機械設計課程-電動絞車傳動裝置

1、機械設計課程設計說明書設計題目十七：電動絞車傳動裝置傳動裝置簡圖：原始數據：項目設計方案12345剛繩牽引力F（N）75009200110001200013000鋼繩速度V（m/s）0.60.650.50.60.55卷筒直徑D（mm）250250250250250 目錄TOC o 1-3 h u 一 . 設計任務書-4 1工作條件與技術要求-4 2設計內容-4 3原始數據-4傳動方案的擬定-4 1傳動方案的擬定-4 2傳動方案的說明-5三電動機的選擇- 5 1 選擇電動機類型- 5 2 選擇電動機的容量- 5 3 選擇電動機的轉速- 5四總傳動比確定及各級傳動比分配-6 1 計算總傳動比-6

2、2 分配各級傳動比-6五計算傳動裝置的運動和動力參數-7六、齒輪傳動設計-81.高速級齒輪傳動設計-82.低速級齒輪傳動設計-133.開式低速級齒輪傳動設計-16高速軸的設計-20 1. 求作用在齒輪上的力-20 2.初步確定軸的最小直徑-20 3.軸的結構設計-21 4.軸上零件的周向定位-22 5.確定軸上圓角和倒角尺寸-22 6.求軸上的載荷-22 7.按彎扭合成應力校正軸的強度-24八.中速軸的設計-24求作用在齒輪上的力-242.初步確定軸的最小直徑-253軸的結構設計-254.軸上零件的周向定位-265.確定軸上圓角和倒角尺寸-266.求軸上的載荷-287.按彎扭合成應力校正軸的強

3、度-28低速軸的設計-28 1求作用在軸上的力-28 2初步確定軸的最小直徑-29 3軸的結構設計-30 4求軸上的載荷-30 5.按彎扭合成應力校正軸的強度-31 6.精確校核軸的強度-32 十.軸承的選擇和校核計算-35十一.鍵連接的選擇與校核計算-381輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接-382齒輪2與軸2的鍵連接-383齒輪4與軸3的鍵連接-384.聯(lián)軸器與軸3的鍵連接-38十二、聯(lián)軸器的選擇-391輸入軸的聯(lián)軸器的選擇-392輸出軸的聯(lián)軸器的選擇-39十三、減速器附件設計-40 1視孔蓋-402通氣器-403油面指示器-404油塞-405起吊裝置-406定位銷-407起蓋螺釘-40十四、潤滑與密

4、封-401齒輪的潤滑-40滾動軸承的潤滑-403密封方法的選取-40十五.箱體設計-41總結 -42參考文獻-43設計計算及說明結果一 . 設計任務書 1.工作條件與技術要求：輸送帶速度允許誤差為5。輸送機效率為w=0.96；工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉，有輕微沖擊，工作年限為5年(每年工作300天，每天16小時），工作環(huán)境：室內，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V ；檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產批量：一般機械廠，小批量生產。 2.設計內容（1）確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖；（2）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計

5、算；（3）傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；（4）繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1張（A0）;（5）繪制減速器箱體零件圖1張（A1）、齒輪及軸的零件圖各1張（A2） 3.原始數據運輸帶曳引力F（KN）：9200運輸帶速度V（m/s）：0.65滾筒直徑D (mm)：250二.傳動方案的擬定 1.傳動方案的擬定：輸送機由電動機驅動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪動。=24000hF=9200NV=0

6、.65m/sD=250mm展開式二級圓柱齒輪減速器 2.傳動方案的說明 如圖電機通過聯(lián)軸器傳入減速器，減速器采用兩級展開式減速器，結構簡單，但齒輪位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉矩的輸入端，可使軸變形以抵消部分齒輪接觸不均現象。 在多級傳動中，各級傳動機構的布置順序不僅影響傳動的平穩(wěn)性，而且對傳動機構的尺寸有很大影響，此次采用的傳動裝置：高速級采用圓柱斜齒輪傳動，低速級采用圓柱直齒輪傳動，因為大尺寸的斜齒輪難以制造，且費用較高。 減速器采用二級閉式傳動，便于潤滑，使用壽命長，能適應繁重和惡劣的條件下長期工作。 原動機采用Y系列三相交流異步電動機，是適用于一般用途的全封閉的自扇冷式電動機，結構

7、簡單，價錢便宜，維修方便。三電動機的選擇1 .選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2 .選擇電動機的容量1）滾筒所需功率： =FV/1000=92000.65/1000=5.89 kw 滾筒的轉速=601000V/D=49.66r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為： 其中， ，分別為傳動系統(tǒng)開式齒輪，中聯(lián)軸器，閉式齒輪傳動及滾動軸承和滑動軸承的效率，是滾筒的效率，=0.95，=0.99，=0.97 ， 3）確定電動機的額定功率 電動機的輸出功率為=/=5.89/0.784=7.63kw 選定電動機的額定功率=11 kw 3.選擇電動機的轉速 =4

8、9.66 r/min 該傳動系統(tǒng)為展開式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為 36 則總傳動比可取 27至216之間 則電動機轉速的可選范圍為=27=2749.66=1340.82r/min =60=21649.66=10726.56r/min可見同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三種電動機進行比較，如下表：由參考文獻1中表16-1查得：方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉速n/(r/min)同步轉速滿載轉速1Y160M1-211300029302.

9、02.22Y160M-411150014602.22.23Y160L-61110009702.02.04Y180L-811750 7301.72.0 由表中數據，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比即選方案1四總傳動比確定及各級傳動比分配1.計算總傳動比由參考文獻1中表16-1查得：滿載轉速nm=2930 r / min；總傳動比i=nm /=2930/49.66=59.002.分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設計課程設計中表23各級傳動中分配各級傳動比 取開式齒輪傳動比=3.15, 取高速級的圓柱齒輪傳動比 ，取則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =3.6 =5.89kw=49.

10、66r/min=0.784=7.63kw=11kw=1340.82r/min=10726.5r/min電動機型號為Y160M12i=59.00五計算傳動裝置的運動和動力參數1.各軸轉速電動機軸為軸，減速器高速級軸為軸，中速軸為軸低速級軸為軸，滾筒軸為軸，則 2.按電動機額定功率計算各軸輸入功率 3.各軸轉矩 95507.63/2930 =24.38 =95507.18/563.5 =121.68 =95506.90/156.5 =421.05 =95506.76/ 156.5 =412.51=95505.89/49.68 =1149.54六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料

11、、精度及參數 a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為250 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220 HBS，二者的硬度差為30HBS。 d . 初選小齒輪齒數=26，則大齒輪齒數=5.226=135=5.2 e .初選螺旋角= f .選取齒寬系數：=1.0 （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1）確定公式內的各計算數值 a . 試選=1.6 b. 分流式小齒輪傳遞的轉矩=24.38 c. 查圖表（P2

12、17圖10-30）選取區(qū)域系數=2.44 （表10-6）選取彈性影響系數=189.8 d. 查圖表（P215圖10-26）得 =0.76 ，=0.84 =0.76+0.84=1.60 e. 許用接觸應力=510MPa，=480MPa f. 由式 N=60nj 計算應力循環(huán)次數 =602930129200=5.1E9 g.由圖查得接觸疲勞強度壽命系數 h.計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為S=1，由式得 2） 計算 a. 按式計算小齒輪分度圓直徑 mm =40.43mm b. 計算圓周速度 =3.1440.432930/（601000）m/s =6.20m/s c. 計算齒寬b及模

13、數 b=1.040.43mm=40.43mm =cos/= 1.51mm h =2.25=2.251.51mm=3.39mm b/h=40.43/3.39=11.90 d. 計算縱向重合度 =0.318tan =0.3181.225tan=2.061 e. 計算載荷系數K 使用系數=1，根據=6.20m/s，7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數=1.18 查圖表（P195表10-3）得齒間載荷分布系數=1.6 查表10-4查的 查圖表（P198圖10-13）得 由式 得載荷系數=11.181.61.417=2.68 f. 按實際載荷系數校正所得分度圓直徑 由式 得=48.04mm g

14、. 計算模數 =cos/=48.04cos/26 mm =1.79mm （3）.按齒根彎曲疲勞強度設計 按式計算確定計算系數計算載荷系數由式 得K=11.181.61.36=2.57根據縱向重合度=2.061查圖表（P圖10-28）得螺旋角影響系數=0.88 計算當量齒數28.46 147.78 查取齒形系數查圖表（P表10-5）=2.41 ，=2.142查取應力校正系數查圖表（P表10-5）=1.615 ，=1.828計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，彎曲疲勞壽命系數=0.80 ，=0.85 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380 MP

15、a ，由式 得=0.80500/1.4 MPa=285.71 MPa =0.85380/1.4 MPa=230.71 MPa計算大小齒輪的并加以比較 =2.5411.615/285.71=0.01436 =2.1421.828/230.71=0.01697 大齒輪的數值大 2）.設計計算 mm =1.165 mm 由以上計算結果，取=1.5 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=48.04mm計算應有的齒數=48.04cos/1.5=32 取=32 ，則=5.2032=166幾何尺寸計算 1）計算中心距 153.05mm 將中心距圓整為153mm 2）按圓整的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數

16、， ，等不必修正3）計算大小齒輪的分度圓直徑 =321.5/cos =49.45mm =1661.5/ cos =256.54mm 4）計算齒輪寬度 =1.049.45mm=49.45mm 圓整后取=55mm ，=50mm 5）結構設計 由e2，小齒輪做成齒輪軸 由160mm500mm ，大齒輪采用腹板式結構2. 低速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數 a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調質），硬度為250HBS 大齒輪：45鋼（調質），硬度為220HBS d. 初選小齒輪齒數=24 ，=243.60

17、=86 e. 選取齒寬系數=1.0 （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 確定公式內各計算數值 試選=1.3 確定小齒輪傳遞的轉矩=121.68 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數=189.8 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=575MPa ，=550MPa 由式確定應力循環(huán)次數=60563.5124000= 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數=0.90 ，=0.95計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由式得=0.90575MPa=518MPa =0.95550MPa=525MPa2）計算 a. 由式試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=51

18、8MPa得 =69.70mm b. 計算圓周速度 =3.1469.70563.5/60000m/s=2.05m/s c. 計算齒寬 =1.069.70mm=69.70 mm d. 計算模數、齒寬高比 模數=/=69.70/24=2.90mm 齒高=2.25=2.252.90 mm=6.53 mm 則/=169.70/6.53=10.67 e. 計算載荷系數 根據=2.05 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數=1.12 ，直齒輪=1 ，由=1.0和=69.70 mm ，根據表10-4得=1.424 由/=10.67和=1.424查圖表（P圖10-13）得=1.35 故根據式得

19、=1.595 f. 按實際載荷系數系數校正所得分度圓直徑。 得=74.70mm g. 計算模數 =74.70/24mm=3.11 mm（3）按齒根彎曲強度設計計算公式為 確定公式內各計算數值 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數=0.85，=0.88 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數=1.4 ，由式得 =0.85500/1.4MPa=303.57MPa =0.88380/1.4MPa=238.86MPa 計算載荷系數。由得=1.121.0611.35=1.512 查取

20、齒形系數。查圖表（P表10-5）得=2.65 =2.215 查取應力校正系數。查圖表（P表10-5）得 =1.58 ，=1.775計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.651.58/2303.57 =0.01379 =2.2151.775/238.86=0.01646 大齒輪的數值大設計計算 mm=2.19mm 由以上計算結果，取模數=2.5mm。按分度圓直徑=74.70mm計算應有的齒 數得=74.70/2.5=29.88取=30 ，則=3.6030=108 （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距=2.5（30+108）/2 mm=172.5mm 2）計算分度圓直徑 2.530mm=75mm 2.

21、5108 mm=270mm 3）計算齒輪寬度 =1.075 mm=75mm 取 4）結構設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結構 大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構3. 開式低速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數 a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 大齒輪小齒輪均為：40Cr（調質和表面淬火）， 硬度為4855HRC d. 初選小齒輪齒數 e. 選取齒寬系數=0.7（2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1）確定公式內各計算數值 試選=1.3 確定小齒輪傳遞的轉矩421.05 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數=189.8 查圖

22、表（P圖10-21e）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=1000MPa 由式確定應力循環(huán)次數=60156.5124000= 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數=0.95，計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由式得=0.951000MPa=950MPa =11000MPa=1000MPa2）計算 a. 由式試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=950MPa得 =79.53mm b. 計算圓周速度 =3.1479.53156.5/60000m/s=0.65m/s c. 計算齒寬 =0.779.53mm=55.67 mm d. 計算模數、齒寬高比 模數=/=79.53/24=3

23、.31mm 齒高=2.253.31 mm=7.46 mm 則 e. 計算載荷系數 根據=0.65 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數， 直齒輪 ，由=0.7和55.67mm，根據表10-4得 由和查圖表（P圖10-13）得 故根據式得 f. 按實際載荷系數系數校正所得分度圓直徑。 得=80.81mm g. 計算模數 （3）按齒根彎曲強度設計計算公式為 1）確定公式內各計算數值 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數，由式得 =0.88600/1.

24、4MPa=377.14MPa =0.90500/1.4MPa=321.43MPa 計算載荷系數。由得=1.01.0511.28=1.344 查取齒形系數。查圖表（P表10-5）得=2.65 2.226 查取應力校正系數。查圖表（P表10-5）得 1.58 ，1.764計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.651.58/377.14 =0.01110=2.2261.764/321.43=0.01222 大齒輪的數值大2）設計計算 mm=3.23mm 由以上計算結果，取模數=4mm。按分度圓直徑=80.81mm計算應有的齒數 得=80.81/4=20.20取=20 ，則3.1520=63幾何尺寸計算

25、計算中心距=4（20+63）/2 mm=166mm計算分度圓直徑 420mm=80mm 463mm= 252mm計算齒輪寬度 =0.780 mm=56mm 取 4）結構設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結構 大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構七.高速軸的設計 1. 求作用在齒輪上的力 已知 2.初步確定軸的最小直徑。 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr鋼，調質處理。查圖表 （表15-3），取=112，得 112mm=15.31mm該軸直徑100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5% 則，圓整后取d2=16mm。 輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)

26、軸器的計算轉 矩公式為 （11） 查圖表（P351表14-1），取=2.3，則=2.324.38 =56.07 根據=56.07及電動機軸徑D=42mm，查標準GB4323-84，選用HL3型彈柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑=30 mm 3.軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方案=11kw=10.89 kw=10.245kw=9.639 kw=9.352 kw421.05412.511149.547級精度（GB10095-88）小齒輪：40Cr（調質）250 HBS大齒輪：45鋼（調質）220HBS=26= 135=5.2=1.0=1.6=24.38=2.44=18

27、9.1.60 =b=40.43 mm=1.51 mmh=3.39mmb/h=11.90=2.061 =1=1.18=1.6=2.68 =1.79mmK=2.57=0.88=2.41=2.142=1.615=1.828S=1.4=0.80=0.85=285.71 Mpa=230.71 MPa=0.01436=0.01697=1.532166153mm49.45mm256.54mm49.45mm=55mm=50mm7級精度（GB10095-85）小齒輪：40Cr（調質）250HBS大齒輪：45鋼（調質） 220HBS；=24=1.0=1.3121.68=189=575Mpa=550MPa=0.90

28、=0.95=518Mpa=525MPa69.70mm=1.06=1.424=1.35=1.595 74.70mm3.11mm=500Mpa=380Mpa=0.85=0.88 =1.4296.4MPa233.4Mpa=0.01379=0.01646 75mm270mm7級精度（GB10095-85）大小齒輪：40Cr（調質淬火）4855HBC；=0.7=1.3421.05=189.8=1000MPa=0.95，=950Mpa=1000MPa55.67mm =80.81mm 0.011100.01222 80mm252mm985.05N396.76 N248.52 N15.31mm=30 mm 根

29、據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度聯(lián)軸器采用軸肩定位，1-2段=304）d ，取=34mm ，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導書表13-19），取擋圈直徑=32mm，=58mm初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據=34mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6307，其尺寸為dDB=35mm80mm21mm ，故=35mm取=44mm，=55mm 由指導書表4-1知箱體內壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=50mm，采用凸緣式軸承蓋，則=70mm取小齒輪距箱體內壁的距離為=20mm，旋轉零件的軸向之間的距離=12.5mm

30、，滾動軸承端面距箱體內壁=5mm則=20mm ,=34mm，=10mm =110mm 4.軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=30 mm，=58mm 查 圖表（P表6-1）選用鍵=8mm7mm45mm 。滾動軸承與軸的周向定 位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6。 5.確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6，各軸肩處圓角半徑為R1。 6.求軸上的載荷 （1）.計算支撐力 在水平面上： 在垂直面上：總支承反力：.計算彎矩并作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩：合成彎矩：.計算轉矩 7.按彎扭合成應力校正軸的強度 校核軸上彎矩和扭矩最大

31、的截面的強度，按脈動循環(huán)應力取a=0.6 已經選定州的材料為40cr，調質處理，由表15-1查的，因此 ，軸強度安全 6.求軸上的載荷 7.按彎扭合成應力校正軸的強度八.中速軸的設計 1.求作用在齒輪上的力 已知 高速大齒輪 低速小齒輪 軸上力的方向如下圖所示 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40cr鋼，調質處理。查圖表 （表15-3），取=112，得 112mm=26.16mm該軸直徑100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5% 則，圓整后取d2=40mm。3軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖（2）確定軸的各段

32、直徑和長度 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據=40mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6308，其尺寸為dDB=40mm90mm23mm 。高速級大齒輪有軸向定位要求，需加裝套筒，低速級小齒輪軸承有擋油環(huán)，故1-2段=40mm ，=54mm，=37mm，4）d ，取=48mm ，=54mm，4）d，=60mm，做成齒輪軸，=80mm=80mm。3.取小齒輪距箱體內壁的距離為=20mm，旋轉零件的軸向之間的距離=12.5mm，滾動軸承端面距箱體內壁=5mm則=12.5mm，=

33、8mm。 4.軸上零件的周向定位大齒輪與軸的周向定位采用普通A型平鍵連接，按=48 mm，=48mm 查 圖表（P表6-1）選用鍵=10mm8mm40mm 。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 5.確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6，各軸肩處圓角半徑為R1 6.求軸上的載荷 （1）.計算支撐力 在水平面上： 在垂直面上：總支承反力：.計算彎矩并作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩：合成彎矩：.計算轉矩 7.按彎扭合成應力校正軸的強度 校核軸上彎矩和扭矩最大的截面的強度，按脈動循環(huán)應力取a=0.6 已經選定州的材料為40cr，調質處理，由表

34、15-1查的，因此 ，軸強度安全九低速軸的設計 1求作用在軸上的力 已知=6.90kw ，=156.5r/min ，=421.05 =3118.89N =1135.18N 軸上力的方向如下圖所示 2初步確定軸的最小直徑 確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖表（P表15-3）取=112，于是得 112mm=37.09mm 。 又因為軸上有兩個鍵槽，所以=37.09（1+10%）=40.80該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。 根據式（11），查圖表（P表14-1），取=2.3，則2.3421.05=968.42 根據948.42，查標準GB5014-85（指導書

35、表17-4）選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=42mm，其軸孔長度L=112mm，則軸的最小直徑=42mm 3軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=42mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=48mm，根據聯(lián)軸器配合尺寸大小和內壁到軸承孔外壁距離大小得. 2）初步選擇滾動軸承 根據軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6310，其尺寸為dDB=50mm110mm27mm 故50mm,軸7-8段大齒輪采用套筒定位，. 3）軸承采用套筒定位

36、，查得軸承的最小安裝直徑為60mm，故,根據箱體內壁寬度l=179.5mm，得。根據軸頸查圖表（P表15-2，指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段55mm， 齒輪采用軸肩定位，則66mm ，由大齒輪齒寬得，根據軸向 零件距離要求取。4.軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據 查圖表（P表6-1）得 1-2段：bhL=12mm8mm70mm 6-7段：bhL=16mm10mm63mm 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6。 6.求軸上的載荷（1）求支承反力 已

37、知大齒輪的分度圓直徑為 在水平面上：在垂直面上：(2)計算彎矩 7.按彎扭合成應力校正軸的強度 校核軸上彎矩和扭矩最大的截面的強度，按脈動循環(huán)應力取a=0.6 已經選定州的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查的，因此 ，軸強度安全 8.精確校核軸的強度 截面123只受扭矩的作用，雖然鍵槽及過度配合所引起的應力集中將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按照扭矩強度較為寬松設計的，所以無需校核。又因為鍵槽應力集中系數比過盈配合小，因而只需校核7左右截面即可。抗彎截面系數 W=0.1d=0.155=16627.5抗扭截面系數 W=0.2d=0.255=33275彎矩M及彎曲應力 扭矩及扭轉切應力

38、 =421050N.mm =12.65MPa 過盈配合處的，并取由表15-1與附表3-8查得， =275MPa，=155MPa. =2.616 軸按磨削加工，由附圖3-4，得表面質量系數為 故得綜合系數為 =+-1=2.616+1/0.92-1=2.70 =+-1=2.093+1/0.92-1=2.018又由碳鋼的特性系數所以軸在7左側的安全系數為 故可知其安全 抗彎截面系數 W=0.1d=0.150=12500mm抗扭截面系數 W=0.2d=0.250=25000mm彎矩M及彎曲應力 扭矩及扭轉切應力 =776390N.mm =16.84MPa軸的材料為45鋼，由表15-1得=640MPa，

39、截面上由于軸肩形成的理論應力集 中系數按附表3-2查取。因經插值法后可查得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為q=0.81 q=0.85故有效應力集中系數按附表3-4為 由附圖3-2的尺寸系數，由附圖3-3得扭轉尺寸系數為過盈配合處的，由表15-1與附表3-8差得， =275MPa，=155MPa. =1.81/0.72=2.514 軸按磨削加工，由附圖3-4，得表面質量系數為故得綜合系數為 =+-1=2.514+1/0.92-1=2.60 =+-1=1.53+1/0.92-1=1.62又由碳鋼的特性系數于是軸7右側的安全系數為 故可知其安全 十.軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=

40、29200h(每天8小時，一年365天，工作10年)1由軸1的設計知，初步選用深溝球軸承6307.校核軸承A的使用壽命 已知1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6307的基本額定動載荷C=25800N，基本額定靜載荷=17800N 2）求軸承當量動載荷 因為，徑向載荷系數X=0.56，利用插值法求得軸向載荷系數Y=2.12，因工作情況有波動，按課本（P表13-6），取=1.2，則 = 3）驗算軸承壽命 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6307。.軸承B校核 已知1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6307的基本額定動載荷C=25800N，基本額定靜載荷=

41、17800N 2）求軸承當量動載荷 因為只有徑向載荷，故X=1，Y=0， = 3）驗算軸承壽命 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6307.2軸2上的軸承選擇與計算 由軸2的設計知，初步選用深溝球軸承6308 (1 ).校核軸承A的使用壽命 已知1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6308的基本額定動載荷C=31200N，基本額定靜載荷=22200N 2）求軸承當量動載荷 因為，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況有波動，按課本（P表13-6），取=1.2，則 = 3）驗算軸承壽命 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6308。（2）.軸承B校核

42、已知1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6307的基本額定動載荷C=25800N，基本額定靜載荷=17800N 2）求軸承當量動載荷 因為只有徑向載荷，故徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0， = 3）驗算軸承壽命 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6308.3軸3上的軸承選擇與計算 由軸3的設計知，初步選用深溝球軸承6310 (1 ).校核軸承A的使用壽命 已知1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6310的基本額定動載荷C=47500N，基本額定靜載荷=35600N 2）求軸承當量動載荷 因為只有徑向力，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情

43、況有波動，按課本（P表13-6），取=1.2，則 = 3）驗算軸承壽命 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6310。 （2）.軸承B校核 已知1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6307的基本額定動載荷C=47500N，基本額定靜載荷=35600N 2）求軸承當量動載荷 因為只有徑向載荷，故徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0， = 3）驗算軸承壽命 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6310. d2=40mm=6.90kw =156.5r/min =421.05 3118.89N =1135.18N=112=48mm 十一.鍵連接的選擇與校核計算1輸入軸與

44、聯(lián)軸器的鍵連接 1) 由軸1的設計知初步選用鍵C845，=24.38 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=45mm-4mm=41mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由式可得 =224.38/3.54130MPa=11.33MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵C8452齒輪2與軸2的鍵連接 1) 由軸2的設計知初步選用鍵1040，121.68 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120

45、MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=40mm-10mm=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2121.68/43048MPa=42.25MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10403齒輪4與軸3的鍵連接 1) 由軸3的設計知初步選用鍵1663，421.05 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=63mm-16mm=47mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm。由式可得 =2421.05/54755

46、MPa=65.15MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵16634.聯(lián)軸器與軸3的鍵連接 1) 由軸3的設計知初步選用鍵C1270，421.05 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=70mm-12/2mm=64mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2421.05/46442MPa=78.32MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵C1270十二、聯(lián)軸器的選擇1輸入軸的聯(lián)軸器的選擇 根據軸1的設計，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器（3

47、5鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉動慣量（）HL3630500030820.62輸出軸的聯(lián)軸器的選擇 根據軸3的設計，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉動慣量（）HL36305000421120.6十三、減速器附件設計1視孔蓋 選用A=150mm，,的視孔蓋。2通氣器 選用通氣器（經兩次過濾）M181.5型3油面指示器 根據指導書表9-14，選用2型油標尺M20。4油塞 根據指導書9-16，選用M161.5型油塞和墊片。5起吊裝置 根據指導書表9-20，箱蓋選用吊耳d=20mm。6定位銷 根據指導書表14-3，選用銷GB117-86 A735。7起蓋螺釘 選用螺釘GB70-8