機(jī)械設(shè)計(jì)A課程設(shè)計(jì)說明書

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明機(jī)械設(shè)計(jì)A課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題

雙級：鋼間型砂送傳動裝設(shè)計(jì)內(nèi)裝：1.

機(jī)械設(shè)計(jì)A程設(shè)計(jì)任務(wù)書草圖1張展開式兩圓柱齒輪減器裝配圖1張低速軸零圖張低速軸大輪零件圖1張機(jī)械設(shè)計(jì)A課程設(shè)計(jì)說明書1汽車程學(xué)院0614091設(shè)計(jì)者施指導(dǎo)教師張超完成日期2012年月3日成上工程技術(shù)學(xué)1

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明目錄設(shè)計(jì)說明……………………3傳動方案簡述………………4高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)………10低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)………16軸與輪轂連接………………22軸的強(qiáng)度校核………………26減速器的潤滑與密封………47減速器箱體及其附件………472

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明《二級直齒輪速器》計(jì)一

設(shè)計(jì)說明書1.11.2

題目：基減速器參數(shù)化設(shè)計(jì)及運(yùn)動仿真任務(wù)：（1減速器裝配圖0號………………1張（2低速軸零件圖2號………………1張（3低速級大齒輪零件圖2號）………1張（4設(shè)計(jì)計(jì)算說明書……

份1.3

傳動方案：圖（1傳動方案示意圖——電動機(jī)——V帶動—展開式雙級齒輪減速器——連軸器－—底座

——傳送帶鼓輪—傳送帶各軸代號見第六頁1.4設(shè)計(jì)參數(shù)：（）送速度V=0.63m/s（）鼓輪直徑D=300mm（）輪軸所需扭矩·3

1.5

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明其它條件：工作環(huán)境通風(fēng)不良、單向運(yùn)轉(zhuǎn)、雙班制工作、試用期限為15年、小批量生產(chǎn)、底座（為傳動裝置獨(dú)立底座）用型鋼焊接。2.12.2

二．傳動方案簡述傳動方案說明（簡述）2.1.1將帶動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。另外，將帶傳布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點(diǎn)。2.1.2選用式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護(hù)條件最好在相同的工況下齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復(fù)雜。2.1.3將動齒輪布置在距離扭輸入端較遠(yuǎn)的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置使其沿齒寬方向載荷分布不均方將齒輪布置在距扭矩輸入較遠(yuǎn)的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象。綜上所述，本方案從任務(wù)書所給定的條件設(shè)計(jì)的方案具有合理性，可行性。電動機(jī)的選擇2.2.1電機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)直流電動機(jī)需直流電源結(jié)復(fù)雜成本高且一般車間都接有三相交流電所以選用三相交電動機(jī)又于Y系籠三相異交流電動機(jī)其效率高作可靠結(jié)構(gòu)簡單維護(hù)方便起動性能較好、價(jià)格低等優(yōu)點(diǎn)均能滿足工作條件和使用條件據(jù)需要運(yùn)送型砂為止型砂等雜物掉入電動機(jī)選用封閉式電動機(jī)。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護(hù)要求，采用臥式封閉型電動機(jī)籠封閉自扇冷式電動機(jī)具防止灰塵或其他雜物侵入之特點(diǎn)。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列相交流異步電動機(jī)。2.2.2選擇動機(jī)容量(1)工作機(jī)所需功率P

w工作機(jī)所需功率

及所需的轉(zhuǎn)速

<由[2]P7式（2-1）

P

kw4

wwww設(shè)計(jì)計(jì)算及說明由2]P7式（2-3）

VπD

r/min=

1000

=40.107r/minP9550

=2.940kw式中：V---傳速;---鼓輪直徑(2)由動機(jī)至工作機(jī)的總效率η<由[2]P7式2-5）<由[2]P7表2-4>帶傳動V帶的效率——=0.940.971一對滾動軸承的效率——=0.98~0.9952一對齒輪傳動的效率——=0.96~0.983聯(lián)軸器的效率——=0.990.9954

---輪軸所需的功率取1取=0.982取=0.973取=0.994∵20.993(3)電機(jī)所需的輸出功率

PdPd

=pw/=3.531KW(4)確電動機(jī)的額定功率P<由[2]P196表20-1>又>d取P2.2.3電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速的選擇直接選擇轉(zhuǎn)速為1500r/min的動機(jī)則滿載時的轉(zhuǎn)速為1440r/min2.2.4確定動機(jī)的型號初選方案：電動機(jī)型號

額定功率kw

同步轉(zhuǎn)速r/min

最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩

滿載轉(zhuǎn)速r/min

質(zhì)量kg5

22設(shè)計(jì)計(jì)算及說明Y112M-4415002.31440432.3

總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.3.1理論傳動比i'35.903940.1072.3.2各級動比的分配

式中：n電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速帶動的理論傳動比

i'初取

i

3,則

i

35.9039/3=11.9679(2)兩級齒輪傳動的傳動比取高速齒輪的i3.989

則低速齒輪的傳動比

i

3.989

(3)齒輪傳動中，高低速級理論傳比的分配取

iih

l

，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊減小減速器的輪尺寸但i過有能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰h撞以必須合理分配傳動比般可在

i'~1.5)'hl

中取演算有

i

3

1.3296

符合。2.4

各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率2.4.1各軸論轉(zhuǎn)速設(shè)定：電動機(jī)軸為0軸高速軸為Ⅰ軸，中間軸為Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸，聯(lián)軸器為IV軸(1)電動機(jī)nd(2)Ⅰ軸

r/min6

II1III2edIedIIIIIIdddd11d22d33II1III2edIedIIIIIIdddd11d22d33Ⅰ(3)軸

di'3v

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明r/minn(4)Ⅲ軸

n480i1

r/min120.33091IIi2.4.2各軸輸入功率(1)電動機(jī)kw(2)Ⅰ軸

r/minP0.95(3)軸

kwP0.973.61228(4)Ⅲ軸

kw3.612280.970.983.43382.4.3各軸理論轉(zhuǎn)矩(1)電動機(jī)

kw9550(2)Ⅰ軸9550(3)軸

P9550P3.875.6042N9550(4)Ⅲ軸

P3.61228120.33091

N9550

P817.5653N2.4.4各運(yùn)動和動力參數(shù)匯總（理論值）7

caA，caA，設(shè)計(jì)計(jì)算及說明軸號

理論轉(zhuǎn)速（r/min）

輸入功率（）

輸入轉(zhuǎn)矩(N·mm)

傳動比2.5v

電動軸14403.53123.417/第I軸4803.875.60423第II軸120.33093.61228286.68673.989第III軸40.11033.4338817.56533帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算一、確定計(jì)算功率P查表可得工作情況系A(chǔ)故=K二、選擇V帶的帶型根據(jù)n，由圖可得選用A型帶。三、確定帶輪的基準(zhǔn)直并驗(yàn)算帶v1、初選小輪的基準(zhǔn)直。1查表8-6和8-8可得選取小帶輪的基準(zhǔn)直2、驗(yàn)算帶v

90mm按計(jì)算式驗(yàn)算帶的速160

1000

s因5ms故此帶速合適。3、計(jì)算大輪的基準(zhǔn)直d2按式(8-15a)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑

d

id90根據(jù)教材表d

8-8得=280mm24、確V帶的中心和基準(zhǔn)直徑L（1）按計(jì)算式初定中心a

(0.7()a))12d28

0d1d2020d1d202設(shè)計(jì)計(jì)算及說明（2）按計(jì)算式計(jì)算所需的基準(zhǔn)長度Ld

d2(d)dd12a0

2

查表可選帶的基準(zhǔn)長度1600（3）按計(jì)算式計(jì)算實(shí)際中心LL1599.2446ad(500

)500.37mm中心距的變化范圍為5、驗(yàn)算小輪上的包

548

。

d

190158a448

6、計(jì)算帶根數(shù)（1）計(jì)算單根V的額定功

r由d

90和rmin查表可P1.0626根據(jù)n=1440r/min,i=3和A型帶，查表可k、k0Lr0L（2）計(jì)算V的根數(shù)Z

Pca4.4Pr1.149

故取V帶根數(shù)為47、計(jì)算單V帶的初拉力的最小

min查表可得A型帶的單位長度質(zhì)kgm

500

cak

qv

5000.10.9543

應(yīng)使帶的實(shí)際初拉F08、計(jì)算壓F壓軸力的最小值為

min

。

F

2Z0

12

138.429

9

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明3.1

高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)3.1.1始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩=9.555n小齒輪轉(zhuǎn)速——=I

P

=

7.56

N·mm齒數(shù)比——=

3.8由電動機(jī)驅(qū)動單向運(yùn)轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命年工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)、載荷較平穩(wěn)工作日為300天）3.1.2計(jì)計(jì)算一選度等級、材料及齒數(shù)提高傳動平穩(wěn)性及強(qiáng)度，選用斜齒圓齒輪為化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。小齒輪材料：調(diào)質(zhì)1接觸疲勞強(qiáng)度極限

Hlim1

550

彎曲疲勞強(qiáng)度極限

FE

Mpa大齒輪材料：45號調(diào)質(zhì)HBS2接觸疲勞強(qiáng)度極限

H

520

（由[10-21c）彎曲疲勞強(qiáng)度極限

FE

Mpa

（由[1]P204圖）度等級選用精度選小齒輪齒數(shù)

Z1大齒輪齒數(shù)Z=Z21

h

=選螺旋角

t

二按面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式：t

tu

ZEH

．確公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)

Kt10

HN21t1HN21t1設(shè)計(jì)計(jì)算及說明小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩7.56齒寬系數(shù)材料的彈性影響系數(shù)

N·區(qū)域系數(shù)

Z

H

2.433

，

0.87

1.62應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N60njL9N

N3.989

5.198

接觸疲勞壽命系數(shù)接觸疲勞許用應(yīng)力

K0.88,K取安全系數(shù)

H

[

1

HN

0.88550Hlim1S

H2

520Hlim2S1

478.4H．計(jì)

484H1H22

MPa（1試算小齒輪分度圓直徑

1td1t

2KμtHμH

)

dt

3

27.5644.989)13.989481.2

2

=61.483mm（2計(jì)算圓周速度V

61.4831000

/s11

t1tβa1Htt1tβa1Ht設(shè)計(jì)計(jì)算及說明（3計(jì)算齒寬模數(shù)mb

dcosm

61.48317

mmh2.25m7.78697.8957﹙4計(jì)算縱向重合度

=

0.318tan141.3478（5計(jì)算載荷系數(shù)

H

AV

H

H①使系數(shù)K1.0A②動系數(shù)

KK

A根據(jù)

v=1.5417精度K1.07V③按面接觸強(qiáng)度計(jì)算時的齒向載荷分布系數(shù)K

<由[1]P194表根小齒輪相對支承為非對稱置7級度b=61.483mmd得K④按根彎曲強(qiáng)度計(jì)算時的齒向載荷分布系數(shù)K

<由[圖

K

1.417

K

F

1.32⑤齒載荷分配系數(shù)KKHF

K

H

、

K

FKKK1.4222.11（6按實(shí)際的載荷系數(shù)修正所算得的分度直徑<由[1]P200式

1

1

3

mm1.612

avFFavFF設(shè)計(jì)計(jì)算及說明（7計(jì)算模數(shù)

ndcosm三按根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由[式(

m

KTcosZ2

FaSa[F

m1確計(jì)算參數(shù)（1計(jì)算載荷系數(shù)

KKK1.321.95888（2螺旋角影響系數(shù)<由[圖10-28>根縱向重合系數(shù)K（3彎曲疲勞系數(shù)

1.903，Y0.88<由[圖10-18>得K

FN

K

0.88（4計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力

[]

F取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.40<[1]P202式10-12)>得[F1

0.85500FNFES

MPa[

F

0.88S1.4

238.86MPa（5計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)

Z

V

V1

118.6093cos取1913

FFaFFa設(shè)計(jì)計(jì)算及說明

V2

74.4383cos3取75（6查取齒型系數(shù)應(yīng)校正系數(shù)<由[表得

SY1Sa

2.85371.5306

FaYSa

2.228Y（7計(jì)算大小齒輪的并以比較[FY1[]1Y]F比較YYFa1Sa<Fa[][]1F2所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.0167892計(jì)n

3

2KTYcosZ2d

2

YFaSa[F

max=

2

0.016789

=2.0731四分對比計(jì)算結(jié)果對比計(jì)算結(jié)果，取m=2.5可滿足齒根彎曲強(qiáng)度但了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度按接觸疲勞強(qiáng)度算得的來算應(yīng)有的

Z

Z

dcos1m

26.169

取Z1=26Z2=104五幾尺寸計(jì)算14

22設(shè)計(jì)計(jì)算及說明1計(jì)中心距阿

a()(262.5a1將a圓為2按整后的中心距修正螺旋角β

167.47mm

(Z)12n14.72a3計(jì)大小齒輪的分度圓直徑

d、d1226n67.199mmcoscos14.7Zm2268.79cos14.74計(jì)齒輪寬度

bb

d圓整后

70mm2

13.3

低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)3.3.1原數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩——

T

=2.8669

10

N·小齒輪轉(zhuǎn)速——

Ⅱ

=120.33091r/min初選小齒輪齒數(shù)

Z1大齒輪齒數(shù)ZZ21

h

=取72初選螺旋角

t

由電動機(jī)驅(qū)動單向運(yùn)轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命1年工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)、載荷較平穩(wěn)工作日為300天）3.3.2設(shè)計(jì)算二按面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式：15

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明t

tHH

mm（[式10-21）1確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)

K1.6t齒寬系數(shù)

d

（[表10-7）材料的彈性影響系數(shù)

Z

E

1/2（[1]P198表10-6）區(qū)域系數(shù)

Z

H

（由1]P215圖10-30）

0.74

（由[1]P214圖10-26）

1.62應(yīng)力循環(huán)次數(shù)3jL120.330911

84

8

r接觸疲勞壽命系數(shù)

K

HN

0.91K

HN

0.93

（[圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)

S

H

H

3Hlim3MPaS

H4

S

Hlim4[H

[H32

H4492.05∴取

H

MPa2計(jì)（）算小齒輪分度圓直徑

3td3

3

2Ktd

[H

2

=82.9766mm（）算圓周速度16

ntnt設(shè)計(jì)計(jì)算及說明v

n3601000

0.522795m/s(3)計(jì)算齒寬b及模m

ntb82.8766t

mmd33

24

mmh2.257.548b/h=10.9932(4)計(jì)算縱向重合度

d3

0.31814(5)計(jì)載荷系數(shù)

H

H

H①使系數(shù)

K

A<由[1]P190表10-2>根電動機(jī)驅(qū)動得

KA②動系數(shù)

K

<由[1]P192表10-8>根v=0.547m/s、7級精度KK③按面接觸強(qiáng)度計(jì)算時的齒向載荷分布系數(shù)HK<由[表10-4>根小齒輪相對支承為非對稱布置精度，得④按根彎曲強(qiáng)度計(jì)算時的齒向載荷分布系數(shù)FK1.426<由[圖10-13>根據(jù)b/h=10.541.35

K

1.426⑤齒載荷分配系數(shù)

K

H

、

K

F<由[表10-3>假

KmmAt

，根據(jù)7級度，軟齒面?zhèn)鲃樱肒

F

1.4∴

H

H

H

=1×1.02×1.4×(6)按際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑<由[1]P200式10-10a)>

317

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明d3

3t

3

K/K78.844Ht

94.0096

mmD3=95mm(7)計(jì)模數(shù)

nn

d3z3

1424

mm三按根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)<由[1]P198(10-5)>mn

3

2KTYⅡ2d

2

Sa[F

max1確計(jì)算參數(shù)（）算載荷系數(shù)KK

F

F

1.9278（）旋角影響系數(shù)<由[1]P215圖10-28>根據(jù)縱向合系數(shù)

，得

0.88（）曲疲勞系數(shù)K<由[1]P202圖10-18>得K

K

4

（）算彎曲疲勞許用應(yīng)力

[]

F取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4<[1]P202式(10-12)>得

F

3

0.85S1.4

MPa

F4

4S

238.86MPa（）算當(dāng)量齒數(shù)ZVZ4

3cos14Z72478.817cos3

取27取（）取齒型系數(shù)Y應(yīng)校正系數(shù)Y<由[1]P197表10-5>得18

33FaY3

2.592Fa4YSa4

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明2.222（）算大小齒輪的

Y[

并加以比較1.5963[]F2.222Fa4Sa4]F4比較YY3Sa3<Fa][]F3F

所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.016452計(jì)mn

3

2KTY2d

2

F

m

3

22141

0.015644

=2.5188mm四分對比計(jì)算結(jié)果對比計(jì)算結(jié)果，取=3可滿齒根彎曲強(qiáng)度但了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的

=95mm來算應(yīng)有的

Z3

dn

取Z取

Z4=90需滿足

Z

3

、

Z

4

互質(zhì)五幾尺寸計(jì)算1計(jì)中心距阿aa

()m(2675)n2cos14

將a圓整為179mm19

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明2按整后的中心距修正螺旋角

(Z)(90arccosnarccos2a2

14.593計(jì)大小齒輪的分度圓直徑m303

93

mm

n

mm4計(jì)齒輪寬度bb

d93

mm圓整后mm4.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

b

100mm四.及輪轂連接4.1.1高軸上的功率P、速、轉(zhuǎn)矩P=3.8kwn=480r/minT=7.54210

N·mm4.1.2確軸的具體尺寸低速軸選用材料45號，調(diào)質(zhì)處理。<由[1]P370表15-3>取A=110考慮到此段軸需要與v帶連接取的軸徑應(yīng)與所選用的v帶輪的軸孔直徑相適應(yīng)電0.8倍軸伸直徑的大小作比較。d0

3

P3.821.92n480

，考慮到此軸需要開一個鍵槽，25.475×所以，dmin=d1=24(取整（d1為最段軸的軸徑）轂輪長度即最小軸長度L1=50mm,第二段軸d2=d1+(5～10)=32第三段軸d3=d2+(1～5)=3

第三段軸也為軸承內(nèi)徑（此軸外套—滾動軸承）<由[表15-3>取溝球軸承中窄系列；d=35對可以選擇軸承7307AC，則對應(yīng)與D=80(徑,B=21,d4=40mm20

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明d5=da1=67.199mm第段軸外套一滾動軸)L的定L1=50mm。L2為第一段軸下端到軸承上端面距離。尺寸分析詳見<由2]P65表4-1P25圖4-2>L2=60,L3為軸承上端面到箱內(nèi)壁的距離L3=B=21同理，參見由2]P24表4-1，P25圖4-2>可計(jì)算出長度L4由結(jié)構(gòu)定軸上帶的周向定位均采用鍵聯(lián)結(jié)。取軸段倒角均為245各軸肩處圓角半徑R=2.0mm.L1段鍵為C型，b*h=8*74.2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.2.1中軸上的功率P、速、轉(zhuǎn)矩P=3.61228kwn。33091r/minT=286.6867KN·mm4.2.2確軸的具體尺寸中間軸選用材料:號鋼,調(diào)質(zhì)理<由[1]P370表15-3>

取A=110確定軸的最小直:

d

min

A

Pn

3.61228

34.18mmd1=dmin(第一段軸即為最小軸)圓)此軸一對滾動軸承的內(nèi)徑。<由[2]P145表15-3>

取角接觸球軸承系列。對可以選擇軸承7308AC則對應(yīng)與D=90(外徑,B=23。d2=da2=93mm，d3=45d4=55又第二段軸處齒輪的同向定位采用鍵聯(lián)接鍵的尺寸為16*10確定L的度：<由[2]P24表4-1，P25圖4-2>即L1=B=23同理，其余各結(jié)構(gòu)尺寸可得：L2=100L3=15L4=7021

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明L5=40取軸段倒均為2×45，各軸肩處圓角半徑4.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.3.1低軸上的功率P、速、轉(zhuǎn)矩P=5.082kwn=50.192r/minT=966949N·mm4.3.2確軸的最小直徑低速軸選用材料45號鋼調(diào)處理。<由[1]P362表15-3>取A=110d

min

A0

3

P110n40.1103

48.48由于需要考慮軸上的鍵槽放大，∴d

(15%)=49.93mm合為另因此段軸需與聯(lián)軸器連接，所取的軸徑應(yīng)與所選用的聯(lián)軸器的軸孔直徑相適應(yīng)。于本減速器屬于中小型減速器其出軸與工作機(jī)軸的軸線偏移不大其次為了能夠使傳送平穩(wěn)所必使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，查表，使用HL44.3.3軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(直徑,長來)一低軸的結(jié)構(gòu)圖二根軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度(1)Ⅰ—Ⅱ段與聯(lián)軸器配合取d=55mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取L=112。22

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明Ⅰ(2)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定，Ⅰ—Ⅱ段右側(cè)設(shè)計(jì)定位軸肩，<由[2]P158表16-9>氈油封的徑取d=60mm取L=71mm。(3)軸肩Ⅲ為非定位軸肩，<由[2]P14515-3>初選滾動軸承為6314取d=65mm,考慮軸承定位穩(wěn)定，略于承寬度加擋油環(huán)長度取L=33mm。(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定要求及箱體之間關(guān)系尺寸取d=70mm，=90mm(5)軸肩Ⅴ、Ⅵ為定位軸肩取d=75mm，L=15mm(6)Ⅵ—Ⅶ段安裝齒輪，由低速大齒輪內(nèi)徑取d=68mm考慮齒輪軸向定位，略于寬，齒輪右端用套筒定位。取L=70mm。(7)軸肩Ⅶ至Ⅷ間安裝滾動軸承7314取d=65mm根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)取L=58mm軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接由2]P119表11-5軸倒角

1.5×45，

各軸肩處圓角半徑

23

rere設(shè)計(jì)計(jì)算及說明5.2減速器各軸所用軸承代號普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設(shè)計(jì)兩端固定支承時，應(yīng)留適當(dāng)?shù)妮S向間隙，以補(bǔ)工作時受熱伸長量。軸號ⅠⅡⅢ

型號730773087313五

軸的強(qiáng)度核一、高軸1、求作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為d=67.19912F=2250.16Nte1FFFae

210.45大帶輪與軸的配合為寸公差為m6.

Hr

，流動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺求兩軸承所受的徑向載荷F和Fr

r2帶傳動有壓軸F(過軸線，水平方向，F(xiàn)N。將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一24

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明圖二圖三[注]圖二中通過另加彎矩而平移到作用軸線上ae圖三中F通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線teFrHFr2H

57.654)1052192.5131.52736rH同理

rer

3740.7pFr

54)105Fter

N25

FFFF設(shè)計(jì)計(jì)算及說明Fr1

FFter2v

1077.5NFr1r1

22r1H

3892.8FFr2r

22r2v

3446N2、求兩軸承的計(jì)算軸向力F和Faa對AC型軸承，軸承的派生軸向FFdrF2647.1Nd1rF2343.28Nd2rFF3107.182d故F3107.18N，F(xiàn)N1d13、求軸承的當(dāng)量動載P2F對于軸承1a10.798Fr1對于軸承2

F2Fr查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承10.41Y對于軸承20.41,Pf(XF)4299.3N1r11Pf(XF3715.8422r22a24、求該軸承應(yīng)具有的額定載荷值因?yàn)镻P則有2P1

3

n1

,

AC符要求。26

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明5、彎矩圖的計(jì)算垂直面：FNVBC段：

F2

N,則其各段的彎矩為：由彎矩平衡得M-FNV1CD段：

1077.5x(0x由彎矩平衡得1

F(xMx159t1077.5105NmmV水平面：NH1AB段：

3740.7FNH2

F則其各段彎矩為：PM2192.5x27

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明BC段：則NH1CD段：

(xFxM1548.2(131.5xP則FPNH1

(x131.5)F(236.5)raM做彎矩圖如下28

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明29

MM2MM2設(shè)計(jì)計(jì)算及說明從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的M、M的值列于下表H表3載荷

水平面

垂直支持力F

FrHFr2H

N2736

FrFrV

彎矩M

M

H1H2

Nmmmm

113137.5NmmV總彎矩

MM1

H1

22V

144264.7NmmM2

H2

22V

扭T

T10、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。根據(jù)計(jì)算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力

M

2

MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得

MP，因a

，故安全。6、鍵的校核高速軸上與大帶輪相配合的軸上選擇鍵連接，由于大帶輪在軸端部，故選用單圓頭平鍵C型）根，從6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度：高度hmm由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為L63mm鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可135MPa取其平均植，

P

150MPa30

鍵的工作長lL

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明52mm鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k0.5

Tkld

38.2aP所以選用：鍵Cmmmm

GB/T1096-200312、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2，各軸肩處圓角半徑為。二、中軸1、求作用在齒輪上的力因?yàn)楦咚佥S的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受FF都是作用力與te反作用力的關(guān)系，則大齒輪上所受的力為FF1215NFtere1中速軸小齒輪上的三個力分別為

NFte2Fae2

6205F

齒輪與軸的配合為公差m

Hr

，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸求兩軸承所受的徑向載荷F和Fr

r2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二31

FF設(shè)計(jì)計(jì)算及說明圖三7、求兩軸承的計(jì)算軸向力F和Faa由齒輪中計(jì)算得，

FNFrvrv

NrH

N,rH

1664FFr1rv

22r1H

NFr2rv

22r2H

N對AC型軸承，軸承的派生軸向力F0.68FdrF0.68F2986.8drFdr2算得

FFFd1所以

FN1

F343718、求軸承的當(dāng)量動載P2F對于軸承1aFr132

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明對于軸承2a20.68r2查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承10.41Y對于軸承2XY022Pf(XF)5506.6N1r11Pf(XFF)5054.5N22r29、求該軸承應(yīng)具有的額定載荷值因?yàn)镻則有11

3

60L1

,

rAC符要求。10、彎矩圖的計(jì)算垂直面：FN1AB段：

4390.8NF2

5048.2NMx74)BC段：33

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明則NvCD段：

F(1156.8x(74163.5)tNv

F(x163.5)(x974609t1t(163.5x。水平面F1AB段：

114.4FNH2

252.6NH2BC段：

34

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明M

a2

F(x74)r22

Mx225144.8

(74CD段：(x74)r

a2

x163.5)Fa1r1NH2

Mx106214.3225)做彎矩圖如下35

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明36

MM設(shè)計(jì)計(jì)算及說明從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的M

H

、的值列于下表V表載荷

水平面

垂直V支持力F

Fr1HFrH

N252.6N

FrFr2

N彎矩M

HH

Nmm

NmmV總彎矩

MM1

H

22V1

NmmMM2

H2

22V

374034.2扭T

T350963Nmm11、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險(xiǎn)截C)的強(qiáng)度。根據(jù)計(jì)算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，力

，軸的計(jì)算應(yīng)22M)139.2MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可

MPa

，故安全。12、鍵的校核一般的7級以上精度的齒輪有空心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）d=48mm,b=14mm,h=9mm.取鍵長L=56mm，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可

P

150MPa取其平均植，

135MPa37

ttette設(shè)計(jì)計(jì)算及說明鍵的工作長l56mm鍵和輪轂鍵槽的接觸高度kh0.5mm則

Tkld

MPaP所以選用：鍵14mm56mm

GB/T1096-200313、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2，各軸肩處圓角半徑見365頁……三．低速軸的校核因?yàn)榈退佥S的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受FF都是作用力與te反作用力的關(guān)系，則2F3Nd4Fre

nNFFtante

1582N73mm

。8、求兩軸承所受的徑向載F和Fr

r2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一38

2F2F設(shè)計(jì)計(jì)算及說明圖二圖三Fr1H

dF4157aere157

2256Fr2H

FFr1H

75NFrV

15780

4110.5NFFr1rv

2

r

2

4688.9FFr2r

22r2

2095.89、求兩軸承的計(jì)算軸向力F和a

239

,r,r設(shè)計(jì)計(jì)算及說明對型軸承，軸承的派生軸向F0.68drF0.68F3188.45d1r1F0.68F1425.14Nd2r2FF3007.14Fd21故F3188.45N1F1606.45Na10、求軸承的當(dāng)量動載P和P2FFa10.68，20.760.68。查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：FFrr2對于軸承1Y011對于軸承2，,0.87f1.0f因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)載荷平穩(wěn)，按表13-6，p，取p則

Pf(XF)1r1

。P(XFF)2256.922r211、求該軸承應(yīng)具有的額定載荷值因?yàn)镻P則有2

。1

3

60n121.3故合格612、彎矩圖的計(jì)算垂直面：N

NFV

N.AB段：彎矩為0BC段：NV

x40

,,設(shè)計(jì)計(jì)算及說明CD段：(xFt2

x(157x水平面：1AB段彎矩為0BC段:

2256NH2NH2CD段：

75xM(FarNH2做彎矩圖如下

Mx(157x237)41

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的M、MM的值列于下表H表542

M2M2載荷

水平面H

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明垂直V支持力F

Fr1Fr2H

N

FrFr2

N2094.5彎矩

M

H2

Nmm180471.57Nmm

328836.5NmmV總彎矩

MM1

H1

22V

NmmMM1

H1

2

M

V

2

375104.6扭T

TNmm313、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險(xiǎn)截C)的