機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)說明

1、目錄一、傳動(dòng)方案擬定3二、電動(dòng)機(jī)選擇4三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比 6四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算7:五、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 六、齒輪設(shè)計(jì)一. 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)11二. 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)16七、軸的設(shè)計(jì)I軸的設(shè)計(jì)21II軸的設(shè)計(jì)25III軸的設(shè)計(jì)30八. 鍵聯(lián)接的校核計(jì)算 34九. 滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算 36十.減速器箱體的設(shè)計(jì)37第一組：垂直斗式提升機(jī)傳動(dòng)裝置1設(shè)計(jì)條件：1）機(jī)械功用：由料斗把散狀提升到 疋咼度散狀物料包 括:谷物煤炭，水泥，砂石等；2）工作情況:單向工作，輕微振動(dòng)；3）運(yùn)動(dòng)要求:滾筒轉(zhuǎn)速誤差不超過7%;4）使用壽命:八年每年300天每天16小時(shí)；5）檢修周期:半

2、年小修，二年大修；6）生產(chǎn)廠型：中型機(jī)械制造廠；7）生產(chǎn)批量：中批生產(chǎn)。2原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4000N ;滾筒圓周速V=1.3m/s ;滾筒直徑 D=350mm ;、傳動(dòng)方案擬定為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總的傳動(dòng)比范圍 ，以便選擇 合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬定傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其 驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速nw,即：v V= n*D*nw/ （60*1000 ） n 筒=60*1000*V/（ n*D）=71 r/min選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min 或1500r/min 的電動(dòng)機(jī)作為傳動(dòng)方案的原動(dòng)機(jī)，因此傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比約為i=14n=71r/m in21,根據(jù)傳動(dòng)比值可初步擬定以一級(jí)傳動(dòng)為主的多種傳

3、動(dòng)方 案。根據(jù)所給的帶式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，可將減速器設(shè)計(jì)為一級(jí)展 開式減速器。二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇：根據(jù)工作條件和工作要求，先用一般用途的 Y (IP44) 系列二相異步電動(dòng)機(jī)，它為臥式圭寸閉結(jié)構(gòu)。2、電動(dòng)機(jī)功率選擇:(1)傳動(dòng)裝置的總功率：n總=n帶x#軸承xf齒輪Xn軸器xn筒=0.96 X0.993 X0.972 X0.99 X0.96=0.833(2) 電機(jī)所需的工作功率：P工作=Pw/ n總=FV/ ( 1000 n、)=4000 X1.3/(1000 X0.833)=6.243KW(3) 電動(dòng)機(jī)的額定功率P工作根據(jù)工作功率可以查知Ped=7.5Wn 總=0.833P 工=6.

4、24KW(4)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速n電動(dòng)機(jī)計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：v V= n*D*nw/ ( 60*1000 ) n 筒=60*1000*V/( n*D)=71 r/min按手冊P7表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳 動(dòng)二級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍1 ；=36。取V帶傳動(dòng)比 11'24 ,則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為la'1896。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn) 速的可選范圍為n'=l a x n筒二(1896 ) X 71=127810224r/mi n符合這 范圍的冋步轉(zhuǎn)速有 3000和1500r/min。根據(jù)谷量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有一種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)：因此有一種傳動(dòng)比方案如下表：V=71 r/mi n

5、方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額疋 功 率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速質(zhì)量總 傳 動(dòng) 比帶 傳 動(dòng) 比高速 級(jí)I低速 級(jí)Ii 總=20.282同步滿載1Y132S2-27.5300029007040.8534.53.032Y132M-47.51500144081S V 0033.383綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳 動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見第2方案比較適合，則選 n=1500r/mi n 。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型 ，所需的額定功率及同步 轉(zhuǎn)速，選用傳動(dòng)比的要求，可選用Y132M-4型號(hào)電動(dòng)機(jī)。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min ,最在轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.3，質(zhì)量81

6、kg。三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i總二n電動(dòng)/n筒=1441/71=20.2822、分配各級(jí)傳動(dòng)比1）據(jù)指導(dǎo)書，取帶傳動(dòng)比為2，低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比為3。2) |總=i帶xi齒輪低為齒輪高打齒輪高=i總/i齒輪低xi帶=20.282/（2 x3）=3.38齒輪高/i齒輪低=1.126>1.1傳動(dòng)比分配合適。四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算n°=1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min ）1440r/mi nno= n 電機(jī)=1440r/minni=720ni二 n o/i 帶=1440/2=720 r/minr/mi nnii二口丨 / i 齒輪高=720/3.38=213

7、(r/min)n II=213r/minm=n ii/i 齒輪低=213/3=71(r/min)n2、計(jì)算各軸的功率（KW）n hiPo= Ped=7.5KWPi= Po Xn =7.5 0.96=7.2KWRi=p i xn輪 xn承=7.2 X0.97 X0.99=6.91416KW=71r/minPm=p ii xn承 xn輪Po =7.5KW=6.91416 X0.97 X0.99Pi=7.2KW=6.6397KWPii=3、計(jì)算各軸扭矩（N mm）6.9142KWT°=9.55 x103P°/n o=9.55 x103x7.5/1440Piii=6.64KW=49

8、.74N mT=9.55 xiO3P/n =9.55 X103 X7.2/720=95.5 N mTn=9.55 xiO3Ri/niiTo=49.7N mT=95.5N mTn=310N mTm=893N m=9.55 X103 X6.91416/213=310 N mTm=9.55 xiOpi/n m=9.55 X103X6.6397/71=893.09 N m項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸I低速軸II低速軸皿轉(zhuǎn)速(r/mi n )144072021371功率(kw)7.57.26.916.64轉(zhuǎn)矩(N m)49.7495.5310893.09傳動(dòng)比23.383五、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知：普通V帶傳動(dòng)，電

9、動(dòng)機(jī)功率 P=7.5KW ,轉(zhuǎn)速No=144Or/min ,傳動(dòng)比為i=2，每天工作16小時(shí)1.確定計(jì)算功率Pca查表8-7可知工作情況系數(shù)Ka=1.3Pca二KaP=1.3 X7.5=9.75KWPca=9.75KW2.選擇普通V帶截型根據(jù)Pca和No由圖8-10可知應(yīng)選取A型帶3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由表8-6和8-8 ,取小帶輪dd1 = 125mm的基準(zhǔn)直徑dd1 =125mm2）驗(yàn)算帶速V=9.42m/sV= ( nXddi XNo) / (60 X1000) =9.42m/s因?yàn)?m/s<V<30m/s,幫帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)

10、直徑dd2dd2=250mmdd2=i dd1=2 X125=250mm4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1）據(jù)式 0.7（dd1+dd2）<a°w2（dd1+dd2）,初定中心距為 a°二a°二 500mm500mm2）計(jì)算帶的基準(zhǔn)長度LdLd=2ao+1.57(d d1 +d d2)+(d d2-dd1 )/4a 0=2 X500+1.57(125+250)+(250-125)2/4 X500Ld=1600mm=1596.86mm根據(jù)課本表（8-2 ）取Ld = 1600mm根據(jù)課本式（8-23 ）得：a =502mmaa0+Ld-L°/2=5

11、00+(1600-1596.86)/2=502mm3)驗(yàn)算小帶輪包角ai=180 °-(d d2-ddi)/a X57.30 =180°-(250-125)/502 X57.30 =166.248>120 0 (適用)5.確定帶的根數(shù)1)計(jì)算單根V帶的額定功率根據(jù)課本表（8-4a） P°=1.92KWPo=1.92KW根據(jù)課本表(8-4b ) R=0.17KWP1=0.17KW根據(jù)課本表（8-5 ） Ka=0.96K a=0.96根據(jù)課本表（8-2 ） Kl=0.99Kl=0.99由課本P83式(5-12)得Z二Pca/P ' =P (Pi+ Pi)

12、KOKl=9.75/(1.92+0.17)X0.96 X0.99=4.665Z =5所以取5根V帶。6.計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由課本表8-3查得q=0.1kg/m ,單根V帶的最小初拉力：(Fo)min =(Fo) min =500P ca (2.5/K a-1 ) /(ZV K a)+qV2163.13N=500 X9.75 X(2.5/0.96-1)/(5 X9.42 X0.96)+0.1 X9.422N= 163.13N7.計(jì)算壓軸力Fp=1619.57N作用在軸承的最小壓力FpFp=2ZFosin ai/2=2 X5X= 1619.57N六.齒輪設(shè)計(jì)（一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)已

13、知：輸入功率Piii =7.2KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 =720r/min ,傳動(dòng)比為1=3.38，工作壽命8年，每天工作 16小時(shí)，每年300天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。1.選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù)1）按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 因?yàn)闈L筒為一般工作器，速度不高，選用法級(jí)精度（GB 10095-88 ）。3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40 Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為275HBS,大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料相差為30HBS。4）選用小齒輪齒數(shù)為乙=25，則大齒輪的齒數(shù)為乙=25Z2=3.38 X25=84.5 ,取 Z2 =85。Z

14、2 =855）選用螺旋角：初選螺旋角為 =15°=1502.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由d it確定有關(guān)參數(shù)如下：1)傳動(dòng)比i=3.38實(shí)際傳動(dòng)比1°=85/25=3.4,傳動(dòng)比誤差：(i-i o)/l=(3.4-3.38)/3.38=O.59%<2.5%可用.齒數(shù)比:u=i 0=3.4u=i 0=3.42）由課本表10-7取帕=1Kt=1.43）選取載荷系數(shù)Kt=1.4Zh =2.4254）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)為Zh =2.425=0.795 )由圖 10-26 ,可知=0.79,=0.88,所以=0.88=+=0.79+0.88=1.67= 1.676）由表10

15、-6查知材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa 1/2Ze=189.87）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度MPa1/2極限=600MPa和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa600MPa8）計(jì)算兩齒的循環(huán)次數(shù)N1 =60* n 1* j* Lh550MPa=60 X720 X1 x(16 X300 X8)N1=1.66=1.66 X109X109N2 = N1/3.4=4.91 X108N2 =4.91由圖10-19取疲勞壽命系數(shù) Khni =0.90 , Khn2 =0.94X1089）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力Khn1 =0.90取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式

16、（10-12）Khn2 =0.94可知：1 =Khn1*/S=0.96 X600=540MPa=5402= Khn2*/S=0.94*550=517MPaMPa=( 1+2)/22=517=(540+517)/2MPaMPa=528.5MPa=528.5MPa（2）計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，由上述公式可得d1t>=54mm2）計(jì)算圓周速度V=2.04m/sV= ( nXddt XNo) / (60 X1000) =2.04m/s3）計(jì)算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)mntb=54mmb=帕 Xd1t=1 X54=54mmmnt=2.09mnt =(d 1t*cos15°)/ Z

17、 1=2.09h=4.69mmh=2.25 Xmnt =4.69mmb/h=11.5b/h=11.54）計(jì)算縱向重合度=0.318 * 帕* Zi *tan=0.318*tan15 0 X25 xi=2.13=2.135）計(jì)算載荷系數(shù)KKa=1.25使用系數(shù)Ka=1.25 ,根據(jù)V=2.04m/s,7級(jí)精度，Kv=1.09Kv=1.09由表10-4查得Kh =1.419由表10-13查得Kf =1.32Kh = 1.419由表 10-3 查得 Kh =Kh =1.1Kf=1.32K=KaKvKh Kh =1.25*1.09*1.419*1.1=2.13Kh= 1.16）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算

18、得的分度圓直徑，由Kh = 1.1d1=d 1t( K/Kt)1/3 得d1=62.11md1=54 x(2.13/1.4 ) 1/3=62.11mmm7）計(jì)算模數(shù)mnmn= d 1*cos / z 1 =2.4mn=2.43.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)mn >=（1）確定參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K= K aKvKf Kf=1.25*1.09*1.1*1.32=1.98K=1.982）根據(jù)縱向重合度，由圖10-28查得螺旋角影響系Y=0.88數(shù) Y =0.883）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=27.74Zvi二Zi/(cos )3=27.74Zv2=94.32Zv2=Z 2/(cos )3=94.324）齒形

19、系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YsaY Fa1=2.56根據(jù)齒數(shù)Zi=25,Z2=85由表6-9相得Ysa1=1.607YFai=2.56Ysa1 = 1.607Y Fa2=2.19YFa2=2.19Ysa2=1.78Ysa2=1.785）由圖10-20c查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度OFE10FE1 =520MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限0FE2 =480MPa=520MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 =0.88 , Kfn2 =0.91OFE26）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：=480MPa取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5S=1.5qf1= Kfn1 ofe1/S=0.88*520/1.5=293.3

20、3O1of2= Kfn2 ofe2/S=0.91*480/1.5=291.2=293.338）計(jì)算大小齒輪的YFaYsa/ OF并加以比較of2=291.2YFa"sa1/ o=2.56*1.607/293.33=0.0014025YFaYsa/ 0=2.19*1.78/291.2=0.013387小齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算mn>對于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn，取mn=2mm已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑di=62.1mm 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是Z1=30Zi=d i x cos15°/mn=

21、62.1*cos15 °/2=29.99,取乙=30Z2=101Z2=i*Z 1=3.4*30=102,為了與小齒互質(zhì),取 Z2=1014.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距a=(Zi +Z 2)* m n/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos15 0)=135.62mma=136mm將其圓整為a=136mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z 1+Z2)* m n/(2*a)=15.585 0=arccos(30+101)*2/(2*136)=15.585 0由于改變不多，故參數(shù)等不必修正。(3)計(jì)算大小齒輪分度圓直徑d1=62.12md1=Z1*mn/cos

22、 =30*2/cos15 0=62.12mmmd2 = Z 2* m n/cos=101*2/cos 15 0 =209.12mmd2 =209.mm(4)計(jì)算齒輪寬度B= ©d xd 1 =1*62.12=62.12mmB仁 70mm經(jīng)圓整后,取B仁70mm,B2=65mm二.低速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)已知：輸入功率 Pii =6.91KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 =213r/min ,傳動(dòng)比為1=3.38，工作壽命8年，每天工作 16小時(shí)，每年300天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。1. 選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù)1）按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）因?yàn)闈L筒為一般工作器

23、，速度不高，選用法級(jí)精度（GB 10095-88 ）。3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40 Cr（調(diào)質(zhì)）, 硬度為275HBS,大齒輪選用 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS二者材料相差為30HBS。4）選用小齒輪齒數(shù)為Z1=24 ,則大齒輪的齒數(shù)為Z2=3 X24=72。2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由 d1t > 2.32確定有關(guān)參數(shù)如下：1）傳動(dòng)比i=32）由課本表10-7取 帕=0.83）選取載荷系數(shù)Kt=1.3B2=65mm軸=0.8Kt=1.34）由表10-6查知材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa 1/25）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)

24、度極限=580MPa和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=500MPa580MPa6）計(jì)算兩齒的循環(huán)次數(shù)=N3 =60* n 2* j* Lh500MPa=60 X213 X1 X(16 X300 X8)N3=5.53=5.53 X108X108N4= N3/3=2.31 X106N4=2.31由圖10-19取疲勞壽命系數(shù) Khn3=0.95, Khn3 =0.98X1067）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)為S=1 ,由式（10-12 ）可知：3=Khn3*/S=0.95 X580=551MPa3= Khn4*/S=0.98*500=490MPa=( 1+2)/2=(540+517)/

25、2MPa=528.5MPa（2）計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，由上述公式可得d3t>=107.945mm2）計(jì)算圓周速度V= ( nXd3t XNo) / (60 X1000) =1.2m/sV=1.2m/s3）計(jì)算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)mntb=帕 Xd1t=0.8 X107.94=86.35mmb=86.35mmmt=d 3Z 1=107.94/24=4.4975h=2.25 Xmt=10.119mmb/h=8.5344）計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù) 氐=1.25 ,根據(jù)V=1.2m/s,7級(jí)精度，Kv=1.06 由表10-4查得Kh =1.301由表10-13查得Kf =1.26 由

26、表10-3查得Kh =Kh =1K=KaKvKh Kh =1.25*1.06*1.301*1 = 1.7245）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由d3=d 3t（ K/Kt）1/3 得d1 = 107.945 x（1.724/1.3 ） 1/3=118.59mm6）計(jì)算模數(shù)mnmt= d 3/ Z3 =4.943.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)mt>=（1）確定參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K= KaKvKf Kf=1.25*1.06*1*1.26=1.672）齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)Ysa根據(jù)齒數(shù)Z3=24,Z4=72由表6-9相得YFa3=2.65Ysa3=1.58mt=4.4975 h=10

27、.119m m b/h=8.534K=1.724d1=118.59 mmmt=4.94K=1.67YFa4=2.236Ysa4=1.734丫 Fa3=2.653)由圖10-20C查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度Y Fa4=2.2360FE3 =450MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 H4=410MPaYsa3=1.58由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn3 =0.93 , Kfn4 =0.97Ysa4=1.7344)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：OFE4取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4=410MPacf3= Kfn1 oFE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPaKfn3 =0.93cf4= Kfn2

28、ofe2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPaKfn4 =0.975)計(jì)算大小齒輪的YFaYsa/ OF并加以比較of3=298.9YFa3Ysa3/ 03=2.65*1.58/298.73=0.01401MPaYFa4Ysa4/ 04=2.236*1.754/284.07=0.01381O f4=284(2)設(shè)計(jì)計(jì)算MPam>=3.157對于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m,取mn=4mm已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=118.59mm 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是Z3=d 3/m=118.59/4=30Z3=3

29、0乙二i*Z 3=90乙=904.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距a=240mma=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm(2)計(jì)算大小齒輪分度圓直徑d3=Z 3*m=30*4 =120mmd4 = Z 4* m=90*4 =360mm(3)計(jì)算齒輪寬度B= ©d xd3=0.8*120=100mm經(jīng)圓整后,取 B4=96mm,B3=100mm5.大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖所示：七、軸的設(shè)計(jì)I軸的設(shè)計(jì)d3=120mm d4 =360mmB4=96mmB3=100mm已知：R=7.2KW , nn=720r/min, T i =95.5 N m,B=70mm1. 求作用在齒

30、輪上的力已知高速級(jí)小齒輪直徑為 d =62.12mm,Ft=3074.7NFr=1158.6NFt=2* Ti/d=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NFr=Ft xtan =3074.69*tan20 °=1158.57N2. 初選軸的最小直徑先按式d>=A。,選軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3 ,取A。=125 ,于是得d min =28.3mm(dmin) =125*=26.93mm因?yàn)橹虚g軸上開有鍵槽，所以應(yīng)增大7%,所以d min = ( d min ) 1+7% ) =28.32mm軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(2)根據(jù)

31、軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1) 初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù) dmin=28.32mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取 0基本游隙組，標(biāo) 準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸軸承 7207AC軸承，其尺寸是d XD XB=35 X72 X117,所以 di-ii=35mm即 d|-n=d V- W=35mmai=15mm a2 =15mm S=8mm2) I-II段左端要有一軸肩,故取dII-III=32mm ,右端用 軸承檔圈定位，摟軸端直徑取檔圈直徑 D=35mm ,由于皮 帶與軸的配合長度為 56mm ,為了保證軸端檔圈只壓在皮 帶輪上而不壓在軸

32、上，故取LI-II=54mm。3) II-III 段的軸頭部分 LII-III=50mmIII- IV段部分 LIII-IV =35mmIV- V段部分 LV- V=41mmV- W段部分 LV-VI=41mm4）取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁 ai=15mm,兩齒面距離為a? =15mm ，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁S，取 S=8mm,倒角 R=2mm5）軸上零件的周向定位齒輪與軸之間用平鍵連接。齒輪與軸之間的鍵選取 b xh=8mm X7mm,鍵槽用鍵槽 銑刀來加工，長為40mm ,冋時(shí)為了保證齒輪與軸配合有 良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ;軸承與軸之間的配合用過渡配合來

33、保證的 ，此處選軸的直徑 尺寸公差為m6。6）確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表15-2 ,取軸端倒角為2X450 ,各軸肩處圓角半 徑依表查得。4.求軸上載何載荷水平面垂直面支反力F（N ）Fax =1634Fay =866.43Fbx =3175.2Fby =-144.65Fp=1734.5彎矩M(N mm)Mh1 =95589.05Mv1 =50686.16Mh2 =154370.5Mv1 =-25097.07總彎矩(N mm)M1 =108195.9M2 =98828.98扭矩Tii =95500 Nmm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的 截面（即

34、最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5能上表中的數(shù) 據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0Ca=38 .4MPa=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：Oca=38.4MPa首選材料為40Cr,調(diào)質(zhì)，由表15-1查g=70MPa因此Oca< 0-1 ,故安全。II軸的設(shè)計(jì)已知：PII=6.91KW , nII=213r/min, T I =310 N m,B 斜=65mm, B 直=100mm1.求作用在齒輪上的力1）已知高速級(jí)大齒輪直徑為 d2 =209.12mm,Ft2=2965NFr2 = 1117NFa2=795NFt1=5167NFM = 1881NFt2=2* F I/d 2=2*3

35、10*1000/209.13N=2965NFr2=Ft2 Man /cos =2965*tan20 °/cos =1117NFa2=Ft2 xtan =2965*tan15 0=795N2）低速級(jí)小齒輪直徑di=120mmFt1=2TII/d 1 =2*310*1000/120=5167NFr1=Ft1 xtan =5167*tan20 °=1881N2. 初選軸的最小直徑先按式d>-A。，選軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A。=118，于是得（dmin） =118*=37.6mm因?yàn)橹虚g軸上開有兩面?zhèn)€鍵槽，所以應(yīng)增大7%，所以dmin =（ dmin ） （

36、+7%）=40.232軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑dmin =40mm1）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中同時(shí)受徑向力和軸向力 的伯用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù) dj=40.232mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取 0基本游隙組，標(biāo) 準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸軸承 9309AC軸承，其尺寸是d XD XB=45 X85 X18,所以 di_ii=45mmL=272mm即 dI-II=d V- W=45mm2）II-III 段的軸頭部分 LII-III=50mmIII- IV段軸頭部分 LIII- IV=54mmIV- V段軸肩部分LV-

37、V =64mmV- W段部分 LV-W =54mm3） 取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁 ai=15mm,兩齒面距離為a? =15mm ,在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁S ,取 S=10mm,倒角 R=2mm , B2=65mm.B1=100mm,L=2*R+B1+B2+2* a 1+a2+2*S+2B=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm4）軸上零件的周向定位齒輪與軸之間用平鍵連接。斜齒輪與軸之間的鍵選取b xh=16mm X10mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長為50mm ,同時(shí)為了保證齒輪與軸配 合有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為5）確定軸上圓角和倒角的尺寸載

38、荷水平面垂直面支反力FFnhi =4211.25Fnvi =942.11(N )Fnh2 =3920.65Fnv2 =178.114.求軸上載荷H7/n6 ;直齒輪與軸之間的鍵選取b xh=14mm X9mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長為82mm ,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。參照表15-2 ,取軸端倒角為2X45。,各軸肩處圓角半徑依表查得。彎矩M(N mm)M nhi =-355859M NV1=-78120.2532.725MPaM nh2 =262683.2M nv1 =

39、11933.48總彎矩(N mm)Mi =-364332.8167M2 =262954.12扭矩Tn =310000 N mm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的 截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5能上表中的數(shù) 據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：Oca=32.725MPa首選材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，由表15-1查m=60MPa因此Oba<故安全。Ft=4961.8 NFr=1805 Nd min =III軸的設(shè)計(jì)52.36mm已知：Piii=6.639KW , niii=71r/min, T i =893.

40、13N m,B=96mm3.求作用在齒輪上的力Ka=1.7已知低速級(jí)大齒輪直徑為d =360mm.Tca=1518.35Ft=2* Ti/d3=2*893.13*1000/360mmN m=4961.83NFr=Ft xtan =4961.83*tan20 °=1805.96N4.初選軸的最小直徑先按式d>-A。,選軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3 ,取A。=112 ,于是得(dmin) =112*=50.835mm因?yàn)橹虚g軸上開有鍵槽，所以應(yīng)增大7%,所以dmin = (dmin) 1+7% ) =52.36mm3 .軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所

41、選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tea二KaT3查表14-1可知考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka=1.7 ,則Tca=1.7*893.69=1518.353N mL1=107mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查 標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85 ,選用HLS彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為2000N m ,故取d|-n=55mm,半聯(lián)軸器長度L=142mm , 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=107mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-11段右端制出一軸肩，故取II-III段dII-I

42、II=62mm ,左端用軸端檔圈定位，按軸端直徑取檔圈直徑D=65nn ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔L仁107mm ,為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián) 軸器上而不壓在軸的端面上，幫I-II段的長度L略短一 些，現(xiàn)取 LI-II=140mm。LI-II=140mma1=17mm a2 =15mm S=8mm R=2mm2)初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中只受徑向力的作用， 故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) dII-III=62mmm, 由軸承產(chǎn)品中初步選取 0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的深 溝球軸承 6013,軸承，其尺寸是 d XD XB=65 X140 X18,所以 dIII- IV =65mm,LIII

43、- V =35mm。左端滾動(dòng)軸承米用軸肩進(jìn)行軸向定位，冋手岫上杳 得6013開支軸承的定位軸肩高度h=6mm ,因此取d V- V =77mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑dVI-VII=70mm ,齒輪的右端與右端軸承之間米用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為96mm ,為了方便套筒端面可靠地壓緊齒 輪，此軸段略短于輪轂寬度，故取LVI-VII=92mm 。齒 輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm ,則軸環(huán)的dV-VI=89mm 。軸環(huán)寬度 b>1.4h ,取 LV-VI=12mm。4）取齒輪齒面距箱體內(nèi)壁ai=17mm,兩齒面距離為a2 =15m

44、m ,在確疋軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁 S,取 S=8mm,倒角 R=2mm。5）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸之間的周向定位均用平鍵連接 。齒輪與軸之間的鍵選取 b xh=20mm X12mm,鍵槽用鍵 槽銑刀來加工，長為90mm ,冋時(shí)為了保證齒輪與軸配合 有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ;冋樣，半聯(lián)軸器與軸的連接鍵選取 b xh=16mm X10mm,鍵 槽用鍵槽銑刀來加工，長為100mm ,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ；軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5）確定軸上圓角和倒角的

45、尺寸Oca=18.37MPa參照表15-2 ,取軸端倒角為2X45。,各軸肩處圓角半 徑依表查得。4.求軸上載荷載荷水平面垂直面支反力FFnhi =1714.61Fnv1 =624.07(N)Fnh2 =3247.22Fnv2 =1181.89彎矩MMh =290.63Mv1 =105.78(N m)M nh2 =262683.2Mv2 =105.78總彎矩M 1 =309.28M2 =309.28(N m)扭矩Tii =893130Nmm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度op 48.7MPa進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的 截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5能上表中的數(shù) 據(jù)，

46、以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6 ,軸的計(jì)算應(yīng)力：Oca=o49.57MPaK1=4.5mmop=31.1MPao二47.26MPa=18.37MPa首選材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，由表15-1查g=60MPa因此Oca< 0-1 ,故安全。八.鍵聯(lián)接的校核計(jì)算1 .輸入軸I軸鍵的較核由于鍵、軸、輪轂的材料分別是鋼、合金、鑄鐵，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力%=50-60MPa ,取其平均值o p=55MPa,鍵的工作長度 L=40mm ,鍵與輪轂、鍵槽接觸 高度 K=0.5h=0.5*7=3.5mm,由式(6-1)得O=2T*103/(kld)=2*75.5*10 3/(3.5*40*28)=48.7MPa<= op故鍵滿足強(qiáng)度要求。2.中間軸上鍵II軸鍵的校核由于鍵1、軸、輪轂的材料分別是鋼，由表6-2查得許 用擠壓應(yīng)力op=1OO-12OMPa ,取其平均值op=11OMPa, 鍵的工作長度 L=50mm ,鍵1與輪轂、鍵槽接觸高度 K1=0.5h=0.5*10=5mm,由式(