機械設(shè)計課程設(shè)計二級直齒圓柱齒輪減速器說明書

PAGEPAGE34計算及說明 結(jié)果第一章設(shè)計任務書§1-1設(shè)計任務1、設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。2、工作條件：一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（F中考慮。3、使用期限：十年，大修期三年。4、生產(chǎn)批量：10臺。5、生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7—8級精度齒輪及渦輪。6、動力來源：電力，三相交流（V。7、運輸帶速度允許誤差：土5%8、原始數(shù)據(jù)：輸送帶的工作拉力F=2600N輸送帶的工作速度v=1.1ms輸送帶的卷筒直徑第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計一、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示皮帶輪4聯(lián)軸器1 230電動機1．電動機容量選擇

計算及說明 結(jié)果§2-1電動機的選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率pv 26001.1

P2.86kwwP 1000w

1000

2.86kw w軸 設(shè)： ——對滾動軸承效率。 軸 01 ——為齒式聯(lián)軸器的效率。01=0.9901齒 ——為7級齒輪傳動的效率。 齒 筒 ——輸送機滾筒效率。 筒 估算傳動系統(tǒng)的總效率：201

4軸

2齒

0.9920.9940.9820.960.86 0.86r工作機所需的電動機攻率為：pr

pww

0.86

pr

3.33kwY系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中應滿足：po m

p,因此綜合應選電動機額定功率rp 4kwm2、電動機的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速60v 601000 1.1n 105.1r minw D 2003.14

n 105.1rmiw方案比較

方案號 型號

額定功率KW

同步轉(zhuǎn)速r/min

滿載轉(zhuǎn)速r/min—1 Y112M——2 Y112M—

2890144036Y132M1—4.0KW100096048Y160M1—4.0KW750720計算及說明 結(jié)果綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數(shù)如下表：方案 型號

額定功率KW

同步轉(zhuǎn)速r/min

滿載轉(zhuǎn)速r/min

堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩

最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩3 Y6 W 0 0 主要外形和安裝尺寸見下表：§2-2傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比：inm 960 9.13n 105.1w

i9.13i 2ii

i 2.6523 i 2

i 3.453傳動系統(tǒng)各傳動比為：i 01

2.65,i3

3.45,i 14§2-3傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數(shù)設(shè)計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：軸——電動機軸n960rminp0 p

3.33kw3.33T9550 0 n0

9550 33.13Nm960軸——減速器中間軸nn 0960rminp1 i 101

p0

3.330.993.297kwTTi

計算及說明 結(jié)果33.1310.9932.8Nm1 00101軸——減速器中間軸nn ni3

9603.45278.3r

pp2 1

3.2970.973.2kwTTi2 13

32.83.450.970.97106.5Nm軸——減速器低速軸nn23 i

278.32.65105.02rmin2p p3 2TTi

3.20.973.104kw23106.52.650.97273.8Nm3 2223軸——工作機n n 105.02rmin4 3p p4 3

3.1040.98013.04kwT Ti 273.810.9801268.4Nm4 3434電動機減速器工作機各參數(shù)如左圖所示軸號0軸1軸2軸3軸4軸r/min960960278.3105.02105.02功率kw3．333.2973.23.1043.04轉(zhuǎn)矩N?m33.1332.8聯(lián)軸器106.5齒輪273.8齒輪268.4聯(lián)軸器傳動比13.452.651傳動效率0.990.970.970.9801第三章高速級齒輪設(shè)計已知條件為PI=3.297kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min，傳動比i1=3.45由電動機驅(qū)動，工作壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。計算及說明 結(jié)果一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。選用直齒圓柱齒輪傳動7級精度（GB10095-88）材料選擇：1r（調(diào)質(zhì)S，5鋼（調(diào)質(zhì)SS。4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.45×24=82.8取Z2=83?！?-1按齒面強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-9a）進行試算，即：d1t

≥23

KTI?du±1u

ZE 2）[σH]）1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選Kt=1.3（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：

95.5×105PI T=1==195.5×105×3.297

1 nI

3.28104Nmm960

N·mm=3.28×104N·mm10-7選取齒寬系數(shù)?d=。10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

=189.8MP1。a210-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限a2計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1=60nIjLh=60×960×1×（1×8×365×10）=1.68192×109N=N1=1.68192×109=4.88×1082 i1

3.4510-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1=0.88；KHN2=0.91計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：[σ]=KHN1σlim1=0.88×600MP=528MPH1 S a a計算及說明 結(jié)果[σ]=KHN2σlim2=0.91×550MP=500.5MPH2 S a a2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小的值?！蘐1·

ZE 2

313314·6(82?d1t≥2.32?dmm

（u [σH

）=2.32]

1 3.46

mm≈46.21 d

v。v=πd1t60×10003)b。

3.14×46.21×960=60×1000 m/s=2.32m/s=

v2.32mb=?dd1t=1×46.21mm=46.21mm4)計算齒寬與齒高之比b。h模數(shù)m=d1t

=46.21tz1

24mm=1.93mm m

1.93mmt齒高h=2.25mt=2.25×1.93mm=4.34mmth 4.345)計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.32m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.20；直齒輪，KHα=KFα=1；由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；由表10-4用插值法的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=1.417。由b=10.65，K =1.417查圖10-13K

=1.35；h Hβ Fβ

KVKHα

=1×1.20×1×1.417=1.7004

K1.70046）按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得d=d1

√K

1×√mm1.3mm

=50.4mm

d 50.4mm17)計算模數(shù)m。=d1=50.4

計算及說明

結(jié)果m=2.1mmm z1 24mm=2.1mm§3-2按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-5）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

√TIYaYa)1?dz2 [σF]11）10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500=3802）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.87；3）計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得

K σ 0.85×500=FN1FE1MP=FN1FE11 S 1.4 a a

=KFN2σFE2=0.87×3802 S 1.4

MPa=236.14MPa4）計算載荷系數(shù)K=K=KAKVKFαKFβ=1×1.20×1×1.35=1.6210-5YFa1=2.65，YFa2=2.206。10-5YSa1=1.58，YSa2=1.745。計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較。[σF]YFa1YSa1=2.65×1.58=0.0138

K=1.62[σF]1

303.57YFa2YSa2=2.206×1.745=0.0163[σF]2

236.14因此，大齒輪的數(shù)值大。２)設(shè)計計算m≥√4×1×242計算及說明 結(jié)果對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算的得模數(shù)1.44mm，并就近圓整為標準模數(shù)1.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=50.40mm，算出小齒輪齒數(shù)z=d1=50.40=33.6≈34 Z1m 1.5

1=34大齒輪齒數(shù)z2=3.45×34=117.3，取z2=118這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，即滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。3)幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=34×1.5mm=51mm

Z2=118d 1d 177mm2d2=z2m=118×1.5mm=177mm（2）計算中心距a=d1+d2=51+177

a114mm2 2 mm=114mm（3）計算齒輪寬度b=?dd1=1×51mm=51mm

B56mm1取B2=51mm，B1=56mm。

B 2第四章低速級齒輪傳動設(shè)計已知條件為輸入功率

=3.2kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n

=278.3r/min，傳動比i２

=2.652由電動機驅(qū)動，工作壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。21、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)傳動方案為直齒圓柱齒輪傳動。7級精度（GB10095-88）.1G（調(diào)質(zhì)S5鋼（調(diào)質(zhì)S，二者材料硬度差40HBS。計算及說明 結(jié)果24）選小齒輪齒數(shù)z =24，z =2.65×24=63.6，取z=64。2３ ４§4-1按齒面強度設(shè)計≥ √TI·1（E）2設(shè)計公式為：d2t

2.32

??d u

[σH]確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值=1.32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=

95.5×105P2=

95.5×105×3.2

T2N·mm2 n2=1.098×105N·mm

278.3

1.098105Nm10-7選取齒寬系數(shù)?d=。10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

=189.8MP1。a2d3Maa2計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3=60n2jLh=60×278.3×1×（1×8×365×10）=4.876×108N=N1=4.876×108=1.84×1084 i2

2.6510-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)=0.91；KHN4=0.921計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：[σ]=KHN3σlim3=0.91×600MP=546MPH3 S a a[σ]=KHN4σlim4=0.921×550MP=506.55MPH4 S a a計算試算小齒輪分度圓直徑d2t，代入中較小的值。d ≥2√tT2·1(ZE)2

計算及說明 結(jié)果2t ?d

u [σH]=√5·5(82 ≈=

d 70.11mm2.32

1 2.65

mm70.11mm2tv。v=πd2tn260×1000

3.14×70.11×278.3=60×1000 m/s=1.02m/s=

v1.02msb。b=?dd2t=1×70.11mm=70.11mm。b。計算齒寬與齒高之比h模數(shù)m=d2t

=70.11tz3

24mm=2.92mm

m 2.92mm齒高h=2.25mt=2.25×2.92mm=6.57mmtb=70.11=10.671 H=6.57mmth 6.57計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.02m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.1；直齒輪，KHα=KFα=1；由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；由表10-4用插值法的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=1.420。=b=由

=1.42010-13K

=1.38；h Hβ Fβ

K1.562故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1×1.420=1.5626）按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得d2=d2t

√K

1×√mm1.3mm

≈74.4mm

d 74.4mm27)計算模數(shù)m。m=d2=74.4z3 24mm=3.1mm

m3.1mm計算及說明 結(jié)果§4-2按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-5）1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

√2(YaYa)3?dz2 [σF]31）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE3=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE4=380MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.87，KFN4=0.89；3）計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得

K σ 0.87×500=FN3FE3MP=FN3FE33 S 1.4 a a

=KFN4σFE4=0.89×3804 S 1.4

MPa=241.57MPa4）K=K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1×1.38=1.51810-5YFa3=2.65，YFa4=2.256。10-5YSa3=1.58，YSa4=1.738。YFaYSa

K 1.518計算大、小齒輪的

[σF]

并加以比較。YFa3YSa3=2.65×1.58=0.0135[σF]3 310.70YFa4YSa4=2.256×1.738=0.0162[σF]4 241.57因此，大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算≥√05×m 1×242

mm=2.11mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算的得模數(shù)3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d2=70.11mm算出小齒輪齒數(shù)z

計算及說明=d2=70.11=23.37≈24

結(jié)果Z 243m 3 3大齒輪齒數(shù)z4=2.65×24=63.6，取z4=64這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，即滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3=z3m=24×3mm=72mmd4=z4m=64×3mm=192mm（1）計算中心距a=d3+d4=72+192

Z 644d 72mm3d 192mm42 2 mm=132mm（3）計算齒輪寬度b=?dd3=1×72mm=72mm取B4=72mm，B3=77mm。

a132mmB 77mm3第五章各軸設(shè)計方案§5-1高速軸的1)p13.297KW轉(zhuǎn)速n1960r/min轉(zhuǎn)矩T132.8N/min2)、計算作用在齒輪上的力：P

B72mm4T1

9.551061n12Ft

1 d 51103徑向力：FFtan201286.30.36397468.17Nr t3、初步估算軸的直徑：45217~255HBSA=11203根據(jù)公式dA0槽的影響。

3.297960mm16.9mm計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵計算及說明 結(jié)果、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-1。1 2 3 4 5 6 7圖3-2-1 輸入軸軸段①主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca

KT，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取A 1K 1.3，則：AT KTca A 1

1.332.842.64Nm。根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為 TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d20mm①的直徑為d20mm。半聯(lián)軸器輪轂總長度L52mm，1 1（J型軸孔L1

38mm。（2）確定各軸段的直徑和長度：軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段①直徑為d1

20mm。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段①的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2~3mm，軸段①總長為L36mm。軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：d23mm。對于軸承端蓋的寬度有 e=1.2×6=7.2mm，取軸承端蓋的寬度為241mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l2=71mm。3:6305B17mm。所以軸段③直徑應為軸承內(nèi)圈直徑d225mm；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。計算及說明 結(jié)果4a=11mm滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一定距離s,取s=10mm，已知滾動軸承寬度為B=17mm77mm，在軸承左側(cè)有一擋油盤，取其長度為30mm，則此段軸的長L4=77+10+11+10?6?30=72mmL3=B+s+a+(56?52)=42mm取其直徑為d4=32mm軸段5：齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07??，故h>0.07×28=1.96，h=4mm，則軸環(huán)處直徑d5=34mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取L5=8mm。d428mm56mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度L52mm。4軸段7：為支撐軸頸，用來安裝軸承。直徑為25mm，長度為47mm。§5-212p23.2KW轉(zhuǎn)速n278.3r/min2轉(zhuǎn)矩T106.5N/min2、計算作用在齒輪上的力：PT2

9.55106 2n2圓周力：2106.5F 2 1203.4Nt d 177103Fr

Ftan201203.40.36397438Nt計算及說明 結(jié)果、初步估算軸的直徑：45217~255HBSA=11203根據(jù)公式dA0

3.2278.3

mm25.3mm計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響，軸結(jié)構(gòu)如圖3-2-2所示。1 2 3 4 5、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：

圖3-2-2中間軸（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。：該軸（中間軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。軸段1為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為6306深溝球軸承。寬度B17mm。所以軸段①直徑應為軸承內(nèi)圈直徑d30mm；為保證軸承的軸向2定位用擋油盤定位。2：為安裝齒輪部分d236mm已知齒輪輪轂寬度為51mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度L248mm。軸段3:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07??h>0.0735.5=2.485h=4mmd3=43mmb≥1.4h，取L3=12mm。4：為安裝齒輪部分d436mm77mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度L473mm。軸段⑤為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應為軸承內(nèi)圈直徑d530mm；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。長度L545mm計算及說明 結(jié)果§5-31p3.104KW3轉(zhuǎn)速n105.02r/3轉(zhuǎn)矩T273.8N/32、計算作用在齒輪上的力：PT3

9.55106 3n333

2T2273.84591.9NFr

t d 192103Ftan204591.90.363971671.3Nt、初步估算軸的直徑：選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112

min

3A0

3.104105.02

mm34.63mm計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-3。7 6 54 3 2 1圖3-2-3輸出軸選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca

KT，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工A 3作情況選取KA

1.3，則：T KTca A 3

1.3273.8355.94Nm。計算及說明 結(jié)果根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d40mm因此選取軸段①的直徑為d 40mm半聯(lián)軸器輪轂總長度L，1 6（J型軸孔L1

84mm。（2）確定各軸段的直徑和長度：軸段①:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為6309深溝球軸承。寬度Bd1

45mm；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。取擋油盤寬度為30mm，則軸段①的長度為L1

55mm軸段2：為安裝齒輪部分d4

50mm，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為72mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度L4

69mm。軸段③：齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07??h>0.0750=3.56h=4mmd3=58mmb≥1.4h，取L3=10mm。軸段4：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：4d50mm。長度為綜合計算后得到的L 50mm42段⑤:為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應為軸承內(nèi)圈直徑5d45mm；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。其長度為L50mm55軸段⑥：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：d 43mm6離l=30mm，故取l6=65.4mm。軸段⑦:d40mm77略短2~3mmL82mm。7第六章 軸的強度校核§6-1高速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力d151mm計算及說明 結(jié)果2T 232.8而：Ft

1 1286.3Nd 51101r 徑向力F Ftan 1286.3tan20 468.17r 在垂直面上：F0，F(xiàn)RFNV1FNV2 M0,F57F 2040r NV2解得：FNV1=417.41NFNV2=161.85NM417.415723792.37Nmmv

F0,F F t NH1M0,F57F

NH22040t解得FNH1=1130.2NFNH2=360NM 1130.25754001.2NmmH危險截面在安裝齒輪處d=25mm

NH23 3.14253W 2150mm332 32M MH

M2 65368.742237922mmV M2ca

T1

1

60MPa所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-4計算及說明 結(jié)果§6-2中間軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在大齒輪上的力Tt 圓周力F 2Tt 1

2106.51203.4N1771031徑向力F Ftan 1203.4tan20r1 t作用在小齒輪上的力

438N圓周力Ft2

2T2d

2106.52958.33N721031徑向力F Ftan 2958.33tan20r2 t在垂直面上：

1076.7N∑F=0，F(xiàn)R1+FR2=FNV1+FNV2=438+1076.7=1514.7N MFr1

58Fr2

135FNV2

2060解得：FNV1=862.46NFNV2=1034.75NM 862.465850022.68NmmV1M 589673.82NmmH1HM M H1

M V1

50949.5Nmm在水平面上

FFF F Ft1 NH1 t2 NH2MF58F 206Ft1 H2 t

1350計算及說明 結(jié)果解得：FNH1=166.79NFNH2=1979.68NM 1034.757173467.25Nmmv2M 1979.6871mmH2M 2

2M H2 V2

158599.45NmmW d32

0.1d3M2T2 509426137982 ca1

2 MpaW

60MPa1M2T2 15859426137982 ca2

2 MpaW

60MPa1所以軸安全?！?-3低速軸的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力d227.5mm12T

2273.8Ft

3 2852.1Nd 192101Fr

Ftan2852.1tan20 1037Nt在垂直面上：∑F=0，F(xiàn)r=FNV1+FNV2 M0,Fr

138F

NV2

2120解得：FNV1=450.08NFNV2=839.35NM450.0813862111.04Nmmv FFF F

t NH1 NH2MF138F 212t NH2解得FNH1=1236.6NFNH2=2306.08NMH1236.6138170650.8Nmm危險截面在安裝齒輪處d=50mm計算及說明 結(jié)果d3d3W 32 12500mm3M

2M2H V

170650.8262111.042181601.8NmmM2T2 1816026402982 3ca W

Mpa12500

60MPa1所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-6計算及說明 結(jié)果第七章 滾動軸承選擇和壽命計算1）.高速軸上軸承采用6305型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價格最低.內(nèi)徑d=25mm 外徑D=62mm 寬度B=17mm校核Ⅰ軸軸承是否滿足工作要求求軸承徑向支反力F、Fr1 r2垂直平面支反力F、Fv1 v2F 417.41NV1F 161.85NV2水平面支反力F 、FH1 H2F 1146.82NH1F 444.68NH2合成支反力F、Fr1 r2F F2F2 1146.8221220.42Nr1 V1F F2r2 V

H1F2H

161.852444.682473.22N計算軸承的當量載荷P、Pr1 r2①查表13-5 有：X1

1,Y01取f PPr1

f(XFP 1

YF1

)fFp

1.11220.42N1342.46N計算及說明 結(jié)果②213-5X2

1,Y2

0，取fP

1.1，得：P fFr2 P r

520.542NPPr1 r2因此軸承1危險。校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承313-7ft

1 ，計算軸承工作壽命：L106(C

106 17200 r)3 ( )3 h 60n P 609601342.46滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號最終確定為：63056306內(nèi)徑d=30mm 外徑D=72mm 寬度B=19mm校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求求軸承徑向支反力F、Fr1 r2垂直平面支反力F、Fv1 v2F 862.46NV1F 1034.75NV2計算及說明 結(jié)果水平面支反力F 、FH1 H2F 166.79NH1F 1979.68NH2合成支反力FFr1 r2F F2r1 V

F2H1

862.462166.792

878.44NF F2r2 V

F2H

1034.7521979.682

2233.79N計算軸承的當量載荷PPr1 r2①查表13-5 有：X1

1,Y01取f PPr1

f(XFP 1

YF1

)fFp

1.1878.44966.28N②213-5X2

1,Y2

0，取fP

1.1，得：P fFr2 P r

2457.169NP Pr2 r1因此軸承2危險。校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸3，查表13-7取度系數(shù)ft 1 ，計算軸承工作壽命：6309載荷，大量生產(chǎn)，價格最低.內(nèi)徑d=45mm 外徑D=100mm 寬度校核Ⅲ軸軸承是否滿足工作要求3-3-3。計算及說明 結(jié)果FFr1 r2FFv1 v2F 450.08NV1F 839.35NV2水平面支反力F 、FH1 H2F 1236.6NH1F 2306.08NH2FFr1 r2F F2r1 V

F2H1

450.0821236.621315.96NF F2r2 V

F2H

839.352

2454.08NPPr1 r2①查表13-5 有：X1

1,Y01取f PPr1

f(XFP 1

YF1

)fFp

1.11315.961447.56N②213-5X2

1,Y2

0，取fP

1.1，得：計算及說明 結(jié)果P fFr2 P r

2699.49NP Pr2 r1因此軸承2危險。校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承3，查表13-7取溫度系數(shù)f 1 ，計算軸承工作壽命：tL106(C

106 40800 r)3 ( )3 h 60n P 6086.52699.49滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號最終確定為：6309第八章 鍵連接選擇和校核§8-1高速軸上鍵的選擇和校核鍵的選擇選用普通圓頭平鍵 A型,軸徑d1

20mm;d2

28mm,查表13-20得（聯(lián)軸器）1：bh1 1（小齒輪）2：bh2

6687鍵的校核鍵長度小于輪轂長度5mm~10mm且鍵長不宜超過1.6~1.8d，前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長；1L1

32mm2L2

40mm查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：100~120MPa，則：P1：

2T1

103232.8103MPa42.1Mpa[ ]P1

ld111

32026 P2：

計算及說明 結(jié)果12T103232.8103MPa20.9Mpa[]1P2

ld222

3.53228 P所以所選用的平鍵強度足夠1：6×32GB1096-79鍵2：8×40GB1096-79§8-2中間軸上鍵的選擇和校核鍵的選擇選用普通圓頭平鍵 A型,軸徑d1

36mm;d2

36mm,查表13-20得（大齒輪）1：bh1 1（小齒輪）2：bh2

108108鍵的校核鍵長度小于輪轂長度5mm~10mm且鍵長不宜超過1.6~1.8d，前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。1L1

40mm2L2

63mm查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：[]100~120MPa，則：P1：

2T1032106.5103MPa49.31Mpa[]2P1 Kld2111

43036 P2：

2T1032106.5103MPa27.91Mpa[]1P2 1

ld222

45336 P所以所選用的平鍵強度足夠取鍵標記為： 鍵1：10×40GB1096-79鍵2：10×63GB1096-79鍵的選擇

計算及說明 結(jié)果§8-3 低速軸上鍵的選擇和校核選用普通圓頭平鍵 A型,軸徑d1

50mm;d2

40mm,查表13-20得：（大齒輪）1：bh1 1（聯(lián)軸器）2：bh2

149128鍵的校核鍵長度小于輪轂長度5mm~10mm且鍵長不宜超過1.6~1.8d，前面算得大齒1：L1

63mm2：L2

70mm查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：[]100~120MPa，則：P1：

2T1032273.8103MPa49.7Mpa[]3P1 Kld3111

4.54950 P2：

2T1032273.8103MPa59Mpa[]3P2 K3

ld222

45840 P所以所選用的平鍵強度足夠1：14×63GB1096-79鍵2：12×70GB1096-79第九章 聯(lián)軸器的選擇和計算高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca

KT，考慮到轉(zhuǎn)矩變化A 1很小，根據(jù)工作情況選取KA

1.3，則：T K Tca A 1

1.332.842.64Nm。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d20mm。半聯(lián)軸器輪轂總長度L5mm（J，與軸配合的輪轂孔長1L1

38mm。計算及說明 結(jié)果低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca

KT，則：A 3T K Tca A 3

1.3273.8355.94Nm。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d40mmL11mm（J，與軸配合的輪轂孔1L1

84mm

第十章 潤滑和密封形式的選擇齒輪傳動潤滑

§10-1傳動零件的潤滑因為齒輪圓周速度v12ms，并且傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用SH0357-9250入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~60mm。滾動軸承的潤滑1 1軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的 ~ ，采用稠度較3 2小潤滑脂。二、減速器密封為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。軸外伸端密封毛氈圈油封。軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封擋油環(huán)箱體