二級-帶式輸送機傳動裝置（5）,二級,輸送,傳動,裝置 機械設計課程設計 32 一、設計題目 帶式輸送機傳動裝置課程設計 1、 傳動裝置簡圖； 2．課程設計任務： 已知二級減速器，運輸機工作轉矩T/（N.m ）為620N. m，運輸帶工作速度0.9m/s,卷陽筒直徑:360mm.工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，使用期限為8年，中等批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸速度允許誤差±5％。 二、電動機的選擇 1、按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V,Y型。 2、計算功率 =Fv/1000===3.1 Kw 系統(tǒng)的傳動效率 機構 V帶傳動 齒輪傳動 滾動軸承（一對） 聯(lián)軸器 卷筒傳動 效率 0.90 0.98 0.98 0.99 0.96 符號 所以： ＝0.920.980.980.980.980.980.980.99＝0.82 其中齒輪為8級精度等級油潤滑 所以Pd=Pw/η＝3.8 kw 確定轉速 圏筒工作轉速＝==47.77轉 二級減速器的傳動比為7.150（調質） 所以電動機的轉速范圍 339.42390 通過比較，選擇型號為 Y132S-4其主要參數(shù)如下： 電動機額 定功率P 電動機滿 載轉速nm 電動機伸 出端直徑 電動機伸出 端安裝長度 5.5kw 1440(r.min-1) 38mm 80mm 三、傳動比的分配及轉動校核 總的轉動比:i= ==30.1 選擇帶輪傳動比i1=3，一級齒輪傳動比i2= 3.7,二級齒輪傳動比i3=2.9 7、由于電動帶式運輸機屬通用機械，故應以電動機的額定功率作為設計功率，用以計算傳動裝置中各軸的功率。 0軸（電動機）輸入功率：=5.5kw 1軸（高速軸）輸入功率：=5.50.92=5.06kw 2軸（中間軸）的輸入功率：=5.50.920.980.98×=4.86kw 3軸（低速軸）的輸入功率：=5.50.92=4.62kw 4軸（滾筒軸）的輸入功率: =5.50.920.99×0.96=4.484kw 8、各軸輸入轉矩的計算： 0軸（電動機）的輸入轉矩： ==36.47 Nmm 1軸（高速軸）的輸入轉矩： ==100.67 Nmm 2軸（中間軸）的輸入轉矩： ==357.66 Nmm 3軸（低速軸）的輸入轉矩： ==986.38 Nmm 4軸（滾筒軸）的輸入轉矩: ==957.35 Nmm 軸編號 名稱 轉速/(r/min) 轉矩/(N.mm) 功率/KW I 電動機轉軸 1440 3.647× 5.5 II 高速軸 480 1.0067× 5.06 III 中間軸 129.73 3.5766× 4.86 IV 低速軸 44.73 9.8638× 4.62 V 卷筒軸 44.73 9.5735× 4.484 四、三角帶的傳動設計 確定計算功功率 1． 由[課]表8-6 查得工作情況系數(shù)=1.2，故 =1.25.5 =6.6 kw 2.選取窄V帶類型 根據(jù) 由[課]圖8-9 確定選用SPZ型。 3．確定帶輪基準直徑 由[2]表8-3和表8-7取主動輪基準直徑 =80 mm 根據(jù)[2]式（8-15）， 從動輪基準直徑 。 =380=240 mm 根據(jù)[2]表8-7 取=250 mm 按[2]式（8-13）驗算帶的速度 ==6.29 m/s <25 m/s 帶的速度合適 4．確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 0.7（+）<<2（+） ，初步確定中心距 =500 mm 根據(jù)[2] 式（8-20）計算帶的基準長度 2+（+）+ =2500+（250+80）+ =1532.55mm 由[2]表8-2選帶的基準長度=1600 mm 按[2]式（8-12）計算實際中心距 +=400+=533.73 mm 5.演算主動輪上的包角 由[2]式（8-6）得 + =+ => 主動輪上的包角合適 6．計算窄V帶的根數(shù) 由 =1440 r/min =80 mm =3 查[課]表8-5c 和[課]表8-5d得 =1.60 kw =0.22kw 查[課]表8-8得 =0.95 =0.99 ，則 ==3.856 取 =4 根。 7．計算預緊力 查[課]表8-4得 =0.065 Kg/m, 故 =550.3N 8．計算作用在軸上的壓軸力 = =4346.38 N 9.帶輪結構設計略。 五、齒輪傳動的設計 ㈠高速級齒輪傳動的設計 選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為 240HBS,兩者材料硬度差為 40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為=14° 初選小齒輪齒數(shù)為2。那么大齒輪齒數(shù)為81。 3、由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。 設計公式：≥ 確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945. =0.765+0.945 =1.710 由表查得齒寬系數(shù)＝1.0。 查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8 再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限＝590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限：＝560MPa. 由計算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)： ＝60×480×1×（2×8×8×300） ＝2.76× ==4.38× 再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94, =1.05. 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1％。 =0.94×590=554.6Mpa =1.05×560=588Mpa =571.3MPa 4、計算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得： ≥53.87mm =199.32mm 計算小齒輪圓周速度：v＝=1.35m/s 計算齒寬b及模數(shù)m. b= 齒高:h==2.25×2.376=5.346mm =10.08 計算縱向重合度： ＝0.318×1×22×tan14° ＝1.744 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)=1 已知V＝1.35m/s7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)=1.05 由表查得：的計算公式： ＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×53.87 ＝1.42 再由表查的： =1.33, =1.2 公式： =1×1.2×1.05×1.42 =1.789 再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑： =55.91mm 計算模數(shù)：==2.466mm 5、再按齒根彎曲強度設計： 設計公式： 確定計算參數(shù)： 計算載荷系數(shù)： 　=1×1.05×1.2×1.33 =1.676 根據(jù)縱向重合度：＝1.744，從表查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當量齒數(shù)： =24.82 =86.87 由[課]表10－5查取齒形系數(shù)=2.63, =2.206 查取應力校正系數(shù)=1.588， =1.777 再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：＝500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限＝380MPa 再由表查得彎曲疲勞系數(shù)： =0.85, =0.9 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.35 ==314.8Mpa ==253.3MPa 計算大，小齒輪的，并加以比較： =0.01327 =0.0155 大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪 =0.0155 設計計算： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)=2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑=53.87mm來計算齒數(shù)： ==26.1 ?。?6 則=97 6、幾何尺寸計算： 計算中心距： 將中心距圓整為：127 mm 按圓整后中心距修正螺旋角： 因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。 計算大小齒輪分度圓直徑： =53.69mm =200.3mm 計算齒輪寬度： =1×53.69=53.69mm 取=54mm,=60mm 8、高速級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱 計算公式 結果/mm 法面模數(shù) mn 2 面壓力角 αn 20o 螺旋角 β 14.4o 分度圓直徑 d1 53.69 d2 200.3 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×2 57.69 da2=d2+2ha*mn=200.3+2×2 204.3 齒根圓直徑 df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×2 48.69 df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25 195.3 中心距 a=mn(Z1+Z2)/（2cosβ） 127 =2×(22+81)/（2cos14.4o） 齒寬 b2=b 54 b1=b2+(5～10)mm 60 3、齒輪的結構設計 小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結構。 大齒輪采用腹板式結構。 代號 結構尺寸計算公式 結果/mm 輪轂處直徑D1 D1=1.6d=1.6×45 72 輪轂軸向長L L=(1.2～1.5)d≥B 54 倒角尺寸n n=0.5mn 1 齒根圓處厚度σ0 σ0=(2.5～4) mn 8 腹板最大直徑D0 D0=df2－2σ0 216 板孔分布圓直徑D2 D2=0.5(D0+D1) 144 板孔直徑d1 d1=0.25(D0－D1) 35 腹板厚C C=0.3b2 18 （二）、低速齒輪機構設計 1、已知＝129.73r/min 2、選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為 240HBS,兩者材料硬度差為 40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為=14° 初選小齒輪齒數(shù)為28。那么大齒輪齒數(shù)為81。 3、由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。 設計公式：≥ 確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,==0.945 =0.789+0.945 =1.713 選齒寬系數(shù)＝1.0。 查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8 再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限＝590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限：＝560MPa. 由計算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)： ＝60×129.73×1×（2×8×8×300） ＝2.99× =1× 再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90, =0.95. 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1％。 =0.90×590=531Mpa =0.95×560=532Mpa =531.5MPa 4、計算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得： ≥87.86mm 計算小齒輪圓周速度：v＝=0.596m/s 計算齒寬b及模數(shù)m. b= mm 齒高:h==2.25×3.04=6.85mm =12.83 計算縱向重合度： ＝0.318×1×28×tan14° ＝2.22 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)=1 已知V＝0.596m/s，7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)=1.03 由表查得：的計算公式： ＝1.15＋0.18（1＋0.6）＋0.23×87.86 ＝1.428 再由[課]表10－3查的： =1.33, =1.2 公式： =1×1.03×1.428×1.2 =1.765 再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑： =90.78mm 計算模數(shù)：==3.146mm 5、再按齒根彎曲強度設計： 設計公式： 確定計算參數(shù)： 計算載荷系數(shù)： 　=1×1.03×1.2×1.33 =1.644 根據(jù)縱向重合度：＝2.22，從[課]圖10－28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當量齒數(shù)： =31.59 =91.38 再由[課]表10－5查取齒形系數(shù)=2.505, =2.20 查取應力校正系數(shù)=1.63， =1.781 計算大，小齒輪的，并加以比較： =0.00769 =0.00737 小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪 =0.00737 設計計算： mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)=2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑=90.78mm來計算齒數(shù)： ==44.04 ?。?4 得＝127 6、幾何尺寸計算： 計算中心距： 將中心距圓整為：177mm 按圓整后中心距修正螺旋角： 因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。 計算大小齒輪分度圓直徑： =90.56mm =263.44mm 計算齒輪寬度： =1×90.56=90.56mm 取=90mm,=95mm 7、低數(shù)級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱 計算公式 結果/mm 面 基數(shù) mn 2 面壓力角 αn 20o 螺旋角 β 13.7o 分度圓直徑 d3 90.56 d4 263.44 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×2 94.56 da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2 267.44 齒根圓直徑 df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×2 85.56 df2=d2－2hf*mn=263.44－2×1.25×2 258.44 中心距 a=mn(Z1+Z2)/2cosβ 177 齒寬 b2=b 90 b1=b2+(5～10)mm 95 六、軸的設計 （一）、高速軸的設計 1、軸的材料與齒輪1的材料相同為40Cr調質。 2、按切應力估算軸徑 由表15—3查得，取A0=106 軸伸出段直徑 d1≥A0(p1/n1)1/3=106×(5.06/480)1/3=23.2mm 取d1=32mm 3、軸的結構設計 1)、劃分軸段 軸伸段d1；過密封圓處軸段d2；軸頸d3,d7；軸承安裝定位軸段d4,d6;齒輪軸段。 2)、確定各軸段的直徑 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應盡可能從較小值增加，因此，取 d2=34mm，選擇滾動軸承30207，軸頸直徑d3=d7=35mm。 齒輪段尺寸。 分度圓直徑d=53.69 da=57.69 df=48.69 3)、定各軸段的軸向長度。 由中間軸的設計知 軸長L＝253.5+ 伸出端的長度由帶輪厚度確定＝（1.5－2）d,?。?4mm 選取軸向長度為20 ＝（2030） 其余長度根據(jù)中間軸各段長度確定 4、按許用彎曲應力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=57mm CD=170mm AB=227mm (2)、繪軸的受力圖。 ( 3)、計算軸上的作用力： Ft1=2T1/d1=2×100.67×103/54=3728.5N Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1=3728.5×tan20o/cos14.4=1401N Fα1=Ft1×tanβ1=3728.5×tan14.4o=957N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和ΣMBZ=0，得 RAZ=[Fr1×170+Fa1×d1/2]227 =(1401×70+957×27) 227 =1163N 同理：ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr1×57-Fa1×d3/2] 227 =(1401×57-975×27) 227 =238N 校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =238+1163-1401=0 計算無誤 同樣，由繞支點B的力矩和ΣMBy=0，得 RAY=3728.5×170/227=2792 由ΣMAy=0，得 RBY=3728.5×5/227=936N 校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=936+2792--3728=0 計算無誤 (5)、轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖。 C處彎矩：MCZ左= RAZ×57=66291Nmm MCZ右= RBZ×170=40460Nmm MCY=RAY×57=2792×57=159144Nmm (6)、合成彎矩 MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、轉矩及轉矩圖。 T2=100670Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58×100670=58389Nmm C處：M′C左=MC左=159144 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核軸徑。 C剖面：dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(174279/0.1×55)1/3 =31mm＜43mm 強度足夠。 (10)、軸的細部結構設計 由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)； 由表6—2查出鍵長：L=45； （二）、中間軸的設計 1、選擇軸的材料。 因中間軸是齒輪軸，應與齒輪3的材料一致，故材料為45鋼調質。 由表15—1查得： 硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa 抗拉強度極限：δβ=640MPa 屈服強度極限：δs=355MPa 彎曲疲勞極限：b-1=275MPa 剪切疲勞極限：τ-1=155MPa 許用彎曲應力：[b-1]=60MPa 2、軸的初步估算 根據(jù)表15—3，取A0=112 d≥=112=37.46mm 考慮該處軸徑應當大于高速級軸頸處直徑，取 D1=dmin=40mm 3、軸的結構設計 （1）、各軸段直徑的確定。 初選滾動軸承，代號為30208 .軸頸直徑d1=d5=dmin=40mm. 齒輪2處軸頭直徑d2=45mm 齒輪2定位軸角厚度。 hmin=(0.07～0.1)d，取hmin=5mm該處直徑d2=54mm 齒輪3的直徑：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm 由軸承表5—11查出軸承的安裝尺寸d4=49mm (2)、各軸段軸向長度的確定。 軸承寬度B=19.75mm ,兩齒輪端面間的距離△4=10mm 其余的如圖 4、按許用彎曲應力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm (2)、繪軸的受力圖。 ( 3)、計算軸上的作用力： 齒輪2：Ft2=2T2/d2=2×357.66×103/200.3=3571.2N Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2=3571.2×tan20o/cos14.4=1342N Fα2=Ft2×tanβ2=3571×tan14.4o=917N 齒輪3：Ft3=2T3/d3=2×357.66×103/90.56=7899N Fr3=Ft3×tann/cosβ3=7899×tan20o/cos13.7=2959N Fα3=Ft3×tanβ3=7899×tan13.7o=1926N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和ΣMBZ=0，得 RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2－Fr3×72]217 =(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959) 217 =833N 同理：ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2－Fr2×57] 217 =(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57) 217 =2450N 校核：ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ =833+2959-1342-2450=0 計算無誤 同樣，由繞支點B的力矩和ΣMBy=0，得 RAY=(3571×160+7899×72)/217=5449N 由ΣMAy=0，得 RBY=（3571×57+7899×145）/217=6021 校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft3－Ft2=5449+6021-3571-7899=0 計算無誤 (5)、轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖。 C處彎矩：MCZ左=RAZ×57=833×57=43316Nmm MCZ右=RAZ×57－Fa2d2/2 =833×57－917×100.15=-48522Nmm D處彎矩：MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2 =2450×72+1926×45.26=263609Nmm MDZ右=RBZ×72=176400 水平面彎矩圖。 MCY=RAY×57=5449×57=283348Nmm MDY=RBy×72=6021×72433512Nmm (6)、合成彎矩 處：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm D處： MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7)、轉矩及轉矩圖。 T2=533660Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58×533660=309523Nmm C處：M′C左=MC左=286640 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(2874732+3095232)1/2=422428Nmm D處： M′D左=[M2D左+(αT2)2]1/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm M′D右=M2D右=468027Nmm (9)、校核軸徑。 C剖面：dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(422428/0.1×55)1/3 =42.5mm＜45mm 強度足夠。 D剖面：dD= (M′D右/0.1[δ-1b])1/3=(588346/0.1×55)1/3 =46.7mm＜85.56mm(齒根圓直徑) 強度足夠。 (10)、軸的細部結構設計 由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)； 由表6—2查出鍵長：L=45； (11)中間軸的精確校核： 對照軸的晚矩圖和結構圖，從強度和應力集中分析Ⅰ，Ⅱ，G都是危險段面，但是由于Ⅰ，Ⅱ還受到扭矩作用，再由II斷面的彎矩要大于I處，所以現(xiàn)在就對II處進行校核。 軸的材料為45鋼，調質處理，由手冊查得： 。 由手冊查得： Ⅰ剖面的安全系數(shù)： 抗彎斷面系數(shù)： 抗扭斷面系數(shù)： 彎曲應力幅： 彎曲平均應力 扭轉切應力幅： 平均切應力： 鍵槽所引起的有效應力集中系數(shù) 再由手冊查得，表面狀態(tài)系數(shù)β=0.92，尺寸系數(shù) 剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進行計算： 剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進行計算， 由齒輪計算循環(huán)次數(shù)，所以取壽命系數(shù) 綜合安全系數(shù)： 所以具有足夠的強度。 （三）、低速軸的設計 1、軸的材料與齒輪4的材料相同為45鋼調質。 2、按切應力計算軸徑。 由表15—3查得，取A0=112 軸伸出段直徑 d1≥A0(p3/n3)1/3=112×(4.62/44.73)1/3=52.5mm 考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標準尺寸的選用，取d1=50mm,則軸孔長度L1=84mm 3、軸的結構設計 1)、劃分軸段d1;過密封圓處軸段d2;軸頸d3,d8;軸承安裝定位軸段d4；軸身d5,d7；軸頭d6。 2)、確定各軸段直徑。 取d2=52mm 選擇滾動軸承30211，軸頸直徑d3=d8=55mm.，軸承寬22.75 4、按許用彎曲應力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=67mm CB=141mm AB=208mm (2)、繪軸的受力圖。 ( 3)、計算軸上的作用力： Ft4=2T4/d4=2×986380/263.44=7488N Fr4=Ft4×tanαn/cosβ4=7488.5×tan20o/cos13.7=2805N Fα4=Ft4×tanβ4=7488×tan13.7o=684N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和ΣMBZ=0，得 RAZ=[Fr4×141+Fa4×d4/2]208 =2335N 同理：ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr4×67-Fa4×d4/2] 208 =470N 校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =4708+2335-2805=0 計算無誤 同樣，由繞支點B的力矩和ΣMBy=0，得 RAY=7488×141/2208=5076 由ΣMAy=0，得 RBY=7488×67/208=2412N 校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=2412+5076--7488=0 計算無誤 (5)、轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖。 C處彎矩：MCZ左= RAZ×67=156445Nmm MCZ右= RBZ×141=340374Nmm MCY=RAY×67=340092Nmm (6)、合成彎矩 MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、轉矩及轉矩圖。 T2=986380Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58×986380=572100Nmm C處：M′C左=MC左=374614 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm (9)、校核軸徑。 C剖面：dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(684826/0.1×55)1/3 =50mm＜62mm 強度足夠。 (10)、軸的細部結構設計 由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=18×11 由表6—2查出鍵長：L=70； 七、滾動軸承的校核計算 （一）中間滾動軸承的校核計算 選用的軸承型號為30208由表9－16查得Cr=59.8 kN,=42.8kN e=0.37 1、作用在軸承上的負荷。 1)、徑向負荷 A處軸承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N B處軸承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N 2)、軸向負荷 3)、軸承受力簡圖。 外部軸向力FA=Fa3－Fa2=1926—917=1009N 從最不利受力情況考慮FA指向B處軸承，如上圖所示。 軸承內作軸向力SⅠ=еFrⅠ=0.37×5512=2039N SⅡ=0.4×FrⅡ=0.37×6500=2405N 因FA+SⅠ=1009+2039=3048＞2405=SⅡ 軸承Ⅱ被壓緊，為緊端，故 FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ=FA+SⅠ=3048N 2、計算當量功負荷。 Ⅰ軸承，F(xiàn)aⅠ/Cor=2039/42800=0.04764 查[課]表13-5，е=0.42 FaⅠ/FrⅠ=2039/5512=0.37＜е,X1=1 Y1=0 動載荷系數(shù)fp=1.1 當量動載荷prⅠ=fp(X1FrⅠ+Y1FaⅠ)=1.1×5512=6063N Ⅱ軸承：FaⅡ/Cor=3048/42800=0.071 е=0.44 FaⅡ/FrⅡ=3048/6500=0.47＞е=0.44，X2=0.44，Y2=1.26 當量功載荷 PrⅡ=fa(X2FrⅡ+Y2FaⅡ)=1.1×(0.44×6500+1.26×3048) =7371N 3、驗算軸承壽命 因PrⅠ＜PrⅡ,故只需驗算Ⅱ軸承。 軸承預期壽命與整機壽命相同，為：8×300×16=38400h 軸承實際壽命 Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)ε=16670/129.73(59800/7371)3 =128554h＞38400 具有足夠使用壽命。 4、軸承靜負荷計算 經(jīng)計算，滿足要求；計算過程略。 經(jīng)校核，高、低軸的軸承均滿足要求 八、平鍵聯(lián)接的選用和計算 1、中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運用及計算。 由前面軸的設計已知本處軸徑為：d2=45 由表6—1選擇鍵14×9×50 鍵的接觸長度 L=d2－b=50－14=36,接觸度h′=h/2=9/2=4.5mm 由《機械設計》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應力[δp]=120MPa δp=2T2/d2lh′=(2×357.66×103)/(45×36×4.5)=98MPa＜[δP] 鍵聯(lián)接強度足夠 2、低速軸與齒輪4的鍵聯(lián)接選用及計算。 由前面軸的設計已知本處軸徑為：d4=62 由表6—1選擇鍵18×11×70 鍵的接觸長度 L=d2－b=70－18=52,接觸度h′=h/2=11/2=5.5mm 由《機械設計》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應力[δp]=120MPa δp=2T2/d2lh′=(2×986.38×103)/(62×52×5.5)=111MPa＜[δP] 鍵聯(lián)接強度足夠 九．聯(lián)軸器的選擇計算 由于低速級的轉矩較大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL5 計算轉矩：＝K=1.5986380=1479.6Nm 轉速 n=44.73 d=50 所以由表可知：強度和轉速均滿足要求 十、箱體及其附件的設計選擇 1、零部件 名稱 符號 件速器的尺寸關系 箱座壁厚 δ 18 箱蓋壁厚 δ1 8 箱蓋凸緣厚度 b1 30 箱座凸緣厚度 b 13 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)量 n 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 M6 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 M14 聯(lián)接螺栓d2的間距 L 125~200 軸承端蓋螺釘直徑 d3 M8 檢查孔蓋螺釘直徑 d4 M8 定位銷直徑 d 8 3、油標尺的尺寸設計 如圖 由表7—21，選取為M12d 的。 D=20 b=6 h=28 d2=12 a=10 D1=16 d1=4 參考文獻： 1、沒有注明的為《機械設計課程設計》書。 2、《機械設計》教材。 3、《機械原理》教材。 總效率 η=0.82 Y132S—4電動機 P=5.5KW N=1440(r.min-1) 主動輪基準直徑 =80 mm 從動輪基準直徑 ＝250 mm 實際中心距533.73mm 包角 ＝ V帶的根數(shù) ＝4 ＝53.87mm =199.32mm 模數(shù) M＝2.376 齒寬 B＝53.87 齒數(shù) ＝26 ＝97 中心距 a=127 mm 螺旋角 = 分度圓直徑 =53.69mm =200.3mm 齒寬 b=53.69mm =60mm =54mm, =87.86mm b=87.86mm m=3.04 h=6.85 ＝44 =127 中心距 a=177.3mm 螺旋角 = 分度圓直徑 =90.56mm =263.44 mm =90mm, =95mm 40Cr調質 軸承選 30207 45鋼調質 選滾動軸承 30208 45鋼調質 選擇滾動軸承 30211