二級(jí)-帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置（5）
二級(jí)-帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置（5）,二級(jí),輸送,傳動(dòng),裝置
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 32
一、設(shè)計(jì)題目
帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置課程設(shè)計(jì)
1、 傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖；
2．課程設(shè)計(jì)任務(wù)：
已知二級(jí)減速器，運(yùn)輸機(jī)工作轉(zhuǎn)矩T/（N.m ）為620N. m，運(yùn)輸帶工作速度0.9m/s,卷陽筒直徑:360mm.工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，使用期限為8年，中等批量生產(chǎn)，兩班制工作，運(yùn)輸速度允許誤差±5％。
二、電動(dòng)機(jī)的選擇
1、按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V,Y型。
2、計(jì)算功率
=Fv/1000===3.1 Kw
系統(tǒng)的傳動(dòng)效率
機(jī)構(gòu)
V帶傳動(dòng)
齒輪傳動(dòng)
滾動(dòng)軸承（一對(duì)）
聯(lián)軸器
卷筒傳動(dòng)
效率
0.90
0.98
0.98
0.99
0.96
符號(hào)
所以：
＝0.920.980.980.980.980.980.980.99＝0.82
其中齒輪為8級(jí)精度等級(jí)油潤(rùn)滑
所以Pd=Pw/η＝3.8 kw
確定轉(zhuǎn)速
圏筒工作轉(zhuǎn)速＝==47.77轉(zhuǎn)
二級(jí)減速器的傳動(dòng)比為7.150（調(diào)質(zhì)）
所以電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍 339.42390
通過比較，選擇型號(hào)為 Y132S-4其主要參數(shù)如下：
電動(dòng)機(jī)額
定功率P
電動(dòng)機(jī)滿
載轉(zhuǎn)速nm
電動(dòng)機(jī)伸
出端直徑
電動(dòng)機(jī)伸出
端安裝長(zhǎng)度
5.5kw
1440(r.min-1)
38mm
80mm
三、傳動(dòng)比的分配及轉(zhuǎn)動(dòng)校核
總的轉(zhuǎn)動(dòng)比:i= ==30.1
選擇帶輪傳動(dòng)比i1=3，一級(jí)齒輪傳動(dòng)比i2= 3.7,二級(jí)齒輪傳動(dòng)比i3=2.9
7、由于電動(dòng)帶式運(yùn)輸機(jī)屬通用機(jī)械，故應(yīng)以電動(dòng)機(jī)的額定功率作為設(shè)計(jì)功率，用以計(jì)算傳動(dòng)裝置中各軸的功率。
0軸（電動(dòng)機(jī)）輸入功率：=5.5kw
1軸（高速軸）輸入功率：=5.50.92=5.06kw
2軸（中間軸）的輸入功率：=5.50.920.980.98×=4.86kw
3軸（低速軸）的輸入功率：=5.50.92=4.62kw
4軸（滾筒軸）的輸入功率:
=5.50.920.99×0.96=4.484kw
8、各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計(jì)算：
0軸（電動(dòng)機(jī)）的輸入轉(zhuǎn)矩：
==36.47 Nmm
1軸（高速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：
==100.67 Nmm
2軸（中間軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：
==357.66 Nmm
3軸（低速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：
==986.38 Nmm
4軸（滾筒軸）的輸入轉(zhuǎn)矩:
==957.35 Nmm
軸編號(hào)
名稱
轉(zhuǎn)速/(r/min)
轉(zhuǎn)矩/(N.mm)
功率/KW
I
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸
1440
3.647×
5.5
II
高速軸
480
1.0067×
5.06
III
中間軸
129.73
3.5766×
4.86
IV
低速軸
44.73
9.8638×
4.62
V
卷筒軸
44.73
9.5735×
4.484
四、三角帶的傳動(dòng)設(shè)計(jì)
確定計(jì)算功功率
1． 由[課]表8-6 查得工作情況系數(shù)=1.2，故
=1.25.5 =6.6 kw
2.選取窄V帶類型
根據(jù) 由[課]圖8-9 確定選用SPZ型。
3．確定帶輪基準(zhǔn)直徑
由[2]表8-3和表8-7取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 =80 mm
根據(jù)[2]式（8-15）， 從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 。
=380=240 mm
根據(jù)[2]表8-7 取=250 mm
按[2]式（8-13）驗(yàn)算帶的速度
==6.29 m/s <25 m/s 帶的速度合適
4．確定窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距
根據(jù) 0.7（+）<<2（+） ，初步確定中心距 =500 mm
根據(jù)[2] 式（8-20）計(jì)算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度
2+（+）+
=2500+（250+80）+
=1532.55mm
由[2]表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1600 mm
按[2]式（8-12）計(jì)算實(shí)際中心距
+=400+=533.73 mm
5.演算主動(dòng)輪上的包角
由[2]式（8-6）得
+
=+
=>
主動(dòng)輪上的包角合適
6．計(jì)算窄V帶的根數(shù)
由 =1440 r/min =80 mm =3 查[課]表8-5c 和[課]表8-5d得
=1.60 kw =0.22kw
查[課]表8-8得 =0.95 =0.99 ，則
==3.856
取 =4 根。
7．計(jì)算預(yù)緊力
查[課]表8-4得 =0.065 Kg/m, 故
=550.3N
8．計(jì)算作用在軸上的壓軸力
=
=4346.38 N
9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)略。
五、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
㈠高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
選擇齒輪精度為7級(jí)，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,兩者材料硬度差為 40HBS.
減速器采用圓柱斜齒輪傳動(dòng)，螺旋角初選為=14°
初選小齒輪齒數(shù)為2。那么大齒輪齒數(shù)為81。
3、由于減速器采用閉式傳動(dòng)，所以按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。
設(shè)計(jì)公式：≥
確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945.
=0.765+0.945
=1.710
由表查得齒寬系數(shù)＝1.0。
查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8
再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限＝590MPa，大齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限：＝560MPa.
由計(jì)算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)：
＝60×480×1×（2×8×8×300）
＝2.76×
==4.38×
再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94, =1.05.
計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1％。
=0.94×590=554.6Mpa
=1.05×560=588Mpa
=571.3MPa
4、計(jì)算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算公式得：
≥53.87mm
=199.32mm
計(jì)算小齒輪圓周速度：v＝=1.35m/s
計(jì)算齒寬b及模數(shù)m.
b=
齒高:h==2.25×2.376=5.346mm
=10.08
計(jì)算縱向重合度：
＝0.318×1×22×tan14°
＝1.744
計(jì)算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)=1
已知V＝1.35m/s7級(jí)齒輪精度，由表查得動(dòng)載荷系數(shù)=1.05
由表查得：的計(jì)算公式：
＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×53.87
＝1.42
再由表查的： =1.33, =1.2
公式：
=1×1.2×1.05×1.42
=1.789
再按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑：
=55.91mm
計(jì)算模數(shù)：==2.466mm
5、再按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
設(shè)計(jì)公式：
確定計(jì)算參數(shù)：
計(jì)算載荷系數(shù)：
=1×1.05×1.2×1.33
=1.676
根據(jù)縱向重合度：＝1.744，從表查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： =24.82
=86.87
由[課]表10－5查取齒形系數(shù)=2.63, =2.206
查取應(yīng)力校正系數(shù)=1.588， =1.777
再由表查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：＝500MPa,大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限＝380MPa
再由表查得彎曲疲勞系數(shù)： =0.85, =0.9
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.35
==314.8Mpa
==253.3MPa
計(jì)算大，小齒輪的，并加以比較：
=0.01327
=0.0155
大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪 =0.0155
設(shè)計(jì)計(jì)算：
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)大于由齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=2mm，既滿足彎曲強(qiáng)度，但為了滿足接觸疲勞強(qiáng)度需要按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得分度圓直徑=53.87mm來計(jì)算齒數(shù)：
==26.1
?。?6
則=97
6、幾何尺寸計(jì)算：
計(jì)算中心距：
將中心距圓整為：127 mm
按圓整后中心距修正螺旋角：
因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。
計(jì)算大小齒輪分度圓直徑：
=53.69mm
=200.3mm
計(jì)算齒輪寬度：
=1×53.69=53.69mm
取=54mm,=60mm
8、高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸
名稱
計(jì)算公式
結(jié)果/mm
法面模數(shù)
mn
2
面壓力角
αn
20o
螺旋角
β
14.4o
分度圓直徑
d1
53.69
d2
200.3
齒頂圓直徑
da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×2
57.69
da2=d2+2ha*mn=200.3+2×2
204.3
齒根圓直徑
df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×2
48.69
df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25
195.3
中心距
a=mn(Z1+Z2)/（2cosβ）
127
=2×(22+81)/（2cos14.4o）
齒寬
b2=b
54
b1=b2+(5～10)mm
60
3、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。
大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)。
代號(hào)
結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式
結(jié)果/mm
輪轂處直徑D1
D1=1.6d=1.6×45
72
輪轂軸向長(zhǎng)L
L=(1.2～1.5)d≥B
54
倒角尺寸n
n=0.5mn
1
齒根圓處厚度σ0
σ0=(2.5～4) mn
8
腹板最大直徑D0
D0=df2－2σ0
216
板孔分布圓直徑D2
D2=0.5(D0+D1)
144
板孔直徑d1
d1=0.25(D0－D1)
35
腹板厚C
C=0.3b2
18
（二）、低速齒輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、已知＝129.73r/min
2、選擇齒輪精度為7級(jí)，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,兩者材料硬度差為 40HBS.
減速器采用圓柱斜齒輪傳動(dòng)，螺旋角初選為=14°
初選小齒輪齒數(shù)為28。那么大齒輪齒數(shù)為81。
3、由于減速器采用閉式傳動(dòng)，所以按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。
設(shè)計(jì)公式：≥
確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,==0.945
=0.789+0.945
=1.713
選齒寬系數(shù)＝1.0。
查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8
再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限＝590MPa，大齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限：＝560MPa.
由計(jì)算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)：
＝60×129.73×1×（2×8×8×300）
＝2.99×
=1×
再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90, =0.95.
計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1％。
=0.90×590=531Mpa
=0.95×560=532Mpa
=531.5MPa
4、計(jì)算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算公式得：
≥87.86mm
計(jì)算小齒輪圓周速度：v＝=0.596m/s
計(jì)算齒寬b及模數(shù)m.
b=
mm
齒高:h==2.25×3.04=6.85mm
=12.83
計(jì)算縱向重合度：
＝0.318×1×28×tan14°
＝2.22
計(jì)算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)=1
已知V＝0.596m/s，7級(jí)齒輪精度，由表查得動(dòng)載荷系數(shù)=1.03
由表查得：的計(jì)算公式：
＝1.15＋0.18（1＋0.6）＋0.23×87.86
＝1.428
再由[課]表10－3查的： =1.33, =1.2
公式：
=1×1.03×1.428×1.2
=1.765
再按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑：
=90.78mm
計(jì)算模數(shù)：==3.146mm
5、再按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
設(shè)計(jì)公式：
確定計(jì)算參數(shù)：
計(jì)算載荷系數(shù)：
=1×1.03×1.2×1.33
=1.644
根據(jù)縱向重合度：＝2.22，從[課]圖10－28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： =31.59
=91.38
再由[課]表10－5查取齒形系數(shù)=2.505, =2.20
查取應(yīng)力校正系數(shù)=1.63， =1.781
計(jì)算大，小齒輪的，并加以比較：
=0.00769
=0.00737
小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪 =0.00737
設(shè)計(jì)計(jì)算：
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)大于由齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=2mm，既滿足彎曲強(qiáng)度，但為了滿足接觸疲勞強(qiáng)度需要按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得分度圓直徑=90.78mm來計(jì)算齒數(shù)：
==44.04
取＝44
得＝127
6、幾何尺寸計(jì)算：
計(jì)算中心距：
將中心距圓整為：177mm
按圓整后中心距修正螺旋角：
因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。
計(jì)算大小齒輪分度圓直徑：
=90.56mm
=263.44mm
計(jì)算齒輪寬度：
=1×90.56=90.56mm
取=90mm,=95mm
7、低數(shù)級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸
名稱
計(jì)算公式
結(jié)果/mm
面 基數(shù)
mn
2
面壓力角
αn
20o
螺旋角
β
13.7o
分度圓直徑
d3
90.56
d4
263.44
齒頂圓直徑
da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×2
94.56
da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2
267.44
齒根圓直徑
df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×2
85.56
df2=d2－2hf*mn=263.44－2×1.25×2
258.44
中心距
a=mn(Z1+Z2)/2cosβ
177
齒寬
b2=b
90
b1=b2+(5～10)mm
95
六、軸的設(shè)計(jì)
（一）、高速軸的設(shè)計(jì)
1、軸的材料與齒輪1的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。
2、按切應(yīng)力估算軸徑
由表15—3查得，取A0=106
軸伸出段直徑
d1≥A0(p1/n1)1/3=106×(5.06/480)1/3=23.2mm
取d1=32mm
3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1)、劃分軸段
軸伸段d1；過密封圓處軸段d2；軸頸d3,d7；軸承安裝定位軸段d4,d6;齒輪軸段。
2)、確定各軸段的直徑
由于軸伸直徑比強(qiáng)度計(jì)算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應(yīng)盡可能從較小值增加，因此，取 d2=34mm，選擇滾動(dòng)軸承30207，軸頸直徑d3=d7=35mm。
齒輪段尺寸。
分度圓直徑d=53.69 da=57.69 df=48.69
3)、定各軸段的軸向長(zhǎng)度。
由中間軸的設(shè)計(jì)知 軸長(zhǎng)L＝253.5+
伸出端的長(zhǎng)度由帶輪厚度確定＝（1.5－2）d,取＝64mm
選取軸向長(zhǎng)度為20 ＝（2030）
其余長(zhǎng)度根據(jù)中間軸各段長(zhǎng)度確定
4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。
(1)、軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定。
AC=57mm CD=170mm AB=227mm
(2)、繪軸的受力圖。
( 3)、計(jì)算軸上的作用力：
Ft1=2T1/d1=2×100.67×103/54=3728.5N
Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1=3728.5×tan20o/cos14.4=1401N
Fα1=Ft1×tanβ1=3728.5×tan14.4o=957N
(4)、計(jì)算支反力
繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBZ=0，得
RAZ=[Fr1×170+Fa1×d1/2]227
=(1401×70+957×27) 227
=1163N
同理：ΣMAZ=0 ,得
RBZ=[Fr1×57-Fa1×d3/2] 227
=(1401×57-975×27) 227
=238N
校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =238+1163-1401=0
計(jì)算無誤
同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBy=0，得
RAY=3728.5×170/227=2792
由ΣMAy=0，得
RBY=3728.5×5/227=936N
校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=936+2792--3728=0
計(jì)算無誤
(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖
垂直平面內(nèi)的彎矩圖。
C處彎矩：MCZ左= RAZ×57=66291Nmm
MCZ右= RBZ×170=40460Nmm
MCY=RAY×57=2792×57=159144Nmm
(6)、合成彎矩
MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm
MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm
(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。
T2=100670Nmm
(8)、計(jì)算當(dāng)量彎矩
應(yīng)力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58
αT2=0.58×100670=58389Nmm
C處：M′C左=MC左=159144
M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm
(9)、校核軸徑。
C剖面：dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(174279/0.1×55)1/3
=31mm＜43mm
強(qiáng)度足夠。
(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；
由表6—2查出鍵長(zhǎng)：L=45；
（二）、中間軸的設(shè)計(jì)
1、選擇軸的材料。
因中間軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪3的材料一致，故材料為45鋼調(diào)質(zhì)。
由表15—1查得：
硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa
抗拉強(qiáng)度極限：δβ=640MPa
屈服強(qiáng)度極限：δs=355MPa
彎曲疲勞極限：b-1=275MPa
剪切疲勞極限：τ-1=155MPa
許用彎曲應(yīng)力：[b-1]=60MPa
2、軸的初步估算
根據(jù)表15—3，取A0=112
d≥=112=37.46mm
考慮該處軸徑應(yīng)當(dāng)大于高速級(jí)軸頸處直徑，取
D1=dmin=40mm
3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（1）、各軸段直徑的確定。
初選滾動(dòng)軸承，代號(hào)為30208 .軸頸直徑d1=d5=dmin=40mm.
齒輪2處軸頭直徑d2=45mm
齒輪2定位軸角厚度。
hmin=(0.07～0.1)d，取hmin=5mm該處直徑d2=54mm
齒輪3的直徑：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm
由軸承表5—11查出軸承的安裝尺寸d4=49mm
(2)、各軸段軸向長(zhǎng)度的確定。
軸承寬度B=19.75mm ,兩齒輪端面間的距離△4=10mm
其余的如圖
4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。
(1)、軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定。
AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm
(2)、繪軸的受力圖。
( 3)、計(jì)算軸上的作用力：
齒輪2：Ft2=2T2/d2=2×357.66×103/200.3=3571.2N
Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2=3571.2×tan20o/cos14.4=1342N
Fα2=Ft2×tanβ2=3571×tan14.4o=917N
齒輪3：Ft3=2T3/d3=2×357.66×103/90.56=7899N
Fr3=Ft3×tann/cosβ3=7899×tan20o/cos13.7=2959N
Fα3=Ft3×tanβ3=7899×tan13.7o=1926N
(4)、計(jì)算支反力
繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBZ=0，得
RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2－Fr3×72]217
=(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959) 217
=833N
同理：ΣMAZ=0 ,得
RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2－Fr2×57] 217
=(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57) 217
=2450N
校核：ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ =833+2959-1342-2450=0
計(jì)算無誤
同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBy=0，得
RAY=(3571×160+7899×72)/217=5449N
由ΣMAy=0，得
RBY=（3571×57+7899×145）/217=6021
校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft3－Ft2=5449+6021-3571-7899=0
計(jì)算無誤
(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖
垂直平面內(nèi)的彎矩圖。
C處彎矩：MCZ左=RAZ×57=833×57=43316Nmm
MCZ右=RAZ×57－Fa2d2/2
=833×57－917×100.15=-48522Nmm
D處彎矩：MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2
=2450×72+1926×45.26=263609Nmm
MDZ右=RBZ×72=176400
水平面彎矩圖。
MCY=RAY×57=5449×57=283348Nmm
MDY=RBy×72=6021×72433512Nmm
(6)、合成彎矩
處：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm
MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm
D處：
MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm
MD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm
(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。
T2=533660Nmm
(8)、計(jì)算當(dāng)量彎矩
應(yīng)力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58
αT2=0.58×533660=309523Nmm
C處：M′C左=MC左=286640
M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(2874732+3095232)1/2=422428Nmm
D處：
M′D左=[M2D左+(αT2)2]1/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm
M′D右=M2D右=468027Nmm
(9)、校核軸徑。
C剖面：dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(422428/0.1×55)1/3
=42.5mm＜45mm
強(qiáng)度足夠。
D剖面：dD= (M′D右/0.1[δ-1b])1/3=(588346/0.1×55)1/3
=46.7mm＜85.56mm(齒根圓直徑)
強(qiáng)度足夠。
(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；
由表6—2查出鍵長(zhǎng)：L=45；
(11)中間軸的精確校核：
對(duì)照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強(qiáng)度和應(yīng)力集中分析Ⅰ，Ⅱ，G都是危險(xiǎn)段面，但是由于Ⅰ，Ⅱ還受到扭矩作用，再由II斷面的彎矩要大于I處，所以現(xiàn)在就對(duì)II處進(jìn)行校核。
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由手冊(cè)查得： 。
由手冊(cè)查得：
Ⅰ剖面的安全系數(shù)：
抗彎斷面系數(shù)：
抗扭斷面系數(shù)：
彎曲應(yīng)力幅：
彎曲平均應(yīng)力
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅：
平均切應(yīng)力：
鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)
再由手冊(cè)查得，表面狀態(tài)系數(shù)β=0.92，尺寸系數(shù)
剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進(jìn)行計(jì)算：
剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進(jìn)行計(jì)算，
由齒輪計(jì)算循環(huán)次數(shù)，所以取壽命系數(shù)
綜合安全系數(shù)：
所以具有足夠的強(qiáng)度。
（三）、低速軸的設(shè)計(jì)
1、軸的材料與齒輪4的材料相同為45鋼調(diào)質(zhì)。
2、按切應(yīng)力計(jì)算軸徑。
由表15—3查得，取A0=112
軸伸出段直徑
d1≥A0(p3/n3)1/3=112×(4.62/44.73)1/3=52.5mm
考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用，取d1=50mm,則軸孔長(zhǎng)度L1=84mm
3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1)、劃分軸段d1;過密封圓處軸段d2;軸頸d3,d8;軸承安裝定位軸段d4；軸身d5,d7；軸頭d6。
2)、確定各軸段直徑。
取d2=52mm
選擇滾動(dòng)軸承30211，軸頸直徑d3=d8=55mm.，軸承寬22.75
4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。
(1)、軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定。
AC=67mm CB=141mm AB=208mm
(2)、繪軸的受力圖。
( 3)、計(jì)算軸上的作用力：
Ft4=2T4/d4=2×986380/263.44=7488N
Fr4=Ft4×tanαn/cosβ4=7488.5×tan20o/cos13.7=2805N
Fα4=Ft4×tanβ4=7488×tan13.7o=684N
(4)、計(jì)算支反力
繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBZ=0，得
RAZ=[Fr4×141+Fa4×d4/2]208
=2335N
同理：ΣMAZ=0 ,得
RBZ=[Fr4×67-Fa4×d4/2] 208
=470N
校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =4708+2335-2805=0
計(jì)算無誤
同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBy=0，得
RAY=7488×141/2208=5076
由ΣMAy=0，得
RBY=7488×67/208=2412N
校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=2412+5076--7488=0
計(jì)算無誤
(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖
垂直平面內(nèi)的彎矩圖。
C處彎矩：MCZ左= RAZ×67=156445Nmm
MCZ右= RBZ×141=340374Nmm
MCY=RAY×67=340092Nmm
(6)、合成彎矩
MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm
MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm
(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。
T2=986380Nmm
(8)、計(jì)算當(dāng)量彎矩
應(yīng)力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58
αT2=0.58×986380=572100Nmm
C處：M′C左=MC左=374614
M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm
(9)、校核軸徑。
C剖面：dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(684826/0.1×55)1/3
=50mm＜62mm
強(qiáng)度足夠。
(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=18×11
由表6—2查出鍵長(zhǎng)：L=70；
七、滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算
（一）中間滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算
選用的軸承型號(hào)為30208由表9－16查得Cr=59.8 kN,=42.8kN
e=0.37
1、作用在軸承上的負(fù)荷。
1)、徑向負(fù)荷
A處軸承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N
B處軸承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N
2)、軸向負(fù)荷
3)、軸承受力簡(jiǎn)圖。
外部軸向力FA=Fa3－Fa2=1926—917=1009N
從最不利受力情況考慮FA指向B處軸承，如上圖所示。
軸承內(nèi)作軸向力SⅠ=еFrⅠ=0.37×5512=2039N
SⅡ=0.4×FrⅡ=0.37×6500=2405N
因FA+SⅠ=1009+2039=3048＞2405=SⅡ
軸承Ⅱ被壓緊，為緊端，故
FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ=FA+SⅠ=3048N
2、計(jì)算當(dāng)量功負(fù)荷。
Ⅰ軸承，F(xiàn)aⅠ/Cor=2039/42800=0.04764 查[課]表13-5，е=0.42
FaⅠ/FrⅠ=2039/5512=0.37＜е,X1=1 Y1=0
動(dòng)載荷系數(shù)fp=1.1
當(dāng)量動(dòng)載荷prⅠ=fp(X1FrⅠ+Y1FaⅠ)=1.1×5512=6063N
Ⅱ軸承：FaⅡ/Cor=3048/42800=0.071 е=0.44
FaⅡ/FrⅡ=3048/6500=0.47＞е=0.44，X2=0.44，Y2=1.26
當(dāng)量功載荷
PrⅡ=fa(X2FrⅡ+Y2FaⅡ)=1.1×(0.44×6500+1.26×3048)
=7371N
3、驗(yàn)算軸承壽命
因PrⅠ＜PrⅡ,故只需驗(yàn)算Ⅱ軸承。
軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為：8×300×16=38400h
軸承實(shí)際壽命
Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)ε=16670/129.73(59800/7371)3
=128554h＞38400
具有足夠使用壽命。
4、軸承靜負(fù)荷計(jì)算
經(jīng)計(jì)算，滿足要求；計(jì)算過程略。
經(jīng)校核，高、低軸的軸承均滿足要求
八、平鍵聯(lián)接的選用和計(jì)算
1、中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運(yùn)用及計(jì)算。
由前面軸的設(shè)計(jì)已知本處軸徑為：d2=45
由表6—1選擇鍵14×9×50
鍵的接觸長(zhǎng)度 L=d2－b=50－14=36,接觸度h′=h/2=9/2=4.5mm
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力[δp]=120MPa
δp=2T2/d2lh′=(2×357.66×103)/(45×36×4.5)=98MPa＜[δP]
鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠
2、低速軸與齒輪4的鍵聯(lián)接選用及計(jì)算。
由前面軸的設(shè)計(jì)已知本處軸徑為：d4=62
由表6—1選擇鍵18×11×70
鍵的接觸長(zhǎng)度 L=d2－b=70－18=52,接觸度h′=h/2=11/2=5.5mm
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力[δp]=120MPa
δp=2T2/d2lh′=(2×986.38×103)/(62×52×5.5)=111MPa＜[δP]
鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠
九．聯(lián)軸器的選擇計(jì)算
由于低速級(jí)的轉(zhuǎn)矩較大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為HL5
計(jì)算轉(zhuǎn)矩：＝K=1.5986380=1479.6Nm
轉(zhuǎn)速 n=44.73 d=50
所以由表可知：強(qiáng)度和轉(zhuǎn)速均滿足要求
十、箱體及其附件的設(shè)計(jì)選擇
1、零部件
名稱
符號(hào)
件速器的尺寸關(guān)系
箱座壁厚
δ
18
箱蓋壁厚
δ1
8
箱蓋凸緣厚度
b1
30
箱座凸緣厚度
b
13
地腳螺釘直徑
df
M20
地腳螺釘數(shù)量
n
6
軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑
d1
M6
蓋與座聯(lián)接螺栓直徑
d2
M14
聯(lián)接螺栓d2的間距
L
125~200
軸承端蓋螺釘直徑
d3
M8
檢查孔蓋螺釘直徑
d4
M8
定位銷直徑
d
8
3、油標(biāo)尺的尺寸設(shè)計(jì)
如圖
由表7—21，選取為M12d 的。
D=20 b=6 h=28 d2=12
a=10 D1=16 d1=4
參考文獻(xiàn)：
1、沒有注明的為《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》書。
2、《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材。
3、《機(jī)械原理》教材。
總效率
η=0.82
Y132S—4電動(dòng)機(jī)
P=5.5KW
N=1440(r.min-1)
主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑
=80 mm
從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑
＝250 mm
實(shí)際中心距533.73mm
包角
＝
V帶的根數(shù)
＝4
＝53.87mm
=199.32mm
模數(shù)
M＝2.376
齒寬
B＝53.87
齒數(shù)
＝26
＝97
中心距
a=127 mm
螺旋角
=
分度圓直徑
=53.69mm
=200.3mm
齒寬
b=53.69mm
=60mm
=54mm,
=87.86mm
b=87.86mm
m=3.04
h=6.85
＝44
=127
中心距
a=177.3mm
螺旋角
=
分度圓直徑
=90.56mm
=263.44
mm
=90mm,
=95mm
40Cr調(diào)質(zhì)
軸承選
30207
45鋼調(diào)質(zhì)
選滾動(dòng)軸承
30208
45鋼調(diào)質(zhì)
選擇滾動(dòng)軸承
30211
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