm3截面c右側(cè)的彎矩m為m=11391460-3060=56957 nmm截面c上的扭矩 t277700 nmm截面上的彎曲應(yīng)力 b=mw=569576400=8.9

22、mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t=t2wt=7770012800=6.07mpa由表15-1查得：b=640mpa，s=355mpa，-1=275mpa，-1=155 mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及按附表3-2查取。因rd=2.040=0.05，dd=57.7342=1.37，用插值法可得2.1，1.7又由軸的材料的敏感系數(shù)為q=0.82，q=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k=1+q-1=1+0.822.1-1=1.90k=1+q-1=1+0.851.7-1=1.6由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.67；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.72。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0

23、.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)為k=k+1-1=1.900.67+10.92-1=2.92k=k+1-1=1.60.72+10.92-1=2.31又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)sca值，按15-6到15-8式得：sca=-1ka+m=2752.928.9+0.10=10.58s=-1k a+m=1552.326.072+0.056.072=21.5sca=sss2+s2=10.5821.510.582+21.52=9.5故知其安全。(3) 截面c左側(cè)，由于該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應(yīng)力集

24、中，因此不用校核。(4) 由上面的計(jì)算，說明該軸的強(qiáng)度是足夠的。二、低速軸的設(shè)計(jì)1. 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。2. 初定軸的最小直徑(1) 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，可得軸的直徑計(jì)算式da03 p n由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3查得a0=105，由第一部分的表1可查得p3kw，n=145.12 r/min；所以d1053 3kw 145.12 r/min=28.82 mm(2) 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸所傳遞的扭矩t2.03105nmm，可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，因?yàn)樗怯捎紶畹膹椥蕴讉鬟f轉(zhuǎn)矩，故可緩沖減振，其制造容易，裝拆方便，成本較低，適用于連接載荷平穩(wěn)、起

25、動頻繁的中小轉(zhuǎn)矩的軸。查課設(shè)表13.2選用lt7聯(lián)軸器 3284 gb/t 4323綜合考慮，取dmin=38mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定結(jié)構(gòu)方案如下圖：(2) 根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 從右端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，l1軸段左端需制出一軸肩，故取d5=40 mm。由于前面已經(jīng)對聯(lián)軸器進(jìn)行了選擇，故d6=32 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則l6就比82略短一點(diǎn)，現(xiàn)取l680mm。2) 初步選擇滾動軸承。根據(jù)d5=50mm，初步選擇0基本游隙組，選用角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，故

26、選擇ac系列的軸承，查課設(shè)表12.2，選用7208ac，其尺寸為ddb=40 mm80 mm18 mm，其定位軸肩為8mm，故定位套筒的直徑為48 mm。因此，d2=d5=50mm3) 取安裝齒輪處的軸段的直徑d3=54 mm，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂的寬度，故取l3=53 mm，軸承端蓋的總寬度為20 mm。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)軸器右端面的距離為11 mm，故取l528 mm。4) 取齒輪與箱體之間的距離為12 mm（由后面的箱體設(shè)計(jì)確定）。滾動軸承到箱體的距離為8mm。5) l1=44mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度

27、。(3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑d1由課設(shè)表11.28查得半圓頭鍵選為bhl=10 mm8mm70 mm，配合為h7k6。齒輪與軸的連接，按d4查表11.28得，選用雙圓頭鍵為bhl=14 mm9 mm45mm，配合為h7n6。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k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考課設(shè)表9.8，取軸端倒角為245，c、d、e處的圓角半徑r=2 mm。 4. 軸的受力分析（1） 畫出軸的受力簡圖fvn1fvn26461fa2fr2ft2（2） 進(jìn)行受力計(jì)算1) 由前面的計(jì)算得ft2=

28、2810.5 n，fr2=1057 n，fa2=731 n2) 支反力計(jì)算垂直面內(nèi)：fvn2=164+61105761-731194.72= -53.5 nfvn1=fr2-fvn2=1057+53.5=1110.5 n水平面內(nèi)：fhn1=6461+64 2810.5=1439nfhn2=6161+64 2810.5=1371.5 n3) 畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：nmm)mvmhm扭矩圖：(單位：nmm)t2730005. 由彎扭圖上看，截面c-d是危險(xiǎn)面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c-d處的mh、mv及m的值列于下表4載荷水平面垂直面支反力ffh1=1439 nfh2=1371.5 nfv1=

29、1110.5 nfv2=-53.5 n彎矩mmh=87777.5nmmmv1=67740.5 nmmmv2=3424 nmm總彎矩m187777.52+67740.52=110876 nmmm2=87777.52+34242=87844 nmm扭矩t3=273000 nmm6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=m12+t32w=1108762+0.627300020.1553=11.9mpa根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課程設(shè)計(jì)表15-1查得-1=60 mpa。因此ca-1

30、，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（所用的表來自機(jī)械設(shè)計(jì)）(1) 判斷危險(xiǎn)面在c-d這個(gè)截面上雖然受到的彎矩較大，但由于這個(gè)截面的直徑很大，其抗彎能力是很強(qiáng)的。a、b截面只受扭矩作用，雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕的情況下確定的。d、e截面的軸徑都很大，也不必校核。由于鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核c截面的左右兩側(cè)。(2) 截面c左側(cè)抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1503=12500 mm3抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2503=25000 mm3截面c左側(cè)的彎矩m為（作m1處彎矩的近似計(jì)算）m=1108763838+26=65832.6

31、nmm截面c上的扭矩 t3273000 nmm截面上的彎曲應(yīng)力 b=mw=65832.612500=5.27mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t=t3wt=27300025000=10.92mpa由表15-1查得：b=640mpa，s=355mpa，-1=275mpa，-1=155 mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及按附表3-2查取。因rd=2.050=0.02，dd=5550=1.1，用插值法可得2.0，1.7又由軸的材料的敏感系數(shù)為q=0.74，q=0.78故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k=1+q-1=1+0.742.0-1=1.74k=1+q-1=1+0.781.7-1=1.55由附圖3-2

32、的尺寸系數(shù)=0.67；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.84。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)為k=k+1-1=1.740.74+10.92-1=2.44k=k+1-1=1.550.84+10.92-1=1.93又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)sca值，按15-6到15-8式得：s=-1ka+m=2752.445.27+0.10=21.7s=-1k a+m=1551.9310.922+0.0510.922=14.3sca=sss2+s2=21.714.321

33、.72+14.32=121.5故知其安全。(3) 截面c右側(cè)抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1553=16637.5 mm3抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2553=33275 mm3截面c左側(cè)的彎矩m為m=1108762638+26=48508.3nmm截面c上的扭矩 t3273000 nmm截面上的彎曲應(yīng)力 b=mw=48508.312500=3.24mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t=t3wt=27300033275=8.2mpa過盈配合處的k，由機(jī)械設(shè)計(jì)附表3-8用插值法求出，并取 k=0.8k，于是得k3.16 ， k=0.83.162.53軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為

34、=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)為k=k+1-1=3.16+10.92-1=3.25k=k+1-1=2.53+10.92-1=2.62于是，計(jì)算安全系數(shù)sca值，按15-6到15-8式得：s=-1ka+m=2753.253.24+0.10=26.1s=-1k a+m=1552.628.22+0.058.22=14.2sca=sss2+s2=26.114.226.12+14.22=12.5s=1.5因此，在截面c右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。至此，高速級、低速級兩根軸的設(shè)計(jì)已經(jīng)完成了。第五部分 軸承、潤滑密封和聯(lián)軸器等的選擇及校驗(yàn)計(jì)算一、 軸承的確定及校核1. 對初選高速級軸承730

35、7c校核(1) 受力分析faefr1f帶輪ft1fr1fr2fd1fd2由表3的數(shù)據(jù)可以計(jì)算：fr1=fh12+fv12=14332+14112=2011 nfr2=fh22+fv22=14332+-14022=2005 nfae=fa1=746 n(2) 計(jì)算兩軸承的軸向力fa1、fa2查課設(shè)表12.2，得到軸承7307c的cr=34.2kn，cor=26.8kn對于70000c型軸承，它的派生軸向力fd=efr，而軸向力未知，故先取e=0.4，因此可估算fd1=0.4fr1=0.42011=804.4 nfd2=0.4fr2=0.42005=802 n由于 fd1e1fa2fr2=8022

36、005=0.4=e2由課設(shè)表12.2查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對軸承1：x1=0.44，y1=1.3對軸承2：x2=1，y2=0由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6查得，運(yùn)輸有輕微沖擊，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.442011+1.31544=3187 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.112005=2205.5 n(4) 計(jì)算軸承壽命由于p1p2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算lh=10660ncp1=106603843420031873=53635 hlh1030016=48000 h所選軸承滿足壽命要求。故此軸承不用重選。2. 對初選低速級軸承7210ac進(jìn)行校核fr1f

37、r26461fa2fr2ft2由表3的數(shù)據(jù)可以計(jì)算：fr1=fh12+fv12=14392+1110.52=1817.7 nfr2=fh22+fv22=1371.52+-53.52=1372.5 nfae=fa1=731 n(5) 計(jì)算兩軸承的軸向力fa1、fa2查課設(shè)表12.2，得到軸承7210ac的cr=31.5kn，cor=25.2kn對于70000ac型軸承，它的派生軸向力fd=0.68fr。 fd1=0.68fr1=0.681817.7=1236 nfd2=0.68fr2=0.681372.5=933.3 n由于 fd1e1fa2fr2=933.31372.5=0.68e2由課設(shè)表1

38、2.2查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對軸承1：x1=0.41，y1=0.87對軸承2：x2=0.41，y2=0.87由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6查得，運(yùn)輸有輕微沖擊，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.411817.5+0.871664.3=2412 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.1(0.411372.50.87933.3=1512.2 n(7) 計(jì)算軸承壽命由于p1p2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算lh=10660ncp1=106601063150024123=350000 h由于軸承壽命太大，應(yīng)重新選擇。對同一尺寸要求可選7210c。(8) 對軸承7210c進(jìn)行校核查課設(shè)

39、表12.2，得到軸承7210c的cr=32.8kn，cor=26.8kn對于70000c型軸承，它的派生軸向力fd=efr，而軸向力未知，故先取e=0.4，因此可估算fd1=0.4fr1=0.41817.7=727.1 nfd2=0.4fr2=0.41372.5=549 n由于 fd1e1fa2fr2=539.11372.5=0.393e2由課設(shè)表12.2查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對軸承1：x1=0.44，y1=1.33對軸承2：x2=0.44，y2=1.40由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6查得，運(yùn)輸有輕微沖擊，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.441817.5+1.331306.

40、1=2790.5 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.1(0.441372.5+1.4539.1)=1494.5 n(10) 計(jì)算軸承壽命由于p1p2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算lh=10660ncp1=10660384328002790.53=255339 hlh1030016=48000 h所選軸承滿足壽命要求。這相對7210ac來說更加合適。由于7210c和7210ac結(jié)構(gòu)尺寸都是一樣，故原來設(shè)計(jì)好的軸不必再重新設(shè)計(jì)。至此，軸承的選擇及校核已全部完成。二、 鍵的校核1. 高速軸上的鍵(1) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于在這根軸的

41、鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵（c型）。由軸的設(shè)計(jì)里已確定的鍵尺寸為bhl=8 mm7 mm 50 mm(2) 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得擠壓應(yīng)力p=5060 mpa。鍵工作長度l=l=36 mm，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5mm,計(jì)算擠壓強(qiáng)度p=2tkld=277700 nmm3.53625=49.3 mpa由于有pp故，該鍵滿足要求。2. 鍵的標(biāo)記為：鍵c 850 gb/t 10962003高速軸上的鍵(3) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于鍵槽

42、不在軸端，故選用普通平鍵（a型）。由低速軸的設(shè)計(jì)里已確定的鍵尺寸為齒輪處：bhl=14 mm9 mm 45 mm聯(lián)軸器處：bhl=10mm8 mm 70 mm(4) 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得擠壓應(yīng)力p=100120 mpa，取其平均值p=110 mpa。1) 齒輪處鍵工作長度l=l-b=45-14=21 mm，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm,計(jì)算擠壓強(qiáng)度p=2tkld=2273000 nmm52455=82.7 mpap故，該鍵滿足要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 1445 gb/t 109620032) 聯(lián)軸器處鍵工作長度l=l-b

43、=70-10=60mm，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm,計(jì)算擠壓強(qiáng)度sadfasdfp=2tkld=2273000 nmm46042=63 mpap故asdf，該鍵滿足要求。鍵的asdf標(biāo)記為：鍵 1070 gb/t 10962003三、 聯(lián)軸器的校核1. 參數(shù)為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。由前面的設(shè)計(jì)已經(jīng)選擇了lt5彈性套柱銷聯(lián)軸器，由課設(shè)表19-5查得，其公稱轉(zhuǎn)矩tn=500 nm。2. 載荷計(jì)算由表1可以得到t3=273000nmm由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得ka=1.5，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為tca=kat3+1.5273000=409.5 nmtn該聯(lián)軸器合格。標(biāo)記為：lt7聯(lián)軸器 3282 gb/t 4323-2002四、潤滑密封1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度v=dn601000=176.42145.12601000 m/s=1.34 m/s12 m/s所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 大齒輪浸入油高度不宜超過1個(gè)齒高（不小于10mm）。2滾動軸承的潤滑對于高速級軸承 dn353841.3104對于低速級軸承 dn=50106=0.53104它們的dn值都很小，故選用脂潤滑，