1、XX大學機械與電氣項目學院課程設計報告設計題目：鏈式輸送機傳動裝置專業班級：XX姓名:XX學號:XX指導老師:XX 完成日期:XX、課程設計任務書設計十題目鏈式輸送機傳動裝置的設計學生片姓名XX所在院系機電學院專業、年級、班XX設 設計計要求：F鏈式輸送機傳動裝置原始數據:號 題12345678輸力引O502000020030000530040O504O005O006輸度W-輸距輸數節m001二二二8888001001送鏈齒z871614141517141已知條件:1. 輸送牽引力F=3500N2. 輸送鏈速度V=0.20m/s；3. 輸送鏈輪齒數z=14;4. 輸送鏈節距P=100mm5.

2、工作情況 兩班制，連續單向運轉，載荷平穩，室內工作，無粉塵;6. 使用期限20年;7. 生產批量20臺;8. 生產條件 中等規模機械廠，可加工68級精度齒輪和78級精度蝸輪;9. 動力來源 電力,三相交流380/220V;10. 檢修間隔期 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修二、傳動方案擬定a工作條件：1. 輸送牽引力F=3500N2. 輸送鏈速度V=0.20m/s；3. 輸送鏈輪齒數z=14;4. 輸送鏈節距P=100mm5. 工作情況兩班制，連續單向運轉，載荷平穩，室內工作，無粉塵；6. 使用期限20年；7. 生產批量20臺；8. 生產條件中等規模機械廠，可加工 68級精度齒輪和78

3、級精度蝸輪；9. 動力來源電力,三相交流380/220V；10.檢修間隔期四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修 b原始數據：題號12345678輸送牽 引力F/N25002800300035004000450050006000輸送鏈 速度 v/(m/s0.250.250.180.200.150.160.160.14輸送鏈 節距p/mm1001001001008080100100輸送鏈 齒數z1817161414151714選擇第四組數據進行計算 C)傳動方案見下圖1-12-V帶輪；3-減速器；4-直齒齒輪傳動；5-鏈輪傳動1-電動機;Zinp鏈輪的轉速：14 100 n ,，m / s =

4、 0.2m / s60X00060 匯 1000解得：n =8.57r/min<P-鏈節距，Z1主動鏈輪的齒數，n主鏈輪的轉速r/min , V鏈 輪的平均速度）三、電機的選擇1、電動機類型的選擇：丫系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：<1）傳動裝置的總功率：總二帶 4軸承 2齒輪 聯軸器 鏈二 0.96 0.984 0.972 0.99 0.96=0.792（2>電機所需的工作功率：FV 3500 漢 0.20P工乍0.884 KW1000口總 1000 漢 0.792因此要求選擇電機的功率必須大于 884W。電動機功率選擇：因此要求選擇電機的功率必須大于 838W。根據

5、工作要求選擇三相異 步電動機，初選以下種型號的電機。傳動比方案電動機型號額定功率/kw電動機滿載 轉速/<r min 丄)電動機重量/kg堵轉轉矩最大額定轉矩額定轉矩1Y802-40.751390182.32.32Y132S-61.11400222.32.33Y100L2-41.51400272.32.3若選擇 丫80M2-4則：P=559W若選擇 丫90S-4 則：P=858W若選擇 丫90L-4 貝U: P=1070W故選擇 Y90S-4型號的電機，即功率為1100VY效率為78%轉速為1400r/min四、總傳動比的確定與分配：1總傳動比：i總機400 =16336n鏈輪8.572

6、. 各級傳動比的分配帶傳動的傳動比：h =3.4高速級齒輪的傳動比：i2 =3.8低速級齒輪的傳動比：i3 =3.6鏈傳動傳動比：i4 =3.53. 各軸轉速計算：1400m411.76r/min3.4ni 411.76 “ccc / n? = 108.36r/ min3.83.8n2108.36n3 一 30.1r / min3.63.64.各軸輸入功率計算：R =卩電機漢 5 =1.仆78%域96% =0.8237kWp2 = R 小2 =0.8237x99% = 0.8154kWp3 =P2 江n3 =0.8154 x99% =0.8072kW5.各軸轉矩計算：P10.82379550

7、1 9550 疋N*m"9.104Nmn1411.76P20.8154T2 一9550 2 9550 漢N *71.863N *mn2108.36P30.8072T3 9550 3 9550 沃N m 拓 256.105N mn330.1五、帶輪的設計計算n2 =108.36r / min 代=30.1r / mi n R =0.8237kWP2 = 0.8154kWP3 =0.8072kW=19.104N *mT2 =71.863N mT3 =256.105N *mZ型V帶設計 項目計算及說明1.確 定功 率查表得Ka=1.2，貝U2.選 擇帶 型,，選擇Z型V帶3.確444- 疋

8、帶 輪基 準直 徑選取小帶輪基準直徑為，則大帶輪直徑為選取標準值。4.驗算 帶速帶速在氾圍內。設計 項目計算及說明Z型V帶 材料為HT150 d1=45mm1.確 定功 率查表得Ka=1.2，則2.選擇帶 型,，選擇Z型V帶3.確444- 疋帶 輪基 準直 徑選取小帶輪基準直徑為，則大帶輪直徑為選取標準值。4.驗算 帶速帶速在氾圍內。5.確定 帶的 基準 長度 和 實際 中心 距a按結構設計要求初定中心距a。由 即 為使結構緊湊，取低值，由GB/T 13575.1-2008 選取基準長度 因此，實際中心距 a為6.要求7.確 定V 帶根 數<1>計算單根V帶功率由，查得根據，和Z型

9、帶，查得根據查得。根據，查得，于<2>計算V帶根數取8計 算初 拉力查的V帶的質量，則初拉力為9計 算作 用在 軸上 的壓 力10.帶輪 結構 設計<1）材料選擇 經選擇，米用材料為HT150。<2）小帶輪結構 采用實心式，查得電動機直徑D=24mm查得其帶輪。取帶輪最終寬度結合安裝帶輪的軸段確定 輪緣寬：輪緣=43.248mm 取 di=45mm<3）大帶輪結構采用孔板式結構，輪緣寬可與小帶輪相冋，輪轂寬可與 軸的結構設計同步進行六、齒輪的設計計算1、高速級齒輪的設計 1.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高

10、，故選用 7級精度。3）材料選擇。選擇小齒輪的材料為 406調質），硬度為280HBS 就，大齒輪材料為45鋼調質），硬度為240HBS二者材料硬度差 為 40HBS4）初選小齒輪齒數 乙=24，大齒輪齒數z2 = 3.8 24 = 91.2，取 z2 =911.2按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即:2KT1 u±1ZEEh】jd 2.323-Z u1）確定公式內的各計算數值試選載荷系數K =1.3計算小齒輪傳遞的轉矩P0.82368=9550 1 =9550N : 19.104N *mni411.76查表得齒寬系數d =1 O1）2）3）14）5）查表得材料的彈性影響系數

11、Ze =189.8MPa2由設計手冊中齒輪的彎曲疲勞強度極限的表查得，選取極限應力 的中間偏下值，即在MQ及ML中間選值。按齒面硬度查得小齒輪的 接觸疲勞強度極限二Hiim1 OOMPa ；大齒輪的接觸疲勞極限二 Hiim2 =550MPao6）計算應力循環次數2 =60n 1jLh =60 411.76 120 300 8 21=2.43936 109N19N210.7217 103.837）查表可知，接觸疲勞壽命系數Khn1 =0.92， Khn2 =0.988）計算接觸疲勞需用應力取失效概率為1%,安全系數S=1得：J 1 二 Khn17 lim1 =0.92X 600=552MPaSk

12、 :一片2 二 HN2 Hlim2=o.98x 550=539 MPa S<2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑dit，代入匚h 中較小的值dit2.323 U22刑 m 一3 . Vd<1）確定公式內的各計算數值 1）查表可小齒輪的彎曲疲勞強度極限 二fe1 =500MPa，大齒輪的彎 曲強度極限二fe2 380MPa2）查表得，彎曲疲勞壽命系數 KFN1 =0.9， KfN2 = 0.923）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由公式：., KFNFE1 0.9 漢500二 f1 = =MPa -321.43MPa 1.4 4.83/189.8'=2.323m

13、m = 36.47mm1，383（539 丿2）60 1000計算圓周速度vnd1tn1兀 x36.47 x 411.76 ,vm/s 二0.786m/ s60 10003）計算齒寬b b = d d1t =1 36.47mm = 36.47mm4）計算齒寬與齒高比-h模數 口 =d1t.= 36.47 =1.52 乙 24齒高 h =2.25mt =2.25 1.52mm = 3.42mmb 36.710.73h 3.425）計算載荷系數根據v =0.78622m/s，7級精度，查表可得：動載系數 Kv -1.08 使用系數Ka =1.00 直齒輪KHa KFa =1齒向載荷分布系數K” =

14、1.417 故載荷系數 K = KAKvKHaK =1.5306）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑dd1t3 -K- -36.4671: Kt=38.502mm7）計算模數d138.502 m= 11.604乙 241.3按齒根彎曲強度設計2KT1 YFaYsa2Zi彎曲強度的設計公式：FN2二FE2 =0.92 38°MPa =249.71MPaK1.4'-F 2-S4）計算載荷系數K 二 KAKVKFaKF-：=1 1.08 1 1.35 =1.4585）查取齒形系數。查表得：齒形系數YFa1 =2.8、YFa2 =2.218，應力校正系數YSa1 =1.55、YS

15、a2 =1.581 ；7）計算大、小齒輪的丫；：丫并加以比較。YFalYsal2.8 1.550.0135tF 1321.43YFa2YSa22.218 1.581FSa20.0140tF 2249.71大齒輪的數值大<2）設計計算ri-451-910ri04 0.014am1.106mmm _31匯242對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，因為齒輪模數 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 <即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的 模數1.106圓整為標準值 m=1.5，

16、按接觸強度算得的分度圓直徑 d 38.505mm，算出小齒輪齒數d138.505z1 = = 25.67 吒 26m 1.5大齒輪齒數 z2 =3.8 26 = 98.8 : 99這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，有滿足了 齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。1.4幾何尺寸設計、<1）計算分度圓直徑di =乙口=26 1.5mm = 39mmd2=z2m = 99 1.5mm = 148.5mm<2）計算中心距d1 d239 148.5a =mm =93.75mm2 2<3）計算齒輪寬度b = dd1 = 1 39mm =39 mm取 B2 二 39mm

17、， B 45mm小齒輪大齒輪模數m1.51.5設計結果 <高速級齒輪設計）：齒數乙2699齒輪寬度4539分度圓直徑39148.5中心距93.752低速級齒輪設計2.1齒輪的材料及齒數與高速齒輪相同，小齒輪的材料為40Cr調質)，硬度為280HBS就，大齒輪材料為 45鋼調質)，硬度為 240HBS二者材料硬度差 為 40HBS2.2低速級齒輪傳動比分配為1:3.83.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即de?32 忙.3.1確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt =1-3。計算小齒輪傳遞的轉矩。95.5x105R 95.5 x 105 x 0.858T1N - mm111.

18、114=7.37 10 N - mm由表4-4選取齒寬系數 d =1。由式計算應力循環次數。J：齒輪每轉一圈，同一齒面嚙合的次數；Lh :齒輪的工作壽命N60n1jL60 100 1 (2 8 300 20)=5.085 108843.2計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入二h中比較小的值。KT1 ud1t 一2.327二 2.3231.3漢 7.37X104 5 *189.8 Y4 1522.5 丿mm =5823mmN2 =5.085 10 =1.271 108計算圓周速度v。nn 58.23 100vm/s 二 0.305m/s60 1000 60 1000計算齒寬b。b = d *d1

19、t =1 58.23mm = 58.23mm計算齒寬與齒高之比 b。h模數d1t 58.23mt =亠=mm = 2 43mmz124'齒高h 5.46h = 2.25mt = 2.25 2.43mm =5.464.按齒根彎曲強度設計 由式得彎曲強度的設計公式為計算載荷系數。根據v=0.125m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載系數 Kv =1.03 ；直齒輪，Kh-. = Kf-. =1 ；由工作載荷狀況為均勻平穩，原動機為電動機，查設計書查得使用系數K A =1 ；由設計書表10-4用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K = 1.426。由b =10.68，K

20、= 1.426 ；查設計書中圖10-13得K=1.35；故載荷系 數K = KaKvKh-.K =1 1.03 1.426 = 1.469按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式得1469，59.42mm計算模數d159.42小，mmm = 2.4z1244.1確定公式內的各計算數值由設計書中10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限cFE500MPa ；大齒輪的彎曲強度極限 c FE2 = 380MPa ；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 KFN1 =0.85, KfN2 =0.88；計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式得計算載荷系數K。K =KaKvKf：.Kf2=

21、1 1.03 1 1.35 =1.39查取齒形系數由表 10-5 查得 YFa1 =2.65； YFa2 =2.226。查取應力校正系數。由表 10-5 查得 YSa1 = 1 .58； YSa2 = 1.764。YFaYsa1）計算大、小齒輪的 二F并加以比較。二 F 1YFa2YSa22 139 512 103 0.01644mm "95mmm _3YFalYsal=2.65 1.58 =0.01379303.572.226 1.7640.01644 二 f2238.86大齒輪的數值大。4.2設計計算1 242對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算

22、的模數，因為齒輪模數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與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數0.95并就近圓整為標準值 =2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑4 = 58.23mm，算出小齒輪齒Zid158.23“29 m 2.0大齒輪齒數z23.8 25 =111這樣設計出得齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲 勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.幾何尺寸計算9.1計算分度圓直徑di =乙口=29 2.0mm = 58mmd2 二 z2m=111 2.0mm = 220mm5.2計算中心距d1 d25

23、8 220amm = 139mm2 25.3計算齒輪寬度b = dd1 =1 58mm = 58mmB2 =58mm, B63mm總的齒輪的設計結果如下：設計結果：低速級齒輪設計低速級齒輪設計結果分度圓直徑di58mmd2220mm中心距139mm齒輪寬度大齒輪58mm小齒輪63mm模數1.0mm齒數zi29Z2111設計結果：高速級齒輪設計高速級齒輪設計結果分度圓直徑di39mmd2148.5中心距94.5mm齒輪寬度大齒輪39小齒輪45mm模數1.5mm齒數Zi26Z299七、鏈輪的設計輸入功率，轉速傳送比，r/min設計項目計算及說明節1.鏈輪齒數取小鏈輪齒數大鏈輪齒數為取2計算功率查得

24、，單排鏈，則計算功率為3.選擇鏈條 型號和中心 距根據及，查得選取16A，查得鏈條節距為m。4.計算連接 數和中心距初選中心距取。相應的鏈長節數為取鏈長節數為節。由查得中心距系數，則鏈傳動的最大中心距為5.計算鏈速v由和鏈號16A，可知應該采用定期人工潤滑。6.計算壓軸 力有效圓周里為-鏈輪水平布置時的壓軸力系數則壓軸力為7.小鏈輪結 構尺寸鏈輪分度圓直徑查得滾子直徑，內鏈板高度，內鏈節寬，銷軸直徑，排距。尺側圓弧半徑取滾子定位圓弧半徑取 滾子定位角取齒頂圓直徑取齒根圓直徑確定的最大軸凸緣直徑齒寬尺側倒角尺側半徑齒側圓弧半徑滾子定位圓弧半徑滾子定位角a -140°-(90 >/

25、z=134.71 °8大鏈輪結 構尺寸鏈輪分度圓直徑查得滾子直徑，內鏈板高度，內鏈節寬，銷軸直徑，排距。尺側圓弧半徑取滾子定位圓弧半徑取滾子定位角取齒頂圓直徑取齒根圓直徑確定的最大軸凸緣直徑齒寬尺側倒角尺側半徑齒側圓弧半徑滾子定位圓弧半徑滾子定位角a -140°-(90 >/z-138.5 °八、軸的結構設計與校核2入 _2 19.104 103d, 一 39N =979.69N1.第一根高速齒輪軸的設計功率轉矩轉速齒輪分度圓直 徑壓 力 角齒輪寬度0.8237KW19.104N m411.76r/ min大齒輪小齒 輪20O大齒輪小齒 輪148.539mm

26、3945mm1.1齒輪的受力情況:FtFr= Fttana =979.69 tan20 N =356.578NFnFt2 F： =、979.692356.5782 N =1042.564N其中Ft為圓周力，Fr徑向力。1.2初步確定軸的最小直徑dAoP = 0.82368Ao teo.126Ao。考慮使用阡偏小的材料，選用材料5. 411.74為：45鋼，調質處理。查表得：A。=110即：d“ _ 0.126 110 =13.86mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處，軸的直徑。為了使所選的軸直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩，查表，考慮到轉矩變化小，故取，

27、則：按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準 CB/T 50142003,選用LX1型號彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與配合的轂孔長度。1.3軸的結構設計設計軸上零件的裝配方案肖L 如B EL 丘工方 E L 40屮 0芒 _ _ E04白r朋 q1.3.2 根 據軸向 定位的 要求確 定各段 直徑和 長度<1 ）為 了滿足 皮帶輪軸向定位要求，1軸段需要制出一個軸肩，故取2段的直徑為18mm,1段取14mm ；根據皮帶輪的厚度，1段長度為32。<2）初步選擇滾動軸承。因為軸承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸 承。因為設計周徑尺寸

28、為20mm，查設計手冊，選擇C =9380N的型號為 6004的軸承。<3）取安裝齒輪處的軸段4的直徑為22mm；齒輪的左端與軸承之間采用套 筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 50m m，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應略短于輪轂寬度，故取 48m m。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高 度h>0.07d,故取h=3.5mm,則軸環處的直徑為 29mm。軸環寬度b_1.4h， 故取10。<4）軸承端蓋的總寬度為8mm<由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根 據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與皮帶 輪右端面間的距離為5mm，故取2段總長為32m

29、m；軸的各段長度相加并 考慮到第二根軸的設計，故總長定為 242mm。1.4求軸上的載荷根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖 <圖3）從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面。現將計 算出的截面C處的彎矩的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支持FNH1 =240.509N，FNV1 =256.562N，反力FNH2 =399.201NFNv2 =100.016N彎矩MMh =47.106kN mMv =11.802kN m總彎矩M =«M H2 + M：=47.10622+ 11.802 kN m = 48.562kN *m扭矩TT = 19.104N * m，彎矩

30、 m M= 48.562kN m1.5彎矩扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面< 即危險截面C)2 2 2 2Ti- 48562 19104 MP49.01MPa的強度。根據上表數據，軸的計算應力為：caMW0.1 漢223前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可知其許用應力 L* l-60MPa。因此二ca ”： Li，故安全。<1)判斷危險截面截面A、B、C只受扭矩作用，雖然有鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應力 集中均將削弱軸的疲勞強度，但因為軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確 定的，所以截面A、B、C均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的

31、影響來看，第 4段處過盈配合引起的應力集中 最嚴重；從受載的情況來看，截面 E上的應力最大。截面D的應力影響和截 面F的相近，但截面F不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校 核。截面E上雖然應力最大，但應力集中不大 <過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面E也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且沒有載荷的作用，故不用校核。因而該軸只需校核截面 D左右兩側即可。<2）截面D左側的校核抗彎截面系數 W =0.1d =0.1 203mm3 =800mm3抗扭截面系數 WT =0.2d3 = 0.2 203mm3 = 1600mm3截面D左側的彎矩MM

32、=Fr2 （118 24）-Fn 24N mm =33417 N mm，但因為軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A、B、C均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，第4段處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面E上的應力最大。截面D的應力影響和截面F的相近，但截面F不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校 核。截面E上雖然應力最大，但應力集中不大 <過盈配合及鍵槽引起的應力 集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面E也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且沒有載荷的作用，故不用校核。因而該軸只需校核截面 D左右兩側即可。<2）截面D左側的校核

33、抗彎截面系數 W =0.1d3 =0.1 513mm3 =13265.1mm3 抗扭截面系數 州 =0.2d3 =0.2 513 mm3 = 26530.2mm3 截面D左側的彎矩M58.5-29M =109332.556N mm = 55133.511N mm58.5截面D上的扭矩T3T3 = 258157 N *mm截面上的彎曲應力 J =M=55133.511 MPa =4.156MPaW 13265.1截面上的扭轉切應力 t二衛二258157 MPa =9.731MPaWr26530.2軸的材料為45鋼，調質處理。查表得二b =640MPa，4 =275MPa，4 =155MPa。截面

34、上因為軸肩而形成的理論應力集中系數：上及：。因-1 -0.05， D = 22 =1.10，經插值后可查得：d 20d 20:二=1.9318，:=1.4軸的材料敏性系數q:-及q .，查表得q口 =0.76， q計 0.78故有效應力集中系數為：k.：；=1 qj： 1 =10.761.9318 -1 = 1.708J=1 q ： -1 A1 0.78 1.4-11=1.312查表得，尺寸系數 u =0.72，扭轉系數；.=0.84。軸按磨削加工，查表得表面質量系數為：0.92軸未經表面強化處理，即'q =1，則綜合系數為:Kc1 -仁 708，1 一仁 2.459備陀0.720.9

35、2-10.840.92二 1.649K _k. 1 312 . 1 又知碳鋼的特性系數:于是，計算安全系數=0.1 0.2 胃1=0.05 0.1Sea值，得：取 I =0.1 取申霍-0.05275二 26.912.459 4.1560.1 0155= 18.75 m 1.649 9.731 0.05 9.7312 226.91 18.75:15.384 S =1.5、26.912 18.752S =S：Sca +故可知其安全。<3）截面D右側的校核抗彎截面系數 W =0.1d3 =0.1 473mm3 =10382.3mm3 抗扭截面系數 州=0.2d3 =0.2 473mm3 =2

36、0764.6mm3 截面D左側的彎矩M58.5-29M =109332.556：N =55133.511 N * mm58.5截面D上的扭矩T3T3 = 258157 N «mm截面上的彎曲應力“W二M 55133.511MPa =5 31 MPa10382.3截面上的扭轉切應力-T=T3 = 258157 MPa =12 433MPaWt20764.6過盈配合處的k二，查表并用插值法求出。并取1 =0.8k二，于是得%叫 備也=2.156，匕=0.8魚=1.725 scr軸按磨削加工，查表得表面質量系數為：咋=鞋=0.92故得綜合系數為:k _11K1=2.156 亠1=2.243

37、備陰0.92k 11K1 =1.72481 =1.812叫0.92所以軸在截面D右側的安全系數為：275. 1 275=z= 23.09a K 尹a + 申申 m 2.243x5.31 +0.1x0K.aSca15513.3912.43312.4331.812 0.05 2 223.089 13.3912= 11.58 S =1.5S； S2. 23.089213.391故該軸在截面D右側的強度也是足夠的。1.7軸承的校核1.7. 1第一根高速齒輪軸軸承的校核根據軸的受力簡圖，并且已知出 Fr =356.578N , Ft =979.69N , n411.74r/min， Fp =340N。預

38、期計算壽命 Lh =20 300 8 2 =96000h 由受力簡圖，根據軸的受力平衡方程可以求出：FNV1 = 256.562N ， FNV2 = 100.016NFnh1 =240.509N，Fnh2 =399.201N故軸承的合徑向載荷為：2 2' 2 2Fr1 f;$FNV1 FNH1 = 256.562 240.509 N =351.666N Fr2 F；'Fnv22 Fnh22 二 100.0162 399.2012 N = 411.539N 因為FM : Fr2故只需要設計右端的軸承a求比值FaFr2 查表可知深溝球軸承的最小二 0 =0411.539e值為0.2

39、2，故此時Fa-eFr2b、 初步計算當量動載荷 Pfp(XFr2 YFa)查表知，徑向動載荷系數X=1，軸向動載荷系數丫 =0，fp=1.01.2，取fp(XFr2 YFa )=1.2 411.539N =493.847Nfp =1.2 則：P 二c、求軸承應有的基本額定動載荷值(60 漢 411.74 漢 96000= 493.847N = 6585.787Nc m 60nLh用V106因為設計周徑尺寸為20mm，查設計手冊，選擇C = 9380N的型號為6004 的軸承。D、驗算6004軸承的壽命106106 'C? =i 9380 、h 二 277368h - 96000h，

40、493.847大于預期計算壽命，故可選用 6004。Lh60 411.7460n <P 丿1.8鍵的校核第一根高速齒輪軸與齒輪連接的鍵校核1）第一根高速齒輪軸與齒輪連接的鍵校核1.1選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有疋心精度要求，應選用平鍵連接。因為齒輪不在軸端，故 選用圓頭普通平鍵 A型）。根據d=22mm ,從表查得鍵的截面尺寸為：鍵寬b=6mm ,高度h-6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L-40mm比輪轂寬度小些）。1.2校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計手冊查得許用擠壓應力葉-120150Mpa，取其平均值，吟-135Mpa。鍵的工作長度

41、 l=L-b=40-6=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k = 0. 5h = 0.5 X 6 = 3 m hi。由此可得2T x1032x19.104x103 p =MPa =17.03MPa bp合適）pkld3x34x222、第一根高速齒輪軸與V帶輪的鍵校核2.1選擇鍵連接的類型和尺寸選用平鍵連接。因為 V帶輪輪轂在軸端，故選用普通平鍵A型）。根據d=14mm從機械設計手冊查得，鍵寬b=5mm，咼度h=5mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=22mm比輪轂寬度小些）。2.2校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計手冊查得許用擠壓應力吟-120150Mpa，取其平均值，

42、吟-135Mpa。鍵的工作長度l=L-b=22-5=17mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k = 0. 5ti = 0.5 X 5 = 2 _ 5 m in。由此可得2T "032漢 19.104漢 103 p =MPa=64.25MPa ip合適）pkld2.5漢17漢142.中間軸的設計功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓 力 角齒輪寬度0.8154Kw71.863Nm108.36r/m in大齒輪小齒 輪20O大齒輪小 輪150mm58mm50mm62.1小齒輪的分度圓直徑為)F-Ft伽、J162 tan20 =794.75NcosPcos8°06'34"2）大齒

43、輪分度圓直徑為Ft2tan：858.904 tan20Fr2315.73NcosEcos8£6'34”圓周力 ，徑向力的方向如下圖所示。因為是直齒輪，所以沒有法向力，即軸向力。2.2.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表1，取，于是得此軸的最小直徑分明是安裝軸承處軸的最小直徑di-2為了使所選的軸的直徑di-2與軸承的孔徑相適應，固需同時選取軸承的型號。2.3軸的結構設計<1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案是：左齒輪、左軸套、左端軸承、左軸承端蓋；然后是右齒 輪、右軸套、右端軸承、右軸承端蓋。<2）根據軸向定位的要求確

44、定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向 載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容 許的內外圈軸線偏斜量<=8'-16'>，大量生產價格最低，固選用深溝球軸承，選擇6006號軸承。其尺寸為3）取安裝齒輪處的軸段 ©的直徑為31mm ;左邊的大齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位，大齒輪的右端采用軸肩定位，定位高度h>0.07d，故取h=4mm，軸套寬度=40mm。已知齒輪輪轂的寬度為41mm。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取L-=39mm。4）軸上零件的周向定位

45、齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。鍵槽用鍵槽銃刀加工，小齒輪鍵 槽長為26mm ,大齒輪鍵槽槽長 46mm ,同時為了保證齒輪與軸配合有良 好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為一。5）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表零件倒角 C與圓角半徑R的推薦值直徑d> 610>1018>1830>3050>5080>80120C或R0.50.61.0101.21.62.02.5取軸端倒角為 245。，各軸肩的圓角半徑為R仁1,倒角為1X45°,見上圖標注。2.4求軸上的載荷首先根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖。I P 4 F rl對于6006型深溝球軸承，由手冊

46、查得 。因此，作為簡支梁的 軸的支承跨距 。根據軸的計 算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和轉矩圖中可以看出截面面是危險截面。現將 計算出的截面處的 、 及曲的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎 矩扭矩T2.5 .按彎矩扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。由上 表數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取 軸的計算應力由前面選定的軸的材料為45鋼，調質處理，查表得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強度<1）判斷危險截面截面A、只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應 力集中均將削弱軸的疲勞強度，但

47、因為軸的最小直徑是按扭矩強度較為 寬裕確定的，所以截面 A、均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面B、D處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面D上的應力最大。截面的應力集中影響和截面的應力影響和截面的相近，但截面的軸徑也較 大，故不必做強度校核。截面D上雖然應力最大，但應力集中不大<過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截 面D也不必校核。因而該軸只需校核截面左右兩側即可。<2）截面左側的校核抗彎截面系數 W =0.1d30.1 443mm3 = 8518.4mm3抗扭截面系數 WT =0.2d3 =0.2 443mm3 =1

48、7036.8mm3截面左側的彎矩 M m =50793.6Nmm截面上的扭矩 T2t2 =71863N *mm截面上的彎曲應力 匚b 二50793.6 MPa =2.98MPaW 17036.8截面上的扭轉切應力 iT =互=71863 MPa =4 22MPaWT17036.8軸的材料為45鋼，調質處理。查表可得二B = 640 MPa，= 275 MPat=155MPa， 。截面上因為軸肩而形成的理論應力集中系數二及? O因=1 = 0.02 , D = 44 = 1.22，經插值后可查得：d 36d 36 - - 2.09，:-1.66查得軸的材料敏性系數為q = 0.760.78故有效

49、應力集中系數為：k.：；T=1 0.76 1.9318 -1 =1.708J=1 q :_1 =10.781.4 -1 =1.312查表得，尺寸系數；一 -0.74，扭轉系數；.二0.70。軸按磨削加工，查表得表面質量系數為：二產 0.92R =1軸未經表面強化處理，即q 一 1，則綜合系數為：一1 -17081 亠 2.39備片 0.740.92心11.3121K -.1 -1=1.86珀0.740.92又知碳鋼的特性系數：=0.1 0.2，取 I =0.1貰= 0.05 0.1 取篤=0.05于是，計算安全系數Sca值，得：J275S 曠=55.05K0a+®0m2.39x2.0

50、9+0.1x0-jS 二155= 38.46Kda 尸m 偵匯422"匯 4222 255.05 38.46Sca = S;S 2 二.；2' =31.52S =1.5vS + S；055.052 +38.462故可知其安全。<3）截面D右側的校核抗彎截面系數 W =0.1d30.1 363mm3 = 4665.6mm3抗扭截面系數 WT =0.2d3 =0.2 363mm3 =9331.2mm3 截面D右側的彎矩M M =50793.6N *mm截面D上的扭矩T2T2 =71863N *mm截面上的彎曲應力二bM 50793.6 MPa =10 89MPa 4665.

51、6截面上的扭轉切應力=71863 MPa =7 70MPa 9331.2W=T2WTk =0.8k；叫累b ,于是得過盈配合處的k .查表并用插值法求出。并取kT.648SCF查表得表面質量系數為：k =0.8-2.06，軸按磨削加工，-0.92故得綜合系數為：K - 二 21 一1 =2.061-1 =2.147吩陽0.92k11Kt可 + -1 1.648 +1 1.734叫 0.92所以軸在截面 D右側的安全系數為：S 275-11.762K 尹2.147X10.89+0.1X0S_J155-22.567卩 Kdafm 1.733 7.7°+0.05 J.702 2c11.762 漢 22.567c cSca = *” = =