機械設(shè)計課程設(shè)計——帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計

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文檔簡介

1、　　目錄　　一、設(shè)計任務(wù)書…………………………..………………………..…(3)　　二、動力機的選擇…………………………..……………………..…(4)　　三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………....…(5)<p

2、>　　四、傳動件設(shè)計計算（齒輪）………………………………………(6)　　五、軸的設(shè)計………. ………. ………. ……….. .. .. ..………..……(12)　　六、滾動軸承的計算………………………………………..…..…..(20)　　七、連結(jié)的選擇和計算……………………………….……….……(21

3、)　　八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇…………………..(22)　　九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………….….…..(22)　　十、設(shè)計總結(jié)…..…………………………………………………….(23)　　十一、參考資料.…………………….………………………

4、…….…(23)　　一設(shè)計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計題號1　　1 帶式運輸機的工作原理　?。ǘ壵归_式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）　　2工作情況：已知條件　　工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作

5、，有灰塵，環(huán)境最高溫度35℃；　　使用折舊期；8年；　　檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；　　動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；　　運輸帶速度容許誤差：±5%；&l

6、t;p>　　制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。　　3原始數(shù)據(jù)　　注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F中考慮。　　二動力機選擇　　因為動力來源：電力，三相交流電，電壓

7、380/220V；所以選用常用的封閉式系列的 ——交流電動機。　　電動機容量的選擇　　工作機所需功率Pw 由題中條件查詢工作情況系數(shù)KA　?。ㄒ奫1]表8-6），查得K A=1.3　　設(shè)計方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n

8、4*n5*n6…　　本設(shè)計中的　　——聯(lián)軸器的傳動效率（2個），——軸承的傳動效率（4對）， ——齒輪的傳動效率（2對），本次設(shè)計中有8級傳動效率其中=0.99（兩對聯(lián)軸器的效率取相等） =0.99（123為減速器的3對軸承） =0.98（4為卷筒的一對軸承） =0.95（兩對齒輪的效率取相等）</

9、p>　　==0.841　　電動機的輸出功率　　Pw=kA*=2.1889KW　　Pd＝Pw/，=0.84110　　Pd＝2.1889/1.84110=2.60228KW

10、　　電動機轉(zhuǎn)速的選擇　　由v=1.1m/s 求卷筒轉(zhuǎn)速nw　　V ==1.1 →nw=95.496r/min　　nd＝（i1’·i2’…in’）nw　　有該傳動方案知，在該系統(tǒng)

11、中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2，其他傳動比都等于1。由[1]表13-2知圓柱齒輪傳動比范圍為3—5。　　所以 nd =(i1*i2) nw=[32，52]* nw 　　所以nd的范圍是（859.88，2388.75）r/min，初選為同步轉(zhuǎn)速　　為1430r/min的電動機

12、　　3．電動機型號的確定　　由表12-1[2]查出電動機型號為Y100L2-4,其額定功率為3kW，滿載轉(zhuǎn)速1430r/min。基本符合題目所需的要求。　　=0.8411　　Pw=2.1889k KW　　Pd＝2.6

13、0228 KW　　nw=95.496 r/min　　電機Y100L2-4　　三計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　傳動裝置的總傳動比及其分配　　計算總傳動比<p&

14、gt;　　由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：＝nm/nw nw＝95.496 nm=1430r/min i＝14.974　　合理分配各級傳動比　　由于減速箱是展開式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2。　　因為i＝14.9

15、74，取i＝15，估測選取 i1=4.8 i2=3.2　　速度偏差為0.5%，所以可行。　　3 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速的計算 　　電動機轉(zhuǎn)軸速度 n0=1430r/min 　　高速I n1==1430r/min 中間軸II n2==297.92

16、r/min 　　低速軸III n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各軸功率　　電動機額定功率 P0=Pd*=3Kw (n01=1) 　　高速I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw 　　(n12 =

17、 =0.99*0.99=0.98) 　　中間軸II P2=P1=P1*n齒*n軸承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23==0.95*0.99=0.94) 　　低速軸III P3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw (n34= =0.95*0.99=0.9

18、4) 　　卷筒 P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw　?。╪45==0.98*0.99=0.96）　　傳動比15　　i1=4.8 i2=3.2<p&g

19、t;　　各軸速度　　n0=1430r/min　　n1=1430r/min　　n2=297.92r/min　　n3=93.1r/min　　n4=93.1r/min<

20、p>　　各軸功率　　P0 =3Kw　　P1= 2.9403　　P2=2.7653 Kw 　　P3=2.600 Kw 　　P4=2.523 Kw&l

21、t;/p>　　各軸轉(zhuǎn)矩電動機轉(zhuǎn)軸 T0=2.2 N　　高速I T1= ==19.634 N 　　中間軸II T2= ==88.615 N 　　低速軸III T3= ==264.118 N 　　卷筒 T4==

22、=256.239 N　　其中Td= (n*m)　　四傳動件設(shè)計計算（齒輪）　　A 高速齒輪的計算　　選精度等級、材料及齒數(shù)　　材料及熱處理；</

23、p>　　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，二者材料硬度差為40HBS。　　精度等級選用7級精度；　　試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝96的；　　按齒面接觸強度設(shè)計<

24、/p>　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。按式（10—21）試算，即 　　dt≥2.32*　　各軸轉(zhuǎn)矩　　T1=19.634 N &l

25、t;p>　　T2=88.615 N　　T3=264.118 N 　　T4=256.239 N　　7級精度；　　z1＝20 　　z

26、2＝96　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1）　　試選Kt＝1.3　　由[1]表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1　　由[1]表10－6查得材料

27、的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa　　由[1]圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；　　由[1]式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　　N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8&

28、#215;365×8）＝4×10e9　　N2＝N1/4.8＝8.35×10e8　　此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時　　由[1]圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95　　計算接

29、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　　[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa　　[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa　　計算&

30、lt;p>　　試算小齒輪分度圓直徑d1t　　d1t≥　　==37.043　　計算圓周速度　　v===2.7739

31、;　　計算齒寬b及模數(shù)m　　b=φdd1t=1×37.043mm=37.043mm　　m===1.852　　h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mm　　b

32、/h=34.043/4.1678=8.89　　計算載荷系數(shù)K 由[1]表10—2　　已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1　　根據(jù)v=2.7739m/s,7級精度，由[1]圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.14；由[1]表10—4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB的計算公式和直齒輪的相同，

33、　　Kt＝1.3　　φd＝1　　N1＝4×10e9　　N2＝8.35×10e8　　KHN1＝0.90

34、　　KHN2＝0.95　　S＝1　　[σH]1＝540MPa　　[σH]2＝522.5MPa　　d1t =37.043</p&g

35、t;　　v =2.7739　　b=37.043mm　　m=1.852　　h=4.1678mm　　b/h=8.89

36、　　KA=1　　固： KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652　　由b/h=8.89，KHB=1.41652

37、　　查[1]表10—13查得KFB =1.33　　由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故載荷系數(shù)　　K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763　　按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得&l

38、t;p>　　d1==mm=41.10968mm　　計算模數(shù)m m=mm=2.055　　按齒根彎曲強度設(shè)計　　由[1]式(10—5)　　m≥<

39、b>　　確定計算參數(shù)　　由[1]圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σF2=380MPa　　由[1]10-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.88　　計算彎曲疲勞許用應(yīng)力

40、;　　取安全系數(shù)S=1.4 見[1]表10-12得　　[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa　　[σF2]= （KFN2*σF2）/S==238.86Mpa　　計算載荷系數(shù)　　K=KAKVKFαKFβ=1

41、5;1.12×1.2×1.33=1.7875　　查取應(yīng)力校正系數(shù)　　由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79　　計算大、小齒輪的并加以比較　　==0.014297<p&g

42、t;　　==0.016341　　大齒輪的數(shù)值大。　　KHB=1.41652　　KFB =1.33　　KHα=KHα=1.1　　K=1.7

43、763　　d1=41.10968mm　　m=2.055　　σF1=500Mpa　　σF2=380MPa　　KFN1=0.85 &

44、lt;b>　　KFN2=0.88　　S=1.4　　[σF1]= 303.57Mpa　　[σF2] =238.86Mpa　　K=1.7875<

45、p>　　Ysa1=1.55　　Ysa2=1.79　　=0.014297　　=0.016341

46、設(shè)計計算　　m≥=1.4212　　對結(jié)果進行處理取m=2　　Z1=d1/m=41.1097/2≈21 大齒輪齒數(shù)，Z2=u* Z1=4.8*21=100　　幾何尺寸計算<

47、/p>　　計算中心距　　d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200　　a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圓整后取121mm　　計算大、小齒輪的分度圓直徑

48、　d1=42mm，d2=200mm　　計算齒輪寬度　　b=φdd1， b=42mm　　B1=47mm，B2=42mm 　　備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm

49、驗算　　Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N　　m/s 　　結(jié)果合適　　由此設(shè)計有</p&g

50、t;　　結(jié)構(gòu)設(shè)計　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。　　B 低速齒的輪計算　　1．選精度等級、材料及齒數(shù)&l

51、t;p>　　1）材料及熱處理；　　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，二者材料硬度差為40HBS。　　2）精度等級選用7級精度；　　3）試選小齒輪齒數(shù)z1＝24，大齒輪齒數(shù)z2＝77的；

52、;　　2．按齒面接觸強度設(shè)計　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算　　按式（10—21）試算，即 　　m=2　　Z1=21</p&g

53、t;　　Z2=100　　d1=42　　d2=200　　a==121　　B1=47

54、mm　　B2=42mm 　　Ft=1048.18 N　　7級　　z1＝24

55、　z2＝77　　dt≥2.32*　　3. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　試選Kt＝1.3　　由[1]表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1　　由

56、[1]表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa　　由[1]圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；　　由[1]式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　　N1＝60n1jLh＝60×297.92×1&

57、#215;（2×8×365×8）＝8.351×10e8　　N2＝N1/3.2＝2.61×10e8　　此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時　　由[1]圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95</p&

58、gt;　　計算接觸疲勞許用應(yīng)力　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得　　[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa　　[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa　　計算<

59、/b>　　試算小齒輪分度圓直徑d1t　　d1t≥　　==62.9349　　1) 計算圓周速度　　v===0.9

60、810 m/s　　計算齒寬b及模數(shù)m　　b=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mm　　m===3.1467　　h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mm&l

61、t;p>　　b/h=62.9349/7.08 =8.89　　計算載荷系數(shù)K 由[1]表10—2 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1　　根據(jù)v=0.4230 m/s,7級精度，由[1]圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.14；　　Kt＝1.3<p&

62、gt;　　φd＝1　　ZE＝189.8Mpa　　=　　600MPa　　σHlim2<p&g

63、t;　?。?50MPa；　　N1＝8.351×10e8　　N2＝2.61×10e8　　KHN1＝0.90　　KHN2＝0.95</p

64、>　　[σH]1＝540MPa　　d1t=62.9349　　v=0.9810 m/s　　b=62.9349mm　　m==3.1467　　KA=1&

65、lt;/b>　　KV=1.14　　由[1]表10—4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的KHB計算公式和直齒輪的相同，固　　KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.

66、23*10e-3*27.122=1.414　　由b/h=8.92，KHB=1.414　　查[1]表10—13查得KFB =1.33　　由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故載荷系數(shù)　　K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×

67、1.414=1.7731　　4) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得　　d1==mm=69.78mm　　計算模數(shù)m m =mm≈3.4890　　按齒根彎曲強度設(shè)計。由[1]式(10—5)&l

68、t;b>　　m≥　　5 確定計算參數(shù)　　由[1]圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σF2=380MPa　　由[1]10-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.88<

69、/p>　　計算彎曲疲勞許用應(yīng)力　　取安全系數(shù)S=1.4 見[1]表10-12得　　[σF1]= （KFN1*σF1）/S==303.57Mpa　　[σF2]= （KFN2*σF2）/S==238.86Mpa　　1）計算載荷系

70、數(shù)　　K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875　　查取應(yīng)力校正系數(shù)　　有[1]表10-5查得YFa1=2.8; YFa2=2.18　　由[1]表10－5

71、查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79　　3）計算大、小齒輪的并加以比較　　==0.014297　　==0.016341　　KHB=1.414　　K=1.7731<

72、/b>　　d1=69.78mm　　m=3.4890　　= 303.57Mpa　　=238.86Mpa　　K=1.7875&l

73、t;p>　　=0.014297　　=0.016341　　所以大齒輪的數(shù)值大。　　設(shè)計計算　　m===3.4485<p&g

74、t;　　對結(jié)果進行處理取m=3.5 ，（見機械原理表5-4，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）　　小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20　　大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=3.2*20=64　　幾何尺寸計算&l

75、t;p>　　計算中心距　　d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224　　a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a圓整后取147mm ，d1=70.00mm　　計算齒輪寬度

76、　　計算大、小齒輪的分度圓直徑　　b=φdd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm　　備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm　　驗算　　Ft=2T2/d2=2*

77、88.6177*10e3/70=2531.934 N　　N/mm。結(jié)果合適　　由此設(shè)計有　　五軸的設(shè)計　?。ㄔ诒敬卧O(shè)計中由于要減輕設(shè)計負擔，在計算上只校核

78、　　一根低速軸的強度）　　A 低速軸3的設(shè)計　　1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。　　2求作用在齒輪上的力　　Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°

79、=858.30N　　3 初步確定軸的直徑　　m=3.5　　Z1=20　　Z2=64　　a=147m

80、m　　d1=70.00mm　　d2=224mm　　B1=75mm　　B2=70mm　　=36.1

81、7N/mm　　先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。　　根據(jù)表[1]15-3選取A0=112。于是有　　此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。　　4 聯(lián)軸

82、器的型號的選取　　查表[1]14-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m　　按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準　　GB/T5843-2003（見表[2]8-2），選用GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為400 N·m。半聯(lián)軸器的

83、孔徑d1=35mm .固取d1-2=35mm。見下表　　5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　1）擬定軸上零件的裝配方案　　2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3

84、段的直徑d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 82mm ,　　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，固取1-2斷的長　　度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=80mm　　b 初步選擇滾動軸承。

85、考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承　　又根據(jù)d2-3=42mm 選 61909號　　右端采用軸肩定位查[2] 又根據(jù)d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45<p&

86、gt;　　軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.07~0.1倍　　所以在d7-8=45mm l6-7=12　　c 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=50mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為70，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l4-5=67mm

87、　,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取（軸直徑的0.07~0.1倍）這里　　2358.17N　　GY5 凸緣聯(lián)軸器　　61909號軸承　　去軸肩高度h=4mm

88、.所以d5-6=54mm.軸的寬度去b>=1.4h,取軸的寬度為L5-6=6mm.　　d 軸承端蓋的總寬度為15mm（有減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而定）　　根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為25mm。固取L2-3=40mm 　　e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12m

89、m 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=7mm　　小齒輪的輪轂長L=50mm　　則 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm　　L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79

90、mm　　至此已初步確定軸得長度　　3) 軸上零件得周向定位　　齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm 由手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm)見[2]表4-1,L=56mm　　同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=

91、70。同時為了保證齒輪與軸配合　　得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。　　4) 確定軸的的倒角和圓角　　參考[1]表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖&

92、lt;/p>　　5) 求軸上的載荷（見下圖）　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出a值參照[1]圖15-23。對與61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖　　計算齒輪Ft=2T1/d1=2*2

93、64.1175/224*103=2358.19 N　　Fr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N　　通過計算有FNH1=758N FNH2=1600.2　　MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23

94、N　　MV=40.788N·M 　　N·M　　6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度　　進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據(jù)[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈

95、0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取≈0.3；當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取≈0.6）　　1）計算軸的應(yīng)力 　　FNH1=758N FNH2=1600.2　　MH= 93.61 N

96、　　=　　102.11 N　?。ㄝS上載荷示意圖）　　前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。　　7）精確校

97、核軸的疲勞強度　　1) 判斷危險截面　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。　　從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起

98、的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的　　應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。<p&g

99、t;　　2) 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)　　　　　　　抗扭截面系數(shù)　　　=15.08Mpa　　W=9112.5mm3　　Wr=188225 mm3<

100、b>　　截面左側(cè)的彎矩　　截面上的扭矩為　　T3=264.117 N　　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45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]表15-1查得　　，<

101、;/b>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按[1]附表3-2查取。因，，　　經(jīng)插值后可查得， 　　又由[1]附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[1]式（附3-4）為　　　由[1]附圖

102、3-2得尺寸系數(shù)；　　由[1]附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。　　軸按磨削加工，由[1]附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為　　軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按[1]式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為　　M=<p&

103、gt;　　=4.5 MPa　　=14.5 MPa　　，　　于是，計算安全系數(shù)值，按[1]式（15-6）~（15-8）則得　　故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。

104、　　本題因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設(shè)計計算結(jié)束。　　B中間軸 2 的設(shè)計　　1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。　　2求作用在齒輪上的力　　Fr =Ft*tan=2

105、358.17*tan20°=322.53N　　3 初步確定軸的直徑　　先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表　　[1]15-3選取A0=112。于是有　　4選軸承&l

106、t;p>　　初步選擇滾動軸承。　　考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量<=8`-16`>，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承在本次設(shè)計中盡可能統(tǒng)一型號,所以選擇 6005號軸承　　=13.60

107、6　　=886.15N　　Fr=322.53N　　=23.53mm　　6005號軸承<b&

108、gt;　　5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　A 擬定軸上零件的裝配方案　　B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　由低速軸的設(shè)計知，軸的總長度為　　L=7+79+6+67+30=189mm　　由于軸承選定所以

109、軸的最小直徑為25mm　　所以左端L1-2=12mm 直徑為D1-2=25mm　　左端軸承采用軸肩定位由[2]查得 6005號軸承的軸肩高度為2.5mm　　所以D2-3=30mm ,　　同理右端軸承的直徑為D1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm

110、　　在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因為大齒輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L=39+12+8+12=72mm　　8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度　　又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm　　同樣取在該軸小齒輪

111、與減速器內(nèi)壁的距離為12mm由于第三軸的設(shè)計時距離也為12mm所以在該去取距離為11mm　　取大齒輪的輪轂直徑為30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm　　至此二軸的外形尺寸全部確定。　　C 軸上零件得周向定位　　齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30m

112、m 由手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見[2]表4-1,L=36mm　　同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與　　軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。　　D 確定軸的的倒角和圓角

113、;　　參考[1]表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖　　C第一軸 1 的設(shè)計　　1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。　　L=189mm　　D1-2=25mm&l

114、t;/b>　　L1-2=12mm　　D2-3=30mm　　2求作用在齒輪上的力　　Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N<p

115、>　　3 初步確定軸的直徑　　先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表[1]15-3選取A0=112。于是有　　4 聯(lián)軸器的型號的選取　　查表[1]14-1,取Ka=1.5則；　　Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451

116、N·m　　Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m　　按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準　　GB/T5843-2003（見表[2]8-2），選用GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63　　N·m。半聯(lián)軸器

117、的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm　　4 聯(lián)軸器的型號的選取　　查表[1]14-1,取Ka=1.5則；　　Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m　　按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準&

118、lt;p>　　GB/T5843-2003（見表[2]8-2），選用GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm 見下表　　5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　A 擬定軸上零件的裝配方案　　B 根據(jù)軸向定位的

119、要求確定軸的各段直徑和長度　　a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=42mm ,　　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，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mm</p&

120、gt;　　b 初步選擇滾動軸承。　　考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù)d2-3=18mm,所以選6004號軸承。右端采用軸肩定位查[2] 又根據(jù)d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm<

121、p>　　c 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=25mm 　　d 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而定）　　根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考慮到箱體的制　　=934.9

122、5N　　Fr =340.29N　　GY2 凸緣聯(lián)軸器　　Ka=1.5　　Tca=29.451N·m　　d1

123、=16mm　　造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm　　已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則　　L3-4 =12mm 至此已初步確定軸得長度有因為兩軸承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表[1 ]表15-2&

124、lt;/p>　　取1.0mm　　六．滾動軸承的計算　　根據(jù)要求對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進行校核，在前面進行軸的計算時所選軸3上的兩滾動軸承型號均為61809，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分

125、別為　　FNH1=758N FNV1=330.267N　　FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 　　由上可知軸承2所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。　　1）求比值</b

126、>　　軸承所受徑向力 　　所受的軸向力 　　它們的比值為 　　根據(jù)[1]表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時。&l

127、t;p>　　2）計算當量動載荷P，根據(jù)[1]式（13-8a）　　按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，，　　取。則　　3）驗算軸承的壽命　　按要求軸承的最短壽命為 &l

128、t;/p>　　（工作時間）,根據(jù)[1]式（13-5）　?。?對于球軸承取3）所以所選的軸承61909滿足要求。　　七．連接的選擇和計算　　按要求對低速軸3上的兩個鍵進行選擇及校核。　　1）對連接齒輪4與軸3的鍵的計算&

129、lt;p>　?。?）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸　　一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。　　根據(jù)d=52mm從[1]表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=63mm。　?。?）校核鍵聯(lián)接的

130、強度　　鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由[1]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度　　k=0.5h=0.5×10=5mm。根據(jù)[1]式（6-1）可得　　所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵16×10×63

131、 GB/T 1069-1979。　　2）對連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計算　?。?）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸　　類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。　　根據(jù)d=35mm從[1]表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度

132、系列，取鍵長L=70mm。　　（2）校核鍵聯(lián)接的強度　　鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由[1]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度　　k=0.5h=0.5×8=4mm。根據(jù)[1]式（6-1）可得&l

133、t;p>　　所以所選的鍵滿足強度要求。　　鍵的標記為：鍵10×8×70 GB/T 1069-1979。　　圓頭普通平鍵　?。ˋ型）　　=43.6Mpa&

134、lt;/b>　　鍵16×10×63　　=63.4Mpa　　八．潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇　　由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，<

135、;/p>　　所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查[2]表7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T 433-1989），代號為L-AN32。　　由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查[2]表7-2，選用鈣基潤滑脂（GB/T 491-1987），代號為L-XAMHA1。　　為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與

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機械設(shè)計課程設(shè)計——帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計

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