二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書題目：題目：帶式輸送機(jī)帶式輸送機(jī)班級：機(jī)械班級：機(jī)械 0601學(xué)號：學(xué)號：2006035545設(shè)計：李忠祥設(shè)計：李忠祥指導(dǎo)：王新亭指導(dǎo)：王新亭明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新2目錄目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機(jī)選擇44. 分配傳動比55. 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算66. 設(shè)計高速級齒輪77. 設(shè)計低速級齒輪128. 鏈傳動的設(shè)計169. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計18軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計18軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計24軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計2910. 潤滑與密封3411. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3512

2、. 設(shè)計總結(jié)3613. 參考文獻(xiàn)36明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新3一.題目及總體分析題目及總體分析題目：設(shè)計一個帶式輸送機(jī)的減速器給定條件：由電動機(jī)驅(qū)動，輸送帶的牽引力7000FN，運(yùn)輸帶速度0.5/vm s，運(yùn)輸機(jī)滾筒直徑為290Dmm。單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。工作壽命為八年，每年 300 個工作日，每天工作 16小時，具有加工精度 7 級（齒輪） 。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點(diǎn)及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減

3、緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖示：5 為電動機(jī)，4 為聯(lián)軸器，為減速器，2 為鏈傳動，1 為輸送機(jī)滾筒，6 為低速級齒輪傳動，7 為高速級齒輪傳動， 。輔助件有:觀察孔蓋,油標(biāo)和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新4二二.各主要部件選擇各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機(jī)齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒， 低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三三.電動機(jī)的選擇電動機(jī)的選擇目的過程分析結(jié)論類型根

4、據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動機(jī)選擇選用 Y 系列封閉式三相異步電動機(jī)功率工作機(jī)所需有效功率為 PwFV7000N0.5m/s圓柱齒輪傳動(8 級精度)效率(兩對)為10.972滾動軸承傳動效率(四對)為20.984彈性聯(lián)軸器傳動效率30.99輸送機(jī)滾筒效率為40.97鏈傳動的效率50.96電動機(jī)輸出有效功率為24123457000 0.54374.60.970.980.99 0.97 0.96wPPW電動機(jī)輸出功率為4374.6PW型號查得型號 Y132S-4 封閉式三相異步電動機(jī)參數(shù)如下額定功率 p=5.5 kW滿載轉(zhuǎn)速 1440 r/min同步轉(zhuǎn)速 1500 r/min選用型號 Y132S-

5、4 封閉式三相異步電動機(jī)明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新5四四.分配傳動比分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比wmnni 其中 i 是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw為工作機(jī)輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下1440 /minmnr,6060 0.532.95 /min3.14 0.29wvnrd144043.732.95mwnin取13i 2143.714.63iii2lhiii取3.5,4.2lhiii:總傳動比1i：鏈傳動比li：低速級齒輪傳動比hi：高速級齒輪傳動比13i 214.6i 4.2hi 3.5l

6、i 明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新6五五.傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算目的過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算設(shè)：從電動機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為 1 軸、2 軸、3 軸、4 軸；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、；對應(yīng)各軸的輸入功率分別為、；對應(yīng)名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為、； 相鄰兩軸間的傳動比分別為、；相鄰兩軸間的傳動效率分別為、。軸號電動機(jī)兩級圓柱減速器工作機(jī)1 軸2 軸3 軸4 軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=342.86n3=97.96n4=32.65功率P(kw)P=5.5P1=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607轉(zhuǎn)矩T(Nm)T1=2

7、8.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=4.2i23=3.5i34=3傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.96明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新7六六.設(shè)計高速級齒輪設(shè)計高速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)） ，硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)2114.224=100.8,取 Z2

8、=101。5）選取螺旋角。初選螺旋角142按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（1021）試算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選6 . 1tK（）由圖，選取區(qū)域系數(shù)433. 2HZ（）由圖查得78. 0120.87121.65（）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩55411195.5 10/95.5 104.244/14402.8146 10TP nN mm（）由表選取齒寬系數(shù)1d（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)2/18 .189 MPaZE（ ） 由 圖 按 齒 面 硬 度 查 得 小 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強(qiáng) 度 極 限MPaH6001lim，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限l

9、im2550HMPa（）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)916060 1440 1 (16 300 8)3.32 10hNnjL 9923.32 10 /4.20.790 10N （）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)90. 01HNK95. 02HNK（）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新8取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由式得MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim22MPaMPaHHH25.5312/ )5 .522540(2/)(21）計算（）試算小齒輪分度圓直徑td1，由計算公式得24312 1.6 2.8146

10、105.22.433 189.837.101 1.654.2531.25tdmm（）計算圓周速度1137.10 14402.8/60 100060 1000td nvm s（）計算齒寬及模數(shù)ntm11 37.1037.10dtbdmm 11cos37.10 cos141.5024tntdmmmZ2.252.25 1.503.375/37.10/3.37510.99nthmmmb h（）計算縱向重合度903. 114tan241318. 0tan318. 01Zd（）計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)1AK根據(jù)smv/2 . 1，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)1.11VK 由表查得2232231.120.

11、18(1 0.6)0.23 101.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 1037.101.417HddKb 由圖查得1.34FK明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新9假定100/AtK FN mmb，由表查得4 . 1FHKK故載荷系數(shù)1 1.11 1.4 1.422.21AVHHKK K KK （）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得3311/37.10 2.21/1.641.32ttddK Kmm（）計算模數(shù)nm11cos41.32 cos141.6724ndmmmZ3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式32121cos2FSFdnYYZYKTm）確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)1 1.11 1.4 1.

12、342.08AVFFKK K KK （）根據(jù)縱向重合度903. 1，從圖查得螺旋角影響系數(shù)88. 0Y（）計算當(dāng)量齒數(shù)113322332426.27coscos 14101110.56coscos 14VVZZZZ（）查取齒形系數(shù)由表查得592. 21FaY22.172FaY（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得596. 11SaY21.798SaY（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE5001大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE3802（）由圖查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)85. 01FNK88. 02FNK明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新10（）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S1.4，由式得MPaSK

13、FEFNF57.3034 . 150085. 0111MPaSKFEFNF86.2384 . 138088. 0222（）計算大小齒輪的FSaFaYY1112222.592 1.5960.01363303.572.172 1.7980.01635238.86FaSaFFaSaFYYYY大齒輪的數(shù)據(jù)大）設(shè)計計算42322 2.08 2.8146 100.88 cos 140.016351.1861 241.65nmmm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)nm大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取nm1.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓

14、直徑141.32dmm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有11cos41.32 cos1426.71.5ndZm取127Z ，則2114.2 27113.4114Zi Z4幾何尺寸計算）計算中心距12()(27 114) 1.5108.992cos2 cos14nZZmamm將中心距圓整為 109mm）按圓整后的中心距修正螺旋角12()(27 114) 1.5arccosarccos14.0322 109nZZma因值改變不多，故參數(shù)、K、HZ等不必修正。明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新11）計算大、小齒輪的分度圓直徑1122227 1.541.75coscos14.03114 1.5176.25coscos14.03

15、nZ mdmmZ mdmm）計算大、小齒輪的齒根圓直徑11222.541.752.5 1.5382.5176.252.5 1.5172.5fnfnddmmmddmmm）計算齒輪寬度11 41.7541.75dbdmm 圓整后取245Bmm；150Bmm5驗(yàn)算1122 281461348.341.75tTFNd1 1348.332.3/100/41.75AtK FN mmN mmb合適明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新12七七.設(shè)計低速級齒輪設(shè)計低速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)） ，硬度為，大齒輪材料為鋼（

16、調(diào)質(zhì)） ，硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)2113.524=84。2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即3211)(132. 2HEdttZuuTkd）確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)3 . 1tK（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩55122495.5 10/95.5 104.034/342.8611.239 10TPnN mm（） 由表選取齒寬系數(shù)1d（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)2/18 .198 MPaZE（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPaH6001lim大齒輪的接觸疲勞

17、強(qiáng)度極限lim2550HMPa（）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9116060 342.86 1 (2 8 300 15)1.481 10hNn jL 9921.481 10 /3.50.423 10N （）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)96. 01HNK05. 12HNK明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新13（）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由式得MPaMPaSKHHNH57660096. 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .57755005. 12lim22）計算（） 試算小齒輪分度圓直徑td1，代入H中的較小值42311.3 11.239 104.5 189.82.32()63.

18、3913.5576tdmm（） 計算圓周速度 v1263.39 342.861.14/60 100060 1000td nvm s（） 計算齒寬11 63.3963.39dtbdmm （） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)1163.392.64124tntdmmmZ齒高2.252.25 2.6415.94/63.39/5.9410.67nthmmmb h（） 計算載荷系數(shù) K根據(jù)1.14/vm s，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)07. 1VK假設(shè)mmNbFKtA/100/，由表查得1HFKK由表查得使用系數(shù)1AK由表查得2232231.120.18(1 0.6)0.23 101.120.18(1 0.6 1

19、 ) 10.23 1063.391.422HddKb 由圖2查得35. 1FK故載荷系數(shù)1 1.07 1 1.4221.522AVHHKK K KK 明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新14（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得3311/63.39 1.522/1.366.81ttddK Kmm（）計算模數(shù)11/66.81/242.78mdZ3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為32112FSFdnYYZKTm）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE5001大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE3802（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)85. 01FNK88. 02FN

20、K（） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1.4，由式得1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaMPaS（） 計算載荷系數(shù)1 1.07 1 1.351.4445AVFFKK K KK （）查取齒形系數(shù)由表查得65. 21FaY22.212FaY（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得58. 11SaY21.774SaY（）計算大小齒輪的FSaFaYY，并比較1112222.65 1.580.01379303.572.212 1.7740.01643238.86FaSaFFaSaFYYYY大齒輪的數(shù)據(jù)大明德厚

21、學(xué)、求是創(chuàng)新15）設(shè)計計算4322 1.4445 11.239 100.016432.111 24mmm對比計算結(jié)果， 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 2.11，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.2。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑166.81dmm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有11/66.81/2.230.4Zdm取131Z 大齒輪齒數(shù)2213.5 31108.5Zi Z取2109Z 4幾何尺寸計算）計算分度圓直徑112231 2.268.2109 2.2239.8dZ mmmdZ mmm）計算齒根圓直徑1122(2.5)2.

22、2 (31 2.5)62.7(2.5)2.2 (1092.5)234.3ffdm Zmmdm Zmm）計算中心距12()/2(68.2239.8)/2154addmm）計算齒寬11 68.268.2dbdmm 取mmB702mmB7515驗(yàn)算1122 1123903295.968.2tTFNd1 3295.948.33/100/68.2AtK FN mmN mmb合適明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新16八鏈傳動的設(shè)計八鏈傳動的設(shè)計1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù)119Z ，大齒輪的齒數(shù)為213 1957ZiZ 材料選擇 40 鋼，熱處理：淬火、回火2 確定計算功率由表 96 查得1.0AK ，由圖 913

23、 查得1.35zK ，單排鏈，則計算功率為：1.0 1.35 3.8345.18caAZPK K PkW3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)5.18caPkW及397.96 /minnnr查圖 911，可選 24A-1。查表 91，鏈條節(jié)距為38.1pmm。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距0(30 50)(30 50) 38.111431905apmm。取01200amm。相 應(yīng) 得 鏈 長 節(jié) 數(shù) 為201221002()102.1522PaZZZZPLPa， 取 鏈 長 節(jié) 數(shù)102PL 節(jié)。查表 98 得到中心距計算系數(shù)10.24521f ，則鏈傳動的最大中心中心距為：1122()1196Paf

24、PLZZmm5 計算鏈速 v，確定潤滑方式1197.96 19 38.11.18/60 100060 1000n Z Pvm s由1.18/vm s和鏈號 24A1，查圖 914 可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計算壓軸力有效圓周力為：3.8341000100032491.18PPFNv鏈 輪 水 平 布 置 時 的 壓 軸 力 系 數(shù)1.15,FpK， 則 壓 軸 力 為1.15 32493736PFpeFKFN明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新177 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結(jié)果分 度 圓直徑d0180sin()pdZ12231.5694.5mmzzdmmd小鏈輪：大鏈輪：齒 頂 圓

25、直徑admin1max11.6(1)1.25aaddpdZddpdaz1minaz1max2min2max244.2256.9732.6 770.7azazdmmdmmdmmdmm小鏈輪： 大鏈輪：齒 根 圓直徑fd1fdddfz12209.3672.3fzdmmdmm小鏈輪：大鏈輪：齒高ahmin1max10.5()0.80.6250.5aahpdphpdZaz1minaz1max2min2max7.914.323.8 42.9azazhmmhmmhmmhmm小鏈輪： 大鏈輪：確 定 的最 大 軸凸 緣 直徑gd02180cot1.040.76gdphZgz1gz2191.4574.2dmm

26、dmm小鏈輪：大鏈輪：明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新18九九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計輸入軸上的功率114.244,n1440 /minPkwr轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩412.8146 10TN mm求作用在齒輪上的力41122 2.8146 101348.341.75tantan201348.3505.8coscos14.03tan1348.3 tan14.03337.0tnrtatTFNdaFFNFFN初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取112A（ 以 下 軸 均 取 此 值 ）， 于 是 由 式 初

27、 步 估 算 軸 的 最 小 直 徑33min11/112 4.244/144016.05dAP nmm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑1 2d.為了使所選的軸直徑1 2d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取 KA=1.3,則，411.3 2.8146 1036589.8caATK TN mm查機(jī)械設(shè)計手冊 ，選用 HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 160000N。半聯(lián)軸器的孔徑118dmm，故取118dmm半聯(lián)軸器長度 L42，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度30mmL 。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件

28、的裝配方案（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度dh1 . 007. 0,故取段的直徑220dmm221lmm。 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度1L=30mm.，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1l的長度應(yīng)該比1L略短一點(diǎn)，現(xiàn)取128lmm明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新19（2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)220dmm，初選型號 6205 軸承，其尺寸為25 52 15dDB，基本額定動載荷14.0rCKN基本額定靜載荷7.88rCKN，mmda31mmDa46，故3825ddmm,軸段 7 的長度與軸承

29、寬度相同,故取3815llmm(3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取494lmm。為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段 4 的直徑應(yīng)根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑ad確定431addmm（4） 軸段 5 上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,5d應(yīng)略大與4d,可取535dmm.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段 5 的長度5l應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬50bmm,故取548lmm。齒輪右端用肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 6 的 直 徑 ,軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取640dmm,61.4lh,故取65lmm為減小應(yīng)

30、力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段 7 的直徑應(yīng)根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑ad確定,即731addmm，712lmm（5）取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得155.5Lmm,2125.5Lmm，348.5Lmm(6)參考表 152，取軸端為01 45，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新20輸入軸的結(jié)構(gòu)布置輸入軸的結(jié)構(gòu)布置明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新215受力分析、彎距的計算（）計算支承反力在水平面上323375.8tAXFLFNLL972.5BXtAXFFFN337.0AYaFFN（）在垂直面上132320,215.3raBAZdF LFMFNLL故505.8215.3290.5BZr

31、AZFFFN總支承反力222222375.8337.0215.3548.8AAXAYAZFFFFN2222972.5290.51015.0BBXBZFFFN）計算彎矩并作彎矩圖（）水平面彎矩圖2375.8 125.547162.9 .AXAXMFLN mm47162.9 .BXAXMMN mm（）垂直面彎矩圖2215.3 1252.527020.2AZAZMFLN mm3290.5 48.514089.3BZBZMFLN mm（）合成彎矩圖222247162.927020.254354.6AAXAZMMMN mm222247126.914089.349184.2BBXBZMMMN mm3）計算

32、轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖128.146TTN m明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新226作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（C 型）66bhmmmm25Lmm齒輪：選普通平鍵（A 型）87bhmmmm45Lmm聯(lián)軸器:由式，19144 28.14647.418 6 (253) 10TMPapd hl 查表，得MPap120100pp，鍵校核安全齒輪:19444 28.14614.530 7 (458) 10TMPapd hl 查表 62，得100 120MPappp，鍵校核安全明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新238按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C 處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)

33、力集中，故c 截面為危險截面。根據(jù)式，并取6 . 0，軸的計算應(yīng)力221() /14.7caAMTWMPa由表查得MPa601，1ca，故安全9校核軸承和計算壽命（） 校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷2222215.3375.8433.1ArAZAXFFFN軸向載荷337AaaFFN由/0.778AaArFFe，在表取 X0.56。相對軸向載荷為0337.00.04277880aFC， 在表中介于 0.0400.070 之間， 對應(yīng)的 e 值為 0.240.27之間，對應(yīng) Y 值為 1.81.6，于是，用插值法求得(1.8 1.6) (0.070.0427)1.61.7820.070.04Y，

34、故0.56,1.782XY。由表取1.2pf 則，A 軸承的當(dāng)量動載荷()1011.7ApArAarPfXFYFNC，校核安全該軸承壽命該軸承壽命66331101014000()()306706060 14401011.7rAhACLhnP（） 校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷2222290.5972.51015.0BrBZBXFFFN當(dāng)量動載荷1.2 1015.01218.0BpBrrPf FNC，校核安全該軸承壽命該軸承壽命66331101014000()()175766060 14401218.0rBhBCLhnP明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新242軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計軸（中間軸）及其

35、軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 中間軸上的功率224.034,n342.86 /minPkwr轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩4211.239 10TN mm求作用在齒輪上的力高速大齒輪:4212111122 11.239 101275.4176.25tantan201275.4478.5coscos14.03tan1275.4 tan14.03318.7tnrtatTFNdaFFNFFN低速小齒輪:42212222 11.239 103295.968.2tan3295.9 tan201199.6trtnTFNdFFaN初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取112A，于是由式初步估算軸的最小直徑33min22

36、/112 4.034/342.8625.5dAPnmm這是安裝軸承處軸的最小直徑1d4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號 6206 的深溝球軸承參數(shù)如下30 62 16dDB36admm56aDmm基本額定動載荷19.5rCKN基本額定靜載荷11.5rCKN故1730ddmm。軸段 1 和 7 的長度與軸承寬度相同,故取1716llmm，2636adddmm，2620llmm( 2 )軸段 3 上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,3d應(yīng)略大與2d,可取340dmm。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段 3 的長度3l應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與

37、齒寬相同,已知齒寬175bmm，取370lmm。小齒輪右端用軸肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 4 的 直 徑 ,軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取444dmm,hl4 . 14,故取mml64( 3)軸段 5 上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,5d應(yīng)略大與6d,可取540dmm。明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新25齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段 5 的長度5l應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬45bmm，取541lmm。大齒輪左端用軸肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 4 的 直 徑 ,軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取4

38、44dmm,hl4 . 14,故取mml64。取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得163Lmm,262Lmm，351Lmm（4）參考表 152，取軸端為01.2 45，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。中間軸的結(jié)構(gòu)布置中間軸的結(jié)構(gòu)布置明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新265.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力：在水平面上13223123()2514.3ttAXFLFLLFNLLL1318.7AYaFFN122057.0BXttAXFFFFN在垂直面上：2131223123()20,1080.7rarBAZdF LFFLLMFNLLL故12597.4BZrrAZFFFFN總支承反力：2222222514.33

39、18.71080.72755.2AAXAYAZFFFFN22222057.0597.42142.0BBXBZFFFN2)計算彎矩在水平面上：132057.0 51104907.BXBXMFLN mm212514.3 63158372.9 .AXAXMFLN mm11104907.XBXMMN mm22158372.9 .XAXMMN mm在垂直面上：1330467.4 .BZBZMFLN mm213158552.8 .2BZBZadMFLFN mm211080.7 6366922.1 .AZAZMFLN mm1130467.4zBZMMN mm1158552.8zBZMMN mm2266922

40、.1ZAZMMN mm明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新27故222211110490730467.4109340.0XZMMMN mm222211110490758552.8120196.7XZMMMN mm2222222153372.366922.1167353.4XZMMMN mm3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖2112390TTN mm6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A 型）12 8bh56Lmmmmhk45 . 044lLbmm由式，2232.0pTMPakdl明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新28查表，得MPap120100pp，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A 型）

41、12 8bh36Lmmmmhk45 . 024lLbmm由式，2258.5pTMPakdl查表，得MPap120100pp，鍵校核安全8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2 處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)式，并取6 . 02222() /28.2aMTWMPa由表查得MPa601，21a，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷222736.7ArAXAZFFFN軸向載荷318.7AaAYFFN/0.12AaArFFe,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6,2 . 10 . 1pf,取1.0pf ,故()2736.7A

42、pArAaPfXFYFN因?yàn)镻Cr，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命63210()1771560rAhACLhnP）校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷222142.0BrBXBZFFFN當(dāng)量動載荷2142BpBrrPf FNC，校核安全該軸承壽命該軸承壽命63210()3385060rBhBCLhnP查表 13-3 得預(yù)期計算壽命12000hBhLL，故安全。明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新293.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 輸入功率33.834PKW轉(zhuǎn)速397.96 /minnr轉(zhuǎn)矩3373.869TN m2第三軸上齒輪受力3222 3738693118.2239.8

43、tTFNdtan3118.2 tan201135.0rtnFFaN。3初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑33min33/112 3.834/97.9638.1dAPnmm這是安裝鏈輪處軸的最小直徑kd，取140kddmm，查機(jī)械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：114 (0.019.5)74.06kzdldmmmm，為保證鏈輪與箱體的距離，取180lmm4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段 2 和軸段 7 用來安裝軸承，根據(jù)140dmm，初選型號 6309 的深溝球軸承，參數(shù)基本：45 100 25dDB54admm9

44、1aDmm基本額定動載荷52.8rCKN基本額定靜載荷31.8rCKN。由此可以確定：2745ddmm2725llmm（2） 為減小應(yīng)力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段 3 和 6 的直徑應(yīng)根據(jù) 6309 的深溝球軸承的定位軸肩直徑ad確定,即3654adddmm，取618lmm( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,5d應(yīng)略大與6d,可取558dmm。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段 5 的長度5l應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬70bmm，取565lmm。大齒輪右端用 軸 肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 4 的 直 徑 , 軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取468dmm,hl4 . 14,故取47lmm。明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新30(4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取358lmm（5）取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得163Lmm,2110Lmm，355.5Lmm（6）參考表 152，取軸端為01.2 45，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。輸出軸的結(jié)構(gòu)布置輸出軸的結(jié)構(gòu)布置明德厚學(xué)、求是創(chuàng)新315.軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力在水平面上0A