帶式傳輸機(jī)的傳動(dòng)裝置課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、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：帶式傳輸機(jī)的傳動(dòng)裝置班 級(jí)： 10級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 二一 年 十二 月十六日 機(jī)電工程系 目 錄1.機(jī)械設(shè)計(jì)課程任務(wù)書12.電動(dòng)機(jī)選擇23.計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)34.運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算35.傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算36.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算127.軸承的選擇及校核計(jì)算198.鍵連接的選擇及校核計(jì)算219.減速器的附件選擇2210.減速器的潤(rùn)滑 22心得與體會(huì)23參考文獻(xiàn)231.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、 設(shè)計(jì)題目：帶式傳輸機(jī)的傳動(dòng)裝置題目數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號(hào) 1234567運(yùn)輸機(jī)工作拉力f(kn)1.61.822.22.42.

2、64.6運(yùn)輸帶工作速度v（m/s） 1.210.81.41.210.85卷筒直徑d(mm)440400320440420360400數(shù)據(jù)編號(hào) 8910運(yùn)輸機(jī)工作拉力f(kn)342.8運(yùn)輸帶工作速度v（m/s） 0.81.61.4卷筒直徑d(mm)300400275二、 運(yùn)輸機(jī)工作條件工作時(shí)不逆轉(zhuǎn)，載荷有輕微沖擊；工作年限為10年，二班制；設(shè)計(jì)任務(wù)1進(jìn)行二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)（已擬定完成）2 電動(dòng)機(jī)功率及傳動(dòng)比分配，3 主要傳動(dòng)零件的參數(shù)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)件的選用.4 減速器結(jié)構(gòu)、箱體各部分尺寸確定，結(jié)構(gòu)工藝性設(shè)計(jì)。5 裝配圖的設(shè)計(jì)要點(diǎn)及步驟等。6 設(shè)計(jì)和繪制零件工作圖7 整理和編寫設(shè)計(jì)說(shuō)

3、明書三、 設(shè)計(jì)成果要求1. 二級(jí)圓柱齒輪減速器裝配圖1張；2. 零件工作圖2張；3. 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書1份。2.電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇： y系列三相異步電動(dòng)機(jī)2、電動(dòng)機(jī)功率選擇：(1)傳動(dòng)裝置的總功率：總=帶×4軸承×2齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.95×0.984×0.972×0.99×0.95=77.54(2)電機(jī)所需的工作功率：p工作=fv/1000總=1800×1/1000×0.7754=2.32kw3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000v/d=60

4、5;1000×1.0/×400=47.77r/min按手冊(cè)推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍ia=36 ia=840。取v帶傳動(dòng)比i1=24，則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為ia=16160。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n筒=（16160）×47.77=764.327463.2r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000、和1500r/min。m根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出有二種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)：綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見第2方案比較適合，則選n=1500r/min 。4、確定電動(dòng)機(jī)

5、型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y100l2-6。其主要性能：額定功率：3kw，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2n.m。3.計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=1420/47.77=29.732、分配各級(jí)傳動(dòng)比(1) 帶傳動(dòng)比取i帶=3(2) 則：減速器總傳動(dòng)比為ij= i總/i帶=9.9雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器高速級(jí)傳動(dòng)比為i1=(1.3ij) 0.5 =3.59低速級(jí)傳動(dòng)比為i2 =ij / i1=2.764.運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）ni=n電機(jī)/n帶=1420/3=473.33r/mi

6、nnii=ni/i1=473.33/3.59=131.85r/minniii= n= nii/i2=131.85/2.76=47.77r/min2、 計(jì)算各軸的輸入功率（kw）pi=p工作x帶=2.32x0.95=2.204kwpii=pi×軸承x齒輪=2.204x0.98x0.97=2.095kwpiii=pii×軸承×齒輪=2.095x0.98x0.97=1.99kwp=piii×軸承×聯(lián)軸器=1.99x0.99x0.98=1.932kw3、 計(jì)算各軸扭矩（n·mm）ti=9550×pi/ni=9550x2.204/47

7、3.33=44.47 n·mmtii=9550×pii/nii=9550×2.095/131.85=151.74n·mmtiii=9550piii/niii=9550×1.99/47.77=397.83n·mmt=9550p/n=9550×1.932/47.77=386.24n·mm各軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩，各級(jí)之間的傳動(dòng)比和效率，并整理填寫在表格中，如下表所示。軸號(hào)轉(zhuǎn)速n(r/min)功率p/kw扭矩t/( n·m)電動(dòng)機(jī)軸14202.20444.47473.332.095151.74131.851.99397

8、.8347.771.932386.24 5.傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 確定計(jì)算功率pc由課本表8-7得：工作情況系數(shù)ka=1.1pc=kap=1.1×3=3.3kw由課本p157圖8-11得：選用a型v帶（2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速1） 初選小帶輪直徑由課本表8-6，8-8得，取小帶輪基準(zhǔn)直徑為則取dd1=90mm>dmin=752） 驗(yàn)算帶速v：按公式v=dd1n1/60×1000v=×90×1420/60×1000=6.6882m/s又因?yàn)?<v<30m/s，帶速合適。3） 計(jì)算大帶輪直徑d

9、d2=i·dd1 =3x90=270mmdd2=280mm取標(biāo)準(zhǔn)值=280mm（3） 確定帶長(zhǎng)和中心矩1）根據(jù)課本式0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)得：0. 7(90+270)a02×(90+270)所以有：252mma0720mm 初定中心距為：a0 =5002）帶所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度ld0=2 a0所+/2(dd1+dd2)+ (dd2-dd1) 2/4 a0=2x500+3.14/(90+270)+(270-90) 2 /4x500=1851.4mm 由表8-21選帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度ld =1800 3）計(jì)算實(shí)際中心距aa0+ld-l0/2=500+（1800-18

10、51.4）/2mm=474.3mm（4）驗(yàn)算小帶輪包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-(270-90)/474.3×57.30=158.250>1200（適用）（5）確定帶的根數(shù) 1）計(jì)算單根v帶的額定功率根據(jù)dd1比=90mm,n1=1420r/min查表8-5得p0 =0.93+（1.07-0.93/1450-1200）x（1420-1200） =1.0532kw根據(jù)n1=1420r/min i=3 a型帶 查表8-4b得 p00.17kw查表8-5得ka =0.943 查表8-2得kl =1.01 pr比=（p0 +p0）kakl =

11、(1.0532+0.17)x0.943x1.01=1.165 2)計(jì)算v帶根數(shù)zz=pc/pr=3.3/1.65=2.83取3根 （6）計(jì)算單根v帶初拉力最小值f0 (min)由表8-3得 a型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=0.1kg/mf0 (min)=500x(2.5-ka) pca / ka zv+qv2=500x(2.5-0.943)x3.3/(0.943x3x6.69)+0.1x6.692 =140.21n應(yīng)使帶實(shí)際拉力f0 >f0 (min) （7）軸壓力fp軸壓力最小值fpfp(min)=2zf0（min）sin1/2=2×3×140.21sin158.25/2=

12、826.125n結(jié)構(gòu)草圖：2、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 a高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)（1）選擇齒輪材料及精度等級(jí)考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280hbs。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度240hbs； 選7級(jí)精度。齒面精糙度ra1.63.2m 選小齒輪齒數(shù)z1 =24，大齒輪齒數(shù)z2 =24x3.95=86.16 取z2 =86 初選螺旋角b=140（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)小齒分度圓直徑d1t2kt1(u+1) zh2ze2 /ua (min)d h21/3確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1）試選kt =1.6 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t1t1=9.55×

13、106×p/n1=44.47n.m3）選取齒寬系數(shù)d =1.0（表10-7）4）由表10-6查得 材料的彈性影響系數(shù)ze =189.8mpa 0.55）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1 =600mpa 0lim2 =550mpa 6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) n1=60n1jlh=60x473.33x1x(16x300x10)=1.36319x109 n2=n1/i=1.36319x109 /3.5833=3.8x108 7）由圖取接觸疲勞壽命系數(shù) khn1 =0.94 khn2 =1.03 8）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=

14、1h1=hlim1khn1/s=0.94x600/1mpa=564mpah2=hlim2khn2/s=1.03x550/1.0mpa=566.5mpa 9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) zh =2.433 10）由圖10-26查得 a1 =0.78 a2 =0.88 a =a1 +a2 =1.66 11）許用接觸應(yīng)力 h=( h 1 + h 2)/2 =564+566.5/2=565.25mpa 計(jì)算1)試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t 由公式得：d1t >=2x1.6x4.447x10 4 x4.59x2.4332 x189.8 2/(1x1.66x3.59x565.25 2 )=41.82

15、mm 2)計(jì)算齒輪的圓周速度v v=d1tn1/60×1000=3.14×41.82×473.33/60×1000 =1.036m/s 3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt b=d1td =1x41.82=41.82mmmnt =d1t xcosb/z1 =41.82xcos140 /24=1.69h=2.25mnt =2.25x1.69=3.8025mmb/h=41.82/3.8025=10.99811 4)計(jì)算重合度 b =0.318d z1 tanb =0.318x1x24xtan140 =1.903 5)計(jì)算載荷系數(shù)使用系數(shù)ka =1 又v=1.036m/

16、s 7級(jí)精度 由圖10-8查得 動(dòng)載荷系數(shù)kv=1.1由表10-4查得 khb=1.417由圖10-13查得kfb=1.35由表10-3查得kha=kfa=1.4 故 載荷系數(shù) k= khb khakakv =1x1.1x1.4x1.417=2.1826)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得d1 = d1t （k/ kt）1/3 =41.82x(2.182/1.6)1/3 =46.38mm7)計(jì)算模數(shù)mn = d1 cosb/z=46.38xcos14/24=1.875mm（3） 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-17）mn2kt1 yb cos2 byfafsa /(d z12

17、a f) 1/3 確定計(jì)算參數(shù) 1）計(jì)算載荷系數(shù) k= kfb kfakakv =1x1.1x1.4x1.35=2.1 2）根據(jù)縱向重合度b =1.903由圖10-28查得 螺旋角影響系數(shù)yb =0.883）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1 = z1 /cos3b= 24 /cos3140=26.27zv2 = z2 / cos3b= 86 /cos3140=94.144）查取齒形系數(shù)由表10-5查得 yfa1 =2.592 yfa2 =2.19175）查取應(yīng)力校正系數(shù) ysa1 = 1.596 ysa2 =1.784 6)由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 fe1 =500mpa fe2 =380

18、mpa7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn1 =0.83kfn2 =0.86 8)計(jì)算彎曲疲勞使用應(yīng)力 取彎曲安全疲勞系數(shù) s=1.4 由式 10-12得 f1=fe1kfn1/s=296.43mpaf2=fe2kfn2/s=233.43mpa 9）計(jì)算大小齒輪的yfafsa /f并比較yfa1fsa1 /f 1=2.592x1.596/296.43=0.013956yfa2fsa2 /f2 =2.1917x1.784/233.43=0.01675 大齒輪數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算mn =2x2.10x4.447x104 x0.88xcos2 140 x0.01675/(1x242 x1.66)

19、 1/3 =1.4mm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)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取mn =2.0mm，可滿足彎曲強(qiáng)度，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比=46.38mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 z1 = d1 cosb/ mn =46.38 xcos140 /2=22.5 于是 取z1 =23 z2=23 x i=83 （4）幾何尺寸計(jì)算1）中心距計(jì)算 a= (z1+z2) mn/2cosb=109.245mm中心距元整為a=109mm2）按元整后的中心距修正螺旋角 b=arccos(z1+z2) mn /2a=arccos（23+83）x2

20、/2x109 =130 28 15” 3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 d1=z1 mn /cosb=23x2/cos130 28 15”=47.3d2=z2 mn /cosb=83x2/cos130 28 15”= 170.69 4）計(jì)算齒輪寬度 b=dd1 =1x47.3=47.3mm元整后 取b2 =50mm b2=55mm結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)草圖： b低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)（1）選擇齒輪材料及精度等級(jí)考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280hbs。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度240hbs； 選7級(jí)精度。齒面精糙度ra1.63.2m 選小齒輪齒數(shù)z1 =36，大齒

21、輪齒數(shù)z2 =36x2.76=99.36 取z2 =100 初選螺旋角b=100（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)小齒分度圓直徑d1t2kt1(u+1) zh2ze2 /ua (min)d h21/3確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1）試選kt =1.6 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t1t1=9.55×106×p/n1=151.74n.m3）選取齒寬系數(shù)d =1.0（表10-7）4）由表10-6查得 材料的彈性影響系數(shù)ze =189.8mpa 0.55）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1 =600mpa 0lim2 =550mpa 6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次

22、數(shù) n1=60n1jlh=60x473.33x1x(16x300x10)=3.79728x108 n2=n1/i=3.79728x108 /2.76=1.3758x108 7）由圖取接觸疲勞壽命系數(shù) khn1 =0.94 khn2 =1.03 8）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=1h1=hlim1khn1/s=0.94x600/1mpa=564mpah2=hlim2khn2/s=1.03x550/1.0mpa=566.5mpa 9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) zh =2.47 10）由圖10-26查得 a1 =0.81 a2 =0.91 a =a1 +a2 =1.72 11

23、）許用接觸應(yīng)力 h=( h 1 + h 2)/2 =564+566.5/2=565.25mpa計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t 由公式得：d1t 2x1.6x15.174x10 5 x3.76x2.472 x189.8 2/(1x1.72x2.76x565.25 2 )=64.159mm 2)計(jì)算齒輪的圓周速度vv=d1tn1/60×1000=3.14×64.159×151.74/60×1000 =0.51m/s 3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt b=d1td =1x64.159=64.159mmmnt =d1t xcosb/z1 =64.1592xcos

24、140 /36=1.755h=2.25mnt =2.25x1.755=3.949mmb/h=64.159/3.949=16.256 4)計(jì)算重合度 b =0.318d z1 tanb =0.318x1x36xtan100 =2.0186 5)計(jì)算載荷系數(shù)使用系數(shù)ka =1 又v=0.51m/s 7級(jí)精度 由圖10-8查得 動(dòng)載荷系數(shù)kv=1.05由表10-4查得 khb=1.422由圖10-13查得kfb=1.36由表10-3查得kha=kfa=1.4 故 載荷系數(shù) k= khb khakakv=2.096)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得d1 = d1t （k/ kt）1

25、/3 =64.195x(2.1/1.6)1/3 =70.286mm7)計(jì)算模數(shù)mn = d1 cosb/z=70.286xcos100/36=1.923mm（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-17）mn2kt1 yb cos2 byfafsa /(d z12a f) 1/3 確定計(jì)算參數(shù) 1）計(jì)算載荷系數(shù) k= kfb kfakakv =1x1.05x1.4x1.36=2.0 2）根據(jù)縱向重合度b =2.0186由圖10-28查得 螺旋角影響系數(shù)yb =0.923）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1 = z1 /cos3b= 36 /cos3100=37.69zv2 = z2 / cos3b=100 /co

26、s3100=104.74）查取齒形系數(shù)由表10-5查得 yfa1 =2.423 yfa2 =2.1765）查取應(yīng)力校正系數(shù) ysa1 = 1.66 ysa2 =1.794 6)由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 fe1 =500mpa fe2 =380mpa7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn1 =0.86kfn2 =0.89 8)計(jì)算彎曲疲勞使用應(yīng)力 取彎曲安全疲勞系數(shù) s=1.4 由式 10-12得 f1=fe1kfn1/s=307.14mpaf2=fe2kfn2/s=241.57mpa9）計(jì)算大小齒輪的yfafsa /f并比較yfa1fsa1 /f 1=2.423x1.6

27、6/307.14=0.0131yfa2fsa2 /f2 =2.176x1.794/241.57=0.01616 大齒輪數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算mn=2x1.5174x105x0.92xcos2140x0.01616/(1x362 x1.72) 1/3 =1.963mm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)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取mn =2.0mm，可滿足彎曲強(qiáng)度，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比=70.286mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 z1 = d1 cosb/ mn =70.286 xcos100 /2=34.6 于是 取z1 =35 z2=35

28、x i=97 （4）幾何尺寸計(jì)算1）中心距計(jì)算 a= (z1+z2) mn/2cosb=134.036mm中心距元整為a=134mm2）按元整后的中心距修正螺旋角 b=arccos(z1+z2) mn /2a=arccos（35+97）x2/2x134 =90 54 42” 3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 d1=z1 mn /cosb=35x2/cos90 54 42”=71.066d2=z2 mn /cosb=97x2/cos90 54 42”= 196.95 4）計(jì)算齒輪寬度 b=dd1 =1x71.066=71.066mm元整后 取b2 =72mm b1=78mm（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)草圖：6軸的

29、設(shè)計(jì)計(jì)算低速級(jí)聯(lián)軸器的選擇由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，所以工作情況系數(shù)為ka=1.5，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 tca=kaxt=1.5x393.15=589.7 n·m因此選擇聯(lián)軸器的型號(hào)為yl10型低速軸與工作機(jī)軸相連，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，但是傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因?yàn)闇p速器與工作機(jī)常在同一底座上，不需要有較大的軸線偏移補(bǔ)償，因此選用彈性聯(lián)軸器。其主要參數(shù)如下：型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩n.m軸孔直徑 mm軸孔長(zhǎng)度mmy型j1 型yl106303811284輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs查表15-3，取a0 =105d105 (2.204

30、/473.33)1/3mm=17.5366mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=17.5366×(1+5%)mm=18.41選d=19mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級(jí)減速器中可將齒輪安排在遠(yuǎn)離箱體處(右邊)，齒輪左面由軸環(huán)定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過(guò)渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度段：d1=19mm 長(zhǎng)度取l1=75mmii段:d2=d1+2h=19+2×2×1.1.0=23mmd2=23mm初選用7205ac型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為25mm,寬度為15mm.考慮齒輪端面和箱體

31、內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長(zhǎng)為20mm，通過(guò)密封蓋軸段長(zhǎng)應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，為此取該段長(zhǎng)為33mm，故l2=33mmiii段直徑d3=28mml3=90mm段直徑 即軸環(huán)直徑d4=35mm由手冊(cè)得：c=1.2 h=2c=2×1.2=2.4mm軸環(huán)寬度b1.4h b取5mm 取l4=5mm段：直徑d5=28mm. 因?yàn)榇颂廄X輪寬度為55mm 取長(zhǎng)度l5=53mm段：取套筒為25mm考慮此處軸承及套筒長(zhǎng)度及其之間的配合，取l6 =40mmd6 =25mm由上述軸各段長(zhǎng)度可算得軸支承跨距l(xiāng)=221mm結(jié)構(gòu)草圖：（3）按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑：已知d1=47.3mm求

32、轉(zhuǎn)矩：已知t1=44470n·mm求圓周力：ftft=2t1/d1=2x44470/47.3=1880.34n求徑向力frfr=ft·tan/cosb=1880.34×tan200/cos140=705.34nla=l2 +l3 +l4 +l齒輪/2=154.5mm lb=l6 +l5 l齒輪/2=66.5mm1)繪制軸受力簡(jiǎn)圖（如圖a）2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：fayx154.5=fbyx66.5fay+fby=fr得 fay =212.24nfby =493.1n截面c在垂直面上彎矩為：mc1=fayx154.5mm=32.79n·m

33、3）繪制水平面彎矩圖（如圖c）fazx154.5=fbzx66.5faz+fbz=ft得： faz=565.8nfbz=1314.54n截面c在水平面上彎矩為：mc2=fazlx154.5=87.416n·m4)繪制合彎矩圖（如圖d）mc=(mc12+mc22)1/2=(32.792+87.4162)1/2=93.36n·m5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：t=9.55×（p1/n1）×106=44.47n·m6)當(dāng)量彎矩轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取=1，截面c處的當(dāng)量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=93.362+(1×444

34、.47)21/2=103.41n·m7)校核危險(xiǎn)截面c的強(qiáng)度e=mec/0.1d43=103.4/0.1×283=47.1mpa< -1b=60mpa該軸強(qiáng)度足夠。級(jí)軸的設(shè)計(jì)1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs查表15-3，取a0 =105d110(2.095/131.85)1/3mm=27.65mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=27.65×(1+5%)mm=29選d=30mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級(jí)減速器中兩齒輪中間用軸環(huán)定位，兩齒輪另一側(cè)都用套筒軸向固定，則采用過(guò)渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度段：

35、初選用7206ac型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長(zhǎng)為19（考慮到齒輪及軸承的安裝），通過(guò)密封蓋軸段長(zhǎng)應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，為此取該段長(zhǎng)為36mm，故l1=36mmd1=30mm ii段: 直徑d2=37mm. 因?yàn)榇颂廄X輪寬度為78mm 取長(zhǎng)度l2=75mmiii段 軸環(huán)寬度b1.4h b取20mm 取d3=42mml3=20mm段 直徑d4=36mm. 因?yàn)榇颂廄X輪寬度為50mm 取長(zhǎng)度l4=48mm段：取套筒為24+2=26考慮此處軸承及套筒長(zhǎng)度及其之間的配合，取l5=42mmd5 =30mm由上述軸各段長(zhǎng)度可

36、算得軸支承跨距l(xiāng)=221mm結(jié)構(gòu)草圖：（3）按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑：已知d1=71mm d2=170.69mm 求轉(zhuǎn)矩：已知t2=151740n·mm求圓周力：ftft1=2t2/d2=2x151740/170.69=1777.96nft2=2t2/d1=2x151740/71=4274.366n求徑向力frfr 1=ft2·tan/cosb=1777.96×tan200/cos140=657.1nfr 2=ft 1·tan/cosb=4274.366×tan200/cos100=1579.74nla=l5 +l4 -l齒輪/2=65m

37、m lb=l1+l2 l齒輪/2=72mm1)求支反力fax、fby、faz、fbz軸承支反力fa：fay1x65=fby1x156y1+fby1=fr 1得 fay1 =2463.8nfby1 =193.26nfay2x149=fby2x72fay2+fby2=fr 2得 fay2 =514.666nfby2 =1065nf ay =fay1+fay2=-50.8nf by =fby1+fby2=-871.74nfaz1x65=fb1x156faz1+fbz1=ft1 =1777.96n得： faz1=1255nfbz1=522.9nfaz2x149=fb2x72faz2+fbz2=ft2

38、=4274.366n得： faz2=1392.55nfbz2=2881.8nf az =faz1+faz2=2647.55nf bz =fbz1+fbz2=3407.7n2）計(jì)算垂直面彎矩截面c 1在垂直面上彎矩為：mc1=fayx65mm=3302n·m截面c 2在垂直面上彎矩為：mc2=fbyx72mm=62765.28n·m3）計(jì)算水平面彎矩截面c 1在水平面上彎矩為：mc 1 =fazx65=172090.75n·m截面c 1在水平面上彎矩為：mc 2 =fbzx72=245354.4n·m4)計(jì)算合彎矩mc1合=(mc12+mc12)1/2=(

39、3.3622+172.092)1/2=172.12n·mmc2合=(mc22+mc22)1/2=(62.7652+245.32)1/2=253.2n·m5)扭矩轉(zhuǎn)矩：t=9.55×（p1/n1）×106=44.47n·m6)當(dāng)量彎矩轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取=1，截面c處的當(dāng)量彎矩：mec 1合=mc1合2+(t)21/2=172.122+(1×151.74)21/2=229.45n·mmec 2合=mc2合2+(t)21/2=253.22+(1×151.74)21/2=295.18n·m7)校核

40、危險(xiǎn)截面c的強(qiáng)度e 1=mec 1合/0.1d3=229.45/0.1×363=59.79mpa< -1b=60mpae 2=mec 2合/0.1d3=295.18/0.1×373=58.11mpa< -1b=60mpa該軸強(qiáng)度足夠。輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs查表15-3，取a0 =105d105 (1.99/47.77)1/3mm=36.05mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=36.05×(1+5%)mm=37.85選d=38mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級(jí)減速器中可將齒輪安排在

41、遠(yuǎn)離箱體處(左邊)，齒輪右面由軸環(huán)定位，左面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過(guò)渡配合固定（2）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度初選7209ac型角接球軸承，其內(nèi)徑為45mm，寬度為19mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長(zhǎng)為20mm，則該段長(zhǎng)39mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度為輪轂寬度為2mm。段：d1=45mm 長(zhǎng)度取l1=39mmii段:直徑d2=52mm. 因?yàn)榇颂廄X輪寬度為72mm 取長(zhǎng)度l2=70mm段直徑 即軸環(huán)直徑d3=60mm由手冊(cè)得：c=1.2 h=2c=2×1.2=2.4mm軸環(huán)寬度b1.4h 取l3=15

42、mm段：d4=50mml4 =53段：取套筒為24mm考慮此處軸承及套筒長(zhǎng)度及其之間的配合，取l5 =43mmd5 =45mm段：d6=38mml6 =65mm由上述軸各段長(zhǎng)度可算得軸支承跨距l(xiāng)=221mm結(jié)構(gòu)草圖：（3）按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑：已知d4=196.95mm求轉(zhuǎn)矩：已知t3=397.83n·m求圓周力ft：ft=2t3/d4=2×397830/196.95=4039.9n求徑向力fr根據(jù)課本p127（6-35）式得fr=ft·tan/cosb=1806.7×0.36379cos10=1493n la=l1+l2 l齒輪/2=73mm

43、 lb=l5 +l4 +l3 +l齒輪/2=174mm 1)求支反力fax、fby、faz、fbzfayx73=fbyx147fay+fby=fr得 fay =997.65nfby =495.4nfazx73=fbzx147faz+fbz=ft得： faz=2699.39nfbz=1340.5n2)截面c在垂直面彎矩為mc1=fayx73mm=72.83n·m3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazlx73=197.055n·m4)計(jì)算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2=（72.832+197.0552）1/2=210.08n·m5)計(jì)算當(dāng)量彎矩：=1mec

44、=mc2+(t)21/2=210.082+(1×397.83)21/2=449.89n·m6)校核危險(xiǎn)截面c的強(qiáng)度e=mec/（0.1d）=449.89/(0.1×d3)=31.99mpa<-1b=60mpa此軸強(qiáng)度足夠7.滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命lh=2×8×300×10=48000h（1）計(jì)算輸入軸承1）已知n1=473.33r/min兩軸承徑向反力：fr1=(f2ay+ f2az ) 1/2=604.3nfr2=(f2by+ f2bz ) 1/2=1404n初先兩軸承為角接觸球軸承7205ac型根

45、據(jù)課本p322得軸承內(nèi)部軸向力fd=0.68fr 則fd1= 0.68fr1=410.9nfd2= 0.68fr2=954.72n2) fa= ft·tan1=1880.34xtan14=468.82 n故fd1 + fa=879.72nfd2 =954.72n則左端被壓緊，右端放松fa1= fd2 - fa =485.9n fa2=fd2=954.72n3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=485.9n/604.3n=0.804fa2/fr2=954.72n/1404n=0.68根據(jù)課本p321表（13-5）得e=0.68fa1/fr1 =0.804e ，則 x1=0.41 y1=0.8

46、7； fa2/fr2=0.68=e，則 x2=1 y2=0 4)計(jì)算當(dāng)量載荷p1、p2由于受輕微沖擊根據(jù)課本p321表（13-6）取f p=1.1根據(jù)課本p320（13-8）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1×(0.41×604.3+0.87×485.9)=737.5np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.1×(1×1404+0)=1544.4n5)軸承壽命計(jì)算因p1p2 故取p2=1544.4n故角接觸球軸承=3根據(jù)手冊(cè)得7205ac型的cr=12200n由課本p320（13-5a）式得lh=16670/ n1 (ftcr/

47、 p2)=(16670/473.33)×(1×12200/1544.4)3=17357h48000h故預(yù)期壽命不足查手冊(cè)另選軸承類型為7305ac，此時(shí)cr=20800經(jīng)計(jì)算得lh=86019.248000h故預(yù)期壽命足夠。（2）計(jì)算中間軸軸承1）已知n=131.85r/min兩軸承徑向反力：fr1=(f2ay+f2az)1/2=2648nfr2=(f2by+ f2bz ) 1/2=3517.4n初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型根據(jù)課本p322得軸承內(nèi)部軸向力fd=0.68fr 則fd1= 0.68fr1=1800.64nfd2= 0.68fr2=2391.8n2)

48、fae1= ft1·tan1=443.3 n fae2= ft2·tan2=753.69 n所以fa= fae2- fae1=310.4n故fd2 + fa=2702.2fd1 ，則左端放松，右端壓緊 fa1= fd2 + fa =2702.2n fa2=fd2=2391.8n 3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=2702.2/2648=1.02fa2/fr2=2391.8/3517.4=0.68根據(jù)課本p321表（13-5）得e=0.68fa1/fr1 = 1.02e ，則 x1=0.41 y1=0.87:； fa2/fr2=0.96=e，則 x2=1 y2=0 4)計(jì)算當(dāng)量

49、載荷p1、p2由于受輕微沖擊根據(jù)課本p321表（13-6）取f p=1.1根據(jù)課本p320（13-8）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1×(0.41x2648+0.87x2702.2)=3780.25np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.1×(1×3517.4+0)=3869.14n5)軸承壽命計(jì)算因p1p2 故取p2=3869.14n故角接觸球軸承=3根據(jù)手冊(cè)得7206ac型的cr=16800n由課本p320（13-5a）式得lh=16670/ n1 (ftcr/ p2)=(16670/131.85)×(1×12200/3

50、869.14n)3=1034848000h故預(yù)期壽命不足查手冊(cè)另選軸承類型為7406ac，此時(shí)cr=425000經(jīng)計(jì)算得lh=167529h48000h故預(yù)期壽命足夠。（3）計(jì)算輸出軸承1）已知n=47.77r/min兩軸承徑向反力：fr1=(f2ay+ f2az)1/2=(997.65 2+ 2699.392) 1/2=2877.84nfr2=(f2by+ f2bz ) 1/2=( 495.42+ 1340.52) 1/2=1429.1n初先兩軸承為角接觸球軸承7209ac型根據(jù)課本p322得軸承內(nèi)部軸向力fd=0.68fr 則fd1= 0.68fr1=1956.9nfd2= 0.68fr2

51、=971.8n2) fa= ft·tan2=712.34 n故fd1fd2+ fa=1684.14 ，則左端放松，右端壓緊fa1=fd1=1956.9n fa2= fd1 - fa =1244.56n 3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=1956.9n /2877.84n =0.68fa2/fr2=1244.56n /1429.1n =0.87根據(jù)課本p321表（13-5）得e=0.68fa1/fr1=0.68=e ，則 x1=1 y1=0； fa2/fr2=0.87e，則 x2=0.41 y2=0.87 4)計(jì)算當(dāng)量載荷p1、p2由于受輕微沖擊根據(jù)課本p321表（13-6）取f p=1.1根據(jù)課本p320（13-8）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1×(1×2877.84n+0)=3165.62np2=fp(x2f