機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)1

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1、 《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》課程設(shè)計(jì) 說 明 書 題 目 名 稱： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 學(xué) 院（部）： 機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)： 學(xué) 生 姓 名： 班 級： 學(xué)號(hào) 指導(dǎo)教師姓名：

2、 評 定 成績： 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 2009 —2010 學(xué)年第 1 學(xué)期 機(jī)械工程學(xué)院 學(xué)院（系、部） 工業(yè)設(shè)計(jì) 專業(yè) 工理081 班 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ) 設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 完成期限：自 2010

3、年 元 月 11 日至 2010 年 元 月 15 日共 1 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、傳動(dòng)裝置簡圖 二、原始數(shù)據(jù) 帶的圓周力F/N 卷筒速v（m/s） 滾筒直徑D/mm 1500 1.6 250 三、工作條件 三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%。 三、設(shè)計(jì)任務(wù) 1、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份，內(nèi)容包括：傳動(dòng)方案的分析與擬定、原動(dòng)機(jī)的選擇、傳動(dòng)比及分配、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)、軸的設(shè)計(jì)、軸承的選擇和校核、鍵連接的選擇和校核、聯(lián)軸器的選擇、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、

4、減速器附件的選擇、潤滑和密封、課程設(shè)計(jì)總結(jié)和參考文獻(xiàn)。 2、A1裝配圖1張 進(jìn)度 安排 起止日期 工作內(nèi)容 2010.1.11～13 編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 2010.1.14～15 繪制裝配圖 主要 參考 資料 [1] 金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ).武漢：華中科技大學(xué)出版社，2008年9月 [2] 金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì).武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007年10月 指導(dǎo)教師（簽字）： 2009年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 2009年

5、 月 日 目 錄 一、擬定傳動(dòng)方案 4 二、選擇電動(dòng)機(jī) 5 三、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及其分配 6 四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 7 五、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 9 六、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 11 七、軸承的選擇和校核 14 八、軸的設(shè)計(jì) 22 九、鍵連接的選擇和校核 23 十、聯(lián)軸器的選擇 25 十一、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 25 十二、減速器附件的選擇 29 十三、潤滑和密封 34 十四、課程設(shè)計(jì)總結(jié)和參考文獻(xiàn) 36 一、擬定傳動(dòng)方案 結(jié) 果 1、 設(shè)計(jì)目的

6、 通過本課程的學(xué)習(xí)，將學(xué)過的基礎(chǔ)知識(shí)進(jìn)行綜合應(yīng)用，熟悉和掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的基本方法和一般程序，培養(yǎng)設(shè)計(jì)能力。 2、 傳動(dòng)方案分析 現(xiàn)代機(jī)械系統(tǒng)一般都包括原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作機(jī)三個(gè)基本部分。傳動(dòng)裝置是把原動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞給工作機(jī)的中間裝置，它是機(jī)器的重要組成部分。傳動(dòng)裝置是否合理將直接影響機(jī)器的工作性能、重量和成本。合理的傳動(dòng)方案除滿足工作機(jī)的工作要求外，如所傳遞的工作效率和轉(zhuǎn)速，還要求結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低廉、傳動(dòng)效率高、工作可靠、環(huán)境適應(yīng)性好合操作維護(hù)方便。 傳動(dòng)方案一般用運(yùn)動(dòng)簡圖表示，它直觀地反映了工作機(jī)、傳動(dòng)裝置和原動(dòng)機(jī)三者間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)

7、力的傳遞關(guān)系。此次帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)任務(wù)書中已經(jīng)給出了傳動(dòng)方案，為帶與閉式齒輪組合傳動(dòng)。原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，工作機(jī)為皮帶運(yùn)輸機(jī)。傳動(dòng)方案采用了兩級傳動(dòng)，第一級為V帶傳動(dòng)，第二級為單級直齒圓柱齒輪減速器。如圖1.1所示： 圖1.1 選用帶傳動(dòng)和閉式齒輪傳動(dòng)的組合方式有傳動(dòng)平穩(wěn)、緩沖吸振、過載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)。缺點(diǎn)是該方案的結(jié)構(gòu)尺寸較大，帶傳動(dòng)也不適合繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境。 V帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但是V帶的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，也就可以傳遞更大的功率。而且，V帶傳動(dòng)允許的傳動(dòng)比大，結(jié)構(gòu)

8、緊湊，還有過載保護(hù)，緩沖吸振的優(yōu)點(diǎn)，故布置在傳遞的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩， 減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動(dòng)效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長。本次設(shè)計(jì)采用的是單級直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2、 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù) 原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶的工作壓力F=1500 N，帶速V=1.6 m/s,滾筒直徑D=250mm，(滾筒工作效率為0.96) 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。 動(dòng)力來源：電力，三相交流380/220伏

9、 二、選擇電動(dòng)機(jī) 結(jié) 果 1、選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式 按工作要求選擇Y型全封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380 V。Y系列電動(dòng)機(jī)具有高效、節(jié)能、性能好、噪音低、振動(dòng)小、壽命長、維護(hù)方便、啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、運(yùn)行安全可靠等優(yōu)點(diǎn)，安裝尺寸和功率等符合國家標(biāo)準(zhǔn)（IEC），適合于無特殊要求的各種機(jī)械設(shè)備，如鼓風(fēng)機(jī)、機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)以及農(nóng)業(yè)機(jī)械和食品機(jī)械。 3、 選擇電動(dòng)機(jī)容量 根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)的效率ηw=0.96。 電動(dòng)機(jī)所需工作容量，查【2】P7得 Pd=Pw／ηa Pw=FV／1000=1500*1.6÷1000 KW

10、=2.4 傳動(dòng)裝置的總效率為 ηa=η1·η22·η3·η4·η5 查【2】第10章中表10-2機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率η1=0.99，一對滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率η2=0.98，閉式齒輪傳動(dòng)效率η3=0.97，V帶傳動(dòng)效率η4=0.96，一對滑動(dòng)軸承傳動(dòng)效率η5=0.97，帶入得 ηa = 0.99×0.982×0.97×0.96×0.97 所需電動(dòng)機(jī)功率為 Pd= Pw／ηa =1500*1.6／(1000×0.859 ) KW=2.791 查【2】第19章表19-1所示Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選定電動(dòng)機(jī)的額定功率Pcd為3 KW

11、. 3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為： n滾筒=60×1000· v／(π·D) =60×1000×1.6／(π×250) r／min=122.29 總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)機(jī)／n滾筒 n電動(dòng)機(jī) =i總 ·n滾筒 i總 =i帶·i齒輪 普通V帶 i帶 = 2 ~4 單級齒輪減速器i齒輪 =3 ~6 i總 =(2~4) × (3~5) = 6~20 r／min n電動(dòng)機(jī) = (6~20) ×122.29=733.74~ 2445.8 r／min 4、確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 根據(jù)以上計(jì)算，符合這一范圍的同步

12、轉(zhuǎn)速有1000 r／min ， 1500r/min。查【2】表19-1得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于表2-1中。 根據(jù)表2-1，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的情況，同時(shí)也要降低電動(dòng)機(jī)的重量和成本，最終可確定同步轉(zhuǎn)速為1500r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y100L1-4 ，滿載轉(zhuǎn)速 1430r/min。額定轉(zhuǎn)矩為2.2N·m。 表2.1 電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比 方案 1 2 3 電動(dòng)機(jī)型號(hào) Y100L-6 Y90L-4 Y90S-2 額定功率Pcd/KW 1.5 1.5 1.5 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n / (r/min) 同步轉(zhuǎn)速 1

13、000 1500 3000 滿載轉(zhuǎn)速 940 1400 2840 電動(dòng)機(jī)重量w/kg 35 26 35 參見價(jià)格/元 617 500 398 總傳動(dòng)比ia 6.28 9.42 18.84 Pw =1.25KW ηa≈0.859 Pd≈1.455KW Pcd=1.5 KW n滾筒=159.24 r/min n電動(dòng)機(jī)= 955.41~3184.71 r/min 電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y90L-4 n滿=1400r/min

14、 三、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及其分配 結(jié) 果 1、總傳動(dòng)比 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n滿電動(dòng)機(jī)及工作機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速n滾筒，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比，查【2】P10 式(2-6) 得 ia=nm/n 所以 i總=n滿／n滾筒 =1430/122.29=11.635 2、分配各級傳動(dòng)比 由傳動(dòng)方案知，傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比等于各級傳動(dòng)比的乘積，即 ia=i1·i2·i3·i4…… 查【1】表17-1，普通V帶 i1= 2 ~4 單級齒輪減速器i2 =3 ~5 取普通V帶i1=2.2，齒輪i2=4。 i總=8.7

15、9 i1=2.2 i2=4 四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 結(jié) 果 0 軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 圖4.1 1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速(r/min) 查【2】，由式(2-9)知 nⅠ = nm／i0 式中，nm——電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速； i0——電動(dòng)機(jī)軸至Ⅰ軸的傳動(dòng)比。 同理，nⅡ = nⅠ／i1 = nm／( i0·i1 ) nⅢ = nⅡ／i2 = nm／( i0·i1·i2 ) 其余類推。所以： 電動(dòng)機(jī)滿載 (0軸)： n0= nm = 1400 r

16、/min Ⅰ軸： nⅠ = nm／i01 = 1400／2.2 Ⅱ軸： nⅡ = nⅠ／i12 = nm／(i01·i12) =1400 / 2.2 / 4 Ⅲ軸： nⅢ = nⅡ／i23 = nm／(i01·i12·i23)=1400 / 2.2 / 4 / 1 式中 i01——電動(dòng)機(jī)軸至Ⅰ軸的傳動(dòng)比(帶傳動(dòng)) i12——Ⅰ軸至Ⅱ軸的傳動(dòng)比(齒輪傳動(dòng)) i23——Ⅱ軸至Ⅲ軸的傳動(dòng)比 2、計(jì)算各軸的功率(KW) 查【2】第10章中表10-2機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率

17、η1=0.99，一對滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率η2=0.98，閉式齒輪傳動(dòng)效率η3=0.97，V帶傳動(dòng)效率η4=0.96，一對滑動(dòng)軸承傳動(dòng)效率η5=0.97。 查【2】，由式(2-12)知 PⅠ=Pdη01 式中，Pd——電動(dòng)機(jī)的實(shí)際輸出功率； η01——電動(dòng)機(jī)與Ⅰ軸間的傳動(dòng)效率。 同理, PⅡ=PⅠη12= Pdη01η12 PⅢ= PⅡη23= Pdη01η12η23 其余類推。所以： 電動(dòng)機(jī)的額定功率 Pd=1.455 KW Ⅰ軸功率： PⅠ= Pdη01 =Pd×η4 Ⅱ軸功率： PⅡ= Pdη01η12 = Pd×

18、η4×η3×η2 Ⅲ軸功率： PⅢ= Pdη01η12η23 = Pd×η4×η3×η2×η2×η1×η5 工作機(jī)軸功率：P工作機(jī)= Pdη01η12η23ηw = Pd×η4×η3×η2×η2×η1×η5×ηw 3、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩(N·m) 查【2】，由式(2-15)知 TⅠ=Td·i0·η01 式中，Td——電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩， Td=9550×Pd／nm 其中：Pd——電動(dòng)機(jī)實(shí)際輸出功率； nm——電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。 所以 TⅠ= Td·i0·η01=9550×(Pd／nm) i0·η01 同理 TⅡ=

19、TⅠ·i1·η12 TⅢ= TⅡ·i2·η23 其余類推。所以： 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550×Pd／nm =9550×(1.455/1400) Ⅰ軸轉(zhuǎn)矩：TⅠ= Td·i01·η01 = Td·i01·η4 = Td×2.2×0.96 Ⅱ軸轉(zhuǎn)矩：TⅡ= TⅠ·i12·η12 = TⅠ·i12·η3·η2 = TⅠ×4×0.97×0.98 Ⅲ軸轉(zhuǎn)矩：TⅢ= TⅡ·i23·η23 = TⅡ·i23·η2·η1·η5 = TⅡ×1×0.98×0.99×0.97 工作機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：T工作機(jī)= TⅢ·ηw= TⅢ×0.96 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)，如表4-1所示：

20、 表4-1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) n0=1400 r/min nⅠ=636.4r/min nⅡ=159.1r/min nⅢ=159.1r/min PⅠ=1.397 KW PⅡ=1.328 KW PⅢ=1.250KW P工作機(jī)=1.2KW Td=9.926N·m TⅠ=20.965 N·m TⅡ=79.716N·m TⅢ=7

21、5.020N·m T工作機(jī)=72.02 N·m 五、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 結(jié) 果 1、確定設(shè)計(jì)功率 根據(jù)傳遞的功率Pd、載荷性質(zhì)、原動(dòng)件種類和工作情況(三班制)等確定設(shè)計(jì)功率, 查【1】得 P=KA·Pd 查表9-7得工作情況系數(shù)KA =1.3 Pd =1.455 KW 故 P=KA·Pd≈1.892 KW 2、選擇V帶的帶型 根據(jù)P= 1.892 KW 、nⅠ=1400 r/min, 查【1】圖9-8 普通V帶選型圖，選用 Z型。 3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速 1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 國家標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定

22、了普通V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑和帶輪的基準(zhǔn)直徑系列，查【1】表9-3，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1= 80 mm。 2) 驗(yàn)算帶速 查【1】 由式（9-22）得 V =πdd1 n1／(60×1000) =3.14×80×1400／(60×1000) 因 5 m/s ＜V＜ 25 m/s，帶速合適。 3) 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 查 【1】 根據(jù)式（9-21），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 = i1·dd1 =2.2×80 查表9-3，取為dd2 = 180 mm。 4、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 4) 查【1】 由式（9-23） 0.7(dd1 +

23、 dd2) ≦a0≦2(dd1 + dd2) 初定中心距a0= 320 mm。 5) 查【1】 由式（9-24）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 Ld0=2a0+(dd1 + dd2)π/2 +( dd1－dd2)2／4a0 =2×320+3.14×(80+180)÷2+(180-80)2÷4÷320 查【1】 由表（9-2）選帶的基準(zhǔn)長度Ld =1000 mm。 6) 查【1】按式(9-25)計(jì)算實(shí)際中心距 a≈a0+ (Ld－Ld0) ／2 =320+(1000－1056) ÷2 考慮安裝、調(diào)整和補(bǔ)償張緊的需要，中心距應(yīng)有一定的變化范圍，查【1】由式(9-26) (

24、9-27) 知 amin=a－0.015 Ld =292-0.015×1000 amax=a＋0.03 Ld =292+0.03×1000 所以中心距的變化范圍為 277mm ~322 mm。 1、 驗(yàn)算小帶輪上的包角 a1 查【1】由式(9-28) 得 a1=1800－[(dd2－dd1)／a]×57.30 =1800－[(180－80) ／292] ×57.30 a1≥1200，所以包角合適。 6、計(jì)算帶的根數(shù)z 1) 計(jì)算單根V帶的額定功率 由dd1= 80 mm和n1=1400 r／min, 查

25、【1】表9-4 單根普通V帶的基本額定功率P0,得P0= 0.35 KW。 根據(jù)n1= 1400 r／min，i1= 2.2 和Z 型帶，查【1】表9-5 單根普通V帶的基本額定功率的增量ΔP0，得ΔP0=0.03 KW 。 查【1】表9-6包角修正系數(shù)Ka得Ka=0.95 ；查【1】表9-2普通V帶長度系數(shù)KL得KL=1.06，于是 [P0]=(P0+ΔP0)Ka KL =(0.35+0.03) ×0.95×1.06 2) 計(jì)算V帶的根數(shù) 查【1】由式(9-29) 得 z≧P／[P0]=P／(P0+ΔP0)KaKL ＝1.

26、892÷[(0.35+0.03)×0.95×1.06] ≈4.94 V帶取 5 根。 7、計(jì)算單根V帶的初拉力F0 查【1】表9-1普通V帶截面尺寸，查得 Z 型帶的單位長度質(zhì)量q= 0.06 kg/m。 查【1】由式(9-30)得 F0=500×[ (2.5－Ka)P]／(Kazv) ＋qv2 =500×[(2.5－0.95)×1.892]÷(0.95×5×5.86)＋0.06×5.862 8、計(jì)算壓軸力FQ 查【1】由式(9-31)得 FQ≈2z F0 sin(α1/2) =2×5×55.3×sin(160.

27、38/2) 9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 表5-1 查【12】表18-9 V帶輪輪緣尺寸(基準(zhǔn)寬度制) 項(xiàng)目 符號(hào) 槽型 Z(SPZ) 槽間距 e 120.3 第一槽對稱面至端面的最小距離 fmin 7 帶輪寬 B B=(z-1)e+2f z—輪槽數(shù) 由上可確定V帶輪的帶寬B帶=62mm。 Z型 dd1= 80 mm V=5.86m/s dd2 =176 mm a0= 320 mm Ld0≈1056mm Ld =1000 mm a帶≈29

28、2mm amin=277mm amax=322mm a1≈160.380 [P0]=0.383KW z＝5 F0≈55.3N FQ≈545N B帶=62mm 六、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 結(jié)果 1、選擇齒輪材料與熱處理 帶式運(yùn)輸機(jī)的工作載荷比較平穩(wěn)，對減速器的外輪廓尺寸沒有限制，為了便于加工，采用軟齒面齒輪傳動(dòng)。查【1】表11-1，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度為235HBS；查【2】P15對于軟齒面

29、齒輪傳動(dòng)，小齒輪齒面硬度應(yīng)比大齒輪齒面硬度高30~50HBS。因此大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面平均硬度為190HBS。由于運(yùn)輸機(jī)式一般機(jī)器，速度不高，查【1】表11-6，故選7級精度。 2、 參數(shù)選擇 1) 對于軟齒面閉式傳動(dòng)，傳動(dòng)尺寸主要取決于接觸疲勞強(qiáng)度，彎曲疲勞強(qiáng)度則往往比較富裕，在傳動(dòng)尺寸不變并滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求的前提下，齒數(shù)宜取多些(模數(shù)相應(yīng)減少)。查【1】閉式齒輪傳動(dòng)，齒數(shù)取20~40。故取z1=30，z2=i12·z1=4×30=120. 2) 根據(jù)工況查【1】表11-2，取載荷系數(shù)K=1.1。 3) 由于是單級齒輪傳動(dòng)，且兩支承相對齒輪為對稱布置，兩齒輪為軟齒面，

30、查【1】表11-5，取齒寬系數(shù)ψd=1.2。 4) 采用單級減速傳動(dòng)，齒數(shù)比μ＝ i12 =4。 3、 確定許用應(yīng)力 小齒輪的齒面平均硬度為235HBS。許用應(yīng)力可根據(jù)【1】表11-1通過線性插值來計(jì)算，即 [σH]1= [σF]1= 大齒輪的齒面平均硬度為190HBS，許用應(yīng)力可根據(jù)【1】表11-1通過線性插值來計(jì)算，即 [σH]2= [σF]2= 4、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 由《四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算》知TⅠ=20.965 N·m 5、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 取較小的許用接觸應(yīng)力[σH]2 代入【1】接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公

31、式11-7中， 式中：d1——小齒輪的分度圓直徑(mm)； T1——小齒輪的轉(zhuǎn)矩(N·mm)； μ——齒數(shù)比，μ=z2／z1； ψd——齒寬系數(shù)，ψd=b／d1,其中b為齒寬(mm)； ZE——彈性影響系數(shù)，與配對齒輪材料有關(guān)； [σH]——許用接觸應(yīng)力。 查【1】表11-3知彈性影響系數(shù)ZE=198.8。 得小齒輪的分度圓直徑為 ≈35.1mm 齒輪的模數(shù) m=d1／z1=35.1÷30=1.17 mm。 查【1】表4-2取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=1.5 6、 計(jì)算齒輪的主要幾何尺寸 d1=mz1=(1.5×30)mm=45mm d2=mz2=(1.5×120)

32、mm=180mm da1=(z1+2ha*)m=[(30+2×1) ×1.5]mm=48mm da2=(z2+2ha*)m=[(120+2×1) ×1.5]mm=183mm b=ψd×d1=1.2×45=54mm 查【2】P15根據(jù)ψd=b / d1 ,求齒寬b時(shí)，b是一對齒輪的工作寬度。為補(bǔ)償齒輪軸向位置誤差，應(yīng)使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，因此，若大齒輪寬度取b2，則小齒輪寬度取b1=b2+(5~10)mm,齒寬數(shù)值應(yīng)圓整。 故取b2=54mm，b1=b2+(5~10)mm，

33、取b1=62mm。 齒輪基本參數(shù)如表6-1. 齒輪號(hào) 1 2 模數(shù)m 1.5 1.5 齒數(shù)z 30 120 分度圓直徑d (mm) 45 180 齒頂圓直徑da (mm) 48 183 齒寬b (mm) 62 54 中心距a (mm) 112.5 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 636.4 159.1 圓周速度v(m/s) 1.50 1.50 7、 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 確定有關(guān)參數(shù)如下 1) 齒形系數(shù)YFa 查【1】表11-4得 YFa1 =2.52，YFa2 =2.256 應(yīng)力修正系數(shù)YSa 查【1】表1

34、1-4 得 YSa1 =1.625 YSa2 =1.742 帶入【1】彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式 11-9 中 得 MPa =51.82 MPa ≤[σF]1 =307.63 MPa 查【1】P154式 得 =49.80 MPa≤[σF]2 =290.69 MPa 齒根彎曲強(qiáng)度校核合格。 8、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) z1=30 z2=120 K=1.1 ψd=1.2 μ＝4

35、 [σH]1=528.16 MPa [σF]1=307.63 MPa [σH]2=502.22 MPa [σF]2=290.69 MPa TⅠ=20.965 N·m d1≈35.1mm m=1.5 d1=45mm d2=180mm da1=48mm da2=183mm a=112.5mm b1=54mm b2=62mm YFa1 =2.52 YFa1 =2.256 YSa1 =1.625

36、 YSa2 =1.742 σF1≤[σF]1 σF2≤[σF]2 七、軸的設(shè)計(jì) 結(jié)果 一、輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、選材 查【1】P223知，由于工作時(shí)軸上的應(yīng)力多為交變應(yīng)力，所以軸的失效一般為疲勞斷裂，因此軸的材料首先應(yīng)有足夠的疲勞強(qiáng)度，對應(yīng)力集中敏感性低；還應(yīng)滿足剛度、耐磨性、耐腐蝕性的要求。 軸的常用材料主要有碳鋼、合金鋼、球墨鑄鐵和高強(qiáng)度鑄鐵。由于碳素鋼比合金鋼成本要低，對應(yīng)力集中的敏感性較小，同時(shí)也可以用熱處理或化學(xué)熱處理的方法來提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，因此采用碳素鋼制造軸尤為廣泛。這里我們選用的是最常用的45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查

37、【1】表15-1知，毛坯直徑 < 200mm，硬度為217~255HBS，強(qiáng)度極限σb為650MPa，屈服極限σs為360MPa，許用彎曲應(yīng)力[σ]為60MPa，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τ]為30~40MPa。 2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相連，從結(jié)構(gòu)考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小。查【1】式15-2軸徑d的計(jì)算公式為 式中：P——軸傳遞的功率(KW); n——軸的轉(zhuǎn)速(r/min); 查【1】表15-3可得45鋼A=110。 所以 查【1】P230當(dāng)軸上開有鍵槽時(shí)，軸徑還應(yīng)增大5%~7%(一個(gè)鍵槽)或10%~15%(兩個(gè)鍵槽)。所以取d21

38、=25mm。 3、齒輪上作用力的計(jì)算 齒輪所受轉(zhuǎn)矩：T齒2=9.55×106P/n=9.55×106×1.328÷159.1=79716N·m 齒輪作用力： 圓周力：Ft2=2T齒2/ d2=2×79716÷180=885.73N 徑向力：Fr2=Ft2tan200= tan200×1062.8=322.38N 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1) 聯(lián)軸器的選擇 見設(shè)計(jì)說明書P25。 2) 確定軸上零件的位置和固定方式 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。在齒輪右邊，軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠軸環(huán)和套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒

39、或軸間高度實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向定位。 3) 確定軸的徑向尺寸 查【2】P42，定位軸肩：當(dāng)直徑變化時(shí)為了固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，其軸肩高度要大些，如圖7-1中的d1與d2，d3與d4，d5與d6，d7與d8處的軸肩。查【1】P226，定位軸肩高度h=(0.07~0.1)d，軸環(huán)寬度b≥1.4a。 軸肩高度h、圓角半徑R及軸上零件的倒角C1或圓角r要保證如下的關(guān)系：h>R>r或h>C1(見圖7-1)。 圖7-1 安裝滾動(dòng)軸承處的R和r可由軸承標(biāo)準(zhǔn)中查取。軸肩高度

40、h應(yīng)大于R外，還要小于軸承內(nèi)圈厚度，以便拆卸軸承。 查【2】P42有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件的直徑：軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖7-2所示的安裝齒輪和聯(lián)軸器處的直徑d3 、d1，一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值(見【2】表10-7表14-1)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑d2、d3 和d8 ，應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致(見表13-2和表17-5)。 查【2】P43，非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時(shí)，相鄰直徑要小些，一般為1~3mm，如圖7-1中的d2與d3，d6與d7 處的直徑變化。這里軸徑變化圓角r為自由表面過度圓角，r大些(見圖7-1(c))。 因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，

41、取d1=25.0mm，考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為d2=30.0mm，d3=35.0mm，d4=41.0mm，d5=45.0mm，d6=53.0mm，d7=45.0mm，d8=35.0mm。 4) 選擇軸承型號(hào) 根據(jù)所選定的軸承直徑，初選深溝球軸承，代號(hào)為6007。查【2】表13-2知，軸承寬度B出＝14mm，安裝尺寸D出=62mm。 5) 確定軸的軸向尺寸 2 由軸上安裝零件確定的軸段長度 如圖7-1中l(wèi)5、l3、l8、l1由齒輪、聯(lián)軸器的輪轂寬度及軸承寬度確定。查【2】P43知，一般情況下，輪轂寬度l’=(1.2~1.6)d，最大寬度l’max≤(1.

42、8~2)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于(1.6~1.8)d，以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重。軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時(shí)，軸段長度l應(yīng)較輪轂寬l’短2~3mm，以保證軸上零件定位可靠。因此取l1 =2d=50mm，l3 =14mm，l5 =52mm，l8 =18mm。 2 由相關(guān)零件確定的軸段長度 軸承蓋軸段長應(yīng)根據(jù)軸承蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，取l2=46 mm。 2 根據(jù)畫圖確定其他軸段長度 考慮軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離，取l4=22mm，其中套筒長為20mm。類似的取l7=20mm，l6=12mm。

43、 根據(jù)輸出軸的結(jié)構(gòu)(見圖7-2)，把軸當(dāng)作簡支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，可得軸的跨距L=14+8+12+52+22=108mm。 5、軸的強(qiáng)度計(jì)算 1) 繪制軸的計(jì)算簡圖 圖7-2 輸出軸的結(jié)構(gòu) 2) 求作用在軸上的外力和支反力 軸上所受的外力有：作用在齒輪上的兩個(gè)分力，圓周力和徑向力，方向如圖7-2所示；作用在齒輪和聯(lián)軸器上的扭矩為T。 將作用在周上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分別計(jì)算。 l 垂直面的支反力(見圖7-4(a)) 查【1】P232 知 RAV2=RBV2=Fr2/2=322.38÷2=161.19N l 水

44、平面得支反力(見圖7-4(b)) 查【1】P232 知 RAH2=RBH2=Ft2/2=885.73÷2=442.865N 3) 做彎矩圖 l 做垂直彎矩圖(見圖7-4(a)) 垂直面上截面的D處的彎矩，查【1】P232知 MDV2=－RAV2×54= 8704.26N·mm l 做水平面彎矩圖(見圖7-4(b)) 水平面上截面D處的彎矩，查【1】P232知 MDH2 = RAH2×54 =23914.71 N·mm l 做合成彎矩圖(見圖7-4(c)) 把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，查【1】P233知其大小為 25449.51 N·mm 4) 做

45、扭矩圖(見圖7-4(d)) 扭矩只做用在齒輪和半聯(lián)軸器中間平面之間的一段軸上。 根據(jù)說明書P25知： T齒2=79716 N·m 圖7-3 (a) (b) (c) (d) 圖7-4 5) 校核軸的強(qiáng)度 軸在D處截面處的彎矩和扭矩最大，故為危險(xiǎn)截面。軸單向轉(zhuǎn)動(dòng)，扭矩可認(rèn)為按脈動(dòng)循環(huán)變化，故取折合系數(shù)α=0.6。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查【1】表15-1知許用彎曲應(yīng)力[σ]為60MPa。

46、 查【1】P231，對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力σ=M/W,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ=T/WT=T/(2W)(WT為軸的抗轉(zhuǎn)截面系數(shù)(mm3),圓軸的WT≈0.2 d3)，則軸的扭轉(zhuǎn)合成強(qiáng)度條件為 式中：M——軸所受的彎矩(N·mm); T——軸所受的扭矩(N·mm); W——軸的抗彎截面系數(shù)(mm3)，圓軸的W=πd3/32≈0.1d3。 =5.95 MPa≤[σ]=60 MPa 所以軸的強(qiáng)度滿足要求。 二、輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、選材 選軸的材料為45鋼，正火處理。查【1】表15-1知，毛坯直徑≤100

47、mm，硬度為170~217HBS，強(qiáng)度極限σb為600MPa，屈服極限σs為300MPa，許用彎曲應(yīng)力[σ]為55MPa，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τ]為30~40MPa。 2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相連，從結(jié)構(gòu)考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小。查【1】式15-2軸徑d的計(jì)算公式為 式中：P——軸傳遞的功率(KW); n——軸的轉(zhuǎn)速(r/min); 查【1】表15-3可得45鋼A=110。 所以 查【1】P230當(dāng)軸上開有鍵槽時(shí)，軸徑還應(yīng)增大5%~7%(一個(gè)鍵槽)或10%~15%(兩個(gè)鍵槽)。所以取d22=16mm。 3、齒輪上作用力的計(jì)算

48、 齒輪所受轉(zhuǎn)矩：T齒2=9.55×106P/n=9.55×106×1.397÷636.4=20965N·m 齒輪作用力： 圓周力：Ft1=2T齒1/ d1=2×20965÷45=931.8N 徑向力：Fr1=Ft1tan200= tan200×931.8=339.12 N 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1) 繪制軸的計(jì)算簡圖 圖7-5 2) 確定軸上零件的位置和固定方式 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。齒輪靠套筒和軸肩高度實(shí)現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒或軸間高度實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通

49、過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位。 3) 確定軸的徑向尺寸 查【2】P42，定位軸肩：當(dāng)直徑變化時(shí)為了固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，其軸肩高度要大些，如圖7-6中的d’1與d’2，d’4與d’5，d’6與d’7處的軸肩。查【1】P226，定位軸肩高度h=(0.07~0.1)d，軸環(huán)寬度b≥1.4a。 軸肩高度h、圓角半徑R及軸上零件的倒角C1或圓角r要保證如下的關(guān)系：h>R>r或h>C1(見圖7-6)。 圖7-6 安裝滾動(dòng)軸承處的R和r可由軸承標(biāo)準(zhǔn)中查取。軸肩高度h應(yīng)大于R外，還要小于軸承內(nèi)圈厚度 ，以便拆卸軸承。 查【2】P42有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件的直徑：軸上有軸、孔配合要求

50、的直徑，如圖7-6所示的安裝齒輪處的直徑d’4，一般應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值(見【2】表10-7)。另外，安裝軸承及密封元件處的軸徑d’3、d’7和d’2 ，應(yīng)與軸承及密封元件孔徑的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致(見表13-2和表17-5)。 查【2】P43，非定位軸肩：軸徑變化僅為裝拆方便時(shí)，相鄰直徑要小些，一般為1~3mm，如圖7-1中的d’5與d’6 處的直徑變化。這里軸徑變化圓角r為自由表面過度圓角，r可大些(見圖7-6)。 因此，由初算并考慮鍵影響及聯(lián)軸器孔徑方位等，取d’1= d22=16.0mm，考慮前面所述決定徑向尺寸的各種因素，其他各段直徑可確定為d’2= 20.0mm，d’3=25.0mm，d’4=3

51、1.5mm，d’5=37.0mm，d’6=31.0mm，d’7=25.0mm。 零件轂孔圓角半徑和倒角的尺寸見下表7-1. 軸直徑d >10~18 >18~30 >30~50 >50~80 >80~120 >120~180 R及C 0.8 1.0 1.6 2.0 2.5 3.0 C1 1.2 1.6 2.0 2.5 3.0 4.0 表7-1 4) 選擇軸承型號(hào) 根據(jù)所選定的軸承直徑，初選深溝球軸承，代號(hào)為6005。查【2】表13-2知，軸承寬度B入＝12mm，安裝尺寸D入=47mm。 5) 確定軸的軸向尺寸 2 由軸上安裝零件確定的軸段長度

52、 如圖7-1中l(wèi)’4、l’1、l’3、l’7由齒輪、V帶的輪轂寬度及軸承寬度， 并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而確定。查【2】P43知，一般情況下，輪轂寬度l’=(1.2~1.6)d，最大寬度l’max≤(1.8~2)d，輪轂過緊則軸向尺寸不緊湊，裝拆不便，而且鍵連接不能過長，鍵長一般不大于(1.6~1.8)d，以免壓力沿鍵長分布不均勻現(xiàn)象嚴(yán)重。軸上零件靠套筒或軸端擋圈軸向固定時(shí)，軸段長度l’應(yīng)較輪轂寬B短2~3mm，以保證軸上零件定位可靠。因此取l’4 =60.0mm，l’1

53、的軸段長度 軸承蓋軸段長應(yīng)根據(jù)軸承蓋的寬度，并考慮V帶輪轂與箱體外壁應(yīng)有一定的距離而定，取l’2=40.0 mm。 2 根據(jù)畫圖確定其他軸段長度 類似的取l’5=12.0mm，l’6=18.0mm。 根據(jù)輸出軸的結(jié)構(gòu)(見圖7-1)，把軸當(dāng)作簡支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，可得軸的跨距L=12+26+62+12+8=128.0mm。 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 硬度為217~255HBS σb＝650MPa σb＝360MPa [σ]＝60MPa [τ]= 30~40MPa d21=25mm T齒2=79716N

54、 Ft2=885.73N Fr2=322.38N d1=25.0mm d2=30.0mm d3=35.0mm d4=41.0mm d5=45.0mm d6=53.0mm d7=45.0mm d8=35.0mm B出＝14mm D出=62mm l1 =50mm l3 =14mm l5 =52mm l8 =18mm l2=46 mm l4=22mm l7=8mm l6=12mm L=108

55、mm RAV2= 161.19N RBV2=161.19N RAH2=442.865N RBH2=442.865N MDV2=8704.26N·mm MDH2=23914.71N·mm MD=25449.51 N·mm σca≤[σ] 45鋼，正火處理。 硬度為217~255HBS σb＝600MPa

56、 σb＝300MPa [σ]＝55MPa [τ]= 30~40MPa d22=16mm T齒2=20965N·m Ft1=931.8N Fr1=339.12 N d’1=16.0mm d’2=20.0mm d’3=25.0mm d’4=31.5mm d’5=37.0mm d’6=31.0mm d’7=25.0mm B入＝12mm D入=47mm

57、 l’4 =60.0mm l’1=59.0mm l’3 =38.0mm l’7=16.0mm l’2=40.0 mm l’5=12.0mm l’6=18.0mm L=128.0mm 八、軸承的選擇和校核 結(jié)果 一、輸出軸上的軸承 1、軸承類型的選擇 查【2】P41，滾動(dòng)軸承的選擇與軸承承受載荷的大小、方向、性質(zhì)及軸的轉(zhuǎn)速有關(guān)。普通圓柱齒輪減速器常選用深溝球軸承、角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。當(dāng)載荷平穩(wěn)或軸向力相對徑向力較小時(shí)，常選用深溝球軸承；當(dāng)徑向力較大、載荷不平穩(wěn)或載荷較大時(shí)，可選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。 所以在此次設(shè)計(jì)

58、中選用深溝球軸承。 2、軸承型號(hào)的選擇 根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：L’h=10×300×24＝72000h 查【2】P41，軸承型號(hào)的選擇根據(jù)軸的尺寸設(shè)計(jì)確定。而且一根軸上的兩個(gè)支點(diǎn)宜采用同一型號(hào)的軸承，這樣，軸承座孔可一次鏜出，以保證加工精度。根據(jù)已知條件，因其直徑為35mm，試選擇軸承的型號(hào)為6007。查【2】表13-2得Cr=16200N，C0r=10500N。 3、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承所受徑向力 因軸向力Ft2=0，所以由【1】表13-5查得X=1，Y=0。因工作載荷平穩(wěn)，由【1】表13-6，取fp=1.0，則當(dāng)量動(dòng)載荷為 Pr2=fp×(X·Fr2+Y·Fa2)= [

59、1.0×(1×547.78)] N =547.78 N 4、校核軸承壽命 軸承壽命為 L10h=(106/60 nⅡ)(C／P)ε =﹛[106÷(60×159.1) ] (16200÷547.78)3﹜h =2709599 h＞72000 h L10h＞72000 h，滿足要求，故選用6007型軸承。 二、輸入軸上的軸承 1、軸承類型的選擇 根據(jù)說明書P ，在此次設(shè)計(jì)中選用深溝球軸承。 2、軸承型號(hào)的選擇 根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：L’h=10×300×24＝72000h 查【2】P41，軸承型號(hào)的選擇根據(jù)軸的尺寸設(shè)計(jì)確定。而且一根軸上的兩個(gè)支點(diǎn)宜采用同一型

60、號(hào)的軸承，這樣，軸承座孔可一次鏜出，以保證加工精度。根據(jù)已知條件，因其直徑為25.0mm，試選擇軸承的型號(hào)為6005。查【2】表13-2得Cr=10000N，C0r=5850N。 4、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承所受徑向力 因軸向力Ft2=0，所以由【1】表13-5查得X=1，Y=0。因工作載荷平穩(wěn)，由【1】表13-6，取fp=1.0，則當(dāng)量動(dòng)載荷為 Pr1=fp×(X·Fr1+Y·Ft1)= [1.0×(1×495.8] N =495.8 N 5、校核軸承壽命 查【1】P185，因?yàn)槭巧顪锨蜉S承，所以壽命指數(shù)ε＝3. 軸承壽命為 L’10h=(106/60 nⅠ)(C

61、／P)ε=﹛[106÷(60×636.4) ] (1000÷495.8)3﹜h =2148815 h＞72000 h L’0h＞72000 h，滿足要求，故選用6005型軸承。 L’h=72000h Cr=16200N C0r=10500N F’r2=547.78N X=1 Y=0 fp=1.0 Pr2=547.78N 6007型軸承 Cr=10000N C0r=5850N F’r1=495.80N X=1 Y=0 fp=1.0 Pr1=495.8

62、 N 6005型軸承 九、鍵連接的選擇和校核 1、選擇鍵的類型 由條件，輸出軸d1(=25mm)—聯(lián)軸器與軸連接處、d5(=45mm)—齒輪與軸連接處，輸入軸d1’(=16mm)—V帶與軸連接處、d4’(=31.5mm)—齒輪與軸連接處，都選用平鍵連接。 2、確定鍵的尺寸 低速軸： d1段寬度為50mm，d5段寬度為52mm。 查【2】表12-11知，d＞22~30mm時(shí)，鍵剖面尺寸為b=8mm，h=7mm，d＞44~50mm時(shí)，鍵剖面尺寸為b=14mm，h=9mm，參考軸、齒輪輪轂的寬度及鍵長L的尺寸系列，取L1=42mm，L5=44mm(靜連接時(shí)

63、，一般鍵長可比輪轂寬度小5~10mm)。 高速軸： d1’段寬度為54mm，d4’段寬度為60mm。 查【2】表12-11知，d＞12~17mm時(shí)，鍵剖面尺寸為b=5mm，h=5mm，d＞30~38mm時(shí)，鍵剖面尺寸為b=10mm，h=8mm，參考齒輪輪轂、V帶輪轂的寬度及鍵長L的尺寸系列，取L1’=46mm，L4’=52mm(靜連接時(shí)，一般鍵長可比輪轂寬度小5~10mm)。 軸 鍵 鍵槽 寬度b 深度 半徑r 公稱直徑d 公稱尺寸b×h 公稱尺寸b 軸t 轂t1 公稱尺寸 公稱尺寸 最小 最大 >12~17 5×5 5

64、3.0 2.3 0.16 0.25 >22~30 8×7 8 4.0 3.3 0.16 0.25 >30~38 10×8 10 5.0 3.3 0.25 0.4 >44~50 14×9 14 5.5 3.8 0.25 0.4 3、強(qiáng)度校核 低速軸： 由【1】式(12-18)知，平鍵連接的擠壓強(qiáng)度條件為： 工作表面得擠壓應(yīng)力為 查【１】表(12-7)可知，輪轂材料為鋼，且有輕微沖擊，鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σp]=100~120 MPa。σp1＜[σp]，σp2＜[σp]，故連接能滿足擠壓要求。 高速軸： 由【1

65、】式(12-18)知，平鍵連接的擠壓強(qiáng)度條件為： 工作表面得擠壓應(yīng)力為 查【１】表(12-7)可知，輪轂材料為鋼，且有輕微沖擊，鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σp]=100~120 MPa。σp1’＜[σp]，σp4’＜[σp]，故連接能滿足擠壓要求。 L1=38mm L5=44mm L1’=42mm L4’=52mm σp1=60.74MPa σp5=33.02MPa σp1’=28.33MPa σp4’=9.72MPa 十、聯(lián)

66、軸器的選擇 1、類型的選擇 根據(jù)已知條件，選用LX型彈性柱銷聯(lián)軸器。 2、型號(hào)選擇 1) 定義名義扭矩T 查【1】P216知： 式中：P——所選聯(lián)軸器傳遞的最大功率(kW)； n——軸的轉(zhuǎn)速(r/min)。 2) 確定計(jì)算扭矩 查【1】P216知： Tca=KT 式中：K——聯(lián)軸器工作情況系數(shù)，查【1】表12-1，根據(jù)聯(lián)軸器工作情況，取K=1.9。 3) 選擇聯(lián)軸器型號(hào) 很據(jù)軸端直徑d1、轉(zhuǎn)速nⅢ、計(jì)算扭矩等參數(shù)查【2】表14-4，可知 Tca=151.449N·m≤[T]=560N·m ≤[n]=6300 r／min [T]——聯(lián)軸器的許用最大扭矩(N·mm); [n]——聯(lián)軸器的許用最高轉(zhuǎn)速(r／min). 故選型號(hào)為LX2的彈性柱銷聯(lián)軸器。 T=79.71(N·m) K=1.9 Tca=151.449(N·m) ≤[n] LX2的彈性柱銷聯(lián)軸器 十一、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、箱體