资源描述
QINGDAO UNIVERSITY机械设计课程设计计算说明书题 目：带式输送机传动系统设计学 院：机电工程学院班 级：姓 名：学 号：指导教师：2012年11月26日至2012年12月14日目录一、课程设计任务书1（一）设计目的1（二）设计题目1（三）设计内容2二、设计要求2三、设计步骤2（一）传动装置总体设计方案3（二）电动机的选择3（三）计算传动装置的总传动比、并分配传动比4（四）计算传动装置的运动和动力参数4（五）V带传动设计计算5（六）各级齿轮传动设计计算71、减速器高速级齿轮的设计72、减速器低速级齿轮的设计113、四个齿轮的参数列表154、验证两个大齿轮润滑的合理性15（七）轴的结构设计和校核及轴承和键的校核161、初步确定轴的最小直径162、中间轴的结构设计和校核及中间轴轴承和键的校核163、输出轴的结构设计和校核及输出轴轴承和键的校核284、输入轴的结构设计和校核及输入轴轴承和键的校核34（八）箱体结构的设计38（九）润滑方式、润滑油牌号的选择及密封39（十）减速器附件的选择40四、设计总结41五、参考文献42六、致谢42设计内容计算及说明结果一、课程设计任务书（一）设计目的（二）设计题目：带式输送机传动系统设计（三）设计内容二、设计要求三、设计步骤（一）传动装置总体设计方案1、本组设计数据：第4组数据2、传动装置简图（二）电动机的选择1、选择电动机的类型2、确定电动机功率3、确定电动机的转速（三）计算传动装置的总传动比 并分配传动比1、传动装置的总传动比2、分配传动装置的传动比（四）计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速2、各轴输入功率3、各轴转矩（五）V带的设计计算1、确定计算功率2、选择V带的带型3、确定带轮基准直径d，并验算带速v4、确定v带中心距a和基准长度5、验算小带轮包角6、计算单根v带的额定功率7、计算带的概数z8、计算单根V带的初拉力的最小值9、计算作用在轴上的压轴力（六）各级齿轮传动设计计算1、减速器高速级齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（2）按齿面接触强度设计1）确定公式内的各计算数值2）设计计算（3）按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数2）设计计算（4）几何尺寸计算1）计算中心距2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿宽5）结构设计2、减速器低速级齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（2）按齿面接触强度设计1）确定公式内的各计算数值2）设计计算（3）按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数2）设计计算（4）几何尺寸计算1）计算中心距2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿宽5）结构设计3、四个齿轮的参数列表4、验证两个大齿轮润滑的合理性（七）轴的结构设计和校核及轴承和键的校核1、初步确定轴的最小直径2、中间轴的结构设计和校核及中间轴轴承和键的校核（1）中间轴上的功率，转速，转矩（2）求作用在齿轮上的力（3）轴的结构设计2）拟定轴上零件的装配方案3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度4）轴上零件的周向定位5）确定轴上圆角和倒角尺寸（4）求轴上的载荷（5）计算支承反力（6）画弯矩图(7)画转矩图。(8) 按弯扭合成应力校核轴的强度(9) 精确校核该轴的疲劳强度1）判断危险截面2）V面的精确校核3）IV面的精确校核(10) 校核轴承寿命1) 计算轴承的轴向力2) 计算当量动载荷3) 校核轴承寿命（11）轴上键校核3、输出轴的结构设计和校核及输出轴轴承和键的校核（1）输出轴上的功率，转速，转矩（2）求作用在齿轮上的力（3）轴的结构设计1）前面算得轴的最小直径2）选联轴器3）拟定轴上零件的装配方案4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度5）轴上零件的周向定位6）确定轴上圆角和倒角尺寸（4）求轴上的载荷（5）计算支承反力（6）画弯矩图(7)画转矩图(8) 按弯扭合成应力校核轴的强度(9) 校核轴承寿命1) 计算轴承的轴向力（10）轴上键校核4、输入轴的结构设计和校核及输入轴轴承和键的校核（1）输入轴上的功率，转速，转矩（2）求作用在齿轮上的力（3）轴的结构设计1）由前面算得轴的最小直径2）拟定轴上零件的装配方案3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度4）轴上零件的周向定位5）确定轴上圆角和倒角尺寸（4）求轴上的载荷（5）计算支承反力（6）画弯矩图(7)画转矩图(8) 按弯扭合成应力校核轴的强度(9) 校核轴承寿命1) 计算轴承的轴向力2) 计算当量动载荷3) 校核轴承寿命（10）轴上键校核（八）箱体结构的设计（九）润滑方式、润滑油牌号的选择及密封（十）减速器附件的选择1、选择检查孔及检查孔盖2、选择通气器3、选择放油孔及放油螺塞4、选择油面指示器5、选择吊耳和吊钩6、选择定位销7、选择起盖螺钉四、设计总结一、课程设计任务书（一）设计目的1、提高零部件的设计计算能力；2、熟悉查阅资料和设计手册；3、综合运用前期课程的理论，进行一次理论联系实际的全面锻炼。（二）设计题目：带式输送机传动系统设计带式输送机传动系统简图如图1所示。1电动机 2V带传动 3减速器4联轴器5鼓轮 6输送带 7滑动轴承图1 传动方案示意图原始设计参数如表1所示。表1项 目设 计 方 案12345输送带曳引力F(N)35004200440054005500输送带速度V(m/s)0.580.550.480.410.40鼓轮直径D1=D2(mm)450400350320380每天工作时数（h）1616161616传动系统工作年限（y）1010101010项 目设 计 方 案678910输送带曳引力F(N)37004000460048005000输送带速度V(m/s)0.570.560.460.450.44鼓轮直径D1=D2(mm)430420340335330每天工作时数（h）1616161616传动系统工作年限（y）1010101010项 目设 计 方 案1112131415输送带曳引力F(N)52005700590033003000输送带速度V(m/s)0.430.370.360.600.62鼓轮直径D1=D2(mm)325310300470480每天工作时数（h）1616161616传动系统工作年限（y）1010101010注：传动不逆转，载荷平稳。输送带速度允差5%。（三）设计内容1、基础计算部分（1）电动机选择根据电动机计算功率确定其型号、额定功率及满载转速。（2）分配传动系统的传动比。（3）运动参数计算确定减速器各轴所传递的功率、转矩及转速。2、V带传动设计计算。3、各级齿轮传动设计计算。4、轴的结构设计及校核计算（按弯扭合成应力校核各轴的强度，并对中间轴进行疲劳强度精确校核）。5、滚动轴承的校核计算（预期额定寿命2年左右）。6、联轴器的选择。7、润滑方法及润滑油的选择。二、设计要求（一） 绘制减速器装配总图一张（M1:1 ，0号图纸或M1:2 ，1号图纸）。（二）绘制中间轴大齿轮及输出轴零件工作图各一张（3号图纸）。（三）编写设计计算说明书一份，按课程设计指导书要求的格式书写，并要求书写清晰工整。三、设计步骤（一）传动装置总体设计方案1、本组设计数据：第4组数据输送带曳引力F(N)：5400输送带速度V/(m/s)：0.41鼓轮直径D1=D2(mm)：320每天工作时数（h）：16传动系统工作年限（y）：10（设每年工作300天）2、传动装置简图如下：1电动机 2V带传动 3减速器4联轴器5鼓轮 6输送带 7滑动轴承（二）电动机的选择1、选择电动机的类型按已知工作要求和工作条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷三相笼型异步电动机。2、确定电动机功率查机械设计课程设计P18表2-4选取 ：V带传动效率0.96；：联轴器传动效率 0.993（弹性联轴器）；：滚动轴承效率 0.995（球轴承）；：齿轮传动效率 0.98（7级精度一般齿轮传动）。工作装置所需功率：电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率：电机所需的工作功率：因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可。查机械设计课程设计P327表8-184选取电动机额定功率3、确定电动机的转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：查机械设计课程设计P11表2-1,V带传动的传动比范围为，由P13表2-3，两级展开式圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为查机械设计课程设计P327表8-184，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机，满载转速1430r/min的Y100L2-4型电动机，质量35kg, 其主要性能如下表：电动机型号额定功率kw满载转速(r/min)Y100L2-4314302.22.2查机械设计课程设计P329表8-186，电动机采用基本安装型B3，查机械设计课程设计P331续表8-187可知，其中心高为1000-0.5 ,外形尺寸为:AA=40，AB=205，AC=205，AD=180，BB=180，HA=15，HB=145,HD=245，L=380；安装尺寸为:A=160，B=140，C=63，D=28j6，E=60，FGD=87，G=24。（三）计算传动装置的总传动比 并分配传动比1、传动装置的总传动比2、分配传动装置的传动比由，式中,，分别为带传动，高速级齿轮和低速级齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，而，取,则:，。（四）计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为：2、各轴输入功率按电动机所需的工作功率计算各轴输入功率：3、各轴转矩电动机输出的转矩为：将以上计算得到的运动和动力参数列表如下： 轴名参数电机轴I轴II轴III轴工作轴转速（r/min）1430476.6794.723324.470824.4708功率（kw）2.4852.38562.32622.26832.241转矩（Nm）16.595647.7951234.5274885.2291874.575传动比i35.03223.87091效率0.960.97510.9751 0.988（五）V带的设计计算1、确定计算功率由机械设计P156表8-7，查的工作情况系数。计算功率2、选择V带的带型由 ，,查机械设计P157图8-11，选用A型带。3、确定带轮基准直径d，并验算带速v(1）初选小带轮的基准直径由机械设计P155表8-6，A型带轮 ，由机械设计P157表8-8取小带轮基准直径 。(2）验算带速V,故带速合适。(3）计算大带轮的基准直径 ，由机械设计P157表8-8，圆整为,传动比误差为,符合条件。4、确定v带中心距a和基准长度(1）由于,所以初步，(2）带所需基准长度为查机械设计P146表8-2选取基准长度，带长修正系数。(3）计算实际中心距中心距变化范围为：。5、验算小带轮包角，包角合适。6、计算单根v带的额定功率由，,查机械设计P152表8-4a得。由，和A型带，查机械设计P153表8-4b得查机械设计P155表8-5得，又有，则=（P0+P0）=（1.0640+0.1684）0.951 1.01=1.1837kw7、计算带的概数z由机械设计P158公式8-26得故选Z=3根带。8、计算单根V带的初拉力的最小值查机械设计P149表8-3可得,故单根普通带张紧后的初拉力为应使带的实际初拉力9、计算作用在轴上的压轴力利用机械设计P159公式8-28可得:压轴力的最小值为677.9896N（六）各级齿轮传动设计计算1、减速器高速级齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图1所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由机械设计P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数取。5）选取螺旋角。初选螺旋角（2）按齿面接触强度设计由机械设计P218公式10-21试算，即1）确定公式内的各计算数值选载荷系数。由机械设计P217图10-30，取区域系数。由机械设计P215图10-26，查得,，则。小齿轮传递的转矩。由机械设计P205表10-7取齿宽系数。由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数。由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由机械设计P206式10-13计算应力循环次数由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由机械设计P205式10-12得：2）设计计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计P193表10-2得载荷系数。根据，7级精度，由机械设计 P194图10-8查得动载荷系数。由机械设计P196表10-4查得：，由机械设计P198图10-13查得。由机械设计P195表10-3查得。故载荷系数。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计P204式(10-10a)得计算模数（3）按齿根弯曲强度设计由机械设计P216式（10-17）1）确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从机械设计P217图10-28查得螺旋角影响系数。计算当量齿数查取齿形系数由机械设计P200表10-5查得查取应力校正系数由机械设计P200表 10-5查得由机械设计P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计P205式10-12得：计算小、大齿轮的加以比较大齿轮的数值较大。2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由：取，则,取（4）几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为163mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿宽圆整后取；。5）结构设计小齿轮齿顶圆直径16Omm且满足齿根圆到键槽底部的距离e16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计。大小齿轮齿根圆直径为大小齿轮齿顶圆直径为绘制大齿轮零件图如下。2、减速器低速级齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图1所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故仍选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由机械设计P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数取。5）选取螺旋角。初选螺旋角（2）按齿面接触强度设计由机械设计P218公式10-21试算，即1）确定公式内的各计算数值选载荷系数。由机械设计P217图10-30，取区域系数。由机械设计P215图10-26，查得,，则。小齿轮传递的转矩。由机械设计P205表10-7取齿宽系数。由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数。由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由机械设计P206式10-13计算应力循环次数由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由机械设计P205式10-12得：2）设计计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计P193表10-2得载荷系数。根据，7级精度，由机械设计 P194图10-8查得动载荷系数。由机械设计P196表10-4查得：，由机械设计P198图10-13查得。由机械设计P195表10-3查得。故载荷系数。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计P204式(10-10a)得计算模数（3）按齿根弯曲强度设计由机械设计P216式（10-17）1）确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从机械设计 P217图10-28查得螺旋角影响系数。计算当量齿数查取齿形系数由机械设计P200表10-5查得查取应力校正系数由机械设计P200表 10-5查得由机械设计P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计P205式10-12得：计算小、大齿轮的加以比较大齿轮的数值较大。2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由：取，则,取（4）几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为187mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿宽：圆整后取；。5）结构设计因大齿轮齿顶圆直径16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计。因此，大小齿轮齿根圆直径为大小齿轮齿顶圆直径为3、四个齿轮的参数列表如下表 齿轮参数高速级小齿轮高速级大齿轮低速级小齿轮低速级大齿轮旋向右左左右齿宽B轮毂L材质40Cr45钢40Cr45钢热处理调质调质调质调质结构形式实体式腹板式实体式腹板式硬度280HBS240HBS280HBS240HBS表1齿轮参数高速级小齿轮高速级大齿轮低速级小齿轮低速级大齿轮模数1.51.522齿数Z3517637144压力角螺旋角分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径表24、验证两个大齿轮润滑的合理性两个大齿轮直径分别为：，浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于10mm，小于三个全齿高。斜齿轮4的全齿高：即三个全齿高。由图，验证可以知道，两个齿轮可以同时满足浸油条件。（七）轴的结构设计和校核及轴承和键的校核1、初步确定轴的最小直径按机械设计P370式（152）初步计算轴的最小直径，选取I轴的材料为40Cr,选取II、III轴的材料为45钢,调质处理。根据资料1表15-3，取，于是得三根轴的最小直径确定:考虑到键对轴强度的削弱、轴承寿命的要求及联轴器对轴径的要求，将直径增大5%，则2、中间轴的结构设计和校核及中间轴轴承和键的校核（1）中间轴上的功率，转速，转矩,由前面算得：（2）求作用在齿轮上的力已知第（II）轴上高速级大齿轮分度圆直径式中：齿轮所受的圆周力，齿轮所受的径向力，齿轮所受的轴向力；已知第（II）轴上低速级小齿轮分度圆直径式中：齿轮所受的圆周力，齿轮所受的径向力，齿轮所受的轴向力；（3）轴的结构设计1）由前面算得轴的最小直径为即为安装轴承处轴的最小直径。2）拟定轴上零件的装配方案（见下图）3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7007AC，其尺寸为，故；取安装大齿轮处的轴端的直径；大齿轮的左端与左轴承之间采用封油环定位。已知大齿轮轮毂的跨度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。取安装小齿轮处的轴端的直径；大齿轮的右端与右轴承之间采用封油环定位。已知大齿轮轮毂的跨度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。取大齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。故各段轴直径的确定如表位置直径（mm）长度（mm）3538.540514812408135364）轴上零件的周向定位大齿轮的周向定位采用平键连接。按由机械设计P106表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，小齿轮与轴的连接，选用平键为，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计P365表15-2，取轴端圆角。各轴肩处的圆角半径见图。（4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，由机械设计课程设计P300表8-159，对于7007AC型角接触球轴承，。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距（5）计算支承反力在水平面上在垂直平面上轴承3的总支承反力：轴承4的总支承反力：（6）画弯矩图在水平面上，a-a剖面右侧：a-a剖面左侧：b-b剖面右侧：b-b剖面左侧：在垂直平面上，弯矩为合成弯矩，a-a剖面右侧：合成弯矩，a-a剖面左侧：合成弯矩，b-b剖面右侧：合成弯矩，b-b剖面左侧：(7)画转矩图。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。中间轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面a是轴的危险截面。现将计算处的截面a处的、及的值列于下表。载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩(8) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由合成弯矩图和转矩图知，a处右侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故a截面为危险截面。由机械设计P373式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前面已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P362表15-1查得，因此，故安全。(9) 精确校核该轴的疲劳强度1）判断危险截面从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III处轴径也比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以需要校核II左右截面。IV截面受较大的弯矩和扭矩，故也需校核IV截面。2）V面的精确校核截面V左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P362表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由机械设计P40附表3-2查取。因，经插值可查得，又由机械设计P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数由机械设计P42式（附3-4）为由机械设计P42附图3-2尺寸系数，又由机械设计P43附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计P44附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及，按机械设计P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为由机械设计3-1及3-2得碳的特性系数，取，取 于是，计算安全系数 值，按机械设计P374式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。截面V右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P362表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由机械设计P40附表3-2查取。因，经插值可查得，又由机械设计P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数由机械设计P42式（附3-4）为由机械设计P42附图3-2尺寸系数，又由机械设计P43附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计P44附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及，按机械设计P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为由机械设计3-1及3-2得碳的特性系数，取，取 于是，计算安全系数 值，按机械设计P374式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面V右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。3）IV面的精确校核截面IV左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P362表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由机械设计P40附表3-2查取。因，经插值可查得，又由机械设计P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数由机械设计P42式（附3-4）为由机械设计P42附图3-2尺寸系数，又由机械设计P43附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计P44附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，及，按机械设计P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为由机械设计3-1及3-2得碳的特性系数，取，取 于是，计算安全系数 值，按机械设计P374式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。截面IV右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P362表15-1查得， 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由机械设计P40附表3-2查取。因，经插值可查得，又由机械设计P41附图3-1可得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数由机械设计P42式（附3-4）为由机械设计P42附图3-2尺寸系数，又由机械设计P43附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计P44附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，及，按机械设计P42式（3-2）及式（3-12a）得综合系数为由机械设计3-1及3-2得碳的特性系数，取，取 于是，计算安全系数 值，按机械设计P374式（15-6）（15-8）则得 故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。(10) 校核轴承寿命由机械设计课程设计P298表8-158查得7007AC轴承的1) 计算轴承的轴向力轴承3的总支承反力：轴承4的总支承反力：轴承3、4内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承3。2) 计算当量动载荷由且工作平稳，取，由机械设计P320式13-8a3) 校核轴承寿命轴承在以下工作，由机械设计P320表13-4查得轴承3的寿命为已知滚动轴承预期额定寿命2年，则预期寿命为，故轴承寿命充裕。（11）轴上键校核计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取需满足大齿轮的平键截面，长为，小齿轮的平键为，长为。故键强度满足要求。3、输出轴的结构设计和校核及输出轴轴承和键的校核（1）输出轴上的功率，转速，转矩，由前面算得：（2）求作用在齿轮上的力已知第（III）轴上低速级大齿轮分度圆直径式中：齿轮所受的圆周力，齿轮所受的径向力，齿轮所受的轴向力；（3）轴的结构设计1）由前面算得轴的最小直径为输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。2）选联轴器联轴器的计算转矩,查机械设计 P351表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取,则，查机械设计课程设计，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3）拟定轴上零件的装配方案（见下图）4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7013AC，其尺寸为，故。取左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7013AC型轴承的定位轴肩高度，因此取。取安装齿轮处的轴端的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用封油环定位。已知齿轮轮毂的跨度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。取大齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，高速级大齿轮轮毂长度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。故各段轴直径的确定如表位置直径（mm）长度（mm）5582625065367760821270766542.55）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计P106表6-1查得大齿轮平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。6）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计P365表15-2，取轴端圆角。各轴肩处的圆角半径见图。（4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，由机械设计课程设计P300表8-159，对于7013AC型角接触球轴承，。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距（5）计算支承反力在水平面上在垂直平面上轴承1的总支承反力：轴承2的总支承反力：（6）画弯矩图在水平面上，a-a剖面右侧：a-a剖面左侧：在垂直平面上，弯矩为合成弯矩，a-a剖面右侧：合成弯矩，a-a剖面左侧： (7)画转矩图根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面a是轴的危险截面。现将计算处的截面a处的、及的值列于下表。载荷水平面垂直面支反力弯矩M总弯矩扭矩(8) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由合成弯矩图和转矩图知，a处右侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故a截面为危险截面。由机械设计P373式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前面已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P362表15-1查得，因此，故安全。绘制输出轴的零件图如下 (9) 校核轴承寿命由机械设计课程设计P298表8-158查得7007AC轴承的1) 计算轴承的轴向力轴承1的总支承反力：轴承2的总支承反力：轴承1、2内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承1。2) 计算当量动载荷由,且工作平稳，取，由机械设计P320式13-9a3) 校核轴承寿命轴承在以下工作，由机械设计P320表13-4查得轴承1的寿命为已知滚动轴承预期额定寿命2年，则预期寿命为，故轴承寿命充裕。（10）轴上键校核计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足大齿轮的平键截面，长为，同样，半联轴器的平键为，长为。故键强度满足要求。4、输入轴的结构设计和校核及输入轴轴承和键的校核（1）输入轴上的功率，转速，转矩，由前面算得：（2）求作用在齿轮上的力已知第（I）轴上高速级小齿轮分度圆直径式中：齿轮所受的圆周力，齿轮所受的径向力，齿轮所受的轴向力；（3）轴的结构设计1）由前面算得轴的最小直径为输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径。2）拟定轴上零件的装配方案（见下图）3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足带轮的尺寸
展开阅读全文