單級圓柱齒輪帶傳動機械課程設計1

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1、 機 械 設 計 課 程 設計 計 算 說 明 書 設計題目： 單級圓柱齒輪帶傳動 目 錄 設計任務書…………………………………………………………………… 一、傳動方案的擬定及說明………………………………………………… 二、電動機的選擇…………………………………………………………… 三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算………………………………………… 四、傳動零件的設計計算…………………………………………………… 五、

2、軸的設計計算…………………………………………………………… 六、滾動軸承的選擇及計算………………………………………………… 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………………… 八、聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………………… 九、潤滑與密封……………………………………………………………… 十、設計小結………………………………………………………………… 參考資料……………………………………………………………………… 《機械設計》課程設計任務書(三) 一、設計題目 帶式輸送機傳動裝置設計。 二、工作原理及已知條件 工作原理：帶式輸送機工作裝置如下

3、圖所示 己知條件 1.工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵； 2.使用壽命：8年（每年300工作日）； 3.檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，一年一次小修； 4.動力來源：電力，三相交流，電壓380／220 V 5.運輸帶速度允許誤差；5％； 6.一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)； 7. 滾筒中的摩擦力影響已包含在工作力F中了。 三、原始數(shù)據(jù) 編號 參數(shù) 2 傳送帶工作拉力F（kN） 4.5 傳送帶工作速度v（m/s） 0.7 滾筒直徑D（mm） 200 四、設計內(nèi)容 1

4、.按照給定的原始設計數(shù)據(jù)(編號) A2 和傳動方案(編號) 1 設計減速器裝置； 2.傳動方案運動簡圖1張（附在說明書里）； 3.完成減速器裝配圖1張（可計算機繪圖，A0或A1）； 4.完成二維主要零件圖2張（傳動零件、軸或箱體，A3或A4）； 5.設計說明書1份（正文約20頁，6000～7000字）。 班級： 姓名： 指導教師： 日期： 第一章 傳動方案擬定及說明 1、傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特

5、點： 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結構尺寸。

6、齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。 減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。 2、傳動方案的分析與擬定 1、工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作。 2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4500N； 帶速V=0.7m/s； 滾筒直徑D=200mm； 3、方案擬定： 采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組 合，即可滿足傳動比要求，同時由于 帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能， 適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結構簡單， 成本低，使用維護方便。 圖1 帶式輸送

7、機傳動系統(tǒng)簡圖 計算與說明 主要結果 第二章電動機的選擇 I選擇電動機的類型和結構 1 選擇電動機的類型 因為裝置的載荷平穩(wěn)，單向連續(xù)長期工作，因此可選用Y型閉式籠型三項異步電動機，電壓為380V。該電機工作可靠，維護容易，價格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動性能。 2 確定電動機功率 （1）根據(jù)帶式運輸機工作類型，選取工作機效率為=0.96 工作機所需功率==4500x0.7/(1000x0.96)=3.281kw （2）查機參考文獻[2]表1-7可以確定各部分效率： ① 聯(lián)軸器效率：=0.98； ②滾動軸承傳動效率

8、：=0.99； ③閉式直齒圓柱齒輪傳動效率： 查參考文獻[2]表16-2，選取齒輪精度等級為8級，傳動效率不低于0.97（包括軸承不低于0.965） 故取=0.97； ④滾筒傳動效率： 一般選取=0.99； ⑤V帶傳動效率： 查參考文獻[2]表3確定選用普通V帶傳動，一般選取=0.96； ⑥由上數(shù)據(jù)可得傳動裝置總效率： = = 0.98 0.99 0.97 0.99 0.96 =0.89 （3）電動機所需功率： ==3.281/0.89=3.66kw （4）確定電動機的額定功率： 因為載荷平穩(wěn)，連續(xù)運轉(zhuǎn)，電動機額定功率略大于 計算與說明

9、主要結果 查參考文獻[2]表12-1，Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，選電動機額定功率為=4.0kw。 3 確定電動機轉(zhuǎn)速 （1）滾筒軸工作轉(zhuǎn)速 =66.9r/min （2）傳動比 ①齒輪 查參考文獻[2]表1-8，給定的傳動比范圍，≤4，≤6?？梢源_定圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍是=3~5或=5~7。但查參考文獻[2]表1-8，推薦傳動比i＜6~8，選用速度較低失望直齒圓柱齒輪，故可選==3~5。 ②帶 V帶傳動比范圍是2~4； ③總傳動比范圍=6~20。 （3）電動機轉(zhuǎn)速范圍 =（6~20）66.9r/min=（401.3~1137.6）r/min

10、 查參考文獻[1]表19-1，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有： 1000 r/min；750 r/min。 4 初定方案 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查參考文獻[1]表19-1，初步確定3種方案如表2 表2 3種初選方案比較 方案 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 6極Ⅰ Y131M1-6 4 960 2.0 2.2 73 8極Ⅱ Y160 M1-8 4 720 2.0 2.0 118 =4.0kw =66.9r/min =6~20

11、 =（401.3~1137.6）r/min =0.96 =3.281kw =0.98 =0.99 =0.97 =0.99 =0.96 =0.89 =3.66kw 計算與說明 主要結果 5確定電動機型號 因為對于額定功率相同的類型電動機，選用轉(zhuǎn)速較高，則極對數(shù)少，尺寸和重量小，價格也低，但傳動裝置傳動比大，從而使傳動裝置結構尺寸增大，成本提高；選用低速電動機則正好相反。因此，綜合考慮

12、高、低速的優(yōu)缺點，采用方案Ⅱ，即選定電動機型號為：Y132M-6，其主要性能是：額定功率：4kw 滿載轉(zhuǎn)速：960r/min。 方案Ⅱ 電動機型號 Y132M-6 計算與說明 主要結果 第三章傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 Ⅱ 傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1 總傳動比 =/=/=960/66.9=14.35 6≤8.994≤20，合適。 2 分配各級傳動比 （1）根據(jù)參考文獻[2]表1-8，選取齒輪傳動比為：=4.8，單級直齒圓柱齒輪減速器=3~5，合理。 （2）因為=，所以=/=14.35/

13、4.8=3。 二、各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)速 1各軸的轉(zhuǎn)速可以根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間傳動比進行計算。 電動機軸：==960r/min Ⅰ軸：=/=（960/3）r/min =320 r/min Ⅱ軸：=/=(320/4.8)r/min=66.95r/min Ⅲ軸：==66.95r/min 驗算帶速: V工作帶=3.14d筒nⅢ/60x1000=0.701m/s 誤差: △V=（0.7-0.701）/0.7=-O.14% -5%≤≤5%，合適。 2計算各軸的功率 電動機軸：Pd=Pw/η總=3.281/0.89=3.66 kw Ⅰ軸：

14、 PⅠ=Pd/η帶=3.66/096=3.51 kw Ⅱ軸： PⅡ= PⅠη滾.η齒=3.51x0.99x0.97=3.37 kw Ⅲ軸： PⅢ= PⅡ. η聯(lián)η齒=3.37x0.98x0.97=3.27 kw =14.35 =4.8 =3 =320 r/min =66.95 r/min =66.95r/min Pd=3.66 kw PⅠ=3.51 kw PⅡ=3.37 kw PⅢ=3.27 kw 計算與說明 主要結果 3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸： Td=95

15、50Pd/n電動=9550x3.66/960=36.41(N.m) Ⅰ軸： TⅠ=T0η帶i帶=104.8(N.m) Ⅱ軸： TⅡ=T1η齒η軸承i齒=481.3(N.m) Ⅲ軸： TⅢ=T2η聯(lián)軸器η軸承i齒帶=471.7(N.m) 4將以上結果記入表3 表3 運動和動力參數(shù) I軸 II軸 III軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 320 66.95 66.95 輸入功率P（kw） 3.51 3.37 3.27 輸入扭矩T（N.m） 104.48 481.3 471.3 傳動比（i） 3 4.8 效率（） 0.96 0.

16、95 傳動零件設計計算 1皮帶輪傳動的設計計算（外傳動） （1）選擇普通V帶 因為每天10～16 h，且選用帶式輸送機，所以查參考文獻[1]表8-7，選取工作系數(shù)Ka=1.0所以Pca=Ka.Pd=3.66kw。 （2）選擇V帶類型 根據(jù)，，查參考文獻[1]圖8-11，選用A型V帶 （3）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 ①初選小帶輪基準直徑 查參考文獻[1]表8-6和表8-8，取小帶輪直徑=125mm ②驗算帶速 V小帶輪=3.14dd2n2/60x1000=6.28m/s，查參考文獻[2]表8-9知道范圍是6.5~10，故帶速合適。 ③計算大帶輪基準直徑 dd2=

17、i帶dd1=3x125=375mm，查參考文獻[2]表8-8，圓整為dd2=375mm ④驗算彈性功率 ，很小，滿足要求。 ⑤驗算轉(zhuǎn)速誤差 i帶實= dd2/ dd1(1-ε)=2.988 從動輪實際轉(zhuǎn)速n2=n1/ i帶實=321.29r/min 轉(zhuǎn)速誤差△n2=(320-321.29)/320=-0.4%，對于帶式輸送裝置，轉(zhuǎn)速誤差在5%范圍內(nèi)，故合適。 （4）初選中心距 根據(jù) 得 0.7(125+375)≤a0≤2(125+375)，初定=500mm。 （5） 初選基準長度 由公式計算帶所需基準長度 Ld≈2a0+ /2(dd2+dd1)+ (dd2-d

18、d1)2/4a0=1816.25mm 查參考文獻[2]表8-2的帶的基準長度=1800mm。 (6)計算實際中心距a a≈a0+(Ld+L0)/2=500+(1800-1816.25)/2=491.88mm 由于amin=a-0.015Ld=491.88-0.015x1800=464.88mm amax=a+0.03 Ld=491.88+0.03x1800=545.88mm 所以實際中心距的變化范圍是464.88mm ~545.88mm （7）驗算小帶輪包角 ≈1800-57.30(dd2-dd1)/a=150.850≥1200，合適。 （8）計算單根V帶額定功率 由dd2

19、=125mm,n1=960r/min查參考文獻[1]表8-得普通V帶的基本額定功率P0=1.632kw；根據(jù)n1=960r/min; ，查參考文獻[2]表8-得； 查參考文獻[1]表8-5得包角修正系數(shù)kα=0.968；查參考文獻[1]表8-2得長度系數(shù)kL=0.95 所以：Pr=(P0+△P0) kα.kL=1.416kw （9）計算V帶根數(shù)z z=Pca/Pr=2.31,圓整取3根。 （10）計算軸上壓力 ①確定單根V帶的出拉力的最小值 Td =36.41(N.m) TⅠ=104.8(N.m) TⅡ=481.3(N.m) TⅢ=

20、471.7(N.m) Ka=1.0 Pcad=3.66kw A型V帶 =125mm V小帶輪==6.28m/s =375mm △n2=-0.4% =500mm Ld =1800mm a =491.88mm amin=464.88mm amax=545.88mm =150.850 kα=0.968 kL=0.95 Pr =1.416kw z=3根 查參考文獻[2]表8-3得A型帶單位長度

21、質(zhì)量q=0.1kg/m,所以有：=500(2.5- kα)Pca/ kαzv+qv2=207.05N 應使實際初拉力 ②計算軸上壓力 壓軸力最小值：(Fp)min=2z(F0)sin=1199.97N （11）計算結果 查參考文獻[2]，選用3根V帶 =207.05N (Fp)min=1199.97N 第四章 傳動零件的設計計算 齒輪傳動的設計計算（內(nèi)傳動） （1）選擇齒輪類型，材料及精度等級 ①根據(jù)傳動方案及設計要求可初選為直齒圓柱齒輪 ②根據(jù)參考文獻[2]表6-19因為載荷小，

22、且要求，所以可以選用8級精度。 ③查參考文獻[1]表10-1選小齒輪材料為40C（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241~ 286HBS，取270HBS。 大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為217~ 255HBS，取230HBS。根據(jù)參考文獻[1]P192的要求，大，小齒輪均屬軟齒面，二者硬度差為30~ 50HBS，（此處相40HBS）。 ④齒面粗糙度 查參考文獻[2]表9-13，得Ra≤3.2～6.3μm ⑤確定齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)為=20，傳動比為i齒 =4.8， 則大齒輪齒數(shù)為=i齒.z1=96 （2）按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式參考文獻[2]進行試算， 即 [1]

23、確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)Kt=1.2 ②計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 T1=95.5x105Pt/n1=95.5x105x3.51/320=10.475x105N.mm ③查參考文獻[1]表10-7選取齒寬系數(shù)=1 ④查參考文獻[1]表10-6的材料彈性影響系數(shù)=189.8 Ra≤3.2～6.3μm =20 =96 Kt=1.2 T1=10.475x105N.mm =1 =189.8 ⑤查參考文獻[1]圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 同理，小齒輪接觸疲勞強度極限

24、 ⑥查參考文獻[2]計算應力循環(huán)次數(shù) 小齒輪：N1=60n1jLh=60x320x1x(8x16x300) =7.373x108 大齒輪：=/=7.373x108/4.8=1.536x108 ⑦查參考文獻[1]圖10-19，選取接觸疲勞系數(shù) ⑧計算接觸疲勞許用應力 齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求，選安全系數(shù)S=1，失效概率為1%。 查參考文獻[2]得 =0.95x700/1=665 =1.15x570/1 [2]計算 ①試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 即 =59.84mm 注：齒數(shù)比u與傳動比i相等 ②計算圓周速度v V=d1tn1/60x

25、1000=320x3.14x59.84/60x1000=1.005≤5m/s 滿足第（1）②中的要求。 ③計算齒寬b b=Фd.d1t=1x59.84=59.84mm ④計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)=59,84/20=2.992 齒頂高ha=mt=2.992mm 齒根高hf=1.25mt=1.252.992=3.74mm 齒全高h=ha+hf=2.25mt=6.732mm 齒寬與齒高之比b/h=59.84/6.732=8.889 ⑤計算載荷系數(shù) 根據(jù)V=1.005m/s，8級精度，查參考文獻[1]圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.2; 查參考文獻[1]表10-3得直齒輪齒

26、間載荷分配系數(shù) 查參考文獻[1]表10-2得使用系數(shù)； 查參考文獻[1]表10-4，用插值法查8級精度小齒輪相對支承對稱不知，接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù); 查參考文獻[1]圖10-13，根據(jù)b/h=8.889，得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 載荷系數(shù)K=Kv11.211.343=1.6116 ⑥按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，查參考文獻[2]得 d1=d1=59.84=66.02mm ⑦計算模數(shù) m=d1/z1=66.02/20=3.30 (3)按齒根彎曲強度設計 查參考文獻[1]得彎曲強度的設計公式為： ① 定公式內(nèi)的各計算值 查參考文獻

27、[1]圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強度極限； 大齒輪彎曲疲勞強度極限。 查參考文獻[1]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù); 計算彎曲疲勞許用應力 按一般可靠度選取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.0 查參考文獻[2]得： [σF]1=KFN1/σFE1/S=0.9x480/1=432MPa [σF]2=KFN2/σFE2/S=0.95x360/MPa=342MPa 計算載荷系數(shù)K K=Kv11.211.295=1.552 查參考文獻[1]表10-5,取齒型系數(shù)YFa=2.80;YFa2=2.19;應力校正系數(shù)YSa1=1.55,YSa2=1.78. N=7.373

28、x108 N=1.536x108 安全系數(shù)S=1 失效概率為1% 665 =655.5 d1t≥59.84mm V=1.005m/s b=59.84mm b/h=8.889 Kv=1.2 K=1.6116 d1=66.02mm S=1.0 432MPa [σF]2=342MPa K=1.552 計算大，小齒輪的/并加以比較 /=2.801.55/432=0.01

29、004; /=2.191.78/342=0.01139 大齒輪數(shù)值大，取大值。 ②設計計算 ==2.098mm ③分析 對比計算結果，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的是的模數(shù)，由于齒輪模數(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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.098并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度原直徑d1=66.02mm,算出小齒輪的齒數(shù)： Z1=d1/m=66.02/2=33;小齒輪的齒數(shù)：Z2=4.833=158。 這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞

30、強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 （4）幾何尺寸計算 ①計算分度圓直徑：d1=z1m=332=66mm;d2=z2m=1582=316mm. ②計算中心距：a=(d1+d2)/2=(66+316)/2mm=191mm. ③計算齒輪寬度： b=d1=166=66mm;為補償齒輪軸向未知誤差，應該使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，一般b1=b+(5~10)mm,所以此處=66mm;=71mm。 2.098mm m=2mm Z1=33 Z2=158 d1=66mm d2=316mm.

31、 a=191mm. =66mm =71mm 第五章 軸的設計計算 Ⅰ輸入軸（高速軸Ⅰ）的設計計算 齒輪機構參數(shù)如表4 表4 齒輪機構參數(shù) Z1 m(mm) 齒寬 33 2 20 1 B1=71 1 求輸入軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 前面已經(jīng)求得： P1=PⅠ=3.51kw;n1=nⅠ=320r/min;T1=TⅠ=104.8N.m 2 求作用在小齒輪上的力 因為分度圓直徑d1=66mm, 圓周力Ft=2/d1=2104.8103/66N=3166.16N; 徑向力Fr=Fttan=3

32、166.16tan20=1152.33N 沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷 Fn=Ft/cos=3166.16/cos20=3369.37N 3按扭矩初步確定軸的最小直徑 按參考文獻[1]初步估算軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為241~268HBS。根據(jù)參考文獻[1]表15-3取A=118，得： =118=26.22mm 輸入軸最小直徑是安裝大帶輪的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=27.53mm 4軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 ①固定 單級減速器中可以將齒輪安裝在箱體中央，相對兩軸承

33、對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒定位；左軸承用用軸肩和軸承端蓋固定，右軸承用套筒和右軸承端蓋固定。皮帶輪在右端，用軸肩和軸端擋圈固定。②周向定位 鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性大帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。 ③安裝 d1=66mm Ft=3166.16N Fr=1152.33N Fn=3369.37N 40Cr（調(diào)質(zhì)） 241~268HBS A=118 dmin=27.53mm 軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋依次從左面裝入；軸肩，齒輪，

34、齒輪套筒，右軸承，右軸承端蓋和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸各段直徑和長度 ①軸段Ⅰ 因為=27.53mm,所以暫取=30mm. ②軸段Ⅱ 軸肩為定位軸肩，查參考文獻[1]，定位軸肩高度 =（0.07~0.1） 則=+2=（1.14~1.2）=（34.2~36）mm,暫取=35mm ③軸段Ⅲ 查參考文獻[2]表6-1，選取滾動軸承6208，其內(nèi)徑為40mm,=40mm,合適。因為軸肩，為非定位軸肩，軸肩高度可以任意取，現(xiàn)取，則=42mm。 ④軸段 暫定小齒輪內(nèi)徑==42mm； 齒根圓直徑df=m(33-2.5)=61 確定鍵的型號尺寸，查參考文獻[2]表4-1，

35、選取普通平鍵A型，其中t1=3.3mm,則查參考文獻[1]圖10-36a，知齒根圓到鍵槽底部距離e為： e=df/2(/2+t1)=61/2-(42/2+3.3)=0.575mm<2m=3mm,可見偏差較大，故應將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸。 5 采用齒輪軸重新設計軸的結構 （1）軸的零件定位，固定和裝配 ①單級減速器中仍將齒輪安裝下在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。左﹑右軸承都用軸肩和軸承端蓋固定，大帶輪裝在右端，用軸肩和軸端擋圈固定，周向定位采用鍵和過渡配合。軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋一次從左面裝入；右軸承﹑右軸承端蓋和大帶輪依次從右面裝入。 ②軸的結構與裝配如圖3

36、 暫取=30mm 暫取=35mm 暫取==40mm 暫取=42mm ==422mm df=61mm t1=3.3mm e==0.575mm<2m 圖3 軸的結構與裝配圖 （2）重新確定各軸段直徑和長度 ①<1>確定軸段Ⅰ和軸段Ⅱ的直徑和 考慮到需由右軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸，定 出，再由=（1.14~1.2）得出。查參考文獻[2]知道，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，右端蓋采用透蓋，左端蓋采用悶蓋，右端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝

37、置，查參考文獻[1]表7-12得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表5 表5 油毛氈密封尺寸 軸徑 氈圈 槽 d D d1 B1 D d b 35 49 34 7 48 36 6 故取=35mm，則根據(jù)=（1.14~1.2）得出=30mm>dmin=27.531mm,合適。 根據(jù)=30mm確定軸端擋圈的設計 查參考文獻[2]表5-3，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891-1986）,其數(shù)據(jù)如表6 =35

38、mm =30mm 表6 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù) 軸徑 公稱直徑 螺釘緊固軸端擋圈 ≤ D H L d d1 C D1 螺釘 （GB/ T891） 圓柱銷（GB/ T119） 35，取=35 45 5 12 6.6 3.2 1 13 M616 A312 <2>確定軸段Ⅰ的長度 確定軸伸長度： 查參考文獻[1]圖8-14知道d1=30mm的軸對應的長軸伸L=60mm,短軸伸L=58mm,極限偏差為j6。因為<<,故還需要綜合考慮，同時確定。 確定大帶輪寬度B 及輪轂寬度L： 因為大帶輪基準直徑=37

39、5mm≥2.5=2.521=52.5mm,又≤300mm，故做成輪輻式。查參考文獻[1]圖8-14知道帶輪寬度輪轂寬度 L輪=（1.5～2）dⅠ=（45～60）mm， 輪轂外徑d1=（1.8～2）dⅠ=（54～60）mm，d1=58mm。 查參考文獻[3]表8-10選取帶輪槽間距e=15mm; 第一槽對稱面至端面距離f=13≥9mm則帶輪寬度B=(z-1)e+2f=(3-1)15+213=56mm,因為 B>1.5=45mm，故不必令L=B，考慮到>B,故取L輪=60mm，則應選取=L=58mm。 帶輪槽截面尺寸如表7

40、 L=60mm L=58mm << 輪輻式 d1=58mm B=56mm L輪=60mm =L=58mm 表7 帶輪槽截面尺寸 槽型A 基準寬度bd 基準線上槽ha 基準線下槽深hf 槽間距e=150.3 第一槽對稱面至端面距離 11mm 2.75mm 8.7mm 15mm 取f=13 帶輪寬 B=（z-1）e+2f 外徑da=d+2ha 輪槽角 極限偏差 56mm 380mm 38 0.5 確定鍵： 查參

41、考文獻[2]表4-1選取軸段Ⅰ上的鍵為普通平鍵A型。 表8 鍵的數(shù)據(jù)如下表 軸 鍵 鍵槽 公稱直徑d 公稱尺寸 bh 寬度 深度 公稱尺寸b 軸t公稱尺寸 轂t1公稱尺寸 30 87 8 4.0 3.3 因為<=58mm，則查參考文獻[1] 表12-11中鍵的長度系列，選取=50mm 鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖如圖4 圖4 鍵的外型圖和鍵槽的安裝 =50mm ②軸段Ⅱ的長度 因為= （：右軸承端蓋的寬度；：大帶輪輪轂到右軸承端蓋的距離） 軸承端蓋的主要數(shù)

42、據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。故暫時取 ==61mm. 因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。 查參考文獻[2]表6-1，選取滾動軸承6208，其圖如圖5 圖5滾動軸承6208的外形 滾動軸承6208部分數(shù)據(jù)如表9: 表9 滾動軸承6208的數(shù)據(jù) 軸承代號 基本尺寸 安裝尺寸 6208 d D B 40 80 18 1.1 47 73 1.0 基本額定動載核 基本額定靜載荷 極限轉(zhuǎn)速 Cr/KN /KN 脂潤滑 29.5 18.0 8000 ③軸段Ⅲ 與根據(jù)滾動軸承確定，即=B=18mm,==40m

43、m. ④軸段 軸肩Ⅲ-為定位軸肩，查參考文獻[2]，定位軸肩高度 =（0.07~0.1）=(0.07~0.1)40mm=(2.8~4.0)mm,取=3mm,，則=+2=（40+23）=46mm,暫取.=46mm =61mm =B=18mm ==40mm =3.0mm =46mm 軸段的長度 暫取=12.5mm ⑤齒輪段寬度 由前面計算得齒輪寬度B=71mm ⑥確定軸段 根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣， 即==12.5；==46mm ⑦確定軸段

44、 根據(jù)對稱性，軸段與軸段Ⅲ尺寸一樣， 即==18mm；==40mm ⑧選取左軸承端蓋 左軸承端蓋的部分尺寸與右軸承端蓋一樣，但左軸承端蓋采用內(nèi)嵌式悶蓋。左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻[2]表11-10，并結合箱體共同確定。 ⑨軸的總長度 ++++++ =58+61+18+12.5+71+12.5+18=251mm 6 求軸上的載荷 軸的載荷分析圖如圖6 =12.5mm B=71mm 12.5mm ==46mm ==18mm =40mm 251mm

45、 圖6 軸的載荷分析圖 (1)受力分析，并繪制受力分析圖 前面已經(jīng)算出帶輪作用在軸上的壓軸力 高速軸的齒輪直徑為d1=66mm 扭矩T1=104800N.mm 則作用于齒輪上的圓周力：Ft=3166.6N 徑向力：Fr=1152.33N T1=104800N.mm Ft=3166.6N Fr=1152.33N 法向力：Fn=3369.37N ① 求垂直面的支承反力 FNV1===576.17N FNV2=FNV1=576

46、.17N ②求水平面的支撐反力 外力F作用方向與帶的布置有關，在未有具體確定前，按最不利的情況考慮。 （2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖 （3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖 （4）求合成彎矩 (5）求扭矩，繪扭矩圖 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=104800mm 7 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常之校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)查參考文獻[1]以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取，齒輪軸取最小直接d=21mm,查參考文獻[1]表15-4計算的抗彎截面系數(shù) W≈0.1d,則軸的計算應力為： 根據(jù)選

47、定軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻[2]表15-1得，可見，故安全。 Fn=3369.37N FNV1=576.17N FNV2=576.17N =104800mm W ，安全 8 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 截面A、C、D只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面A、C、D均無需校核，截面B雖然應力較大，但由于是齒輪軸，相當于軸的直徑最大，故截面B也不必校核。因此，此齒輪軸較簡單，無其他危險

48、截面。 9軸承的選擇與校核 （1）根據(jù)前面設計，選取左右軸承都為深溝球軸承6208，查本設計任務書表8得：基本額定動載荷Cr=47.5N, 查參考文獻[1]得輕微沖擊時的載荷系數(shù)fp的范圍是1.0~1.2，取fp=1.1。 （2）軸上受力分析 前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)： 軸上傳遞的扭矩T1=104800N.mm 齒輪圓周力FT=3166.16N.mm 齒輪徑向Fr=1315.31N.mm 軸上的垂直支撐反力： 軸上的水平支撐反力：； 計算合力： （3）計算當量動載荷 ①求比值 軸承1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值

49、Fa/Fr =0,則查參考文獻[1]表13-5得深溝球軸承的最小半段系數(shù)e值為0.22，可見比值:Fa/Fr＜e ② 算當量動載荷P 查參考文獻[1]表13-5得：徑向動載荷系數(shù)X=1; 軸向動載荷系數(shù)Y=0， 根據(jù)參考文獻[2]得 =1.11319.19+0 =351.11N; =1.111790.68+0 =1969.75N. 為確保安全，選用較大的進行校核。 fp=1.1 Fa/Fr=0＜e 351.11N; 1969.75N ③ 由條

50、件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為=38400h。 ④根據(jù)參考文獻[2]，求軸承應該有的基本額定動載荷值： 則按照參考文獻[1]表13-2，較充裕地選擇C=47500的深溝球軸承6406。 ⑤驗算軸承6406軸承的壽命，根據(jù)參考文獻[2]得 可見>,所以軸承6406合格。 10 鍵的選擇和校核 （1）根據(jù)前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段的直徑=30mm，查參考文獻[2]表4-1選用鍵850GB1096-2003,其中 bh=87。 (2)鍵連接的強度校核 根據(jù)工作件查參考文獻[2]表6-2的強度校核公式，按輕微沖擊設計選取靜

51、連接時需用擠壓應力，對于鍵850GB1096-2003有： 鍵與輪轂的接觸高度：k=0.4h=0.47=2.8mm 鍵的工作長度：l=L-b=50-8=42mm 鍵的擠壓應力：σp=2T 帶輪/d1lk=2104800/(30422.8) =59.41mm 可見<,故安全。 至此，高速軸的設計與校核結束。 Ⅱ輸出軸（低速軸Ⅱ）的設計計算 齒輪機構參數(shù)如表10 38400h >,合格 k=2.8mm l=42mm σp=59.41mm <,安全 Ⅱ輸出軸（低

52、速軸Ⅱ）的設計計算 齒輪機構參數(shù)如表10 表10 齒輪機構參數(shù) z2 m(mm) 齒寬 158 2 20 1 B2=66 1 求輸出軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 前面已經(jīng)求得： 2 求作用在大齒輪上的力 因為分度圓直徑d2=316mm, 圓周力Ft=2/d2=2115280/174N=1325.057N; 徑向力Fr =Fttan=1325.057tan20=482.281N 沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn=Ft/cos=1325.057/cos20=1438.818N 3按扭矩初步確定軸的最小直徑 按參考文獻[1]初步估算軸的最小直徑，

53、軸選用的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為217~255HBS，選取240HBS。 根據(jù)參考文獻[2]表15-3取A=118，得： dmin=A0=118=43.57mm 輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%， 即dmin=45.75mm。 4軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 ①固定單級減速器中大齒輪也應該安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用套筒定位，右面用軸肩定位；左軸承用套筒和軸承端蓋固定，右軸承用軸肩和軸承端蓋固定；聯(lián)軸器在最左端，用軸肩和軸端擋圈固定。②周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時

54、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 d2=316mm Ft=1325.057N Fr =482.281N Fn=1438.818N dmin=45.57mm 軸的配合為；同樣，，半聯(lián)軸器與軸連接時，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。 ③安裝 軸呈階梯狀，右軸承和右軸承端蓋依次從右面裝入；齒輪，齒輪套筒，左軸承，左軸承端蓋和聯(lián)軸器依次從左面裝入。 ④ 的結構與裝配如圖7： ⑤ 圖7軸的結構與裝配圖 （2）確定軸各段

55、直徑和長度 從軸最細段——軸段開始分析計算 ① 軸段因為≥=45.75mm。由于軸段直徑應該與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需首先選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查參考文獻[1]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，工作機為運輸機，故取工作情況系數(shù) 則計算轉(zhuǎn)矩：=1.5481300=721950N.mm 半聯(lián)軸器的選擇： 按照計算轉(zhuǎn)矩應該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考文獻[2]表8-7，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=1250000N.mm，半聯(lián)軸器的孔徑=48mm，故取=48mm，半聯(lián)軸器的長度L1=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm 查參考文獻[1]可

56、以確定軸段的軸伸長度為82mm,為了保證軸端擋圈只壓在軸的端面 上，故應該比略短一些，且綜合考慮軸伸要求，現(xiàn)取LⅦ=82mm 鍵的選擇： 根據(jù)軸段的直徑和長度，軸段上的鍵為普通平鍵A型，其部分數(shù)據(jù)見表11： 表11 鍵的部分數(shù)據(jù) 軸的直徑 鍵寬鍵高 (bh) 軸深 t 轂深t 鍵的長度L 48 149 5.5 3.8 70 ②確定軸端擋圈的設計 查參考文獻[2]表5-3，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891-198

57、6）,其數(shù)據(jù)如表12： 表12 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù) 軸徑 公稱直徑 螺釘緊固軸端擋圈 ≤ D H L d d1 C D1 螺釘（GB/T891） 圓柱銷（GB/T119） 50 60 6 16 9 4.2 1.5 17 M820 A414 ③軸段 <1>軸肩為定位軸肩， 查參考文獻[2],定位軸肩高度=（0.07~0.1） 則=+2=（1.14~1.2）=（54.72~57.6）mm,應該根據(jù)軸段上的軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸。查參考文獻[1]，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，左端蓋采用透蓋，右端

58、蓋采用悶蓋，左端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻[2]表7-12得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表13： LⅦ=82mm 表13 油毛氈密封尺寸 軸徑 氈圈 槽 d D d1 B1 D d b 55 74 53 8 72 56 7 故取=55mm，在（54.72~57.6）mm范圍內(nèi)，合適。 <2>確定 = （：左軸承端蓋的寬度；：聯(lián)軸器轂孔到左軸承端蓋的距離） 軸承端蓋

59、的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。故暫時取 ==42mm. 因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。 查參考文獻[2]表6-1，選取滾動軸承6212，其數(shù)據(jù)如表14： 表14 滾動軸承6212的數(shù)據(jù) 軸承代號 基本尺寸 安裝尺寸 6212 d D B 60 110 22 1.5 69 101 1.5 基本額定動載核 基本額定靜載荷 極限轉(zhuǎn)速 Cr/KN /KN 脂潤滑 47.8 32.8 8000 ④軸段 根據(jù)滾動軸承確定，即==60mm. 取=12mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應該比軸承寬度

60、B與之和大一些，現(xiàn)令其大2mm,則 LV=L套筒+B+2=12+22+2=44mm ⑤軸段 根據(jù)④中分析，應該比大齒輪寬度略短一些，故 =-2=66-2=64mm 因為軸肩-為非定位軸肩，故軸肩高度無特殊要求， 取=2mm,則 =+2=60+22=64mm =55mm =42.5mm =60mm. LV=44mm =64mm =64mm ⑥判斷軸是否要做成齒輪軸 大齒輪內(nèi)徑==64mm； 齒根圓直徑df=m(z2-2.5)=2(

61、158-2.5)=311mm 確定鍵的型號尺寸，查參考文獻[2]表4-1，選取普通平鍵A型，其中t1=4.4mm,則查參考文獻[1]圖10-36a，知齒根圓到鍵槽底部距離e為： e=df/2(/2+t1)=311/2-(64/2+4.4)=155.5mm>2m=4mm,可見偏差較大，故應將齒輪和軸應該分開，不必齒輪軸?？梢娨陨纤ǔ叽绾侠?。 鍵的部分數(shù)據(jù)見表15： 表15鍵的部分數(shù)據(jù) 軸的直徑 鍵寬鍵高 (bh) 軸深 t 轂深t 鍵的長度L 64 1811 7.0 4.4 56 ⑦確定軸段 軸段相關尺寸根據(jù)軸承確定，則等于軸承內(nèi)徑，即=60mm;等于軸承寬度

62、B，即=22mm。 ⑧軸段 因為軸肩為定位軸肩， 查參考文獻[1],定位軸肩高度=（0.07~0.1） 則=+2=（1.14~1.2）=（68.4~72）mm,取=70mm，軸環(huán)寬度b≈1.4=1.4(74-64)/2=7,=7mm。 ⑨軸段 軸肩-為定位軸肩， 故=+2=（1.14~1.2）=（72.96~76.8）mm,取=74mm； 為滿足齒輪相對兩軸承對稱分布，應該使=+，所以 =-+2=12-7+2=7mm. ⑩選取右軸承端蓋 右軸承端蓋的部分尺寸與左軸承端蓋一樣，但右軸承端蓋采用內(nèi)嵌式悶蓋。左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻[3]，并結合箱體共同確定。

63、軸的總長度 =60mm =22mm =70mm =7mm =74mm =7mm. +++++ =22+7+7+64+36+42+82=260mm 確定軸上圓角和倒角尺寸 按查參考文獻[1]取軸端倒角為，各處軸肩出的圓角外徑見圖7。 5 求軸上的載荷 軸的載荷分布圖如圖8 圖8軸的載荷分布圖 260mm

64、 (1)受力分析，并繪制受力分析圖 前面已經(jīng)算出：低速軸的齒輪直徑為d2=316mm 扭矩T2=481300N.mm 則作用于齒輪上的圓周力：Ft=3046.2N；徑向力：Fr=1108.73N 法向力：=FT/cos200=3241.71N ① 求垂直面的支承反力 ==554.365N 根據(jù)對稱性=554.365N ②求水平面的支承反力 ==1523.1N 根據(jù)對稱性， =1523.1N （2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖 根據(jù)對稱性，57=31598.805N （3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖 根據(jù)對

65、稱性， =86816.7N （4）求合成彎矩 =92388.44N (5）求扭矩，繪扭矩圖 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=481300Nmm 6 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常之校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)查參考文獻[1]以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取，齒輪軸取最小直接d=48mm,查參考文獻[1]表15-4計算的抗彎截面系數(shù) W≈d3=0.1483+=11059.2mm3, 則軸的計算應力=/W=27.416MPa根據(jù)選定軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻1]表15-1得，可見，故安全。 7 精確校核軸

66、的疲勞強度 554.365N =554.365N 1523.1N =1523.1N 31598.805N 31598.805N 86816.7N 86816.7N 92388.44N 92388.44N =481300Nmm =27.416MPa （1）判斷危險截面 截面A、C只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面A、C均無需校核。 從應力集中對疲勞強度的影響來看，截面—和截面Ⅲ-處過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況看，截面B雖然應力最大。截面Ⅲ-的應力集中影響和截面-處的相近，但截面Ⅲ- 不受扭矩作用，同時軸徑也