機械設計課程設計計算說明書(二級展開式圓柱齒輪減速器)

目錄設計任務書電動機的選擇傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動件設計與計算高速軸的設計與計算中間軸的設計與計算低速軸的設計與計算鍵的選擇以及校核軸承的校核十、 潤滑方式及密封方式的選擇十一、設計總結(jié)十二、參考資料計算項目及過程計算結(jié)果

、設計任務書設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1——電動機2——聯(lián)軸器3——二級圓柱齒輪減速器4——聯(lián)軸器原始數(shù)據(jù):數(shù)據(jù)編號4數(shù)據(jù)編號4鋼繩拉力F/kN15鋼繩速度v/（m/min）10卷筒直徑D/mm380FN=15KNv=10m/minD=380mm.工作條件：間歇工作，每班工作不超過15%每次工彳不超過10min,滿載啟動，工作中有中等震動，兩班制工作，鋼繩速度允許誤差土 5,設計壽命10年。.加工條件：生產(chǎn)20臺，中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級齒輪。.設計工作量：（1）減速器的裝配圖人一張（2）零件圖入二張。（3）設計說明書1份（打?。?。電動機的選擇

.傳動裝置總體設計方案本組設計數(shù)據(jù):第四數(shù)據(jù)：鋼繩拉力F/N15M103鋼繩速度(m/min)10卷筒直徑D/mm380。.外傳動機構(gòu)為聯(lián)軸器傳動。.減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。.該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。.電動機選擇電力，三相交流電，電壓380/220V;所選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機。(1)電動機容量的選擇n1-每對開式齒輪傳動效率：0.957—每對軸承傳動效率：0.99%—每對斜齒圓柱齒輪的傳動效率：0.98”4—每個聯(lián)軸器的傳動效率：0.99,一卷筒的傳動效率：0.96“總：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率“總=7”25Mn32M\2”w=0.95M0.995M0.982父0.992父0.96=0.834卷筒所需輸入功率Pw：=2.6kw總=0.834fFv1510=2.6kw總=0.834Pw= = 1000w10000.9660電動機的實際輸出功率Pd:P額=P額=3kw8.38r/minnm=1420r/min□d=Pw=2.6=2.99kw”總0.834額定功率嗑=(1~1.3)Pd=(1~1.3產(chǎn)2.99=2.99~3.89kw取Pa=3kw2.確定電機轉(zhuǎn)速：由公式Vw=n.D得輸送帶卷筒的轉(zhuǎn)速 Vw=皿則601000 601000601000v

nw= 二D_60100010-3.1438060=8.38r.min查資料［1］表2-1推薦的傳動比合理范圍二級展開式圓柱齒輪傳動比在(8?40)之間,開式齒輪傳動比(3?5),故總傳動比的范圍為(24?200)。電動機轉(zhuǎn)速可選的范圍為：n電=i總nw=(24?200)父8.38=(201.12?1676)r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000、1500(3)電動機的型號確定根據(jù)同步車$速查表，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、和開式齒輪、減速器的傳動比，可見第1種方案比較合適，因此選用電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩取大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L2-4314202.22.2Y132S-639602.02.0確定電動機型號為Y100L2-4,其滿載轉(zhuǎn)速nm=1420r/min三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).計算總傳動比有電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw,可確定傳動裝置應有的傳動比總傳動比：i-nm=1420=169.45

心nw8.38.合理分配各級傳動比一直圓柱齒輪傳動比范圍為3~5,所以開式齒輪傳動比i開=5

分配傳動比：取i開=5,則i減=!￡=16竺5=33.89

i開51高=J(1.3?1.5)i減1高=J(1.3?1.5)i減取i高=6.7 貝打低='=3389=5.1i高 6.7注：i開為開式齒輪的傳動比，i減為減速器的傳動比,傳動比3.各軸轉(zhuǎn)速，輸出功率，出入轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速計算 。①電動機轉(zhuǎn)速 n0=1420r/mini總=169.45i高=6.7i高為高速級傳動比，i低為低速級i低=5.1高轉(zhuǎn)速In1=n0=1420r/min中間軸H血=n1J420=211.94r/mini高6.7低;速軸田 n3=n2=211.94=41.48r/mini低 5.1卷筒軸IV n4=nw=8.38r/min②電動機額定功率上面已求得Pgj-3kw高轉(zhuǎn)速I P1 =pd42 3 =2.990.99 0.99 0.98 = 2.87kw中間軸H p2 322 =2.870.982 0.99=2.73kw以此類推低速軸m p3 =2.52kw卷筒軸IV p4 =2.42kw③電動機轉(zhuǎn)軸95503T0一 -20.18Nm14209550p195502.87局轉(zhuǎn)速IT1-- 19.30Nmn11420以此類推中間軸H9550p295502.73T2 2= =123Nmn2211.94低速軸m,9550P3T3一95502.52- -580.2Nmn341.48n1=1420r/minn2=211.94r/minn3=41.48r/minn4=8.38r/minp1=2.87kwp2=2.73p3=2.52kwp4=2.42kwT1=19.30N|_|m卷筒軸IV9550p4T4二山95502.428.3=2784.5Nm項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉(zhuǎn)速(r/min9441.488.38功率（kW）32.872.732.522.42轉(zhuǎn)矩(N?m)20.1819.3123.580.22784.5T2=123N1mT3=580.2N1mT4=2784.5N_m四、傳動件設計計算I斜齒圓柱齒輪計算A.高速級斜齒圓柱齒輪的計算.選擇材料熱處理方式和公差等級小齒輪選用40Cr,調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度達到250HBs大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度達到220HBS因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行計算，其設計公式為:3.2；2[-3.2；2[-H])KTi(i1)

4di①齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1=19.3M103Nmm②由《機械設計基礎》（522）可以查出載荷系數(shù)，因工作中有中等沖擊，故載荷系數(shù)k=1.5③由《機械設計基礎》（p123）表7-8查得Q=1④由《機械設計基礎》（P123）表7-7查得材料彈性系數(shù) z名=189.8⑤初選壓力角P=15°⑥齒數(shù)比i高=6.7⑦初選齒數(shù)Z〔=25,WJZ2=i1Mzi=6.7父25=167.5取Z2=168Z1=25Z2=168⑧由《機械設計基礎》（p119）Z1=25Z2=168⑨許用接觸盈利可用以下公式計算

ZN"-'Hlim［二］H二 二HN=60142012502815%10=5.1108MAiMAi15.1108=7.631076.7由圖7-24查得壽命系數(shù)zN1=1zN2=1由表7-5去安全系數(shù)SH=1.01Zn1；-Hlim1［二Zn1；-Hlim1［二H1］：Sh1680 640Mpa1［；:H1］=640Mpa15501 =550Mpa［-H2］=550Mpad1t15501 =550Mpa［-H2］=550Mpad1t=3(3.2Ze)KT2KT(i1)

7d=3(33.2189.8)21.519.310(6.71)""6406.7=32.16mmZn2"-'Hlim1［二H2］：Sh取2h21=632.07Mpa出算小齒輪的分度圓直徑d〔t得⑩確定模數(shù)d1cosd1cos:32.16c0S1*1.24mm25m=2mm中心距mn(Z1Z2) 2(25168)2COS1 2cos15o=198.87mm取整,a=200mm則螺旋角-rcosmn(Z1Zm=2mm中心距mn(Z1Z2) 2(25168)2COS1 2cos15o=198.87mm取整,a=200mm則螺旋角-rcosmn(Z1Z2)=arcos2(25168)=15.2。B=15.22a2200d1mnZ1

cos:225 o=52mm (d1之32.16mm,合理)cos15.2d2mnZ2cos:2168346.4mmcos15.20齒寬b=d1=152=52mmb1=b2(5~10)mm取b1=60mmbi=60mmb2=52mm3.齒根許用疲勞強度條件為1.6KT1cos-

bm：21YfYs由《機械制造基礎》（p106）表7-2取m=2mm2.確定幾何尺寸

①K1,T1,mn和Z同前②齒寬b=b2=52mm③由《機械設計基礎》(P124)表7-9查得：YF1=2.65Yf2=2.1YYF1=2.65Yf2=2.1YS1=1.59Ys2=1.8應力修正系數(shù)為YS1=1.59YS2=1.8④由表7-25中可以查出試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限二Fiim1=220Mpa二Fim2=180Mpa⑤需用彎曲應力 [%]=K'limSF⑥由圖7-26查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1⑦由表7-5可以查出安全系數(shù)Sf=1.35[仃F1]=162.96Mpa[仃F2]=133.33MpaTOC\o"1-5"\h\z[仃F1]=162.96Mpa[仃F2]=133.33Mpa[、-F1] 162.96MpaSf1.35YN2；「Flim2 1180[]=N2Flm2 133.33MpaSf 1.351.6KTcos- 1.51.619.3103cos15.2O；「F1 2 2 2.651.59=32Mpa二[二F1]bm2乙 522225YF2YS2；、2-；F1 =31Mpa”二F2]4.YfiYsi4.計算齒輪的幾何尺寸分度圓直徑d1=1ml-Z1= 2—oM25=52mmcos- cos15.2d1=52mmd2=^77筌2=——2~;父d1=52mmd2=346.4mmd2=346.4mm* *da1=56mmda=350.4mma2df=47mmf1dda1=56mmda=350.4mma2df=47mmf1df=341.4mmf2齒頂高 ha=mn=2mm齒頂圓直徑da1^d12ha=5222=56mmda2=d22ha=346.422350.4mm

齒根圓直徑df1=d1-2hf=52-22.5=47mmdf2=d2-2hf=346.4-22.5=341.4mmB.低速級斜齒圓柱齒輪的計算.選擇材料，熱處理方式和公差等級大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面堅硬度為240HBS小齒輪選用45鋼，調(diào)制處理，齒面堅硬度為220HBs選用8級精度.初步計算傳動的主要尺寸。因為是軟齒面閉式傳動，故按齒數(shù)面接觸疲勞強度計算。其設計公式為5（產(chǎn)；產(chǎn)（計“:[二h]di小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T3=123.01Ml03N|_mm由機械設計基礎（電2）可以查出載荷系數(shù)，因工作中有中等級沖擊，故載荷系數(shù)k=1.5由機械設計基礎（電3）表7-7查得中d=1由機械設計基礎（電3）表7-7查得材料彈性系數(shù)ZE=189.8⑤初選壓力角為1=15°⑥齒數(shù)比i低=5.1初選齒數(shù)Z3=22則Z4=5、3=5.1父22=112.2取Z4=112Z1=22Z2=112⑧由機械設計基礎（P,19）Z1=22Z2=112N=60njLn=60211.9412502815%10=7.63107N3 7.63107 7N41.510N4i低 5.1由表7-24查得壽命系數(shù)Zn3=1 Zn4=1由表7-5取安全系數(shù)Sh=1.0則小齒輪許用接觸應力為

2.ZN3；「Hlim 1580N3Him 580MpaSh 1ZN42.ZN3；「Hlim 1580N3Him 580MpaSh 1ZN4二Hlim1 540[1H4] 540MpaSh 1初算小齒輪的分度圓直徑得, ,3.2Ze、2KT(i1)，@2189.821.5123.01103(5.11)dt.3( E)2 3( )2 62.4mm；[入]di 580 5.1d3cos： 62.4cos15o⑩確止模數(shù)mn=— = =2.74Z1 22由機械設計基礎(耳06)表7-2取m=3mm確定幾何尺寸中心距a=m(Z3乙)=3(22112)=207mm2cos: 2cos15o則螺旋角「arcosmn(Z3Z4)=arcos3(22112)=152a 2207d3mnZ3cos:322

cos15o二68mmd4mnZ4cos:3112

cos15o=346mm[二H3]=580Mpa[二H4]=540Mpam=3mm齒寬b4=dd3=168=68mmb3=74mmbb3=74mmb4-68mm3.齒根疲勞彎曲強度條件為 ％1.6KT2cos0丫「看bmnZ3①KT,mn同前②齒寬b=b4=68mm③由機械設計基礎(電4)表7-9查得齒形系數(shù)Yf3=2.75,Yf4=2.1應力修正系數(shù)Ys3=1.58,Ys4=1.8④由表7-25中可以查出試驗齒輪的齒根彎曲Fiim3=180Mpa,\iim4=160Mpa

⑤許用彎曲應力[二尸廠丫/.Sf⑥由圖7-25查得壽命系數(shù)Yn3=Yn2=1由表7-5可以查出安全系數(shù)Sf=1.35故:「二F3]二「二F4]=YN30Flim3

SfYn4二Flim4SF11801.3511601.35=133.3Mpa=118.5Mpa「二F3]二「二F4]=YN30Flim3

SfYn4二Flim4SF11801.3511601.35=133.3Mpa=118.5Mpa[仃F3]=133.33Mpa[aF4]=118.5Mpa1.6KTcos1.51.6123.01103cosl5o、-F3二bm2Z36832222.751.58=92.03Mpa“；—]二F4=[二F3]*=92.03 2」「8YF3YS32.751.58=74.5Mpa"；』]4.計算齒輪的幾何尺寸分度圓d3=68mmd4=346mm齒頂高*

ha=hamln=13=3mmd3=68mmd4=346mmda=74mma3d=352mma4df=60.5mmf3d%=338.5mm4全齒高h=hahf=33.75=6.75mm齒頂圓直徑da3=d32ha=686=74mm齒根圓直徑da4=d齒根圓直徑da4=d42ha=3466=352mmdf3=d3-2hf=68-23.75=60.5mmdf4=d4-2hf=335.71-23.75=338.5中心距a=207mm中心距a=207mmZ5Z5-20Z6=100.選定齒輪類型精度等級，材料及齒數(shù)。①按傳動設計的方案選用直齒圓柱齒輪傳動②卷揚機一般工作機，速度不高可以選用8級精度③材料選擇大齒輪用45鋼硬度240HBS,小齒輪材料為40Cr,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理及表面淬火選擇齒數(shù)Z5=20大齒輪選擇Z6=Z5黑5=100④小齒輪。川而5=640Mpa大齒輪仃川而6=550Mpa.由資料計算應力循環(huán)次數(shù)N5=60n3pLh=6041.482508215%10=1.49107N6=N5=2.98106

3.計算彎曲疲勞許用應力由圖7-24可查出接觸疲勞強度壽命系數(shù)Zn=1由7-5表可查出接觸疲勞安全系數(shù)為13.計算彎曲疲勞許用應力由圖7-24可查出接觸疲勞強度壽命系數(shù)Zn=1由7-5表可查出接觸疲勞安全系數(shù)為1即SH=1Zni；「Hiimi 1640[ctH5]= = =640MpaSh 1Zn20Hlm1 1550[入61a H= =550MpaSh 1由圖7-25可查出試驗齒輪的齒根彎曲強度aFlim.二Flm5=250Mpa二口叫=190Mpa齒輪的齒根彎曲疲勞許用應力計算公式為 HF]MYN'limsf由表7-25可查出彎曲疲勞壽命系數(shù)Yn=1由7-5查彎曲疲勞強度安全系數(shù)SF=1.31230[二F5]= =176.92Mpa1.31190[二F6] -146.15Mpa1.3取載荷系數(shù)k=1.5查得齒形系數(shù)級應力校正系數(shù)Yf5=2.81工6=2.81 Ys5=1.56%6=1.804.計算大小齒輪的YYS并比較[%]Yf5Ys5_2.811.56[二F5]一176.92=0.0248YF6YS6[、6]2.811.80146.15=0.0346[二H5]=640Mpa[-,H6]=550Mpa[仃F5]=176.92Mpa[仃F6]=146.15Mpam=5.5mmYfYs<YfYs故大齒輪大[:5][:6]m=5.5mm.由于兩軸承對稱布置，故齒寬系數(shù)中d=1由表7-7可查出Ze=189.8

2KT3Yf5Y5 '2x1.5x580.18x103x2.81x1.56m>31-7--i之: 2 走5.5mm；dZ5LFI\ 0.420162.5.幾何尺寸計算d5=Z5m=205.5=110mmd6=Z6m=1005.5=550mmda5=mZ52=5.5202=121mmd5=110mmd6=550mmda=121mma5dd5=110mmd6=550mmda=121mma5da6=561mmdf5 =96.3mmdf=f6536.4mmdf5=mZ5-2.5=5.520-2.5=96.3mm720600二360mmd%=mZ6720600二360mm斜齒圓柱齒輪上作用計算.高速軸齒輪傳動的作用力①已知條件高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=19.3M103Nmm轉(zhuǎn)速n〔=1420r/minFt1=742.3NFr=270.2NrFt1=742.3NFr=270.2Nr1Fa=198.9Na1Fn1=818.6N小齒輪分度圓直齒直徑d1=52mm②齒輪1的作用力3圓周力為Ft1=2T1=219.310=742.3Nd1 52徑向力為Fr1=Ft1坦號=270.2Ncos-軸向力為Fa〔三Ft1tanB=742.3tan15.2o=198.9Na1 t1法向力為Fn1二一% — 742a——O=818.6Ncosjcos-cos20cos15.2③齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用方向相反。.低速軸齒輪傳動的作用①已知條件中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩丁2=123.01乂10%mm轉(zhuǎn)速n2=211.94r/min低速Ft3-3618NFr3-1363NFa3=970NFt3-3618NFr3-1363NFa3=970NFn3-3986N低速級的小齒輪為右旋大齒輪左旋。小齒輪的分度圓直徑 d3=68mm

②圓周力Ft3=2T2上123叱03=3618NTOC\o"1-5"\h\zd3 68o徑向力為Frs=Ft3tan[=3618tan20o=1363Ncos: cos15軸向力為Fa3=Ft3tan'=3618tan15o=970NFt3 3618法向力為Fn3t3一=oo=3986Ncos：cos1cos20cos15③齒輪4的作用從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反。五、高速軸的設計與計算.材料的選擇因為是齒輪軸，材料與齒輪材料相同，45鋼調(diào)質(zhì)處理。硬度240HBs,查表13-1得C值在107~118范圍內(nèi)，查表13-3得4=650Mpa再由表13-2查得許用應力L」]=60Mpa.按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑電動機為Y100L-4聯(lián)軸器為HL2根據(jù)表電動機為Y100L-4聯(lián)軸器為HL2又表13-2查得d>c3JP=(107~118)3J-2-87=(13.5~15)mm，n ,1420考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將直徑加大 3%~5瞅為(14.2~15.8)mm。一 0009 .因為選用的電動機Y1001-4的輸出軸D=28 mm,所以選用的聯(lián)軸器為-0.004HL2,軸的最小直徑為d=30mm.設計軸的結(jié)構(gòu)。d1d1=30mmd2=d5=35mmd3=38mmd4=56mm要確定軸的結(jié)構(gòu)形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩或軸環(huán)定位，右端用套筒固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接，軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，其軸向用軸肩固定，周向用過盈配合固定。②確定各軸段的直徑軸段1是最小直徑，為d=30mm,考慮到對安裝在軸段1上的聯(lián)軸器定位，則軸段2要有軸肩，同時能夠順利的在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承

L1=60mmL2=69mmL3=76mmL1=60mmL2=69mmL3=76mmL4=60mmL5=30mm直徑d3=38mm,d4=56mm為了便于拆卸，取d5=d2=35mm.計算各軸段的長度第一段要安裝聯(lián)軸器，考慮到聯(lián)軸器的連接與固定，使L1略小于L聯(lián)軸器，查表得L聯(lián)軸器=62mm；rLi=60mm第二段為外伸段，一部分在減速器內(nèi)，一部分在外，所以它的長度須由多段相加L2=11emBb擋油環(huán)=2010101712=69mmFt1=742.3NFFt1=742.3NFr1=270.2NFa1=200Ne為軸承端蓋厚度e=1.2d螺釘=1.2父8=9.6mm,取e=10mmm訥軸承端蓋的止口端面至軸承座孔邊緣的距離B為軸承寬度以此類推，計算出各軸段的長度 得L3=76mm L4=60mm L5=30mm.軸的校核21Ft1=1=742.3Nd1Fr1=270.2NFa1=200NQ(L1L2L3)-Fr113-Fa1d12970.17(175122417)-382.3417-203848

122417=1288.40N利用公式計算得：R2H=Q-R1H-Fr=972.17-1288.41-382.3--698NR1vFt1 R1vFt1 L3L2 L3=1030.4147122417-286.56NR2V=Ft1—F1n=1030.41-286.56-743.85NR1=J'R2H?R2=$1288.402285.562=1319.88NR2—&H-R2V-（二698）2—1743.852=1020.08NM'aH=R2HL3=-698417=-291066Nd1 16aH二M'aH一FaH二M'aH一Fa12 2MbH=—972.17175=—170129.75NMav=-F1VL2=-286.56122=-34960NMa二.JM2HM；v-34456.9234960.322=490172NM'a="M'aH-M'2v=7328062+349602=417942Mb=,M；hM；v=<6951717.A02=6951718N對軸進行校核的：Ma二1=a3=11.45<60Mpa0.1d3Ma1a13=117.175<600Mpa0.1d3

六、中間軸的設計與計算.已知條件：中間軸傳遞的功率p2=2.73kw轉(zhuǎn)速n3=211.94r/min齒輪分度圓直徑d2=346.4mmd3=68mm齒寬3=52mmb3=74mm.選擇軸的材料因傳遞的功率不打，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表7-4選用的材料45鋼調(diào)質(zhì)處理 硬度220HBS,查表得j=650Mpa再查表13-2得許用彎曲應力k/-60Mpa3.初算軸徑查表13-1得d許用彎曲應力k/-60Mpa3.初算軸徑查表13-1得d在107~118范圍內(nèi)則dm.之C，^=(107~118戶2.73\211.94=24.61~27.14mmd1=35mmd2=d4=38mmd3=42mmd5=35mm.結(jié)構(gòu)設計(1)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖。1⑵設計軸的各段軸徑與確定軸承該段軸上安裝軸承，其審計應與軸承的選擇同步，考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，軸段1,5上安裝軸承，其直徑即應便于軸承安裝，又應符合軸承安裝,L1=42mmL2L1=42mmL2=50mmL3=10mmL4=72mmL5=45mm壽命要求，則改變直徑系列，取6207進行設計計算，由表13-4得軸承內(nèi)徑d=35m外徑D=72mn?度B=17mm?位軸肩直徑d3=42mm外徑定位直徑Da=65mm對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=15.7故dmin=35mm,即d1=35mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，所以軸徑也一樣則 d5=35mm軸段2上安裝齒輪3,軸段4上安裝齒輪。為方便齒輪的安裝，d2和d4分別略大于d1和d5,可初定d2=d4=38mm其高度為(0.07~0.1)d2=(3.29~4.7)mm,取h=4mm故d3=42mm(3)確定各段軸長軸段2與軸段4的長度應比相應的齒輪的寬度略短，故取L4=72mm,L2=50mm軸段3該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為軸段3的長度為L3=10mm軸段1及軸段5的長度。軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離取△=12mm中間軸上兩個齒輪的固定均由當油環(huán)完成。貝脖由段1的長度為 L1=B+A+&+3=17+12+10+3=42mmFt3軸段5的程度為L5=B:二：i22=1712142=45mm軸上力作用點的距離，軸承反作用力的距離點，距離軸承外圈大斷面的距離Fr3Fa3Fn33618N1363N970N3986Nas=15.7mmTOC\o"1-5"\h\zb, 6911=L1---a3-3=42——15.7-3=57.82 2b2b3 694612=L3 2 3=10 67.2mm2 2b2 6913人：-2-a32=45：—15.7-2=61.8mm2 2(4)軸的校核畫軸的受力分析見圖（圖2）計算支撐反力圓周力Ft3=2T2=2I2I3282.88 76.291030.4161.8-3702.71(67.261.8)-203.84 2 691.61——2- 57.867.261.8=-2511.685NI2I3282.88 76.291030.4161.8-3702.71(67.261.8)-203.84 2 691.61——2- 57.867.261.8=-2511.685NFR2=Fr2-FR1-Fr3=382.31-(-2511.685)-1370.98=1523.015N在垂直平面上徑向力為F徑向力為Frs二Ft3tan-cos-=3618M鬻=1363N軸向力為Fa3=Ft3tan'■二3618tan15o=970Na313法向力為Fn3=—F^—=——誓一o=3986Ncoscos-cos20cos15在水平面上Ft2lFt2l3-Ft3(12 l3)-Fa2-Fd3d3

2R1FR1vFt3(12 13)弱211 12 133702.71(67.261.8)1030.4167.257.867.261.8二2929.6NFR2VfFt2-FR1v=3702.711030.41一2927.6=1805.52N軸承的總支撐反力為FR1:Ff2H.FR2V=；2511.68522927.62:3857.38NFR2-JfJh FR2v，41523.01521805.522-2362.1N③畫彎矩圖MaH=Fr1Hli=2511.68557.8--145175NmmTOC\o"1-5"\h\zd3 76.29M'aH=MaHFa33=145175691.61—— =-118793.54NmmaH aH a3 _ _2 2M'bH=FR2Hl3=1523.01561.8=94122.327NmmMbHMav=M' Fa2d2=94122.327-203.84282.88MbHMavbH a22 2二FR1Vli=2927.657.8=169215.25NmmMbv=Fr2nl3=1805.5261.8-111581.136NmmMa=JM2HM；v=41451751692152—222956NmmM'a=\M'2HM'2v=.118793.5421692152=206750.14NmmMb=MbHMbv=、65291.9742111581.136=129280.28NmmM'b=M'；hM'2v-94122.3272111581.1362=145977.26Nmma-a截面仃xbMMW-0.1d3a-a截面仃xbMMW-0.1d322295630.176=27.838Mpa二xbM'

0.1d33145977.26

0.1763=33.25Mpa二二b由表2-6查得45鋼調(diào)制處理抗拉強度極限仃b=650Mpa表8-32查得軸的許用彎曲應力[二」b]=60Mpa

中時受力分析七、低速軸的設計與計算.材料的選擇 選用45鋼正火處理仃b=600Mpa 硬度210HBs仃q=55Mpa.按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)表13-1查得c=107~118又由表12-2查得d占c3=(107~118)d-^^_=(42.8~47.2)mm\n ■41.48考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器會有鍵槽存在， 故將估算直徑加大3%-5%U取(45~50)mm,取d=50mm,選用的聯(lián)軸器為HL4.設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制草圖①確定軸上零件的位置和固定方式，要確定軸的結(jié)構(gòu)形狀，必須先確定軸上零件的

裝配順序和固定方式。確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩或軸環(huán)定位，右端用套筒固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定，齒輪的周向固定采用平鍵連接，軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，其軸向用軸肩固定，軸向采用過盈配合固定。②確定各軸段直徑軸段1外伸直徑最小di=50mm考慮到要對安裝在軸段1上的聯(lián)軸器進行定位，軸段2為過渡段，d2=54mm。軸段3、5的直徑d3=58mm,d5=58mm同理，d4=68mm同理，d4=68mmd6=d2=54d1=50mmd2=54mmd3=58mmd4=68mmd5=58mmd6-d254mmL1=112mm（略小于L聯(lián)軸器）L2=77mmL3=55mm4.軸的校核已知條件低速軸的轉(zhuǎn)矩T3=580.18Nm轉(zhuǎn)速n3=41.48r/min螺旋角P=15°L1=112mmL2=77mmL3=55mmL4=6mmL5=66mmL6=34mm圓周力Ft44.軸的校核已知條件低速軸的轉(zhuǎn)矩T3=580.18Nm轉(zhuǎn)速n3=41.48r/min螺旋角P=15°L1=112mmL2=77mmL3=55mmL4=6mmL5=66mmL6=34mm圓周力Ft42T3d42X580.18X10=3354N 其方向與作用點圓周速度方向相346Ft4-3354NFr4=1221NFa4=900NFn3=3659Nn徑向力Fr4tan20o=3354xS5=1221n軸向力Fa4二Ft4tanB=3354tan15o=900N法向力Fn3Ft33354cos20ocos:cos20ocos15o-3695N八、鍵的選擇及校核1.高速軸鍵的選取與校核八、鍵的選擇及校核1.高速軸鍵的選取與校核軸與聯(lián)軸器的連接，選用一個普通平鍵，根據(jù)軸上的尺寸查資料［1］表10-1初選定為b。8M7 L=50mm鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼由資料［3］表6-2查得許用擠壓應力［op］=100U120MPa,取平均值,p］=110MPa,軸上用于連接聯(lián)軸器的鍵的工鍵A850GB/T1096-1979作長度為l=L--=50-'=46mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度2 2k=0.5h=0.5父7=3.5mm,d1=30mm由公式％p=8MPa<凡］2T12^19.3^103kld1-由公式％p=8MPa<凡］故此鍵滿足工作要求鍵標記為：鍵A8M50GB/T1096-1979.中間軸鍵的選取與校核TOC\o"1-5"\h\z軸上用于高速大齒輪軸向定位的采用普通平鍵，根據(jù)軸上的尺寸與查資料 ［1］方10-1初選定為bh108L=45mm鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼由資料［3］表6-2查得許用擠壓應力L］=100U120MPa,取平均值,p］=110MPa。鍵的工作長度為b 10=L一=45- =40mm2 22工kld12123.0110344038=40.5MPa；0P鍵A10632工kld12123.0110344038=40.5MPa；0P鍵A1063GB/T1096-1979故此鍵滿足工作要求鍵標記為：鍵A1045GB/T1096-1979軸上與低速軸齒輪查資料［1］表10-1初選定為bMh10M8 采用普通平鍵。L=63mm鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼由資料［3］表6-2查得許用擠壓應力]=100]120MPa,取平均值?P]=110MPa鍵的工作長度為l=L-b=63-1°=57mm2 2鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5x8=4mm,d1=38mm2Ti 2123.01103由公式c-= 28.4MPa二Pkld1 45738 -P故此鍵滿足工作要求鍵標記為：鍵A1063GB/T1096-1979鍵A14100鍵A14100GB/T1096-1979軸上用于齒輪軸向定位的采用普通平鍵，根據(jù)軸上的尺寸查資料 ［1］表10-1初覺定為bh1610L-46mm鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼由資料［3］表6-2查得許用擠壓應力回］=100山20MPa,取最大值國］=120MPa。鍵的工作長度為TOC\o"1-5"\h\zb 16=L一=46- =38mm2 2鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5父9=4.5mm,d〔=58mm2T3 2580.18103由公式:\= 3 114MPa::Pkld1 4.53958 -P故此鍵滿足工作要求鍵標記為：鍵A1646GB/T1096-1979軸上用與聯(lián)軸器連接的鍵，查資料［1］表10-1初選定為b^h14M9采用普通平鍵L=100mm鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼由資料［3］表6-2

查得許用擠壓應力[<ip]=100LJl20MPa,取平均值二p=110MPa鍵的工作長度為l=L—b=100—14=93mm2 2鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5x8=4mm,d1=50mm由公式％=2T由公式％=2T1p kld12580.1810349350=13.23MPa<匹］故此鍵滿足工作要求鍵標記為：鍵A14100GB/T1096-1979九、軸承的校核.中間軸①計算軸承軸向力由表11-9查軸承6207得Cr=19.8KN C0r=13.5KN由表9-10查得6207軸承內(nèi)部軸向力計算公式：Fs=0.4FrFS1=0.4FR1=0.42512=1005NFs2-0.4FR2=0.41523-609N外部軸向力Fa=970N則：Fs2Fa=609970=1579N則兩軸軸向力分別為 Fa1 =Fs1 =1005N Fa2 =Fs1 -Fa =1005-970=35NRi>R>,Fa1>Fa1故只需校核軸I②計算軸承的當量動載荷 F1=^0°5-=0.07查表11-9得e=0.43C13500因F±=1005=0.4<e因止匕*=1y=0因為有中等震動，所以fp=1.2R1 2512