機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

1、.第一章課程設(shè)計(jì)任務(wù)書年級(jí)專業(yè)過控 101學(xué)生姓名付良武學(xué) 號(hào)1008110074題目名稱盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)時(shí)間第 17周 19周課程名稱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)課程編號(hào)設(shè)計(jì)地點(diǎn)化工樓一、課程設(shè)計(jì)（論文）目的1.1綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)，進(jìn)行設(shè)計(jì)實(shí)踐鞏固、加深和擴(kuò)展。1.2培養(yǎng)分析和解決設(shè)計(jì)簡單機(jī)械的能力為以后的學(xué)習(xí)打基礎(chǔ)。1.3進(jìn)行工程師的基本技能訓(xùn)練計(jì)算、繪圖、運(yùn)用資料。二、已知技術(shù)參數(shù)和條件2.1技術(shù)參數(shù)：主軸的轉(zhuǎn)速：42rpm錐齒輪傳動(dòng)比：23電機(jī)功率： 5kW電機(jī)轉(zhuǎn)速： 1440rpm2.2工作條件：每日兩班制工作，工作年限為10 年，傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，有輕微振動(dòng)，主軸轉(zhuǎn)速的允許誤差為 5%。1電

2、動(dòng)機(jī)； 2、 4聯(lián)軸器； 3圓柱斜齒輪減速器；5開式圓錐齒輪傳動(dòng)；6主軸； 7盤磨三、任務(wù)和要求3.1編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1 份，計(jì)算數(shù)據(jù)應(yīng)正確且與圖紙統(tǒng)一。說明書應(yīng)符合規(guī)范格式且用 A4 紙打?。?.2繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖1 號(hào)圖 1 張；繪制零件工作圖3 號(hào)圖 2 張（齒輪和軸）；標(biāo)題欄符合機(jī)械制圖國家標(biāo)準(zhǔn)；3.3圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；注： 1此表由指導(dǎo)教師填寫，經(jīng)系、教研室審批，指導(dǎo)教師、學(xué)生簽字后生效；2此表 1 式 3 份，學(xué)生、指導(dǎo)教師、教研室各1 份。;.四、參考資料和現(xiàn)有基礎(chǔ)條件（包括實(shí)驗(yàn)室、主要儀器設(shè)備等）4.1 機(jī)械設(shè)計(jì)教材4.2 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書4.3

3、減速器圖冊(cè)4.4機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)4.5 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)4.6其他相關(guān)書籍五、進(jìn)度安排序號(hào)設(shè)計(jì)內(nèi)容天數(shù)1設(shè)計(jì)準(zhǔn)備（閱讀和研究任務(wù)書，閱讀、瀏覽指導(dǎo)書）12傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)23各級(jí)傳動(dòng)的主體設(shè)計(jì)計(jì)算24減速器裝配圖的設(shè)計(jì)和繪制75零件工作圖的繪制16編寫設(shè)計(jì)說明書27總計(jì)15六、教研室審批意見教研室主任（簽字）：年月日七| 、主管教學(xué)主任意見主管主任（簽字）：年月日;.八、備注指導(dǎo)教師（簽字）：學(xué)生（簽字）：;.計(jì)算及說明結(jié)果第二章傳動(dòng)方案的整體設(shè)計(jì)2.1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 :2.1.1組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.1.2特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均

4、勻，要求軸有較大的剛度。選擇錐齒輪傳動(dòng)和一級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開式）。2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇根據(jù)已知任務(wù)書給定的技術(shù)參數(shù)，由給定的電動(dòng)機(jī)功率為 5KW，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為 1440r/min, 查表 17-7 選取電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y132S4，滿載轉(zhuǎn)速nm1440 r/min ，同步轉(zhuǎn)速 1500r/min 。2.3 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)的傳動(dòng)比2.3.1總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw =42，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為 i a nm/ nw 1440/42 34.29 。2.3.2分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比錐齒輪傳動(dòng)比： i 3 =3減速器傳動(dòng)比： i =i a / i 3

5、 =34.29/3=11.43高速級(jí)傳動(dòng)比： i 1= （1.3-1.4） i 1.3511.43 3.93低速級(jí)傳動(dòng)比： i 2i / i1 11.43 / 3.93 2.92.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)2.4.1各軸轉(zhuǎn)速 n（r/min ）n0 =nm=1440 r/min高速軸1的轉(zhuǎn)速 :n n 1440 r/min1m中間軸2的轉(zhuǎn)速： n2n / i11440/ 3.93366.4r/ min1低速軸3的轉(zhuǎn)速： n3n2/ i 2366.4/ 2.9126.3r/ min主軸 6的轉(zhuǎn)速： n6n3 / i3126.3/ 3 42.1r / min2.4.2各軸的輸入功率P(KW)

6、P0=Pm=5kw高速軸 1 的輸入功率 : P 1=P0c=50.99=4.95kw中間軸 2 的輸入功率： P2=P11g=4.95 0.98 0.98=4.75kw;.低速軸 3 的輸入功率 : P =P=4.75 0.98 0.98=4.57kw322gkw主軸 6 的輸入功率 : P =P g g=4.57 0.98 0.99 0.97=4.3043dPm為電動(dòng)機(jī)的額定功率； c 為聯(lián)軸器的效率；g 為一對(duì)軸承的效率；1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率； 2 為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率； d 為錐齒輪傳動(dòng)的效率。2.4.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(N?m)T0 =9550P/n 0=3.316 Nm高速軸

7、 1 的輸入轉(zhuǎn)矩 T1=9550P1/n 1=（9550 4.95 ） /1440=3.283 104Nm中間軸 2 的輸入轉(zhuǎn)矩 T2=9550P2/n 2=（95504.75 ）/366.4=1.238 105Nm低速軸 3 的輸入轉(zhuǎn)矩 T3 =9550P3/n 3 =（ 9550 4.57 ） /126.3=3.4556 105N m主軸 6 的輸入轉(zhuǎn)矩T4=9550P4 /n 4=（95504.30 ）/42.1=9.7542 105Nm第三章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 高速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.1.1選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)（ 1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，

8、小齒輪用 40Cr，大齒輪用 45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為 280HBS，大齒輪硬度為 240HBS。（ 2）齒輪精度用 7級(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕。（ 3）慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=24, 則=24 3.93=94.32 ，取=94。（ 4）選取螺旋角。初選螺旋角為 =14o3.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)2 kt T 1Z HZE2由設(shè)計(jì)公式 d 1tu 1試算3ud aH（ 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt = .6 。12）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。95.5 105P195.5 1054.953.283 104N

9、 mmT 1n114403）由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7 選取齒寬系數(shù)1d;.14) 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa2 。5) 由圖 10-21d 按齒面強(qiáng)度查地小、大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim1 =600Mpa Hlim2=550Mpa。6) 由式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1 =60n1j L h =6014401（ 2836510）=5.05 109N2 =N1/i 2 =5.05 109/3.93=1.28 10 97) 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90,K HN2=0.95 。8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為 0

10、.01 ，安全系數(shù) S=1 由式 10-12 得： H 1= Hlim1 K HN1/S=600 0.90/1 Mpa=540 Mpa H 2= Hlim2 K HN2/S=550 0.95/1 Mpa=522.5Mpa9) 由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。10) 由圖 10-26 查得0.78,0.82 ，則a1a2a a1a 20.78 0.82 1.611) 許用接觸力：H 1H 2540522.5531.25 MPaH2MPa22 計(jì)算232 K t T1ZH ZEu 1=39.629mm1）試算 d1tdaHu2）圓周速度 Vd1t n1 / 6010002.988m

11、 / s（3）齒寬 bd d1t39.629mm模數(shù) mntd1t cos/ z139.629 cos14 / 241.6023mmh 2.25 mnt 2.251.623mm3.605mmb / h 39.629 / 3.60510.993（4）計(jì)算縱向重合度0.318d Z 1 tan0.3181 24tan14 1.903;.（5）計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù) V=2.988m/s,7 級(jí)精度，由圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.12 。K H aK F a 1.4 ; 由表 10-2 查得使用系數(shù)KA=1.25; 由表 10-4 查得 7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，H =1.417。查圖

12、 10-13 得K F=1.34; 故載荷系數(shù)：KK K KK1.251.121.4 1.4172.78AVHH（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a 得d1t K / K t11/ 3d1339.629 2.78 / 1.647.643mm（7）計(jì)算模數(shù) mnmnd1 cos / z1 47.643cos14 / 24 1.9261mm3.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)2由式 10-5 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為mn2K T1 Y cos YFa YSa2d z1aF（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）計(jì)算載荷系數(shù) KK=K A K V K Fa K F=1.25 1.12 1.4

13、 1.34=2.632）根據(jù)縱向重合度=1.903 ，從圖10-28 查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.883）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1z12426.27cos3cos3 14zv2z294102.90cos3cos3 144）查取齒形系數(shù)由表 10-5查得 Y Fa12.592,Y Fa 22.1785）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5查得 Y Sa11.596,Y Sa21.791;.6）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 1FE 2500MPa380MPa7）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系K FN 1 =0.86, K FN 2 =0.89;8）計(jì)算彎曲疲

14、勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式 10-12 得FF12KKFN 1FE 1 /S=0.86 500/1.4=307.14MPaFN 2FE 2 /S=0.89380/1.4=241.57MPa9）計(jì)算大、小齒輪的 Y Fa Y Sa /F并加以比較Y Fa 1YSa1 /F1=2.592 1.596/307.14=0.01347MPaY Fa 2Y Sa2 /F2 =2.178 1.791/241.57=0.01615MPa大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算22.63328300.88cos14230.016151.8584mmmn1 242 1.6對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度

15、計(jì)算的模數(shù)大于m 由齒根彎曲n疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于mn 主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力， 而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力， 僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取 mn=2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1 =47.643mm,算出小齒輪齒數(shù)z1d1 cos/ mn 24.88 24z23.932494.3294（3）幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距a z1 z2 mn24 94 2 mm 121.61mm2 cos2 cos14將中心距圓整為122mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角;.arccos z1 z2 mnarccos 2494214.71232a212

16、2因值改變不多，故參數(shù)a，K，zH 等不必修正。3) 計(jì)算分度圓直徑d1z1 mn / cos21 2 / cos14.7123 49.627mmd2z2 mn / cos=942/cos14.7123=194.373mm4) 計(jì)算齒輪寬度bd d1 149.627 49.627mm圓整后取 B =50mm,B=55mm215）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒頂高 hamnhanxn21 02mm齒根高 hfmn hanCnxn21 0.25 0 2.5mm齒高 h hahf4.5mm齒頂圓直徑：小齒輪 da =d+2h a =53.627 mm 大齒輪 da =198.373 mm齒根圓直徑：小齒輪 d f =d

17、-2 h f =44.627 mm 大齒輪 da = d-2 h f =190.373 mm3.2 低速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.2.1選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)。1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用 40Cr，大齒輪用 45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為 240HBS。2）齒輪精度用 7級(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕。3）慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 z124 , 則 z2242.969.6 ,取 z2 70 。4）選取螺旋角。初選螺旋角14。;.3.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)2由設(shè)計(jì)公式d1t3

18、2 K t T1 Z H Z E u 1 試算dauH（ 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt =1.62）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。95.5105 P2 95.5 105 4.751.2381105 N mmT 2n 2366.43）由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7 選取齒寬系數(shù)d114）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)zE =189.8MPa25）由圖 10-21d 按齒面強(qiáng)度查地小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MpaMpaH lim 1H lim 25506）由式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N160 n2 jL h60366.4 28 365 10 1.28 109N 2N1

19、/ i20.96109 / 2.90.44 1097）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.95 ，KHN2=0.97 。8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01 ，安全系數(shù)S=1.由式 10-12 得 H 1= Hlim1K HN1/S=6000.95/1 Mpa=570Mpa H 2= Hlim2K HN2/S=5500.97/1 Mpa=533.5Mpa9）由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) zH2.43310）由圖 10-26查得a10.78,0.87,則a 2aa1a 20.870.781.6511）許用接觸力H1H2 570 533.5551.75MpaH22Mpa

20、（2）計(jì)算21) 試算32 K t T 1ZHZEu 160 .929 mmd ltdaHu;.2) 圓周速度 V= d1t n2/ （601000）=1.169 m/s3) 齒寬bd d1t60.929mmmntd1t cos/ z60.929cos14 / 242.46331h2.25mnt2.252.4633mm5.5424mmb / h10.9934) 計(jì)算縱向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 24tan14 1.9035)計(jì)算載荷系數(shù) K根據(jù) V=1.169m/s,7級(jí)精度，由圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù) Kv=1.08，K HK F1.4 ; 由表 10-2 查得使用系

21、數(shù) KA=1.25; 由表 10-4查地 7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K H=1.421 ；查圖10-13得K F 1.35 ; 故載荷系數(shù)：KKAKVKHK H1.25 1.08 1.41.4212.696)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a 得d1d1tK /KT1/ 360.929 2.69 /1.6 1/ 372.449mm7) 計(jì)算模數(shù) mnmd cos / z72.449cos14 / 242.9291mmn113.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式 10-5 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為232K T1Y cos YFa YSamn2d z1F（ 1）確定公式內(nèi)

22、的各計(jì)算數(shù)值1）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 1FE 2500Mpa;380Mpa;2）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.89,K FN2=0.90;.3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式 10-12 得：F 1K FN1FE 1S0.89500 1.4317.86MpaF 2KFN 2FE 2S0.90380 1.4244.29Mpa4）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF =1.25 1.08 1.4 1.35=2.555）根據(jù)縱向重合度=1.903 ，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88

23、6) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV 1z126.273cosZ V 2z27067.873cos3 14cos7）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 Y Fa1=2.592;Y Fa2=2.2278）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Y Sa1=1.596;Y Sa2=1.7639）計(jì)算大、小齒輪的YFaYSa /F并加以比較YFaYSa /YFaYSa /F 1 F 22.5921.596 317.860.013012.2271.763244.290.01607大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算2322.551238100.88cos142.0681mmmn1 2421.650.01607對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由

24、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于m 由齒根彎曲n疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于 m 主要取決于彎曲強(qiáng)度所決n定的承載能力， 而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取mn=2.5 , 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=72.449 , 算出小齒輪齒數(shù)Z1d1 cosmn72.449 cos142.528.12 28 取 Z228Z2 2.9 2881.281，取 Z281;.（3）幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距z1 z2 mn28 81 2.5mm 140.4mm2 cos2 cos14將中心距圓整為141 mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角arccos

25、 z1 z2 mnarccos 2881 2.5152a2141因值改變不多，故參數(shù), K ,ZH 等不必修正。3) 計(jì)算分度圓直徑d1z1 mn cos282.5 cos1572.469mmd2z2 mn cos812.5 cos15209.643mm4) 計(jì)算齒輪寬度bd d1172.44972.449mm圓整后取 B3=72，B2=77.5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒頂高 hamnhanxn2.51 02.5mm齒根高 hfmnhanCnxn2.5 10.2503.125mm齒高 h hahf5.625mm齒頂圓直徑小齒輪 dad2ha77.449mm, 大齒輪 dad2 ha214.693mm齒根圓直

26、徑小齒輪 d fd2hf66.219mm，大齒輪 d fd2hf203.393mm第四章軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1.1中間軸上的功率P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T由已知，得： P= P =4.75KW, n= n =366.4r/min4.1.2確定軸的最小直徑先按式 15-2 初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3 ，取 A0 =112。得;.3P112 3 4.7526.31mmdmin A0n366.44.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（ 1）擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)示意圖如下：（ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）由于 dmin

27、 =26.31 mm，軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取安裝軸承處（該軸直徑最小處）軸徑 d=30 mm,則 d - =d - =30 mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =30 mm，選軸承型號(hào) 30206，其尺寸為 dDT=30 mm 62 mm17.25mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段 - 和 - 的直徑 d - =d - =34mm兩.端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為 50mm,小齒輪的輪轂寬度為 77mm為.了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故分別

28、取 L- =74mm,L- =47mm。兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度:h0.07d - =0.07 34=2.38mm，取 h=3mm;軸環(huán)處的直徑 :d - =34+6=40 mm;軸環(huán)寬度 :b 1.4h=1.4 3=4.2mm, 取 L - =5mm。4）由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以L - =17.25+6+16+3=42.25 mmL - =17.25+6+18.5+3=44.75 mm(3) 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。 按 d - 和 d - 分別由表 6-1 查得平鍵截面 bh=10 mm8 mm,長度分別為 63 mm和 36 mm,

29、同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7 ；滾動(dòng)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n6徑尺寸公差為 m6。(4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸;.參考表 15-2 ，取軸端倒角為245。(5) 軸的校核經(jīng)校核，該軸合格，故安全。4.2 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.2.1求高速軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T由已知，得： P=P=4.95kw,n=n11=1440 r/min4.2.2初步確定軸的最小直徑先按式 15-2初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3 ，取 A0 =112. 得dmin3P112 3 4.951

30、6.90mmA0n1440軸上有一鍵槽，則增加后得直徑 d=20 mm，高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d- ，取 d - =20 mm。4.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（ 1）擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)示意圖如下：（ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 , - 軸段左端需制出一軸肩, 故取 - 段的直徑 d - =24 mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=26 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=38 mm，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，故取 - 段的長度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L - =36mm。2

31、）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)承受有徑向力和軸向力的作用， 故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =24 mm，選軸承型號(hào) 30205，其尺寸 d DT=25 mm 52 mm16.25 mm, 故 d - =d - =25 mm.由于軸承右側(cè)需裝甩油環(huán)，且軸承需離箱體內(nèi)壁一段距離，考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁 6 mm。，則取 L - =L - =16.25 mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取 d =30 mm.3）由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設(shè)計(jì)成齒輪軸。4）軸承端蓋的總寬度取為16 mm.取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為 30 mm,則 L- =

32、46 mm。;.5）取軸上軸段 - 處為高速小齒輪，直徑 d- =53.627mm。已知小齒輪的輪轂寬度為 55mm,故取 L - =55mm。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離 L - =a=19.5 mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=16.25mm,低速級(jí)小齒輪輪 轂長 L=80mm,又因?yàn)橐阎潴w兩內(nèi)壁之間的距離為 178.5 ，高速級(jí)小齒輪輪轂長 L=55，則LIV V178.5 -16 - 55mm107.5mm（ 3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 按 d - 由表 6-1 查得平鍵截面 bh=6 mm6 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是

33、由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（ 4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表 15-2 ，取軸端倒角為 245。4.2.4州的校核(1) 輸入軸上的功率 P1，轉(zhuǎn)速 n1，轉(zhuǎn)矩 T1P1 =5KWn1=1440r/minT1 =3.283104 N m(2) 確定軸及求作用在齒輪上的力1) 求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 d1 =49.627 mmT23.2834而 F t21101323.070N=49.627d 1Fr = F ttann1323.070tan 20o497.882Ncoscos14.7123oFa = F t tan=1323.070tan1

34、4.7123 =347.405N圓周力 F t，徑向力 F r及軸向力 F a 的方向如圖示 :輸入軸的載荷分析圖如下 :;.4.3 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.3.1 求低速軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T由已知，得： P=P =4.57 KW ，n= n =126.3r/min4.3.2 初步確定軸的最小直徑先按式 15-2初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3 ，取 A =112. 得03P1123 4.5737.04mmdmin A0n126.34.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)示意圖如下：(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段

35、直徑和長度;.1) 低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d- . 為了使所選的軸直徑d - 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 TcaK AT =1.73.45561055.875105 N mm 。按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用HL4 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250 N ?m 。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm,故取 d - =40mm,聯(lián)軸器長 112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=84mm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，故取 - 段的長度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L - =80mm。為了

36、滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 , - 軸段左端需制出一軸肩 , 故取 - 段的直徑 d - =48mm,右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=50mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =48mm,選軸承型號(hào) 30210，其尺寸為 d D T=50mm95mm 21.75mm,故 dd50mm。IIIIVVIIVIII3）取安裝齒輪處的軸段 - 的直徑 d - =52mm齒.輪的的左端與左端軸承之間采用甩油環(huán)和套筒定位。 已知齒輪轂的寬度為 72mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度， 故取 L - =69 mm. 齒輪的右端采用軸肩定

37、位， 軸肩高度 h 0.07d=0.07 52=3.64, 則軸環(huán)處dV VI =60mm。軸環(huán)寬度 b1.4h=1.4 4=5.6, 取 LV VI =10mm。4）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離 L- =a=25.5 mm,考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁 6 mm。已知滾動(dòng)軸承寬度 T=21.75mm,L- =L - =21.75mm , 已知箱體兩內(nèi)壁之間的距離為178.5 ，則LIV V 178.5- 25.5 - 69-10 668mm5) 取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30 mm，端蓋厚 20 mm，則 L- =50.（ 3）軸上零件的周向定位齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平

38、鍵連接。 由表 6-1 查得平鍵截面 bh=16 mm 10 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63 mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm 8 mm70 mm。n6滾動(dòng)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 m6。（ 4）確定軸上的圓角和倒角尺寸;.參考表 15-2 ，取軸端倒角為245。4.3.4軸的校核（1） 求輸出軸上的功率P3 ，轉(zhuǎn)速 n3 ，轉(zhuǎn)矩 T3P2=4.75KWn2 =366.4r/minT2=1.238 105Nm（2） 求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度

39、圓直徑為d2 =209.643 mm而 F t = 2T221.238 105 /209.643=1181.055 Nd2Fr = Fttann1181.055tan20o445.033Ncoscos15oFa = F t tan=1181.055tan15 。 =316.463N圓周力 F t ，徑向力 F r 及軸向力 F a 的方向如圖示 :（3） 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖 ,確定軸承的支點(diǎn)位置。對(duì)于 30210 型圓錐滾子軸承 , 從手冊(cè)中查取有 a=21mm,因此 , 做為簡支梁的軸的支承跨距L2L3115mm 60mm175mm ，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)簡圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險(xiǎn)截面。FNH 1L3Ft1181.05560L2L3404.933N175FNH 2L2Ft1181.055115776.122 NL2L3175Fr L3Fa DFNV 12342.138NL2L3FNV 2FrFNV 1445.033 342.138102.859 NM H1262.96075774NmmM V 1FNV 1L234287N mmM V 2FNV