1、 編編 號號0 9 課課程程設設計計說說明明書書 課程名稱：課程名稱： 機械設計機械設計 題題 目：目：設計用于帶式運輸機的傳動裝設計用于帶式運輸機的傳動裝 置置 機械 學學 院院 （ 系系 ）機械工程及自動化 專專 業業 全全套套設設計計，聯聯系系153893706 班 級： 機自 0803 學 號： 學生姓名： 指導教師： ） （職稱： ） 2010 年年 6 月月 目錄目錄 一一 課題設計任務書課題設計任務書.3 二二 電動機的選擇電動機的選擇.5 三三 傳動裝置的運動和動力參數計算傳動裝置的運動和動力參數計算.6 四四 v 帶傳動設計帶傳動設計 .7 五、減速器高速級齒輪設計五、減速器

2、高速級齒輪設計.9 六、低速級齒輪設計六、低速級齒輪設計.15 七、減速器機體結構尺寸七、減速器機體結構尺寸.20 八、軸的結構設計八、軸的結構設計.22 九、軸的計算及軸承的計算九、軸的計算及軸承的計算.25 十、鍵的選擇和計算十、鍵的選擇和計算.33 十一、減速器潤滑方式及密封種類的選擇十一、減速器潤滑方式及密封種類的選擇.35 十二、聯軸器的選擇十二、聯軸器的選擇.36 十三、減速器附件的選擇與設計十三、減速器附件的選擇與設計.36 十四、減速器箱體的設計十四、減速器箱體的設計.36 十五、設計小結十五、設計小結.37 十六、參考文獻十六、參考文獻.37 附錄附錄: :課程設計方案減速器

3、的選擇課程設計方案減速器的選擇.38 一一 課題設計任務書課題設計任務書 一、一、 目的及要求：目的及要求： 機械設計課題的設計主要是培養學生的機械設計的綜合能力。通過自己動 手，可以體會和鞏固先修課程的理論和實際知識，同時還能學習如何運用標準、 規范、手冊等有關國家標準及技術手冊，更重要的是可以提高學生從機器功能 的要求、尺寸、工藝、經濟和安全等諸多方面綜合考慮如何設計的能力，從而 樹立正確的設計思想。 。 課程結束每個學生必須完成： 1 一張減速器裝配圖（用 a1 或 a0 圖紙繪制） ； 2 齒輪和軸的零件圖各一張； 3 設計說明書一份（約 60008000 字） 。 二、設計題目設計題

4、目: 設計運送原料的帶式運輸機所用的圓柱齒輪減速器，具體內容是： 1設計方案論述。 2選擇電動機。 3減速器外部傳動零件設計。 4減速器設計。 1) 設計減速器的傳動零件； 2) 對各軸進行結構設計，按彎扭合成強度條件驗算個軸的強度； 3) 按疲勞強度條件計算輸出軸上軸承的強度； 4) 選擇各對軸承，計算輸出軸上軸承的壽命； 5) 選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連接的強度； 6) 選擇各配合尺寸處的公差與配合； 7) 決定潤滑方式，選擇潤滑劑； 5. 繪制減速器的裝配圖和部分零件工作圖； 6. 編寫設計說明書。 三、三、 已知條件已知條件 1. 展開式二級齒輪減速器產品。 2. 動力來源 ：電力，三

5、相交流，電壓 380/220v。 3. 輸送帶工作拉力 t=410nm。 4. 輸送帶工作速度 =0.8m/s。 5. 滾筒直徑 d=340mm。 6. 工作情況：兩班制，連續單向運行，載荷較平穩。 四、四、分析減速器的結構分析減速器的結構 1、傳動系統的作用：、傳動系統的作用： 作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給 工作機，在此起減速作用，并協調二者的轉速和轉矩。 2、傳動方案的特點：、傳動方案的特點： 特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動 機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對 稱，高速級齒輪布置在遠離轉

6、矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形 和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻 的現象。 3、電機和工作機的安裝位置：、電機和工作機的安裝位置： 電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端； 工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。 4、畫傳動系統簡圖：、畫傳動系統簡圖： 二二 電動機的選擇電動機的選擇 計算及說明計算及說明結果結果 選擇電動機類型選擇電動機類型 按工作要求：連續單向運轉，載荷平穩；選用 y 系列全 封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓 380v。 穩定運轉下 運送帶滾筒所需功率：運送帶滾筒所需功率： 22 410 0.8 1.929 340 10 p t v

7、kwkw d 運送帶滾筒轉運送帶滾筒轉速為：為： 60*100060*1000*0.8 44.96 min 3.14*340 v r n d 由 p5 表 1-7 查得 1（聯軸器）=0.99，2（球軸承） =0.99，3（齒輪傳動 8 級精度）=0.97，4（v 帶） =0.96。 電動機至運送帶滾筒之間的總效率為：電動機至運送帶滾筒之間的總效率為： = 1 32 234 99 . 0 32 0.990.970.960.868 所以電動機所需功率為所以電動機所需功率為 1.929 2.222 0.868 d p pkw 由表 12-1 查出符合設計要求并綜合考慮電動機和傳動裝 置的尺寸、重量

8、、價格等選定電動機型號為 y100l2-4，則所 選取電動機： 額定功率為 滿載轉速為 3 ed pkw1430 min m r n p=1.929kw 44.96 min r n 0.868 2.222 d pkw 型號為 y100l24 n =1430r/min m p =3kw m 三三 傳動裝置的運動和動力參數計算傳動裝置的運動和動力參數計算 計算及說明計算及說明結果結果 總傳動比總傳動比 1430 31.8 44.96 m n i n 選用等浸油深度原則，查表 1-8 得 =2.9（帶輪） ；=3.8； 1 i 2 i =2.9 3 i 名級效率：名級效率： 第一級效率： 第二級效率

9、： 第三級效率： 計算各軸的轉速功率和轉矩：計算各軸的轉速功率和轉矩： 1、轉速：、轉速： 軸 i： 軸 ii： 軸 iii：n 2、輸出功率：輸出功率： 軸 i： 軸 ii： 軸 iii： 3、輸出轉矩：輸出轉矩： 軸 i： 軸 ii： 軸 iii： 31.8i 01 0.95 12 0.960 493.1 / min i nr 1 1430 493.1 / min 2.9 m i n nr i 2 493.1 129.76 / min 3.8 i ii n nr i 3 129.76 44.7 / min 2.9 ii iii n r i 01 3 0.952.85 id ppkw 12

10、2.85 0.99 0.972.737 iii ppkw 223 2.737 0.9512.603 iiiii ppkw 55.2 i tn m 2.603 95509550556 44.7 iii iii iii p tn m n 0142 0.95 1223 0.990.970.960 23123 0.990.990.970.951 23 0.951 129.76 / min ii nr 44.7 / min iii nr 2.85 i pkw 2.737 ii pkw 2.603 iii pkw 2.85 9550955055.2 493.1 i i i p tn m n 2.737 9

11、5509550201.6 129.76 ii ii ii p tn m n 201.6 ii tn m 556 iii tn m 參數 軸名 輸出功 率 p（kw） 轉速 n(r/min) 輸出轉矩 t（n.m） 傳動 比i 效率 軸 i 2.85493.155.23.8 0.960 軸 ii2.737129.76201.6 軸 iii2.60344.7556 2.90951 四四 v 帶傳動設計帶傳動設計 計算及說明計算及說明結果結果 1確定計算功率cap 由表 8-6 查得工作情況系數，故1.1ak 1.1 33.3caapk pkw 2選取窄 v 帶帶型 根據和轉速，由圖 8-11 確定

12、 選用 a 型。cap 3. 確定帶輪基準直徑 由表 8-8 初選主動輪基準直徑。根據式185ddmm （8-15） ，從動輪基準直徑 。根據表 8-8， 212.9 85246.5dddidmmmm 即為基準系列。2250ddmm 1 1 3.14 85 1430 6.36/35/ 60 100060 1000 d d n vm sm s 所以帶的速度合適。 4. 確定窄 v 帶的基準長度和傳動中心距 3.3capkw v 帶 a 型 185ddmm 2250ddmm 6.36/vm s 根據，初步確定中心距120120.7()2()ddddddadd 。0550amm 計算帶所需的基準長度

13、 2 21 21 0 0 2 () 2() 24 (25085) 2 550(85250) 24 550 1638.3 dd ddd dd ladd a mm mm 由表 8-2 選帶基準長度。1600dlmm 計算實際中心距 a 0 1600 1638.3 (550)530.85 22 ddll aammmm 5. 驗算主動軸上的包角1 由式（8-6）得 21 1 25085 18057.518057.5 555 162.9120 dddd a 所以主動輪上的包角合適。 6. 計算窄 v 帶的根數 z 由式（8-22）知 00() ca l p z pp k k 由，查表 8-4a 和表 1

14、 1430 / minnr185ddmm2.9i 8-4b 得 01.00pkw00.17pkw 查表 8-5，得 ，查表 8-2，得 ，則0.955k0.99lk 3.3 2.98 (1.000.17) 0.955 0.99 z 取。3z 7. 計算預緊力0f 2 0 2.5 500(1) cap fqv vzk 查表 8-3，得 ，故0.10/qkg m 2 0 3.32.5 500(1)0.10 6.36 143.95 6.36 30.955 fnn 1600dlmm 530.85amm 1162.9 01.00pkw 00.17pkw 3z 8. 計算作用在軸上的壓軸力pf 1 0 1

15、62.9 2sin2 3 143.95 sin854.1 22 pfzfnn 9查表 8-10，帶輪寬度 b=（z-1） e+2f=(3-1) 15+2 9 =48mm 10帶輪結構設計 材料選用 ht200. 0143.95fn 854.1pfn b=48mm 五、減速器高速級齒輪設計五、減速器高速級齒輪設計 計算及說明計算及說明結果結果 1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動如上圖所示，有利于保障傳動 的平穩性； 2）設備為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。 3）材料選擇。由表 10-1 選小齒輪材料為 40cr（調質） ， 硬度為 280hbs，大齒輪為

16、 45 鋼（調質） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs。 4）選小齒輪齒數，大齒輪124z ，故選。2 2 1 3.8 2491.2zi z291z 5）初選螺旋角 14 2按齒面接觸強度設計 齒面接觸強度計算公式為： 1 2 31 21 () the t dh ktuz z d u 1）確定公式內的各計算數值 試選 kt=1.6。 124z 291z 14 kt=1.6 由圖 10-30選取區域系數。 h z =2.433 由圖標準圓柱齒輪傳動的端面重合度查得 =0.775，=0.87，則=1.645。1212 由表 10-7 選取齒寬系數。1d 由表 10-6 查得材料的

17、彈性影響系數。 12 189.8ezmpa 由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度 極限；大齒輪。 lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 由式 10-13 計算應力循環次數 1 9 1 99 21 2 6060 493.1 1 (2 8 300 10)1.42 10 /1.42 10 /3.80.37 10 hnn jl nni 由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數，10.90hnk 。20.95hnk 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 s=1，由式得 lim2 1 lim1 1 2 2 12 0.90 600540 0.95 5505

18、22.5 ( )/2531.25 h hn h h hn h hhh k mpa s k mpa s mpa 2）計算 試算小齒輪分度圓直徑 由計算公式得 1t d 4 2 3 1 2 1.6 5.52 104.8 2.433 189.8 () 1 1.645 3.8531.25 46.8 td mm 計算圓周速度 11 46.8 493.1 1.21/ 60 100060 1000 t d n vm s h z =2.433 =1.645 1d 12 189.8ezmpa lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 9 1 9 2 1.42 10 0.37 10 n n 10

19、.90hnk 20.95hnk 1 2 540 522.5 531.25 h h h mpa mpa mpa 146.8tdmm 1.21/vm s 計算齒寬 b 及模數ntm 1 1 1 1 46.846.8 cos46.8 cos14 1.89 24 2.252.25 1.894.25 /46.8/ 4.2511 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h 計算縱向重合度 1 0.318tan0.318 1 24 tan141.903 dz 計算載荷系數 k 取，根據，8 級精度，由圖 10-81ak 1.21/vm s 查得動載系數；由 表 10-4 查得；1.07

20、vk 1.452k 由圖 10-13 查得；由表 10-3 查得1.38fk 。故載荷系數1.4hfkk 1 1.07 1.4 1.4522.17avhhkk k kk 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式 (10-10a)得 33 11/46.82.17/1.652ttddkkmm 計算模數nm 1 1 cos52 cos14 2.01 24 n d mmm z 3按齒根彎曲強度設計 由式（10-17） 2 1 3 2 1 2cos fsa n df kt yy y m z 1）確定計算參數 計算載荷系數 1 1.07 1.4 1.4522.17avffkk k kk 根據縱向重合度

21、，從圖1.903 查得螺旋角影響系數。 0.88y 計算當量齒數 46.8 1.89 4.25 /11 nt bmm mmm hmm b h 1.903 1.452k 1.38fk 1.4hfkk 2.17k 152dmm 2.01 n mmm 2.17k 1.903 0.88y 1 1 33 2 2 33 24 26.3 coscos 14 91 99.6 coscos 14 v v z z z z 查取齒形系數 由表查得；12.65fy 22.20fay 查取應力校正系數 由表查得；11.58say 21.785say 查取彎曲疲勞強度極限 由圖 10-20c 查得小齒輪 ，大齒輪 150

22、0fempa 2380fempa 查取彎曲疲勞壽命系數 由圖 10-18 查得 ，10.85fnk20.88fnk 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數，由式（10-12） ，得1.4s 11 1 22 2 0.85 500 303.57 1.4 0.88 380 238.86 1.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s 計算大、小齒輪的并加以比較 fasa f y y 11 1 22 2 2.65 1.58 0.0138 303.57 2.20 1.785 0.0164 238.86 fasa f fasa f yy yy 大齒輪的數值大。 2）設計計算 32 3

23、 2 2 2.17 55.2 100.88 cos 14 0.01641.509 1 241.645 nmmm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模 數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，取nm 1 2 26.3 99.6 v v z z 12.65fy 22.20fay 11.58say 21.785say 10.85fnk 20.88fnk 1 2 303.57 238.86 f f mpa mpa 11 1 22 2 0.0138 0.0164 fasa f fasa f yy yy 1.509nmmm =2mmnm =2mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接nm 觸強

24、度算得的分度圓直徑，由152dmm ， 1 1 cos52 cos14 25 2n d z m 取，則,取。125z 295z 295z 4.幾何尺寸計算 1）計算中心距 12()(2595) 2 123.7 2cos2 cos14 n zzm ammmm 將中心距圓整為 124。mm 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 12() arccos14 256 2 n zzm a 因 值改變不多，故參數、等不必修正。 a k h z 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 1 1 2 2 51.5 cos 195 cos n n z m dmm z m dmm 4）計算齒輪寬度 11 51.551.5 d b

25、dmm 圓整后取；。252bmm157bmm 5.結構設計 小齒輪齒頂圓直徑16omm 且滿足齒根圓到鍵槽底部 的距離 e16omm，而又小于 5oomm，故以選用腹板式結構為宜。其 它有關尺寸按圖薦用的結構尺寸設計 齒根圓直徑為 51.52*(1+0.25) nnaf mchdd)(2 * 11 *2=46.5mm 2 190 f dmm 152dmm 125z 295z 124amm 14 256 1 2 51.5 195 dmm dmm 157bmm 252bmm =46.5mm 1f d 2 190 f dmm 齒頂圓直徑為 * 11 251.52*1*255.5 aann ddh m

26、mm 2 199 a dmm 1a d55.5mm 2 199 a dmm 六、低速級齒輪設計六、低速級齒輪設計 1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動 2）設備為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。 3）材料選擇。在同一減速器各級小齒輪(或大齒輪)的材料， 沒有特殊情況，應選用相同牌號，以減少材料品種和工藝 要求,選小齒輪材料為 40cr（調質） ，硬度為 280hbs，大齒 輪為 45 鋼（調質） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs。 4）選小齒輪齒數，大齒輪130z ，故選。2 2 1 2.9 3087zi z287z 5）初選螺旋角 1

27、4 2按齒面接觸強度設計 齒面接觸強度計算公式為： 1 2 31 21 () the t dh ktuz z d u 1）確定公式內的各計算數值 試選 kt=1.6。 由圖 10-30選取區域系數。 h z =2.433 由圖標準圓柱齒輪傳動的端面重合度查得 =0.79，=0.86，則=1.65。1212 由表 10-7 選取齒寬系數。1d 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數。 12 189.8ezmpa 由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極 限；大齒輪。 lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 由式 10-13 計算應力循環次數 130z 287z

28、 14 kt=1.6 h z =2.433 =1.65 1d 12 189.8ezmpa lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 9 1 9 2 0.37 10 0.128 10 n n 2 9 1 99 21 2 6060 129.76 1 (2 8 300 10)0.37 10 /0.37 10 / 2.90.128 10 hnn jl nni 由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數，10.95hnk 。20.97hnk 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 s=1，由式得 lim2 1 lim1 1 2 2 12 0.95 600570 0.97 550

29、533.5 ( )/ 2551.75 h hn h h hn h hhh k mpa s k mpa s mpa 2）計算 試算小齒輪分度圓直徑 由計算公式得 1t d 3 2 3 1 2 1.6 201.6 103.9 2.433 189.8 () 1 1.65 2.9551.75 71.68 td mm 計算圓周速度 11 71.68 129.76 0.4868/ 60 100060 1000 t d n vm s 計算齒寬 b 及模數ntm 1 1 1 1 71.6871.68 cos71.68 cos14 2.32 30 2.252.25 2.325.32 /71.68/5.5213

30、dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h 計算縱向重合度 1 0.318tan0.318 1 30 tan142.38 dz 計算載荷系數 k 取，根據，8 級精度，由圖 10-8 查1ak 0.4868/vm s 得動載系數；由 表 10-4 查得；由圖1.04vk 1.458k 10-13 查得；由表 10-3 查得。故1.38fk1.4hfkk 載荷系數 10.95hnk 20.97hnk 1 2 570 533.5 551.75 h h h mpa mpa mpa 171.68tdmm 0.4868/vm s 71.68 2.32 5.32 /13 nt bmm

31、 mmm hmm b h 2.38 1.458k 1.38fk 1.4hfkk 1 1.04 1.4 1.4582.123avhhkk k kk 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10- 10a)得 33 11/71.682.123/1.678.7ttddkkmm 計算模數nm 1 1 cos78.7 cos14 2.545 30 n d mmm z 3按齒根彎曲強度設計 由式（10-17） 2 1 3 2 1 2cos fsa n df kt yy y m z 1）確定計算參數 計算載荷系數 1 1.04 1.4 1.4582.123avffkk k kk 根據縱向重合度，從圖查

32、得2.38 螺旋角影響系數。 0.88y 計算當量齒數 1 1 33 2 2 33 30 32.8 coscos 14 87 95.3 coscos 14 v v z z z z 查取齒形系數 由表查得；12.49fy 22.21fay 查取應力校正系數 由表查得；11.625say 21.775say 查取彎曲疲勞強度極限 由圖 10-20c 查得小齒輪 ，大齒輪 1500fempa 2380fempa 查取彎曲疲勞壽命系數 由圖 10-18 查得 ，10.88fnk20.90fnk 計算彎曲疲勞許用應力 2.123k 178.7dmm 2.545 n mmm 2.123k 2.38 0.8

33、8y 1 2 32.8 95.3 v v z z 12.49fy 22.21fay 11.625say 21.775say 10.88fnk 20.90fnk 取彎曲疲勞安全系數，由式（10-12） ，得1.4s 11 1 22 2 0.88 500 314.3 1.4 0.90 380 244.3 1.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s 計算大、小齒輪的并加以比較 fasa f y y 11 1 22 2 2.57 1.60 0.01308 314.3 2.21 1.775 0.01606 244.3 fasa f fasa f yy yy 大齒輪的數值大。 2）

34、設計計算 32 3 2 2 2.123 201.6 100.88 cos 14 0.016061.972 1 301.65 nmmm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，取=2mm，nmnm 可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得 的分度圓直徑，由178.7dmm ， 1 1 cos78.7 cos14 38.1 2n d z m 取，則,取。138z 2110.2z 2110z 4.幾何尺寸計算 1）計算中心距 12()(38 110) 2 152.5 2cos2 cos14 n zzm ammmm 將中心距圓整為 152.5。m

35、m 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 12() arccos13 5712 2 n zzm a 因 值改變不多，故參數、等不必修正。 a k h z 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 1 2 314.3 244.3 f f mpa mpa 11 1 22 2 0.01308 0.01606 fasa f fasa f yy yy 1.972nmmm =2mmnm 178.7dmm 138z 2110z 152.5amm 13 5712 1 1 2 2 78 cos 226 cos n n z m dmm z m dmm 4）計算齒輪寬度 11 7878 d bdmm 圓整后取；。278bmm183

36、bmm 5.結構設計 小齒輪齒頂圓直徑16omm 且滿足齒根圓到鍵槽底部的 距離 e t m 16omm，而又小于 5oomm，故以選用腹板式結構為宜。其它有關 尺寸按圖薦用的結構尺寸設計 齒根圓直徑為 782*(1+0.25)*2=73mm nnaf mchdd)(2 * 11 2 221 f dmm 齒頂圓直徑為 * 11 2782*1*282 aann ddh mmm 2 230 a dmm 1 2 78 226 dmm dmm 178bmm 283bmm =73mm 1f d 2 221 f dmm 1a d82mm 2 230 a dmm 七、減速器機體結構尺寸七、減速器機體結構尺寸

37、 名稱符號計算公式結果 箱座厚度0.02538a 10 箱蓋厚度 1 1 0.0238a 8 箱蓋凸緣厚度 1 b 11 1.5b 12 箱座凸緣厚度b1.5b 15 箱座底凸緣厚度 2 b 2 2.5b 25 地腳螺釘直徑f d12036. 0ad f m20 地腳螺釘數目n查手冊 4 軸承旁聯結螺栓直徑 1 d 1 0.75 f dd m16 蓋與座聯結螺栓直徑 2 d =（0.5 0.6） 2 d f d m10 軸承端蓋螺釘直徑 3 d =（0.4 0.5） 3 d f d 8 視孔蓋螺釘直徑 4 d=（0.3 0.4） 4 d f d 6 定位銷直徑d=（0.7 0.8）d 2 d

38、8 ，至外箱壁 f d 1 d 2 d 的距離 1 c查手冊表 112 26 22 16 ，至凸緣邊緣距 f d 2 d 離 2 c查手冊表 112 24 14 外箱壁至軸承端面距 離 1 l =+（5 10） 1 l 1 c 2 c 47.4 大齒輪頂圓與內箱壁 距離 1 1.2 1 15 齒輪端面與內箱 壁 距離 2 2 13 箱蓋，箱座肋厚mm , 1 85 . 0 ,85 . 0 11 mm 7 8.5 軸承端蓋外徑 2 d +（5 5.5）dd 2 3 d 120（1 軸） 120（2 軸） 160（3 軸） 軸承旁聯結螺栓距離s 2 ds 120（1 軸） 120（2 軸） 180

39、（3 軸） 八、軸的結構設計八、軸的結構設計 按機械設計中式（152）初步計算軸的最小直徑，選取 ii、iii 軸的材料為 45 鋼,調質處理。i 軸為 40cr。根據資料 1 表 15-3，取，于是得 0 a112 三根軸的最小直徑確定: 1 3 3 min10 1 p2.85 da11220.1mm n493.1mm 2 3 3 min20 2 p2.737 da11231 n129.76mm mm 3 3 3 min30 3 p2.603 da11243.4 n44.7 mmmm 1 d25mm 2 d35mm 3 d45mm （一）中間軸設計 (1)選用 7307ac 的軸承,s=9.

40、5,由箱體條件可知, 擋油圈 2 13 長度取為 9.5+13=22.5mm, t1 f2143.7n t1 f2143.7n rf804n a f536.1n min d20.1mm 12 221 9.5 13245.5lbsmm 1 35d (2) 齒輪寬為,左側有 2mm 定位，故取 , 2 b52 22 250lbmm 右側有一軸肩,取 h=3.5,l1.4h,故取 l=6，d=45 （3）齒寬，故取，d=38 3 b83 43 281lbmm （4），d=35mm。 5 10.529.5 10.521243lsbmm （二）高速軸設計 根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度 (1

41、),選用 7307ac 的軸承,s=9.5,擋油圈長度取為 9.5+10.5=20mm, 12 21 9.5 10.541lbsmm 1 35d 2 10.5 (2) 齒輪寬為,故取 ,右側 l3 由結構確 1 b57 21 57lbmm 定 3 d40 （3）與相似，故取， 4 l 1 l 42 21 9.5 10.541lbsmm d=35 （4） 512 (510)0.5 2220 10(510)21 9.59.60.5 1855 lccbsel mm ， d=35mm。 （5）大帶輪與軸，d=26. 6 l246b （三）低速軸設計 5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度 （1

42、）為了滿足半聯軸器安裝的軸向定位要求，l1 軸段右端 需制出一軸肩，故段的直徑。 2 l 56d mm 212 (510)0.5 2220 10(510)31 9.5 120.520.650 lccbsel mm （2）查手冊，選用型彈性套柱銷聯軸器9lt （3）初選滾動軸承 7312ac，則其尺寸為 6013031.ddbmmmmmm 故左邊軸承安裝處有擋油環,擋油圈長度取為60.dmm 9.5+13=22.5mm，則 32 31 9.5 1353.5.lbsmm （4）擋油環右側用軸肩定位，故可取,l4 由尺寸70dmm 確定, 右側的軸肩 d=75,齒輪部分 6 lb278276mm （

43、5）段與相似 7 l 3 l 72 lbs231 9.5 13255.5mm 九、軸的計算及軸承的計算九、軸的計算及軸承的計算 （一）中間軸的計算（一）中間軸的計算 (1)(1)進行強度校核進行強度校核, ,按彎扭組合進行校核按彎扭組合進行校核. . 2 t2 3 2 2t2 201.6 fn2067.7n d195 10 n r2 t tantan20 ff2067.7n755.8n coscos14.04 a2t2 ff tan2067.7tan14.04 n517.1n 2 t3 3 3 2t2 201.6 fn5169n d78 10 n r3 t3 tantan20 ff5169n1

44、939n coscos13.98 a3t3 ff tan5169 tan13.98 n1292.6n 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力 系 圖 1 t2 f2067.7n r2f755.8n a2 f517.1n t3 f5169n r3f1939n a3 f1292.6n 圖圖 2 圖圖 3 其中圖二中 , 通過另加彎矩而平移到指向軸線 ae2 f ae3 f 圖三中 通過另加轉矩而平移到作用軸線上 2te f te3 f r1ha33re3re2 ae22 r1h f* 4573.558f *d / 2f* 4573.5f*45 f*d / 20 f1109.16n

45、 r1h f1109.16n r2h3r2r1h fff74.4 re f r1vt2t3 r1v f* 4573.558f *45f * 4573.50 f3997.6n r2vt2t3r1v ffff3239.1n 2222 r111 f3997.61109.164148.6 r vr h ffn 2222 r222 f3239.174.43239.9 r vr h ffn 對于型軸承，軸承的派生軸向力70000ac0.68 dr ff 11 0.680.68 4148.62821 dr ffnn 22 0.680.68 3326.72203.1 dr ffnn 算得 1 2 3596.5

46、 aedd ffnf 所以 21 3596.5 adae fffn 11 2821 ad ffn 求軸承的當量動載荷和 1 p 2 p 對于軸承 1 1 1 2821 0.68 4148.6 a r f f 對于軸承 2 2 2 3596.5 1.110.68 3239.9 a r f f 查表可得徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為： 對于軸承 1， 1 1x 1 0y 對于軸承 2， 2 0.41x 2 0.87y 11111 1 1 4148.604148.6 pra pfx fy fn 22222 1 0.41 3239.90.87 3596.54457.3 pra pfx fy fn 求

47、該軸承應具有的額定載荷值 因為則有 21 pp r2h f74.4n r1v f3997.6n r2v f3239.1n r1 f4148.6n r2 f3239.9n 2 3596.5 a fn 1 2821 a fn 1 4148.6pn 2 4457.3pn 33 2 66 6060 129.76 2 8 10 300 4457.3 1010 3210532800 h r nl cp nc 故符合要求。7307ac 軸的彎矩圖的計算 鉛直面：。 12 3997.6,3239.1 nvnv fn fn ab 段： m=fnv2*x 即 m=3239.1x(045)x bc 段: 22( 4

48、5)01171.493046.5 nvt mfxfxmx 45118.5x cd 段： 223 (45)(118.5)0 nvtt mfxfxfx 3996.9705573mx (118.5176.5)x 水平面: 12 1109.16,74.4 nhnh fn fn ab 段 2 074.4 nh mfxmx(045)x bc 段： 2222 (45)/ 20830.516406.25 nhra mfxfxf dmx (45118.5)x cd 段： 1 2232233 (45)(118.5)/ 2/ 20 nhrraa mfxfxfxf df d 1108.8195776.35mx (11

49、8.5176.5)x 截面處的、及的值列于下表c h m v mm 表表 4 4 載荷水平面h垂直面v 支持力 f 1 1109.16 r h fn 2 74.4 r h fn 1 3997.6 r v fn 2 3239.1 r v fn 彎矩m 1 114820.5 h mmm 2 64383.55 h mn mm 231857.4 v mn mm 總彎矩 22 11 258730.7 vh mmmn mm 22 22 240622.6 vh mmmn mm 扭矩t 2 201600tn mm 力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力0.6 22 22 12 3 2587300.6 20160

50、0 52.1 0.1 38 caa mt mp w 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，查表可得 ，故安全。 1 60 a mp 1ca （2 2）精確校核軸的疲勞強度）精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 分析各個截面上的彎矩與扭矩可知，b-d 段所承受的應力最大， 考慮 bc 段軸的直徑足夠大，應力的集中不大。而對于 c 截面， 由于 cd 段軸的直徑比較小，致使 c 截面應力過于集中，所以 判斷為危險截面，應予校核。 截面 c 左側 抗彎截面系數 333 0.10.1 385487.2wdmm 抗扭截面系數 333 0.20.2 3810974.4 t wdmm 截面 c 左側的彎矩

51、m 為 43 258730.7124853.6 82.5 mn mm 3 201600tn mm 124583.6 22.7 5487.2 b m mpampa w 截面上的扭轉切應力為 2 201600 18.31 10974.4 t t t mpampa w 18.31 9.16 22 t am mpa mpa 材料 45 鋼，調質處理 ，。mpa b 640mpa275 1 mpa155 1 （2p362 表 15-1） 綜合系數的計算 由，經直線插值，知道因軸肩 1.5 0.04286 35 r d 38 1.086 35 而形成的理論應力集中為，1.80 1.32 （2p40 附表

52、3-2 經直線插入） 軸的材料敏感系數為，82 . 0 q85 . 0 q （2p41 附圖 3-1） 故有效應力集中系數為 1(1)1 0.82 (1.80 1)1.656kq 3 5487.2wmm 3 10974.4 t wmm 124853.6mn mm 3 201000tn mm 22.7 b mpa 18.31 t mpa 9.16 a mpa 1(1)1 0.85 (1.32 1)1.272kq 查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，0.80 0.90 （2p42 附圖 3-2） （2p43 附圖 3-3） 軸采用磨削加工，表面質量系數為，92 . 0 （2p44 附圖 3-4） 軸表

53、面未經強化處理，即，則綜合系數值為 1 q 11.6561 112.16 0.800.92 k k 11.2721 111.50 0.900.92 k k 碳鋼系數的確定 碳鋼的特性系數取為，1 . 0 05 . 0 安全系數的計算 軸的疲勞安全系數為 1 275 5.608 2.16 22.70.1 0 am s k 1 155 5.46 1.50 18.31 0.1 9.16 am s k 2222 5.608 5.46 3.91.5 5.6085.46 ca s s ss ss 故安全。 截面 c 右側 抗彎截面系數 333 0.10.1 354287.5wdmm 抗扭截面系數 333

54、0.10.2 358575 t wdmm 截面 e-f 右側的彎矩 m 為 124853.6mn mm 3 201600tn mm 124853.6 29.1 4287.5 b m mpampa w 截面上的扭轉切應力為 2.16k 1.50k 2 201600 23.5 8575 t t t mpampa w 23.5 11.75 22 t am mpa mpa 材料 45 鋼，調質處理 ，。mpa b 640mpa275 1 mpa155 1 （2p362 表 15-1） 過盈配合處的，由附表 3-8 用插值法求出，并取 k =0.8，=2.60，=0.8= k k k k k 0.8 2

55、.602.08 軸采用磨削加工，表面質量系數為，92 . 0 （2p44 附圖 3-4） 軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為 1 q 11 12.6012.687 0.92 k k 11 12.0812.167 0.92 k k 碳鋼系數的確定 碳鋼的特性系數取為，1 . 0 05 . 0 安全系數的計算 軸的疲勞安全系數為 1 275 3.6 2.63 29.1 0.1 0 am s k 1 155 7.9 2.12 23.50.1 11.75 am s k 2222 3.6 7.9 3.271.5 3.67.9 ca s s ss ss 右側也是安全的 故軸的選用安全。 2.687k

56、2.167k 十、鍵的選擇和計算十、鍵的選擇和計算 中間軸上鍵的校核中間軸上鍵的校核 大齒輪上,一般的 8 級以上精度的齒輪有空心精度要求，應選 用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a 型） 取鍵長，38,10,8.dmm bmm hmm40lmm 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得 100 120 pa mp 取其平均值， 110 pa mp 鍵的工作長度401030llbmm 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度0.50.5 84khmm 則，故合適。 5 222.016 10 88.42 43038 pap t mp kld 所以選用：鍵 gb/t 1096-200310840mmmmmm

57、 第三個齒輪,小齒輪選用圓頭普通平鍵（a 型） 取鍵長，38,10,8.dmm bmm hmm70lmm 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得 100 120 pa mp 取其平均值， 110 pa mp 鍵的工作長度70 1060llbmm 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度0.50.5 84khmm 則，故合適。 5 22 2.016 10 37.9 4 70 38 pap t mp kld 所以選用：鍵 gb/t 1096-200310870mmmmmm 高速軸上高速軸上 帶輪上,取取鍵長，8738bhlmmmmmm 38lmm 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得 100 120 pa mp 取其平均植，

58、 110 pa mp 鍵的工作長度38830llbmm 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度0.50.5 73.5khmm 則，故合適。 3 22 55.2 10 40.4 3.5 30 26 pap t mp kld 所以選用：鍵 gb/t 1096-8738bhlmmmmmm 2003 低速軸上 大齒輪上 取鍵長， 1811bhmmmm70lmm 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得 100 120 pa mp 取其平均植， 110 pa mp 鍵的工作長度 70 1852llbmm 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度 0.50.5 115.5khmm 則，故合適。 3 22 556 10 59.8 5.5 52 65 pap t mp kld 所以選用：鍵 gb/t 1096-2003 181170bhlmmmmmm 聯軸器上 14970bhlmmmmmm 鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得 100 120 pa mp 取其平均植， 110 pa mp 鍵的工作長度 70 1456llbmm 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度 0.50.5 94.5khmm 則，故合適。 3 22 556 1