1、 仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書班級(jí):機(jī)械082班學(xué)號(hào):姓名:指導(dǎo)老師:仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院2010年12月23日目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 (31.1傳動(dòng)方案示意圖 (31.2原始數(shù)據(jù) (31.3工作條件 (31.4工作量 (3二、傳動(dòng)系統(tǒng)方案的分析 (4三、電動(dòng)機(jī)的選擇與傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和參數(shù)的計(jì)算 (43.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 (43.2傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算和各級(jí)傳動(dòng)比的分配 (53.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) (6四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 (74.1斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) (74.2直齒圓錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) (11五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 (155.1輸入軸(I軸的設(shè)計(jì) (155.3中間軸(I

2、I軸的設(shè)計(jì) (22六、軸承的校核 (276.1輸入軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 (276.2中間軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 (286.3輸出軸軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 (29七、鍵的校核 (307.1輸入軸鍵計(jì)算 (307.2中間軸鍵計(jì)算 (317.3輸出軸鍵計(jì)算 (31八、聯(lián)軸器的選擇 (32九、潤滑與密封 (32十、減速器附件的選擇 (32十一、設(shè)計(jì)小結(jié) (33十二、參考文獻(xiàn) (33一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1傳動(dòng)方案示意圖 1.2原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N傳送帶速度V(m/s滾筒直徑D (mm 22501.32701.3工作條件工作壽命10年(設(shè)每年工作300天, 單班工作制,連續(xù)單向于運(yùn)轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),環(huán)境最高溫度35C ,小批量生

3、產(chǎn),運(yùn)輸帶速度允許誤差為鏈速度的%5±。1.4工作量1、傳動(dòng)系統(tǒng)方案的分析;34 2、電動(dòng)機(jī)的選擇與傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算; 3、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算; 4、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算;5、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核;6、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核;7、減速器箱體,潤滑及附件的設(shè)計(jì);8、裝配圖和零件圖的設(shè)計(jì);9、設(shè)計(jì)小結(jié); 10、參考文獻(xiàn);二、傳動(dòng)系統(tǒng)方案的分析傳動(dòng)方案見圖一,其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小,傳動(dòng)效率高,適用在惡劣環(huán)境下長期工作,雖然所用的錐齒輪比較貴,但此方案是最合理的。其減速器的傳動(dòng)比為8-15,用于輸入軸于輸出軸相交而傳動(dòng)比較大的傳動(dòng)。三、電動(dòng)機(jī)的選擇與傳動(dòng)

4、裝置運(yùn)動(dòng)和參數(shù)的計(jì)算3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇1、電動(dòng)機(jī)類型選擇:選擇電動(dòng)機(jī)的類型為三相異步電動(dòng)機(jī),額定電壓交流380V 。2、電動(dòng)機(jī)容量選擇:(1工作機(jī)所需功率w P =FV/1000 F-工作機(jī)阻力v-工作機(jī)線速度-工作機(jī)效率可取0.96 (2 電動(dòng)機(jī)輸出功率d P考慮傳動(dòng)裝置的功率損耗,電動(dòng)機(jī)的輸出功率為 d P =w P /為從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)主動(dòng)軸之間的總效率,即5243241=0.8331-滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率取0.99 2-圓錐齒輪傳動(dòng)效率取0.95-圓柱齒輪傳動(dòng)效率取0.97 -聯(lián)軸器效率取0.995-卷筒效率取0.96=(3確定電動(dòng)機(jī)的額定功率ed P因載荷平穩(wěn),電動(dòng)機(jī)額定功率ed P

5、略大于d P 即可。所以可以暫定電動(dòng)機(jī)的額定功率為4Kw 。3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速w n =60×1000V/D=6010001.3/(3.14270=92r/min由于兩級(jí)圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比為8-15,故電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 '1d n '2d n =(8-15w n =7361380r/min 。可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ,1500r/min 的電動(dòng)機(jī)都符合,這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ,1500r/min 的兩種電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較,而轉(zhuǎn)速越高總傳動(dòng)比越大傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)會(huì)越大,成本越高。所以應(yīng)綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、

6、重量、價(jià)格及總傳動(dòng)比。 表2 電動(dòng)機(jī)方案比較表(指導(dǎo)書 表16-1 方案電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率(kw 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min 電動(dòng)機(jī)質(zhì)量(kg 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 同步 滿載1 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.43 2Y160M1-847507201187.82由表中數(shù)據(jù)可知,方案1的總傳動(dòng)比小,傳種裝置結(jié)構(gòu)尺寸小,因此可采用方案1,選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M1-6,外伸軸徑:D=38mm;外伸軸長度: E=80mm 。3.2傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算和各級(jí)傳動(dòng)比的分配1、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比/m w i n n =960/92=10.432、分配各級(jí)傳動(dòng)比高速級(jí)為圓錐齒輪其傳動(dòng)比應(yīng)小

7、些約i .i 2501,低速級(jí)為圓柱齒輪傳動(dòng)其傳動(dòng)比可大些。所以可取1i =2.6 2i =423.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速(各軸的標(biāo)號(hào)均已在圖中標(biāo)出 I n =0/i n m =960r/minn =1/i n =960/2.61=367.82/min n =n /2i =367.82/4=92r/min IV n =n =92r/min 2、各軸輸入功率 I ed P P =4=3.96kw 1II I P P =. =3.92kw23III II PP =3.61kw IV P =III P .41.=3.54kw 3、各軸轉(zhuǎn)矩 9550II IP T n =II I

8、IP T n =III III P T n =表3 軸的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)項(xiàng)目 電動(dòng)機(jī)軸 高速級(jí)軸I 中間軸II 低速級(jí)軸III 工作機(jī)軸IV 轉(zhuǎn)速(r/min 960 960 367.82 92 92 功率(kw 4 3.96 3.92 3.61 4.382 轉(zhuǎn)矩(N m 39.7939.39101.78 374.73 367.47 傳動(dòng)比 1 2.61 4.0 1 效率 0.990.940.960.98四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)(主要參照教材機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版已知輸入功率為II P =3.92、小齒輪轉(zhuǎn)速為n =367.82r/min 、齒數(shù)比為4。工作壽命10年(設(shè)每年

9、工作300天,單班工作制,帶式輸送,工作平穩(wěn),環(huán)境最高溫度35C ,轉(zhuǎn)向不變。1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,故選用7級(jí)精度。(GB10095-88 (2材料選擇 由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表10-1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 ,二者材料硬度相差40HBS 。(3選小齒輪齒數(shù)22z 1=,則大齒輪齒數(shù)88z 4z 12= 初選螺旋角=14。 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算按下式設(shè)計(jì)計(jì)算2131(12H E H d t t Z Z u u T K d ±(1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1試選

10、載荷系數(shù)1t k =1.62查教材圖表(圖10-30選取區(qū)域系數(shù)H Z =2.435 3查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)E Z =189.8 12MPa4查教材圖表(圖10-26得 1a =0.765 2a =0.88 12a a a =+=1.645 5由教材公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N 1=60 n j h L =60×367.82×1×(1×8×300×10=0.527×109hN 2=0.132X109h6查教材10-19圖得:K 1HN =1.05 K 2HN =1.17查取齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=H lim16

11、50Mpa =H lim2550Mpa 8由教材表10-7查得齒寬系數(shù)d =19小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩1T =95.5×105H 1=S K H HN 1lim 1=1.05×650=682.5MPaH 2=SK H HN 2lim 2=1.1×550=605 MPa許用接觸應(yīng)力為12(/2643.75H H H MPa =+=(2設(shè)計(jì)計(jì)算1按式計(jì)算小齒輪分度圓直徑1t d2131(12H E H d t t Z Z u u T K d +=352mm =2計(jì)算圓周速度1V 601000t d n =0.97m/s3計(jì)算齒寬b 及模數(shù)ntmb=d 1t d =150.3

12、4=50.347mm nt m =11cos 50.34cos 14 2.2222t d mm Z =4 計(jì)算齒寬與高之比hb齒高h(yuǎn)= nt m 25.2=2.25×2.22=4.995mm=10.085 計(jì)算縱向重合度 =0.318d 1Z tan =0.318122tan 14=1.744 6 計(jì)算載荷系數(shù)K系數(shù)A K =1,根據(jù)V=0.97m/s ,7級(jí)精度查圖表(圖10-8得動(dòng)載系數(shù)v K =1.03 查教材圖表(表10-3得齒間載荷分布系數(shù)H F K K =1.2 由教材圖表(表10-4查得1H K =1.420 查教材圖表(圖10-13得1F K =1.18 所以載荷系數(shù)

13、A V H H K K K K K =1.7557 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑1d3cos 31=t tKd d K =31.755=8 計(jì)算模數(shù)1n m n m =11cos 51.9cos 14 2.2922d mm Z =3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式n m (cos 212213F S F ad Y Y Z Y KT 設(shè)計(jì) (1確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1計(jì)算載荷系數(shù) A V F F K K K K K =1.462根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表(圖10-28查得螺旋影響系數(shù)Y =0.88 3計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)1v1Z Z = =24.08 3322/cos 88

14、/cos 14V Z Z =96.334查取齒形系數(shù) 查教材圖表(表10-51F Y =2.6476 ,2F Y =2.18734 5查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表(表10-51S Y =1.5808 ,2S Y =1.786336查教材圖表(圖10-20c 查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限1FE =520MPa ,大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限2FE =400MPa 。7查教材圖表(圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K 1FN =0.85 K 2FN =0.88 8計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式FN FEF K S=得 F 1=71.3154.152085.011=S K FF FN

15、F 2=43.2514.140088.022=S K FF FN 9計(jì)算大、小齒輪的F S F Y Y ,并加以比較01326.071.3155808.16476.2111=F S F F Y 01554.043.25178633.118734.2222=F S F F Y 大齒輪的數(shù)值大.選用.(2設(shè)計(jì)計(jì)算 1計(jì)算模數(shù)3522.12122n m mm mm = 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m n 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)

16、模數(shù),取m n =2.5mm 但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d 1=51.9mm 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù). 2計(jì)算齒數(shù) z 1=51.9cos 14nm =20.1 取z 1=20 那么z 2=4×20=804、幾何尺寸計(jì)算 (1計(jì)算中心距 a=cos 2(21n m z z +=(2080 2.52cos 14+=128.83mm將中心距圓整為129mm(2按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos 122080 2.5arccos 14.30522129n (m (+=因值改變不多,故參數(shù),k ,h Z 等不必修正. (3計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑 d 1

17、=120 2.5cos cos 14.305n z m =52mmd 2=280 2.5cos cos 14.305n z m =206mm(4計(jì)算大.小齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑h*at = h*ancos , c*t = c*ancos h*an=1,C*n=0.3anh h*=c t n c *=11dh *=+=+=22dh *=+=+=(5計(jì)算齒輪寬度B=115252d mm mm = 241B = 12557B B =+=(6結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大齒輪(齒輪2齒頂圓直徑大于160mm 而又小于500mm 。故 采用腹板式結(jié)構(gòu)其零件圖如下 圖二、斜齒圓柱齒輪4.2直齒圓錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)(主要參照

18、教材機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版已知輸入功率為I P =3.96kw 、小齒輪轉(zhuǎn)速為I n =367.82r/min 、齒數(shù)比為2.6由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。工作壽命10年(設(shè)每年工作300天,單班工作制,帶式輸送,工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1直齒圓錐齒輪減速器為通用減速器,其速度不高,故選用7級(jí)精度(GB10095-88 (2材料選擇 由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表10-1 小齒輪材料可選為40Cr (調(diào)質(zhì),硬度為280HBS ,大齒輪材料取45鋼(調(diào)質(zhì),硬度為240HBS ,二者材料硬度相差40HBS 。 (3選小齒輪齒數(shù)25z 1=,則大齒輪齒數(shù)21z 2.6z 65=2、按齒面接觸

19、疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算公式:1t d 32122.92(10.5E F RR Z KT u -(1、確定公式內(nèi)的各計(jì)算值 1試選載荷系數(shù)1t k =1.83取齒寬系數(shù)0.35R =4查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=H lim1650Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限=H lim2550Mpa5查表10-6選取彈性影響系數(shù)E Z =189.8 12MPa 6由教材公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N 1=60n 1j h L =60×960×1×(1×8×300×10=1.3824×109h N 2=0.5297×

20、;109h7查教材10-19圖得:K 1HN =0.99 K 2HN =1.058齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式(10-12得: H 1=SK H HN 1lim 1=0.99×650=643.5 MPaH 2=SK H HN 2lim 2=1.05×550=577.5MPa(2設(shè)計(jì)計(jì)算1試算小齒輪的分度圓直徑,帶入H 中的較小值得有公式可得:(2312189.8 1.839390t d = - 2計(jì)算圓周速度V =100060V 11n d t 3.39m/s3計(jì)算載荷系數(shù)系數(shù)A K =1,根據(jù)V=3.39m/s ,7級(jí)精度查圖表(圖1

21、0-8得動(dòng)載系數(shù)v K =1.11 查圖表(表10-3得齒間載荷分布系數(shù)H F K K =1.1根據(jù)大齒輪兩端支撐,小齒輪懸臂布置查表10-9得H bK =1.25的F H K K =1.51.25=1.875得載荷系數(shù) A V H H K K K K K =2.289 4按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,得 3t tKd d K =32.28967.5273.15mm 1.8=5計(jì)算模數(shù)M 11d 73.15 2.926mm z 25m = 圓整取m=33、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式:m 3122214(10.51Fa SaF R R Y Y KT zu -+(1確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值

22、1計(jì)算載荷系數(shù) A V F F K K K K K =11.111.11.875=2.289 2計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)1222.6arccosarccos21.0412.61u u =+11v1cos Z Z =26.8 22v2cos Z Z =181.03由教材表10-5查得齒形系數(shù)1 2.580F Y =2 2.128F Y = 應(yīng)力校正系數(shù) 1 1.599S Y = 2 1.851S Y =4 由教材圖10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限a FE MP 5201=,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限a FE MP 4002=5 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K 1FN =0.85 K 2F

23、N =0.9 6 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4S =,得F 1=110.85520FN FE a K MP S =F 2=220.9400FN FF a K MP S = 7 計(jì)算大小齒輪的F SaFa F Y ,并加以比較1112.580 1.5990.0131315.71Fa Sa F Y F =222 2.128 1.8510.0153257.14Fa Sa F Y F =大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算.(2設(shè)計(jì)計(jì)算(3222m mm mm =-+取M=2.5mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小

24、主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm 但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d 1=73.15mm 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù). 計(jì)算齒數(shù) z 1=m1d 29 取z 1=29 那么z 2=2.6×29=764、計(jì)算幾何尺寸(1 分度圓直徑d 1=1 2.529z m =72.5; d 2=2 2.576z m =190 (2 211d d arccot =20.886219079.114=-= (3 齒頂圓直徑a11mm dh =+=+=(4 221112.61

25、R d d 142.822+=mm(5 R R b =49.98圓整取2B =50mm 1B =55mm(6 機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)大齒輪(齒輪2齒頂圓直徑大于160mm 而又小于500mm 。故 采用腹板式結(jié)構(gòu)其零件圖如下 圖三、直齒錐齒輪五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1輸入軸(I 軸的設(shè)計(jì)1、求輸入軸上的功率I P 、轉(zhuǎn)速I n 和轉(zhuǎn)矩TI P =3.96kw I n =960r/min T =39.394N m2、求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為m11R d d (2239390m TFt N d =1F Ft.tan20sin 170.91N =圓周力t F 、徑向力r F 及軸向力a

26、 F 的方向如圖四所示 圖四、輸入軸載荷圖3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表15-3,取0112A =,得I 33min 0I P 3.96d A 11217.96n 960=mm 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑12d ,為了使所選的軸直徑12d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩2ca A T K T =,查機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 1.3A K =,則 2ca A T K T =1.339.39=51207N m查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-4,選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工

27、稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m ,而電動(dòng)機(jī)軸的直徑為38mm 所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取12d =30mm ,半聯(lián)軸器長度L=82mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm 。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1擬定軸上零件的裝配方案(見圖五 圖五、輸入軸軸上零件的裝配(2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位,12段軸右端需制出一軸肩,故取23段的直徑mm 37d 23=。左端用軸端擋圈定位,12段長度應(yīng)適當(dāng)小于L 所以取12L =58mm2 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù)mm 37d 23=,由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-

28、1中初步選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為=T D d 40mm 90mm 25.25mm 所以mm 40d 43=而34L =25.25mm這對(duì)軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位,由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-1查得30308型軸承的定位軸肩高度mm 49d =a ,因此取mm 49d 45=3取安裝齒輪處的軸段67的直徑mm 35d 67=;為使套筒可靠地壓緊軸承,56段應(yīng)略短于軸承寬度,故取56L =24mm ,mm 40d 56=4軸承端蓋的總寬度為20mm 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑油的要求,求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離30l mm =,取

29、23L =50mm 。5錐齒輪輪轂寬度為55mm ,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取67L 66mm =由于2b a L L ,故取mm 98L 45= (3軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接,按mm 35d 67=由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表6-1 查得平鍵截面mm mm h b 810=,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為45mm ,同時(shí)為保 證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為67n H ;同樣,半聯(lián)軸器處平鍵截面為mm mm mm l h b 50810=與軸的配合為67k H ;滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的尺寸公差為k5。 (4確定軸上圓角和倒角尺寸

30、取軸端倒角為245,軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取。5、求軸上的載荷(30308型的a=19.5mm 。所以倆軸承間支點(diǎn)距離為109.5mm 右軸承與齒輪間的距離為54.25mm 。(見圖四6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)圖四可知右端軸承支點(diǎn)截面為危險(xiǎn)截面,由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(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)力為· 水平面H垂直面V支反力F 1652.57NH F N = 1175.23NV F N =21969.7NH F N =2623.14NV F N = 彎矩M總彎矩221=+=78960.2 N.mm扭矩T22223I ca M T W

31、+= 12.12Mpa 前已選定軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表15-1查得1160,ca MPa -=<,故安全。5.2輸出軸(III 軸的設(shè)計(jì)2、求作用在齒輪上的力已知大斜齒輪的分度圓直徑為 d 2=280 2.5cos cos 14.305n z m =206mm而223743703634.66206TFt N d=F Ft.tan 926.8N =圓周力t F 、徑向力r F 及軸向力a F 的方向如圖六所示 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表15-3,取0112A =,得III 33min 0III

32、P 3.61d A 11238.1n 92mm = 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑12d ,為了使所選的軸直徑12d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T K T A ca =,查械設(shè)計(jì)(第八版表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 1.3A K =,則T K T A ca =1.3374.73=487.149N m 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表14-4選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250N.M 半聯(lián)軸器的孔徑140d mm =,所以取=-21d 40mm ,半聯(lián)軸器長度L=112mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm 。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1 擬定軸上零件的裝

33、配方案(見圖七 圖七、輸出軸軸上零件的裝配 (2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位,1段軸左端需制出一軸肩,故取2-3段的直徑2347d mm -=,1段右端用軸端擋圈定位,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度184L mm =,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,故1-2段的長度應(yīng)比1L 略短些,現(xiàn)取1282l mm -=。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,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù)2347d mm -=,由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-1中初步選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30310,其尺寸為5011029

34、.25d D T mm mm mm =,347850d d mm -=,因而可以取3429.25l mm -=。右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位,由機(jī)械設(shè)計(jì)課程表13-1查得30310型軸承的定位軸肩高度mm 60d =a ,因此取=-54d 60mm 。3 齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為52mm ,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取=-76l 49mm 齒輪的輪轂直徑取為55mm所以=-76d 55mm 。齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度0.07h d >,故取4h mm =,則軸環(huán)處的直徑為5663d mm -=。軸環(huán)寬度 1.4b h ,

35、取568l mm -=。4 軸承端蓋的總寬度為20mm ,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑油的要求,求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離30l mm =故2350l mm -=5 齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm ,大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm ,在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm 。可求得=-87l 57.25mm =-54l 86mm (3軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接,按67d -由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八 版表6-1查得平鍵截面1610b h mm mm =,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為50mm ,同時(shí)為保證齒 輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故

36、選擇齒輪輪轂與軸的配合為67n H ;同樣半聯(lián)軸器與軸的連接,選用平鍵12870mm mm mm ,半聯(lián)軸器與軸的配合為67k H ,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的尺寸公差為m 5。 (4確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為245,軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取。 5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖,在確定支點(diǎn)時(shí)查得30310型的支點(diǎn)距離a=23mm 。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1=61.25mm ,L2=131.25mm 。做出彎矩和扭矩圖(見圖六。由圖六可知齒輪支點(diǎn)處的截面為危險(xiǎn)截面,算出其彎矩和扭矩值如下:6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)

37、上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(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22223III ca M T W+=18.7mpa 前已選定軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表15-1查得1160,ca MPa -=<,故安全。5.3中間軸(II 軸的設(shè)計(jì)1、求輸入軸上的功率P 、轉(zhuǎn)速n 和轉(zhuǎn)矩T3.92垂直面V支反力F 13096.94NH F N =11651.07NV F N =21445.24NH F N =255.05NV F N =- 彎矩M 189687.H M N mm =1101128.Mv N mm = 27218.Mv N mm =-扭矩TIII T =3

38、74.73M2、求作用在齒輪上的力已知小斜齒輪的分度圓直徑為 52d mz mm =391552tan tan 2028071470cos cos14305=t n r t a t T F N d F F N F F N已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑222222322101.78=t m r t a t T F N d F F N F F N 圓周力1t F 、2t F ,徑向力1r F 、2r F 及軸向力1a F 、2a F的方向如圖八所示 圖八、中間軸受載荷圖3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr (調(diào)質(zhì),根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表15-3,取0110A =

39、,得30 3.92=d A mm ,中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑12d -和56d -4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1擬定軸上零件的裝配方案(見圖九圖九、中間軸上零件的裝配 (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(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù)125624.21d d mm -=>,由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13.1中初步選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306,其尺寸為307220.7d D T m m m m m m =,125630d d mm -=。這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位,由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13.

40、1查得30306型軸承的定位軸肩高度37mm ,因此取套筒直徑37mm 。2取安裝齒輪的軸段234535d d mm -=,錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位,已知錐齒輪輪轂長42L mm =,為了使套筒端面可靠地壓緊端面,此軸段應(yīng)略短于輪轂長,故取2338l mm -=,齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度0.07h d >,故取4h mm =,則軸環(huán)處的直徑為3443d mm -=。3已知圓柱直齒輪齒寬157=B mm ,為了使套筒端面可靠地壓緊端面,此軸 段應(yīng)略短于輪轂長,故取4554-=l mm 。4齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm ,大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm ,在確

41、定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm 。則取1253.75l mm -=3420l mm -= 5646.75l mm -=(3軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接,按23d -由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表6-1查得平鍵截面108b h mm mm =,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為32mm ,同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為76H m ;圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接,按45d -由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表6-1查得平鍵截面108b h mm mm =,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為50mm ,同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為76H

42、m ;滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的尺寸公差為k6。(4確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為245,軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖,在確定支點(diǎn)時(shí)查得30310型的支點(diǎn)距離a=15.3mm 。所以軸承跨距分別為L1=55.45mm ,L2=74.5mm 。L3=60.95mm 做出彎矩和扭矩圖(見圖八。由圖八可知斜齒輪支點(diǎn)處的截面為危險(xiǎn)截面,算出其彎矩和扭矩值如下:6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(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)力為載荷 水平面H垂直面V支反力F11817.

43、6NH F N =1139.1NV F N =22288NH F N =21024.4NV F N = 彎矩M1100785.H M N mm =- 2139453.H M N mm =-18478.Mv N mm =- mm N Mv .308882=mm N Mv .407463=462437.Mv N mm =扭矩T+=ca M T MPa W前已選定軸的材料為40r C (調(diào)質(zhì),由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版表15-1查得1170,ca MPa -=<,故安全。7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 (1判斷危險(xiǎn)截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點(diǎn)處的應(yīng)力最大,從應(yīng)力集中對(duì)軸的影響來看,齒輪兩端處2+=10

44、1140=b M MPa W 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=T T T MPa W 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 640b MPa = 1275MPa -=1155MPa -=r d=,63 1.1555D d=,經(jīng)插值后查得2.19= 1.545=又由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為0.82q = 0.85q =故有效應(yīng)力集中系數(shù)為1(110.82(2.111 1.911(110.85(1.5451 1.46k q k q =+-=+-=+-=+-=由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版附圖3-2的尺寸系數(shù)0.69=,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.83=。軸按磨削加工,由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版附圖3-4得表面

45、質(zhì)量系數(shù)為0.92=軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即1q =,則綜合系數(shù)為11.91111 2.86+-=+-=+-=+-= 又取碳鋼的特性系數(shù)為0.1= 0.05=計(jì)算安全系數(shù)ca S 值1127523.415.57 1.52223.4220.862a m a m ca S K S K S S S S S S -=+=+=>>=+故可知安全。六、軸承的校核6.1輸入軸滾動(dòng)軸承計(jì)算初步選擇的滾動(dòng)軸承為0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為409025.25d D T mm mm mm =,軸向力 197.19a F N =,0.35e = ,Y=1.7,X=0.4載荷

46、 水平面H 垂直面V支反力F 1652.57NH F N = 1175.23NV F N =21969.7NH F N = 2623.14NV F N =則12686.55,2072.4Fr N Fr N = 則1122686.55201.9322 1.7Y =則=+=則1061069080010 5.1410610660609602072.43r h r C L h h n P => 故合格。6.2中間軸滾動(dòng)軸承計(jì)算初步選擇的滾動(dòng)軸承為0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306。 軸向力 447.6a F N =,0.31e = ,Y=1.9,X=0.4載荷 水平面H垂直面V

47、 支反力FN F NH 3.19221=N F NV 19.521=N F NH 58.25942= N F NV 69.11032=則 121923,2819Fr N Fr N =則 1122192350622 1.9281974222 1.9d d Fr F N Y Fr F NY =則1112506953.6a a d a d F F N F F F N=+=則 115060.2631923a r F e F =<22953.60.3382819a r F e F => 則 11Pr 1923r F N =10610659000100.841066060436.3629393

48、r h r C L h Lh n P '=> 故合格。6.3輸出軸軸滾動(dòng)軸承計(jì)算初步選擇的滾動(dòng)軸承為0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30310. 軸向力 82074.a F N =,0.35e = ,Y=1.7,X=0.4則 122531.43,1014.45Fr N Fr N =則 11222531.43744.522 1.7d d Fr F N Y Fr F NY =F F F N =+=· 水平面H垂直面V 支反力FN F NH 49.21491=N F NV 1.13371=N F NH 09.10032= N F NV 41.1512-=a r F

49、e F =<221564.5a r F e F => 則 11Pr 2531.43r F N =10610613000010r h r C L h Lh n P '=> 故合格。七、鍵的校核7.1輸入軸鍵計(jì)算1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為8750b h l mm mm mm =,接觸長度度為:故單鍵即可。2、校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為10845b h l mm mm mm =,接觸長度度為:7.2 中間軸鍵計(jì)算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該 處 選 用 普 通 平 鍵 尺 寸 為 b ´ h ´ l = 10mm

50、 ´ 8mm ´ 32mm ， 接 觸 長 度 l ' = 32 - 10 = 22mm ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k = 0.5h = 0.5 ´ 8 = 4mm 。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 為： s p = 2T ´103 kl ' d = 2 ´101.78´103 4 ´ 22 ´ 35 = 66.09mpa < s p = 110mpa 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該 處 選 用 普 通 平 鍵 尺 寸 為 b ´ h ´ l = 10mm ´ 8mm

51、´ 50mm ， 接 觸 長 度 l ' = 50 - 10 = 40mm ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k = 0.5h = 0.5 ´ 8 = 4mm 。 則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 為： s p = 2T ´103 kl ' d = 2 ´101.78´103 4 ´ 40 ´ 35 = 36.35mpa < s p = 110mpa 故合格。 7.3 輸出軸鍵計(jì)算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該 處 選 用 普 通 平 鍵 尺 寸 為 b ´ h ´ l = 12mm ´ 8mm ´ 70mm ， 接 觸 長 度 l ' = 70 -