西工大機械設(shè)計課程設(shè)計

1、精品資料推薦機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：設(shè)計一帶式輸送機傳動裝置機械電子工程專業(yè) 02 班 設(shè)計者：張正強 指導老師：董海軍 2015年7月8日 西北工業(yè)大學機械設(shè)計課程設(shè)計說明書一、設(shè)計題目 1二、參數(shù)計 2三、齒輪傳動設(shè)計 4四、鏈傳動設(shè)計 13五、軸的設(shè)計及校核14六、軸承校核 33七、鍵的選用以及校核35八、減速箱的設(shè)計 36九、減速器的潤滑及密封選擇 38十、減速器的附件選擇及說明 39十一、設(shè)計總結(jié)4142十三、參考文獻50一、設(shè)計題目（4-C）1.題目說明設(shè)計一帶式輸送機傳動用的二級圓柱齒輪展開式減速器。傳動簡圖如下圖所示：fr ：-iI2為朕軸as*彳內(nèi)剛4海有星蟲犧輻

2、忡功"3卉（1詒畢慚黑憐動-。為樹網(wǎng)J- T皆嵋迄軌時:：M*4n訕尺，秋禮刖+ f 刑耳H吊理2.已知條件題號輸送帶牽引輸送帶的速度輸送帶滾筒的力 F/KNV/ （ m/s）直徑D/mm4-C2.41.6480連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動；使用期10年（每年300個工作日）；小批量生產(chǎn)，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為土5%帶式輸送機的傳動效率為0.96、參數(shù)計算1豈動機的選擇初選電動機轉(zhuǎn)速n 1500r/min高速級齒輪組和低速級齒輪組的效率為1和2 ,鏈傳動的效率為3，聯(lián)軸器的效率為4，帶式輸送機的效率為5，軸承效率為 6120.98取精度為IT 7電 動 機 選 擇電動機工作功率

3、Fm5.5KW轉(zhuǎn)速nm1440r/ min選擇 Y132S-4三相異步電動機3 0.96選擇滾子鏈傳動4 0.99彈性套柱銷聯(lián)軸器5 0.96由已知條件得到6 0.99選用角接觸球軸承工作機所需功率：Pw Fwvw/(1000 w)2400 1.6/(1000 0.96) 4KW3傳動裝置的總效率a 12 3 4 60.8857電動機所需功率：Fd Pw/4.5KW根據(jù)以上數(shù)據(jù)選擇電動機參數(shù)如下 ：工作功率 Pm5.5KW，轉(zhuǎn)速 nm 1440r/minY132S-4三相異步電動機滿足要求，可供選用.傳動比選擇(1) 計算總傳動比：由電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw可確定傳動裝置

4、應(yīng)有的總傳動比i:由于nw 1.6 60 1000/( D) 63.66故計算得到總傳動比：i 22.62(2) 合理分配各級傳動比：由于減速箱是展開式布置,為了使兩個大齒輪具有相近的浸油深度，各級傳動比：應(yīng)試兩級的大齒輪具有相近的直徑，于是可按下式ii3.4(3)分配傳動比：i22.6傳動鏈傳動i3=2.5，高速級iiJ1.3 63.66/2.5=3.43,低速級i32.56比i2 =2.64的將兩級齒輪傳動比進行圓整，取i13.4，i22.6，各軸轉(zhuǎn)速：分n11440 r/mini32.56配n2423.52 rj min此時速度偏差為0.5%5%，所以可行。各軸傳動參數(shù)n3 =162.8

5、9 r/minnr / min(1)各軸的轉(zhuǎn)速的確定各軸功率：ninm14401440 r/minPi5.39KW高速軸的轉(zhuǎn)速：ioiF25.23 KWnm1440中間軸的轉(zhuǎn)速：n2m423.52 r/minioii1 3.4F5.07 KW低速軸的轉(zhuǎn)速：n?%入1440162.89mini2 i0i1i2 3.4 2.6(2)各軸的輸入功率(KW)各軸扭矩：235746.18N m高速軸的輸入功率：Fi5.5 0.995.39 KW1各117931 85N m軸中間軸的輸入功率：P25.5 0.9930.985.23KW"24只一2-一t3297246.60 N m傳低速軸的輸入功

6、率：P35.5 0.990.985.07KW動(3)各軸的輸入扭矩(N-m)參高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩：數(shù)P5.39T19550 亠 955035746.18 N mni1440中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩：F25.23T29550 9550117931.85N mr>2423.52齒 輪 傳 動 設(shè) 計低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩：p35.07T3955039550297246.60N mn3162.89三、齒輪傳動設(shè)計高速級齒輪傳動計算1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪（2）初選小齒輪材料為 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二者材料硬度差

7、為40HBS（3）精度等級取7（4）初選小齒輪齒數(shù) 乙 24,則大齒輪齒數(shù)Z2 i1Z1 3.4 24 81.6 ，取 Z2=81 ，初選螺旋角14（5）壓力角a=20°2.按按齒面接觸強度設(shè)計由參考文獻2式10-24試算小齒輪分度圓直徑，即d1t 護 H"1（ZHZEZZ ）2VduH （1.1 ）1 ）確定公式內(nèi)的各參數(shù)值工作時有輕微振動，選KHt 15計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。R5.39T195501955035746.18N mn1440由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù) d 1 由參考文獻2圖10-20選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.433 參考文獻表10-6查得材料的彈性影

8、響系數(shù)1ZE 189.8Mpa2由參考文獻2式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zt arctan(tan n /cos ) arctan(tan20/cos14 )20.562at1 arccosZ1 cos t/(z 2han cos arccos24 cos20.562 / (24 2 1 29.974) cos14)arccosz2 cos t / (z2 2hgn coscos20.562 /(81 2 1at2arccos8123.881) cos14)z(ta n at124(ta n 29.9741.642tan t) Z2(tantan20.562)2 tan t) /2

9、81(ta n23.881tan20.562 )/2dz-i tan/1 24tan(14 )/1.905(4)(1)(4 1.642)(1 1.905) 1.9051.642N10.672由參考文獻210-23可得螺旋角系數(shù)Z ,cos cos14 0.985由參考文獻2圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1540MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2522.5MPa由參考文獻2式（10-15）60n 1 jLh 60 1440 1計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):(2 8 300 10)4.1472 10N294.1472 10 1.223.4109由參考文獻2圖10-23查

10、得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn 10.90， K hn20.95 ；取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由參考文獻得:2 式（ 10-14）i2Khn1 lim1 0.90 600MPa S0.95 550MPa540MPa522.5MPaH 1和H 2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,H2522.5MPa試算小齒輪分度圓直徑d1t32Kh“ u 1（ZhZeZ Z ）2u 'h2 1.5 35.746 103 81/24 12.433 189.8 0.672 0.985 2g 31 mm 36.21mm81/24522.5(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周

11、速度% m60 10003.14 36.21 14% 2.73m s60 1000齒寬bodd 1t 136.2136.21mm2)計算實際載荷系數(shù) KH o 由參考文獻2表10-2查得使用系數(shù) Ka 1.25 o 根據(jù)v 2.73m s , 7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)Kv1.11 齒輪的周向力Ft1 2T1 / d1t 2 35746.18 / 36.21 N 987.192 NKAFt1/b 1.25 987.192/36.21N/mm 34.08 100N/mm查表參考文獻2表10-3得齒間載荷分配系數(shù) Kh 1.4 o 由參考文獻2表10-4用插值法查得7級精度，小齒

12、輪相對非對 稱布置時，Kh 1.42。則載荷系數(shù)KhKAKvKh Kh 1.25 1.11 1.4 1.42 2.763）由參考文獻2式10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑mnd1cos乙44.37 cos14 mm241.79mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1 ）確定公式中各參數(shù)值。（1）由參考文獻2式（10-20 ）試算齒輪模數(shù)2C0SYFaYsazi f 試選載荷系數(shù) KFt 1.5。 由參考文獻2式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y。barctan(tan cos t) arctan(tan14 cos20.562 )13.140/cos2 b 1.642/cos2

13、 20.5621.873Y 0.25 0.75 /0.25 0.75/1.8730.650 由參考文獻2式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)14Y 11 1.905120120YfN計算f。Y。0.778Zv1乙243 coscos314Zv2Z281cos3cos314由當量齒數(shù)由參考文獻2圖10-17查得齒形系數(shù)26.2788.67YFa12.5919 ； YFa2 2.20266。由參考文獻2表10-18查得應(yīng)力校正系數(shù)Ysa1 1.59635 ； Ysa2 1.77867由參考文獻2圖10-24C查得大小齒輪的彎曲疲勞極限分別為FE 2380MPaFE1 500MPa由參考文

14、獻2圖10-22,查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 0.85 K FN2 0.88取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由文獻2式（10-14 ）得KFN1 FE1SKFN2 FE2F 2F10.85 500 MPa 303.57MPa1.40.88 380 MPa 238.86MPa1.4YFa1 YSa1f12.59191.59635303.570.01363YFa2 論玄22.20266 1.77867F 2238.860.01640因為大齒輪的YFaYSaf大于小齒輪，所以取YFaYSafYFa2 Ysa20.01640F 22）試算齒輪模數(shù)mnt2KfJY cos2YFaYSadZ；f30.01

15、640mm 1.39mmmnt2 1.3 35.746 100.650 cos141 24(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度 。d mn1z1 / cos1.39 24/cos14 mm 34.38d. mv 1160 10003.14 34.38 144060 10002.59m/ s 齒寬bb dd 1 1 34.3834.38mm 齒高h及寬高比b/hh (2han cn) mnt (2 1 0.25) 1.39mm 3.64mmb/h 34.38/ 3.64 9.442 )計算實際載荷系數(shù) kf。根據(jù)v 2.59m s，7級精度，由參考文獻 圖10-8查得

16、動載系數(shù)Kv 1.11。 齒輪的周向力Ft12T1/d1 2 35746.18/34.38N2079.47 NKAFt1 /b 1.25 2079.47/ 34.38N / mm 75.61N / mm 100N / mm查表參考文獻2表10-3得齒間載荷分配系數(shù) Kf 1.4。 由參考文獻2表10-4用插值法查得7級精度，Kf1.42。則載荷系數(shù)KfKAKvKF Kf 1.25 1.11 1.4 1.42 2.763) 由參考文獻2式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)g大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn 2mm，已可滿足彎曲強

17、度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算岀的分度圓直徑 dl=44.37mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由“ d1 cos 44.37 cos14 一 “Z1 121.52 取乙=22mn2則 Z2 i1 Z1 3.4 22 74.8 取 Z?=754.幾何尺寸計算(1)計算中心距乙 Z2 mn22 752a mm 100.00 mm2cos2 cos14將中心距圓整為100mm。(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角Z1 Z2 mn22 75 2arccosarccos14.092a2 100(3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑乙mn22 2廠門廠d145.36mmcoscos144 11,Z

18、2mn752d2154.64mmcoscos144 11(4) 計算齒輪寬度bdd11 45.36mm=45.36mm圓整后取 B2 45mm ； B1 50mm。低速級齒輪傳動計算1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)(1) 選用斜齒圓柱齒輪(2) 初選小齒輪材料小齒輪材料為 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二者材料硬度差為a 100mmd145.36mmd2154.64mmBi 50mmB2 45mm14.09乙 22Z27540HBS(3) 精度等級取7(4) 初選小齒輪齒數(shù)Z124 ，則大齒輪齒數(shù)Z2 i2Z12.6 2462.4，

19、取 Z?=62(5) 初選螺旋角 14(6) 壓力角 20(1)按按齒面接觸強度設(shè)計dit1 ZhZeZ zH)2(1.1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 工作時有輕微振動，選Kt 1.62) 由參考文獻圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ZH2.4333) 由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù) d 14) 由參考文獻2圖10-26查得1.626,1.905, Z 0.6755) 小齒輪轉(zhuǎn)距T1 117929N mm6) 由由參考文2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1ZE 189.8Mpa27)由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞H lim 2550MPa8)由參考文獻2式(10-13 )

20、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n2jLh 60 419.83 1 (2 8 300 10)1.2091.209 1098N24.65 102.6強度極限Hlim160°MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限1099)由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN11.0， Khn2 1.05 ；10)計算接觸疲勞許用應(yīng)力h1KhN1lim110 600MPaSh2KHN2lim21.05 550MPaS取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由參考文獻h577.5MPa2 式( 10-12 )得:600MPa577.5MPa計算數(shù)據(jù)1)試計算小齒輪分度圓直徑 4t，有計算公式得d1t2 1.6 1

21、17929 62/24 12.433 189.8 0.675 0.98562/24577.5mm 52.86mm2)計算圓周速度d1t n23.14 52.86 423.5360 100060 1000ms 1.17ms3)計算齒寬b及模數(shù) gtdd 1t 1 52.8652.86mmm1td1t cos52.86 cos14mm2.137mm242.25m1t2.252.137mm4.808mm5286 11.004.8084)計算縱向重合度0.318 d 乙 tan 0.318 1 24 tan 14 19035) 計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)取 Ka 1

22、.25根據(jù)v 1.28m s，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系K數(shù)Kv 1.08 ；由表10-4查得 H的計算公式和直齒輪的相同故Kh 1.42由參考文獻2圖10-13查得kf 1.35由表10-3查得kh Kf 1.4故載荷系數(shù)K KaKvKh Kh 1.25 1.08 1.4 1.422.686）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(10-10a )得:5)d52.86鏘mm 62.78mmmnd1 cos62.78 cos14-mm 2.54mm乙24按齒根彎曲強度設(shè)計由參考文獻2式（10-17）mn32KTY cos2YFaYsaf確定計算參數(shù)1)計算載荷系數(shù)Ka

23、KvKf Kf1.25 1.081.4 1.352.552)根據(jù)縱向重合度1.903，從參考文獻2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y =0.883)計算當量齒數(shù)Zv1乙3COS亍 26.27cos 14Zv2乙3COS乎 67.87cos 144)查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得YFa12.5919 ；YFa2 2.248522式5) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5 查得Ysai1.59635 ； Ysa21.765746) 由參考文獻2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞極限FE150°MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限FE2380MPa7) 由參考文獻2圖10-18，查得彎

24、曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 0.85，K FN2 0.88 ；8) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞許用應(yīng)力 S=1.4，由文獻2式(10-12 )得F】1KFN 1 FE1SF2KFN 2 FE20.85500 MPa 303.57MPa1.40.88 380 MPa 238.86MPa1.49)計算大，小齒輪的YFaYsaF，并加以比較YFa1 Ysa12.5919f1303.571.596350.01363238.86Yf224852 仃65740.01662F2大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算2.06mm3 2 2.68 117929 0.88 cos14 "mn J2 0.01662 mm

25、V1 241.645對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)口大于由齒 跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn 2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算岀的分度圓直徑d162.78mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由d1 cosmn62.78 cos14230.45Z127則 Z2 i2 乙=2.6 3180.6,Z2=81(3)幾何尺寸計算1) 計算中心距Z1 Z2 mn31 81 2a mm 115.43mm2cos2 cos14將中心距圓整為a 115mm。2) 按圓整后的中心距修正螺旋角乙 Z2 mn31 812arccos arccos 13.1162a

26、2 115因值改變不多，故參數(shù)、K、Zh等不必修正。3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1ZE31 263.66mmcoscos13.116d2 Z2mn81 2166.34mmcoscos13.1164) 計算齒輪寬度bdd1 1 63.66=63.66 mm圓整后取 B2 65mm ； B1 60mm。四、鏈傳動設(shè)計選擇材料40,50.ZG310570.熱處理回火熱處理硬度 4050HRC無劇烈振動及沖擊的鏈輪1. 選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)Z1=19，取大鏈輪齒數(shù)Z2 i3 Z1=2.56 19=48.642. 確定計算功率查表9-6得KA 1.0 ,查圖9-13得Kz、,單排鏈，則計算功率

27、的a 115mmd163.66mmd2166.34mmBi 60mmB2 65mm13.116乙 31Z281鏈 傳 動 設(shè) 計FCa = KAKZP = 1.1 1.35 5.07=7.53KW3. 選擇；鏈條型號和節(jié)距根據(jù) FCa=7.53KW , n3162.9r/min 可選 16A 在查表 鏈條節(jié)距為P 25.4mm4. 計算鏈節(jié)數(shù)和中心矩初選中心矩a03050 P 305025.47621270取ao 1000mm凸產(chǎn)_l_p來片c a0Z1Z2/ Z1Z2 2 P AAAk鏈節(jié)數(shù) Lpo 2 () 一=114取P22a。Lp=114查表中心矩計算系數(shù) f1 =0.24819最大中

28、心矩 a f1p 2LP (z+z2) =1000mm5. 計算鏈速v,確定潤滑方式niZ. pv 宀1.31m/s60 1000由V=1.6m/s和鏈號20A查圖9-14可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑6. 計算壓軸力Fp軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理有效圓周力：Fe 1000 3870.23Nv鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)Kfp 1.15 ,則壓軸力為FP Kfp Fe 1.15 3870.234450.76N五、軸的設(shè)計及校核1.估算最小直徑選取軸的材料為45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)。30 40MPa（高速軸）由參考文獻表15-3確定 1112mm ,1min1P1 =112*3 5.39 =17.

29、28 （按一個鍵槽,軸頸增大 n114407%為 18.62mm）考慮到彈性套柱銷聯(lián)軸器的規(guī)格,取最小直徑為d1min22mm（中間軸）2 112mm2min2i12 廐二25.89軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdaDa動載荷Cr靜載荷Cor7306AC307219376525.218.57306AC307219376525.218.57309AC4510025549147.537.2考慮到兩個鍵槽，取d2min 30mm（低速軸）3112mmd3min3卩3=1125.07 =35.23mm162.9（考慮到兩個鍵槽,軸頸增大15%為 40.51mm）取 d3min

30、40mm2.初選軸承:1軸高速軸選軸承為7306AC2軸中間軸選軸承為7306AC3軸低速軸選軸承為7309AC3.軸的設(shè)計軸 承 的 設(shè) 計（1）高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計:II高速軸選軸承為7306AC中間軸選軸承為7306AC低速軸選軸承為7309AC1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑：（從右至左）a）I由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為22mmb）H考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達2mm所以該段直徑選為26mmc）山段軸要安裝軸承，考慮到軸肩及軸承尺寸，該段直徑定為30mmd）W前段軸，考慮到軸定為 32mme）W后段

31、軸為齒輪軸，所以該段直徑選為齒輪的分度圓直徑45.0mn%f）V段軸要安裝軸承，直徑定為30mm2）根據(jù)軸向定位要求確定各段長度的確定：各段長度的確定從右到左分述如下：a）該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mmb）該段取50mmc）該段安裝軸承，為 39mm軸 的 設(shè) 計d）該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離、軸承與箱體內(nèi)壁距離（采用脂潤滑），還有二級齒輪的寬度，定該段長度為 125mme）該段裝軸承取 29mm（2）中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：宅1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑：(從右至左)a) I考慮與軸承的配合和最小軸徑選直徑為30mmb) H考慮軸肩過度取直徑為 32mme)

32、山段軸考慮定位軸肩，該段直徑定為36mmf )W與齒輪配合，考慮定位軸肩軸定為32mmg) V段與I同取30mm2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度：(從右到左)a) I段軸承安裝軸承和甩油環(huán)，根據(jù)軸承寬度、甩油環(huán)尺寸以及軸承和甩油環(huán)和箱體的相對位置該段長度選為 45mmb) II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為63mmc) III段為定位軸肩，長度 7mmd) IV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為42mme) V段用于安裝軸承、擋油環(huán)，長度為 40mm(3)低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1)擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑(從右到左)a) I段軸用于安裝軸承 7309AC故取直徑為45mmb)

33、II段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有1mm的圓角,經(jīng)強度計算，直徑定為47mmc) III段為定位軸肩，取 54mmd) IV段安裝軸承，與I段相同直徑為45mme) V段考慮到軸肩，直徑為 42mmf) VI段與鏈輪輪轂和最小軸徑有關(guān)，取直徑為38mm2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度a) I段軸承安裝軸承和甩油環(huán)，該段長度選為50mmb) II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為57mmc) III段為定位軸肩，長度 57mmd) IV段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度為40mme) V長度軸承端蓋有關(guān)，長度為 47mmf) VI長度與鏈輪輪轂有關(guān)，長度取 40mm軸的校核(1)高速軸對于

34、角接觸球軸承 7206AC從手冊中可以查得a=14.2mm校核該軸：L1 45.3mm L2 125.3mmL3 89.2mm。受力分析如圖軸 的 校 核d145.36mmTi 35746.18N mm ,Ft1 紅=1435.6d1軸 tan nFr1Ft1n =542.23NcosFa1 Ft1 tan =398.09N , n=20 ,=14 5 24水平面：（受力分析如圖）何3125.3垂直面:總彎矩:d=36mm , W=o.1d3=4665.6mmF h2FV2FV1MvMvFn FuMh125.3Fr1 MvFti Fhi 381.2NFr1 FV1 202.08N匚 Ka1 1

35、9912.2N mm289. 2125.3F hiFti 1054.4N45.3 125.345.3Fh1 17268.36N mmFvi ,Fr1.一125. 3.89.2.（受力分析如圖）125.3 45.3340.15N125.3FV2 25320.624N mmM m , M H M：30648.5N mm由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以=0.6。校核軸強度jMm2( Ti)2ca=8.38MPa<1 =60MPaW所以該軸是安全的，滿足使用要求。精校核軸的疲勞強度判斷危險截面因為截面IV處相對彎矩較大，而且軸肩處倒角會增加其應(yīng)力集中，與軸承的過盈配合也會減小其疲勞強度，所以截面I

36、V為危險截面。截面IV左側(cè)333抗彎截面系數(shù)：W 0-1d0-1 302700 mm333抗扭截面系數(shù)：W 0-2d0-2305400mm截面IV左側(cè)的彎矩：M22120.82N mm截面IV上的扭矩：T 35746.18N mmb 47.2 MPa 截面上的彎曲應(yīng)力：WT T 20.5MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：Wr軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表可知：B640 MPa 1275MPa 1155MPQ截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及，查表可知：1.8,1.25軸材料的敏性系數(shù)q0.83,q0.86故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：k 1 q (1) 1.76k 1 q (1) 1.42查表可知

37、：尺寸系數(shù)0.68，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.85軸按磨削加工，查表可知：表面質(zhì)量系數(shù)0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q1綜合系數(shù)：k1K 12.47k1K11.51碳鋼的特性系數(shù)：0. 10.2，取0. 10. 05 - 0.1，取0. 05于是，計算安全系數(shù)：S 1 2.52KmS 1 8.64KamS SSca 3.82 S 1.5Ts2 s2故可知其安全。截面IV右側(cè)333抗彎截面系數(shù)：W °.1d0.1 364665.6 mm抗扭截面系數(shù)：WT 0.2d0.2 369330.4mm截面IV右側(cè)的彎矩：M 22120.82N mm截面IV上的扭矩：T 35746.18N mmb M 31

38、.6MPa截面上的彎曲應(yīng)力：WT T 12.9MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：Wrkkk過盈配合處的 _，查表可知，并取 _0. 8 ，于是得：kk3.20, 0.8 3.202.56軸按磨削加工，查表可知：表面質(zhì)量系數(shù)0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q1綜合系數(shù)：k1K13.16k1K 12.08碳鋼的特性系數(shù)：0. 10.2，取0. 10. 05 - 0.1，取0. 05于是，計算安全系數(shù)：S 1 8.94KmS 1 17.38Kd amS SSeaf8.26 S 1.5Js2 s2故可知其安全。六、軸承校核1.高速軸角接觸球軸承 7206AC的基本額定動載荷Cr=22.0KN ,基本額定靜載荷C

39、or=14.2KN徑向載荷Fr1 , Fr2Fr1 Jfv12 FH12510.9N截面左側(cè)安全軸承 校 核Fr2 jFv22 Fh221073.6NFae 398.09NFd1 0.68 Fr1=347.41NFd2 0.68 Fr2=730.05NFae Fdi=487.63N Fd2FaFae Fdi=487.63N右端軸承受壓Fa / Fr2 0.68P 1.2 (0.41 Fr2 0.87 Fa) ?037.30N10622 103 3Ln()3 110418h 48000h60qpr滿足軸承壽命要求七、鍵的選用以及校核1. 傳遞轉(zhuǎn)矩已知；2. 軸直徑已知；3. 工作長度l=L-bb

40、為鍵的寬度；4. 鍵的工作高度k=0.5hh為鍵的高度；32T 10p p5. 普通平鍵的強度條件為kid；截面右側(cè)安全 軸承符合壽命要求鍵的選用以及校核代號直徑(mm工作長度(mm工作高度(mm轉(zhuǎn)矩（n- m高高速軸6 >645（圓頭）2239335.75中中間軸10>6X40 （圓頭）32304117.9310>8X63 （圓頭）32534117.93低速軸14>9X50 （圓頭）47364.5297.25低速速軸10x8x36（圓頭）38264297.25由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為p 110MPa，所以上述鍵皆安全。與鏈輪連接的鍵材料為

41、鋼主要參數(shù)及強度校核bx h=12 x 8L=40mm=110MPa2Tp =88.02MPap kid所以滿足強度條件 八、減速箱的設(shè)計箱體采用水平刨分式，刨分面與軸線平面重合，將箱體分為箱蓋和箱座兩部分。材料選為 HT15C。箱體設(shè)計主要是在滿足強度，鋼度的前提下，同時考慮結(jié)構(gòu)緊湊,制造方便，重量輕及使用等方面要求進行設(shè)計。鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸之一名稱符號圓柱齒輪減速器箱座壁厚a:高速級與低速級的中心距0.025a+38mrp 取 8mm箱蓋壁厚18地腳螺拴直徑df20地腳螺拴數(shù)目n4鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸之二名稱符號尺寸關(guān)系箱座凸緣厚度b1.5=12箱蓋凸緣厚度b1.5 1=12箱座底

42、凸緣厚度b22.5=20軸承旁連接螺拴直徑d1df0.75 f =16減 速 箱 的 設(shè) 計箱蓋與箱座連接螺拴直徑d2df（0.50.6）f =10連接螺拴d2的間距l(xiāng)100150mm軸承蓋螺釘直徑da8視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d3df, di ,d2至外箱壁距離GM20:26M16:22M10:16df ,d2至凸緣邊緣距離C2M20:24M10:14軸承旁凸臺半徑R14凸臺高度h46外箱壁至軸承座端面距離li16+18+7=41大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離18箱蓋肋厚mi6.8箱座肋厚m6.8軸承蓋外徑D2軸承 7306AC 為 112，軸承 7306AC 為 112，軸承7309AC 為140軸承旁連接螺拴距離S軸承7306AC為100，軸承 7306AC為100，軸承7309