機械設計課程-電動絞車傳動裝置.doc

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機械設計課程設計說明書 設計題目十七：電動絞車傳動裝置 傳動裝置簡圖： 原始數(shù)據(jù)： 項目 設計方案 1 2 3 4 5 剛繩牽引力F（N） 7500 9200 11000 12000 13000 鋼繩速度V（m/s） 0.6 0.65 0.5 0.6 0.55 卷筒直徑D（mm） 250 250 250 250 250 目錄 一 . 設計任務書-------------------------------------------------4 1工作條件與技術要求-------------------------------------------4 2設計內容----------------------------------------------------4 3原始數(shù)據(jù)-----------------------------------------------------4 2． 傳動方案的擬定-----------------------------------------------4 1傳動方案的擬定-----------------------------------------------4 2傳動方案的說明-----------------------------------------------5 三．電動機的選擇------------------------------------------------ 5 1 選擇電動機類型---------------------------------------------- 5 2 選擇電動機的容量-------------------------------------------- 5 3 選擇電動機的轉速-------------------------------------------- 5 四．總傳動比確定及各級傳動比分配---------------------------------6 1 計算總傳動比-------------------------------------------------6 2 分配各級傳動比-----------------------------------------------6 五．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)---------------------------------7 六、齒輪傳動設計-------------------------------------------------8 1.高速級齒輪傳動設計--------------------------------------------8 2.低速級齒輪傳動設計-------------------------------------------13 3.開式低速級齒輪傳動設計----------------------------------------16 七、 高速軸的設計-------------------------------------------------20 1. 求作用在齒輪上的力------------------------------------------20 2.初步確定軸的最小直徑-----------------------------------------20 3.軸的結構設計------------------------------------------------21 4.軸上零件的周向定位-------------------------------------------22 5.確定軸上圓角和倒角尺寸----------------------------------------22 6.求軸上的載荷-------------------------------------------------22 7.按彎扭合成應力校正軸的強度-------------------------------------24 八.中速軸的設計---------------------------------------------------24 1． 求作用在齒輪上的力--------------------------------------------24 2.初步確定軸的最小直徑-------------------------------------------25 3．軸的結構設計-------------------------------------------------25 4.軸上零件的周向定位---------------------------------------------26 5.確定軸上圓角和倒角尺寸-----------------------------------------26 6.求軸上的載荷--------------------------------------------------28 7.按彎扭合成應力校正軸的強度--------------------------------------28 9. 低速軸的設計---------------------------------------------------28 1．求作用在軸上的力---------------------------------------------28 2．初步確定軸的最小直徑------------------------------------------29 3．軸的結構設計-------------------------------------------------30 4．求軸上的載荷-------------------------------------------------30 5.按彎扭合成應力校正軸的強度--------------------------------------31 6.精確校核軸的強度---------------------------------------------32 十.軸承的選擇和校核計算------------------------------------------35 十一.鍵連接的選擇與校核計算--------------------------------------38 1．輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接---------------------------------------------38 2．齒輪2與軸2的鍵連接-----------------------------------------------38 3．齒輪4與軸3的鍵連接-----------------------------------------------38 4.聯(lián)軸器與軸3的鍵連接------------------------------------------------38 十二、聯(lián)軸器的選擇-----------------------------------------------39 1．輸入軸的聯(lián)軸器的選擇-----------------------------------------------39 2．輸出軸的聯(lián)軸器的選擇-----------------------------------------------39 十三、減速器附件設計---------------------------------------------40 1．視孔蓋--------------------------------------------------------------40 2．通氣器-------------------------------------------------------------40 3．油面指示器---------------------------------------------------------40 4．油塞---------------------------------------------------------------40 5．起吊裝置-----------------------------------------------------------40 6．定位銷-------------------------------------------------------------40 7．起蓋螺釘-----------------------------------------------------------40 十四、潤滑與密封-------------------------------------------------40 1．齒輪的潤滑----------------------------------------------------------40 2． 滾動軸承的潤滑------------------------------------------------------40 3．密封方法的選取------------------------------------------------------40 十五.箱體設計-----------------------------------------------------41 總結 ------------------------------------------------------------42 參考文獻----------------------------------------------------------43 設計計算及說明 結果 一 . 設計任務書 1.工作條件與技術要求：輸送帶速度允許誤差為5％。輸送機效率為ηw=0.96；工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉，有輕微沖擊，工作年限為5年(每年工作300天，每天16小時），工作環(huán)境：室內，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V ；檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產批量：一般機械廠，小批量生產。 2.設計內容 （1）確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖； （2）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算； （3）傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算； （4）繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1張（A0）; （5）繪制減速器箱體零件圖1張（A1）、齒輪及軸的零件圖各1張（A2） 3.原始數(shù)據(jù) 運輸帶曳引力F（KN）：9200 運輸帶速度V（m/s）：0.65 滾筒直徑D (mm)：250 二.傳動方案的擬定 1.傳動方案的擬定：輸送機由電動機驅動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪動。 =24000h F=9200N V=0.65m/s D=250mm 展開式二級圓柱齒輪減速器 2.傳動方案的說明 如圖電機通過聯(lián)軸器傳入減速器，減速器采用兩級展開式減速器，結構簡單，但齒輪位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉矩的輸入端，可使軸變形以抵消部分齒輪接觸不均現(xiàn)象。 在多級傳動中，各級傳動機構的布置順序不僅影響傳動的平穩(wěn)性，而且對傳動機構的尺寸有很大影響，此次采用的傳動裝置：高速級采用圓柱斜齒輪傳動，低速級采用圓柱直齒輪傳動，因為大尺寸的斜齒輪難以制造，且費用較高。 減速器采用二級閉式傳動，便于潤滑，使用壽命長，能適應繁重和惡劣的條件下長期工作。 原動機采用Y系列三相交流異步電動機，是適用于一般用途的全封閉的自扇冷式電動機，結構簡單，價錢便宜，維修方便。 三．電動機的選擇 1 .選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機 2 .選擇電動機的容量 1）滾筒所需功率： =FV/1000=92000.65/1000=5.89 kw 滾筒的轉速 =601000V/πD=49.66r/min 2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為η： 其中，， ，分別為傳動系統(tǒng)開式齒輪，中聯(lián)軸器，閉式齒輪傳動及滾動軸承和滑動軸承的效率，是滾筒的效率，=0.95，=0.99，=0.97 ，， 3）確定電動機的額定功率 電動機的輸出功率為 =/η=5.89/0.784=7.63kw 選定電動機的額定功率=11 kw 3.選擇電動機的轉速 =49.66 r/min 該傳動系統(tǒng)為展開式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為 3~6 則總傳動比可取 27至216之間 則電動機轉速的可選范圍為 =27=2749.66=1340.82r/min =60=21649.66=10726.56r/min 可見同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三種電動機進行比較，如下表： 由參考文獻[1]中表16-1查得： 方案 電動機型號 額定功率 （KW） 電動機轉速n/(r/min) 同步轉速 滿載轉速 1 Y160M1-2 11 3000 2930 2.0 2.2 2 Y160M-4 11 1500 1460 2.2 2.2 3 Y160L-6 11 1000 970 2.0 2.0 4 Y180L-8 11 750 730 1.7 2.0 由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比即選方案1 四．總傳動比確定及各級傳動比分配 1.計算總傳動比 由參考文獻[1]中表16-1查得： 滿載轉速nm=2930 r / min； 總傳動比i=nm /=2930/49.66=59.00 2.分配各級傳動比 查閱參考文獻[1]《機械設計課程設計》中表2—3各級傳動中分配各級傳動比 取開式齒輪傳動比=3.15, 取高速級的圓柱齒輪傳動比 ，取則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =3.6 =5.89kw =49.66r/min η=0.784 =7.63kw =11kw =1340.82r/min =10726.5r/min 電動機型號為Y160M1—2 i=59.00 五．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1.各軸轉速 電動機軸為軸Ⅰ，減速器高速級軸為軸Ⅱ，中速軸為軸Ⅲ低速級軸為軸Ⅳ，滾筒軸為軸Ⅴ，則 2.按電動機額定功率計算各軸輸入功率 3.各軸轉矩 95507.63/2930 =24.38 =95507.18/563.5 =121.68 =95506.90/156.5 =421.05 =95506.76/ 156.5 =412.51 =95505.89/49.68 =1149.54 六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數(shù) a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為250 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220 HBS，二者的硬度差為30HBS。 d . 初選小齒輪齒數(shù)=26，則大齒輪齒數(shù) =5.226=135 =5.2 e .初選螺旋角β= f .選取齒寬系數(shù)：=1.0 （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 ① 1）確定公式內的各計算數(shù)值 a . 試選=1.6 b. 分流式小齒輪傳遞的轉矩=24.38 c. 查圖表（P217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.44 （表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 查圖表（P215圖10-26）得 =0.76 ，=0.84 =0.76+0.84=1.60 e. 許用接觸應力=510MPa，=480MPa f. 由式 N=60nj ② 計算應力循環(huán)次數(shù) =602930129200=5.1E9 g.由圖１０－１９查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) h.計算接觸疲勞強度許用應力 　　　　取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由式１０－１２得 　　　　 　　 　　　　 2） 計算 a. 按式①計算小齒輪分度圓直徑 mm =40.43mm b. 計算圓周速度 =3.1440.432930/（601000）m/s =6..20m/s c. 計算齒寬b及模數(shù) b==1.040.43mm=40.43mm =cosβ/= 1.51mm h =2.25=2.251.51mm=3.39mm b/h=40.43/3.39=11.90 d. 計算縱向重合度 =0.318tanβ =0.3181.225tan=2.061 e. 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1，根據(jù)=6.20m/s，7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數(shù)=1.18 查圖表（P195表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.6 查表10-4查的 查圖表（P198圖10-13）得 由式 ④ 得載荷系數(shù)=11.181.61.417=2.68 f. 按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑 由式 　　　　 ⑤ 得=48.04mm g. 計算模數(shù) =cosβ/=48.04cos/26 mm =1.79mm （3）.按齒根彎曲疲勞強度設計 按式計算 1） 確定計算系數(shù) a. 計算載荷系數(shù) 由式 ⑥ 得K=11.181.61.36=2.57 b. 根據(jù)縱向重合度=2.061查圖表（P圖10-28） 得螺旋角影響系數(shù)=0.88 c. 計算當量齒數(shù) 28.46 147.78 d. 查取齒形系數(shù) 查圖表（P表10-5）=2.41 ，=2.142 e. 查取應力校正系數(shù) 查圖表（P表10-5）=1.615 ，=1.828 f. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.80 ，=0.85 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380 MPa ，由式 ⑦ 得=0.80500/1.4 MPa=285.71 MPa =0.85380/1.4 MPa=230.71 MPa g. 計算大小齒輪的并加以比較 =2.5411.615/285.71=0.01436 =2.1421.828/230.71=0.01697 大齒輪的數(shù)值大 2） 2）.設計計算 mm =1.165 mm 由以上計算結果，取=1.5 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=48.04mm計算應有的齒數(shù) =48.04cos/1.5=32 取=32 ，則=5.2032=166 （4） 幾何尺寸計算 1）計算中心距 153.05mm 將中心距圓整為153mm 2）按圓整的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù) ， ，等不必修正 3）計算大小齒輪的分度圓直徑 =321.5/cos =49.45mm =1661.5/ cos =256.54mm 4）計算齒輪寬度 =1.049.45mm=49.45mm 圓整后取=55mm ，=50mm 5）結構設計 由e＜2，小齒輪做成齒輪軸 由160mm<<500mm ，大齒輪采用腹板式結構 2. 低速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數(shù) a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調質），硬度為250HBS 大齒輪：45鋼（調質），硬度為220HBS d. 初選小齒輪齒數(shù)=24 ，=243.60=86 e. 選取齒寬系數(shù)=1.0 （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 ⑧ 1） 確定公式內各計算數(shù)值 a. 試選=1.3 b. 確定小齒輪傳遞的轉矩=121.68 c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=575MPa ，=550MPa e. 由式②確定應力循環(huán)次數(shù) =60563.5124000= = f. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù) =0.90 ，=0.95 g. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式⑦得 =0.90575MPa=518MPa =0.95550MPa=525MPa 2）計算 a. 由式⑧試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=518MPa得 =69.70mm b. 計算圓周速度 =3.1469.70563.5/60000m/s=2.05m/s c. 計算齒寬 =1.069.70mm=69.70 mm d. 計算模數(shù)、齒寬高比 模數(shù)=/=69.70/24=2.90mm 齒高=2.25=2.252.90 mm=6.53 mm 則/=169.70/6.53=10.67 e. 計算載荷系數(shù) 根據(jù)=2.05 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù)=1.12 ，直齒輪=1 ，由=1.0和=69.70 mm ，根據(jù)表10-4得=1.424 由/=10.67和=1.424查圖表（P圖10-13）得=1.35 故根據(jù)式得=1.595 f. 按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。 得=74.70mm g. 計算模數(shù) =74.70/24mm=3.11 mm （3）按齒根彎曲強度設計 計算公式為 ⑨ 1） 確定公式內各計算數(shù)值 a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。 b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.88 c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4 ，由式得 =0.85500/1.4MPa=303.57MPa =0.88380/1.4MPa=238.86MPa d. 計算載荷系數(shù)。由 e. 得=1.121.0611.35=1.512 f. 查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得=2.65 =2.215 g. 查取應力校正系數(shù)。查圖表（P表10-5）得 =1.58 ，=1.775 h. 計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.651.58/2303.57 =0.01379 =2.2151.775/238.86=0.01646 大齒輪的數(shù)值大 2） 設計計算 mm=2.19mm 由以上計算結果，取模數(shù)=2.5mm。按分度圓直徑=74.70mm計算應有的齒 數(shù)得=74.70/2.5=29.88取=30 ，則=3.6030=108 （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距 =2.5（30+108）/2 mm=172.5mm 2）計算分度圓直徑 2.530mm=75mm 2.5108 mm=270mm 3）計算齒輪寬度 =1.075 mm=75mm 取 4）結構設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結構 大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構 3. 開式低速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數(shù) a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 大齒輪小齒輪均為：40Cr（調質和表面淬火）， 硬度為48~55HRC d. 初選小齒輪齒數(shù) e. 選取齒寬系數(shù)=0.7 （2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1）確定公式內各計算數(shù)值 h. 試選=1.3 i. 確定小齒輪傳遞的轉矩421.05 j. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 k. 查圖表（P圖10-21e）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=1000MPa l. 由式②確定應力循環(huán)次數(shù) =60156.5124000= = m. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù) =0.95， n. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式⑦得 =0.951000MPa=950MPa =11000MPa=1000MPa 2）計算 a. 由式⑧試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=950MPa得 =79.53mm b. 計算圓周速度 =3.1479.53156.5/60000m/s=0.65m/s c. 計算齒寬 =0.779.53mm=55.67 mm d. 計算模數(shù)、齒寬高比 模數(shù)=/=79.53/24=3.31mm 齒高=2.253.31 mm=7.46 mm 則 e. 計算載荷系數(shù) 根據(jù)=0.65 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù)， 直齒輪 ，由=0.7和55.67mm，根據(jù)表10-4得 由和查圖表（P圖10-13）得 故根據(jù)式得 f. 按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。 得==80.81mm g. 計算模數(shù) （3）按齒根彎曲強度設計 計算公式為 1）確定公式內各計算數(shù)值 a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。 b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù) c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式得 =0.88600/1.4MPa=377.14MPa =0.90500/1.4MPa=321.43MPa d. 計算載荷系數(shù)。由 e. 得=1.01.0511.28=1.344 f. 查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得=2.65 2.226 g. 查取應力校正系數(shù)。查圖表（P表10-5）得 1.58 ，1.764 h. 計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.651.58/377.14 =0.01110 =2.2261.764/321.43=0.01222 大齒輪的數(shù)值大 2）設計計算 mm=3.23mm 由以上計算結果，取模數(shù)=4mm。按分度圓直徑=80.81mm計算應有的齒數(shù) 得=80.81/4=20.20取=20 ，則3.1520=63 （3） 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 =4（20+63）/2 mm=166mm 2） 計算分度圓直徑 420mm=80mm 463mm= 252mm 3） 計算齒輪寬度 =0.780 mm=56mm 取 4）結構設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結構 大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構 七.高速軸的設計 1. 求作用在齒輪上的力 已知 2.初步確定軸的最小直徑。 ⑩ 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr鋼，調質處理。查圖表 （表15-3），取=112，得 112mm=15.31mm 該軸直徑100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%～7%,安全起見，取軸頸增大5% 則，圓整后取d2=16mm。 輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉 矩公式為 （11） 查圖表（P351表14-1），取=2.3，則=2.324.38 =56.07 根據(jù)=56.07及電動機軸徑D=42mm，查標準GB4323-84，選用HL3型彈柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑=30 mm 3.軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方案 =11kw =10.89 kw =10.245kw =9.639 kw =9.352 kw 421.05 412.51 1149.54 7級精度（GB10095-88） 小齒輪： 40Cr（調質） 250 HBS 大齒輪： 45鋼（調質） 220HBS =26 = 135 =5.2 β= =1.0 =1.6 =24.38 =2.44 =189. 1.60 = b=40.43 mm =1.51 mm h=3.39mm b/h=11.90 =2.061 =1 =1.18 =1.6 =2.68 =1.79mm K=2.57 =0.88 =2.41 =2.142 =1.615 =1.828 S=1.4 =0.80 =0.85 =285.71 Mpa =230.71 MPa = 0.01436 = 0.01697 =1.5 32 166 153mm 49.45mm 256.54mm 49.45mm =55mm =50mm 7級精度（GB10095-85） 小齒輪：40Cr（調質）250HBS 大齒輪：45鋼（調質） 220HBS；=24 =1.0 =1.3 121.68 =189 =575Mpa =550MPa =0.90 =0.95 =518Mpa=525MPa 69.70mm =1.06 =1.424 =1.35 =1.595 74.70mm 3.11mm =500Mpa =380Mpa =0.85 =0.88 =1.4 296.4MPa 233.4Mpa = 0.01379 = 0.01646 75mm 270mm 7級精度（GB10095-85） 大小齒輪：40Cr（調質淬火）48~55HBC； =0.7 =1.3 421.05 =189.8 =1000MPa =0.95， =950Mpa=1000MPa 55.67mm =80.81mm 0.01110 0.01222 80mm 252mm 985.05N 396.76 N 248.52 N 15.31mm =30 mm 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 聯(lián)軸器采用軸肩定位，1-2段=30mm ，由式h=（0.07-0.14）d ，取=34mm ，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導書表13-19），取擋圈直徑=32mm，=58mm 2） 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)=34mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6307，其尺寸為dDB=35mm80mm21mm ，故=35mm 3） 取=44mm，=55mm 4） 由指導書表4-1知箱體內壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=50mm，采用凸緣式軸承蓋，則=70mm 5） 取小齒輪距箱體內壁的距離為=20mm，旋轉零件的軸向之間的距離=12.5mm，滾動軸承端面距箱體內壁=5mm則 =20mm ,=34mm，=10mm =110mm 4.軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=30 mm，=58mm 查 圖表（P表6-1）選用鍵=8mm7mm45mm 。滾動軸承與軸的周向定 位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6。 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6，各軸肩處圓角半徑為R1。 6.求軸上的載荷 （1）.計算支撐力 在水平面上： 在垂直面上： 總支承反力： (2) .計算彎矩并作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩： (3) .計算轉矩 7.按彎扭合成應力校正軸的強度 校核軸上彎矩和扭矩最大的截面的強度，按脈動循環(huán)應力取a=0.6 已經選定州的材料為40cr，調質處理，由表15-1查的，因此 ，軸強度安全 6.求軸上的載荷 7.按彎扭合成應力校正軸的強度 八.中速軸的設計 1.求作用在齒輪上的力 已知 高速大齒輪 低速小齒輪 軸上力的方向如下圖所示 2.初步確定軸的最小直徑 先按式15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr鋼，調質處理。查圖表 （表15-3），取=112，得 112mm=26.16mm 該軸直徑100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%～7%,安全起見，取軸頸增大5% 則，圓整后取d2=40mm。 3．軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 （2）確定軸的各段直徑和長度 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1. 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)=40mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6308，其尺寸為dDB=40mm90mm23mm 。 2. 高速級大齒輪有軸向定位要求，需加裝套筒，低速級小齒輪軸承有擋油環(huán)，故1-2段=40mm ，=54mm，=37mm，由式h=（0.07-0.14）d ，取=48mm ，=54mm，由式h=（0.07-0.14）d，=60mm，做成齒輪軸，=80mm=80mm。 3.取小齒輪距箱體內壁的距離為=20mm，旋轉零件的軸向之間的距離=12.5mm，滾動軸承端面距箱體內壁=5mm則=12.5mm，=8mm。 4.軸上零件的周向定位 大齒輪與軸的周向定位采用普通A型平鍵連接，按=48 mm，=48mm 查 圖表（P表6-1）選用鍵=10mm8mm40mm 。滾動軸承與軸的周向定 位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6，各軸肩處圓角半徑為R1 6.求軸上的載荷 （1）.計算支撐力 在水平面上： 在垂直面上： 總支承反力： (4) .計算彎矩并作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩： (5) .計算轉矩 7.按彎扭合成應力校正軸的強度 校核軸上彎矩和扭矩最大的截面的強度，按脈動循環(huán)應力取a=0.6 已經選定州的材料為40cr，調質處理，由表15-1查的，因此 ，軸強度安全 九．低速軸的設計 1．求作用在軸上的力 已知=6.90kw ，=156.5r/min ，=421.05 =3118.89N ==1135.18N 軸上力的方向如下圖所示 2．初步確定軸的最小直徑 確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖表（P表15-3）取=112，于是得 112mm=37.09mm 。 又因為軸上有兩個鍵槽，所以=37.09（1+10%）=40.80 該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。 根據(jù)式（11），查圖表（P表14-1），取=2.3，則 2.3421.05=968.42 根據(jù)948.42，查標準GB5014-85（指導書表17-4）選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=42mm，其軸孔長度L=112mm，則軸的最小直徑=42mm 3．軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案 （2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=42mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=48mm，根據(jù)聯(lián)軸器配合尺寸大小和內壁到軸承孔外壁距離大小得. 2）初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6310，其尺寸為dDB=50mm110mm27mm 故50mm,軸7-8段大齒輪采用套筒定位，. 3）軸承采用套筒定位，查得軸承的最小安裝直徑為60mm，故,根據(jù)箱體內壁寬度l=179.5mm，得。 4） 根據(jù)軸頸查圖表（P表15-2，指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段55mm， 齒輪采用軸肩定位，則66mm ，由大齒輪齒寬得，根據(jù)軸向 零件距離要求取。 4.軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù) 查圖表（P表6-1）得 1-2段：bhL=12mm8mm70mm 6-7段：bhL=16mm10mm63mm 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6。 6.求軸上的載荷 （1）求支承反力 已知大齒輪的分度圓直徑為 在水平面上： 在垂直面上： (2)計算彎矩 7.按彎扭合成應力校正軸的強度 校核軸上彎矩和扭矩最大的截面的強度，按脈動循環(huán)應力取a=0.6 已經選定州的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查的，因此 ，軸強度安全 8.精確校核軸的強度 截面123只受扭矩的作用，雖然鍵槽及過度配合所引起的應力集中將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按照扭矩強度較為寬松設計的，所以無需校核。又因為鍵槽應力集中系數(shù)比過盈配合小，因而只需校核7左右截面即可。 抗彎截面系數(shù) W=0.1d=0.155=16627.5 抗扭截面系數(shù) W=0.2d=0.255=33275 彎矩M及彎曲應力 扭矩及扭轉切應力 =421050N.mm =12.65MPa 過盈配合處的，并取由表15-1與附表3-8查得， =275MPa，，=155MPa. =2.616 軸按磨削加工，由附圖3-4，得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 =+-1=2.616+1/0.92-1=2.70 =+-1=2.093+1/0.92-1=2.018 又由碳鋼的特性系數(shù)所以軸在7左側的安全系數(shù)為 故可知其安全 抗彎截面系數(shù) W=0.1d=0.150=12500mm 抗扭截面系數(shù) W=0.2d=0.250=25000mm 彎矩M及彎曲應力 扭矩及扭轉切應力 =776390N.mm =16.84MPa 軸的材料為45鋼，由表15-1得=640MPa，截面上由于軸肩形成的理論應力集 中系數(shù)按附表3-2查取。因經插值法后可查得， 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 q=0.81 q=0.85 故有效應力集中系數(shù)按附表3-4為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)為 過盈配合處的，由表15-1與附表3-8差得， =275MPa，=155MPa. =1.8