谷物運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

《谷物運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《谷物運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（24頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 .. 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 課程名稱：機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 題目名稱：谷物運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 班 級(jí)：2008級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)、制造及其自動(dòng)化專業(yè)7班 姓 名： 劉俊 學(xué) 號(hào)： 200841914729 指導(dǎo)教師： 高英武 評(píng)定成績(jī)： 教師評(píng)語(yǔ)： 指導(dǎo)老師簽名： 20 年

2、 月 日 成績(jī) 評(píng)閱 教師 日期 目 錄 1、 設(shè)計(jì)任務(wù)…………………………………………………… 2、 電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算………………………………………… 3、 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比………………………… 4、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及各動(dòng)力參數(shù)計(jì)算………………………………… 5、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………… 6、軸的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算………………………………………… 一、設(shè)計(jì)任務(wù) （1）、傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖 . 1、卷筒 2

3、、帶式運(yùn)輸機(jī) 3、聯(lián)軸器 4、圓柱齒輪減速器 5、聯(lián)軸器 6、電動(dòng)機(jī) （2）、工作條件： 1、使用期限10年，二班制（每年按300天計(jì)算）； 2、載荷平衡； 3、運(yùn)輸物品：谷物； 4、單向傳動(dòng)，轉(zhuǎn)速誤差不得超過(guò)5%。 （3）、原始數(shù)據(jù)： 運(yùn)輸帶牽引P（N） 2000 運(yùn)輸帶速度V（m/s） 0.8 滾筒直徑D（mm） 200 （4）、設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容： 1、運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算，電動(dòng)機(jī)的選擇； 2、聯(lián)軸器的選擇； 3、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算； 4、軸的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算； 5、滾動(dòng)軸承的選擇與強(qiáng)度校核； 6、鍵的選擇與強(qiáng)度校核。 （5）、設(shè)計(jì)任務(wù)：

4、1、減速器裝配總圖一張（M1：1）； 2、零件工作圖四張（齒輪、軸、箱體、箱蓋）。 注：1、裝配圖底稿完成后，需經(jīng)指導(dǎo)教師審閱同意后方可加深。 2、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)1份。 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 二、電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算 （1）、工作機(jī)所需功率： PW=FV/1000=2000x0.8/1000=1.6KW (2)、傳動(dòng)總效率： η總＝η卷η聯(lián)2η帶η減 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) P5 表1-7得 η卷=0.96 η聯(lián)=0.99 η減=0.96 η帶=0.98 ∴η總=0.96x0.992x0.96x0.98=0.885 （3）、電機(jī)工作所需功率： Pd=Pw/

5、η總=1.6/0.885≈1.81KW 按Ped﹥Pd原則，取Ped=3KW （4）、工作機(jī)的轉(zhuǎn)速： nw=1000*60v/πD =1000x60x0.8/(3.14x200)=76.43 r/min （5）、按總傳動(dòng)比 i總≤12原則 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) P167 12-1 Y系列電動(dòng)機(jī)從同步轉(zhuǎn)速 750 r/min,8級(jí)中選取型號(hào)：Y132M-8 電動(dòng)機(jī)參數(shù)： 電機(jī)軸直徑d=38mm 型號(hào) 額定功率/KW 滿載轉(zhuǎn)速/r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 /kg 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132M-8 3 710 2.0 2.0 79

6、 三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比： （1）、總傳動(dòng)比： i總=nd/nw=710/76.43≈9.29 （2）、各級(jí)傳動(dòng)比分配： 按i1>i2 ，i大=1.1～1.5i小 原則 取i大=1.5i小 即 i1=1.5i2 I總=i1*i2 ∴i1=3.73 i2=2.49 四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及各動(dòng)力參數(shù)計(jì)算： （1）、各軸轉(zhuǎn)速： nⅠ＝nd=710 r/min nⅡ=nⅠ/i1=710/3.73=190.35 r/min nⅢ=nw=76.43 r/min (2)、各軸功率： 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) P5 表1-7得 η齒=0.97 η軸承=0.99 P電=

7、Pd=1.81KW PⅠ=Pdη聯(lián)η軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 KW PⅡ=PⅠη齒η軸承=1.77x0.97x0.99=1.70 KW PⅢ=PⅡη齒η軸承=1.70x0.99x0.97=1.63 KW PⅣ=PⅢη聯(lián)η帶=1.63x0.99x0.98=1.58 KW≈1.6 KW=Pw （3）、各軸轉(zhuǎn)矩： Td=9.55*Pd/nd=9550x1.81/710=24.35 Nm TⅠ= 9.55* PⅠ/nⅠ=9550x1.77/710=23.81 Nm TⅡ=9.55*PⅡ/nⅡ=9550x1.70/190.35=85.29 Nm TⅢ=9.55*PⅢ

8、/nⅢ=9550x1.63/76.43=203.67 N m TⅣ=9.55*PⅣ/nⅣ=9.55*Pw/nw =9550x1.6/76.43=199.92 Nm 五、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算： 5.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1.按簡(jiǎn)圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，軟齒輪面閉式傳動(dòng)。 2.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度(GB10095-88)。 3.材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數(shù)Z1=21，

9、則大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1=21x3.73=78.33 取Z2=79 1). 按齒輪面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P203 （10-9a），即 1>.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1.試選載荷系數(shù)。 2.計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對(duì)稱安裝，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》選取齒寬系數(shù)。 4.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6.計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

10、 N1=60nIjLn=60x710x2x8x300x10=2.045x109 7.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 8.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S=1 2>.設(shè)計(jì)計(jì)算 1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2.計(jì)算圓周速度。 計(jì)算齒寬b b=dd b=1x40.14mm=40.14mm 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt=d1t/Z1=40.14/21=1.91mm 齒高 h=2.25mt=2.25x1.91=4.30mm b/h=40.14/4.30=9.335 3.計(jì)

11、算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8 得動(dòng)載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù) 查表10-4用插值法得8級(jí)精度查《機(jī)械設(shè)計(jì)》，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置KHβ=1.450 由b/h=9.335 KHβ=1.450由圖10-13得KFβ=1.32故載荷系數(shù) K=KAKVKHβKHα=1x1.0x1.10x1.450=1.595 4.校正分度圓直徑 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P204(10-10a) 5.計(jì)算齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸 1.計(jì)算模數(shù) 2.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201 (10-5)，公式為 1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值

12、 1.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限； 2.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 3.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù),得 4.計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1x1.10x1x1.32=1.452 5.查取齒形系數(shù)、和應(yīng)力修正系數(shù)、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得；；； 6.計(jì)算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大 7.設(shè)計(jì)計(jì)算 m1≥ 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大

13、小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.129并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m1=2mm 接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 =42.97mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m1=42.97/2=21.485≈22 大齒輪 取 2>.集合尺寸設(shè)計(jì) 1.計(jì)算分圓周直徑、 2.計(jì)算中心距 3.計(jì)算齒輪寬度 取，。 3>.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用實(shí)心打孔式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關(guān)尺寸計(jì)算如下： 軸孔直徑

14、48mm 輪轂長(zhǎng)度 與齒寬相等 輪轂直徑 輪緣厚度 板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑 齒輪倒角 取 5.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1.按簡(jiǎn)圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，軟齒輪面閉式傳動(dòng)。 2.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度(GB10095-88)。 3.材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪

15、齒數(shù) 取 2). 按齒輪面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即 1>.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1.試選載荷系數(shù)。 2.計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對(duì)稱安裝，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》選取齒寬系數(shù)。 4.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6.計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60nIjLn=60x190.35x2x8x300x10=0.548x109 7

16、.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 8.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S=1 2>.設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2.計(jì)算圓周速度。 計(jì)算齒寬b b=1x62.20mm=62.20mm 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h mt=d3t/Z3=62.20/21mm=2.96mm h=2.25mt=2.25x2.96mm=6.66mm b/h=62.20/6.66=9.339 3.計(jì)算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8 得動(dòng)載系數(shù) 直齒輪；由表

17、10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得8級(jí)精度查《機(jī)械設(shè)計(jì)》，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置 KHβ=1.460 由b/h=9.339 KHβ=1.460由圖10-13得KFβ=1.35故載荷系數(shù) K=KAKVKHβKHα=1x1.0x1.10x1.460=1.606

18、 4.校正分度圓直徑 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P204(10-10a)， 5.計(jì)算齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸 1.計(jì)算模數(shù) 2.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，公式為 1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值 1.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限； 2.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 3.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S

19、=1.4，應(yīng)力修正系數(shù),得 4.計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1x1.10x1x1.35=1.485 5.查取齒形系數(shù)、和應(yīng)力修正系數(shù)、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得；；； 6.計(jì)算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大 7.設(shè)計(jì)計(jì)算 m2≥ 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的魔術(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.07并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2.5mm

20、 接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 =62.20mm，算出小齒輪齒數(shù) Z3=d3/m2=66.74/2.5=26.696≈27 大齒輪 取 2>.集合尺寸設(shè)計(jì) 1.計(jì)算分圓周直徑、 2.計(jì)算中心距 3.計(jì)算齒輪寬度 取，。 3>.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大齒輪采用實(shí)心打孔式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關(guān)尺寸計(jì)算如下： 軸孔直徑48mm 輪轂長(zhǎng)度 與齒寬相等 輪轂直徑 取 輪緣厚度 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取 PW=1.6KW η總=0.885

21、 Pd=1.81KW Ped=3KW nw=76.43 r/min i總=9.29 i1=3.73 i2=2.49 nⅠ=710 r/min nⅡ=190.35 r/min nⅢ=76.43 r/min P電=1.81KW PⅠ=1.77 KW PⅡ=1.70 KW PⅢ=1.63 KW PⅣ=1.6 KW Td=24.35 Nm TⅠ=23.81 Nm TⅡ= 85.29Nm T

22、Ⅲ=203.67 N m TⅣ=199.92 Nm T1=2.381x104N.m N1=2.045x109 N2=5.483x108 [σH]1=540MPa [σH]2=522.5MPa d1t=40.14mm v=1.49m/s b=40.14mm

23、 mt=1.91mm h=4.30mm b/h=9.335 K=1.595 d1=42.97mm m1=2.046mm [σF]1=314.29MPa [σF]2=247.71MPa K=1.452 m1 m=2mm Z1=22 Z2=83

24、 d1=44mm d2=166mm a=105mm B1=50mm B2=45mm T3=8.529x104N.mm N3=0.548x109 N4=0.22x108 [σH]3=576MPa [σH]4=539MPa

25、 d3t=62.20mm V=0.62m/s b=62.20mm mt=2.96mm h=6.66mm b/h=9.339 d3=66.74mm m2=3.18mm [σF]3=328.57MPa [σF]4=255.14MPa K=1.485 m2

26、 m=2.5mm Z3=25 Z4=63 d3=62.5mm d4=157.5mm a=110mm 5.3齒輪傳動(dòng)參數(shù)表 名稱 符號(hào) 單位 高速級(jí) 低速級(jí) 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 中心距 a mm 105 118.75 傳動(dòng)比 i 3.73 2.49 模數(shù) m mm 2 2.5 壓力角 α 20 20 齒數(shù) Z 22 83 27 68 分度圓直徑 d mm 44 166 67

27、.5 170 齒頂圓直徑 da mm 48 170 72.5 175 齒根圓直徑 df mm 39 161 61.25 163.75 齒寬 b mm 50 45 70 65 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 熱處理狀態(tài) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 HBS 280 240 280 240 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 六、軸設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算 6.1 Ⅰ軸 6.1.1Ⅰ軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩以及軸上齒輪分度圓直徑 TⅠ= 9.55* PⅠ/nⅠ=9

28、550x1.77/710=23.81 Nm PⅠ=Pdη聯(lián)η軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 KW nⅠ＝nd=710 r/min d1=44mm 6.1.2作用在齒輪上的力 Ft=2 TⅠ/d1=2x2.381x104/44=1083N Fr=Ft=1083x0.364=394N 6.1.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 先按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P370（15-2），表15-3，取A0=112 dmin=A0=112xmm=15.2mm 計(jì)算聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3 Tca=KAT=1.3x23.8

29、1N.m=30.95N.m 查手冊(cè)P94表8-2選用GY5型彈性凸緣聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為400N.m。半聯(lián)軸器孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=79mm。 初選軸承為6008 軸承代號(hào) 6008 基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15 安裝尺寸/mm da/da 46/62 基本額定/kN Cr/Cor 17.0/11.8 i 齒頂與箱底面的距離hmin>30～50mm，取50mm ii 保證裝油量（冷卻、潤(rùn)滑）P31 單級(jí) 0.35～0.7升/kw，多級(jí)成倍（保證冷卻），取 1.4升/KW，

30、減速箱裝油量為1.4x3=4.2升 輪齒浸油深度一個(gè)全齒高，不小于10mm（保證潤(rùn)滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內(nèi)壁距離為20mm。則箱體內(nèi)腔長(zhǎng)度為L(zhǎng)o=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 ≈361mm,裝油高度H=50+10=60mm 則箱體內(nèi)腔寬度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm 取滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊(cè)P53表4-1得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mmX8mmX63mm 6.1.4軸1的結(jié)構(gòu)如下 6.1.5求軸上載荷 支承跨距L=a+b=

31、（7.5+40+25）+（25+120+7.5）mm=225mm MV= Ftab/L=1083x72.5x152.5/225=53217.42N.mm MH=Frab/L=394x72.5x152.5/225=19360.72N.mm M===56629.77N.mm 取α=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由《機(jī)械設(shè)計(jì)表》P362，15-1查得許用彎曲應(yīng)力σ-1=60MPa σca=/W=/(0.1x39)=9.845MPa<σ-1=60MPa,故安全，彎矩圖如下 6.2Ⅱ軸 6.2.1Ⅱ軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 nⅡ=nⅠ/i1=710/3.73=190.35

32、 r/min PⅡ=PⅠη齒η軸承=1.77x0.97x0.99=1.70 KW TⅡ=9.55*PⅡ/nⅡ=9550x1.70/190.35=85.29 Nm 6.2.2初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 先按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P370（15-2），表15-3，取A0=112 dmin=A0=112xmm=23.23mm 初選軸承為6008 軸承代號(hào) 6008 基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15 安裝尺寸/mm da/da 46/62 基本額定/kN Cr/Cor 17.0/11.8 6.3Ⅲ軸 6.3.1Ⅲ軸上的功

33、率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩以及軸上齒輪分度圓直徑 TⅢ=9.55*PⅢ/nⅢ=9550x1.63/76.43=203.67 N m nⅢ=nw=76.43 r/min PⅢ=PⅡη齒η軸承=1.70x0.99x0.97=1.63 KW d4=170mm 6.3.2初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 先按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P370（15-2），表15-3，取A0=112 dmin=A0=112xmm=31.06mm 6.3.3作用在齒輪上的力 Ft=2 TⅢ/d1=2x20.367x104/170=2396N Fr=Ft=2396x0.364=872N 計(jì)算聯(lián)軸器轉(zhuǎn)

34、矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3 Tca=KAT=1.3x203.67N.m=264.77N.m 查手冊(cè)P94表8-2選用GY5型彈性凸緣聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為400N.m。半聯(lián)軸器孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=79mm。 初選軸承為6008 軸承代號(hào) 6008 基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15 安裝尺寸/mm da/da 46/62 基本額定/kN Cr/Cor 17.0/11.8 i 齒頂與箱底面的距離hmin>30～50mm，取50mm ii 保證裝油量（冷卻、潤(rùn)滑）P

35、31 單級(jí) 0.35～0.7升/kw，多級(jí)成倍（保證冷卻），取 1.4升/KW，減速箱裝油量為1.4x3=4.2升 輪齒浸油深度一個(gè)全齒高，不小于10mm（保證潤(rùn)滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內(nèi)壁距離為20mm。則箱體內(nèi)腔長(zhǎng)度為L(zhǎng)o=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 ≈361mm,裝油高度H=50+10=60mm，則箱體內(nèi)腔寬度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=20mm 取滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊(cè)P53表4-1得半聯(lián)軸器與軸

36、的聯(lián)接選用平鍵為10mmX8mmX63mm 齒輪軸孔直徑d=48mm齒輪與軸連接選用平鍵14mmX9mmX56mm 6.3.4Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)如下 6.3.5求軸上載荷 支承跨距L=a+b=67+158mm=225mm Mv= Ftab/L=2396x67x158/225=112729.14N.mm MH=Frab/L=872x67x158/225=41026.63N.mm M===119962.67N.mm 取α=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由《機(jī)械設(shè)計(jì)表》P362，15-1查得許用彎曲應(yīng)力σ-1=60MPa σca=/W=/(0.1x48)=15.5MPa<

37、σ-1=60MPa,故安全，彎矩圖如下 6.3.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷危險(xiǎn)截面 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面5、6處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上應(yīng)力最大。截面5上的應(yīng)力集中的影響和截面6的相近，但截面5不受扭矩力，同時(shí)軸徑較大，股不必校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），且這里軸的直徑最大，故不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，所以該軸芝需校核截面6兩側(cè)即可。 2）截面6右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1x443mm3=8518.4mm3 抗扭

38、截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2x483mm3=17036.8mm3 截面6左側(cè)的彎矩M M=119962.67xN.mm=61771.82N.mm 截面6上的扭矩T3 T3=203670N.mm 截面上的彎曲應(yīng)力 σb=M/W=61771.82/8518.4MPa=7.25MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τT=T3/WT=203670/17036.8MPa=11.95MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得B=640MPa σ-1=275MPa τ-1=155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表3-2查取。r/d=2

39、.0/44=0.045，D/d=48/44=1.09，經(jīng)插值后可查得 ασ=2.0 ατ=1.32 又由附圖3-1可得材料的敏性系數(shù) qσ=0.82 qτ=0.85 有效應(yīng)力集中系數(shù)，由附（3-4）為 kσ=1+ qσ（ασ-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82 kτ=1+ qτ（ατ-1）=1+0.85（1.32-1）=1.27 由附圖3-2尺寸系數(shù) εσ=0.75； 由附圖3-3扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ετ=0.85 軸按摩削加工，附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù) βσ=βτ=0.91 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系

40、數(shù) Kσ= (kσ/εσ+1/βσ-1)1/βq=1.82/0.75+1/0.91-1=2.53 Kτ= (kτ/ετ+1/βτ-1)1/βq=1.27/0.85+1/0.91-1=1.59 由3-13-2得 φσ=0.1～0.2，取φσ=0.1 φτ=0.05～0.1， 取φτ=0.05 由（15-6）～（15-8）得 Sσ===14.99 Sτ===15.82 Sca===10.881.5 安全 3）截面6左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1x483mm3=11059.2mm3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2x483mm3=22118.4mm3 彎

41、矩M及彎曲應(yīng)力 M=119962.67xN.mm=61771.82N.mm σb=M/W=61771.82/11059.2MPa=5.59MPa 扭矩T3及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T3=203670N.mm τT=T3/WT=203670/22118.4MPa=9.21MPa 過(guò)盈配合處的kσ/εσ,由附表3-8用插值法求出，并取 kτ/ετ=0.8kσ/εσ，得 kσ/εσ=2.21 kτ/ετ=0.8x2.21=1.77 軸按摩削加工，附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù) βσ=βτ=0.91 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)為 Kσ=

42、(kσ/εσ+1/βσ-1)1/βq=2.21+1/0.91-1=2.31 Kτ= (kτ/ετ+1/βτ-1)1/βq=1.77+1/0.91-1=1.87 由（15-6）～（15-8）得 Sσ===21.30 Sτ===17.53 Sca===13.541.5 安全 故該軸截面6安全。 七.滾動(dòng)軸承的選擇及壽命校核 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承 軸Ⅰ6008一對(duì)，軸Ⅱ6008一對(duì)，軸Ⅲ選用6008一對(duì) (GB/T297-1994)

43、 壽命計(jì)算： 軸Ⅲ 1.查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表6-1，得深溝球軸承6008 Cr=17.0KN Cor=11.8KN 2.查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得 X=1, Y=0 3.計(jì)算軸承反力及當(dāng)量動(dòng)載荷： 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1H=Fr2H==1095N 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1v=Fr2v==529.5N 所以軸承所受得總載荷 F=Fr1=Fr2= 由于基本只受軸向載荷，所以當(dāng)量動(dòng)載荷查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P321表13-6得：fp=1.0～1.2 P=fp(XFr+YFa)=1.2x(1x1216.3+0)=1459.56N 4.已知預(yù)期得壽命 10年，兩班制 基本額定動(dòng)載荷 Cr=所以軸承6008安全，合格。 Ⅰ、Ⅱ軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果軸承6008安全，合格。 M .