機械設(shè)計課程設(shè)計

計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送.機班級:設(shè)計者:學(xué)號:

指導(dǎo)老師：日期：2011年01月06日目錄TOC\o"1-5"\h\z一、題目及總體分析 1二、選擇電動機 2三、傳動零件的計算 71）帶傳動的設(shè)計計算 72）減速箱的設(shè)計計算 10I.高速齒輪的設(shè)計計算 10n.低速齒輪的設(shè)計計算 14四、軸、鍵、軸承的設(shè)計計算 20I.輸入軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 20n.中間軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 25m.輸由軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 29鍵連接的校核計算 33軸承的校核計算 35五、潤滑與密封 37六、箱體結(jié)構(gòu)尺寸 38七、設(shè)計總結(jié) 39八、參考文獻 39一、題目及總體分析題目：帶式輸送機傳動裝置設(shè)計參數(shù)：傳動方茉輸送帶的牽引力F,(KN)輸送帶的速度V,(m/s)提升機鼓輪直徑D,(mm)帶傳動+兩級齒輪減速70.4350設(shè)計要求：.輸送機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。.輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.97。.工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。設(shè)計內(nèi)容：.裝配圖1張；.零件圖3張；.設(shè)計說明書1份。說明：.帶式輸送機提升物料：谷物、型砂、碎礦石、煤炭等；.輸送機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定；.輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.97;.工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。裝置分布如圖:.輸送帶鼓輪.帶傳動.減速器,連軸器.電動機二、選擇電動機.選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式按工作條件和要求選用一般用途的 Y系列三相異步電動機，臥式封閉。.選擇電動機的容量電動機所需的工作效率為：pPVPd=7dPd-電動機功率；R-工作機所需功率；工作機所需要功率為：c_FvPw—1000傳動裝置的總效率為：『”t4咿4按表2-3確定各部分效率：V帶傳動效率”1=0.97,滾動軸承傳動效率 ”2=0.97,相電壓380V

閉式齒輪傳動效率3=0.97,聯(lián)軸器效率1=0.99,傳動滾筒效率口0.97,則d= 14324=0.970.970.9740.9720.99=0.78所需電動機功率為：Pd-Fv =70000.J.3.60KW1000d10000.78選擇的電動機的額定功率Ped要略大于Pd,由Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)選擇電動機額定Ped為4.0K皿.確定電動機轉(zhuǎn)速工作機轉(zhuǎn)速:601000Vn601000Vnw二D=21.83r/min電動機轉(zhuǎn)速可選范圍：V帶傳動的傳動比常用范圍i1=2~4,二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍i2=3~5,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：q=i帶i"w=(214)(3」5)%=393」2183r/min查表可知，符合條件的電動機有三種，但綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，結(jié)構(gòu)和帶傳動，以及減速箱的傳動比，認(rèn)為選擇Y132M1-6電動機較為合理。其主要技術(shù)參數(shù)如下：電動機型號額定功率p(Kvy同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-64.0100096022電動機的相關(guān)尺寸:中心高H外形尺寸1-- 一L4-AC+AD)MHD2底角安裝尺寸AXB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DXE鍵公稱尺寸FXh132515X345X315216X1781238X8010X132.計算傳動比

總傳動比ia為：nm 960ia=——= =43.98nw21.83為便帶傳動外部尺寸不要太大，初步取 i帶=2.5i齒=—=17.592i帶分配減速器的各級傳動比：i齒產(chǎn)小/乂17.592兩4.90i齒2=—=3.60i齒i5.計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速：I軸： n『nm=384r/mini帶II軸：n亡口'=78.37r/mini齒i田軸：n『n1=21.77r/mini齒2IV軸：np=n□廠21.77r/min計算各軸的輸入功率：I軸:P尸PA尸PA=3.50KWn軸：P『Pf12=Pf*2=3.29KW田軸：Pj）尸P也3=Pf>3“2=3.10KWIV軸：Pv=P『34=P『2"4=2.98KW帶的傳動比不宜過大，齒比接近便有設(shè)計序號為從電動機到鼓輪機次遞增

計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：電動機所需的實際轉(zhuǎn)矩即為電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：_ PdTd=9550』=35.91NmnmI軸：Tj-Tdi帶“01=87.08Nm□軸：T『Tdi齒1?2=401.47Nm田軸：T「T"齒2%3=1359.89NmIV軸：TV=T『34=1305.90Nm6.將運動和運動參數(shù)計算結(jié)果進行整理弁列成表：軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/Nm轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸3.6135.919602.50.97I軸3.5087.08384n軸3.29401.4778.374.90.94田軸3.101359.8921.773.60.94IV軸2.981305.9021.7710.96三、傳動零件的計算1)帶傳動的設(shè)計計算1、確定計算功率以：在空載、輕載啟動總，每天工作 16小時時，查表知工況系數(shù)作Ka=1.1,所以有：PCa=KAPd=4KW1.1=4.4kW2、選擇V帶帶型：根據(jù)Pca=4.4kW和小帶輪轉(zhuǎn)速nm=960%in查表可知，選用A型V帶。3、確定帶輪基準(zhǔn)直徑弁驗算帶速v:初選小帶輪直徑ddi,小帶輪直徑@Mn=75mm,根據(jù)基準(zhǔn)直徑系列初選：ddi=100mm,則：帶速v=27Tnmdd1咪=5.03、6021000s s因為v在(5?25)%之間，所以基本滿足要求。dd2=i01dd1=2父100mm=250mm,由查表圓整為dd2=250mm。4、確定V帶中心距a和基準(zhǔn)長度Ld:初選中心距%:0.7(dd1+dd2)w%E2(dd1+dd2)245mm-a0-700mm取證=500mm,2帶所需的基準(zhǔn)長度Ld。：Ld0-2a0+-(dd1dd2)+(dd1-dd2)2 4a0=1000546.811.31mm=1558.1mm由V帶基準(zhǔn)長度系列表取Ld=1600mm。

則實際中心距a：a”。+Ld-Ld0=458mm。0 2中心距a的變化范圍為：amin=a-0.015Ld=458-0.0151600=434mm:max=a0.03Ld=4580.031600=506mm5、驗算小帶輪上的包角%:57.3：1：180-(dd2-dd1) =162.67_90a固滿足要求。6、計算單根帶的額定功率R和根數(shù)Z：由dd1=100mm和nm=960/in,查表弁用插值法得普通帶的基本額定功率P0=0.95kW。由A=960以in和i帶=2.5以及A型帶，查表弁用插值法得△P°=0.10KW由%=162.67*,查表弁用插值法得Ka=0.955o由基準(zhǔn)長度Ld=1600mm,以及A型帶查表得長度系數(shù)Kl=0.99。R=日十日/必固： =(0.950.10)0.9550.99kW:0.993kW帶是根數(shù)：z=&=^^=4.432,取z=5Pr 0.9937、計算單根V帶初始拉力最小值(F0)min：查表知道單根A型V帶單位長度的質(zhì)量為q=0.10kgm，于是(F(F0)min二500(2.5-0.955)4.4 2M500：： 0.15.03N_ 0.95555.03=154.25N應(yīng)使帶的實際初拉力F0之仔濡。8、計算壓軸力Fp：壓軸力的最小值為(Fp)min：2z(F0)minsin；=1524.89N29、確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸由ddi=100mm<300mm,采用腹板式結(jié)構(gòu)，dd2=250mm<300mm,采用腹板式結(jié)構(gòu)。由V帶設(shè)計可知z=5根，則由課本表8-10可得e=15mm,f=10mm,ha=3mm則帶輪的寬度為B=z-1e2f=5-115210=80mm小帶輪的外徑da1=dd121%=10023=106mm大帶輪的外徑da2-dd22h=25023-256mma2 d2a2）減速箱的設(shè)計計算I.高速齒輪的設(shè)計計算1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）、選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）、由于輸送機屬于一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）、材料需選擇。選擇小齒輪的材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS（4）、初選小齒輪的齒數(shù)z1=24大齒輪的齒數(shù)為z2=24父4.90=117.6%118,取118。2、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式有（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt=1.32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。Nl_mm95.5105P 95.51053.29Nl_mmn- 384=8.18104NLmm3）根據(jù)高速級齒輪大小齒輪都為軟齒面，兩支承相對于小齒輪做不對稱布置，由查表得齒寬系數(shù)為常=1（課本表10—7）。14）根據(jù)配對齒輪材料都是鍛鋼，由查表得 ZE=189.8MPa2。（課本10—6）5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限%m1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞限度極限5m2=550MPa。（課本10—21d）6)由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6)由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60njLh=603841(830016)8.85108N28.851084.90N28.851084.908=1.81107)根據(jù)N的大小由課本圖10-19取接觸疲勞許用應(yīng)力:Khni=Khni=0.90,Khn2=0.928)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效率為1%,安全系數(shù)為，S=Sh=1,由公式得H-H1H-H1二KHN1「lim1SKHN2、lim20.90600

10.92550

1MPa=540MPaMPa=506MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t-2.233d1t-2.233u-1Zed1td1t-2.2331.3^8.18^104^4.90+1,189.8；4.90 540mm=55.979mm2)計算圓周速度u。-d1tn--二2)計算圓周速度u。-d1tn--二55.979384601000601000mS=1.1263)計算齒輪寬bob=dLd1t=155.979mm=55.979mm4）計算齒寬與齒高之比bh

模數(shù)mt◎J5979mm=2.332mm

zI 24模數(shù)* *、h,=h2=h=(2hac)mt=(210.25)2.332mm=5.248mm5)計算載荷系數(shù)。b_55.979h—5.248=10.667根據(jù)u=1.126%,7級精度，由書10-8圖表得動載荷系數(shù)（=1.02；對直齒輪KHanKFa/;由載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)查表得使用系數(shù) Ka=1；由課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時:KhP=1.420；由b=10667,KhB=1.420由課本圖10—13得KfB=1.38;故載荷系數(shù)hK-KaKvKf:Kh?-11.0211.4201.4486）Kt和K的數(shù)值相差較大，所以按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由公式得：d1=d1t3K=55.97931；48=58.027mm7）計算模數(shù)m:d1 58.027m mm=2.418mmz1 243、按齒根彎曲強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式為m32KT1YFaYSamm

確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)由課本圖10—20C得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 *E1=500MPa;大齒輪的彎1)曲強度極限仃FE2=380MPa；2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.95,12=0.98；2)3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=S取彎曲疲勞安全系數(shù)S=Sf=1.4，由瓦］公式得I<f1=I<f1=KFNT-FE1

SKFN2、FE2S0.95500MPa=339.28MPa1.40.98380MPa=266MPa1.44)計算載荷系數(shù)4)計算載荷系數(shù)KoK-KaKvKf-Kf=11.0211.381.4085)查取齒形系數(shù)。5)查取齒形系數(shù)。由書表10—5弁用差值法得：YFa1=2.65,YFa2=2.17。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由書表10—5弁用差值法得：Ysa1=1.58,YSa2=1.80o6)計算大小齒輪的舒，并加以比較。6)計算大小齒輪的舒，并加以比較。YY 2.651.58=0.012341:11 339.28YFa2YSa2 2.171.80Fa2Sa2 0.01468LFI266LFI比較可知：大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算21.4088.1810412421.4088.1810412420.01468mm=1.804mm(1)(1)齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與直徑的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.804mm弁就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值(第二系列)m=2.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑 d〔=58.027mm,算出小齒輪齒數(shù)：d1 58.028 “z1=1= ：?29m2大齒輪齒數(shù)：z2=4.90x29=142.祀142,這樣計算出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，弁且結(jié)構(gòu)緊湊。4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1=z(m=292mm=58mmd2=z2m=1422mm=284mm(2)計算中心距d1d2 58284a mm=171mm2 2(3)計算齒輪寬度b=dd1=158mm=58mm取B2=58mm,IB1=65mm。5、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖由于 da1=(z12h*)m=(2921)2mm=62mmw160mmda2=(z22h)m=(14221)2mm=390mm_500mm所以小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。n.低速齒輪的設(shè)計計算1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)、選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)、由于輸送機屬于一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度。(3)、材料需選擇。選擇小齒輪的材料為 40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。(4)、選小齒輪的齒數(shù)乙=24,大齒輪的齒數(shù)為Z2=24父3.60=86.4,取Z2=85,2、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式有(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)(=1.3。TOC\o"1-5"\h\z2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。_ _5_ — _5__95.5105P…95.51053.10工 N|_mmn 78.37=3.777105N[mm3)根據(jù)高速級齒輪大小齒輪都為軟齒面，兩支承相對于小齒輪做不對稱布置，由查表得齒寬系數(shù)為a=1。4）根據(jù)配對齒輪材料都是鍛鋼，由查表得 ZE=189.8MPa2。5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 卬而1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞限叼而2=550MFa。6)由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6)由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n2jLh=6078.371(830016)=1.806108N21.80610N21.8061083.60=5.0171077)8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效率為1%,安全系數(shù)為，S=Sh=1,由公式得7)8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效率為1%,安全系數(shù)為，S=Sh=1,由公式得--H1=KHN1;lim10.95600MPa=570MPa1KHN2;lim2 1.0550MPa=550MPa根據(jù)N的大小由課本圖10-19取接觸疲勞許用應(yīng)力:KHN1=0.95,KHN2=1.00（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t一2.233-1d1t一2.233-1Zed1t-2.2331.33.77710[3.601「189.8;3.60 ,570mm=87.125mm2）計算圓周速度。二d1tn二d1tn1 二二91.74678.37601000601000=0.3763）計算齒輪寬bob=d[d1t=187.125mm=87.125mm4)計算齒寬與齒高之比boh模數(shù)： .=%=".I、，mm=3.630mmz1 24* *、內(nèi)同. h1=h2=h=(2ha+c)mt=(2M1十0.25)x3.823mm=8.601mmb=10.667h5)計算載荷系數(shù)。根據(jù)u=0.376ms，7級精度，由書10—8圖表得動載荷系數(shù)Kv=1.0；對直齒輪(^=(^=1；由載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)查表得使用系數(shù) 心=1;從課本表10-4中的軟齒面齒輪欄查得的小齒輪相對支承非對稱布置、 7級精度時KHp=1.429;由b=10.667,Kh?=1.429,由圖10—13得Kf日=1.40；故載荷系數(shù)h 'K=KaKvKfKh：=11.011.429：1.429vvKt和k的數(shù)值相差較大，所以按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公―」1.429…=87.1253 -89.9mmy1.3計算模數(shù)m： m=d1=899mm=3.745mmz1 243、按齒根彎曲強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式為2KTiYFaYSa?dZ2,以1(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)根據(jù)查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 %E1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限仃FE2=380MPa；

2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni=0.93,Kfn2=0.96;3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=Sf=1.4，由Lf］公式得KFN1二KFN1二FE1 0.935001.4MPa=332.143MPaKFN2；-FE2KFN2；-FE2SMPa=260.571MPa1.44）計算載荷系數(shù)KoK=KAKvKF-KF==11.011.401.40

AVFF_5）查取齒形系數(shù)。由書表10—5弁用差值法得：YFa1=2.65,YFa2=2.21。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由書表10—5弁用差值法得：YSa1=1.58,YSa2=1.7756）計算大、小齒輪的YaYa,弁加以比較。二F\YFa1YSa12.651.58332.143YFa1YSa12.651.58332.143=0.01261YFa2YSa22.211.775260.571=0.01505顯然大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算21.403.7771021.403.777105212420.01505mm=3.023mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘積）有

關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.023mm弁就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值(第一系列)m=3.0mm,按接觸強度算得的分度圓直徑 d〔=94.685mm,算出小齒輪齒數(shù):zi二zi二di89.93.0大齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2=3.6030=108為使4和Z2互質(zhì)，取z2=107。4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1=z1m=303mm=90mmd2=z2m=1073mm=321mm(2)計算中心距a」凡:90321mm=205.5mm(3)計算齒輪寬度b=dd1=190mm=90mm取B2=90mm,B1=95mm。5、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖(1)齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算由于 da1=(42h*)m=(3021)3.0mm=99mm工160mm*.da2=(z22h)m=(10721)3.0mm=327mm三500mm所以小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。

四、軸、鍵、軸承的設(shè)計計算布置圖如下（此圖主要表現(xiàn)軸的形狀，齒輪、鍵、鍵槽等和一些交線沒有畫出）I.輸入軸的設(shè)計計算1.軸上的功率P、轉(zhuǎn)速％和轉(zhuǎn)矩4由電動機的選擇可知：nynm=384r/mini帶P尸磯尸端尸3.50KWT『Tdi帶"01=87.08Nm=87080Nmm2、求作用在齒輪上的力。軸（高速級）的小齒輪的直徑 di=58mm,有l(wèi)2T1 287080NLmmFt—1= :3002Ndd1 58mmFr=Ft[jan：=3002Ntan20：1093N在安裝從動帶輪處作用在軸上壓軸力：一、一.、 .1 (Fp)min%2z(F0)mi/Sin]=1524.89N據(jù)經(jīng)驗值，取F0=1.3(F0)min:FP=1.3(FP)min-1.31524.89N1982.4N.初步確定軸的最小直徑按教材《機械設(shè)計》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=125,于是得：dmin=A3p=12533.50mm=26.1mm

?n；384由于軸上必須開由兩各鍵槽，所以最小直徑按 13%增大：dmin=(26.126.113%)mm=29.5mm.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算(1)擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示，AB段為從動V帶輪，BC段為套筒，CD軸承端蓋，DE為軸承，IF為軸上的齒輪，F(xiàn)G為套筒，GH軸承。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1)初步選擇滾動軸承。因軸承僅承受徑向力的作用，故可以采用深溝球軸承。參照工作要求弁根據(jù) dmin=29.5mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、0級公差等級的7溝球軸承6406,其尺寸為dMDMB=30mmM90mmM23mm,故dA_E=dI_H=30mm,而lDE=lGH=23mm。2)為了滿足齒輪和軸承的軸向定位要求， AE右端和IF左端需制出軸肩，因為定位軸肩的高度h=(0.07~0.1)dA_E,取h=0.1dA_E,所以dE」=36mm0軸的左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為 D=34mm,為了保證軸端擋圈只壓在從動帶輪上的輪轂上不壓在軸的端面上的緣故。3)從動帶輪的寬度B=80mm,展=曷=23mm,齒輪的寬度B1=65mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取從動帶輪右端與軸承端蓋外端面鍵的距離 =30mm。軸承端蓋的的寬度為20mm。所以： lA_E=(80302023)mm=153mm取FG=20mm,EI根據(jù)中間軸的設(shè)計：EI=(20+95+25)mm=140m所以軸的全長為L=AE+EI+IF+GH+FG=(153+140+65+20+23)mm=401mm(3)軸上零件的周向定位。齒輪、大皮帶輪和軸之間都采用平鍵連接。查表 6-1得齒輪端平鍵截面參數(shù)為：b^h=12mmM8mm,l=60mm大帶輪截面參數(shù)為:b^h=8mmM7mm,i=70mm.取軸端倒角為r450同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為止；帶輪與軸的配合為Hio滾動軸承和軸的周向定位是由過渡n6 %配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6o.求軸上的載荷1)計算軸上各種力或力矩的大小。兩支點的距離L12=238mmFnh1——1933N,Fnh2=2953NFnv1=271N,Fnv2=822NMh危險截面=174557Nmm,Mv危險截面=48498Nmm,M危險截面=,1745572+484982=181169NmmT=87080Nmm2)做曲軸的計算簡圖。

(7).按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)教材式(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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取口=0.6,軸的計算應(yīng)力：=,M23^1i=小由￡=574MpacaW -d3bhd$ 57.4Mpa32一2d前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得:JI-60MPa1 a因為：氣＜片」 所以選擇軸直徑d=30mm滿足要求。此時： dE_I=36mm口.中間軸的設(shè)計計算1、軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩丁2。由前面的計算知道：nj78.37r/mini齒iP=P-12=P-12=3.29KWTjTdi齒112=401.47Nm=401470Nmm2、求作用在齒輪上的力。記中間軸的輸入動力的齒輪為齒輪 1,輸出動力的齒輪為齒輪2。齒輪1、2的直徑分別為：dd1=284mm,dd2=90mm有2T-2401470N[mmFt1= = 2827Ndd1 284mml 2T22401470NLmmFt2—2 8921Ndd290mmFr1=Ft1[_tan：=3463Ntan20：1029NF.2=Ft2Ltan：=8921Ntan203247N3、初步確定軸的最小直徑。按教材《機械設(shè)計》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Ao=120,于是得：dmin=A0d山=120黑3~329mm=41.7mm；n- \78.37由于軸上必須開有兩個各鍵糟，所以最小直徑按 15%增大：dmin=(41.741.715%)mm=48.0mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。(1)擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示，AB段為軸承，BC段為套筒，CD齒輪2,DE為光軸，EF為齒輪1,FG為套筒，GH軸承,QA和HP都是軸承端蓋。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1)初步選擇滾動軸承。因軸承僅承受徑向力的作用，故可以采用深溝球軸承。參照工作要求弁根據(jù) dmin=48.0mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、0級公差等級的深溝球軸承6210,其尺寸為：d黑DMB=50mmM90mmX20mm,故dA_D=dE_H=50mm,而lA_B=lG_H=20mm。2)為了滿足兩齒輪的軸向定位要求， CD右端和EF左端需制出軸肩，因為定位軸肩的高度h=(0.07~0.1)d,取h=0.1d,h=5mm所以dD_E=53mm。3)齒輪1的寬度為面58mm,齒輪2的寬度為95mm,由輸入軸的長度可知：減速箱的寬度為225mm,FG=24mm,EF=58mm,DE=28mm,CD=95mm,BC=20mm。(3)軸上零件的周向定位。兩個齒輪與齒輪的周向定位均采用平鍵連接。由教材《機械設(shè)計》中的表6—1得，平鍵截面b"=14mmM9mm,鍵槽用盤銃刀加工，左端鍵長取為90mm,右端鍵長取為50mm,同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合均為H1;滾動軸承和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 皿。取軸端的倒角為1.6x45;軸肩處的圓角半徑為R=1.6mm。5.求軸上的載荷1)計算軸上各種力或力矩的大小。兩支點的距離L12=237mmFnhi=-643N,Fnh2=5450NFnvi=408N,Fnv2=-1810NMh1=-37937Nmm,MH2=400575NmmMV1=24072Nmm,MV2=-133035Nmm,2 2M1=\-37937 24072=44930NmmM2=,(400575)2+(-133035)2=422088NmmT『Tdi齒J12=401.47N，m=401470Nmm2)做曲軸的計算簡圖

6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)教材式（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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取"=0.6,軸的計算應(yīng)力為：,M22（二T）2 、4220882（0.6401470）::—— 3 MPa:38.9MPaW 0.1503 a a前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得：h_J=60MPa。因此仃cawb」］，故安全。田.輸出軸的設(shè)計1、軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速出和轉(zhuǎn)矩丁2。由前面的計算知道：nm11=21.77"mini齒2P=P-23=P；32=3.10KWT Tji齒2rl23=1359.89N，m=1359890Nmm2、求作用在齒輪上的力。低速級的大齒輪的直徑ddi=321mm,有__2T21359890NLmmoFt 8473Ndd1321mmFr=Ft[tan：=8473Ntan20：3084N3、初步確定軸的最小直徑。按教材《機械設(shè)計》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=120,于是得dmin=A03fp=1204但10mm=62.7mm■.n■ \21.77由于軸上必須開由兩個鍵糟，所以適當(dāng)增加最小直，取 dmin=70mm。該軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與連軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取連軸器的型號。連軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KaT3,教材《機械設(shè)計》的表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka=1.5。則：Tca=KaT=1.51359890NLmim=2039835N_mm按照計算轉(zhuǎn)矩上應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱直徑為3510000N加m。半聯(lián)軸器的孔徑d=70mm,半聯(lián)軸器的長度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂長度 L=107mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示，AB段為滾動軸承，BC段為套筒，CD齒輪,DE為軸肩，F(xiàn)G為滾動軸承，GH為軸承端蓋，IJ為半聯(lián)軸器和軸配合。2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。為了滿足齒輪和軸承以及聯(lián)軸器的軸向定位要求， AB、BD的右端和FH、IJ的左端需制出軸肩，d-=70mm,因為定位軸肩的高度：h=（0.07~0.1）d,取幾=5mm,h2=8mm。所以有：dA_B=dF_h=75mm,dD_E=dP_F=83mm,軸的右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為 D=75mm,為了保證軸端擋圈只壓在從動帶輪上的輪轂上而不壓在軸的端面上，故I-J段略短于I-K,取hJ=104mm。3）初步選擇滾動軸承。因軸承僅承受徑向力的作用，故可以采用深溝球軸承。參照工作要求弁根據(jù)dA4=di=75mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、0級公差等級的深溝球軸承61915,其尺寸為：d父D父B=75mm父105mmM16mm,故lA_B=lFq=16mm。4)齒輪的寬度B=90mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取從動帶輪右端與軸承端蓋外端面鍵的距離 ％」=30mm。軸承端蓋的的寬度為20mm。根據(jù)中間軸的設(shè)計，BC和DF的長度分別為23mm和112mm,如軸的結(jié)構(gòu)圖所示。(3)軸上零件的周向定位。齒輪與從動帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵連接。由教材《機械設(shè)計》中的表6—1得，聯(lián)軸器和軸間的平鍵截面 bxh=20mmx12mm,鍵長為90mm；齒輪和軸間的平鍵截面為bMh=25mm"4mm,鍵長為85mm兩鍵槽都用盤銃刀加工。同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，選擇齒輪轂與軸的配合為 也；半聯(lián)軸器與軸的配合為小反。滾動軸承和軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直k6徑尺寸公差為皿。根據(jù)軸的直徑查表得軸端的倒角為 2.0x45；軸肩B、I兩處的圓角半徑均為R=2mm。D-F之間各軸肩的圓角都是R=2.5mm。5.求軸上的載荷1)計算軸上各種力或力矩的大小。兩支點的距離L12=241mm.Fnh1=5801N,Fnh2=2672NFnv1=2111N,Fnv2=973N(MH)max=440876Nmm(Mv)max=160436Nmm(M)max=<44087621604362Nmm=469160NmmT]1i=Ti齒2"23=1359.89Nm=1359890Nmm2)輸由軸的計算簡圖。6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)教材式（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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取"=0.6,軸的計算應(yīng)力為：二心（T）2）.4691602（0.61359890）2Mpa，i2.9MPaW 0.1903 a a前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得：h」］=60MPa。因此仃caMb/L故安全。鍵連接的校核計算對于采用常見的材料組合和按標(biāo)準(zhǔn)選取的普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接）其主要失效形式是工作面被壓潰。因此，只要安工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。普通平鍵聯(lián)接的強度條件為:32T103 ,1'二p二 Lp1PkldP（其中k=0.5h,是鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，d為軸的直徑）現(xiàn)選用45鋼平鍵，具在靜荷載下的許用應(yīng)力為:tP1=120?150MPa1、高速軸上鍵的校核計算1）從動大帶輪和高速軸之間鍵的校核計算。 平鍵的幾何參數(shù)為:bhL=8mm7mm70mm由前面軸的設(shè)計計算知道高速軸的轉(zhuǎn)矩:T尸Tdi帶"01=87.08Nm _3 __2T-10 287080二p= = =23.7MPapkld3.57030因為。pM[Qp],所以平鍵符合要求2）齒輪和高速軸之間鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為:bhL=8mm7mm60mm由前面軸的設(shè)計計算知道高速軸的轉(zhuǎn)矩: _32Tl _32Tl103287080 =27.6MPakld3.56030因為OpW[Op],所以平鍵符合要求2、2、中間軸上鍵的校核計算1)2)中間軸上大齒輪和軸連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為:bhL1=1)2)中間軸上大齒輪和軸連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為:bhL1=4m r9m5m0mm中間軸上小齒輪和軸連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為:bhL=14mm9mm90mm由前面軸的設(shè)計計算知道中間軸的轉(zhuǎn)矩:T「Tdi齒1%=401.47Nm2T2103 240147039.7MPa

pkld4.59050因為。pEWp],所以平鍵符合要求由前面軸的設(shè)計計算知道中間軸的轉(zhuǎn)矩:=71.4MPa2T-103 =71.4MPa◎= 1 = pkld4.55050因為。pM[j],所以平鍵符合要求3、低速軸上鍵的校核計算1）低速軸齒輪和軸連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為:bh L2=5mrm4mr90m由前面軸的設(shè)計計算知道低速軸的轉(zhuǎn)矩:T曠Ttf齒2七3=1359.89Nm二2r二2r」°pkld48.0MPa79090因為。pW[Op],所以平鍵符合要求2）低速軸與半聯(lián)軸器連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為:bh L2=0 mm2mm0mm由前面軸的設(shè)計計算知道低速軸的轉(zhuǎn)矩:丁『7齒2%=1359.89Nm2T10321359890c0=」 72.0MPapkld69070因為。pW[Op],所以平鍵符合要求軸承的校核計算在各軸的設(shè)計計算中都使用了深溝球軸承，按照使用要求其預(yù)期計算壽命都為Lh=8父300M16h=38400h。1、高速軸上軸承的計算校核高速軸采用0基本游隙組、0級公差等級的7溝球軸承6406,其尺寸為：dDB=30mm90mm23mm1）計算軸承的當(dāng)量動載荷當(dāng)量動載荷的計算公式為：P=fp（XFr+YFa）,（X、Y分別是徑向和軸向動載荷系數(shù)）fp為載荷系數(shù)，根據(jù)教材《機械設(shè)計》中表13-6有fP=1.0?1.2,由于載荷性質(zhì)為無沖擊或輕微沖擊，取 fP=1.1該軸上只承受徑向載荷，或只承受微小的軸向載荷，查表知道X=1,Y=0該軸的結(jié)構(gòu)圖中從右到左的兩個軸承標(biāo)為 2和1,根據(jù)前面的計算有

則各軸承處所受的徑向力Fnhi=—1933N,Fnh2=2953N則各軸承處所受的徑向力Fnvi=271N,Fnv2=822NFr2=\29532 8222N=3065NFr1=\：（一1933）2 2712N=1952N則軸承2和軸承1的當(dāng)量動載荷分別為:P2=fPFr2=1.13065N=3372NP=fPFr1=1.11952N=2147N2）驗算軸承壽命因為P因為P2 ,所以按軸承2的受力大小驗算,6406軸承的基