二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目：

設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)中的傳動(dòng)裝置專業(yè)年級(jí)：

機(jī)械學(xué)號(hào)：

60510學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師：機(jī)械工程系完成時(shí)間

2019

年

1月

4日機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)學(xué)生姓名：學(xué)號(hào):專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化任務(wù)起止時(shí)間：2018年12月17日至2019年1月4日設(shè)計(jì)題目:設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)中的傳動(dòng)裝置一、傳動(dòng)方案如圖1所示：1軸圖1帶式輸送機(jī)減速裝置方案二、原始數(shù)據(jù)三、設(shè)計(jì)任務(wù):滾筒直徑d/mm傳達(dá)帶運(yùn)行速度v/（m/s）運(yùn)輸帶上牽引力F/N每日工作時(shí)數(shù)T/h傳動(dòng)工作年限

8001。減速器裝置圖1張（A0圖紙)1。62。低速軸部件圖1張（A3圖紙）2100243。低速軸齒輪部件圖1張（A3圖紙）5年4。設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份單向連續(xù)平穩(wěn)轉(zhuǎn)動(dòng)，常溫空載啟動(dòng).在三周內(nèi)完成并經(jīng)過(guò)爭(zhēng)辯參照資料：《機(jī)械設(shè)計(jì)》《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》《課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》《工程力學(xué)》《機(jī)械制圖》指導(dǎo)教師簽字：年代日目錄一、電機(jī)的選擇1二、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1三、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)2四、設(shè)計(jì)減速器內(nèi)傳動(dòng)部件（直齒圓柱齒輪)3五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算10六、軸的強(qiáng)度校核13七、校核軸承壽命15八、鍵連接的選擇和計(jì)算16九、箱體的設(shè)計(jì)17十、心得領(lǐng)悟17一、電機(jī)的選擇1。1選擇電機(jī)的種類和結(jié)構(gòu)形式：依工作條件的要求，選擇三相異步電機(jī)：封閉式結(jié)構(gòu)U=380VY型1。2電機(jī)容量的選擇工作機(jī)所需的功率PW。kW=Fv/1000=336V帶效率1：0.962：0。99轉(zhuǎn)動(dòng)軸承效率（一對(duì)）閉式齒輪傳動(dòng)效率(一對(duì)）30.97:聯(lián)軸器效率4:0.995（w)：0.96工作機(jī)（滾筒）效率傳輸總效率=0.825/=4。1kW則，電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率P=PdW1.3電機(jī)轉(zhuǎn)速確定卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速=38.2r/minV帶傳動(dòng)比的合理范圍為2~4，兩級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的合理范圍為8～40，則總傳動(dòng)比的合理范圍為=16~160，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：=611。2～6112r/min在此范圍的電機(jī)的同步轉(zhuǎn)速有：750r/min1000r/min1500r/min3000r/min依課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表18-1：Y系列三相異步電機(jī)技術(shù)參數(shù)（JB/T9616-1999)選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)：Y112M-4額定功率Ped：4kW同步轉(zhuǎn)速n：1500r/min滿載轉(zhuǎn)速nm：144r/min二、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算總傳動(dòng)比:37。72.1分配傳動(dòng)比及計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i03則減速器傳動(dòng)比i=i/i0=12.57=取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比4。2則低速級(jí)傳動(dòng)比312.2傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算0軸（電動(dòng)機(jī)軸)4。1kW1440r/min27。2Nm1軸（高速軸）4kW480r/min79。6Nm2軸(中間軸）3.84kW144.29r/min320。87Nm3軸（低速軸）3。69kW38.5r/min924。92Nm4軸（滾筒軸）3。62kW38.5r/min905Nm以上功率和轉(zhuǎn)矩為各軸的輸入值，1~3軸的輸出功率或輸出轉(zhuǎn)矩為各自輸入值與軸承效率的乘積。各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)以下表：表2—1各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/Nm轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比i效率n/(r/min)輸入輸出輸入輸出0軸4。127。214401軸43.9679。678.848030.962軸3。843.8320.87317。66114。294。20。963軸3.693.65924.92915.6738。230.964軸3。623。58905895.9538.210.98三、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.1確定計(jì)算功率依照已知條件結(jié)合教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》由表8—8獲取工作情況系數(shù)KA=1。3，故Pca=KAPd=5。33kW。3。2選擇一般V帶型號(hào)已知Pca，m，結(jié)合教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》由圖—11確定所使用的V帶為n8型。23.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速(1）結(jié)合教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》由表8—7,8-9，初選小帶輪直徑dd1=90mm。（2)驗(yàn)算帶速：6。78m/s，滿足5m/s〈v〈30m/s。(3）計(jì)算大齒輪的基準(zhǔn)直徑270mm。3。4確定V帶中心距和基礎(chǔ)長(zhǎng)度依照，初定中心距a0=500mm。（2)計(jì)算所需的帶長(zhǎng)1599mm。由表8-2，對(duì)A型帶進(jìn)行基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1640mm。（3）實(shí)質(zhì)中心距520.5mm中心距的變化范圍475~549mm。3.5驗(yàn)算小帶輪包角159°>120°合格.3。6計(jì)算V帶根數(shù)Z由nm，d1結(jié)合教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》查表—得0。064kW。d型帶，查表得84P=1由nm，0，A8-50。17kW.iP=0已知1查表8—6得K=0。95，已知Ld查表8-2得KL=0。99則V帶根數(shù)4.6,取z=5.3。7計(jì)算壓軸力由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—3，可知A型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0。105kg/m.單根V帶的初拉力最小值:=133。1N。壓軸力的最小值：=1308。71N.四、設(shè)計(jì)減速器內(nèi)傳動(dòng)部件（直齒圓柱齒輪）4.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1.選定齒輪種類、精度等級(jí)、資料及齒數(shù)(1）依照傳動(dòng)方案采納直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力角取為20°.（2）參照教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6,采納7級(jí)精度.3)資料選擇.由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1，選擇小齒輪資料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS.3（4)選小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)211。取2=101。Z=iZ=1008,Z2.按齒面接觸疲倦強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式（10—11）試算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式中的各參數(shù)值①試選=1。3②計(jì)算小齒輪傳達(dá)的轉(zhuǎn)矩79580N·mm③由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7采納齒寬系數(shù)φd=1④由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20查得地域系數(shù)ZH=2.5⑤由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得資料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2⑥由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10。9計(jì)算接觸疲倦強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z?1。7329.841°所以：0。8722.862°⑦計(jì)算接觸疲倦許用應(yīng)力。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲倦極限分別為=600MPa、=550MPa.由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：1.04×109查取接觸疲倦壽命系數(shù)KHN1=0.95、由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—23KHN2=1.2.48×108取無(wú)效概率為1％、安全系數(shù)S=1,得取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲倦許用應(yīng)力，即550MPa570MPa2）試算小齒輪分度圓直徑550MPa（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度v55.894mm1。4m/s②齒寬b55。984mm2)計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)KH①由表10—2查得使用系數(shù)KA=1②依照v=1。4m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05③齒輪的圓周力。2.848×103N50.953N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.2④由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱部署時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)=1。4205。由此,獲取實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)1。793）由式10—12按實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)算的分度圓直徑62.183mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)2.951mm43。按齒根波折疲倦強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式10-7試算模數(shù),即1)確定公式中的各參數(shù)值①試選KFt=1.3②由式10—5計(jì)算波折疲倦強(qiáng)度用重合度系數(shù)0.684③計(jì)算查得齒形系數(shù)YFa1。、Fa2由圖10—17652.21由圖10—18=2Y=查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa11.58、sa2。=Y=182由圖10—24C查得小齒輪和大齒輪的齒根波折疲倦極限分別為與。由圖10-22查得波折疲倦壽命系數(shù)KFN1=。,KFN2。500系數(shù)S=1。4，由式(10—14）得085=089380由于大齒輪的大于小齒輪，所以取303.57MPa0.01672)試算模數(shù)241.57MPa1.601mm(2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)前的數(shù)0.據(jù)0138準(zhǔn)備①圓周速度v0.016738。424mm②齒寬b③寬高比b/h2)計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)KF10.67①依照v=0。97m/s，7②由，4142N查表10-3得=1。0③由表10-4用插值法查得

0.97m/s38.424mm3.602mm級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1。01107.8N/mm<100N/mm=1.4205，結(jié)合b/h=10.67查圖10-13，得=1.35。則載荷系數(shù)為1.363)由式（10—13），可得按實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲倦強(qiáng)度1.625mm計(jì)算的模數(shù)m大于齒根波折疲倦強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于波折疲倦強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲倦強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑相關(guān)，可取由波折疲倦強(qiáng)度計(jì)算得的模數(shù)1。625mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸疲倦強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1，算出小齒輪齒數(shù)11。取Z1=62.183mm。取2Z=d/m=3109.32，則大齒輪數(shù)21，1與Z2互為質(zhì)數(shù)。=Z=iZ=1344,Z=135Z這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲倦強(qiáng)度,又滿足了齒根波折疲倦強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊，防備浪費(fèi).54。幾何尺寸計(jì)算（1)計(jì)算分度圓直徑64mm(2）計(jì)算中心距270mm（3）計(jì)算齒輪寬度167mmb=64mmb和節(jié)約資料，一般將小齒輪考慮不可以防備的安裝誤差，為了保證明質(zhì)齒寬略為加寬（5～10)mm，即取b1=，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，72mm即b2。=b=64mm5。強(qiáng)度校核(1）齒面接觸疲倦強(qiáng)度校核依照以上計(jì)算結(jié)果進(jìn)行齒面接觸疲倦強(qiáng)度校核：按前述近似做法，先計(jì)算式(10-10)中的各參數(shù)。得出結(jié)果:將它們代入式（10—10），獲?。篕H=1.79,7.958×104164齒面接觸疲倦強(qiáng)度滿足要求，并且齒面接觸446應(yīng).85MPa<[力比標(biāo)準(zhǔn)σ齒H]輪有所下降。189.80.86(2）齒根波折疲倦強(qiáng)度校核依照以上計(jì)算結(jié)果進(jìn)行齒根波折疲倦強(qiáng)度校核：按前述近似做法，先計(jì)算式(10—6）中的各參數(shù).得出結(jié)果：將它們代入式,獲取

4.22.361.41798502.11.842.111.950.671齒根波折疲倦強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗波折疲倦破壞的能力大于大齒輪。6.主要結(jié)論20.92MPa<[σF]13210-62，2齒數(shù)Z1=32,模數(shù)m=2mm，壓力角α=20°，中心距Z=135a=170mm齒寬1，22。小齒輪采納（調(diào)質(zhì)），,b=72mmFb=64mm40Cr75,52MPa<[σ]大齒輪采納40鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì).4.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1.選定齒輪種類、精度等級(jí)、資料及齒數(shù)（1）依照傳動(dòng)方案采納直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力角取為20°。參照教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6，采納7級(jí)精度。（3）資料選擇.由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1，選擇小齒輪資料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,齒面硬度280HBS，大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1=72,取Z2=73.3.按齒面接觸疲倦強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1）由式（10—11）試算小齒輪分度圓直徑,即1)確定公式中的各參數(shù)值①試選=1。3②計(jì)算小齒輪傳達(dá)的轉(zhuǎn)矩308330N③由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—25d采納齒寬系數(shù)φd=1④由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖20—20查得地域系數(shù)ZH=2.5⑤由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—5查得資料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/26⑥由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-9計(jì)算接觸疲倦強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z?1。70829.841°所以：0。87423.894°⑦計(jì)算接觸疲倦許用應(yīng)力。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲倦極限分別為=600MPa、=550MPa.由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10—25d計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):2.4687×1080.94、KHN2=由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—23查取接觸疲倦壽命系數(shù)KHN1=0。98。8.229×1071％、安全系數(shù)S=1,得取無(wú)效概率為取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲564MPa勞許用應(yīng)力,即539MPa2）試算小齒輪分度圓直徑539MPa（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度v85，852mm0.513m/s②齒寬b85。852mm2)計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)KH①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②依照v=0。247m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.005③齒輪的圓周力。7182.83N83。665N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.2④由表10—4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱部署時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)=1。427.由此，獲取實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)1.7213）由式(10—12)按實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)算的分度圓直徑94。268mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)3。928mm3。按齒根波折疲倦強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式（10—7)試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值①試選KFt=1.3②由式（10—5)計(jì)算波折疲倦強(qiáng)度用重合度系數(shù)0。69③計(jì)算查得齒形系數(shù)YFa1由圖10-17Fa2由圖10—18=2.65、Y=2。22查得應(yīng)力修正系數(shù)Y=1。58、Y=1.75sa1sa27由圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根波折疲倦極限分別為與。由圖10—22查得波折疲倦壽命系數(shù)KFN1=0.85FN2取波折疲倦500380，K=0.87安全系數(shù)S=1。4,由式10-14得303.57MPa由于大齒輪的大于小齒輪0.,0138所以取0。0164236.14MPa2）試算模數(shù)0.01640。0164mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度v②齒寬b③寬高比b/h

2。507mm0.36m/s60.168mm2）計(jì)算實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)KF5.641mm①依照v=0。3610.67mm級(jí)精度，由圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)K。m/s，7V002②由，170.34N/mm>100N/mm10249N查表10-3得=1③由表10-4用插值法查得=1。422，結(jié)合b/h=10。67查圖10-13,得=1.37。則載荷系數(shù)為1.3733）由式(10—13）,可得按實(shí)質(zhì)載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲倦強(qiáng)度計(jì)2.562mm算的模數(shù)m大于齒根波折疲倦強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于波折疲倦強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲倦強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑相關(guān)，可取由波折疲倦強(qiáng)度計(jì)算得的模數(shù)2.526mm,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸疲倦強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1mm,算出小齒輪齒數(shù)1137.707mm。=94.268Z=d/m=取Z1=38，則大齒輪數(shù)Z2=iZ1=114，取Z2=115，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲倦強(qiáng)度,又滿足了齒根波折疲倦強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊，防備浪費(fèi).4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑2）計(jì)算中心距4）計(jì)算齒輪寬度b=95mm

95mm288mm192mm考慮不可以防備的安裝誤差，為了保證明質(zhì)齒寬b和節(jié)約資料，一般將小齒輪8略為加寬(5~10）mm，即取b1=102mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即b2=b=95mm.5.強(qiáng)度校核(1）齒面接觸疲倦強(qiáng)度校核依照以上計(jì)算結(jié)果進(jìn)行齒面接觸疲倦強(qiáng)度校核:按前述近似做法，先計(jì)算式10-10中的各參數(shù)。得出結(jié)果：將它們代入式（10-10），獲取:19532.12H齒面接觸疲倦強(qiáng)度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。189.80.91470.404MPa<[σH]2）齒根波折疲倦強(qiáng)度校核依照以上計(jì)算結(jié)果進(jìn)行齒根波折疲倦強(qiáng)度校核：按前述近似做法，先計(jì)算式（10-6）中的各參數(shù)。得出結(jié)果:將它們代入式，獲取1.683083302.211.952.061.940.671齒根波折疲倦強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗波折疲倦破壞的能力大于大齒輪。F16.主要結(jié)論133MPa<[σ]3810-62.5，模數(shù)m=mm，壓力角α=20°，中心距a=齒數(shù)Z1=38，Z2=1152.5192mm，齒寬b1=123MPa<[σF]95.小齒輪采納40Cr（調(diào)質(zhì))，大齒輪選102mm，b2=用45鋼（調(diào)質(zhì)）.齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì).4。3傳動(dòng)齒輪的主要參數(shù)表4—3傳動(dòng)齒輪的主要參數(shù)高速級(jí)低速級(jí)齒數(shù)z3213538115中心距a/mm170192模數(shù)m/mm22。5齒寬b/mm726410295分度圓直徑d/mm6627496288齒頂高h(yuǎn)a/mm222。52.5齒根高h(yuǎn)f/mm2。52。53。1253。125齒高h(yuǎn)/mm4。54.55。6255.625齒頂圓直徑da/mm72280101293齒根圓直徑df/mm59267902829五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算5。1高速軸的計(jì)算(1軸）依照表15—1得,高速軸資料為：45鋼，熱辦理方式：調(diào)質(zhì)，許用波折應(yīng)力[σ-1b］=。60MPa初估軸徑初選軸徑，依照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算初估.由表15-3得常數(shù)A0=11523。32mm考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3％為24.02mm，圓整后暫取d1=25mm.軸的徑向尺寸設(shè)計(jì)依照軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結(jié)構(gòu)以以下圖(結(jié)構(gòu)草圖，注明軸段,用充分的文字說(shuō)明支撐計(jì)算結(jié)果）:表5—1高速軸徑向尺寸確定軸段直徑d/mm確定方法說(shuō)明d=25參照初定軸徑1d2=30d1+（3—4)C1依照軸肩C1=1.6d=35軸承內(nèi)徑62083d=40d3+（3-4）C2依照軸肩C2=2。04d5=72齒頂圓直徑要圓整,用軸肩對(duì)齒輪做軸向固定d=35d6=d3同一根軸上的兩個(gè)軸承型號(hào)相同6軸的徑向尺寸設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)圖以下:經(jīng)驗(yàn)值的計(jì)算與采納:軸承端蓋至箱外傳動(dòng)件間的距離L=30箱座壁厚=20聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1=28；至凸緣邊距離C2=26軸承座寬度L=C12++(5～）=52+C10齒輪至機(jī)體內(nèi)壁的距離112=大齒輪齒輪端面的距離212=軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離4=12（指導(dǎo)書(shū)38頁(yè)圖5—12）表5-2高速軸軸向尺寸確定軸段長(zhǎng)度L/mm確定方法說(shuō)明L1=49機(jī)械原理P161帶輪輪轂=10L2=65L’+e+L+△4-B最后由密封圈確定L=30B+△4+3+1等于軸承寬度3L4=110△4+△2+B+△3+2.5—2。5由其他尺寸確定L=72齒寬由其他尺寸確定5L6=40B由其他尺寸確定l1=118.22由其他尺寸確定l2=161.26由其他尺寸確定l3=62.56機(jī)械原理P161帶輪輪轂=5.2中間軸的計(jì)算(2軸)依照表15-1得，中間軸資料為：40Cr，熱辦理方式：調(diào)質(zhì)，許用波折應(yīng)力［σ-1b］=70MPa。初估軸徑初選軸徑,依照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算初估.由表15-3得常數(shù)A0=12038。73mm軸的徑向尺寸設(shè)計(jì)依照軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結(jié)構(gòu)以以下圖：軸段直徑d/mmd1=40d2=42d3=50d4=42d5=40

確定方法說(shuō)明參照初定軸徑d2=d1+（1-2）便于布置齒輪d3=d2+(2—3）要圓整用軸肩對(duì)軸做軸向固定d4=d1+（1—2)便于布置齒輪d1=d5同一根軸兩個(gè)軸承型號(hào)相同表5-3中間軸徑向尺寸確定(3)軸的軸向尺寸設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)圖以下：經(jīng)驗(yàn)值的計(jì)算與采納：輪轂寬度與軸段長(zhǎng)度之差=2（指導(dǎo)書(shū)38頁(yè)圖5-10）齒輪至機(jī)體內(nèi)壁的距離112=大齒輪齒輪端面的距離212=軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離4=12（指導(dǎo)書(shū)38頁(yè)圖5—12)表5—4中間軸軸向尺寸確定11軸段長(zhǎng)度L/mm確定方法說(shuō)明L=36由其他尺寸確定1L2=100由其他尺寸確定L=8。5由其他尺寸確定3L4=62由其他尺寸確定L=46由其他尺寸確定5l1=68.58由其他尺寸確定l2=92。5由其他尺寸確定l3=55。42由其他尺寸確定5。3低速軸的計(jì)算（3軸）依照表15—1得，低速軸資料為：40Cr,熱辦理方式：調(diào)質(zhì)，許用波折應(yīng)力［σMPa。—1b]=60初估軸徑初選軸徑，依照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算初估。由表15—3得常數(shù)A055。06mm=120考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3％為56。71mm，圓整后暫取d=60mm。1軸的徑向尺寸設(shè)計(jì)依照軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結(jié)構(gòu)以以下圖：表5—5低速軸徑向尺寸確定軸段直徑d/mm確定方法說(shuō)明1參照初定軸徑最后由聯(lián)軸器內(nèi)徑確定d=60d=65滿足軸向定位便于軸承安裝2d=70依照標(biāo)準(zhǔn)軸承查表最后由軸承內(nèi)徑確定3d4=74軸承固定要圓整d=92d5=d4+（2—3)Cd對(duì)齒輪進(jìn)行定位5d6=74d6=d4加工確定d=70d3=d7最后由軸承內(nèi)徑確定7表5-6所采納聯(lián)軸器的主要參數(shù)公稱轉(zhuǎn)矩Tn許用轉(zhuǎn)速n軸孔直徑d軸孔長(zhǎng)度L軸孔長(zhǎng)度L1型號(hào)/mm/mm/mm/mm/Nm121000285060142140TL9DD1D2bA25060651865軸的軸向尺寸設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)圖以下：經(jīng)驗(yàn)值的計(jì)算與采納:L=20軸承端蓋至箱外傳動(dòng)件間的距離箱座壁厚=8聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1=20；至凸緣邊距離C2=25軸承座寬度L=C1+C2++(5~10)=52齒輪至機(jī)體內(nèi)壁的距離1=12大齒輪齒輪端面的距離212=軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離4=12（指導(dǎo)書(shū)38頁(yè)圖5-12）表5-7低速軸軸向尺寸確定軸段長(zhǎng)度L/mm確定方法說(shuō)明L=140由聯(lián)軸器尺寸確定1L=65由其他尺寸確定2L=37由其他尺寸確定3L=81由其他尺寸確定4L5=8.5由其他尺寸確定L=93由其他尺寸確定6L7=45由其他尺寸確定l1=75。85由其他尺寸確定l2=158。56由其他尺寸確定l3=222.67由其他尺寸確定六、軸的強(qiáng)度校核6。1高速軸校核軸的受力解析以以下圖：齒輪的受力3184N;805N水平面內(nèi)軸承拘束力13帶傳動(dòng)壓軸力F=3184N,所以：軸承A在水平面內(nèi)支反力:Ft×L3/（L2＋L3)=889.96N軸承B在水平面內(nèi)支反力：Ft×L2/（L2＋L3)=2294.04N豎直面內(nèi)軸承拘束力由受力解析可知豎直面內(nèi)拘束力：r×L3－Fp×(L1＋L2＋L3)/(L2＋L3)=-1209.33N彎矩(F圖r和×L2扭＋矩F圖p×L1)/(L2＋L3)=1075.69N水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖合成彎矩（考慮最不利的情況下)帶輪的壓軸力FP在支點(diǎn)產(chǎn)生的反力彎矩圖合成彎矩226890Nmm（注意單位換算)按第三強(qiáng)度理論校核14。7MPa〈滿足強(qiáng)度要求。6.2中間軸校核軸的受力解析以以下圖:齒輪的受力大齒輪2342。12N；852。46N小齒輪6684.79N；2433.07N水平面內(nèi)軸承拘束力軸承A在水平面內(nèi)支反力:[Ft1×（L2＋L3）＋Ft2×L3］/（L1＋L2＋L3）=3311.4N軸承B在水平面內(nèi)支反力:[Ft2×(L2＋L1)＋Ft1×L1]/（L1＋L2＋L3）=5309.18N豎直面內(nèi)軸承拘束力軸承A在豎直面內(nèi)支反力：Fr1×（L2＋L3）－Fr2×L3］/(L1＋L2＋L3）=-240.39N軸承B在豎直面內(nèi)支反力：［Fr1×L1－Fr2×（L1＋L2)］/(L1＋L2＋L3)=—1540。22N14彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖最危險(xiǎn)截面的合成彎矩496089Nmm（注意單位換算）按第三強(qiáng)度理論校核53。58MPa<滿足強(qiáng)度要求。6.3低速軸校核軸的受力解析以以下圖：齒輪的受力6423.06N；2237。8N水平面內(nèi)軸承拘束力軸承A在水平面內(nèi)支反力：Ft×L3）/（L2＋L3)=3351.6N軸承B在水平面內(nèi)支反力:Ft×L2)/(L2＋L3)=2671.46豎直面內(nèi)軸承拘束力軸承A在豎直面內(nèi)支反力：Fr×L3/(L2＋L3)=1307.06N軸承B在豎直面內(nèi)支反力：Fr×L2/（L2＋L3）=930.74N彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖最危險(xiǎn)截面的合成彎矩368454Nmm（注意單位換算）按第三強(qiáng)度理論校核18.5MPa〈滿足強(qiáng)度要求.七、校核軸承壽命表7-1所采納的軸承主要參數(shù)15軸名稱軸承代號(hào)d/mmD/mmB