機械設計課程設計---二級減速器鏈傳動

1、1 傳動簡圖的擬定1.1技術參數(shù)：輸送鏈的牽引力：9 kN，輸送鏈的速度： 0.35 m/s ，鏈輪的節(jié)圓直徑： 370 mm。1.2工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期10 年（每年 300 個工作日，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差±5%。鏈板式輸送機的傳動效率為95%。1.3擬定傳動方案傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。外傳動為鏈傳動。方案簡圖如圖。方案圖2 電動機的選擇2.1電動機的類型： 三相交流異步電動機（ Y 系列）2.2功率的確定2.2.1工作機所需功率 Pw (kw):Pw = Fw vw /(100

2、0w )=7000× 0.4/(1000 ×0.95)= 3.316kw2.2.2電動機至工作機的總效率：= 1 ×2 3 × 3 × 4 × 5 × 6=0.99× 0.993 ×0.97 ×0.98 × 0.96 × 0.96=0.841（1 為聯(lián)軸器的效率，2 為軸承的效率，3 為圓錐齒輪傳動的效率，4 為圓柱齒輪的傳動效率，5 為鏈傳動的效率，6 為卷筒的傳動效率）2.2.3所需電動機的功率Pd (kw):Pd = Pw / =3.316Kw/0.841=3.943k

3、w2.2.4 電動機額定功率 : PmPd2.4 確定電動機的型號因同步轉(zhuǎn)速的電動機磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價格高，但可使傳動比和機構尺寸減小，其中 Pm =4kN，符合要求，但傳動機構電動機容易制造且體積小。由此選擇電動機型號： Y112M4電動機額定功率 Pm =4kN,滿載轉(zhuǎn)速=1440r/min工作機轉(zhuǎn)速 n筒 =60*V/( *d)=18.0754r/min電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速起動轉(zhuǎn)矩/ 額最大轉(zhuǎn)矩/ 額(kw)(r/min)定轉(zhuǎn)矩定轉(zhuǎn)矩Y112M1-4414402.22.3選取 B3 安裝方式3傳動比的分配總傳動比：i總 = nm /n筒 =1440/18.0754=79.

4、667設高速輪的傳動比為i1 , 低速輪的傳動比為i 2 , 鏈傳動比為i3 ，減速器的傳動比為i減 , 鏈傳動的傳動比推薦<6，選 i3 =5.3， i減 = i總 /i3 =15.0315 ,i10.25 i 減 =3.758,選 i1 =3.5 ，則 i2 =i 減 /i1 =4.29。i =i1i2i3 =3.5 ×4.3 ×5.3=79.765i =（ i- i總 ）/i總 =（79.765-79.667）/79.667=0.123%符合要求。4 傳動參數(shù)的計算4.1各軸的轉(zhuǎn)速 n(r/min)高速軸的轉(zhuǎn)速：n1 =n m =1440 r/min中間軸的轉(zhuǎn)速

5、：n 2 =n1 / i1 =1400/3.5=411.43 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速：n 3 =n 2 / i2 =411.43/4.3=95.681 r/min滾筒軸的轉(zhuǎn)速：n 4 =n3 / i3 =95.681/5.3=18.05 r/min4.2 各軸的輸入功率 P（kw）高速軸的輸入功率： P1pm1中間軸的輸入功率： P2p132低速軸的輸入功率： P3p242滾筒軸的輸入功率： P4p35240.993.96kw3.960.970.993.80kw3.800.980.973.61kw3.610.960.993.43kw4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T(N·m)高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩

6、： T19550 P1 / n126.26N ·m中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩： T29550 P2/ n288.20N · m低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩： T39550 P3 / n3360.32N ·m滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩： T49550 P4/ n41814.76N ·m5 鏈傳動的設計與計算5.1選擇鏈輪齒數(shù)取小齒輪齒數(shù) z1 =11，大鏈輪的齒數(shù) z2 =i 3 × z1 =5.3 ×11 58.3取 59 。5.2確定計算功率查表 9-6 得 K A =1.0 ，查圖 9-13 得 K z =2.5 ，單排鏈，功率為 Pca = K A K z P

7、3 =1.0 × 2.5 ×3.61=9.025kW5.3選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù) Pca 9.025kW 和主動鏈輪轉(zhuǎn)速 n3 =95.681（ r/min ），由圖 9-11 得鏈條型號為24A，由表 9-1 查得節(jié)距 p=38.1mm。5.4計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距 a0 =(30 50)p=(30 50) × 38.1=11431905mm。取 a0 =1200mm，按下式計算鏈節(jié)數(shù) L p0 :=2× 1200/38.1+(11+59)/2+(59-11)/ 2 2 ×38.1/120099.74故取鏈長節(jié)數(shù) L p =100 節(jié)由

8、（ L p - z1 ） /( z2 - z1 ） =（ 100-11） / （ 59-11 ）=2.04 ，查表 9-7 得 f1 =0.24421，所以得鏈傳動的最大中心距為： a0 = f1 p2 L p -( z1 + z2 )=0.22648×31.75 ×2 × 128-(11+59) 1209.57mm5.5計算鏈速 v，確定潤滑方式v= z1 n3 p/60 ×1000=11× 95.681 ×38.1/60 ×10000.668m/s由圖 9-14 查得潤滑方式為：滴油潤滑。5.6計算鏈傳動作用在軸上的壓軸

9、力FP有效圓周力： Fe =1000P/v =1000 × 3.61/0.668=5404.2N鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)K Fp =1.15則 FP K Fp Fe =1.15 × 5404.2 6214.8N計算鏈輪主要幾何尺寸d1p38.1sin 180135.23mmsin 180z111d2p38.1180715.86mm180sinsinz2595.7鏈輪材料的選擇及處理根據(jù)系統(tǒng)的工作情況來看，鏈輪的工作狀況是，采取兩班制，工作時由輕微振動。每年三百個工作日，齒數(shù)不多，根據(jù)表9-5 得材料為 40 號鋼，淬火、回火，處理后的硬度為 4050HRC。6 圓錐齒輪傳

10、動的設計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)6.1.1選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制GB /T123691990 齒形角20o ，頂隙系數(shù)c*0.2 ，齒頂高系數(shù) ha *1 ，螺旋角m0o ，軸夾角90 ，不變位，齒高用頂隙收縮齒。6.1.2根據(jù)課本表 10-1 ，材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS。6.1.3根據(jù)課本表 10-8 ，選擇7 級精度。6.1.4傳動比 u= z2 / z1 =3.5節(jié)錐角 1 arctan 1/ u15.945 ， 290 15.94574.055不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)：

11、Zmin 2ha*cos 1 / sin 2=16.439選 z1 =18， z2 =u z1 =18×3.5=636.2按齒面接觸疲勞強度設計Z E2公式： d1t 2.92KT13R1 0.52HRu6.2.1試選載荷系數(shù) K t=26.2.2計算小齒輪傳遞的扭矩 T1 =95.5 ×10 5P1 / n1=2.63 ×10 4 N·mm6.2.3選取齒寬系數(shù)R =0.36.2.4由課本表 10-6查得材料彈性影響系數(shù) ZE1189.8MPa 2 。6.2.5由圖 10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim1600MPa ，大齒輪

12、的接觸疲勞極限H lim2550MPa 。6.2.6計算應力循環(huán)次數(shù)N 160n1 jL h6014401 2 8300104.15 109N 2N1 / u1.1810 96.2.7由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN10.87K HN20.906.2.8計算接觸疲勞許用應力H1K HN1lim 1H2KHN2lim 2/ S0.87600522MPa/ S0.90550495MPa6.2.9試算小齒輪的分度圓直徑代入H中的較小值得Z E2KT1d1t 2.92=63.325 mm3HR 10.5 R2 u6.2.10 計算圓周速度 vd m1d1t 10.5R63.325(10.

13、5 0.3) 53.825 mmv( d m 1 n1 )/( 60 1000)= （3.14159 ×53.825 ×1440）/ （60×1000） =4.058m/s 6.2.11 計算載荷系數(shù)齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2 得 K A =1.0 。由圖 10-8 查得動載系數(shù) KV =1.1 。由表 10-3 查得齒間載荷分配系數(shù)K H = K F =1.1 。依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-9 得軸承系數(shù) K Hbe=1.25由公式 K H = K F =1.5 K H be=1.5 ×1.25=1.875 接觸強度

14、載荷系數(shù)K = K A K V K HK H =1×1.1 ×1.1 ×1.875=2.276.2.12按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1d1t3 K / Kt =63.325× 3 2.27 / 2 =66.06 mmm=d1 / z1 =66.06/18=3.67 mm取標準值 m = 4 mm 。6.2.13計算齒輪的相關參數(shù)d1 =mz1 =4×18=72 mmd2 =mz2 =4×63=252 mm1arctan 1 / u15.945 =15 56'42" 2 =90 - 1 =74 3'1

15、8"Ru 213.521d172131.04 mm226.2.14確定并圓整齒寬b= R R=0.3×131.04=39.3 mm 圓整取 B2 40mmB1 45mm6.3校核齒根彎曲疲勞強度6.3.1確定彎曲強度載荷系數(shù) K= K A KV K F K F =2.066.3.2計算當量齒數(shù)zv1 = z1 /cos 1 =18/cos 15 56'42" =18.7zv2 = z2 /cos2 =63/cos743'18" =229.36.3.3查表 10-5 得YFa 1 =2.91,YSa1 =1.53, YFa 2 =2.29,

16、 YSa2 =1.716.3.4計算彎曲疲勞許用應力由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 =0.82 ， K FN 2 =0.87取安全系數(shù) SF =1.4由圖 10-20c 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限FN 1 =500MpaFN 2 =380Mpa按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力F1K FN1FN1 / SF0.82500 / 1.4292.85MPaF2KFN2FN2 /SF0.87380 /1.4236.14 MPa6.3.5校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式F2KT1YFa1YSa1Fbm2 (10.5 R )2 zF12KT1YFa1YSa122.06263002.911

17、.53 MPabm2 (10.5 R ) 2 z140421 0.50.3218=57.96 MPaF1F 22KT1YFa 2YSa222.06263002.291.71 MPabm2 (1 0.5 R ) 2 z240421 0.50.3 218=50.98 MpaF2滿足彎曲強度要求，所選參數(shù)合適。7 圓柱齒輪傳動的設計計算7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)7.1.1選用閉式直齒圓柱齒輪傳動。7.1.2根據(jù)課本表 10-1 ，選擇小齒輪材料 40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS；大齒輪材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS 。7.1.3根據(jù)課本表 10-8 ，運輸機為一般工作

18、機器，速度不高，故選用7 級精度。7.1.4試選小齒輪齒數(shù) z1 =21, 則 z2 =u z1 =i 2 z1 =4.3 ×21897.2按齒面接觸疲勞強度設計32公式：d1t 2.32KT1uZEudH7.2.1試選載荷系數(shù) K t=1.37.2.2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T =95.5 ×10 5P2 / n 2 =8.82 × 104 N·mm7.2.3由表 10-7 選取齒寬系數(shù)d =117.2.4由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) Z E =189.8 MPa 27.2.5由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim

19、1，大齒輪的接=600Mpa觸疲勞強度極限H lim 1 =550Mpa。7.2.6計算應力循環(huán)次數(shù)N160n2 jL h =60×274.3 ×1×（ 2× 8× 300×10） =7.90 ×10 8N 2 = N1 /u=7.90 ×10 8 /4.3=1.8372 ×10 87.2.8由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 11.02， K HN20.96 。7.2.9計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù) S=1.4H 1K HN1H lim 1=1.02 × 600/1.4=437.

20、14 MPaSH 2KHN2H lim 2=0.96 ×550/1.4=377.14MPaS7.2.10試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入H 中的較小值得K t Tu121.3 8.82104 4.3 1189.82d1t 2.32Z E= 2.323mm=70.716mmu14.3424dH7.2.11計算圓周速度vd1t n23.14 70.71641160=601000m/s=1.523m/s10007.2.12計算齒寬 bbdd1t =1×70.716mm=70.716mm7.2.13計算齒寬與齒高之比 bh模數(shù) mtd1tz1=70.716/21=3.367mm齒高

21、 h2.25mt=2.25 ×3.367=7.576mmb =70.716/7.576=9.33h7.2.14計算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.523m/s ，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù) K V =1.04 ；直齒輪， KH= KF =1由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由表10-4用插值法查得7 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，K H=1.316 。由b=9.33 ， K H=1.316查圖10-13得 K F=1.28;故載荷系數(shù)hK=KAK VK HK F=1×1.04 × 1× 1.28=1.3317.2.15按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d

22、1d1t 3K =70.7163 1.331 =71.27mmK t1.37.2.16計算模數(shù) m：dm 1 =71.27/21=3.39mm z17.3按齒根彎曲強度設計公式為2KT YFa YSam 3d z12F7.3.1 由圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 1 500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度FE 2380MPa7.3.2由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 =0.87,K FN 2 =0.897.3.3計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則F 1K FN 1 FE 1 =0.87 ×500/1.4=310.71 MpaSF 2K

23、FN2 FE2=0.89 ×380/1.4=241.57 MpaS7.3.4 計算載荷系數(shù) KK×× ×=K AKV K F KF =1 1.041 1.28=1.3317.3.5查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1 =2.76 ， YFa 2 =2.1987.3.6查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 YSa1 =1.56 ， YSa1 =1.7687.3.7計算大、小齒輪的YFa YSa 并加以比較FYFa1YSa1 =2.76 ×1.56/310.71=0.01385F1YFa 2YSa2 =2.198 ×1.758/24

24、1.57=0.01599F2大齒輪的數(shù)值大。7.3.8設計計算m2KT YFa YSa3d z12F=321.3318.821040.01599 mm=2.04mm1212對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.04 并就近圓整為標準值 m=2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d1 =69.444 ，算出小齒輪齒數(shù) :z1 = d1 = 70.716/2.5 28 大齒輪齒數(shù) : z2 =4.3 ×28=120.

25、4 ，即取 z2 =120 m這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構緊湊，避免浪費。7.4幾何尺寸計算7.4.1計算分度圓直徑d1 = z1 m=28×2.5mm =70mmd 2 = z2 m=120×2.5mm =300mm7.4.2計算中心距a=(d1 + d2 )/2=(70+300)/2=185mm7.4.3計算齒輪寬度b=d d1×=1 70mm=70mm取 B2 =70mm,B1 =75mm。8 軸的設計計算8.1輸入軸設計8.1.1求輸入軸上的功率 p1 、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1p1 =3.96kW

26、n1 =1440r/minT1 =26.26 N ·m8.1.2求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為dm1d1 10.5R72(1 0.5 0.3)61.2 mmFt2T1226300d m161 .2859 .5 NFrFttancos1859.5tan 20cos15 .945300.8 NFaFttansin 1859.5tan 20sin 15.94585.9N8.1.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表 15-3 ，取A0 112 ，得P1112 33.96dmin A0 315.69mmn11440因軸

27、上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，取 d12 =18 mm 左右。輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12 ，為了使所選的軸直徑d12 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 TcaK AT1 ，查課本表 14-1 ，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA 1.3，則 Tca K AT 1.3 2630034190 Nmm 34.19 Nm ，因輸入軸與電動機相連，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。 電動機型號為 Y112M4, 由指導書表 17-9 查得，電動機的軸伸直徑 D= 28 mm 。查指導書表 17-4 ，選 LT4 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63 N

28、m，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L1 62mm，d1 =28mmd12 =28mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。8.1.4擬定軸上零件的裝配方案8.1.5為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2 軸段右端需制出一軸肩，故取2-3 段的直徑d 23 =32 mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D= 38 mm ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 1-2 軸段的長度應比 L 略短一些，現(xiàn)取 l12 59mm 。8.1.6初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d 23

29、=32 mm，由指導書表15-1 ，初步選取02 系列， 30207 GB/T 276，其尺寸為dDTB3572 18.2517 ，故 d34d5635mm ，而為了利于固定l3417mm 。由指導書表15-1查得d4543mm 。8.1.7取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d 6728mm ；齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，應使套筒端面可靠地壓緊軸承，l 67 由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故 l 6770mm 。為使套筒端面可靠地壓緊軸承， 5-6段應略短于軸承寬度，故取l 5616mm 。8.1.8軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋

30、的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l20 mm ，故取 l 2350mm8.1.9l 452.5d34l3470.5mm至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。8.1.10軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按d12 =28mm, 查得平鍵截面 bh87mm, 長 50mm軸與錐齒輪之間的平鍵按d6728mm ，由課本表 6-1 查得平鍵截面 bh87mm，長為 40mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為H 7 / k6 ，齒輪輪轂與軸的配合為H 7

31、 / m 6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。8.1.11確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2 ，取軸端倒角為 245 ，其他均為 R=1.68.2中間軸設計8.2.1求輸入軸上的功率 p2 、轉(zhuǎn)速 n 2和轉(zhuǎn)矩 T2p2 =3.80kWn2 =411.43r/minT2 =88.20N· m8.2.2求作用在齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑d1 =70 mm2T22882002520NFt1=70d1Fr1 Ft1 tan=2520tan 20 =917.2N已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑dm2 d2t1 0.5R300 (1 0.50.

32、3)255 mm2T2288200691.76NFt 2255d m2Fr 2Ft 2tancosFa2Ft 2tansin1691.76tan 20cos15.945242.09N1691.76tan 20sin 15.94569.17 N8.2.3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表 15-3 ，取 A0 112 ，得dmin A0 3P21123.80n2323.50mm411.43中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，故 dmin27 mm8.2.4擬定軸上零件的裝配方案如圖8.2.5初步選

33、擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d12 = d56 27.00mm ，由指導書表 15-1 中初步選取 03 系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為 d D T B30 72 20.75 19，所以d12d。這=56 =30mm對軸承均采用套筒進行軸向定位，由表15-7 查得 30306 型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑 37mm，內(nèi)直徑 35mm。8.2.6取安裝圓錐齒輪的軸段d 23d 4535mm ，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長L40mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取

34、l 2336mm ，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d2.45 ，故取h 3 ，則軸環(huán)處的直徑為 d 34 41mm 。8.2.7已知圓柱直齒輪齒寬B1 =75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取 l 45 =72mm。8.2.8箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推算出，箱體對稱線次于截面 3 右邊 16mm處，設此距離為 lO16mm則：取軸肩 l349mm有如下長度關系： l12 +l 23 +16mm=l45 +l 56 -7mm由于 l12 要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取 l1250mm由于 l56 要安

35、裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm l 5649mm綜合 以上關系式，求出 l 56 49mm , l1262mm8.2.9軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按 d23由課本表 6-1查得平鍵截面 b h 10 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 32mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7 ；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d45 由課本表 6-1m6查得平鍵截面 b h108mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7 ；滾動軸承與軸的周向定m6位是由過渡配合來保

36、證的，此處選軸的尺寸公差為m6。8.2.10確定軸上圓角和倒角尺寸參考表 15-2 ，取軸端倒角為 245 。8.3 輸出軸的設計8.3.1求輸入軸上的功率 p1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1P3 =3.61kWn 3 =95.681r/minT3 =360.32N·m8.3.2求作用在齒輪上的力已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑d 2 =300mmFt2T3 =23603202402Nd 2300Fr Ft tan=2402tan 20 =874.2N8.3.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表 15-3 ，取A0 112 ，得P3112

37、3.6137.56mmdmin A0 3395.681n3中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，故 dmin 43.19mm8.3.4擬定軸上零件的裝配方案如圖。8.3.5由圖可得 d12 為整個軸直徑最小處選d12 =45 mm 。為了滿足齒輪的軸向定位，取d 2348mm 。根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取l1260mm ， l 2350mm 。8.3.6初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d12 = d6747mm ，由指導書表 15-1 中初步選取 03 基本游隙組，標準精度級的單列

38、圓錐滾子軸承30310，其尺寸為 dDT5011029.25 ，所以d34 =d 67 =50mm。這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由表 15-7 查得 30310 型軸承的定位軸肩高度，因此取 d45 60mm 。去安裝支持圓柱齒輪處直徑 d 56 56 mm。8.3.7已知圓柱直齒輪齒寬B2 =70mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取 l56 =68mm。8.3.8 由于中間軸在箱體內(nèi)部長為228mm，軸承 30310 寬為 29.25mm，可以得出 l3450.5mm ，l 45 59mm ， l 67 50.5mm 。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。8

39、.3.9軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d56 由課本表 6-1 查得平鍵截面b h 16 10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H 7 ；鏈輪的周向定位采用平鍵連接， 按 d12 由m6課本表6-1查得平鍵截面bh128mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7；滾動軸承與m6軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。8.3.10確定軸上圓角和倒角尺寸參考表 15-2 ，取軸端倒角為 245 。8.3.11求軸上的載荷

40、根據(jù)軸的結(jié)構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結(jié)構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的MH 、MV 及M 的值列于下表載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 13158.5NFNV1536.2NFNH 22102.2NFNV2425.2N彎矩 MM H294.2N mM v132.7N m總彎矩M294.22132.72322.74N m扭矩 T·T3 =360.32N m8.3.12 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力M 2T3 2322.7420.6 360320 212.31MPacaW0.