整理二級減速器課程設計說明書

1、目錄：機機械設計課程設計任務目錄： 一.設計題目 : 二.傳動簡圖 : 三 .原始數據 四 .設計工作量要求 五 .傳動裝置的總體設計 1.擬定傳動方案； 2.選擇電動機； 3.確定傳動裝置的總傳動比及其分配； 4.計算傳動裝置的運動及動力參數 六 .設計計算傳動零件 1.高速齒輪組的設計與強度校核 .2. 高速齒輪組的結構設計 3. 低速齒輪組的設計與強度校核 . 4低速齒輪組的結構設計 5. 校驗傳動比 七 .設計計算箱體的結構尺寸 八.設計計算軸 （如圖六 A 所示） 1. 低速軸的設計與計算 2. 中間軸的設計與計算 3. 高速軸的設計與計算 九 .選擇滾動軸承及壽命計算 十 .選擇和

2、校核鍵聯接 十一 .選擇聯軸器 十二 .選擇潤滑方式、潤滑劑牌號及密封件錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 錯誤！未定義書簽。 錯誤！未定義書簽。 錯誤！未定義書簽。 錯誤！未定義書簽。 15 16錯 誤！ 錯 誤！ 錯 誤！ 錯 誤！ 錯 誤！ 錯 誤！ 錯 誤！十三 .設計小結（包括對課程設計的心得、體會設計的優(yōu)缺點及改進意見等） 十四 .參考資料（包括資料編號、作者、書名、出版單位和出版年月）未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。未定義書簽。3131.設計題目 :螺旋輸送機第五組運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器二. 傳動簡圖：*三. 原始數據1)

3、螺旋筒軸上的功率 P= 1.2KW;2)螺旋筒軸上的轉速 n= 25 r/min （允許輸送帶速度誤差為±5%）;3)工作情況：三班制連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn);4)使用折舊期：10年5)動力來源：電力，三相交流，電壓380V;6)制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。四. 設計工作量要求13張，具體每個同學獨立完成設計總裝圖一張，設計計算說明書一份和主要零件工件圖 要求由任課教師統(tǒng)一說明。五. 傳動裝置的總體設計1. 擬定傳動方案;（缺采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。點：結構尺寸稍大）高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸

4、承不對稱，要求軸具有較大的 剛度。高速級齒輪在遠離轉矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現象。常用于載荷較平穩(wěn)的場合，應用廣泛。傳動比范圍：i = 8 - 402. 選擇電動機;選用丫系列三相異步電動機1.螺旋運輸機所需功率 Pw = 1.2KW2.初估電動機額定功率Pd=（w圓錐齒輪效率 3=0.95,兩對閉式圓柱斜齒輪傳動效率J/3=0.97,四對向心推力球軸承效率n4小5 = %=0.99(油潤滑),彈性聯軸器*8 =0.99n 八叮叮 =0.95x0.972 x0.994 X0.99 = 0.853.確定電動機轉速選擇同步轉速為1000r/min電動機，型號為Y100

5、L -64 .各尺寸及主要性能如下：額定功率(Kw )同步轉速(r / min )滿載轉速(r / min )額定轉矩(N m )最大轉矩(N m質里(kg)1.594010002.02.023機座號中心高安裝尺寸軸伸尺寸平鍵尺寸外形尺寸100L100ABDEbx hGLHDAC/2AD16014028608x724380245100.251803. 確定傳動裝置的總傳動比及其分配;總=皿二940 =37.6%25推薦值錐齒輪比i錐=24齒輪傳動比i齒輪=35初取錐齒輪傳動比ig =3則兩斜圓柱齒輪取i =1.3i2,則算得：咼速級h = 4.04,低速級=3.10|1綜上取傳動比i2= 4.

6、04= 3.1013= 3.004. 計算傳動裝置的運動及動力參數1.各軸轉速電動機軸m =940r /minn, =940r/minIInii=2 _940 r / min = 232.67r / min i14.04IIIniii=nL =i2232.67 r/min =75.06r/min3.1錐齒輪輸出軸nivi375.06r/min = 25.01r/min32.各軸輸入功率Pi=Pd= 0.99x1.41kw =l.396kwIIPii=Pi“4 =0.97x0.99x1.396kW =1.340kWIIIPiii=% 6 5 =0.97x0.99".34kW=1.287

7、kW錐齒輪輸出軸Piv=P川叫 叭 亠=0.95x0.99x0.99x1.287kW =1.198kW3.各軸輸入轉矩= 9550咒巴=9550M396 Nm=14 183N，m nI940IITii= 9550>c = 9550".340 Nm=55.000N rn n,232.67IIITiii= 9550>cP = 9550"287 nn III”m = 163.747N rn錐齒輪輸出軸75.06Tiv=9550咒也 Z550".198”niv25.01m =457.831 N rn六. 設計計算傳動零件減速器外傳動零件的設計計算.聯軸器的選擇

8、 由于是高速軸，所以采用彈性套柱銷聯軸器.開式錐齒輪傳動設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數45號鋼,并經調質及表面淬火，1) 大小齒輪都選用硬齒面，由表10-1選大小齒輪材料為 齒面硬度為48-55HRC2) 初選7級精度3)選用小齒輪齒數 乙=22,大齒輪齒數Zi3込=572.按齒根彎曲疲勞強度設計m >3J彳 R(1 -0.5 R)2Z； Ju2 +1bF確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數 Kt =1-62)計算小齒輪傳遞的轉矩t3=1.594咒105 N mm3)選取齒寬系數R二少彳4)當量齒數Zv5Z520= 23.25)由表10-5cos®COS18.3Z

9、v6 =Z6一 =209.1COS71.6查得齒形系數和應力校正系數YFa1= 2.69,Ysj1 1.575；YFa6 =2.12,Ysa6 二1.8656)計算應力循環(huán)次數（每年按300天）Ni =60 n3jLh=60 X 75.003 咒 1 咒(3咒 8 咒 300X 10) = 3.24 咒 108N2 -N13.2恥108 “08“08i3二 6 =18.43： §2 =71.67)計算大小齒輪的YFa YSa可F由圖10-20d查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限cTfej =crFE2 =800MPa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數Kfnj =0.90, KFn2 =0

10、.98取彎曲疲勞強度的安全系數S=1.4，由式10-12得KFN1匡1800X0.90s1.4=514.29M PaF2 =KFn2 'bFE2800X0.981.4= 560M PaYFa1 YSa1升12.69 咒 1.575514.29= 0.00822.12x1.865560= 0.00706m 2嚴西藥0邁歴= 2.92咒222 咒 J32 +13.驗算1)d1'=mZ1 =2.28 X 22 = 63.8mmd； =mZ2 =2.28x 66= 191.4mmdmi =*(1-0.5 R) =63.8 咒=53.2mm酣2 =d；(1-0.5 R) =191.4x(

11、1-°.%) =159.5mm2)凹匹=314更空竺 mogm/sW "60 咒 1000600000由V5查圖10-8得Kv =1.03（8級精度）（并假設KaF C100N /mm)b3)已知傳動平穩(wěn)，原動機為電動機 Ka=14)由于錐齒輪，則KHa=KFa=15)由KfP= KHp=1.5KHbe ,且小齒輪和大齒輪均工業(yè)用懸臂，即Kh匪=1.506)則KfP所以k=KhP =1.5X1.50 =2.25=Ka Kv K 3=1x1.03x1x2.25=2.318d1 7 習=62.04叫 2.31%6 = 70.2mm修正模數 m' =d1/Z1=3.191

12、開式齒輪傳動將模數加大10%-20%取m=4,符合彎曲疲勞強度_ r a 70.2貝y Zr = =17.55 ,m乙鼻m4210.6 =52.654圓整為18圓整為53所以i3 =生乙53 = 2.94418故 i3=2.994 i1=4.23 i2=3.02 經驗算，與假設一致，故不用修正.修正各軸轉速：nm=n =94%: n n=940/4.23=222.2 %inIII: n III =222.2/3.02=73.58減速器內傳動零件的設計計算一.第一對斜齒輪設計1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數1> 大齒輪材料為45鋼（?；┯捕葹?200HBS小齒輪材料為45鋼（調質

13、） 硬度為240HBS硬度差為40HBS取7級精度等級2>3>選小齒輪齒數Z1 =23 ,大齒輪齒數Z2 =i1乙=974>選取螺旋角，初選P =14”2.按齒面接觸強度設計按式10-21計算,即 d1t彳d.2KtT1U 中1,Z h Z E )2h1)確定公式內的各計算數值1>試選Kt =1.52>由圖10-30選取區(qū)域系數Zh =2.433>由圖10-26查得E" =0.768 ,電2=0.88 ,貝+ Sot2 = 1.6484>由表10-7選取齒寬系數 d =1 ,小齒輪傳動轉矩T| =9.55X1O5N mm5>1由表10-

14、6查得材料的彈性影響系數Ze =189.8MPa26>由圖10-21d查得大小齒輪的接觸疲勞強度bHHmj =500MPacrHlim2 =400MPa7>大小齒輪應力循環(huán)次數為N1= 60n 1 jih =60咒9401咒(3咒8咒300天10)=7.586咒108N2N-E"88>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數K HN1 = 0.9, K HN 2 = O.959>bH10N電iml=450MPabH20N空巴ml=380MPa則許用接觸應力crH= (bH1 +6H2)/2 =(450+ 380)/2 = 415 MPa2)計算1>試算小齒輪分

15、度圓直徑d1t ,由計算公式得d1t 二嚴茫豐仙 嚴389.8)33.4mm1x1.6484.234153>2>計算圓周速度田汕1v =60x1000= 323±i94£=1.64m/s60X1000計算齒寬b及模數mnt計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1% ,安全系數s=1.0 ,由式10-12得b=6d dt =1x33.4 = 33.4mmdosP 33.4xcos14° , 一23mnt =1.41乙h =2.25mnt =2.25x1.417=3.17%=33.%.17 = 10.544>計算縱向重合度邛=0.318d 乙tgP =0.

16、318x1x23xtg14" = 1.8245>計算載荷系數K已知使用系數Ka =1,由v=1.47m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系 仏=1.08由表 10-4 查得 KhP = 1.415,由圖 10-13 查得 KfP=1.43由表 10-3 查得 KHa = KFa = 1-4故載荷系數 K =Ka Kv K -KhP =1x1.08x1.415x1.4 =2.146>按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得d1 工 d1t= 36x#2.1%5 =41.22mm7計算模數mnrnin =di cosP41.22"Os14 =1.7

17、4,3）校核Zi23取 rnin =2.0由式 10-16 , mn打2KT1Ypcos2P YFaYSa%乙2陀升1確定計算參數計算載荷參數，K =Ka Kv -Kf XhP=1 咒 1.03x1.43 咒 1.4 = 2.06根據縱向重合度邛=1.824,從圖10-28查得螺旋角影響系數 Yp=0.88計算當量齒數Zv1cos3 P23 0 = 25.178cos314Zv297二 cos 二coTt06*18Z2由表10-5查取齒形系數和應力校正系數YFa1 =2.62, Ysal = 59; YFa2 =彳175, Ysa2 =j795由圖10-20C查得大小齒輪彎曲疲勞強度極限cTf

18、ej =500MPa,crFE2 = 350MPa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數Kfnj =0.86, KFn2 =0.88計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 s=1.4 ,由式10-12得升1-KfN1 "FE1 0.86X500 = 307MPa1.4升2KfN2 0FE20.88心50 =220 MPa1.4計算大小齒輪的YFa YSa ,并加以比較FfYFa1 YSa1 J.62"59 =0.0117307升1Y FaZ/175"795=0.0177町2220大齒輪數值大2>設計計算rnin嚴2.0"0.88"。'

19、 14 咒0.0177咒1.361咒104 =0.991x232 咒 1.648 d1 cos14 41.22xcos14= 20,取 Zi =20rninZ2 = iZ =4.23x20 =84.6取 Z2 =852>符合設計3> 幾何尺寸計算計算中心距印=0 + Z2)mn2cos P(20 +85)咒 22x cos14= 117mm ,圓整取aj =116mm 按圓整后的中心距修正螺旋角P =arccos(Z1 +Z2)mn = arccos(28513.062X1162ai4> 計算大小齒輪的分度圓直徑di20"2 G =41.06mmcos P cos1

20、3.06d2=盼2 Q=174.5mm cos P cos13.065> 計算齒輪寬度b =<I>d a =1 X 41.06 = 45mm圓整后B2 =42mmBj =47mm二.低速級斜齒輪設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數1>大小齒輪都選用硬齒面，由表10-1選大小齒輪為45#調質鋼，調質處理及表面淬火,小齒輪硬度等于大齒輪為40-50HRS取7級精度等級3>選小齒輪齒數Z3 =24 ,大齒輪齒數Zi2Z72.484>選取螺旋角，初選P =14v =2.按齒面接觸強度設計8>9>bH2 =KHNH'm472.5N則許用接觸應

21、力crH= (bH3 +bH4)/2 =(555.5 + 472.5)/2 = 514 N2)計算1>試算小齒輪分度圓直徑dit，由計算公式得a u Gh按式 1O-21 計算，即 d3t > 3I 2KtT2 ”竺 ”(Zh Ze '2 Yd弋1)確定公式內的各計算數值1>試選Kt =1.52>由圖1O-3O選取區(qū)域系數 ZH =2.4333>由圖1O-26查得£決=0.765 ,名口4 = O.87 ,貝y=名亦+=：1.6354>由表1O-7選取齒寬系數 d =1 ,小齒輪傳動轉矩TII =5.59X1O4N mm5>由表1O-

22、6查得材料的彈性影響系數1Ze =189.8 MPa26>由圖1O-21d查得大小齒輪的接觸疲勞強度crH'm1 =550MPa,crH'im2 =5OOMPa7>大小齒輪應力循環(huán)次數為N3 =6 On 2jlh =60%222.2>Mx(3x8x300x10) =9.6咒108由圖1O-19查得接觸疲勞壽命系數Khn3 =1.01, Khn4 =1.2計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1% ,安全系數s=1.0 ,由式10-12得bH1 =Khn戶H'm3 m550"01 =555.5 n1.Odf1護 5.59“o4 i.0 ,(2.43)

23、 47.9mmV 1X1.6353.O25142>計算圓周速度3>吋23.14如73222.2 =0.577m/s60x100060x1000計算齒寬b及模數mntb =ed，d3t = 1 X 47.9 = 47.9mmmnt-!業(yè)=47.9"os141.936524h =2.25mnt =2.25x1.9365 =4.357bh/7.%.357 =10.994>計算縱向重合度sp=0.318d "ZstgP =0.318x1>c24xtg14°= 1.9035>計算載荷系數K已知使用系數Ka =1,由v=0.577m/s,7級精度

24、，由圖10-8查得動載系 仏=1.05由表 10-4 查得 KhP=1.419,由圖 10-13 查得 KfP =1.4由表 10-3 查得 K = K=1.4故載荷系數 K =Ka -Kv -Kfu 'KhP = 1 咒 1.05x1.419咒1.4 =2.0866>按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得7>3)d3 = d3tt計算模數mnmn校核由mn=47.9甸2.08% 5 = 53.466mmd1cos 卩=2.162,取 min = 2Y FaYsa°dZ12 叱升1確定計算參數計算載荷參數，K =KaKv K KhP =1x1.0

25、5x1.4x1.4 =2.058根據縱向重合度邙=1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數 Yp = 0.88計算當量齒數Zv1 二 cos=24=26.27z2-旦-75 23 v2"cos3P coVgk 3由表10-5查取齒形系數和應力校正系數泉1 =2.6°，Ysa1 =j595；YFa2=2.23，Ysa2=1.76由圖10-20C查得大小齒輪彎曲疲勞強度極限ctfet =450MPaFE400MPa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數Kfnj =0.95,Kfn4 =0.96計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 s=1.4 ,由式10-12得Fh -Kfn3

26、 <FE3 =0.95咒450 =305.36MPa s1.4町2 = Kfn2 ”bFE2 = O.9600-274.29MPa1.4計算大小齒輪的YFa Ysa ,并加以比較 f丫Fa1 Ysa1 =0.01358丫Fa2 YSa2 =0.0143升2大齒輪數值大2>設計計算2 云1x242x 1.635mn >y 2.058：0.88：c°s 14 XO.01伶5.59X104 =1.44比較計算結果,計算的法面模數由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度d1 cos14 _ 53.466X cos14= 25.939 ,Z2 =i2Zi =78

27、.52 ,取 Z2 =79符合設計3> 幾何尺寸計算計算中心距a(ZZ4)mn2cos P（26中79）竽=108.214mm,中心距偏小，會影響到32Xcos14軸和高速級大齒輪，故增大模數，取mn =2.5所以：a2 =0 + Z2)mn =(26 +79)x2.5 =135.26mm 圓整為 135mm2cosP2xcos14 按圓整后的中心距修正螺旋角P =arccos(乙+Z2)mn=arccos(26 +7925=13.542x1352a24> 計算大小齒輪的分度圓直徑dcos P26x2.5=66.85mmCOS13.545>d rnn cos P=79&quo

28、t;5= 203.146mmCOS13.54計算齒輪寬度b =ed q=1X 66.85 = 66.85mm圓整后 B2 =67mmBi =72mm3.計算總傳動比i =ii i2 % =36.5i 4 =940 = 37.6 %2536.5 37.637.6= 2.9% c3%符合要求七. 設計計算箱體的結構尺寸名稱代號尺寸備注底座壁厚10mm箱蓋壁厚眾8mm箱蓋凸緣厚度5mm軸承座連接螺栓凸B54mm緣厚度底座加強肋厚度m10mm箱底加強肋厚度m10mm地腳螺栓直徑df20mm地腳螺栓數目n6軸承座連接螺栓直徑d116mm箱體內壁與齒頂圓的距離 115mm底座高度b215mm箱蓋咼度h33

29、5mm軸承蓋固定螺釘孔深度25mm其他圓角R2mm八. 設計計算軸的設計 求軸I的功率PI ,轉速nI ,轉矩TIPI = 1.34Kw , n, =940r/min ,TI =1.36V<104 N mm求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑dr = 41mmFt1d141則Fri汀1 cosp1tgg662.93xtg20COS13.06= 247.69NFae=Ft1tg p1 = 7662.93X tg13.0 = 153.78N圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa的方向如圖二所示初步確定軸的最小直徑 按式15-2初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為45#鋼,調質處理 根

30、據表15-3,取A0 =112,于是得戸M 34dmin =哪nh112T940=15.32mm此軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的最小直徑,為使所選軸徑d|jj與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號聯軸器的計算轉矩 Tca = K aT| ,查表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取K 1.3 ,則Tca =31.2N M按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公轉轉矩的條件，查取手冊，選用TL2型彈性柱銷聯軸器,其公轉轉矩為315N M ,半聯軸器I的孔徑d =20mm,故取dI =20mm ;半聯軸器長度L =52mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度L| =52mm .I II III IVV VI

31、VII軸的結構設計i .ii .壓在軸端面上，故取LI_II= 50mm.初步選擇角接觸球軸承參照工作要求并根據d|i_iii =24mm,由軸承產品目錄中初選角接觸球軸承7206AC,其尺寸為dD咒B =3062X16,故d川亠=亠川=30mm,考慮到擋油板，則LIII 4V = LVII亠川=22 mm.兩軸承均采用軸肩定位，由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高度 h =3mm,因此取dIV = dVII 36mm.擬定軸上零件的裝配方案如上圖一根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為滿足半聯軸器的軸向定位要求,1-11軸段右斷需制出一軸肩，故取dii 411 = 24mm;左端用

32、軸圈擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=30mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度L| = 52mm ,為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不齒輪處，Lv衛(wèi)I = Br =50mm, dvAi =da1 =54mm,對齒輪內端面與箱體內壁距離為2 =12mm ,且軸承至箱體內壁距離為4mm ,所以Lviii =12-4-2= 8mm (考慮擋油板厚6mm).由于可求得箱體內壁寬度為 162mmL IV _V= 162 -12-50 -4+4 =100mm根據軸承外徑 D =62mm,取螺釘直徑d3=7mm,則軸承端蓋的各尺寸可計算如下:d。=d3 +1 =8mm,D0 = D +2.5d77mmD2 =

33、D0 +2.5d3 =92mme=1.2d3 =7.2mm由耳 >e,取冃=8mm,可算得 m = 614 14 = 43mm.可計算 Lii=43 +7.2 +35 -15 =70mm軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵聯接，可選用平鍵為6X 6X 45,半聯軸器與軸的配合為 %iv .確定軸上圓角和倒角尺寸參照表15-2取軸端倒角1.0% 45：各軸肩處的圓角半徑見附圖一I軸強度校核：據結構圖可作出軸的計算簡圖如下:Fnh2 = 470.77Nmm(b)4n mm載荷水平面H垂直面V支反力FFnH1=192.15 NFnv 1=71.79 NFnh 2=470.77 NF

34、nv2 =175.896 N彎矩MM H =23538.38 N mmM V1 =8794.275 N ”mmMV2 =8797.43 N -mm總彎矩M 1 = yjM+MV1 = 25127.57N mmM2 = Jm H +Mf2 =25128.67N mm扭矩T4T =1.361 心0 N mm計算彎矩Mca1 = Jm； +(0.6T)2 =26407.296N mmVi.按彎扭合成應力校核軸的強度 由以上分析可知C點外侵彎矩最大，是危險截面，由式15-5及上表中的數值可得26407.296 皿=云=5.66 MPa0.1 咒36根據所選定的材料，由表15-1查得CT=70MPa,因

35、此bca,故安全.0i.校核軸承壽命Fr1 = JfNh1 +fNv1 =205.12NFr 2 = JFnh2+Fnv2 = 50256 N對于7205AC型軸承，按表13-7查得派生軸向力Fd = 0.68Fr,則有已知2、3齒輪的分度圓直徑分別為:Fdj =0.68Fr1 =341.74NFd2 =0.68Fr2 =139.48N由于Fd2 + Fa" =139.48 +153.78=341.74,所以軸承 2 被壓Fa2 = Fd1 - Fae1 = 341.74 -S3"78 =B7"96,軸承 1 被放Fa1 = Fd1 = 341.74N根據電=34

36、1.74 = 0.68 = e = 0.68 ,皂Fr1 502.56Fr2=187.96 =0.916 A e ,查表205.1213-5 得 X0.41,Y =0.87；X1,Y =0 ,輕微沖擊，取 fp =1,則有P = f p( X1Fr1 +YFa1)=1.0咒 1x502.56 =502.56F2 = f p(X2Fr2 +Y2Fa2)= 1.0X (0.41 咒 205.12 + 0.87X 187.96)= 247.62計算載荷壽命由于P A P2,角接觸球軸承E =3,動載荷C =15.8KN ,則壽命L e(C)J 106h 60n P 60"403帖腫10 )

37、3 =200794.4h =27年 > 10年 所 703.58以合格w .鍵聯接強度的校核根據所選平鍵6咒6x45查表6-1得鍵的許用擠壓應力CTP =1OOMPa ,因為口 P-MF1.3”"10kld3咒39咒203-=11.63 MP a ccrP所以鍵合格軸的材料為45鋼，查得校核最細軸經處的強度：由于聯軸處的軸只承受扭距,可=2545M PaT片=wT1.361X1040.2 咒203= 8.51 vT故軸安全軸II的設計求軸II的功率P,轉速nII ,轉矩T|PII =1.30Kw ,nII =222.2r/minT, =5.59X104 N 匍求作用在齒輪上的力

38、d2 =175mm,d3 =41mmFt2= 2155 =64O.69N175Ft3F5"59 皿=1672.4N66.85則Fr2=Ft2 COS p1jfOdtg20 =239.84NCOS13.06Fr3匹 J672.20 =626.11NCOS13.54=Ft3 nCOS P2Fae2 =Ft2tgp1 =640.69xtg 13.06 "=233.19 NFae3 =Ft3tgp2 = 1627.4 X tg 13.54402.74 N圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa的方向如圖四所示初步確定軸的最小直徑按式15-2初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為45#鋼,調

39、質處理根據表15-3,取A0 =110,于是得dmin=餌譽1叫蠱=19.82mm由此可選角接觸的軸承 7206AC,其尺寸為d X DX B = 30X 616軸的結構設計i .擬定軸上零件的裝配方案ii .根據軸向定位要求確定各段直徑和長度由軸承的型號 7206AC尺寸為d X D X T = 30咒62X16根據所選軸承知d|斗=30mm=dvM,可得L,I =8中16+3 = 27mm根據軸肩，可取d|斗I =d|V7 =36mm,又知兩齒輪中間的定位軸肩高度h=2mm,可取 dIII _|V =36+4 =40mm.考慮軸承內端至箱體內壁距離，可求得：Lvi =68mmL|v =38

40、mm軸承端蓋與軸I的軸承端蓋相同，均勻凸緣式，數據相同.iii.軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接，齒輪2處可以選用平鍵10X 8咒36,齒輪3處可以選10 X 8 X 70,齒輪輪轂與軸的配合為 H%iv .確定軸上的圓角和倒角尺寸由表15-2查得取軸端倒角1.0X45：各軸肩圓周半徑見附圖二V .求軸上載荷根據結構圖，可作出軸的計算簡圖如下(a)+ FtiFt26162 546F NH 2F NH 1(d)A TZNmm垂直面V水平面H載荷支反力FFnhi =12444 NFNV 1 =335.69 NFnH2 =1068.68 NFnv2 =50.57 N彎矩MM H 1

41、 = 75908.4 N mmM v1=-20490.055 N mm Mv2=2339.93 N mmM H2 =49159.74 N -mm總彎矩Mj uJmHj+mV, =78625.36N mmM 1 = Jm H1 +MV1 =93958.70N mmM2 =JmH2 +M；2 =49215.4N mmM2 = JmHL +Mv22 =21307.40N -mm扭矩TT =5.59x104N -mmvi.按彎扭合成應力校核軸的強度由以上分析可知 B點外侵彎矩最大，是危險截面，由式15-5及上表中的數值可得#5908宀(0"5.5"104 匚 13.08MPa0.1

42、 咒403根據所選定的材料,由表15-1查得crJ=60MPa,因此bca qb，故安全.a) Fr1 =JfNh1 +fNv1 =1288.86NFr2 =UFNh2 +FNV2 =1069.88N對7206AC軸承，按表13-7查得派生軸向力 Fd=0.68Fr,則有Fd1 =0.68Fr1 =876.42NFd2 =0.68Fr2 =727.52Nb)V Fd1 +Fae =876.42 +233.19 -402.74 = 706.87 v Fd2 = 727.52N/. 1 被壓緊，Fa1 = -Fae + Fd2 = 706.87 ；2 被放松，Fa2 = Fd2 = 727.52N

43、c)根據學!“.06，莘二瑟“心。，查表13-5得d)計算載荷壽命由于P > F2,角接觸球軸承s =3,動載荷C =22KN ,則壽命-=蓉(訂=10660n P3咒(22咒10)3 =135948.46h >10年60X222.21395.547所以合格W .鍵聯接強度校核根據所選平鍵12x8x34和12咒8咒66查表6-1得鍵的許用擠壓應力crp均為100MPa因為crp12Tii X1032天55.9"03 一”.=31.76MPa cbp4x22x40kidbp22T存 103 -kidF55護103 =12.94M Pa<mp4x54x40均合格.軸II

44、I的設計 求軸上的功率P3 ,轉速ns和轉矩T3P3 =1.25Kw,門3 =73.58r/min, T3 =1.594咒 105 N rn求作用在齒輪上的力已知齒輪4、5的分度圓直徑分別為d4 = 203mm dm5 = 58.5mm則X1 =0.41,丫1 =0.87;X2 =1,丫2 =0,輕微沖擊，取 fp =1,則有=fp (XiFri +第Fai) =1x(0.41x1288.86 + 0.87x706.87) =1395.547P2fp (X2Fr2 +Y2Fa2)=1x(1x1069.88 + 0) =1069.88Ft4=玉=1569.28Nd4Ft5二玉嚴1.594皿=54

45、49.6Ndm558.5Fr4Fr5Fae4= Ft4-t=587.5N COSP2=f'cosE = Ft5tga 8S® =5449.6xtg20°x cos18.43°= 1881.76N= Ft4tgp2 =377.91NFae5 =F sin d = Ft5tga sin 色=5449.6x tg20t sin18.34G = 627.1N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖六所示初步確定軸的最小軸徑按式15-2估算軸的最小直徑,所取軸材料為45#調質鋼,根據表15-3取Ao =110,于是得dmin 3 M旦 i10咒佢25 = 28.

46、28mm“3T 73.58此軸的最小直徑顯然是安裝齒輪處的軸徑，可取45mm軸的結構設計.擬定軸上零件的裝配方案如下圖3所示I II IIIii .IVV VIVIIVIII根據裝配方案確定軸的各段直徑和長度取安裝斜齒輪初的軸徑 d 4 = 45mm ,由于錐齒輪與軸配合的長度I =（11.2）di,取I =56mm,為了更好的軸向固定錐齒輪軸應內縮一些，取 I=54mm,dII jjI = 45 + 2 3.5 = 52mm 初選圓錐滾子軸承 30210,其尺寸dx DXT =55咒100X22.75,故dill 4 =dviiMi =55mm,Ivii Ml = 32.75mm ,考慮軸承

47、內端至箱體內壁距離4mm,以及小齒輪3至箱體內壁距離12mm,以及安裝齒輪處軸內縮4mm,則可得 IIII 4V =T +4+ 也2 +1 （氏BJ = 43.25mm由于斜齒輪4齒寬%=6亦口則hvN =63mm,dIV0 =60mm,斜齒輪右端制一定為軸肩，則軸環(huán)直徑dv衛(wèi)=60 +8 = 68mm ,并取lVi =10mm圓錐滾子軸承軸肩 h=3.5mm,則dVII64mm,又考慮各方面因素可求得Ivim =48mm 根據軸承外徑 D =90mm,取螺釘直徑8mm,則軸承端蓋的尺寸計算如下：d0 = d3 +1 = 9mm, D0 = D + 2.5d 110mmD2 = D 0+ 2.

48、5d3 =130mm,e = 1.2d3 =9.6mm 為端蓋厚度由耳 >e,取耳=10mm,可算得 m = 61-4-21.75 = 35.25mm故可初選 l|=35.25 +9.6 +(25.3)=90mmiii.軸向零件的周向定位錐齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯接，選用平鍵為14X 9X 52,斜齒輪與軸選iv用平鍵18X11X 60,齒輪與軸的配合為.確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角1.2X45：各軸肩圓角半徑見附圖3 .求軸上的載荷根據結構圖可做出軸的計算簡圖如下(a)IF tFt唱 129. 160.65F NH 1118. 15Fnh2 = 3004.12N

49、HFnv2 = 3184.65NfaFaF NV1 =288O.6NVM V3 = -299735.44 N mmT =234510 N mmM c 由= 142579.15N mMca3 = 485406.66N ma)Fae =Fae5 +Fae4 =708.62 +511.90 =1220.52NMca4 = 442265.23N m載荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =10452 NFnv1=-2880.6 NFnh2=-3004.12 NFnv 2 = 3184.65 N彎矩MM h1 = -6727827 N mmM V1 = -23035.5 N mm, M v1 =212819.8