斜齒圓柱齒二級減速機構(gòu)

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1、一、設(shè)計題目 帶式輸送機傳動裝置課程設(shè)計 1、傳動裝置簡圖； 2.課程設(shè)計任務(wù)： 已知二級減速器，運輸機工作轉(zhuǎn)矩T/()為620反m,運輸帶工作速度s,卷陽筒直徑:360mm.工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動，使用期限為8年，中等批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸速度允許誤差5%。 二、電動機的選擇 1、按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V,Y型。 2、計算功率 n口八…2VT0.9x620x2口 Pir=Fv/1000===Kw Drj360 系統(tǒng)的傳動效率r\=〃邛邛中 總效率 H二 Y132S—4 電動機 P= N

2、=1440 機構(gòu) V帶傳動 齒輪傳動 滾動軸承 （一對） 聯(lián)軸器 卷筒傳動 效率 符號 小 小 所以： 、3 n=nnpwhuu%=小小%?” =xxxxxxx其中齒輪為8級精度等級油潤滑 所以Pd=Pw/n=kw 確定轉(zhuǎn)速 陽皿——七田60x1000v60x1000x0.9.. HI簡工作轉(zhuǎn)速nw=二二轉(zhuǎn) “冗D3.14x360 二級減速器的傳動比為?（調(diào)質(zhì)） 所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍~ 通過比較，選擇型號為Y132S-4其主要參數(shù)如下： 電動機額 定功率P 電動機滿 載轉(zhuǎn)速nm 電動機伸 出端直徑

3、電動機伸出 端安裝長度 1440 38mm 80mm 三、傳動比的分配及轉(zhuǎn)動校核 總的轉(zhuǎn)動比:i=^=—=iu47.8 選擇帶輪傳動比il=3,一級齒輪傳動比i2=,二級齒輪傳動比i3= 7、由于電動帶式運輸機屬通用機械，故應(yīng)以電動機的額定功率《作為設(shè)計功率， 用以計算傳動裝置中各軸的功率。 0軸（電動機）輸入功率：4=［二 1軸（高速軸）輸入功率：片=兄〃尸乂軸（中間軸）的輸入功率： 小?小小二XXX軸（低速軸）的輸入功率： R=Rj77?q2=xx0.982x0.98,軸（滾筒軸）的輸入功率： B=R）/27%;xx0.982x0.983x、各軸輸入轉(zhuǎn)矩

4、的計算： 0軸（電動機）的輸入轉(zhuǎn)矩： 7：=95.5x10$且二95.5x10$21L=xIO,N?nm%1440 1軸（高速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩： I=955x10s=95e5x105—=x103N-mm 1勺480 2軸（中間軸）的輸入轉(zhuǎn)矩： 7；=95.5x10&95.5x10，Ux103N.mm -n2129.73 3軸（低速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩： r=95e5x105=95e5x105=x103N-mm n344.73 4軸（滾筒軸）的輸入轉(zhuǎn)矩： T4=95.5x105^=955x105^^=x103N-mm 4%44.73 釉編號 名稱 轉(zhuǎn)速/(r/min)

5、 轉(zhuǎn)矩/ 功率/KW I 電動機轉(zhuǎn)軸 1440 X104 II 高速軸 480 X105 III 中間軸 X105 IV 低速軸 X105 V 卷筒軸 X105 四、三角帶的傳動設(shè)計 確定計算功功率匕 1 .由［課］表8-6查得工作情況系數(shù)K”，故 「二K=x=kw 2 .選取窄V帶類型 根據(jù)匕n由［課］圖8-9確定選用SPZ型。 3.確定帶輪基準直徑 由［2］表8-3和表8-7取主動輪基準直徑 內(nèi)尸80 mm 主動輪基準 直徑 4n 二80 mm 根據(jù)［2］式（875）,從動輪基準直徑小 從

6、動輪基準 直徑 "小=i-^1=3x80=240mm 4/2 =250 mm 根據(jù)⑵表8-7取(5=250mm 按［2］式（8-13）驗算帶的速度 一1?，加4x80x1440皿入j…人 V===m/s<25m/s帶的速度合適 60x10060x100 4 .確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)〃-心）

7、由［2］表8-2選帶的基準長度（二1600mm 按［2］式(8-12)計算實際中心距4 L—Ld1600-1532.55 a=+=400+=mm 5 .演算主動輪上的包角的 實際中心距 a 由［2］式(8-6)得 ■MOdd2-ddl5c囚=180+x57.5 250-80 =180+x575 533.73 包角 q = 161.7 V帶的根數(shù) Z =4 =161.7>120 主動輪上的包角合適 6 .計算窄V帶的根數(shù)Z z=— (2+XR)KaKl 由〃。二1440r/min〃=80mm/=3查［課］表8-5c和［課］表8-5d得 凡二kw△4二

8、 查［課］表8-8得Ka=Kl=,則 r6.6 7-— "(1.60+0.22)x0.95x0.99- 取Z=4根。 7 .計算預(yù)緊力外 片二500色(竺-1)+川VeKa 查［課］表8-4得q=Kg/nr故 AAc 二500x一：一x-1)+0.065x6.2^= 6.29x40.95 8 .計算作用在軸上的壓軸力 F=2Z/\)sin— 〃2 =2x4x550.3xsin⑹ 2 =N 9 .帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計略。 五、齒輪傳動的設(shè)計 ㈠高速級齒輪傳動的設(shè)計 選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為405(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs，大齒輪材 料為45鋼(調(diào)質(zhì))

9、，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，螺旋角初選為0=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，所以按齒而接觸疲勞強度進行設(shè)沖。 八#/\12KTU+1fZHZE2 設(shè)十公式：dXf>3.(「，) "正%u[6W] 確定公式中各參數(shù)，選Kt二,ZH=,,。產(chǎn)，，。2三 %f+%2 =+ 由表查得齒寬系數(shù)①d=0 1 查表得：材料彈性影響系數(shù)Ze=MP，戶 再按齒而硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限6〃hmi=590MPa, 疲勞強度極限：6//huP=560MPa. 由計算公式：N二60

10、〃J4算出循環(huán)次數(shù)： M=6OX48OX1X(2X8X8X300) =X109 N,二叢二XIOi 再由Nl,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)K“\,尸，K〃心二. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=l,失效概率1%。 瓦卜紐哈皿=X590= [6〃]、=二x560=588Mpa [3〃]_忸〃[+5/2_554.6+588_ 22 4、計算小齒輪分度圓直徑4,,由計算公式得： 4力>◎ 大齒輪得接觸 ,、2x1.6x1.0067x10y4.7 d{J>3X——X "V1x1.713.7 <2,433x1.89.8 15713) 2  41 d2=

11、4xi= -人Em玨.nd"3.14x53.87x480 計算小齒輪圓周速度：v==二S 60x100060x1000 計算齒寬b及模數(shù)in. b=4；B=1x53.87=53.87〃〃〃 dXtcosB53.87xcos14"八 mn!=——-==2.376 Z22 齒高:h=2.25mn[=X= />_53.87_ h5.346 計算縱向重合度：%=0.3189Ztanp =XlX22Xtanl4<> 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)K八二1 已知V=s7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)K-二 由表查得：K/牛的計算公式： K〃0=1.12+0.18(1+0.

12、網(wǎng)j)蟲,2+o23x1。-3。 =+(1J-)+X10-3x 再由表查的：K印=,5入=長心= 公式：K=K,R,K〃aK〃6 =1XXX 再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑： J2K%COS牛丫/ 確定計算參數(shù)：計算載荷系數(shù)： K=KAKvKraK^ =1XXX 根據(jù)縱向重合度：與=,從表查得螺旋角影響系數(shù)匕二722 計算當(dāng)量齒數(shù)：zL^v二二，二COS3Pcos314 Z,8

13、1 「cospcos"4 由［課］表10—5查取齒形系數(shù)尸，匕02二 查取應(yīng)力校正系數(shù)匕a產(chǎn)，％a2二 再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：5/1=500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限bg=380MPa 再由表查得彎曲疲勞系數(shù)：K/a=，Km2二口?算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)：S二 K八消0.85x500 ~S—L35 回卜 KpSrn 0.9x380 ~S1.35 計算大，小齒輪的要冷，并加以比較: 瓦］ 乙"cd_1.588x2.63[M.=314.8 匕3匕a2_1?777x2.206 歸J253.3 齒數(shù) Z] =26 Z2=97 中

14、心距 a=127 mm 螺旋角 p=14.4 分度圓直徑 4 二 4 二 大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪牛牛二 設(shè)計計算： >J2K“cos%/方 、(2x1.676x1.0067x105x0.88xcos214,cc ?；x0.0155 "V1x222x1.744 町；1.725 對比計算結(jié)果，由齒而接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)叫,大于由齒而接觸強度計算的法而模數(shù)，取標(biāo)準模數(shù)〃，二2mm,既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑4二來計算齒數(shù)： _cosp_53.87xcos14_== 1 a2 取&=26 則Z2=iZ[=97

15、 6、幾何尺寸計算： 計算中心距： (乙+Zj/w(26+97)x2 a==-=-=126.76mm 2cosp2xcosl4 將中心距圓整為：127mm 按圓整后中心距修正螺旋角： (4+Z；)〃?(26+97)x20 p=arccos-=——=arccos=14.4 2a2x127 因P的值改變不大，故參數(shù)%，年,Z〃等不必修正。 計算大小齒輪分度圓直徑： _乙，〃_26x2_ cospcos14.4 .Zjn97x2 4=——=r= cospcos14.4 計算齒輪寬度: 〃=B4=ix二 取用二54mm,與二60mm-1 8、高速級齒輪傳動的

16、幾何尺寸 齒寬 b= B}=60mm B)二54nnn, 名稱 計算公式 結(jié)果/mm 法面模數(shù) mn 2 面壓力角 Qn 20 螺旋角 p 分度圓直徑 di d2 齒頂圓直徑 dai=di+2ha*mn=+2X1X2 da2=d2+2ha*mn=+2X2 齒根圓直徑 dn=di-2hf*mn=-2XX2 df2=d2-2hf*mn=-2X2X 中心距 a=mn(Zi+Z2)/(2cosP) 127 =2X(22+81)/() 齒寬 b2=b 54 bi=bz+(5?10)mm 60

17、 3、 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 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 結(jié)構(gòu)尺寸計算公式 結(jié)果/mm 輪轂處直徑Di Di==X45 72 輪轂軸向長L L=~dNB 54  倒角尺寸n n= 1 齒根圓處厚度。0 。。二?4）n% 8 腹板最大直徑Do Do=df2—2oo 216 板孔分布圓直徑D? D2=(Do+Di) 144 板孔直徑5 di=(D0—Di) 35 腹板厚C C= 18 （二）、低速齒輪機構(gòu)設(shè)計 1、已知〃3=min 2、選擇齒輪精

18、度為7級，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，螺旋角初選為0二14 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，所以按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。 班、』八&、I2KTU+\Zf/Zf.1 設(shè)計公式：4,23!.（「“ 火瓦儲U[6J 確定公式中各參數(shù),選K",式二，%產(chǎn)，，%= gaf+%2=+ 選齒寬系數(shù)②=。 1 查表得：材料彈性影響系數(shù)Ze二MR- 再按齒而硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限b〃hnu=590MPa,大

19、齒輪得接觸 疲勞強度極限：6〃卜m=560MPa. 由計算公式：N=60〃J4算出循環(huán)次數(shù)： N；=6OXX1X(2X8X8X300) =X109N M===ixio9 再由Nl,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)K〃n尸，KHN2=. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=l,失效概率1%。 KK 回J=//V1ZZhnd=X590^53IMpaS 回j=，〃門:=x560=532Mpa 但.回J+回J531+532_ 22 4、計算小齒輪分度圓直徑八，由計算公式得： hN產(chǎn)7(衿＞ 4①d%U[8W] ^2x1.6x3.5766x10" 3.9 r2.433x1.8

20、9.8f x X 1x1.713 2.9 i531.5J  、、但1Aq/ee、士士兀"〃3.14x87.86x129.73 計算小齒輪圓周速度：v=-=-二S 60x100060x1000 計算齒寬b及模數(shù)m. b二（②=1x87.86=87.86〃"” 4fcosB87.86xcos14o… /比，=-==3.04mm n,z28 齒高:h=2.25頌=X= /?_87.86_ h6.85 計算縱向重合度：年=0.318②Zjan0 =XlX28Xtanl40 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)K八二1 已知V=s,7級齒輪精度，由表查得

21、動載荷系數(shù)K］，二 由表查得：K/用的計算公式： K/單=1.12+0.18（1+0.麗）5+0.23x1。-% =+（1+）+X10-3x 再由［課］表10—3查的：=，K?a=Kla= 公式：1<=降國小〃小耶 =1XXX 再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑： 4=心后=87.86乂傍= -3但w4cosB90.78xcos14" 計算模數(shù)：——"== Z328 5、再按齒根彎曲強度設(shè)計：設(shè)計公式： 4,二 b=m= h=  2KUc。/。 ，4加 Pp］ 確定計算參數(shù): 計算載荷系數(shù): 二IXXX 根據(jù)縱向重合度：與=,從［課］圖10-

22、28查得螺旋角影響系數(shù)U二 計算當(dāng)量齒數(shù)：Z-3=f=「7y二 cospcos14 _z2_81_ 14cos3pcos314 再由［課］表10—5查取齒形系數(shù)｝;6產(chǎn)，Yg二 查取應(yīng)力校正系數(shù)Kw 計算大，小齒輪的沁并加以比較:回］ Dsi_2.505x1.63 531 Ma：_2.2x1.781 532 小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪號厚二回］ 設(shè)計計算: 加、2K“cos-p"% ①石a回］ x 0.00769 1x282x1.7 1 3 2xl.6x3.5766xl05x0.880xcos^14 >1.77mm 對比計算結(jié)果，由齒而接觸疲勞強度計算的

23、法而模數(shù)”,大于由齒而接觸強度 計算的法而模數(shù)，取標(biāo)準模數(shù)〃？=2mm,既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞 強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑&二來計算齒數(shù)： _cosp_90.78xcos140_ 3 m2 取Z3=44 得=%=127 6、幾何尺寸計算：計算中心距： (Z.+Z4>(44+127)x22cosp2xcosl4 將中心距圓整為:177mm按圓整后中心距修正螺旋角： (Z.+Z4>(44+127)x2I-。 p=arccos—:=arccos=13.7 2a2x177 因p的值改變不大，故參數(shù)%，年,z〃等不必修正。 計算大小齒輪分度圓直徑：

24、 /_Zyin_44x2_ scospcos13.7 fZ.m128x2 4 =——=r= co鄧cos13.7 計算齒輪寬度： 5 =94二ix二 取其二90mm,=95mm一? 7、低數(shù)級齒輪傳動的幾何尺寸 Z3=44 Z4=127 中心距a二 螺旋角 p=13.7 分度圓直徑 4= W= mm 8,二90mm, B}=95mm 名稱 計算公式 結(jié)果/mi 面基數(shù) mn 2 面壓力角 an 20 螺旋角  分度圓直徑 d3 d4 齒頂圓直徑 dai=di4-2hamn=+2X1X2

25、 da2=d2+2hamn=+2義1X2 齒根圓直徑 dfi=di—2hf*mn=—2XX2 df2=d22hf*mn=-2XX2 中心距 a=mn(Zi+Z2)/2cos8 177 齒寬 b2=b 90 bi=b2+(5?10)mm 95 六、軸的設(shè)計 （一）、高速軸的設(shè)計 1、軸的材料與齒輪1的材料相同為40&調(diào)質(zhì)。 2、按切應(yīng)力估算軸徑 由表15—3查得，取“二106 軸伸出段直徑 di2Ao（p/ni嚴=106X480）vs= 取di=32mm 40a調(diào)質(zhì) 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）、劃分軸段 軸伸段

26、羽；過密封圓處軸段th：軸頸d3,d7；軸承安裝定位軸段必必齒輪軸段。 2）、確定各軸段的直徑 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直 軸承選 徑應(yīng)盡可能從較小值增加,因此,取d2=34mm,選擇滾動軸承30207,軸 頸直徑d3=d7=35mmo 齒輪段尺寸。 分度圓直徑d=da=d|= 3）、定各軸段的軸向長度。 由中間軸的設(shè)計知軸長L=+4出 伸出端的長度由帶輪厚度確定。；由=（一2）d,a），!，,（,=64mm 30207  選取&軸向長度為20L、=(20?30) 其余長度根據(jù)中間軸各段長度確定 4、按許用彎曲應(yīng)力

27、校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=57mmCD=170mmAB=227mm (2)、繪軸的受力圖。 (3)、計算軸上的作用力： Fd=2Ti/di=2XX10754= Fr|=FuXtanaJcosP：=Xtan207=1401N FuI=FtiXtan3i=X=957N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和Zmbz=O,得 Raz=[FfiX170+%Xd/2]+227=(1401X70+957X27)+227=1163N 同理：Zmaz=O,得 RBZ=[FriX57-FaiXd3/2]+227=(1401X57-975X27)+2

28、27=238N 校核：2z=Raz-Ffi+Rbz=238+1163-1401=0計算無誤 同樣，由繞支點B的力矩和2mb)=0,得 RAY=XI70/227=2792 由ZMAy=0,得 Rby=X5/227=936N 校核：2z=Ray+Rby-Fu=936+2792-3728=O計算無誤 (5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。 Fai (b)Raz drl C處彎矩：Mcz\=RazX57=6629INmm Mcz1?.=RbzX170=40460Nmm Mcy=RayX57=2792X57=159144Nmm (6)、合成彎矩 Me；=(M2cz左

29、+M?cy產(chǎn)=(662912+404602)I/2=77663Nmm Rbz B Me仃二(M2cz,,+M2cy)1/2=(404602+1591442),/2=164207Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 T2=100670Nmm (8)、計算當(dāng)量彎矩 應(yīng)力按正系數(shù)a=[5.ib]/[60,1=55/95= aT2=X100670=58389Nmm C處：Mc左二立左二159144 M/+(aL)c]13=(1642072+159144:)1=174279Nmm(9)、校核軸徑。 C剖而：dc=(Mcg/[6-J)1s=(174279/X55)1/9=31mm<43mm

30、 強度足夠。 (10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 由表6—1查出鍵槽尺寸：bXh=14X9(t=,r=： 由表6—2查出鍵長：L=45： L.millllllll IIIIIIIIIIIIIHnrn.... ? ；.Ft：c Rby 1 Hill皿 Ullllllllllln... Illllllllllllin.. （二）、中間軸的設(shè)計 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： 45鋼調(diào)質(zhì) 硬度217-255HBS[6ob]=95MPa[.ib]=55MPa 抗拉強度極限：8產(chǎn)64

31、0MPa 屈服強度極限：3=355MPa 彎曲疲勞極限：b.i=275MPa 剪切疲勞極限：T.1=155MPa 許用彎曲應(yīng)力：[b.i]=60MPa 2、軸的初步估算 根據(jù)表15—3,取Ao=112 考慮該處軸徑應(yīng)當(dāng)大于高速級軸頸處直徑，取 Di=dmin=40nim 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)、各軸段直徑的確定。 初選滾動軸承，代號為30208.軸頸直徑d1=d5=dnlin=40mm. 齒輪2處軸頭直徑d2=45mm 齒輪2定位軸角厚度。 選滾動軸承 30208 hmm=~d,取hnnn=5mm該處直徑d2=54mm 齒輪3的直徑：

32、d3=,da3=,d(3= 由軸承表5-11查出軸承的安裝尺寸d尸49mm (2)、各軸段軸向長度的確定。 軸承寬度B=,兩齒輪端而間的距離△4=10mm 其余的如圖 4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=57mmCD=88mmCB=72mmAD=217mm (2)、繪軸的受力圖。 (3)、計算軸上的作用力: 齒輪2：Fi2=2T2/d2=2XX107= Fr2=Fi2XtanaJcosPC=Xtan207=1342N Fu2=Fi2xtanB：=3571X=917N 齒輪3：F(3=2T3/d3=2XX103/=

33、7899N %二%Xtann/cosB尸7899Xtan207=2959N Fu3=Ft3xtanP3=7899X=1926N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和2MBz=0,得 RAZ=fFr2(88+72)+Fa2xd：/2+Fa5Xd，2-FcX72]+217=(1342X160-917X+1926XX2959)+217=833N 同理：2MAz=0,得 Rbz=IF/3(57+88)+F，3X&/2+限Xd：/2一%X57]-217=(2959X165+917X+1926XX57)+217=2450N 校核：Zz=Raz+F「3-F己一Rbz=833+2959-134

34、2-2450=0 計算無誤 同樣，由繞支點B的力矩和2MBy=0,得 Ray=(3571X160^7899X72)/217=5449N 由ZMAy=。，得 Rby=(3571X57+7899X145)7217=6021 校核：Zz=Ray+Rby—F(3—F(2=5449+602=0計算無誤 (5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。 Fa2 (b) Rbz C處彎矩：Meya=RazX57=833X57=43316NmmMcza=RazX57—Fed：/2=833X57-917X=-48522Nmm D處彎矩：Mdz，1=RbzX72+FnXds/2=2

35、450X72+1926X=263609NmmMdz戶RbzX72=176400 水平而彎矩圖。 AFt2 BFt3 c Mey..^T-rririT1lllll K3M .---- m二I Md： lITHrn. (c) Mcy=RayX57=5449X57=283348Nmm Mdy=RbyX72-6021XNmm (6)、合成彎矩 處：MeA=(M2czv+M2cy),/2=(433162+2833482),Z2=286640Nmm Me6=(M2cz—M%y嚴=(48522耳2833482產(chǎn)=287473Nmm D處：

36、Mda=(M2dzv+M2dy),/2=(2636092+4335122),z2=507368Nmm Mi>=(M2+M2dy)i/2=(1764002+4335122),/2=468027Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 T2=533660Nmm (8)、計算當(dāng)量彎矩 應(yīng)力按正系數(shù)口=[6.lb]/[6行=55/95= aT2=X533660=309523Nmm C處：Mc左二版『286640 Mc右=[?“；+(aL)2]13=(287473a+3095232)vs=422428Nmm D處： MD左二[心左+(。TJ2產(chǎn)=(5073684309523,產(chǎn);588346N

37、mm Md.=M9布=46802/Nnun (9)、校核軸徑。 C剖而：dc=(Mc6-/[5.J)1/3=(422428/X55)1 =<45mm 強度足夠。 D剖面：dD=(M0/,/[.J)1(588346/X55)=〈(齒根圓直徑) 強度足夠。 (10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 由表6—1查出鍵槽尺寸：bXh=14X9(t=,r=： 由表6—2查出鍵長：L=45： (c) (d) (e) 一『門丁口丁「mMczK.「tE1T .▼Till■?--一 「此希標(biāo)加TT「e- Rb3 |11** Mcz> AFt2B Ft3cD Mey. ,,-rr

38、nrrrrHI111111 MdynT1T1TITITtthiiiriinri,.. Mey聲雙ft［川 -- 11 -rxTr111ifj1n Mdk)wz--一■ 1IIIII. T 1 aT (11)中間軸的精確校核： 對照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強度和應(yīng)力集中分析I,II,G都是危險段面,但是由于I,II還受到扭矩作用，再由口斷面的彎矩要大于I處，所以現(xiàn)在就對II處進行校核。 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由手冊查得：”二640MPa,鳥=355/0尸〃。由手冊查得： 67=275股冉量=155/3為 (50=450MPa,r0=288/WPt

39、/ 平_2儲-6。_2X275-450_023 (50450. 平_2QT_2X18O_288_025 *)288 I剖面的安全系數(shù)： 抗彎斷而系數(shù)： 二@處&=3』4,473」6x6x(47-6)：8470.87〃加 ,322d322x47 抗扭斷面系數(shù)： ndbt(d-t)3.14x47316x6x(47-6)23 VV,,===18658. 162d162x47 彎曲應(yīng)力幅：6=il^=3,72l=43.92MRi I匕8470.87 彎曲平均應(yīng)力6m=0 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅「「嘉=急|黑W 平均切應(yīng)力：\m=%=10MP。 鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)K6

40、=\.Kz=\.5 再由手冊查得，表面狀態(tài)系數(shù)。=,尺寸系數(shù)6=0?80,J=0.83. /t;函短=136 剪切配合零件的綜合影響系數(shù)（1）。=2.52,取（5）〃=2.52進行計算: 於=忌裝=1，96 剪切配合零件的綜合影響系數(shù)（KJ.=0.4+0.6（勺）/）=1.91,取(K"=1.91進行計算, 由齒輪計算循環(huán)次數(shù)438X1()8>1()7,所以取壽命系數(shù)k、=1 S-KS」.1X275_305 “(右)。&+乜或2.52X35.74+0一 >=4%=以180=1667陽)/3+忤,”1.91X5+0.25x5 綜合安全系數(shù): ，、==3.04>[S]=1.

41、5+s：? 所以具有足夠的強度。 (三)、低速軸的設(shè)計 45鋼調(diào)質(zhì) 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)力計算軸徑。 由表15—3查得，取人二112 軸伸出段直徑 di^Ao(pVn3)l/3=112X15= 考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標(biāo)準尺寸的選用，取d尸50n皿則軸孔長度Li=84mm 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)、劃分軸段出；過密封圓處軸段d2；軸頸d3,ck軸承安裝定位軸段d4：軸身dsd；軸頭d6o 2)、確定各軸段直徑。 取d2=52mm 選擇滾動 軸承 30211 選擇滾動軸承30211,軸頸直徑d3=d8=55mm.,軸承寬

42、 4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=67nunCB=141mmAB=208mm (2)、繪軸的受力圖。 (3)、計算軸上的作用力： Fl4=2T4/d4=2X986380/=7488N Fr4=Fi4Xtan。JcosBi=Xtan207=2805N Fu4=Ft4xtanBf7488X=684N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和Zmbz=。，得 RAZ=[Fr4X141+Fa4xdi/2]+208 =2335N 同理：Zmaz=0,得 RBZ=|Fr4X67-Fa4Xdi/2]+208 =470N 校核：Zz=

43、Raz-Fr]十Rbz=4708+2335-2805=0 計算無誤 同樣,由繞支點B的力矩和ZMBy=0,得 Ray=7488X141/2208=5076 由2MAy=0得 Rby=7488X67/208=2412N 校核：？z=Ray+Rby~Fd=2412+5076..7488=0 計算無誤 (5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。 Fai A5rl隊 B (b)Raz 「打「1Iin111, C處彎矩：Mczv=RAzX67=156445Nmm Mcz/.=RbzX141=340374Nmm MCy=RayX67=340092Nmm (6)、合成彎

44、矩 Me左=(M2czv+M2cy),/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm Me々=(M?cn^+M2cy)i/2=(3403742+340072),Z2=481162Nmm(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 T2=986380Nmm (8)、計算當(dāng)量彎矩應(yīng)力按正系數(shù)0=[6.lb]/[6g]=55/95=0T2=X986380=572100Nmm C處：Mc左二Me左二374614 M一尸[M%分+((】L)T12=(572100：+376414：)1/c=684826Nmm(9)、校核軸徑。 C剖面：dc=(MC右/[6.J)1=(684826/X55)13

45、=50mm<62mm 強度足夠。 (10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 由表6—1查出鍵槽尺寸：bXh=18Xll 由表6—2查出鍵長：L=70： 七、滾動軸承的校核計算 (-)中間滾動軸承的校核計算 選用的軸承型號為30208由表9-16查得Cr=kN.C()r= e= 1、作用在軸承上的負荷。 1)、徑向負荷 A處軸承Frf=(R2az+R2ay),/2=(8332+54492),/2=5512N B處軸承Fr“=(R2bz+R%y嚴=(24502+60212嚴=6500N 2)、軸向負荷 3)、軸承受力簡圖。 SIFaS2- -A——— ［FrlFrll 外

46、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=eFr=X5512=2039N Sh=義理產(chǎn)X6500=2405N 因Fa+S(=1009+2039=3048>2405=Sn 軸承I【被壓緊，為緊端，故 Fa?=S?=2039NE尸F(xiàn)&+Si=3048N 2、計算當(dāng)量功負荷。 I軸承，F(xiàn)aJC>r=2O39/428OO=查［課］表13-5,e= Fai/Fri=2039/5512=

47、 II軸承：Fai(/Cor=3048/42800=e= Fah/Frii=3048/6500=>e=,X2=,Yz= 當(dāng)量功載荷 Prn=fJXoFru+YFah)=XX6500+X3048) =737IN 3、驗算軸承壽命 因P”VP「H,故只需驗算I【軸承 軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為：8X300X16=38400h 軸承實際壽命 Lhio=16670/112(3很川)=16670/(59800/7371)3 =128554h>38400 具有足夠使用壽命。 4、軸承靜負荷計算 經(jīng)計算，滿足要求：計算過程略。 經(jīng)校核，高、低軸的軸承均滿足要求 八、平鍵聯(lián)

48、接的選用和計算 1、中間軸與齒輪【的鍵聯(lián)接運用及計算。 由前而軸的設(shè)計已知本處軸徑為：d2=45 由表6—1選擇鍵14X9X50 鍵的接觸長度L=d2-b=50-14=36,接觸度h=h/2=9/2=4.5mm 由《機械設(shè)計》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力[8p]=120MPa 6P=2T2/d2lh=(2XX103)/(45X36X=98MPaV[8P] 鍵聯(lián)接強度足夠 2、低速軸與齒輪4的鍵聯(lián)接選用及計算。 由前而軸的設(shè)計已知本處軸徑為：d4=62 由表6—1選擇鍵18X11X70 鍵的接觸長度L=d2—b=70-18=52,接觸度h=h/2=U/2= 由《機械

49、設(shè)計》表6-2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力[8p]=120MPa SP=2T2/d2lh=(2XX103)/(62X52X=lllMPa<[6p] 犍聯(lián)接強度足夠 九.聯(lián)軸器的選擇計算 由于低速級的轉(zhuǎn)矩較大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL5 計算轉(zhuǎn)矩：7；a=K"=x= 轉(zhuǎn)速n=d=50 所以由表可知：強度和轉(zhuǎn)速均滿足要求 十、箱體及其附件的設(shè)計選擇 1、零部件 名稱 符號 件速器的尺寸關(guān)系 箱座壁厚 8 18 箱蓋壁厚 火 8 箱蓋凸緣厚度 bi 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 di 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 如圖 由表7—21,選取為Ml2d的. D=20b=6h=28d2=12 a=10Dl=16dl=4  參考文獻： 1、沒有注明的為《機械設(shè)計課程設(shè)計》書。 2、《機械設(shè)計》教材。 3、《機械原理》教材。