二級圓錐圓柱齒輪減速器_2

1、一、設計一、設計題目：設計圓錐一圓柱齒輪減速器設計卷揚機傳動裝置中的兩級圓錐 -圓柱齒輪減速器。該傳送設備的傳動系統(tǒng)由電動機減速器一運輸帶組成。輕微震動，單向運轉，在室內常溫下長期連續(xù)工作。(圖1)1電動機；2聯軸器；3減速器；4一卷筒；5傳送帶 、原始數據：運輸帶拉力f(kn)運輸帶速度v(m/s)卷筒徑d (mm使用年限 (年)40000.8528010三、設計內容和要求：1 .編寫設計計算說明書一份，其內容通常包括下列幾個方面：(1)傳動系統(tǒng)方案的分析和擬定以及減速器類型的選擇；(2)電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數的計算；(3)傳動零件的設計計算(如除了傳動，蝸桿傳動，帶傳動等)；

2、(4)軸的設計計算；(5)軸承及其組合部件設計；(6)鍵聯接和聯軸器的選擇及校核；(7)減速器箱體，潤滑及附件的設計；(8)裝配圖和零件圖的設計；(9)校核；(10)軸承壽命校核；(11)設計小結；(12)參考文獻；(13)致謝。2 .要求每個學生完成以下工作：(1)減速器裝配圖一張(0號或一號圖紙)(2)零件工作圖二張(輸出軸及該軸上的大齒輪)，圖號自定，比例1 ： 1。(3)設計計算說明書一份。二、傳動方案的擬定運動簡圖如下：（圖2）由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為型砂運輸設備。減速器為兩級展開式圓錐一圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。聯軸器2選用凸緣聯

3、軸器，8選用齒形聯軸器。三、電動機的選擇電動機的選擇見表1計算項目計算及說明計算結果1.選擇電動 機的類型根據用途選用y系列三相異步電動機運輸帶功率為pw=fv/1000=4000*0.85/1000 kw=3.4kwpw=3.4kw查表2-1 ,取一對軸承效率 刈軸7=0.99 ,錐齒輪傳動效率”錐齒輪=0.96 ,斜齒圓柱齒輪傳動效率n齒輪=0.97 ,聯軸器效率 n聯2.選擇電動=0.99 ,得電動機到工作機間的總效率為機功率“總=4軸承錐齒輪齒輪2耳=0.99 4*0.96*0.97*0.992=0.88n 總=0.88電動機所需工作效率為p0= pw/ 刈總=3.4/0.88 kw=

4、3.86kwp0=3.86kw根據表8-2選取電動機的額定工作功率為ped=4kwped=4kw3.確定電動 機轉速輸送帶帶輪的工作轉速為nw=(1000*60v)/兀 d=1000*60*0.85/兀*280r/min=58.01r/min由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐=23,圓柱齒輪傳動傳 動比i齒=36,則總傳動比范圍為i總=i錐i齒=23*(36)=618nw=58.01r/min電動機的轉速范圍為n0=nwi 總 w 58.01*(6 18)r/min=348.06 1044.18r/min由表8-2知，符合這t求的電動機同步轉速有750r/min、1000r/min考慮到100

5、0r/min接近上限，所以本仞選用 750r/min 的電動機，其滿載轉速為720r/min,其型號為y160m1-8nm=720r/min四、傳動比的計算及分配傳動比的計算及分配見表2計算項目計算及說明計算結果1.總傳動比i=n m/nw=720/58.01=12.41i=12.412.分配傳動 比高速級傳動比為i i=0.25i=0.25*12.41=3.10為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡量小于3,取i i=2.95低速級傳動比為i2=i/i 1=12.41/2.95=4.21i 1=2.95i 2=4.21五、傳動裝置運動、動力參數的計算傳動裝置運動、動力參數的計算見表3計算項目計

6、算及說明計算結果1.各軸轉速nc=720r/minm=n0=720r/minn2=ni 1=720/2.95r/min=244.07r/minn3=n2/i 2=244.07/4.21r/min=57.97r/minnw=n3=57.97r/minm=n0=720r/minn2=244.07r/minnw=n3=57.97r/min2.各軸功 率p1=p0n 聯=3.86*0.99kw=3.82kwb=p產 1-2=p1” 軸承”錐齒=3.82*0.99*0.96kw=3.63kw p3=p2 2-3=p2” 軸承“直齒=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw pv=psn 3-w=p

7、3 rl 軸承”耳=3.49*0.99*0.99kw=3.42kwp1=3.82kwp2=3.63kwp3=3.49kwr=3.42kw3.各軸轉t0=9550p0/n 0=9550*3.86/720n mm=51.20n- mt0=51.20n - m矩ti=9550pi/n i=9550*3.82/720n mm=50.67n- mti=50.67n - mt2=9550p2/n 2=9550*3.63/244.07n mm=142.04n- mt2=142.04n - mt3=9550p3/n 3=9550*3.49/57.97n mm=574.94n mt3=574.94n - mtw

8、=9550pjn 產9550*3.42/57.97n- mm=563.41n mtw=563.41n - m六、傳動件的設計計算一、高速級錐齒輪傳動的設計計算錐齒輪傳動的設計計算見表 4計算項目計算及說明計算結果1.選擇材 料、熱處理 方式和公差 等級考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度hbw=217 255 , hbw=162 217.平 均硬度 hbw=236 , hbw=190.hbwahbw=46.在 3050hb此間。選用 8 級精度。45鋼小齒輪調質處理 大齒輪正火處理8級精度2.初步計算 傳動的主要 尺寸因為

9、是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為34kt1（zezh/bi）2d12、m.854rn（1-0.5a）21）小齒輪傳遞轉矩為 ti=50670n m m2）因v值未知，kv值不能確定，可初步選載荷系數kt=1.33）由表8-19 ,查得彈性系數 ze=189.8 jmpa4）直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數 zh=2.55）齒數比 n=i 1=2.956）取齒寬系數%=0.37）許用接觸應力可用卜式公式卜 h =znah lim / sh由圖8-4e、 a查得接觸疲勞極限應力為口hlim1=580pa尸hlim2 =390 pa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數分別為 _

10、 _ _9n=60n1alh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*10n=n/i 1=1.728*10 9/2.95=5.858*10 8由圖8-5查得壽命系數zni=1, zn2=1.05;由表8-20取安全系數sh=1,則有3.確定傳動 尺寸t hi =zni;himi/sh =1*580/1 =580mpa卜 h2 =zn2-hlim2/sh =1.05*390/1 = 409.5mpa取 t.- h =409.5mpa初算小齒輪的分度圓直徑d*有3 4kt1(zezh/!l)2 d1t 20 0.85 3(1 -0.5 r)24 1.3 50670 (189.8 2.5

11、/409.5)2=3mm = 69.78mm0.85 0.3 2.95 (1 -0.5 0.3)2(1)計算載荷系數由表8-1查得使用系數 &=1.0,齒寬中點分度圓直徑為dm1t=d1t(1-0.5r )=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm故 vm=7t dm1tm/60*1000=兀 *59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系 kv=1.19 , 由圖8-7查得齒向載荷分配系數k?=1.13 ,則載荷系數 k=kkk? =1.0*1.19*1.13=1.34(2 )對d1t進行修正因k與kt有較大的差異，

12、故需對kt計算出的d1t進行修正，即k-,1.34d1=d1t3l 69.78 父3 =70.485mm kt. 1.3(3)確定齒數選齒數 z1=23,za=uz2.95*23=67.85，取 z2=68,68. ：u2 96 2 95則 u = 68 =2.96,上=2.96 2.95 = 0.3% ,在允許范圍內23u 2.95(4)大端模數 m m = -d1 = 70.485 = 3.06mm ,查表 8-23 ,z123d1=mz=3.5*23mm=80.5mm70.485d2=mz=3.5*68mm=238mm(6)錐齒距為r=-1vu2 +1 j2.962 +1mm 70.37

13、4mm22(7)齒寬為b= r r =0.3*70.374mm=21.112mm取標準模數m=3.5mm(5)大端分度圓直徑為取 b=25mmd1t 69.78mmd 1=70.485mmz1=23z2=57m=3.5mmd1=80.5mmd2=238mmr=70.374mmb=25mm齒根彎曲疲勞強度條件為ei(1) k、b、m和巾r同前(2)圓周力為ft =2ti2 50670di(1 -0.5 r) 80.5 (1 -0.5 0.3)1481.0n(3)齒形系數yf和應力修正系數ys u 2.96 cos1 =二0.9474u2 12.962 111cos 2 =0.32014.校核齒根

14、 彎曲疲勞強 度u2 1,2.962 1即當量齒數為7 乙 23”。zv124.3cos 10.9474zv2 = z2 = 68212.4cos 20.3201由圖 8-8 查得 yfi=2.65,y f2=2.13，由圖 8-9 查得 ysi=1.58 , ys2=1.88(4)許用彎曲應力yn 二 flimsf由圖 8-4 查得彎曲疲勞極限應力為二flim1 =215mpa,二flim2 =170mpa由圖8-11查得壽命系數 yn產yn2=1，由表8-20查得安全系數 sf=1.25 ,故匚%1仃51父215匕 li =172 mpasf1.25r 1yn2flim2v170* 人=n

15、2 flim2 =136mpasf1.25“5居1_0.85bm(1 -0.現)_ 1.34-1481.0-2.65父1.580.85 父 25 m 3.5 父(1 -0.5m0.3)= 92.01mpa of1y 1e yf2ys2tl2=f1-yf1ys1cc 2.13m1.88m= 92.01 mmpa2.65父1.58= 87.99mpa c b l滿足齒根彎曲強 度5.計算錐齒 輪傳動其他 幾何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmc=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m61 = arccos-f=u = arccos-.96= 18.667 口ju

16、2+1v 2.962 +1e1162 =arccos .=arccos)=71.333vu2 十 12.962 十 1da1=d1+2mcosw =80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mmda2=d2+2mcos62 =238+2*3.5*0.3201mm=240.241mmdf1 =d1-2.4mcos 61=80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mmdf2 =d2-2.4mcos 之=238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mmha=3.5mmhf =4.2mmc=0.7ma=18.667口2 = 71.333 da1=87.132mmda

17、2=240.241mmdf1 =72.542mmdf2 =235.311mm、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算斜齒圓柱齒輪的設計計算見表5計算項目計算及說明計算結果1.選擇材料、熱處理 方式和公差等大、小錐齒輪均選用 45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火 處理，由表 8-17得齒面硬度 hbm=217255, hbw=162217.平 均硬度 hbw=236, hbw=190.hbw-hbw=46.在 3050hb此間。選 用8級精度。45鋼小齒輪調質處理 大齒輪正火處理8級精度因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為d 3 2kt2u 1 zezhzz：d3-1ruf1）

18、小齒輪傳遞轉矩為 t2=146040n mm2）因v值未知，kv值不能確定，可初步選載荷系數k=1.43）由表8-19 ,查得彈性系數 ze=189.8 jmpa4）初選螺旋角p=12-由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數 zh=2.465）齒數比 n =i=4.21z3=23z4=976)查表8-18,取齒寬系數 a=1.17) 初選 z3=23,貝u z4=uz3=4.21*23=96.83 ,取 z4=97 則端面重合度為11%= |1.88 3.2(一十) cospz3 z42.初步計算 傳動的主要 尺寸11=1.88 -3.2(-) cos12_23 97=1.67軸向重合度為=0.318 d

19、z3tan ： =0.318 1.1 23 tan12 =1.71由圖8-13查得重合度系數z中= 0.7758）由圖11-2查得螺旋角系數 zp=0.999）許用接觸應力可用下式計算l h =zn二 hlim /sh由圖 8-4e、 a 查得接觸疲勞極限應力為二 hlim1 =580pa,；hlim2 = 390 pa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數分別為n3=60n2alh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*108n4=n/i 2=5.86*10 8/4.21=1.39*10 8由圖8-5查得壽命系數 zn3=1.05 , zn4=1.13 ;由表8-20取安全系數sh=

20、1.0 ,則有t h3 =zh30hlm3/0 =1.05*580/1 =609mpat h4 =zh4；=hlim4/sh = 1.13*390/1 = 440.7mpa取 k h =440.7mpa初算小齒輪的分度圓直徑d&,得d3td3t. 66.59mm2= 12x1.4 m 14240m 4.21 + 1 m (189.8m 2.46父 0.775父 0.99)2、1.1 4.21 (440.7)2=66.59mm(1)計算載荷系數d3tnl2v 二60 1000由表8-21查得使用系數 k=1.0二 66.59 244.07 em / s =0.85m/s ,由圖60 10008-

21、6查得動載荷系數kv=1.08,由圖8-7查得齒向載荷分配系數kp=1.11 ,由表8-22查得齒向載荷分配系數ka=1.2,則載荷系數為k=k akk , k - =1.0*1.08*1.11*1.2=1.44k=1.44出的對d3t進行修正因k與kt有較大的差異，故需對kt計算d3t進行修正，即k1 443 66.59 3=67.22mm1kt, 1.4(3)確定模數mnd3 cos :z367.22 cos12 mm，2.86mm23按表 8-23 ,取 m=3mm(4)計算傳動尺寸中心距為mn(z3 z4)2cos :3 (23 97)()mm=184.03mm2 cos12mi=3m

22、ma=184mm取整，a = 184mm螺旋角為3.確定傳動 尺寸p = arccos mn（z3+z4）=出空也1.969 口 2a2x184因p值與初選值相差不大，故對與p有美的參數無需進行修正則可得，d3 = mnz3 =3m 23mm = 70.531mm cosp cos11.969sd4 =mz 3-97mm = 297.455mm cos 口 cos11.969 b = edd3 = 1.1父70.531 = 77.58mm,取 b4=78mma =b4+（510）mm,取 b3=85mmp =11.9699d3=70.531mmd4=297.455mmb4=78mmb3=85m

23、m4.校核齒根 彎曲疲勞強 度齒根彎曲疲勞強度條件為 nktyfysypwkl bm1） k、t3、mn和 d3 同前2）齒見 b=b4=78mm3）齒形系數yf和應力修正系數 yso當量齒數為zv3 = z3 =23= 24.6cos p cos3 11.969 口z = z4 =97= 103 6zv4 3 口q叢103.6cos fcos3 11.969s由圖 8-8 查得 yf3=2.62 , yf4=2.24 ;由圖 8-9 查得 ys3=1.59 ,ys4=1.824）由圖8-10查得重合度系數 丫8=0.725）由圖11-23查得螺旋角系數 yp = 0.866）許用甯曲應力為g

24、 =yn?flim sf由圖 8-4f 、 b 查得彎曲疲勞極限應力%iim3=215mpa,，m4=170mpa由圖8-11查得壽命系數 yn3=yn4=1 ,由表8-20查得安全系數 殍=1.25,故匚yn saf lim 3 1m215r/|kr 3 丫尸3丫$3丫式 pbmnds2 x1 44 m 142040=142040 m2.62x1.59x0.72x0.86mpa78m3m70.531=63.93mpa20.58+20.58* (0.03 0.05) mm=21.1州21.61mmdmin=20.58mm(1)軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，

25、 該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩 端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計(2)聯軸器與軸段。1軸段o 上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇設計同步進行。為補償聯軸器所聯接兩軸的安裝誤差， 隔離振動，選用彈性柱銷聯軸器。 查表8-37,取載荷系數 k=1.5, 計算轉矩為tc=k a=1.5*50670nmm=76005n- mm由表8-38查得gb/t5014-2003中的lx1型聯軸器符合要求： 公稱轉矩為250nmm許用轉速8500r/min，軸孔范圍為1224mm 考慮到di20.58mm,取聯軸器孔直徑為 22mm軸孔長度l耳=52mrm4.結構設計y型軸孔，a型

26、鍵，聯軸器從動端代號為lx1 22*52gb/t5014 2003,相應的軸段。1的直徑di=22mm其長度略小于孔寬度，取 li=50mm(3)軸承與軸段。2和3的設計在確定軸段。2的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯軸器采用軸肩定位，軸肩高度 h= (0.07 0.1 ) di= (0.07 0.1 ) *30mm=2.1 3mm 軸段 的軸徑 d2=d1+2*(2.13) mm=34.136mm其值最終由密封圈 確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s,可選用氈圈油封，查表8-27初選氈圈35jb/zq46061997,則d2=35mm軸承段直徑為 40mm 經過計算，這樣選

27、取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用 軸套定位，軸套內徑為 28mm外役既要滿足苗封要求，又要滿足 軸承的定位標準，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用 圓錐滾子軸承，初選軸承 30207,由表9-9得軸承內徑d=35mm 外徑d=72mm寬度b=17mm t=18.25mm,內圈定位直徑 da=42mm 外徑定位da=65mmi!由上力作用點與外圈大端面的距離as=15.3mm,故d2=35mm聯軸器定位軸套頂到軸承內圈端面，則該處軸段長度應略短于軸承內圈寬度，取l2=16mm該減速器錐齒輪的圓周速度 大于2m/s,故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內流入軸 承座中。通常一根軸上

28、的兩個軸承取相同的型號，則d4=35mm其右側為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂到軸承內圈右端面，該 處軸段長度應比軸承內圈寬度略短，故取l4=16mm(4)軸段o的設計該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直徑為軸承定位軸肩直徑，即d3=42mm該處長度與軸的懸臂梁長度有關，故先確定其懸臂梁長度(5)齒輪與軸段。5的設計軸段q上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段米用懸臂結構，d5應小于d4,可初te d5=32mm小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離m由齒輪的結構確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得 m=32.9mm錐齒輪大端側徑向端面與軸承套杯端面距離取為4 =10mm,軸承外

29、圈寬邊側距內壁距離，即軸承套杯凸肩厚c=8mm齒輪大端側徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結構需要 取為56mm齒輪左側用軸套定位，右側采用軸端擋圈固定，為使 擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差 值為0.75mm,則l 5=56+ +c+t-l4-0.75=( 56+10+8+18.25-16-0.75)mm=75.5mm(6)軸段o與軸段o的長度軸段o的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承端蓋等零件有關。由表4-1可知，下箱座壁厚= =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mmi 取壁厚 6 =10mm , r+a=70.374+184=254.374mm

30、600mm 取軸承旁聯接螺栓為m20,d1=22mml1=50mmd2=35mml2=16mmd4=35mml4=16mmd3=42mmd5=32mml5=75.5mm1 =10mm箱體凸緣連接螺栓為m1g地腳螺栓為d# = m24,則有軸承端蓋連接螺釘為0.4d = 0.4 m 24mm = 9.6mm ,取其值為 m1q由表8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為bd=12mm取端蓋與軸承座間的倜整墊片厚度為 at=2mm；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表 8-29取螺栓gb/t5781 m10m35;其安裝基準圓直徑遠大于聯軸器輪轂 外徑，此處螺釘的拆裝空間足夠，取聯軸器轂孔端面距軸承端蓋 表面距離k=

31、10mm為便于結構尺寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與 軸承左端面的距離取為 l4=25.5mm,取軸段。1端面與聯軸左端面 的 距離為 1.75mm 貝u 有 li=l 聯 +k+b+1 4+t-l2-1.75mm=(62+10+12+25.5+18.25-16-1.75) mm=110mm軸段o段的長度與該軸的懸臂長度l 3有關。小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為|3=m+a+c+a=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm則兩軸承對軸的力作用點間的距離為12=(2 2.5) 13=(2 2.5)*66.2mm=132.4 165.5mml3 =l 2+2a3-2t=

32、(132.4-165.5 ) +2*15.36-2*18.25mm =126 159.1mm取l3=130mm則有l(wèi)2 =l 3+2t-2a 3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范圍內，合格軸段o力作用點與左軸承對軸力作用點的間距 由圖12-4可得l1=l1+l2-t+a 3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mml1=110mml 3=66.2mmls=130mml 2=135.9mml 1=93.8mm5.鍵連接帶輪與軸段。1間米用a型普通平鍵連接，查表 8-31取其型 號為鍵8x56 gb/t1096 -199

33、0,齒輪與軸段o 間米用a型普通平 鍵連接，型號為鍵 10 m 63 gb/t1096 -1990(1)畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖5所示(2)計算支承反力在水平面上為fr1l3 -fa1djm1510.366.2-120.4 68.425心 -2- -2 n -218.3l2135.9nr1h=218.3n6.軸的受力 分析r2h=fr1 +rh=510.3+218.3n=728.6n在垂直平囿上為dft1l3 1481m66.2 zrv =n = 721.4nl2135.9r2v =ft1 +rv =1481+721.4n =2202.4n軸承1的總支承反力為122，22r=r1h +r

34、1v =218.3 +721.4 n =753.7n軸承2的總支承反力為r2 =j52 +r2v2 =5728.62 +2202.42 n =2319.8n(3)畫學矩圖彎矩圖如圖5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面為m ah=-r1hl 2=-218.3*135.9nmm=-29667nmmb-b剖卸左側為m bh = fa1 dm1 =172.51 68.425 mm =5901.7nmm 22在垂直平囿上為mav = rvl2 =721.4m135.9n mm=98038.3n mmmbv =0n ,mm合成甯矩m a = jm 2ah + m 2ava-a 剖面為=d(29667)2

35、 +98038.32 n ,mm= 102428.7n ,mm一.2. . . 2m b = y m bh + m bvb-b 剖面左側為 =5901.72 +02n *mm= 5901.7n mm(4)畫轉矩圖轉矩圖如圖5f所示，t1=50670nmm因a-a剖回號矩大，同時作用有轉矩，a-a剖面為危險面其抗彎截面系數為33叼 4nm 3533w -mm - 4207.1mm3232抗扭截面系數為33叼 4nm 353wt -8414.2mm31616甯曲應力為3728.6nriv=721.4nrav=2202.4nri=753.7nr2=2319.8nm=102428.7nmmmb=590

36、1.7nmmti=50670nmm7.校核軸的 強度皿=590117mpa=14mpaw 4207.1扭男應力為t1506701 = =mpa = 6 0mpawt 8414.2按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數 a =0.6,則當量應力為仃e =，o2b +4(s )2 = jl.42 +4x(0.6m6)2mpa =7.3mpa 由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限 ab =650mpa ,則由表8-32查得軸的許用穹曲應力kb】=60mpa, be%b】強度滿足要求軸的強度滿足要 求8.校核鍵連 接的強度聯軸器處鍵連接的擠壓應力為4ti

37、4 父 50670 一31 mpa -27.4mpapd1hl 22x7x(56-8)齒輪處鍵連接的擠壓應力為4ti4父50670 一- 皿o-p2 -mpa -14.9mpapdshl 32x8x(63-10)取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33 查得卜=125mpa150mpa,仃pi 27.05+27.05*(0.03 0.05) mm=27.86 28.40mmdmin=27.05mmd1=30mmd5=30mmd2=d4=32mml2=83mml4=40mmd3=38mmbx=194mml3=49mml1=34mm軸的結構構想如圖5所示(1)軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆

38、，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用 兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計(2)軸段。及軸段o的設計該軸段上安裝軸承，此段設計應與軸承的選擇設計同步進行?？紤]到齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段。1及軸段o上安裝軸承，其直 徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。根據dmin=27.05mn 暫取軸承 30206,由表9-9得軸承內徑 d=30mm外徑 d=62mm 寬度 b=16mm內圈定位直徑 da=36mm外徑定位 da=53mm軸上 力作用點與外圈大端面的距離a3=13.8mm,故di=30mm通常一根軸上的兩個軸承取相

39、同的型號，則 d5=30mm(3)齒輪軸段。2與軸段o的設計軸段。上安裝齒輪3,軸段。上安裝齒輪2。為便于齒輪的安裝，d2和d4應略大于di和d5, 此時安裝齒輪3處的軸徑可選為 33mm經過驗算，其強度不滿 足要求，可初定 d2=d4=32mm由于齒輪的直徑比較小，采用實心式，其右端采用軸肩定位， 左端采用套筒固定，齒輪 2輪廓的寬度范圍為(1.21.5 )d4=38.448mm取其輪轂寬度l4 =42mm ,其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段 長度應比齒輪2的輪轂略短，b3=85mm故取 l2=83mm l4=40mm(4)軸段q的設計該段位中間軸上的

40、兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為 (0.070.1)d 2=2.243.2mm,取其高度h=3mm 4.結構設 故ds=38mm計齒輪3左端面與箱體內壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內壁的距離軍取為，且使箱體兩內側壁關于高速軸軸線對稱，量得起寬度為ex=193.92mm,取r=194mrm則軸段o的長度為l3 = bx - l4 -24-b3 =194-40-2*10-85mm=49mm此時錐齒輪沒有處在正確安裝位置，在裝配時可以調節(jié)兩端蓋下的調整墊片使其處與正確的安裝位置(5)軸段o及軸段o的長度由于軸承采用油潤滑，故軸承內端面距箱體內壁距離取為 =5mm,則軸段。的長度為l1=b+a+4

41、+q-l2)= 17+5 + 10 + (85-83)mm= 34mm軸段c5的長度為l5=41mm11 =61.95mm12 = 80.6m m13 = 56.35mml5 =b . ：. ：1 (l3 一=17 5 10 (49-40)mm =41mm(6)軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=13.8m項則由圖12-7可得軸的支點與受力點間的 距離為11 =t + +& +? -a3“ 85= 18.25 5 1013.8mm2=61.95mm由裝配圖知 12 = 80.6mm, 13 = 56.35mm 2735.鍵連接齒輪與軸段間采用 a型普通平鍵連接，查表

42、8-31取其型號為鍵12 m 100 gb/t1096-1990,齒輪與軸段。4間采用a型普通平 鍵連接，型號為鍵 12 m 45 gb/t1096 19906.軸的受 力分析(1)畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖 5所示(2)計算支承反力在水平面上為fr3(l2 +l3) fr2l3 + fa2+ fa3rh=22ll +12 +l121 13731.6(80.6 +56.35) 111.7 父56.35 十 120.4父十432.6x51.22 nrih=586.2nr2h=33.7nriv=1662.5nr2v=1179.8nri=1762.8nr2=1180.3n54.55 +80.6+56.35= 586.2nr2h=fr3-r1h-f r2=731.6-586.2-111.7n=33.7n在垂直平囿上為dft3(12+13)+ft213r1v ,11十12十131962.9m (80.6 +56.35) +879.39 父 56.35 n54.55+80.6+56.35= 1662.5nr2v = ft3+ft2-rv= 1962.9+879.39 -1662.5n= 1179.8n軸承1的總支承反力為i22，22r1=rh +r1v =，節(jié)86.2 +1662.5 n =1762.8n軸承2的總支承反力為r2 =,；r2h2 +r2v2