二齒輪減速箱總體方案

1、XX大學(xué)機械與電氣項目學(xué)院課程設(shè)計報告設(shè)計題目：鏈?zhǔn)捷斔蜋C傳動裝置專業(yè)班級：XX姓名:XX學(xué)號:XX指導(dǎo)老師:XX 完成日期:XX、課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計十題目鏈?zhǔn)捷斔蜋C傳動裝置的設(shè)計學(xué)生片姓名XX所在院系機電學(xué)院專業(yè)、年級、班XX設(shè) 設(shè)計計要求：F鏈?zhǔn)捷斔蜋C傳動裝置原始數(shù)據(jù):號 題12345678輸力引O502000020030000530040O504O005O006輸度W-輸距輸數(shù)節(jié)m001二二二8888001001送鏈齒z871614141517141已知條件:1. 輸送牽引力F=3500N2. 輸送鏈速度V=0.20m/s；3. 輸送鏈輪齒數(shù)z=14;4. 輸送鏈節(jié)距P=100mm5.

2、工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，無粉塵;6. 使用期限20年;7. 生產(chǎn)批量20臺;8. 生產(chǎn)條件 中等規(guī)模機械廠，可加工68級精度齒輪和78級精度蝸輪;9. 動力來源 電力,三相交流380/220V;10. 檢修間隔期 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修二、傳動方案擬定a工作條件：1. 輸送牽引力F=3500N2. 輸送鏈速度V=0.20m/s；3. 輸送鏈輪齒數(shù)z=14;4. 輸送鏈節(jié)距P=100mm5. 工作情況兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，無粉塵；6. 使用期限20年；7. 生產(chǎn)批量20臺；8. 生產(chǎn)條件中等規(guī)模機械廠，可加工 68級精度齒輪和78

3、級精度蝸輪；9. 動力來源電力,三相交流380/220V；10.檢修間隔期四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修 b原始數(shù)據(jù)：題號12345678輸送牽 引力F/N25002800300035004000450050006000輸送鏈 速度 v/(m/s0.250.250.180.200.150.160.160.14輸送鏈 節(jié)距p/mm1001001001008080100100輸送鏈 齒數(shù)z1817161414151714選擇第四組數(shù)據(jù)進行計算 C)傳動方案見下圖1-12-V帶輪；3-減速器；4-直齒齒輪傳動；5-鏈輪傳動1-電動機;Zinp鏈輪的轉(zhuǎn)速：14 100 n ,，m / s =

4、 0.2m / s60X00060 匯 1000解得：n =8.57r/min<P-鏈節(jié)距，Z1主動鏈輪的齒數(shù)，n主鏈輪的轉(zhuǎn)速r/min , V鏈 輪的平均速度）三、電機的選擇1、電動機類型的選擇：丫系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：<1）傳動裝置的總功率：總二帶 4軸承 2齒輪 聯(lián)軸器 鏈二 0.96 0.984 0.972 0.99 0.96=0.792（2>電機所需的工作功率：FV 3500 漢 0.20P工乍0.884 KW1000口總 1000 漢 0.792因此要求選擇電機的功率必須大于 884W。電動機功率選擇：因此要求選擇電機的功率必須大于 838W。根據(jù)

5、工作要求選擇三相異 步電動機，初選以下種型號的電機。傳動比方案電動機型號額定功率/kw電動機滿載 轉(zhuǎn)速/<r min 丄)電動機重量/kg堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩1Y802-40.751390182.32.32Y132S-61.11400222.32.33Y100L2-41.51400272.32.3若選擇 丫80M2-4則：P=559W若選擇 丫90S-4 則：P=858W若選擇 丫90L-4 貝U: P=1070W故選擇 Y90S-4型號的電機，即功率為1100VY效率為78%轉(zhuǎn)速為1400r/min四、總傳動比的確定與分配：1總傳動比：i總機400 =16336n鏈輪8.572

6、. 各級傳動比的分配帶傳動的傳動比：h =3.4高速級齒輪的傳動比：i2 =3.8低速級齒輪的傳動比：i3 =3.6鏈傳動傳動比：i4 =3.53. 各軸轉(zhuǎn)速計算：1400m411.76r/min3.4ni 411.76 “ccc / n? = 108.36r/ min3.83.8n2108.36n3 一 30.1r / min3.63.64.各軸輸入功率計算：R =卩電機漢 5 =1.仆78%域96% =0.8237kWp2 = R 小2 =0.8237x99% = 0.8154kWp3 =P2 江n3 =0.8154 x99% =0.8072kW5.各軸轉(zhuǎn)矩計算：P10.82379550

7、1 9550 疋N*m"9.104Nmn1411.76P20.8154T2 一9550 2 9550 漢N *71.863N *mn2108.36P30.8072T3 9550 3 9550 沃N m 拓 256.105N mn330.1五、帶輪的設(shè)計計算n2 =108.36r / min 代=30.1r / mi n R =0.8237kWP2 = 0.8154kWP3 =0.8072kW=19.104N *mT2 =71.863N mT3 =256.105N *mZ型V帶設(shè)計 項目計算及說明1.確 定功 率查表得Ka=1.2，貝U2.選 擇帶 型,，選擇Z型V帶3.確444- 疋

8、帶 輪基 準(zhǔn)直 徑選取小帶輪基準(zhǔn)直徑為，則大帶輪直徑為選取標(biāo)準(zhǔn)值。4.驗算 帶速帶速在氾圍內(nèi)。設(shè)計 項目計算及說明Z型V帶 材料為HT150 d1=45mm1.確 定功 率查表得Ka=1.2，則2.選擇帶 型,，選擇Z型V帶3.確444- 疋帶 輪基 準(zhǔn)直 徑選取小帶輪基準(zhǔn)直徑為，則大帶輪直徑為選取標(biāo)準(zhǔn)值。4.驗算 帶速帶速在氾圍內(nèi)。5.確定 帶的 基準(zhǔn) 長度 和 實際 中心 距a按結(jié)構(gòu)設(shè)計要求初定中心距a。由 即 為使結(jié)構(gòu)緊湊，取低值，由GB/T 13575.1-2008 選取基準(zhǔn)長度 因此，實際中心距 a為6.要求7.確 定V 帶根 數(shù)<1>計算單根V帶功率由，查得根據(jù)，和Z型

9、帶，查得根據(jù)查得。根據(jù)，查得，于<2>計算V帶根數(shù)取8計 算初 拉力查的V帶的質(zhì)量，則初拉力為9計 算作 用在 軸上 的壓 力10.帶輪 結(jié)構(gòu) 設(shè)計<1）材料選擇 經(jīng)選擇，米用材料為HT150。<2）小帶輪結(jié)構(gòu) 采用實心式，查得電動機直徑D=24mm查得其帶輪。取帶輪最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定 輪緣寬：輪緣=43.248mm 取 di=45mm<3）大帶輪結(jié)構(gòu)采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪緣寬可與小帶輪相冋，輪轂寬可與 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進行六、齒輪的設(shè)計計算1、高速級齒輪的設(shè)計 1.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高

10、，故選用 7級精度。3）材料選擇。選擇小齒輪的材料為 406調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS 就，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度差 為 40HBS4）初選小齒輪齒數(shù) 乙=24，大齒輪齒數(shù)z2 = 3.8 24 = 91.2，取 z2 =911.2按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行試算，即:2KT1 u±1ZEEh】jd 2.323-Z u1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)K =1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩P0.82368=9550 1 =9550N : 19.104N *mni411.76查表得齒寬系數(shù)d =1 O1）2）3）14）5）查表得材料的彈性影響系數(shù)

11、Ze =189.8MPa2由設(shè)計手冊中齒輪的彎曲疲勞強度極限的表查得，選取極限應(yīng)力 的中間偏下值，即在MQ及ML中間選值。按齒面硬度查得小齒輪的 接觸疲勞強度極限二Hiim1 OOMPa ；大齒輪的接觸疲勞極限二 Hiim2 =550MPao6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)2 =60n 1jLh =60 411.76 120 300 8 21=2.43936 109N19N210.7217 103.837）查表可知，接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.92， Khn2 =0.988）計算接觸疲勞需用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1得：J 1 二 Khn17 lim1 =0.92X 600=552MPaSk

12、 :一片2 二 HN2 Hlim2=o.98x 550=539 MPa S<2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑dit，代入匚h 中較小的值dit2.323 U22刑 m 一3 . Vd<1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）查表可小齒輪的彎曲疲勞強度極限 二fe1 =500MPa，大齒輪的彎 曲強度極限二fe2 380MPa2）查表得，彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 =0.9， KfN2 = 0.923）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由公式：., KFNFE1 0.9 漢500二 f1 = =MPa -321.43MPa 1.4 4.83/189.8'=2.323m

13、m = 36.47mm1，383（539 丿2）60 1000計算圓周速度vnd1tn1兀 x36.47 x 411.76 ,vm/s 二0.786m/ s60 10003）計算齒寬b b = d d1t =1 36.47mm = 36.47mm4）計算齒寬與齒高比-h模數(shù) 口 =d1t.= 36.47 =1.52 乙 24齒高 h =2.25mt =2.25 1.52mm = 3.42mmb 36.710.73h 3.425）計算載荷系數(shù)根據(jù)v =0.78622m/s，7級精度，查表可得：動載系數(shù) Kv -1.08 使用系數(shù)Ka =1.00 直齒輪KHa KFa =1齒向載荷分布系數(shù)K” =

14、1.417 故載荷系數(shù) K = KAKvKHaK =1.5306）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd1t3 -K- -36.4671: Kt=38.502mm7）計算模數(shù)d138.502 m= 11.604乙 241.3按齒根彎曲強度設(shè)計2KT1 YFaYsa2Zi彎曲強度的設(shè)計公式：FN2二FE2 =0.92 38°MPa =249.71MPaK1.4'-F 2-S4）計算載荷系數(shù)K 二 KAKVKFaKF-：=1 1.08 1 1.35 =1.4585）查取齒形系數(shù)。查表得：齒形系數(shù)YFa1 =2.8、YFa2 =2.218，應(yīng)力校正系數(shù)YSa1 =1.55、YS

15、a2 =1.581 ；7）計算大、小齒輪的丫；：丫并加以比較。YFalYsal2.8 1.550.0135tF 1321.43YFa2YSa22.218 1.581FSa20.0140tF 2249.71大齒輪的數(shù)值大<2）設(shè)計計算ri-451-910ri04 0.014am1.106mmm _31匯242對此計算結(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強度計算的模數(shù)，因為齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲 強度所決定的承載能力，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)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的 模數(shù)1.106圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=1.5，

16、按接觸強度算得的分度圓直徑 d 38.505mm，算出小齒輪齒數(shù)d138.505z1 = = 25.67 吒 26m 1.5大齒輪齒數(shù) z2 =3.8 26 = 98.8 : 99這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，有滿足了 齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。1.4幾何尺寸設(shè)計、<1）計算分度圓直徑di =乙口=26 1.5mm = 39mmd2=z2m = 99 1.5mm = 148.5mm<2）計算中心距d1 d239 148.5a =mm =93.75mm2 2<3）計算齒輪寬度b = dd1 = 1 39mm =39 mm取 B2 二 39mm

17、， B 45mm小齒輪大齒輪模數(shù)m1.51.5設(shè)計結(jié)果 <高速級齒輪設(shè)計）：齒數(shù)乙2699齒輪寬度4539分度圓直徑39148.5中心距93.752低速級齒輪設(shè)計2.1齒輪的材料及齒數(shù)與高速齒輪相同，小齒輪的材料為40Cr調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS就，大齒輪材料為 45鋼調(diào)質(zhì))，硬度為 240HBS二者材料硬度差 為 40HBS2.2低速級齒輪傳動比分配為1:3.83.按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即de?32 忙.3.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt =1-3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。95.5x105R 95.5 x 105 x 0.858T1N - mm111.

18、114=7.37 10 N - mm由表4-4選取齒寬系數(shù) d =1。由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。J：齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合的次數(shù)；Lh :齒輪的工作壽命N60n1jL60 100 1 (2 8 300 20)=5.085 108843.2計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入二h中比較小的值。KT1 ud1t 一2.327二 2.3231.3漢 7.37X104 5 *189.8 Y4 1522.5 丿mm =5823mmN2 =5.085 10 =1.271 108計算圓周速度v。nn 58.23 100vm/s 二 0.305m/s60 1000 60 1000計算齒寬b。b = d *d1

19、t =1 58.23mm = 58.23mm計算齒寬與齒高之比 b。h模數(shù)d1t 58.23mt =亠=mm = 2 43mmz124'齒高h 5.46h = 2.25mt = 2.25 2.43mm =5.464.按齒根彎曲強度設(shè)計 由式得彎曲強度的設(shè)計公式為計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.125m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) Kv =1.03 ；直齒輪，Kh-. = Kf-. =1 ；由工作載荷狀況為均勻平穩(wěn)，原動機為電動機，查設(shè)計書查得使用系數(shù)K A =1 ；由設(shè)計書表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，K = 1.426。由b =10.68，K

20、= 1.426 ；查設(shè)計書中圖10-13得K=1.35；故載荷系 數(shù)K = KaKvKh-.K =1 1.03 1.426 = 1.469按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得1469，59.42mm計算模數(shù)d159.42小，mmm = 2.4z1244.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由設(shè)計書中10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限cFE500MPa ；大齒輪的彎曲強度極限 c FE2 = 380MPa ；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 =0.85, KfN2 =0.88；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式得計算載荷系數(shù)K。K =KaKvKf：.Kf2=

21、1 1.03 1 1.35 =1.39查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1 =2.65； YFa2 =2.226。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表 10-5 查得 YSa1 = 1 .58； YSa2 = 1.764。YFaYsa1）計算大、小齒輪的 二F并加以比較。二 F 1YFa2YSa22 139 512 103 0.01644mm "95mmm _3YFalYsal=2.65 1.58 =0.01379303.572.226 1.7640.01644 二 f2238.86大齒輪的數(shù)值大。4.2設(shè)計計算1 242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強度計算

22、的模數(shù)，因為齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)0.95并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 =2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑4 = 58.23mm，算出小齒輪齒Zid158.23“29 m 2.0大齒輪齒數(shù)z23.8 25 =111這樣設(shè)計出得齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲 勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。5.幾何尺寸計算9.1計算分度圓直徑di =乙口=29 2.0mm = 58mmd2 二 z2m=111 2.0mm = 220mm5.2計算中心距d1 d25

23、8 220amm = 139mm2 25.3計算齒輪寬度b = dd1 =1 58mm = 58mmB2 =58mm, B63mm總的齒輪的設(shè)計結(jié)果如下：設(shè)計結(jié)果：低速級齒輪設(shè)計低速級齒輪設(shè)計結(jié)果分度圓直徑di58mmd2220mm中心距139mm齒輪寬度大齒輪58mm小齒輪63mm模數(shù)1.0mm齒數(shù)zi29Z2111設(shè)計結(jié)果：高速級齒輪設(shè)計高速級齒輪設(shè)計結(jié)果分度圓直徑di39mmd2148.5中心距94.5mm齒輪寬度大齒輪39小齒輪45mm模數(shù)1.5mm齒數(shù)Zi26Z299七、鏈輪的設(shè)計輸入功率，轉(zhuǎn)速傳送比，r/min設(shè)計項目計算及說明節(jié)1.鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)大鏈輪齒數(shù)為取2計算功率查得

24、，單排鏈，則計算功率為3.選擇鏈條 型號和中心 距根據(jù)及，查得選取16A，查得鏈條節(jié)距為m。4.計算連接 數(shù)和中心距初選中心距取。相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為取鏈長節(jié)數(shù)為節(jié)。由查得中心距系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距為5.計算鏈速v由和鏈號16A，可知應(yīng)該采用定期人工潤滑。6.計算壓軸 力有效圓周里為-鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)則壓軸力為7.小鏈輪結(jié) 構(gòu)尺寸鏈輪分度圓直徑查得滾子直徑，內(nèi)鏈板高度，內(nèi)鏈節(jié)寬，銷軸直徑，排距。尺側(cè)圓弧半徑取滾子定位圓弧半徑取 滾子定位角取齒頂圓直徑取齒根圓直徑確定的最大軸凸緣直徑齒寬尺側(cè)倒角尺側(cè)半徑齒側(cè)圓弧半徑滾子定位圓弧半徑滾子定位角a -140°-(90 >/

25、z=134.71 °8大鏈輪結(jié) 構(gòu)尺寸鏈輪分度圓直徑查得滾子直徑，內(nèi)鏈板高度，內(nèi)鏈節(jié)寬，銷軸直徑，排距。尺側(cè)圓弧半徑取滾子定位圓弧半徑取滾子定位角取齒頂圓直徑取齒根圓直徑確定的最大軸凸緣直徑齒寬尺側(cè)倒角尺側(cè)半徑齒側(cè)圓弧半徑滾子定位圓弧半徑滾子定位角a -140°-(90 >/z-138.5 °八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核2入 _2 19.104 103d, 一 39N =979.69N1.第一根高速齒輪軸的設(shè)計功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直 徑壓 力 角齒輪寬度0.8237KW19.104N m411.76r/ min大齒輪小齒 輪20O大齒輪小齒 輪148.539mm

26、3945mm1.1齒輪的受力情況:FtFr= Fttana =979.69 tan20 N =356.578NFnFt2 F： =、979.692356.5782 N =1042.564N其中Ft為圓周力，F(xiàn)r徑向力。1.2初步確定軸的最小直徑dAoP = 0.82368Ao teo.126Ao?？紤]使用阡偏小的材料，選用材料5. 411.74為：45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得：A。=110即：d“ _ 0.126 110 =13.86mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處，軸的直徑。為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取，

27、則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) CB/T 50142003,選用LX1型號彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度。1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計軸上零件的裝配方案肖L 如B EL 丘工方 E L 40屮 0芒 _ _ E04白r朋 q1.3.2 根 據(jù)軸向 定位的 要求確 定各段 直徑和 長度<1 ）為 了滿足 皮帶輪軸向定位要求，1軸段需要制出一個軸肩，故取2段的直徑為18mm,1段取14mm ；根據(jù)皮帶輪的厚度，1段長度為32。<2）初步選擇滾動軸承。因為軸承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸 承。因為設(shè)計周徑尺寸

28、為20mm，查設(shè)計手冊，選擇C =9380N的型號為 6004的軸承。<3）取安裝齒輪處的軸段4的直徑為22mm；齒輪的左端與軸承之間采用套 筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 50m m，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 48m m。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高 度h>0.07d,故取h=3.5mm,則軸環(huán)處的直徑為 29mm。軸環(huán)寬度b_1.4h， 故取10。<4）軸承端蓋的總寬度為8mm<由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根 據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與皮帶 輪右端面間的距離為5mm，故取2段總長為32m

29、m；軸的各段長度相加并 考慮到第二根軸的設(shè)計，故總長定為 242mm。1.4求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖 <圖3）從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面。現(xiàn)將計 算出的截面C處的彎矩的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支持FNH1 =240.509N，F(xiàn)NV1 =256.562N，反力FNH2 =399.201NFNv2 =100.016N彎矩MMh =47.106kN mMv =11.802kN m總彎矩M =«M H2 + M：=47.10622+ 11.802 kN m = 48.562kN *m扭矩TT = 19.104N * m，彎矩

30、 m M= 48.562kN m1.5彎矩扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面< 即危險截面C)2 2 2 2Ti- 48562 19104 MP49.01MPa的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，軸的計算應(yīng)力為：caMW0.1 漢223前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可知其許用應(yīng)力 L* l-60MPa。因此二ca ”： Li，故安全。<1)判斷危險截面截面A、B、C只受扭矩作用，雖然有鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力 集中均將削弱軸的疲勞強度，但因為軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確 定的，所以截面A、B、C均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的

31、影響來看，第 4段處過盈配合引起的應(yīng)力集中 最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面 E上的應(yīng)力最大。截面D的應(yīng)力影響和截 面F的相近，但截面F不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校 核。截面E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E也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且沒有載荷的作用，故不用校核。因而該軸只需校核截面 D左右兩側(cè)即可。<2）截面D左側(cè)的校核抗彎截面系數(shù) W =0.1d =0.1 203mm3 =800mm3抗扭截面系數(shù) WT =0.2d3 = 0.2 203mm3 = 1600mm3截面D左側(cè)的彎矩MM

32、=Fr2 （118 24）-Fn 24N mm =33417 N mm，但因為軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A、B、C均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，第4段處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面E上的應(yīng)力最大。截面D的應(yīng)力影響和截面F的相近，但截面F不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校 核。截面E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E也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且沒有載荷的作用，故不用校核。因而該軸只需校核截面 D左右兩側(cè)即可。<2）截面D左側(cè)的校核

33、抗彎截面系數(shù) W =0.1d3 =0.1 513mm3 =13265.1mm3 抗扭截面系數(shù) 州 =0.2d3 =0.2 513 mm3 = 26530.2mm3 截面D左側(cè)的彎矩M58.5-29M =109332.556N mm = 55133.511N mm58.5截面D上的扭矩T3T3 = 258157 N *mm截面上的彎曲應(yīng)力 J =M=55133.511 MPa =4.156MPaW 13265.1截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t二衛(wèi)二258157 MPa =9.731MPaWr26530.2軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得二b =640MPa，4 =275MPa，4 =155MPa。截面

34、上因為軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：上及：。因-1 -0.05， D = 22 =1.10，經(jīng)插值后可查得：d 20d 20:二=1.9318，:=1.4軸的材料敏性系數(shù)q:-及q .，查表得q口 =0.76， q計 0.78故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：k.：；=1 qj： 1 =10.761.9318 -1 = 1.708J=1 q ： -1 A1 0.78 1.4-11=1.312查表得，尺寸系數(shù) u =0.72，扭轉(zhuǎn)系數(shù)；.=0.84。軸按磨削加工，查表得表面質(zhì)量系數(shù)為：0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即'q =1，則綜合系數(shù)為:Kc1 -仁 708，1 一仁 2.459備陀0.720.9

35、2-10.840.92二 1.649K _k. 1 312 . 1 又知碳鋼的特性系數(shù):于是，計算安全系數(shù)=0.1 0.2 胃1=0.05 0.1Sea值，得：取 I =0.1 取申霍-0.05275二 26.912.459 4.1560.1 0155= 18.75 m 1.649 9.731 0.05 9.7312 226.91 18.75:15.384 S =1.5、26.912 18.752S =S：Sca +故可知其安全。<3）截面D右側(cè)的校核抗彎截面系數(shù) W =0.1d3 =0.1 473mm3 =10382.3mm3 抗扭截面系數(shù) 州=0.2d3 =0.2 473mm3 =2

36、0764.6mm3 截面D左側(cè)的彎矩M58.5-29M =109332.556：N =55133.511 N * mm58.5截面D上的扭矩T3T3 = 258157 N «mm截面上的彎曲應(yīng)力“W二M 55133.511MPa =5 31 MPa10382.3截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力-T=T3 = 258157 MPa =12 433MPaWt20764.6過盈配合處的k二，查表并用插值法求出。并取1 =0.8k二，于是得%叫 備也=2.156，匕=0.8魚=1.725 scr軸按磨削加工，查表得表面質(zhì)量系數(shù)為：咋=鞋=0.92故得綜合系數(shù)為:k _11K1=2.156 亠1=2.243

37、備陰0.92k 11K1 =1.72481 =1.812叫0.92所以軸在截面D右側(cè)的安全系數(shù)為：275. 1 275=z= 23.09a K 尹a + 申申 m 2.243x5.31 +0.1x0K.aSca15513.3912.43312.4331.812 0.05 2 223.089 13.3912= 11.58 S =1.5S； S2. 23.089213.391故該軸在截面D右側(cè)的強度也是足夠的。1.7軸承的校核1.7. 1第一根高速齒輪軸軸承的校核根據(jù)軸的受力簡圖，并且已知出 Fr =356.578N , Ft =979.69N , n411.74r/min， Fp =340N。預(yù)

38、期計算壽命 Lh =20 300 8 2 =96000h 由受力簡圖，根據(jù)軸的受力平衡方程可以求出：FNV1 = 256.562N ， FNV2 = 100.016NFnh1 =240.509N，F(xiàn)nh2 =399.201N故軸承的合徑向載荷為：2 2' 2 2Fr1 f;$FNV1 FNH1 = 256.562 240.509 N =351.666N Fr2 F；'Fnv22 Fnh22 二 100.0162 399.2012 N = 411.539N 因為FM : Fr2故只需要設(shè)計右端的軸承a求比值FaFr2 查表可知深溝球軸承的最小二 0 =0411.539e值為0.2

39、2，故此時Fa-eFr2b、 初步計算當(dāng)量動載荷 Pfp(XFr2 YFa)查表知，徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)丫 =0，fp=1.01.2，取fp(XFr2 YFa )=1.2 411.539N =493.847Nfp =1.2 則：P 二c、求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值(60 漢 411.74 漢 96000= 493.847N = 6585.787Nc m 60nLh用V106因為設(shè)計周徑尺寸為20mm，查設(shè)計手冊，選擇C = 9380N的型號為6004 的軸承。D、驗算6004軸承的壽命106106 'C? =i 9380 、h 二 277368h - 96000h，

40、493.847大于預(yù)期計算壽命，故可選用 6004。Lh60 411.7460n <P 丿1.8鍵的校核第一根高速齒輪軸與齒輪連接的鍵校核1）第一根高速齒輪軸與齒輪連接的鍵校核1.1選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有疋心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。因為齒輪不在軸端，故 選用圓頭普通平鍵 A型）。根據(jù)d=22mm ,從表查得鍵的截面尺寸為：鍵寬b=6mm ,高度h-6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L-40mm比輪轂寬度小些）。1.2校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設(shè)計手冊查得許用擠壓應(yīng)力葉-120150Mpa，取其平均值，吟-135Mpa。鍵的工作長度

41、 l=L-b=40-6=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k = 0. 5h = 0.5 X 6 = 3 m hi。由此可得2T x1032x19.104x103 p =MPa =17.03MPa bp合適）pkld3x34x222、第一根高速齒輪軸與V帶輪的鍵校核2.1選擇鍵連接的類型和尺寸選用平鍵連接。因為 V帶輪輪轂在軸端，故選用普通平鍵A型）。根據(jù)d=14mm從機械設(shè)計手冊查得，鍵寬b=5mm，咼度h=5mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=22mm比輪轂寬度小些）。2.2校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設(shè)計手冊查得許用擠壓應(yīng)力吟-120150Mpa，取其平均值，

42、吟-135Mpa。鍵的工作長度l=L-b=22-5=17mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k = 0. 5ti = 0.5 X 5 = 2 _ 5 m in。由此可得2T "032漢 19.104漢 103 p =MPa=64.25MPa ip合適）pkld2.5漢17漢142.中間軸的設(shè)計功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓 力 角齒輪寬度0.8154Kw71.863Nm108.36r/m in大齒輪小齒 輪20O大齒輪小 輪150mm58mm50mm62.1小齒輪的分度圓直徑為)F-Ft伽、J162 tan20 =794.75NcosPcos8°06'34"2）大齒

43、輪分度圓直徑為Ft2tan：858.904 tan20Fr2315.73NcosEcos8£6'34”圓周力 ，徑向力的方向如下圖所示。因為是直齒輪，所以沒有法向力，即軸向力。2.2.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)制處理。根據(jù)表1，取，于是得此軸的最小直徑分明是安裝軸承處軸的最小直徑di-2為了使所選的軸的直徑di-2與軸承的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取軸承的型號。2.3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是：左齒輪、左軸套、左端軸承、左軸承端蓋；然后是右齒 輪、右軸套、右端軸承、右軸承端蓋。<2）根據(jù)軸向定位的要求確

44、定軸的各段直徑和長度1）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(dāng)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，選擇6006號軸承。其尺寸為3）取安裝齒輪處的軸段 ©的直徑為31mm ;左邊的大齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位，大齒輪的右端采用軸肩定位，定位高度h>0.07d，故取h=4mm，軸套寬度=40mm。已知齒輪輪轂的寬度為41mm。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L-=39mm。4）軸上零件的周向定位

45、齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。鍵槽用鍵槽銃刀加工，小齒輪鍵 槽長為26mm ,大齒輪鍵槽槽長 46mm ,同時為了保證齒輪與軸配合有良 好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為一。5）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表零件倒角 C與圓角半徑R的推薦值直徑d> 610>1018>1830>3050>5080>80120C或R0.50.61.0101.21.62.02.5取軸端倒角為 245。，各軸肩的圓角半徑為R仁1,倒角為1X45°,見上圖標(biāo)注。2.4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖。I P 4 F rl對于6006型深溝球軸承，由手冊

46、查得 。因此，作為簡支梁的 軸的支承跨距 。根據(jù)軸的計 算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和轉(zhuǎn)矩圖中可以看出截面面是危險截面?，F(xiàn)將 計算出的截面處的 、 及曲的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎 矩扭矩T2.5 .按彎矩扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。由上 表數(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 軸的計算應(yīng)力由前面選定的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強度<1）判斷危險截面截面A、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

47、因為軸的最小直徑是按扭矩強度較為 寬裕確定的，所以截面 A、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B、D處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面D上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中影響和截面的應(yīng)力影響和截面的相近，但截面的軸徑也較 大，故不必做強度校核。截面D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D也不必校核。因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。<2）截面左側(cè)的校核抗彎截面系數(shù) W =0.1d30.1 443mm3 = 8518.4mm3抗扭截面系數(shù) WT =0.2d3 =0.2 443mm3 =1

48、7036.8mm3截面左側(cè)的彎矩 M m =50793.6Nmm截面上的扭矩 T2t2 =71863N *mm截面上的彎曲應(yīng)力 匚b 二50793.6 MPa =2.98MPaW 17036.8截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 iT =互=71863 MPa =4 22MPaWT17036.8軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表可得二B = 640 MPa，= 275 MPat=155MPa， 。截面上因為軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)二及? O因=1 = 0.02 , D = 44 = 1.22，經(jīng)插值后可查得：d 36d 36 - - 2.09，:-1.66查得軸的材料敏性系數(shù)為q = 0.760.78故有效

49、應(yīng)力集中系數(shù)為：k.：；T=1 0.76 1.9318 -1 =1.708J=1 q :_1 =10.781.4 -1 =1.312查表得，尺寸系數(shù)；一 -0.74，扭轉(zhuǎn)系數(shù)；.二0.70。軸按磨削加工，查表得表面質(zhì)量系數(shù)為：二產(chǎn) 0.92R =1軸未經(jīng)表面強化處理，即q 一 1，則綜合系數(shù)為：一1 -17081 亠 2.39備片 0.740.92心11.3121K -.1 -1=1.86珀0.740.92又知碳鋼的特性系數(shù)：=0.1 0.2，取 I =0.1貰= 0.05 0.1 取篤=0.05于是，計算安全系數(shù)Sca值，得：J275S 曠=55.05K0a+®0m2.39x2.0

50、9+0.1x0-jS 二155= 38.46Kda 尸m 偵匯422"匯 4222 255.05 38.46Sca = S;S 2 二.；2' =31.52S =1.5vS + S；055.052 +38.462故可知其安全。<3）截面D右側(cè)的校核抗彎截面系數(shù) W =0.1d30.1 363mm3 = 4665.6mm3抗扭截面系數(shù) WT =0.2d3 =0.2 363mm3 =9331.2mm3 截面D右側(cè)的彎矩M M =50793.6N *mm截面D上的扭矩T2T2 =71863N *mm截面上的彎曲應(yīng)力二bM 50793.6 MPa =10 89MPa 4665.

51、6截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=71863 MPa =7 70MPa 9331.2W=T2WTk =0.8k；叫累b ,于是得過盈配合處的k .查表并用插值法求出。并取kT.648SCF查表得表面質(zhì)量系數(shù)為：k =0.8-2.06，軸按磨削加工，-0.92故得綜合系數(shù)為：K - 二 21 一1 =2.061-1 =2.147吩陽0.92k11Kt可 + -1 1.648 +1 1.734叫 0.92所以軸在截面 D右側(cè)的安全系數(shù)為：S 275-11.762K 尹2.147X10.89+0.1X0S_J155-22.567卩 Kdafm 1.733 7.7°+0.05 J.702 2c11.762 漢 22.567c cSca = *” = =