機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-帶式運(yùn)輸機(jī)上同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書設(shè)計(jì)題目帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置機(jī)械制造及自動(dòng)化專業(yè)機(jī)制本二班指導(dǎo)老師二0一一年十一月三十日井岡山大學(xué)第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)任務(wù)書 1第二章傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定 4 82.3傳動(dòng)比的分配 2.4傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 第三章傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1V帶傳送設(shè)計(jì)計(jì)算3.2直齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算第四章軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.2中速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.5校核軸的疲勞強(qiáng)度第五章滾動(dòng)軸承的選擇與計(jì)算5.1高速軸的軸承5.2中速軸的軸承5.3低速軸的軸承第六章鍵連接及其校核第七章聯(lián)軸器的選擇第八章減速附件及箱體的設(shè)計(jì)第九章潤(rùn)滑與密封第十章設(shè)計(jì)小結(jié)第十一章參考資料一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器1.總體布置簡(jiǎn)圖F同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器X×聯(lián)軸器XX2.工作情況工作平穩(wěn)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)輸送帶的輸輸帶速度(m/s)滾筒直徑(mm)限(年)率24.設(shè)計(jì)內(nèi)容(1)電動(dòng)機(jī)的選擇與參數(shù)計(jì)算(2)斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算(3)軸的設(shè)計(jì)(4)滾動(dòng)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(7)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書的編寫5.設(shè)計(jì)任務(wù)(1)減速器總裝配圖1張(0號(hào)或1號(hào)圖紙)(2)齒輪、軸零件圖各一張(2號(hào)或3號(hào)圖紙)(3)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書一份二、傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)方案的說(shuō)明與擬定如任務(wù)書上布置簡(jiǎn)圖所示，傳動(dòng)方案采用V帶加同軸式二級(jí)圓柱直齒輪減速箱，采用V帶可起到過(guò)載保護(hù)作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小.電動(dòng)機(jī)選用三相交流異步電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便，可直接接于三相交流電網(wǎng)中。2.2電動(dòng)機(jī)的選擇1.電動(dòng)機(jī)類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封2.電動(dòng)機(jī)容量(1)卷筒軸的輸出功率P(2)電動(dòng)機(jī)的輸出功率P式中，η,η?…為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》《以下未作說(shuō)明皆為此3書中查得)表3-1查得：V帶傳動(dòng)71=0.969;圓柱齒輪傳動(dòng)η=0.97;彈性聯(lián)軸器74=0.99;卷筒軸滑動(dòng)軸承75=0.97則故(3)電動(dòng)機(jī)額定功率P由第十七章表17-7選取電動(dòng)機(jī)額定功率Ped=7.5kW3.電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由表3-2查得V帶傳動(dòng)常用傳動(dòng)比范圍i'=2～4,由表3-2查得兩級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍i,'=8～60則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為nd'=nw·i1'i2'=640~9587-/min可見(jiàn)同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動(dòng)機(jī)均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的兩種如下表：方案號(hào)率(kW)傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步滿載比動(dòng)兩級(jí)減速器1Y132M32Y160M3由表中數(shù)據(jù)可知兩個(gè)方案均可行，但方案1的電動(dòng)機(jī)質(zhì)量較小，且比價(jià)低。因此，可采用方案1,選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M-4。3.電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表17-7、表17-9查出Y132M-4型電動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號(hào)額定功率(kw)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M-4HDEGKL質(zhì)量(kg)2.3傳動(dòng)比的分配1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比2.分配各級(jí)傳動(dòng)比取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i,=2.5,則兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為i2=i3=3.466極限σ2=380MPanO=nm=1440·/minP0=Ped=7.5kWPT=P0n1=7.5×0.96=7.2kWPI=Pn2n3=7.1625×0.99×0.97=6.9142kWPⅢ=P2n2n3=6.8608×0.99×0.97=6.6397kW電動(dòng)機(jī)軸高速軸I中速軸Ⅱ低速軸Ⅲ轉(zhuǎn)速(r/min)功率(kW)轉(zhuǎn)矩(N·m)Pca=KAPed=1.2×7.5=9kWd=125mmdd2=ijdd1=3×125=375mm根據(jù)表8-8,圓整為dd2=400mm(4)確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度L初定中心距a?=500mmc②由式(8-22)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=2240mm③按式(8-23)計(jì)算實(shí)際中心距a。由8-24可得中心距變化范圍為569.35～670.15mm。(5)驗(yàn)算小帶輪上的包角α?(6)確定帶的根數(shù)①計(jì)算單根V帶的額定功率由d=125mm和n?=1440/min,查表8-4a得P?=1.91kW根據(jù)n?=1440-/min,i=3和A型帶，查表8-4b得A0=0.17kW查表8-5得Kα=0.93,表8-2得KL=1.06于是Pr=(F0+A0)·Kα·KL=1.915WW②計(jì)算V帶的根數(shù)z。取5根。(7)計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(F?)m由表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.10kg/m,所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F?>(F?)mit(8)計(jì)算壓軸力F,4.1高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算按低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)：小齒輪轉(zhuǎn)矩Tη=TI=47679N·m,小齒輪轉(zhuǎn)速m1=nⅡ=480-/min,傳動(dòng)比i=i3=3.466。(1)選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)①選用直齒圓柱齒輪②運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級(jí)精度(GB10095-88)③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS;大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者硬度差為40HBS。④選小齒輪齒數(shù)z,=24:大齒輪齒數(shù)z2=i·z1=3.466×24≈8:(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(10-9a)試算，即①確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a)試選載荷系數(shù)K,=1.3(b)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩7]=47679N·mb)由表10-7選取齒寬系數(shù)φ。=1)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)Z-189&P,d)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σmimt=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σi,2=550MPae)由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60·nl·j·Lh=60×480×1×(2×8×300×10)=1.38×10f)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90,KHN2=0.94g)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式(10-12)得②計(jì)算b)計(jì)算圓周速度c)齒寬b及模數(shù)m,b=①d·dit=1.0×110.2mm=110.2mmh=2.25mt=2.25×4.592mm=10.332mmb/h=110.2/10.332=10.66d)計(jì)算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù)K,=1根據(jù)v=0.799m/s,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Ky=1.05由表10-4用插值法查的7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)；K=1.432由b/h=10.67,Kmg=1.432,查圖10-13得出Krg=1.37彎故載荷系數(shù)：彎K=KA·Ky·KHα·KHB=1×1.05×1×a)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b)計(jì)算模數(shù)m,(3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(10-17)a)確定公式內(nèi)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σg=500MPa;大齒輪曲疲勞強(qiáng)度極限σp=380MPa②由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.84,K=0.88③計(jì)算彎曲疲勞系數(shù)④計(jì)算載荷系數(shù)K=KA·Ky·KFc·KFB=1×1.05×1×1.35=1.417:取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得o)由表10-5Yr=2.65Yra=2.218由表10-5Ys?=1.58Ysa?=1.783計(jì)算大、小齒輪的,并加以比較大齒輪的數(shù)值大②設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m,大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=3.5mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=115.58mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取34,則Z2=uz1=3.466×24≈83.184大齒輪齒數(shù)取z?=84這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度C)幾何尺寸計(jì)算①計(jì)算分度圓直徑②計(jì)算中心距③計(jì)算齒寬寬度員整后取B?=125mm由于是同軸式二級(jí)直齒輪減速器，因此兩對(duì)齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級(jí)傳動(dòng)計(jì)算得出的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度以及彎曲疲勞強(qiáng)度一定能為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級(jí)小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級(jí)小齒輪右旋大齒輪左高速級(jí)低速級(jí)小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動(dòng)比模數(shù)(mm)中心距(mm)齒數(shù)齒寬(mm)直徑分度圓齒根圓齒頂圓旋向左旋右旋右旋左旋四、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min)說(shuō)明皆查此書)式(10-14),則Fa=Fttanβ=2407.56×g20°=877.33N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15-3,1)擬訂軸上零件的裝配方案(如圖)2①為了滿足V帶輪的軸向定位，I-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d-m=34mm。V帶輪與軸配合的長(zhǎng)度L?=82mm,為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L?略短一些，現(xiàn)取Li-n=77mm。②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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)du-m=34mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6008,其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm,故dm-v=dw-m右端深溝球軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6008型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm,因此，套筒左端高度為4.5mm,dv-w=44mm。③取安裝齒輪的軸段IV-V的直徑dv-v=42mm,取Lv-v=105mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。④軸承端蓋的總寬度為36mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=24mm,故取Ln-m=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3)軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm×8mm×63mm,V帶輪與軸的配合為H7/r6;齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm×8mm×70mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角1.2×45°,各圓角半徑見(jiàn)圖軸段編號(hào)長(zhǎng)度(mm)直徑配合說(shuō)明與V帶輪鍵聯(lián)接配合定位軸肩與深溝球軸承6008配合，套筒定位與小齒輪鍵聯(lián)接配合V-VI定位軸環(huán)VI-VⅡ與深溝球軸承6008配合總長(zhǎng)度首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于6008型深溝球軸承，由手冊(cè)中查得da=46mm。因此，軸的支撐跨距為L(zhǎng)1=118mm,L+L?=74.5+67.5=142mm.根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面C處的MH、My及M的值列于下表。F.FBCFFFFMMTT載荷水平面H垂直面V支反力FFm=1143N,F?=1262NFw=-2237N,Fw2=1516NC截面彎矩M總彎矩扭矩T=118750N·mm(1)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取α=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力安全。1.中速軸的設(shè)計(jì)(1)中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min)轉(zhuǎn)矩T(N·m)(2)作用在軸上的力已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為d?=367.24mm,根據(jù)式(10-14),則Fa1=Fttanβ=324347×g20°=102356N已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為d2=119mm,根據(jù)式(10-14),則Fa2=Fttanβ=801328×g20°=352326N(3)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,(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬訂軸上零件的裝配方案(如圖)IⅡⅢ2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度①初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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?-μ=dvw=45mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6010,其尺寸為d×D×B=50mm×80mm×16mm,故Li-m=Lv-v=27+20=47mm。兩端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得601型深溝球軸承的定位軸肩高度h=5mm,因此，左邊套筒左側(cè)和右邊0套筒右Ⅲ的直側(cè)的高度為5mm。②取安裝大齒輪出的軸段Ⅱ-徑du-m=50mm;齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。③為了使大齒輪軸向定位，取dm-v=55mm,又由于考慮到與高、低速軸的配合，取Lm-v至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3)軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵14mm×9mm×70mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角1.2×45°,各圓角半徑見(jiàn)圖截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面C處的MH截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面C處的MH、Mv及M的值列于載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩T=422360N·mm軸段編號(hào)長(zhǎng)度(mm)直徑配合說(shuō)明與深溝球軸承6010配合，套筒定位與大齒輪鍵聯(lián)接配合定位軸環(huán)與小齒輪鍵聯(lián)接配合V-VI與深溝球軸承6010配合總長(zhǎng)度對(duì)于6010型深溝球軸承，由手冊(cè)中查得d?=21mm。因此，軸的支撐跨距為L(zhǎng)?=76mm,L?=192.5,L?=74.5mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出已選定軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得[o?]=70MPa。轉(zhuǎn)速(r/min)中速軸功率(kw)轉(zhuǎn)矩T(N·m)40.96根據(jù)式(10-14),則Fa=Fttanβ=10579571×g20?=456247N(3)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15-3,1)擬訂軸上零件的裝配方案(如圖)IⅡII2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受和軸向力的作用，故選用深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dv-w=64mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)左端滾深溝球軸承采用軸環(huán)進(jìn)行軸向定位。由表15-7查得30314型軸承的定位高度高度為6mm。位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于④軸承端蓋的總寬度為30mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=32mm,故取半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm×11mm×80mm,半聯(lián)軸齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm×12mm×80mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。參考表15-2,取軸端倒角2.0×45°,各圓角半徑見(jiàn)圖軸段編號(hào)長(zhǎng)度(mm)直徑配合說(shuō)明與深溝球軸承6015配合軸環(huán)與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位與深溝球軸承6015配合V-VI與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位VI-VⅡ與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長(zhǎng)度對(duì)于30314型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得d?=82mm。因此，軸的支撐跨距為L(zhǎng)?+L?=67+75=142mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面B處的MH、Mv及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFn=394335NFw2=352272NF=-203950NFw2=4831.04NB截面彎矩MMn=Fm×L?=264204V·mn=362325V·mm總彎矩扭矩T=1370920N·mm(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取α=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得[σ?]=70MPa。因此σ。<[o?],故安全。(7)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1)判斷危險(xiǎn)截面截面VVIVⅡ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過(guò)渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面VVIVI無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅲ和IV處過(guò)盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來(lái)看，截面B上的應(yīng)力最大。截面Ⅲ的應(yīng)力集中影響和截面IV的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面IⅡ顯然更不必校核。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右兩側(cè)。2)截面IV左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×753mm2=421875mm3抗扭截面系數(shù)W?=0.2d3=0.2×753mm2=84375nm2截面IV左側(cè)的彎矩為截面IV上的扭矩為T=1370920N·mm截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2,經(jīng)插值后可查得α。=2.3,α,=1.32又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為qa=0.82,g,=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k,=1+q,(a,-1)=1+0.85×(1.32-1)=1.27由附圖3-2得尺寸系數(shù)ε=0.65由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ε=0.80軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為β。=β,=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1,則得綜合系數(shù)值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù)φ=0.1～0.2,取φ。=0.15;φ=0.05～0.1,取φ,=0.075;于是，計(jì)算安全系數(shù)S值，按式(15-6)～(15-8)則得故可知其安全。3)截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×703mm3=34300nm3抗扭截面系數(shù)W?=0.2d3=0.2×703mm3=68600mm載面IV右側(cè)的彎矩為截面IV上的扭矩為T=1370920N·mm截面上的彎曲應(yīng)力σ?==34300MPa=4.71MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得o?=735MPao_=355MPat_=200MPi截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2,經(jīng)插值后可查得α。=2.2,a,=1.30又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為qa=0.82,q?=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k,=1+q,(a,-1)=1+0.85×(1.30-1)=1.26由附圖3-2得尺寸系數(shù)ε=0.67由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ε=0.82軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為β。=β=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1,則得綜合系數(shù)值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù)φ=0.1～0.2,取φ。=0.15;φ?=0.05～0.1,取φ,=0.075;于是，計(jì)算安全系數(shù)S值，按式(15-6)～(15-8)則得故可知其安全，五、滾動(dòng)軸承的選擇與計(jì)算軸承預(yù)期壽命L,=10×365×8×2=5.84×10?h1、高速軸的軸承選用30307型圓錐滾子軸承，查《課程設(shè)計(jì)》表15-7,得α=11°51'35”,C,=71.2kNe=1.5tana=1.5×tanl1°51'35"=0.315(1)求兩軸承所受到的徑向載荷F和F由高速軸的校核過(guò)程中可知：Fn=1143N,FM?=1262NFw?=-2237N,F2=1516V(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力F和F由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7得因?yàn)镕=875N所以Fa+Fa?=1393V>F(3)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-6,取載荷系數(shù)f,=1.1R=f,(0.4F?+YFai)=1.1×(0.4×2512+0.4ctg11°51'35"×1393P?=f,F2=1.1×1973=2170N因?yàn)镻>P,,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿足壽命要求。1.中速軸的軸承選用30309型圓錐滾子軸承，查《課程設(shè)計(jì)》表15-7,得α=12°57'10",C,=102kNe=1.5tana=1.5×tan12°57'10"=0.345(1)求兩軸承所受到的徑向載荷F和F由中速軸的校核過(guò)程中可知：Fn=68N,F2=6186NFw?=1382N,Fw?=2682N(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力F和F由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7得因?yàn)镕=F?-F=3113-837=2276V所以F+Fa?=4214V>FFa?=Fa+F?=4214NFa?=F?=1938N(3)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-6,取載荷系數(shù)f,=1.1P=f,(0.4Fi+YFal)=1.1×(0.4×1384+0.4ctg12°57'10"×4214P?=f,F?=1.1×6742=7416N(4)驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻>P,,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿足壽命要求。2.低速軸的軸承選用30314型圓錐滾子軸承，查《課程設(shè)計(jì)》表15-7,得α=1257'10”,C.=208kNe=1.5tana=1.5×tan12°57'10"=0.345(1)求兩軸承所受到的徑向載荷F和F由低速軸的校核過(guò)程中可知：Fn=3943N,FNH?=3522NF=-2039N,Fw2=483N(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力F和F由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7得所以所以?Fa=F=1276NF?=F+F=3993V(3)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-6,取載荷系數(shù)f,=1.1P?=f,(0.4Fr?+YFa?)=1.1×(0.4×5979+0.4ctg12°57因?yàn)镻<P,,所以按軸承2的受力大小驗(yàn)算由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(6-1)得鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-2,取[σ],=110MPa取普通平鍵10×63GB1096-79鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=63-10=53mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm取普通平鍵12×70GB1096-79鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70-12=58mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm取普通平鍵14×70GB1096-79鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70-14=56mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm(4)中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵14×70GB1096-79鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70-14=56mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm(5)低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵20×80GB1096-79鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=80-20=60mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×12=6mm(6)聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵18×80GB1096-79鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=80-18=62mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm聯(lián)接擠壓強(qiáng)度不夠，而且相差甚遠(yuǎn)，因此考慮采用雙鍵，相隔180°布置。則該雙鍵的工作長(zhǎng)度為l=1.5×62=93mm根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩TⅢ=158697N·m,查《課程設(shè)計(jì)》表17-4選用HL5聯(lián)軸器60×142GB5014-85,其公稱扭矩為2000N·m符合要求1.窺視孔和視孔蓋查《課程設(shè)計(jì)》(減速器附件的選擇部分未作說(shuō)明皆查此書)表9-18,選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋A=100mm,d?=M8.2.通氣器查表9-7,選用經(jīng)一次過(guò)濾裝置的通氣冒M36×2。3.油面指示器查表9-14,選用油標(biāo)尺d=M12。查表9-16,選用外六角油塞及封油墊d=M16×1.5。查表9-20,選用箱蓋吊耳d=18,R=18,e=18,b=18查表14-3,選用圓錐銷GB117-86A12×40查表13-7,選用GB5782-86M8×358.箱體的設(shè)計(jì)名稱符號(hào)尺寸箱座壁厚