兩級圓錐圓柱齒輪減速器設計計算及說明課程設計

1、課程設計說明書設計題目:圓錐圓柱二級齒輪減速器設計計算及說明一、設計任務書1.設計題目：鏈式運輸機減速器 2. e-9 :設計一用于鏈式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器。連續(xù)單向運動，有輕微振動，室內工作，無灰塵，雙班制工作。運輸鏈速 度誤差允許值±5% ,使用期為二十年，大修期一年。3.傳動方案簡圖4.原始數(shù)據(jù)原始數(shù)據(jù)鏈條總拉力拉力/(n )400鏈條速度i/( m/s )0.75鏈輪齒數(shù)n14鏈條節(jié)距p1 mm )80二、選擇電動機1) 電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的y系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2) 電動機容量(1) 鏈式運輸機的輸出功率pp =

2、旦=4°°° % ° 75 = 2kw 1000 1000(2) 電動機輸出功率ppr=-傳動裝置的總效率=力w”角氏2式中小、力為從電動機至運輸鏈輪的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計指導書查得：彈性柱銷聯(lián)軸器77. =0.99 ; 8級精度一般圓錐齒輪傳動(油潤滑)“2=0.97 ; 8級精度一般圓柱齒輪傳動(油潤滑)773=0.97 ;兩個球軸承(一對，油潤滑)久=099 ;兩個滾子軸承（一對，油潤滑）仏=°98 ；滾子鏈“6=0.96則1 = 0.992 xo.97 xo.972 xo.992 xo.983 xo.962 = 0

3、.768故pr = = 2. 60.768（3）電動機額定功率燈由機械設計課程設計指導書表11-1選取電動機額定功率ped=l.lkwo3）電動機的轉速計算鏈輪輸出轉速60x1000v 60x1000x0.2 o z .n. = 8.82r/minzxp17x80推算電動機轉速可選范圍，由機械設計課程設計指導書查得圓錐 齒輪傳動比范圍彳=23，單級圓柱齒輪傳動比范圍z2=36，鏈輪傳 動常用傳動比范圍£=25。初選同步轉速為1000r/min電動機。考慮綜合因素，選擇同步轉速為1000r/min的y系列電動機y90l-6 參數(shù)表如下表：額定功電動機轉速電動機率（k(r/min)最大轉

4、矩/型號w )同步滿載額定轉矩y90l-6310009102.04 ）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸由機械設計課程設計指導書查得主要數(shù)據(jù)，并記錄備用。三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）傳動裝置總傳動比910882= 103.22）分配各級傳動比，選擇齒數(shù)a.錐齒輪傳動比、齒數(shù)的確定因為是圓錐圓柱齒輪減速器，為使大圓錐齒輪尺寸不致過大，應使高速級圓錐齒輪傳動比4,因為采取油潤滑，為了保證兩級傳動的大齒輪浸油深度相近時厶二3.5 4.2 ,取人= 3.8輪齒固定嚙合由于選擇閉式傳動，小齒輪齒數(shù)在2040之間，為了保證不使同一對小齒輪齒數(shù)選擇偶數(shù)，選小圓錐齒輪齒數(shù)可=26 ,則z2 = z,-

5、98.8 ,取 z2 =99齒數(shù)比絡=3.81b .開式齒輪傳動比、齒數(shù)的確定取開式齒輪i = 6 , z3 = 30 ,則z4 = 180c.圓柱齒輪傳動比、齒數(shù)的確定柱齒輪減速器傳動比103.23.81x6= 4.51選小圓柱齒輪齒數(shù)z3=30 , z4 = z3xz2=135.3 ,取z4=135齒數(shù)比u2 = 4.5d.校核實際傳動比實際傳動比i x x 2； 102.87校核運輸連論的轉速誤差工作鏈輪的實際轉速.n 910102.87= 8.85轉速誤差77 /7 他=5 仏=0.34% < 5% %故符合要求。3）各軸轉速電機主軸:/?! = nr = 910/7 min小錐

6、齒輪齒輪所在軸：=nr=910r/min大錐齒輪所在軸：= = 283.85r/min與大圓錐齒輪接觸的圓柱齒輪輪軸：= 廠/minuau3開環(huán)圓柱齒輪所在軸：冬3 =- = 53r/min鏈輪軸：n4 =- = 8.85r/mini4）各軸輸入功率按電動機額定功率氏計算各軸輸入功率，即電機主軸：px=ped=akw小錐齒輪所在軸:馬# x” x5 = 1.1x0.99x0.98 = 1.067kw大錐齒輪所在軸：p3 = p2xij2x/j4=1.025kw與大圓錐齒輪接觸的圓柱齒輪軸：馬=£><2><5 =l025x0.97x0.98 = 0.974kw

7、開環(huán)圓柱齒輪所在軸：&二鬥xx4=0.955kw鏈輪軸： = />x773 x4x762 =0.8455 ）各軸轉矩電機主軸:9550 p.心小錐齒輪所在軸：大錐齒輪所在軸：與大錐齒輪接觸的圓柱開環(huán)圓柱齒輪所在軸：t2 =9550 巴9550 /氣11 .12 n mt.=41 .50 n m齒輪軸：丁9550 p4'4«39550p.rjn 21.=5 一 172 .0 8 n1154 n 加175mimj（一）圓錐直齒輪設計項目電機主軸小錐齒輪所在軸軸大椎齒輪所在軸與大錐齒輪接觸的圓柱齒輪所在軸開環(huán)圓柱齒輪所在軸鏈輪軸轉速(r/min)910910283.8

8、553538.83功率（kw）2.972.9672.0250.9740.9550.845轉矩(n*m)11.2311.1241.50175.50172.08913.90.鏈輪軸:9550 pt6 =_= 913 9 0 n m名稱修改日期大小e5 $8.dwg2017/9/12 9:33autocad hjf?40 kb弐裝配s.dwg2017/9/12 9:32autocad 圖形175 kb3 fttsjs.dwg2017/9/12 9:33autocad b9形44 kb論文內smjpg2017/9/12 9:30jpeg 圄®114 kb明國維國住齒蛇減速器裝配圖jpg201

9、7/9/12 9:32jpeg圖金61 kb曲維齒輪jpg2017/9/12 9:33jpeg圖據(jù)33 kb戲兩玻國維31柱齒館減速器課程設計doc2017/9/12 9:30microsoft office.2,030 kb設計要求png2017/9/12 9:28png囹金48 kb已知輸入功率片=2.97/r/f ,小齒輪轉速910r/min ,齒數(shù)比,=3.81 , 由電動機驅動，連續(xù)單向運動，有輕微振動，室內工作，無灰塵；兩 班工作制，使用期限二十年，大修期一年。減速器生產批量40臺， 由一般廠中等規(guī)模機械廠生產，可加工"8級精度齒輪及蝸輪。 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)1

10、 ）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用8級精度。2 ） 材料選擇由機械設計基礎課程設計選擇小齒輪材料為45號鋼（調質）齒面硬度為197-286hbs，大齒輪材料為45號鋼（正 火）,齒面硬度為156-217hbso3 ） z, = 26 , z2 = 991、軟齒面按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即4kt0r(1-o.50r)2m（1 ）確定公式內的各計算數(shù)值1 ） 錐齒輪齒寬系數(shù)02503之間，這里選定伽= 0.3試選載荷系數(shù)k = 1.5，中等載荷，對于一般工業(yè)用齒輪傳動接觸疲勞極限和輪齒彎曲疲勞極限最小安全系數(shù)可用一般可靠度（失效概率<=1/100）,其值

11、分別為 s” =1,sf =1.252 ）由機械設計查得鍛鋼鍛鋼的彈性系數(shù)z£ =189.83 ）計算小齒輪的轉矩£=11.23n旳4）由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)k hn= 0.8 &心心=0.91 o5）由機械設計基礎按齒面硬度查得小齒輪、大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為= 620mpgq血2 = 400mpa接觸疲勞極限許用值（yh =訕=0.88 x 620 = 545.6 mpasah2 = “ns 加=0.91x400 = 364 mpas6）由機械設計（第八版圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kpn = 0.82kfn? = 0.85由

12、機械設計基礎按齒面硬度查得小齒輪、大齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為=480mpqq陽砒=340mr?彎曲疲勞極限許用值試算小齒輪分度直徑小,代入中較小的值4(z/zzl)2kt2 _ i (189.8x2.5)2 x4x 1.5x 11120/10.5 j 比 一*3642x0.3x(10.5x0.3)2x3.81'=51.59mm故大端模數(shù)心少罟= 1.98,選取標準值“22）計算齒輪相關參數(shù)d、= mzi = 2x26 = 52mm d2 = mz2 = 2x99 = 198mm【6】嚴 kfn：fe =cyfl = kfwfe2 :s2、計算：°-82x480 =314.

13、881.25=0.85x340 =231 2a/pa1.25j+1_ v3.81*" +11 八小"r = d,= 52 x= 102.42/77/711 2 2h =（/）r r = 0.3x102.42 = 30.73mm故取 b1=b2=31mm.3、校核齒根彎曲疲勞強度1 ）以=arctan 工= 75.3° z|則玄=1472 ） z. = = 26.88 , zv2=% = 39047 v， cos 14.7°v2 cos 75.3°3 ）根據(jù)機械設計（第八版查得：7嚴 2.57,.嚴 1.60丫欣=2.08,心=192因為巧6大于

14、丫陰億= 503.17n、_2t?_ 2x11120"一（1-0.5一 52x0.85= 91.28mpd<b>如 丫切二 1.5x503.17x2.57x1.60 加（1_0.5%）一20x2x0.85所以強度滿足要求，所選參數(shù)合適。4、計算圓周速度v7tdun x51.59x910,v =« 2.46m/560x100060x10005、計算應力循環(huán)次數(shù)（兩班制按每班8個小時算）=60/?jl/? =60x910xlx(2x8x300x20) = 5.24xl095.24x1093.81= 1.38xl09（二）圓柱斜齒輪設計 已知輸入功率p2 = 1.03

15、kw ,小齒輪轉速238.5r/min ,齒數(shù)比u2 = 4.5 , 由電動機驅動，連續(xù)單向運動，有輕微振動，室內工作，無灰塵；兩 班工作制，使用期限二十年，大修期一年。減速器生產批量40臺， 由一般廠中等規(guī)模機械廠生產，可加工乙8級精度齒輪及蝸輪。k選精度等級、材料、齒數(shù)1 ）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用8級精度(gb10095-88)2 ）小齒輪材料為45號鋼（調質）齒面硬度為197-286hbs ,大齒輪材料為45號鋼（正火），齒面硬度為156-217hbso3 ）選小齒輪齒數(shù)z.3 = 30 ,大齒輪齒數(shù)乙=1354 ）初選螺旋角0 = 15。2、計算 1）對于一般

16、工業(yè)用齒輪傳動接觸疲勞極限和輪齒彎曲疲勞極限最小安全系數(shù)可用一般可靠度（失效概率=1/100）,其值分別為s”=1,sf=1.25, 對于標準齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)對于標準齒輪區(qū)域系數(shù)乙 =2.5鍛鋼-鍛鋼的彈性系數(shù)z” =189.8o電動機工作平穩(wěn)，則載荷系數(shù)為1.2,o斜齒圓柱齒輪軟齒面，齒輪相對于軸承非對稱布置齒寬系數(shù)之間0.2/.2 ,這里選定0.7o2 ）由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)k 冊 = 0.8&khn2 = 0.91 o3）由機械設計基礎按齒面硬度查得小齒輪、大齒輪的接觸疲勞 強度極限分別為crhliml = 620mrzqh恤2 = 400mpa接

17、觸疲勞極限許用值h = 0.88x620 = 545.6mpaq l =訕=o.91 x 400 = 364 mpa由機械設計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfni = 0.82k fn2= 0.854）由機械設計基礎按齒面硬度查得小齒輪、大齒輪的彎曲疲勞 強度極限6師嚴480mps 幀2 =340mpq彎曲疲勞極限許用值0.82x4801.25=k f科 2 fe2 s= 314.88mpa0.85x3401.25= 23.2mpa5 ）試算小齒輪分度圓直徑久，代入q/中較小的值d討竺乩出(沁尸(2x1.6x41500 4.5 + 12.433x189.8，=3xx(y =4l.2

18、2inmv 1x1.664.5545.66）由計算圓周速度v_ 加 2“ _於41.11x283.85v 60x100060x10007 ）計算齒寬b及模數(shù)血b =(j)d d2l = 1x41.22 = 41.22加"2d“cos0 41.22xcosl5°mnt = = 1.33mm" z,30h = 2.25mnt - 2.25xl.33 = 2.99mm/?_ 41.22h 2.99= 13.798)計算縱向重合度少£p = ().318諾 tan0 = ().318xlx3()xtan 15。= 2.569）根據(jù) v = 0.61 lm/s ,

19、 8級精度，由機械設計（第八版圖10-8查得動載系:k，= 1.03由機械設計（第八版）表103查得kha = kea =1.4由機械設計（第八版表102查得使用系數(shù)曲=1.25由機械設計（第八版表10-4查得k砂= 1.342由機械設計（第八版圖10-13查得k = 1.221接觸強度載荷系數(shù) k = ka kv khakhfi = 1.25 x 1.03x 1.4x 1.342 - 2.4210 ）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度直徑，得11）計算模數(shù)加dx cosb 47.32xcosl5° “mn = = 1.52mm”z303、按齒根彎曲強度設計（1 ）確定參數(shù)1 ）計算載

20、荷系數(shù)k 二 kakvk卩小邛=1.25x1.03x1.4x1.221 = 2.202 ） 根據(jù)重合度如=2.56 ,由機械設計（第八版圖10-28查得 螺旋角影響系數(shù)yp = 0.882 ） 計算當量齒數(shù)，為后續(xù)的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)做準備。可二30(cos fi)3 (cosl 5°)3= 33.29z2 _135(cos/?)3(cosl5°)3= 149.803 ）根據(jù)機械設計（第八版查得:.=2.45,7=1.65爲2=2.14,、2 = 1836）計算大、小齒輪的給并加以比較。7九6】2_ 2.14x1.83231.2= 0.01694大齒輪的數(shù)值大。（2 ）

21、設計計算2x2.20x41500x0.88x (cos 15°)2 xo.016941x3()2x166-1.193結合之前求得的叫=1.52 ,取叫=1.5 ,為了同時滿足接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，所以重新修正下齒數(shù)：% cos0 _ 47.32xcosl5° mn1.5= 30.47,取 z=30,z2 =30x4.5 = 1355 幾何尺寸的計算1）計算中心距“二（z+z2）叫2 cos 0（30 + 135）x1.52cos 15°-=128-12mm，中心距圓整為129mm.2 ）螺旋角0 = arccosg+z?）叫=arccos<30 +

22、135）xl5 二仇砂2a2x1293）分度圓直徑; zxmn 30x1.5. ni£ = =r = 46.9mmcos0 cos16°249f zomn 135x1.5仆d2 =厶丄二=211.10mmcos0 cos 16 24 94 ）寬度/=1x47.32=47.32m肌整后取b2 = 41mm 齒寬=50 mm5 ）結構設計由于大斜齒輪直徑大于200mm ,因此采用腹板式。（三）開式齒輪的傳動設計開式齒輪設計條件：功率p4=0.955 kw主動輪轉速：n4=53r/min傳動比：i3=6轉矩：t4=172.08 n-m詳細d=w=g圖二紙：三二1爸爸五w 0六32

23、31885406）屯他0男19歲=7月13日（公歷）巨蟹座展虎ill b f侖令侖會 揶子樹與穿心蓮的空間全套資料低拾io快起1 選齒輪材料、熱處理方式1）材料及熱處理按使用條件，屬低速、輕載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動。選用軟齒面齒輪，開式齒輪一般較大，選用鑄鐵材料。具體選擇如下：大小齒輪均選用qt600-3 ,正火處理，大齒輪硬度為220hbs,小齒輪硬度取250hbso2）圓柱齒輪速度不高，故選用8級精度3 ）選小齒輪齒數(shù)zj=30 ,大齒輪齒數(shù)z2 =30x6 = 1802、按照齒根彎曲疲勞強度設計2kt y&y 曲厲1 ）由機械設計（第八版圖10-20a查得小齒輪的彎曲疲勞

24、強度極限crf£l =330mpa ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限（jfe2 = 31 ompa2）計算應力循環(huán)次數(shù)n =60n2jlzl = 60x53x1x(2x8x300x20) = 3.05xl08"產叮"08x23 ）由機械設計（第八版圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)5= 0.88kfn2 = 0.934）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s = l25 ,得二 kfn；fe =232.32mpgcrf2 = kfnqfi = 230.64mpd s5）確定彎曲強度載荷系數(shù) 初選k嚴1.3齒寬系數(shù)0廣0.46 ）由機械設計（第八版表105查得齒形系數(shù)=2.

25、52yf =2.1281 a1 al應力校正系數(shù)丫嚴6257）計算大、小齒輪的涪并加以比較。丫沁和=0.01763乞叢1 = 0.017088）設計計算叫2xl.3xl72.08xl03x0.017630.4x302= 2.80進行相應校核 初定 4 =叫=2.80x30 = 84/7im 計算載荷系數(shù) 0.233m/57nltn 龍 x84x53v =60x100060x1000根據(jù) v = 0.233m/5 , 8級精度，由機械設計（第八版圖108查得動載系數(shù)=1.01由機械設計（第八版表103查得kha = k,a = 1 （直齒輪）由機械設計（第八版表查得使用系數(shù)ka = l25由機械

26、設計（第八版圖10/3查得k“ = 1.167由機械設計（第八版表104查得k廠1.222相關計算b = %= 0.4x84 = 33.6mmh = 2.25 叫=2.25 x 2.80 = 63 mm- = 5.33h1.543接觸強度載荷系數(shù) k = kakvkhakh/3 =1.25x1.01x1x1.222 -1.543校正模數(shù) d| =dtu =84x3/- «88.94/7?ml543v k.1.3叫3 一 = 2<80x3|- 2.96mmv k.1.3考慮齒面磨損，應將強度計算所得的模數(shù)加大10%-20% ,因止匕 m, = mx x(1 + 00)= 2.96

27、x1.10 = 3.26mm根據(jù)“機械原理第七版”，選擇標準模數(shù)系列中的m = 3 mm3 幾何尺寸的計算(1 )計算分度圓直徑£ = z m = 30x3 = 90mmd2 = z2 / = 180x3 = 540mm(2 )計算中心距d、+ d° 90+540=315mm(3) 計算齒輪寬度b = qd= 0.4 x90 = 36mm(4) 結構設計由于小齒輪直徑為96mm小于160mm，因此采用實心式由于大齒輪直徑為480mm大于160mm ,因此采用腹板式五、軸的設計計算圖1該軸傳遞功率較小，轉速中等，且屬一般用途的軸，無特殊 要求，故軸的材料選選用45鋼。經(jīng)調質處

28、理，由機械設計 書沖表15-3和表15-1 （ p370 ）查得其許用扭轉切應力 cy_ = 60mpa rt = 40mpa（2545）,2 按扭轉強度初步設計軸端直徑。1 ）初步估算軸的最小直徑：d>39550000 p （9550000x1.067 inf x =31.19mm0.2rr n v 0.2x40x910考慮軸端開有鍵槽，因此軸的最小軸徑增大10%-15%貝 lj d> 19x1.15 = 12.87m考慮到電機軸以及聯(lián)軸器的選用,由于選用的彈性套柱銷聯(lián)軸器幾4/20x38,所以取最小軸徑20mmo2 )作用在小錐齒輪上的力：dltll = x(l -o.50r)

29、= 52x(1 -0.5x0.3) = 44.2mm圓周力：耳=紐=2x1112° = 503.17"44.2徑向力：fr = ft tan a cos = 503.17 x tan 20 x cos 14.7° «177.14n軸向力：fa = ft tan a sin 8 = 503.17 x tan 20 xsin 14.7° « 46.47 tv3 )軸的結構設計(如圖1 ):根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，為了足聯(lián)軸器的軸向定位要求，2軸端右端需要制出一軸肩,由于聯(lián)軸器內徑和內孔長分別為cd = 20加加和i =

30、38mm,故取2-3軸段的直徑為d2_3 = 27”伽和/j_2 = 36mm。初步選定滾動軸承，因為此處軸承同時承受軸向力和徑 向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作需要初步確 定厶一3 = 55mm , 根據(jù)與之配合的軸徑，并且根據(jù)機械設計手冊選定單列圓錐滾子軸承的型號為33006 ,其主要參數(shù)為 d = 30/77/71,t = b = 20mm , d - 55 mm , 所以取心 =19mm , e/4_5 =37mmo取 =55mm , 15-6 -19mm , /6_7 = 47 mm , 6/5 = 30m/7i ,- 27mmo至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。4

31、)計算軸上載荷及較核：高速軸的受力分析圖如下圖。計算軸上載荷：其中 /, = 62.6mm , /2 = 50.32刃求垂直面內的支反力：ftl2 + f=0 , ft=fa+ft2代入數(shù)據(jù)計算得:巧嚴-404.47nft2 = 907.64nm2 = ftxl = 404.47 x 62.6 = 25319.82n.mm2求水平面內的支反力：frl2 + fril-fadm/2 = 0 , fr=frfr2代入數(shù)據(jù)計算得：斥嚴-103.797vfr2 = 280.93nmr2 = x/j =103.79x62.6 « 6497.25/v.mm46 47x52ma = f(lxdll

32、a /2 =102&22n.mm23.合成彎距：m =打2九 +2 - 26140.mte4 軸的扭距ti=11.12n-m5較驗高速軸，根據(jù)第三強度理論進行校核考慮到鍵槽的影響，查“機械設計書沖表15-4(p373)32- 1717.61mm3 ( b = 6 , t < 3.5 , d = 27 )2d32/x 30'=2650.72咖 332= 10.38mpgm _ jm? + (坷尸 _26140.152 + (0.6x11120)2w _2650.72m +_j1028.222+(0.6x11120)，v w _1717.6由于 cr<(t_1和 0 &

33、lt; <7_,所以軸是滿足強度要求的。圖21 .選擇材料該軸傳遞功率較小，轉速中等，且屬一般用途的軸，無 特殊要求,故軸的材料選選用45鋼。經(jīng)調質處理，由機械 設計書“中表15-3和表15-1 ( p370 )查得其許用扭轉切應力 & = 40mpa(2545) , (y_ = 60mpci2 按扭轉強度初步設計軸端直徑。1 )初步估算軸的最小直徑：亠 19550000 p/ 9550000x1.025d>3 x =3«16.28mmh 0.2rj n v 0.2x40x283.35考慮軸開有兩個鍵槽，因此軸的最小軸徑增大 10%15% ,貝i6/ >16

34、.28x1.15-18.72mm考慮到與之配合的軸承，根據(jù)“機械設計手冊”，初步選 定為單列圓錐滾子33005 ,其主要參數(shù)為 cl = 25 mm ,d = 41mm , t = b = 17 mm , 因此最小軸徑心 =25mm o2 ）作用在小斜齒輪上的力：圓周力：巧產經(jīng)=2x41500 = 2014.56" dy 41.2軸向力：ff仁 75徑向力:fa3 = fl3 tan p = 2014.56x tan 16°24 9 - 593.017v作用在大圓錐齒輪上的力：圓周力：件=50317n軸向力：巧2= 46.472v徑向力:坊2=17714n3 ）軸的結構設計

35、（如圖2）:根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。a）初步選定圓錐滾子軸承，根據(jù)與之配合的軸徑，并且根據(jù)機械設計手冊選定單列深溝球軸承的型號為33005 ,其主要參數(shù)為 d = 25 mm , d = 47 mm ,b）取安裝大t = b = 11 mm 、可取 /_2 = 37mm , d2 = 25mm o錐齒輪處的軸端直徑心一3 =30/777?,齒輪右端通過擋油板定位，左端通過軸環(huán)定位，又已知輪轂長度/ = （1 1.2肚_3 = （1 1.2）x30=30 36m加，取心 34mm 因此 軸段長度取3= 32mm ,由d2_3 = 30mm ,確定軸環(huán)軸肩高 度力和寬度b ,經(jīng)計

36、算/i>0.07j2_3=2.1 ,因此坯 lh = 4.5mm , b = ah = 5.6mm ,取b = 10mm ,即 l3_4=b = omm因此軸 環(huán)直徑 3_4 = 39mm oc）取安裝小圓柱斜齒輪處的軸端直徑心5 =30mm , 齒輪左端 通過擋油板定位，右端通過軸環(huán)定位，又已知輪轂長度 b = 51mm , 因此軸段長度取l_5 =55mm ,由d4_5 =3qmmod ）根據(jù)a ）的分析，可知ds =37mm , d5_6 = 25mmo至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。4 ）計算軸上載荷及校核軸的受力分析圖如下圖： 計算軸上載荷：其中 l = 48.85mm

37、, /2 = 56.5mm , l3 = 2sa9mm ,4求水平面內的支反力：巧2+0+砒+巧仏+厶+厶）"，件+件+你+&=0代入數(shù)據(jù)計算得：耳4 = 113l35n你=1386.38n6ma =ft4xl3= 1131.35x28.49 - 322326n mm=1386.38x4& 85 = 6772466n/n2求垂直面內的支反力：呂3 02 + 厶）+frl（4 + 厶 + 厶）+巧 2%“2 / 2+fa3d3/2-fr2l3 =0 你+幾+厲-巴2=0代入數(shù)據(jù)計算得：斥嚴585.96n巴4=t25nm廠3 =xl = 28624.15m“3 = fa3

38、xd3/2 = 593.01x46.69/2 = 13843.82a.mmmrl = fr4xl3 =356n.mmma2 = fa2 xdm2/2- 4600.53mmm3.合成彎距：m = 7m2r3 + m2/3 - 73525.31n.mm4 軸的扭距t2 =41500a.mm5較驗高速軸，根據(jù)第三強度理論進行較核 妊季£ = 50.61喚w7td/32由于 er v cf-j = 6qmpa所以軸是滿足強度要求的（三）低速軸圖31 選擇材料該軸傳遞功率較小，轉速中等，且屬一般用途的軸，無 特殊要求，故軸的材料選選用45鋼。經(jīng)調質處理，由機械 設計書“中表15-3和表15-1

39、 （ p370 ）查得其許用扭轉切應力 訃 40mpg（2545） ,60mpq2 按扭轉強度初步設計軸端直徑。1 ）初步估算軸的最小直徑：八（9550000 p 19550000x0.974d>3 x =3« 18.78mmv 0.2 n v 0.2x40x175.50考慮軸開有一個鍵槽，因此軸的最小軸徑增大10%-15% ,貝it/> 18.78xl.10-20.66m/h考慮到聯(lián)軸器的選用，由于選用的柱銷聯(lián)軸器幾5/25x44,所以取最小軸徑 25mm。2 ）作用在小斜齒輪上的力：圓周力:斥4 =耳=2o14.56n軸向力：fr4 = fr3= 764.35/v徑向

40、力:臨=巧3=59301"3 ）軸的結構設計（如圖3 ）:根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。a）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求軸端右端需要 制出一軸肩，由于聯(lián)軸器內徑和內孔長參數(shù)可得心 44mm和 d-2 = 25mm ,故取1-2軸段的直徑為 d_2 = 25mm ,b）初步選定滾動軸承，因為此處軸承同時承受軸向力和徑向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。根據(jù)與之配合的 軸徑，并且根據(jù)機械設計手冊選定單列圓錐滾子軸承的型號為32007 ,其主要參數(shù)為 d = 35 mm , d = 62 mm ,t = b = 8mm o 取 /2_3 = 70mm 且 dy_= 30mm,經(jīng)計

41、算/3_4 =2mm o£7=3877：，7_8=35"勸。c）取安裝大柱斜齒輪處的軸端直徑d5_6 = 40mm ,齒輪右端通過套筒定位，左端通過軸環(huán)定位，又已知輪轂長度b = 52mm , 因此軸段長度取= 50mm ,由 da = 40/nm 0 確定軸環(huán)軸肩高度/i和寬度b ,經(jīng)計算h > 0.01 da_5 = 2.8 ,因 it匕取/? = 6”2加，b=ah = 8.4mm ,z? = 10mm , /4_5 =b = 0mm因此軸環(huán)直徑5_6 = 46mm 0d）其余軸段長度厶_4由減速器與中間軸確定，初步確定=45m叫4 ）計算軸上載荷及校核軸的受力

42、分析圖如下圖：計算軸上載荷：其中 l = 83.85mm , l2 = 46.35mm1求垂直面內的支反力：仔2-你仏+厶）=0 ,耳=耳+血代入數(shù)據(jù)計算得：廳嚴 717.16n傷二1297.19“mt =耳= 60133.87n.加加2求水平面內的支反力：一弘 + 巴仏+厶）+巧心/2 = 0 , fr = frfrl 代入數(shù)據(jù)計算得：fr « -208.64/vft2 = 972.99nm ri = f八 xl嚴 17494.46nj防nmr2 = fr2 x l2 « 45098.09tv.77?m3.合成彎矩：m = ylm2r2 + m2t - 75165 .95

43、 n.mmm' = jm'爲+ / = 62626.98 n.mm4 軸的扭距t4=175.50n-m5校驗低速軸，根據(jù)第三強度理論進行較核考慮到鍵槽的影響，查“機械設計書”中表15-4(p373)w = -= 5290.74m/?3 ( b = 14 , r = 4.5 , d = 40 )32 2d = 4209.24mm332-24.45mpam caw由于 5 v j = 60mpa , (y2 <(7 = 6qmpa所以軸是滿足強度要求的。六、鍵連接的選擇及校核計算4 高速軸的鍵連接a）高速軸的輸入端與聯(lián)軸器的鍵連接:采用普通圓頭平鍵連接，由 d = 20mm

44、, 查“機械設計書”中表6-1 ( p106 )得 bxh = 6x6 ,因 /】_2 = 36mm , 故取鍵長/ = 28mm ob）小錐齒輪與高速軸的鍵連接：采用普通頭平鍵連接，由 d = 27 mm , 查“機械設計書”中表6-1 ( p106 )得bxh = 8x7 ,因 1 = 32.4mm ,故取鍵長i = 28mm o 2 中間軸的鍵連接a）小斜齒輪與中間軸的鍵連接：采用普通圓頭平鍵連接，由d = 30加加,查“機械設計書”中表6-1 （ p106 ）得bxh = 8xl ,因 /,_2 = 55mm ,故取鍵長 i - 40mm ob）大錐齒輪與中間軸的鍵連接：采用普通圓頭平

45、鍵連接，由 d = 3 0/77/71 , 查“機械設計書”中表6-1 （ p106 ）得hxh = sx7 ,因 /2_3 = 32mm , 故取鍵長i = 25mm。3 低速軸的鍵連接a）低速軸的輸出端與聯(lián)軸器的鍵連接：采用普通圓頭平鍵連接，由 d = 25 mm , 查“機械設計書”中表6-1 ( p106 )得z?x/z = 8x7 ,因心 =42mm , 故取鍵長/ = 35mm。b）大斜齒輪與低速軸的鍵連接：采用普通頭平鍵連接，由d = 40mm ,查“機械設計書沖表6-1 ( p106 )得bxh = 12x8 ,因 1 = 50inm ,故取鍵長i = 36mm °4

46、鍵的強度校核：上述鍵連接都屬于靜連接，其主要失效形式是工作面被壓潰，因 此根據(jù)“機械設計書”中式6-1 （ p106 ）2txlo 其中 k = h l = l_h （ a 型）心厶（b 型）p kid2',',軸徑鍵的工作長度鍵型轉矩n-m極限應力高速軸2022a11.1216.85mp a2720a11.1211.77mp a中間軸3032a41.5024.70mpa3017a41.5046.50mpa低速軸2535b175.50114.61mpa4024a175.5091.41mp a由于鍵采用靜連接，輕微沖擊，材料選用45鋼，所以許用擠壓應力(yff= 20mpa ,因

47、此上述鍵皆安全。七、滾動軸承的選擇及計算高速級軸軸承的選擇根據(jù)軸的直徑和工作條件，選用單列圓錐滾子軸承的型號為33006o其主要參數(shù)：d = 30mm , d = 55mm , e = 0.29 , y = 2 1 ,yq = a ,cr = 43.2kn , crq=5s.skn o查“機械設計書”中表13-5 ( p321 )得當 fjfr>e 時，x=0.4,y=yo當 fa/fr<ei寸,x=1,y=0o(1 )計算軸承的受力：a) 支反力的計算，由前面對高速軸受力分析中可得：f八= j103.792+404.472 = 417.57nfr2 = j=a/280.932 +

48、 907.642 - 950.12nb) 附加軸向力(對滾動軸承而言fd = fr/2y )fdx = frj2y = 417.57/(2x 2.1)« 99.42nfd2 = fr2/2y = 9502/(2x2.1)-226.22c) 軸向外載荷 巧=46.47n(2)計算各軸承的軸向受力：經(jīng)過分析，由于fd2 + fa>fdx ,因此軸承1被壓緊，軸承2被放松，可得實際軸向力：fa=fd2 + fa= 226.22+46.47 二 272.697vf邊=f池=226.22n(3)計算各軸承的當量載荷由于承受輕微沖擊,查“機械設計書”表13-6 ( p321)得乙= 1.2

49、。由于 fal / 匚=272.69/417.57 - 0.65 >e = 0.29因此 p 二厶+1.2x(0.4x417.57+ 2.1x272.69)=887.612由于 fa2 / 巴2 = 226.22/950.12 - 0.24 < = 0.29因此 p二厶(x£ +17；)=1.2x(lx9502+ 0x226.22)= 1140/v(4 )計算軸承壽命：理論壽命:1() 106<43700)3_60x910< 1140 丿1()310660« 3478531.79/1使用要求壽命:£10/ =20x300x16 = 9600

50、0/?由于厶0/? » li0；,因此此對滾動軸承滿足壽命要求。2中間軸軸承的選擇根據(jù)軸的直徑和工作條件，選用圓錐滾子軸承33005o其主要參數(shù)： d 25mm , d = 41mm , e = 0.29 , y = 2.1 ,主要參 數(shù)為，z)= l.l,cr = 32.5£n , oq = 42.5kn o查“機械設計書沖表13-5 ( p321 )得當 fa/fr>e寸,x=0.4,y=yo當 fjfr<e 寸,x=1,y=0o(1 )計算軸承的受力：a) 支反力的計算，由前面對高速軸受力分析中可得：匚=j= 7585.962 +1386.382 - 15

51、052nfr4 = j+ 療j = a/1.252 + 1131.352 - 1131.357vb) 附加軸向力(對滾動軸承而言fd = fr/2y )=fh/2r = 1505.12/(2x2.1)-358.36nfj4 = fr4/2y = 1131.35/(2x2.1)= 269.37nc)軸向外載荷fa2 = 46.67n ,巧3 =59301n(2)計算各軸承的軸向受力經(jīng)過分析，由于耳4+巧3心+為，因此軸承1被壓緊，軸承4被放松，可得實際軸向力：fal = f(u + fa3- fa2 = 269.37 + 593.01-46.67 = 815.71n(3)計算各軸承的當量載荷由于

52、承受輕微沖擊,查“機械設計書”表13-6 ( p321)得幾= 1.2 °由于心/巴| =815.71/1505.12 = 0.54 > 0.29因止匕 p二厶(x/； + mj= 1.2x(0.4x15052 + 2x815.71)= 2778.05n由于 巧4/巴4 = 269.37/1131.35 «0.24 <e = 0.29因上匕 p = / (xt； + y巧)=1.2 x (1 x 925.04 + 0 x 220.24)-111 0.05n(4 )計算軸承壽命：理論壽命：10 10厶=121 3 =_型_( 32500 v 213421.19/7

53、=" 60 ip 丿60x 283.85 ( 2778.05 丿使用要求壽命：li0/ = 20 x 300 x 16 = 96000 h由于厶厶g ,因此此對滾動軸承滿足壽命要求。3低速軸軸承的選擇根據(jù)軸的直徑和工作條件，選用單列錐滾子軸承的型號為32007o其主要參數(shù):d = 35mm , d = 62mm , e = 0.39 , y = 1.5 ,人=0.8,0 = 43.93,5=56.43。查“機械設計書”中表13-5 ( p321 )得當 fjfr>e寸,x=0.4,y=yo當 fa / fr <e 寸,x=1 ,y=0o(1 )計算軸承的受力：a) 支反力的計算，由前面對高速軸受力分析中可得：fh = j+ ff =