攀枝花學院機械課程設計5

1、攀枝花學院機械工程學院課程設計攀枝花學院學生課程設計（論文）題 目：設計用于帶式輸送機的圓柱齒輪減速器 學生 姓名： 周陽 學 號： 201310601194 所在院(系)： 機 械 工 程 學 院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機制一班 指導 教師： 譚興強 職 稱： 教授 2015 年 08 月 18 日攀枝花學院教務處制課程設計（論文）指導教師成績評定表題目名稱設計用于帶式輸送機的圓柱齒輪減速器評分項目分值得分評價內(nèi)涵工作表現(xiàn)20%01學習態(tài)度6遵守各項紀律，工作刻苦努力，具有良好的科學工作態(tài)度。02科學實踐、調(diào)研7通過實驗、試驗、查閱文獻、深入生產(chǎn)實踐等渠道獲取與課程設計

2、有關(guān)的材料。03課題工作量7按期圓滿完成規(guī)定的任務，工作量飽滿。能力水平35%04綜合運用知識的能力10能運用所學知識和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實際問題，能正確處理實驗數(shù)據(jù)，能對課題進行理論分析，得出有價值的結(jié)論。05應用文獻的能力5能獨立查閱相關(guān)文獻和從事其他調(diào)研；能提出并較好地論述課題的實施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。06設計（實驗）能力，方案的設計能力5能正確設計實驗方案，獨立進行裝置安裝、調(diào)試、操作等實驗工作，數(shù)據(jù)正確、可靠；研究思路清晰、完整。07計算及計算機應用能力5具有較強的數(shù)據(jù)運算與處理能力；能運用計算機進行資料搜集、加工、處理和輔助設計等。08對計算或?qū)嶒灲Y(jié)果的分析

3、能力（綜合分析能力、技術(shù)經(jīng)濟分析能力）10具有較強的數(shù)據(jù)收集、分析、處理、綜合的能力。成果質(zhì)量45%09插圖（或圖紙）質(zhì)量、篇幅、設計（論文）規(guī)范化程度5符合本專業(yè)相關(guān)規(guī)范或規(guī)定要求；規(guī)范化符合本文件第五條要求。10設計說明書（論文）質(zhì)量30綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分，結(jié)論嚴謹合理；實驗正確，分析處理科學。11創(chuàng)新10對前人工作有改進或突破，或有獨特見解。成績指導教師評語指導教師簽名： 年月日攀枝花學院本科學生課程設計任務書題目設計用于帶式輸送機的圓柱齒輪減速器1、課程設計的目的機械設計課程設計是學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械原理和機械設計基礎課程重要的綜性與實踐性教學環(huán)

4、節(jié)。其基本目的是：(1)通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。(2)學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。(3)進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）。2、課程設計的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）工作條件：運輸機兩班制連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，空載啟動，工作載荷平穩(wěn)，使用期限10年（每年按300個工作日計算），運輸機卷筒轉(zhuǎn)速容許誤差±5%，卷筒效率0.9

5、6.運輸帶工作接力F=2600N，運輸帶工作速度V=0.85m/s，卷筒直徑D=130mm設計結(jié)束后提交：5000字的課程設計論文；總成裝配圖0號圖紙1張（計算機三維建模及裝配，二維出圖），手工零件圖2張（箱體、軸類各1張）。（紅色字母請用具體參數(shù)替換，然后將此括號內(nèi)容刪除）3、主要參考文獻1機械原理，孫桓等編，高等教育出版，20112機械設計，濮良貴主編，高等教育出版,20133機械設計課程設計，周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學出版社，20114機械設計手冊（第5版），機械工業(yè)出版社，20055機械設計課程設計圖冊（第三版），龔溎義主編，高等教育出版，20114、課程設計工作進度計劃內(nèi)容

6、學時（天）明確設計任務1初定系統(tǒng)的設計參數(shù)，確定系統(tǒng)傳遞方案1計算各部分結(jié)構(gòu)的詳細參數(shù)并驗算合理性4繪制減速器草圖2計算機三維建模、裝配、出圖4手工繪制箱體和軸的零件圖，編制技術(shù)文件2合計2周指導教師（簽字）日期2015年 08月 28 日教研室意見：年 月 日學生（簽字）： 接受任務時間： 年 月 日注：任務書由指導教師填寫。目錄目錄電動機6型號選擇7傳動比分配8齒輪9高速級齒輪計算即校核9 低速級齒輪計算及校核14 潤滑方式15軸15中間軸的設計18 校核19 高速軸的設計22 校核23 低速軸的設計25 校核25 潤滑方式27滾動軸承校核28箱體數(shù)據(jù)30設計任務書題目：設計一用于帶式運輸

7、機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器1.1設計數(shù)據(jù)及要求工作條件及生產(chǎn)條件: 某帶式輸送機輸送物品為粉粒物（如煤、沙等）、單向傳動，工作載荷平穩(wěn)，滾筒效率0.96，使用期限10年，大修期3年，每年工作300天，兩班制工作。輸送帶速度允許誤差為5%，在中等規(guī)模機械廠小批生產(chǎn)。序號F(N)V(m/s)D(mm)載荷特性傳動方案 1326000.85130平穩(wěn)沖擊如圖1-11.2傳動裝置簡圖圖1-1 傳動方案簡圖1.3設計需完成的工作量（1） 減速器裝配圖1張(A1)（2） 零件圖2張（軸及齒輪）；（3） 設計說明書1份（A4紙）1.4設計內(nèi)容：1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2) 直齒輪傳動設

8、計計算；3) 軸的設計；4) 滾動軸承的選擇；5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6) 裝配圖、零件圖的繪制；2 傳動方案的分析由題目所知傳動機構(gòu)類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。 本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中間軸承潤滑較困難。3 電動機的選擇3.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式工業(yè)上一般用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場

9、合。此處根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機3.2選擇電動機容量3.2.1工作機所需功率卷筒3軸所需功率： = 3.2.2電動機的輸出功率考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為 3.2.3確定電動機額定功率根據(jù)計算出的功率可選定電動機的額定功率。應使等于或稍大于。得3.3電動機技術(shù)數(shù)據(jù)由表18-1查出電動機型號為Y100L12-4,其額定功率為3kW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min,基本符合題目所需的要求。4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算4.1傳動裝置總傳動比的計算卷筒軸轉(zhuǎn)速： 4.2傳動裝置各級傳動比分配減速器的傳動比 為11.366,對于兩級齒輪減速器的，計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比，低速

10、級的傳動比。由閉式傳動取高級小齒輪齒數(shù) 低速級小齒輪實際總傳動比校驗誤差 卷筒的實際轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速誤差 4.3傳動裝置運動和動力參數(shù)計算彈性聯(lián)軸器效率8級精度圓柱齒輪傳動效率滑塊聯(lián)軸器效率運輸機效率傳動裝置總效率4.3.1高速軸運動和動力參數(shù)計算4.3.2中間軸運動和動力參數(shù)計算4.3.3低速軸運動和動力參數(shù)計算軸名稱功率KW轉(zhuǎn)速（r/min）轉(zhuǎn)矩N.mm高速軸2.97142019974中間軸 2.881371.92273978低速軸2.794125.475212.654第二部分 傳動零件的設計計算一、高速級減速齒輪設計1齒輪強度計算1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由有

11、機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：由資料1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HB，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HB =560Mpa大齒輪估算需用應力 mm齒寬b=圓周速度根據(jù)圓周速度可選用 8 級精度的齒輪傳動模數(shù)取螺旋角 中心距 取 a = 93mm 重新計算螺旋角分圓直徑 由資料 1 表, 查得使用系數(shù) KA = 1. 1得動載系數(shù) Kv = 1 . 1求齒間載荷分配系數(shù) KH,選求： 端面重合度軸向重合度 重合度 端面壓力角 基圓柱面上 齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=3.04 彈性系數(shù) 彈性系數(shù)ZE=189.8

12、 節(jié)點系數(shù)ZH=2.36 重合度Z 因>1 取=1 螺旋角系數(shù) 接觸最小安全系數(shù)SHmin=1， 總工作時間th=10*300*16=48000h應力循環(huán)次數(shù)， 壽命系數(shù)ZN1=0.96 ZN2=1.09 許用接觸應力 校核： 3）彎曲疲勞強度校核齒形系數(shù) 當量齒數(shù) 應力修正系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 因 ,由資料1得載荷系數(shù)彎曲疲勞許用應力計算彎曲疲勞極限，由資料1圖 最小安全系數(shù)壽命系數(shù) 尺寸系數(shù)時許用應力驗算強度足夠。Y100L12-4型電動機Nw=i=11.366Z1=22Z2=84U1=3.818名稱計算公式結(jié)果 / mm法面模數(shù)mn 1.

13、75法面壓力角n 20 °螺旋角 14.5337°分度圓直徑d 138.636d 2147.520d a1 = d1 + 2h a* mn =42.63638.636 + 2× 1× 2齒頂圓直徑d a2 = d2 + 2h a* mn =151.520147.520 + 2× 1× 2d f1 = d1 - 2h f* mn =齒根圓直徑38.636 - 2× 1 . 25× 233.636d f2 = d2 - 2h f* mn =147.520 - 2× 1 . 25× 2142.520名

14、稱計算公式結(jié)果 / mmmn( z1 + z2 )a =中心距2cos2× ( 22 + 84)932cos14.5337°齒寬b2= b38b1= b2+ ( 5 10) mm453.齒輪的結(jié)構(gòu)設計小齒輪1由于直徑較小，采取齒輪軸結(jié)構(gòu)大齒輪2的結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式結(jié)果 / mm輪轂處直徑 D1D1= 1. 6d = 1 . 6× 3759輪轂軸向長 LL = ( 1. 2 1 . 5) d52倒角尺寸 nn = 0 . 5mn0.85齒根圓處厚度 00 = (2 . 5 4) mn5腹板最大直徑 D0D0= d f2 - 2 0114板孔分布圓

15、直徑 D2D2= 0. 5( D0+ D1 )87板孔直徑 d 1d1= 0 . 25( D0- D1 )13腹板厚 CC = 0 . 3b211（二）低速級齒輪傳動設計低速級減速齒輪設計1齒輪強度計算1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由有機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：由資料1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HB，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HB =560Mpa 大齒輪估算需用應力 齒寬圓周速度根據(jù)圓周速度可選用 8 級精度的齒輪傳動模數(shù)取螺旋角 中心距 取 a = 120mm 重新計算螺旋角分圓直徑

16、 由資料 1 表, 查得使用系數(shù) KA = 1. 1得動載系數(shù) Kv = 1 . 1求齒間載荷分配系數(shù) KH,選求： 端面重合度軸向重合度 重合度 端面壓力角 基圓柱面上 齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=3.25 彈性系數(shù) 彈性系數(shù)ZE=189.8 節(jié)點系數(shù)ZH=2.36 重合度Z 因>1 取=1 螺旋角系數(shù) 接觸最小安全系數(shù)SHmin=1， 總工作時間th=10*300*16=48000h應力循環(huán)次數(shù)， 壽命系數(shù)ZN1=0.95 ZN2=1.06 許用接觸應力 校核： 3）彎曲疲勞強度校核齒形系數(shù) 當量齒數(shù) 應力修正系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷

17、分布系數(shù) 因 ,由資料1得載荷系數(shù)彎曲疲勞許用應力計算彎曲疲勞極限，由資料1圖 最小安全系數(shù)壽命系數(shù) 尺寸系數(shù)時許用應力驗算強度足夠。經(jīng)過計算設計，低速級齒輪的傳動尺寸如下表名 稱計算公式結(jié)果 / mm法面模數(shù)mn2法面壓力角n20 °螺旋角13.832 °d3=mn z3=2× 2860.556cos分度圓直徑 cos15 . 2848 °mn z42× 111d4=179.505cos cos15 . 2848°d a3= d 3+ 2h a*mn=64.756齒頂圓直徑60.556 + 2× 1×2d a4

18、= d 4 + 2h a* mn =179.505 + 4183.075d f 3 = d3- 2h f*mn=55.306齒根圓直徑d f 4 = d4 - 2h f* mn =175.042中心距mn ( z3 + z4 )2× ( 28 + 83)120a =2cos13.832°2cos齒寬b4= b = d d3= 1 . 2× 60.55673b3= b4 + ( 5 10) mm 80潤滑方式 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑. 三、軸的設計在兩級展開式減速器中, 三根軸跨距相差不易過大, 故一般先進行中間軸的設計, 以確定跨

19、距。(一) 中間軸設計1.選擇軸的材料因中間軸是齒輪軸, 應與齒輪 3 的材料一致, 故材料為 45 鋼調(diào)質(zhì), 由資料 1 表查出 B = 600MPa 0b = 95MPa; - 1b = 55MPa 軸的初步估算由表1 查的C=112 因此 考慮軸頸處直徑大于高速級軸頸處直徑取(1) 各軸段直徑的確定初選滾動軸承下,代號為7306C軸頸直徑齒輪 2處軸頭直徑 齒輪 2定位軸肩高度( 參考表 4 -1), 該處直徑 齒輪3的直徑: d3 = 60.556mm, d a 3= 64.756mm, df3= 55.306mm2) 各軸段軸向長度的確定按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置, 參考表

20、8-3、 圖8-4,確定出軸向長度,如附圖1 所示。4. 按許用彎曲應力校核軸1) 軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點, 因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。 軸頸上安裝的 7306C 軸承從表 5-11 可知它的負荷作用中心距離軸承外端面尺寸 a = 15mm,故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸, 見附圖12)繪軸的受力圖,見附圖3。3) 計算軸上的作用力齒輪2:齒輪3：( 4) 計算支反力垂直面支反力( XZ 平面) , 參考附圖1 、3繞支點 B 的力矩和 MBZ = 0, 得RAZ =157N同理, MAZ = 0, 得RBZ =

21、696N校核: Z = RAZ + Fr3 - Fr2 - RBZ =0計算無誤水平平面( XY 平面) , 參考附圖-4( c)同樣, 由繞 B 點力矩和 MBY = 0, 得RAY =1609N由 MAY = 0, 得RBY =1835N校核: Y =RAY +RBY - Ft2 - Ft3 =0( 5) 轉(zhuǎn)矩, 繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖: 附圖-4( b)C 處彎矩: MCZ 左= RAZ× 47.5 = 7457.5NmmMCZ 右= RAZ× 47.5- Fa2d2 /2 = - 11646NmmD 處彎矩: MDZ 左=-RBZ× 64.5 + a

22、3× d3 /2= - 26694.922NmmMDZ 右=-RBZ× 64.5 = - 44892Nmm水平面彎矩圖: 附圖3C 處彎矩 MCY =RAY× 47.5 =76427.5Nmm D 處彎矩 MDY =RBY×64.5 = 118357Nmm (6) 合成彎矩: 3C 處: MC左 =MC右 =D 處: MD左 =MD右 =( 7) 轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖: 附圖3( e) T2 = 73978Nmm( 8) 計算當量彎矩、繪彎矩圖, 附圖3( f)應力校正系數(shù) a = -1b/0b= 55/95 = 0.58aT2 = 0.58× 739

23、78 = 42907.24NmmC 處:左=MC左=76789N.mm右=88417D處：左=128692N.mm右=MD右=126584N.mm（9）校核軸徑C剖面：dc=25.2mm<30mm強度足夠D剖面：dd=28.60mm<55.306mm強度足夠5.軸的細部結(jié)構(gòu)設計由表 6 -1查出鍵槽尺寸b× h = 10× 8( t = 5 . 5, r = 0 . 3) ;由表6 -2查出鍵長 L= 30;由表4 -5查出導向錐面尺寸 a = 2, = 30°由表 4 -3 得砂輪越程槽尺寸 b1 = 2( h = 0 . 4, r = 1 . 0)

24、 ;由表 4 -6 查得各過渡圓角尺寸如附圖1 所示;參考表 9 -2 得出各表面粗糙度值6.安全系數(shù)法校核軸的疲勞強度對一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅使用彎曲應力法校核強度即可, 而不必進行安全系數(shù)法校核。本處僅對安全系數(shù)校核法作應用示例。1) 判定校核的危險面對照彎矩圖附圖3 和結(jié)構(gòu)圖1, 從強度、應力集中分析, C、剖面都可能是危險面?，F(xiàn)今對 C 剖面進行校核。2) 軸材的機械性能材料為 45 鋼, 調(diào)質(zhì)處理, 由資料 1 表 B = 600MPa s = 350MPa 再根據(jù)資料 1 中的表, 查得-1b = 0 .44 B = 264MPa, - 1 = 0 . 3 B = 180MPa0b =

25、 1.7 -1b = 449MPa, 0 = 1 . 6-1 = 288MPa3) 剖面 C 的安全系數(shù)抗彎斷面系數(shù)抗扭斷面系數(shù)彎曲應力幅右=14.34MPa彎曲平均應力扭轉(zhuǎn)切應力幅平均切應力槽所引起的有效應力集中系數(shù)由資料 1 表查出 k = 1, k= 1 . 54同樣由資料 1 表, 查出表面狀態(tài)系數(shù) = 0 . 92查出尺寸系數(shù) = 0 . 84= 0 . 78k/ ( ) = 1 / ( 0 . 92× 0 . 84)= 1. 29,彎曲配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 2 . 3取( K) D = 2 . 3 進行計算k/ ( )= 1 / ( 0 . 92

26、5; 0 . 78)= 1 . 39,剪切配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 0 . 4 + 0 . 6( K) D = 1.78取( K)D = 1.78 進行計算由齒輪計算的循環(huán)次數(shù) > 10× 10 725× 10 7壽命系數(shù) kN = 1綜合安全系數(shù)(二) 高速軸設計1.軸的材料; 由于該軸為齒輪軸,與齒輪 1 的材料相同為 40Gr 調(diào)質(zhì)。2.按切應力估算軸徑由資料 1 表查出系數(shù) C = 106軸伸段直徑 考慮與電機軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標準尺寸的選用, 取 d 1 = 32mm3.軸的結(jié)構(gòu)設計( 參考附圖-7)1) 劃分軸段軸伸段d1 ;過密

27、封圈處軸段d2;軸頸d3,d7;軸承安裝定位軸段 d 4,d6;齒輪軸段。2) 確定各軸段的直徑由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多, 考慮軸的緊湊性, 其他階梯軸段直徑應盡可能以較小值增加, 因此軸伸段聯(lián)軸器用套筒軸向定位, 與套筒配合的軸段直徑 d2 = 34mm選擇滾動軸承 7305C, 軸頸直徑 d3 = d7 = 25mm( 查表 5 -11)根據(jù)軸承的安裝尺寸 d 4 = d6 = 32mm( 查表 5 -11)齒輪段照前面齒輪的設計尺寸,分圓直徑 3) 定各軸段的軸向長度兩軸承軸頸間距( 跨距) L0 = A + 23 + B; A 為箱體內(nèi)壁間距離,由中間軸設計知 A = 153

28、mm軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁面之距取3 = 10mm; B 為軸承寬 B = 17mmL0= 153 + 2× 10 + 17 = 190mm,軸伸段長度由聯(lián)軸器軸向長確定;軸頸段長度由軸承寬確定;齒輪段軸向長度決定于齒輪寬度, 軸向位置由中間軸 2 齒輪所需嚙合位置確定;直徑為 d4 、d6 軸段長度在齒輪尺寸和位置確定后, 即可自然獲得。直徑為 d2 軸段長由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分尺寸組成;端蓋外尺寸為: k + ( 10 20) mm h 為端蓋螺釘( M8) 六角厚度 k = 7mm端蓋內(nèi)尺寸, 根據(jù)附圖-7 所示為 + C1 + C2 + ( 3 5) + e - 3 - B其中壁厚

29、,C1 、C2 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手位置尺寸, 見表 7 -1, 7 -2e端蓋凸緣厚度( 表 7 -17)3 軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁的距離B軸承寬度, 7 307 軸承 B = 17mmd2 軸段長度 l2 = k + ( 10 20) mm + + C1 + C2 + ( 3 5) + e - 3 - B = 7 + 14 + 8 + 22 + 20 + 5 + 10 - 10 - 17 = 59mm因此, 即可得出如圖-5 軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸4. 按許用彎曲應力校核軸1) 軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點, 因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。 軸頸上

30、安裝的 7305C 軸承從表 5-11 可知它的負荷作用中心距離軸承外端面尺寸 a = 13.1mm,故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸, 見附圖2。2) 繪軸的受力圖,見附圖4。3) 計算軸上的作用力齒輪1: (4) 計算支反力垂直面支反力(XZ 平面),參考附圖2、4繞支點 B 的力矩和 MBZ= 0,得RAZ =804N同理, MAZ = 0, 得RBZ =417N校核: Z = RAZ - Fr1 - RBZ =0計算無誤水平平面( XY 平面) , 參考附圖4( c)同樣, 由繞 B 點力矩和 MBY = 0, 得RAY =2013N由 MAY = 0, 得RBY =98

31、0N校核: Y =RAY +RBY Ft1 =0 (5) 轉(zhuǎn)矩, 繪轉(zhuǎn)矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖: 附圖-4( b)C 處彎矩: MCZ 左= RAZ× 39 = 15093NmmMCZ 右= RAZ× 39- Fa2d1 /2 = - 9993.048Nmm水平面彎矩圖: 附圖4C 處彎矩 MCY =RAY× 47.5 =76427.5Nmm (6)合成彎矩: 附圖-4(d)C 處: MC左 =77903N.mmMC右 =18101 N.mm (7) 轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖: 附圖T1 = 19974Nmm(8) 計算當量彎矩、繪彎矩圖, 附圖-4( f)應力校正系數(shù) a

32、= -1b/0b= 55/95 = 0.58aT1 = 0.58× 19974 = 11584.92NmmC 處: 左=MC左=77903N.mm 右=21409 N.mm（9）校核軸徑C剖面：dc=mm31.6<38mm強度足夠5.軸的細部結(jié)構(gòu)設計由表 6 -1查出鍵槽尺寸b× h = 10× 8( t = 5, r = 3 .3) ;由表6 -2查出鍵長 L= 35;由表4 -5查出導向錐面尺寸 a = 2, = 30°由表 4 -3 得砂輪越程槽尺寸 b1 = 2( h = 0 . 4, r = 1 . 0) ;由表 4 -6 查得各過渡圓角

33、尺寸如附圖2 所示;參考表 9 -2 得出各表面粗糙度值6.安全系數(shù)法校核軸的疲勞強度對一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅使用彎曲應力法校核強度即可, 而不必進行安全系數(shù)法校核。本處僅對安全系數(shù)校核法作應用示例。1) 判定校核的危險面對照彎矩圖附圖4 和結(jié)構(gòu)圖2, 從強度、應力集中分析, E可能是危險面?，F(xiàn)今對 E 剖面進行校核。2) 軸材的機械性能材料為 45 鋼, 調(diào)質(zhì)處理, 由資料 1 表 B = 600MPa s = 350MPa 再根據(jù)資料 1 中的表, 查得-1b = 0 .44 B = 264MPa, - 1 = 0 . 3 B = 180MPa0b = 1.7 -1b = 449MPa, 0

34、= 1 . 6-1 = 288MPa3) 剖面 C 的安全系數(shù)抗彎斷面系數(shù)抗扭斷面系數(shù)彎曲應力幅 右=16.11MPa彎曲平均應力 扭轉(zhuǎn)切應力幅 平均切應力 槽所引起的有效應力集中系數(shù)由資料 1 表查出 k = 1, k= 1 . 54同樣由資料 1 表, 查出表面狀態(tài)系數(shù) = 0 . 92查出尺寸系數(shù) = 0 . 84= 0 . 78k/ ( ) = 1 / ( 0 . 92× 0 . 84)= 1. 29,彎曲配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 2 . 3取( K) D = 2 . 3 進行計算k/ ( )= 1 / ( 0 . 92× 0 . 78)= 1 . 3

35、9,剪切配合零件的綜合影響系數(shù)( K) D = 0 . 4 + 0 . 6( K) D = 1.78取( K)D = 1.78 進行計算由齒輪計算的循環(huán)次數(shù) 5.3355*10 8 > 10× 10 725× 10 7壽命系數(shù) kN = 1綜合安全系數(shù)(三) 低速軸設計1.軸的材料; 由于該軸為齒輪軸,與齒輪 1 的材料相同為 40Gr 調(diào)質(zhì)。2.按切應力估算軸徑由資料 1 表查出系數(shù) C = 110軸伸段直徑 考慮與V帶卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標準尺寸的選用, 取 d 1 = 35mm3.軸的結(jié)構(gòu)設計( 參考附圖5)確定各軸段的直徑選擇滾動軸承 7308C, 軸頸直徑 d3 = d8 = 40mm( 查表 5 -11)根據(jù)軸承的安裝尺寸 d 4 = d6 = 49mm( 查表 5 -11)d5=d6+2*4.9=58.8mmd2=37mmd7=45mm鍵槽1 b*h=14*9 L=40 a=3鍵槽2 b*h=10*8 L=35 a=33) 定各軸段的軸向長度A 為箱體內(nèi)壁間距離,由中間軸設計知 A = 153mmL8=23,L7=20.5,L6=80,L5=6,L4=67,L3=23,L2=40,L1=50由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分尺寸組成;端蓋外尺寸為: k + ( 10 20) mm h 為端蓋螺釘