機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書F=22V=13D=390

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)的傳動裝置機(jī)械設(shè)計及其自動化專業(yè)11 級材料班：指導(dǎo)老師： 學(xué) 號：設(shè)計者： 2012 年 11 月 19 日 井岡山大學(xué) 2 一題目.3二運(yùn)動參數(shù)計算 .4電動機(jī)選擇 .4傳動比選擇 .5傳動參數(shù)的計算 .6（1）各軸的轉(zhuǎn)速 n(r/min)的確定 .6（2）各軸的輸入功率（KW）.6（3）各軸的輸入扭矩（Nm）.6（4）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表：.7三、傳動零件設(shè)計 .7高速級齒輪傳動計算 .7.選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級 .7.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 .8.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 .9.幾何尺寸計算 .11.低速級齒輪傳動計算 .11.選定

2、齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級 .11.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 .12.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 .13.幾何尺寸計算 .15四、鏈傳動計算 .15五、聯(lián)軸器的選擇 .16六、軸的設(shè)計 .17估算最小直徑 .17初選軸承： .18軸的設(shè)計 .18.高速軸一的設(shè)計： .18（1）高速軸一的結(jié)構(gòu)設(shè)計： .18 3 （2）高速軸一的校核 .19（3）高速軸一的軸承壽命校核： .22（4）高速軸一上的鍵的設(shè)計與校核: .22.中間軸二的設(shè)計： .23（1）中間軸二的結(jié)構(gòu)設(shè)計： .23（2） 中間軸二的強(qiáng)度校核 .24（3）中間軸二的軸承壽命校核： .27（4）中間軸二上的鍵的設(shè)計與校核: .27.低速軸的三設(shè)

3、計： .28（1）低速軸三的結(jié)構(gòu)設(shè)計： .28（2） 低速軸三的強(qiáng)度校核 .29（3）低速軸三的軸承壽命校核： .31（4）低速軸三上的鍵的設(shè)計與校核: .31七減速箱的設(shè)計 .32八、減速器的附件選擇及說明 .34 4 一一 題目題目（1）設(shè)計一個帶式輸送機(jī)傳動用的二級圓柱齒輪展開式減速器。其工作條件為：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作室有輕微的震動，使用期為十年（每年三百個工作日） ，小批量生產(chǎn)，兩班制，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許的誤差為5%。帶式輸送機(jī)的傳動效率為 0.96.（2）傳動簡圖如下圖所示： 圖一.帶式輸送機(jī)簡圖1 為電動機(jī)，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

4、為鏈傳動，7 為輸送機(jī)滾筒輔助件有:觀察孔蓋，油標(biāo)和油尺，放油孔和螺塞，通氣器，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。（3）已知條件題號輸送帶的牽引力F/（KN）輸送到的速度V/(m/s)輸送帶的滾筒的直徑 D/(mm)4B2.21.3390連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作室有輕微的震動；使用期為十年（每年 300 個工作日） ，小批量生產(chǎn)，兩班制；輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許的誤差為5%；帶式輸送機(jī)的傳動效率為 0.96； 5 二運(yùn)動參數(shù)計算二運(yùn)動參數(shù)計算電動機(jī)選擇電動機(jī)選擇帶式輸送機(jī)的效率為，= 0.96 ， 由已知條件得到55工作機(jī)所需功率：= 2.9792KW51000wF VP高速級齒輪組和低速

5、級齒輪組的效率為和，鏈傳動的效率為，聯(lián)軸123器的效率為，軸承效率為46我們?nèi)「咚偌壓偷退偌壍凝X輪的精度為 IT=7，查表可得：= 0.98 12剛性套柱銷聯(lián)軸器的效率為：= 0.99 4選擇滾子鏈傳動，其效率為：= 0.96 3選用深溝球軸承軸承，其效率為：= 0.99 6傳動裝置的總效率 =0.8768312346a 電動機(jī)所需功率：=3.397KWwmaPP根據(jù)電動機(jī)所需的功率來選擇電動機(jī)，電動機(jī)的參數(shù)如下:mP工作功率= 4KW，滿載轉(zhuǎn)速= 1440r/minmPmn型號為 Y112M-4 的三相異步電動機(jī)軸伸出端直徑= 28mm 長度 E=60mm mD鍵槽截面尺寸 FGD=8242

6、8傳動比選擇傳動比選擇通過已知的數(shù)據(jù)可知：（為滾筒的轉(zhuǎn)速）4n滾筒的轉(zhuǎn)速：463.66 / minvnrd 6 總的傳動比：4144022.6263.66mnin取鏈傳動的傳動比為： =2.5 3i由傳動比分配公式：。對于二級圓柱齒輪減速器，表示高1.31.4niini速級的傳動比， 表示減速器的傳動比。i高速級的傳動比為：取11.31.43.42 3.56ii13.5i 低速級的傳動比為：=2.52i設(shè)計的傳動比為 = *=2.5*1.5*3.5=21.875ni1i2i3i工作軸的轉(zhuǎn)速允許誤差為3.2%5%niii傳動參數(shù)的計算傳動參數(shù)的計算（1）各軸的轉(zhuǎn)速）各軸的轉(zhuǎn)速 n(r/min)的

7、確定的確定高速軸的轉(zhuǎn)速： 1014401440min1mnnri中間軸的轉(zhuǎn)速：211440411.43min1 3.5monnri i低速軸的轉(zhuǎn)速：2320 1 21440164.57 / min3 3.5 2.5mnnnrii ii滾筒軸的的轉(zhuǎn)速：2420 1 2 3144065.83 / min3 3.5 2.5 2.5mnnnrii ii i（2）各軸的輸入功率（）各軸的輸入功率（KW）高速軸的輸入功率：144 0.993.96mPPKW中間軸的輸入功率：21 163.96 0.98 0.993.86PPKW低速軸的輸入功率：32263.86 0.98 0.993.74PPKW 7 滾筒

8、軸的的輸入功率：3233.74 0.963.59PPKW（3 3）各軸的輸入扭矩（）各軸的輸入扭矩（Nm）高速軸的輸入扭矩：1113.969550955026.2631440PTN mn中間軸的輸入扭矩：2223.869550955089.59411.43PTN mn低速軸的輸入扭矩：3333.7495509550217.03164.57PTN mn滾筒軸的輸入扭矩：4343.5995509550524.3965.38PTN mn（4）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表：）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表：兩級圓柱減速器軸號電動機(jī)軸軸軸滾筒軸轉(zhuǎn)速n(r/min)=1440mnn1=1440n2=411.43n3

9、=164.57n4=65.83功率 P(kw)P=4P1=3.96P2=3.86P3=3.74P4=3.49轉(zhuǎn)矩T(Nm)26.53T1=26.263T2=89.59T3=217.03T4=524.39兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=3.5i23=2.5i34=2.5傳動效率 01=0.9912=0.9823=0.9834=0.96 8 三、傳動零件設(shè)計三、傳動零件設(shè)計 高速級齒輪傳動計算高速級齒輪傳動計算.選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級精度等級 （1)確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪。（2)材料選擇。由表 101 選擇小齒輪材料為

10、40r（調(diào)質(zhì)） ，硬度為280HBS，大齒輪材料為 45 鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（3)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級精度(GB1009588)（4)選小齒輪齒數(shù)119，大齒輪齒數(shù) Z2i1*Z13.519=66.5,取 Z2=67.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（1021）試算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選1.3tK (2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 126.263TN m(3)由表 107 選取齒寬系數(shù)1d(4)由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù)2/18 .189 MPaZE(

11、5)由圖 1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPaH6001limlim2550HMPa(6)由式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)916060 1440 1 (2 8 300 10)4.1472 10hNnjL 9924.1472 10 /3.51.1849 10N 9 (7)由圖 1019 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)10.90,HNK95. 02HNK(8)計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 1012 得MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11 MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim22

12、2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。td1H2312 1.3 262634.5189.82.3240.0113.5522.5tdmm(2)計算圓周速度1140.01 14403.01/60 100060 1000td nvm s(3)計算齒寬 b 11 40.0140.01dtbdmm (4)計算齒寬與齒高之比模數(shù) 1140.012.10519ttdmz 齒高 mmh2.252.25 2.1054.73tm 40.018.464.73bh(5)計算載荷系數(shù)查表 102 可查得使用系數(shù)為=1.25Ak根據(jù)，7 級精度，由圖 108 查得動載荷系數(shù)=1.073.01/vm svk1

13、HFkK 由表 104 用插值法可查得 7 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，由和可得；故載荷系數(shù)1.417Hk1.417Hk8.46bh1.35Fk1.25 1.07 1 1.4171.895AVHHkkKKK 10 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 1010a 得3311/40.01 1.895/1.345.36ttddKKmm(7)計算模數(shù)nm1145.362.3819ndmmmZ.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 105 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為32112FSFdnYYZKTm1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值(1)由圖 1020c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaF

14、E5001大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE3802(2)由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 10.85FNK20.88FNK(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=1.4，由式 1012 得 1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaMPaS(4)計算載荷系數(shù)1.25 1.07 1 1.351.8056AVFFKK K KK (5)查取齒形系數(shù)由表 105 查得，12.85FaY22.26FaY(6)取應(yīng)力校正系數(shù)由表 105 查得11.54SaY21.74SaY 11 (7)計算大

15、小齒輪的，并比較FSaFaYY1112222.85 1.540.01445303.542.26 1.740.01646238.86FaSaFFaSaFYYYY大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設(shè)計計算322 1.8056 262630.016291.6231 19mmm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1.623，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，145.36dmm11/45.36/ 222.68Zdm取123Z 大齒輪齒數(shù)取。2213.5 2380.5Zi Z281Z

16、 .幾何尺寸計算幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑112223 24681 2162dZ mmmdZ mmm(2)計算中心距12()/ 2(46 162)/ 2104addmm將中心距圓整后取。149amm(3)計算齒寬11 4646dbdmm 取246Bmm152Bmm 12 .低速級齒輪傳動計算低速級齒輪傳動計算.選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級 （1)確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪。（2)材料選擇。由表 101 選擇小齒輪材料為 40r（調(diào)質(zhì)） ，硬度為280HBS，大齒輪材料為 45 鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為40HB

17、S。（3)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級精度(GB1009588)（4)選小齒輪齒數(shù)136，大齒輪齒數(shù)2212.536=90。.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（1021）試算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選1.3tK (2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 126.263TN m(3)由表 107 選取齒寬系數(shù)1d(4)由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù)2/18 .189 MPaZE(5)由圖 1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPaH6001limlim2550HMPa(6)由式 1013

18、 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)916060 1440 1 (2 8 300 10)4.1472 10hNnjL 9924.1472 10 /3.51.1849 10N (7)由圖 1019 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)10.90,HNK95. 02HNK 13 (8)計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 1012 得MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11 MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim222)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。td1H2312 1.3 262634.5189.82.3240.0113.5522.5t

19、dmm(2)計算圓周速度1140.01 14403.01/60 100060 1000td nvm s(3)計算齒寬 b 11 40.0140.01dtbdmm (4)計算齒寬與齒高之比模數(shù) 1140.012.10519ttdmz 齒高 mmh2.252.25 2.1054.73tm 40.018.464.73bh(5)計算載荷系數(shù)查表 102 可查得使用系數(shù)為=1.25Ak根據(jù)，7 級精度，由圖 108 查得動載荷系數(shù)=1.073.01/vm svk1HFkK 由表 104 用插值法可查得 7 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，由和可得；故載荷系數(shù)1.417Hk1.417Hk8.46bh1

20、.35Fk1.25 1.07 1 1.4171.895AVHHkkKKK (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 1010a 得 14 3311/40.01 1.895/1.345.36ttddKKmm(7)計算模數(shù)nm1145.362.3819ndmmmZ.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 105 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為32112FSFdnYYZKTm1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值(1)由圖 1020c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE5001大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE3802(2)由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 10.85FNK20.88FNK(3)計算

21、彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1.4，由式 1012 得 1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaMPaS(4)計算載荷系數(shù)1.25 1.07 1 1.351.8056AVFFKK K KK (5)查取齒形系數(shù)由表 105 查得，12.85FaY22.26FaY(6)取應(yīng)力校正系數(shù)由表 105 查得11.54SaY21.74SaY 15 (7)計算大小齒輪的，并比較FSaFaYY1112222.85 1.540.01445303.542.26 1.740.01646238.86FaSaF

22、FaSaFYYYY大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設(shè)計計算322 1.8056 262630.016291.6231 19mmm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1.623，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，145.36dmm11/45.36/ 222.68Zdm取123Z 大齒輪齒數(shù)取。2213.5 2380.5Zi Z281Z .幾何尺寸計算幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑112223 24681 2162dZ mmmdZ mmm2)計算中心距12()/ 2(46

23、162)/ 2104addmm將中心距圓整后取。149amm4)計算齒寬11 4646dbdmm 取246Bmm152Bmm 16 四、鏈傳動計算四、鏈傳動計算選擇材料 40,50.ZG310570.熱處理回火熱處理硬度 4050HRC 無劇烈振動及沖擊的鏈輪(1)選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)=18 取大鏈輪齒數(shù)=2.5*18=451Z21Zi Z (2)確定計算功率查表 9-6 得=1, 查圖 9-13 得=1.34,kp=1(單排鏈),則計算功率的AKZK1.1 1.34 3.745.011AZcaPkKPpkwK(3)選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)=5.01KW, =164.57r/min 可選 1

24、6A 在查表 鏈條節(jié)距為 P=25.4mmcaP3n(4)計算鏈節(jié)數(shù)和中心矩初選中心矩=(3050)P=(3050)*25.4,取=850mm0a0a鏈節(jié)數(shù)=102.2 取=100。查表中心矩計算20121202()22poazzzzpLpapL系數(shù)=0.2485851f最大中心矩=846mm1122( +)paf pLzz(5)計算鏈速 V,確定潤滑方式=1.32m/s1 160 1000n z pv 由 V=1.79m/s 和鏈號 16A 查圖 9-14 可知應(yīng)采用油池潤滑.(6)計算壓軸力pF軸材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理有效圓周力: =2833N1000epFv鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)

25、=1.15,則壓軸力為FPK=1.15*2833=3528NPFPeFKF 17 (7)鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小直徑的鏈輪一般做成整體式；中等尺寸的鏈輪多做成孔板式，為便于搬運(yùn)、裝卡和減重，在輻板上開孔；大直徑的鏈輪可做成組合式，常可將齒圈用螺栓連接或焊接在輪轂上，此時齒圈與輪芯可用不同材料制造。根據(jù)軸的尺寸可確定鏈輪軸孔 d=40mm，輪轂長度 L=80mm，可與減速器的相關(guān)尺寸協(xié)調(diào)。(8)鏈輪的分度圓直徑小鏈輪用 15#鋼，z=18.分度圓直徑為125.5146180180sin()sin()18pdmmz大鏈輪用 45#鋼，z=45.分度圓直徑為125.5364180180sin()sin()4

26、5pdmmz五、聯(lián)軸器的選擇五、聯(lián)軸器的選擇選定聯(lián)軸器的類型:選軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由上文我們?nèi)。?。min20dmm輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選1 2d的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。1 2d聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則11.3 26.26330.24caATK TN mm 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計手冊 ，選用 LT4（J 型）彈性柱銷聯(lián)軸器型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63N。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長120dmm120d

27、mm度 L52的半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度。140mmL 18 六、軸的設(shè)計六、軸的設(shè)計估算最小直徑估算最小直徑（1）高速軸的最小軸徑的確定選取高速軸的材料為 40Cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040MPa由表 15-3 確定=100mm0A (按一個鍵槽,軸頸增大 7%)1331min013.96=100*=14.01n1440pd A11min(1 7%)14.99ddmm考慮到彈性套柱銷聯(lián)軸器的規(guī)格, 11min(1 7%)14.99ddmm取最小軸徑為：2min20dmm（2）中間軸的最小軸徑的確定選取軸的材料為 40Cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040MPa=100mm2A(考慮到一個鍵槽

28、,軸頸增大 7%) 2332min223.8610021.13n411.43pdmm A22min(1 7%)23.54ddmm取最小軸徑為：2min24dmm（3）低速軸的最小軸徑的確定選取軸的材料為 40Cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040MPa=100mm3A(考慮到一個鍵槽,軸頸增大 7%)3333min333.7410028.48n164.57pdmm A33min(1 7%)30.47ddmm 19 取最小軸徑為：=31mm3mind初選軸承：初選軸承：1 軸高速軸選軸承為 6205（2 系列）深溝球軸承2 軸中間軸選軸承為 6207（2 系列）深溝球軸承3 軸低速軸選軸承為 6208

29、（2 系列）深溝球軸承各軸承參數(shù)見下表：基本尺寸/mm基本額定負(fù)荷/kN軸承代號（深溝球軸承）dDB動載荷 Cr靜載荷 Cor6205（2 系列） 25521514.07.886207（2 系列） 35721725.515.26208（2 系列） 40801829.518.0軸的設(shè)計軸的設(shè)計.高速軸一的設(shè)計：高速軸一的設(shè)計： 我們選擇軸的材料為 40Cr。其許用彎曲應(yīng)力為。熱處理170MPa為調(diào)質(zhì)處理。（1）高速軸一的結(jié)構(gòu)設(shè)計：）高速軸一的結(jié)構(gòu)設(shè)計： 20 圖二.高速軸的結(jié)構(gòu)簡圖1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從左向右）：a.由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段

30、直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為 20mm。b.考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá) 2.5mm，所以該段直徑選為 25。c.該段軸要安裝軸承，我們采用兩段不同的配合要求的軸 25mm 來使軸承便于安裝，不必增大軸的軸徑，則軸承選用 6205（2 系列）深溝球軸承，即該段直徑定為 25mm。d.下一段軸，考慮到軸肩要有 2.5mm 的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為 30mm。e.下段軸為齒輪軸，所以該段直徑選為齒輪的齒頂圓直徑 48mm。f.下一段軸安裝軸承，直徑為 30mm。g.下一段軸要安裝軸承，直徑定為 25mm。2).各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a.該段軸

31、連接聯(lián)軸器，我們選擇 LT4（J 型）彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 40mm，該段長度定為 40mm。b.下一段要安裝軸承，其工作要求長度為 B=16mm，考慮軸承蓋零件的拆裝，我們?nèi)?Lb=32；同時該段還要裝軸承蓋和墊片，兩者的高度我們?nèi)?12；軸安裝在軸孔中，考慮到軸孔的長度要求和軸的安裝。我們?nèi)≡摱屋S的長度為101mmc.下一段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離、軸承與箱體內(nèi)壁距離（采用脂潤滑） ，還有二級齒輪的寬度，定該段長度為 94mm。 d.下一段考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段 52mm。e.下一段軸安裝軸承，以及考慮到軸承的潤滑，我們?nèi)≡摱蔚拈L度為37mm。（

32、2）高速軸一的校核）高速軸一的校核輸入軸上的功率113.96,n1440 / minPkwr轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩126.263TN m求作用在齒輪上的力和彎矩： 21 41122 3.611 101250.649.45tan1460.5 tan20455.19trtTFNdFFN 圓周力為，徑向力為。tFrF下圖是受力簡圖：下面計算力、。1tF2tF2rF1rFL1=139 L2=56 L3=195（具體尺寸見圖 f）求垂直面的支反力：（受力簡圖如 b 圖所示）211256455.19130.7195rrl FFNll21455.19 130.7322.5rrrFFFN求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩

33、簡圖如圖 d 所示）32 2322.5 56 1018.1 .arrMF lN m31 1130.7 139 1018.1 .arrMF lN m求水平面的支承力：（受力簡圖如 a 圖所示） 22 2112561250.6359.14195ttlFFNll211250.6359.14891.45tttFFFN求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 c 所示）31 1359.14 139 1049.9attMF lN mA32 2891.45 56 1049.9attMF lN mA彎矩圖如圖 e 所示。求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。arMatM222218.249.952

34、.3aaratMMMN mA按照軸的彎扭合成強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）0.6 22()aeMMT 則計算得到的軸的計算應(yīng)力： 23 222222 13352.30.6 26.2635.14700.10.1 0.046caMTMTMpaMpaWd（3）高速軸一的軸承壽命校核：）高速軸一的軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的610()60thPCfLhn Pf作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的） ，我們可以知道軸一上受力最大的軸承所受到的力為：。2222max22322.5891.45900.9rrtFFFN工作機(jī)要求工作在

35、輕微載荷下，可以查得其=1.1pf故max1.1 900.9991prpfFN根據(jù) 1 軸高速軸選軸承為 6205（2 系列）深溝球軸承可以查得其Cr=14KN。則 因此所該軸承符合要求663101014()()6.76060 14400.991hCrLnP年因此在生產(chǎn)過程中需要每隔 6.7 年換一次高速軸一的軸承。（4）高速軸一上的鍵的設(shè)計與校核）高速軸一上的鍵的設(shè)計與校核: 根據(jù)，裝鍵處的輪轂的長度為 L=40mm，查表可1120,26.263dmm TN mA以得到軸段上采用鍵=, 1db h l 6 6 32 采用 A 型普通鍵:3124 26.263 1033.6550.5 6 (3

36、26) 20TMpapMpakLd 故選用的鍵符合要求。 24 .中間軸二的設(shè)計：中間軸二的設(shè)計：我們選擇軸的材料為 40Cr。其許用彎曲應(yīng)力為。熱處理為調(diào)170MPa質(zhì)處理。（1）中間軸二的結(jié)構(gòu)設(shè)計：）中間軸二的結(jié)構(gòu)設(shè)計：圖三.中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖1）.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從左向右）：a.由于我們在上面中間軸的最小軸徑我們?nèi)〔⑶椅覀冊诖溯S的2min24dmm兩端裝軸承，軸承的內(nèi)徑最小為 20，并且為 5 的倍數(shù)，考慮到中間軸的受力較大，并且受力較復(fù)雜，所以我們?nèi)〈硕屋S的直徑為 35mm。此時的軸和軸承有較大的載荷余量和壽命余量。b.下一段軸肩為非定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為

37、 1.5mm（單側(cè)） ，故此段軸的直徑為 38mm。c.下一段軸要安裝軸齒輪，考慮到有配合關(guān)系的軸的直徑要滿足標(biāo)準(zhǔn)系列，并且上一段的軸肩是非定位軸肩，我們?nèi)≈睆降脑隽繛?1mm（單側(cè)） 。故我們此段的直徑取 40mm。d.下段軸為定位軸肩，在這里我們?nèi)≥S肩的高度為 4mm(單側(cè))，所以該段直徑為 48mm。e.下一段我們安裝直徑為 40 的齒輪，此時我們?nèi)≡摱屋S的直徑為 40mm。f.下一段軸肩為非定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為 1mm（單側(cè)） ，故此段軸的直徑為 38mm。g.考慮到中間軸的受力較大，并且受力較復(fù)雜，并且安裝軸承的要求，此時的軸和軸承有較大的載荷余量和壽命余量。所以我們?nèi)〈硕屋S

38、的直徑為35mm。 25 2)各段長度的確定：a.各段長度的確定從左到右分述如下：b.該段軸連接 6208（2 系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為 18mm，而且甩油環(huán)的寬度為 13mm，并且軸套的長度為 12，還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度為 345mm。c.下一段要安裝齒輪，其工作要求長度為 B=74mm，考慮到此段的定位要求，。我們?nèi)≡摱屋S的長度為 72mmd.下一段綜合考慮齒輪與軸的定位的穩(wěn)定以及可靠，我們?nèi)≥S肩的高度為4mm，該段軸的長度為 10mm。 e.下一段段考慮齒輪的安裝和齒輪的定位，故取此段的長度為 59mm。f.下一段軸連接 6208（2 系列）軸承和甩油環(huán)，軸

39、承的寬度為 19mm，而且甩油環(huán)的寬度為 19mm，定距環(huán)的長度為 20 以及軸承蓋的長度，還考慮到軸承端蓋上的螺釘?shù)娜菀撞鹦?，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度為 68mm。（2） 中間軸二的強(qiáng)度校核中間軸二的強(qiáng)度校核（1）輸入軸上的功率113.74,n164.57 / minPkwr轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩1217.03TN m（2）求作用在齒輪上的力 41122 89.59 10243474tan2434tan20885.9mnmTFNdFFN 1250.6455.19trFNFN 圓周力為、，徑向力為、。tFmFrFnF下圖是受力簡圖： 26 下面計算力、。1tF2tF2rF1rFL1=7

40、0 L2=70.5 L3=56.5（具具體位置見圖 f）求垂直面的支反力：（受力簡圖如 b 圖所示）33214()746.6rnrl FF llFNl21455.19885.9746.6594.4rrnrFFFFN求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 d 所示）31 1746.6 70 1052.2.arrMF lN m 132 3594.4 56.5 1042.44.arrMF lN m 求水平面的支承力：（受力簡圖如 a 圖所示）33214()2051.4tmtl FF llFNl212434 1250.62051.41633tmttFFFFN求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖

41、c 所示）31 12054.1 70 10143.6.attMF lN m 132 31633 56.5 1092.13 .attMF lN m 彎矩圖如圖 e 所示。 27 求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。arMatM222252.2143.6152.9aaratMMMN mA按照軸的彎扭合成強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：又由于最危險截面在安裝齒輪處，通過一個12 8 40b h l 從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）0.6 22()aeMMT 則計算得到的軸的計算應(yīng)力： 22223222 132()()32252.30.6 26.26330.2700.

42、040.012 0.005 0.035()322 0.04caMTMTdbt dtWdMpaMpa 28 （3）中間軸二的軸承壽命校核：）中間軸二的軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的610()60thPCfLhn Pf作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的） ，我們可以知道軸二上受力最大的軸承所受到的力為：。222max11746.62051.42183rrtFFFN工作機(jī)要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1pf故max1.1 21832407prpfFN根據(jù) 1 軸高速軸選軸承為 6207（2 系列）深溝球軸承可以查得其Cr=25。5KN。則 因此所該軸承符合要求663

43、101025.5()()106060 411.432.407hCrLnP年（4）中間軸二上的鍵的設(shè)計與校核）中間軸二上的鍵的設(shè)計與校核: 根據(jù)，裝鍵處的輪轂的長度為 L=46mm，查表可以1140,89.59dmm TN mA得到軸段上采用鍵=。1db h l 12 8 40 采用 A 型普通鍵:3124 89.59 1040550.5 8 (40 12) 40TMpapMpakLd 故選用的鍵符合要求。 .低速軸的三設(shè)計：低速軸的三設(shè)計：我們選擇軸的材料為 40Cr。其許用彎曲應(yīng)力為。熱處理為調(diào)170MPa質(zhì)處理。 29 （1）低速軸三的結(jié)構(gòu)設(shè)計：）低速軸三的結(jié)構(gòu)設(shè)計：圖四.低速軸的結(jié)構(gòu)簡圖

44、1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從右向左）：a.由于我們在上面中間軸的最小軸徑我們?nèi)〔⑶椅覀冊诖溯S的2min31dmm一端裝軸承，另外一端裝一個鏈輪，鏈輪的直徑我們?nèi)∑渲睆綖?34mm，然后下一段的有一個定位軸肩，我們?nèi)《ㄎ惠S肩的高度為 3mm（單向） ，故下一段軸的直徑為 40mm，在這一軸段上我們安裝軸承、軸承蓋、甩油環(huán)、定距環(huán)等零件b.下一段軸肩為定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為 3mm（單側(cè)） ，故此段軸的直徑為 46mm。c.下一段軸肩為定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為 5mm（單側(cè)） ，故此段軸的直徑為 56mm。d.下一段軸要安裝軸齒輪，考慮到有配合關(guān)系的軸的直徑要滿足標(biāo)

45、準(zhǔn)系列，并且上一段的軸肩是定位軸肩，我們?nèi)≈睆降脑隽繛?6mm（單側(cè)） 。故我們此段的直徑取 48mm。e.下段軸為非定位軸肩，在這里我們?nèi)≥S肩的高度為 4mm(單側(cè))，所以該段直徑為 40mm。2)各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a.該段軸連接 6208（2 系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為 17mm，而且甩油環(huán)的寬度為 21mm，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度為 32mm。b.下一段安裝定位環(huán)，此時取此段的長度為 13mm。c.下一段要安裝齒輪，其工作要求長度為 B=46mm，考慮到此段的定位要求，。我們?nèi)≡摱屋S的長度為 44mm 30 d.下一段綜合考慮齒

46、輪與軸的定位的穩(wěn)定以及可靠，我們?nèi)≥S肩的高度為4mm，該段軸的長度為 8mm。 e.下一段段考慮齒輪的安裝和齒輪的定位，在這里我們用套筒定位，股取此段的長度為 87mm。f.下一段軸連接 6207（2 系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為 17mm，而且甩油環(huán)的寬度為 21mm，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度為 31mm。（2） 低速軸三的強(qiáng)度校核低速軸三的強(qiáng)度校核（1）輸入軸上的功率113.86,n411.43 / minPkwr轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩189.59TN m（2）求作用在齒輪上的力 24343528885.9tnrFNFNFN 圓周力為，徑向力為，壓軸力為。tFrFnF下圖是受力

47、簡圖：下面計算力、。1tF2tF2rF1rFL1=70.5 L2=127.5 L3=113.5（具具體位置見圖 f）求垂直面的支反力：（受力簡圖如 b 圖所示）231121451.89rnrl FF lFNll 31 21885.93528 1451.895865rrnrFFFFN求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 d 所示）31 11451.89 70.5 10102.35 .arrMF lN m132 33528 113.5 10400.4.arrMF lN m求水平面的支承力：（受力簡圖如 a 圖所示）21121567ttl FFNll212434 1567866tttFFFN

48、求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖 c 所示）31 11567 70.5 10110.47.attMF lN m 32 2866 127.5 10110.47.attMF lN m 彎矩圖如圖 e 所示。求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。arMatM 32 22400.4aaratMMMN mA按照軸的彎扭合成強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：又由于最危險截面在安裝齒輪處，通過一個12 8 63b h l 從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）0.6 22()aeMMT 則計算得到的軸的計算應(yīng)力： 22223222 132()()322400.4(0.6 217.

49、03)44.56700.0480.012 0.005 0.0475()322 0.048caMTMTdbt dtWdMpaMpa（3）低速軸三的軸承壽命校核：）低速軸三的軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的610()60thPCfLhn Pf作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的） ，我們可以知道軸三上受力最大的軸承所受到的力為：。22max225928rrtFFFN工作機(jī)要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1pf故max1.1 59286521prpfFN根據(jù) 1 軸高速軸選軸承為 6207（2 系列）深溝球軸承可以查得其Cr=29.5KN。則 因此所該軸承符合要求.6631010