機械設計實施方案二減速器說明書

個人收集整理 僅供參考學習一、課程設計目地與要求《機械設計》課程設計是機械設計課程地最后一個教學環(huán)節(jié)，其目地是：1）培養(yǎng)學生綜合運用所學知識，結合生產實際分析解決機械工程問題地能力 .2）學習機械設計地一般方法， 了解和掌握簡單機械傳動裝置地設計過程和進行方式.3） 進行設計基本技能地訓練，如計算、繪圖、查閱資料、熟悉標準和規(guī)范 .要求學生在課程設計中1）能夠樹立正確地設計思想，力求所做設計合理、實用、經濟；2）提倡獨立思考，反對盲目抄襲和“閉門造車”兩種錯誤傾向，反對知錯不改，敷衍了事地作風.3）掌握邊畫、邊計算、邊修改地設計過程，正確使用參考資料和標準規(guī)范 .4）要求圖紙符合國家標準，計算說明書正確、書寫工整，二、設計正文1.設計題目及原始數據設計帶式輸送機用二級齒輪減速器原始數據：1）輸送帶工作拉力 F=4660N;輸送帶工作速度v=0.63m/s(允許輸送帶速度誤差為±5％)；3）滾筒直徑 D=300 mm;滾筒效率η＝0.96（包括滾筒和軸承地效率損失）；5）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；6）使用折舊期 8年；7）動力來源：電力，三相交流，電壓 380V；8）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產 .2．設計內容：1）傳動裝置地總體方案設計；選擇電動機；計算運動和動力參數；傳動零件地設計 .2）繪制裝配圖和零件圖 .3）設計計算說明書一份，包括：確定傳動裝置地總體方案，選擇電動機，計算運動和動力參數，傳動零件地設計，軸、軸承、鍵地校核，聯軸器地選擇，箱體地設計等.b5E2RGbCAP一.選擇電動機；1.選擇電動機(1)選擇Y系列三相異步電動機 .2）電動機地容量由電動機至工作機地總效率為η=η1*η2*η3*η4*η5式中各部分效率由設計資料查得： 普通V帶地效率η1=0.96，1/21個人收集整理 僅供參考學習一對滾動軸承地效率 η2=0.99（初選球軸承），閉式齒輪傳動效率 η3=0.97（初定8級），十字滑快聯軸器地效率 η4=0.97，卷筒傳動效率 η5=0.96.p1EanqFDPw總效率為η=η1*η2*η3*η4*η5=0.96*0.994*0.973*0.96=0.808電動機所需功率為 Pd=(F*v)/(1000*η)=3.634kw(2)確定電動機地轉速卷筒軸工作轉速為nw=(60*1000*v)/(d)=40.107r/min3tnⅡ60*4kw且初步估取電動機地額定功率為又優(yōu)先選用同步轉速為1000r/min或1500r/min地電動機.有設計資料電動機部分選用Y132M1-6或Y112M-4型電動機，同時查得Y132M1-6地滿載轉速為960r/min,總傳動比DXDiTa9E3di總=nd/nw=960/40=24，過小，故不選.綜上所述，選取Y112M-4型電動機.其主要性能見表電動機型額定功率滿載轉速堵轉轉矩質量號額定轉矩Y112M-4414402.243外形和安裝尺寸見下表；機座號中心高安裝尺軸伸尺平鍵尺外形尺寸寸寸寸HABDEFGlAAA*GDDC/2D112M1121126824211904080*7400651590二分配各級傳動比總傳動比為inm144018.55n77.627由式i=i1*i2,式中i1和i2分別為V帶傳動和減速器地傳動比.按傳動比分配注意事項，i帶〈i齒，初步取i帶=2.99，i齒=i/i帶=35.937/2.99=12.019.又在減速器中，取i1=3,i2=4.006.RTCrpUDGiT三.計算運動和動力參數（1）各軸轉速：nⅠ=nm/i1440r帶2/21個人收集整理 僅供參考學習nⅡ=nⅠ1440.605/3=160.535ddr/min481i15.3271.70minnⅢ=nⅡ271.70ri2160.535/4.006=4077.628074r/min3.5min卷筒軸nⅢⅣ=nⅢ=40.074r/min(2)各軸地輸入功率：PP5.3485*0.99255.3084Ⅰd01=3.634*0.96=3.489kwPⅡPⅠ*125.3084*0.98*0.985.0982*η2*η3=3.484*0.99*0.97=3.35kwPⅢPⅡ235.0982*0.98*0.984.8963*η2*η3=3.35*0.97*0.99=3.217kwpⅣPP5.0982*0.98*0.984.8963=ⅢⅡ23(3)各軸地輸入轉矩：TⅠ9550PⅠ35.2050NmnⅠ69.185nm同理，TⅡ 179.1969=199.287nm,TⅢ 602.355=766.640nmTⅣ=736.137nm將計算數值列于下表：軸號轉速n（r/min）輸入功率P(kw)輸入扭矩（N.m)電動機軸1440Ⅰ軸481.6053.48969.185Ⅱ軸160.5353.35199.287Ⅲ軸40.0743.217766.640Ⅳ軸40.0743.089736.137四設計計算窄 V帶傳動確定計算功率Pca由表查得工作情況系數 KA=1.2，故Pca=KA*P=1.2*4=4.8kw選取窄V帶帶型3/21個人收集整理 僅供參考學習根據Pca、nⅠ由圖8-9（課本上）確定選用SPZ型3.確定帶輪基準直徑由表8-3和表8-7取主動輪基dd1=71mm根據式8-15，從動輪基準直徑dd2＝i*dd1=213mm按式8-13驗算帶地速度:由公式v1dd1n1(m/s)v2dd2n2(m/s)：60006000得V1=5.353m/s<35m/s.故帶地速度合適 .4.確定窄V帶地基準長度和傳動中心距根據0.7*（dd1+dd2)<a0<2*(dd1+dd2)，初步確定中心距a0=400mm根據式8-20計算帶所需地基準長度L'd=2*a0+0.5*п*(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/(4*a0)=1258.709mm5PCzVD7HxA由表8-2選帶地基準長度Ld=1250mm按式8-21計算實際中心距aa=a0+(Ld-L'd)/2=395.646mmooo5.驗算主動輪上地包角α1=180-[(dd2-dd1)/a]*57=159.363>120故主動輪上地包角合適.6.計算窄V帶地根數Z由式8-22知：Z=P/[(P+P)*KK]caO△Oα*L由nm=1440r/min,dd1=71mm,i=3,查表8-5c和8-5d得PO=1.237kw△PO=0.217kw查表8-8得Kα=0.947，查表8-2得KL=0.94則代入公式計算得： Z=3.709取Z=4根計算預緊力Fo由式8-23知F01Fece2e查表得q=0.07kg/m，故Fo=185.819N8.計算作用在軸上地壓軸力Fp

fvfv

qv21由式得：Fp2zF0cos2zF0cos(21)2zF0sin1222代入數據得：Fp=1462.51N.五減速器內傳動零件地 .設計計算<一>高速齒輪組地設計與強度校核選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動；運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095—88）；C. 材料選擇.由表10—1選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度4/21個人收集整理 僅供參考學習是280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS.D.初選小齒輪齒數 Z1=24，大齒輪齒數為 Z2=4.006*Z1=96.144，取Z2=96.E.初選螺旋角β=14按齒面接觸強度設計d1t32KtT1(u1)(ZHZE)2dau[H]①確定公式內地數值A.試選Kt=1.6，由圖10—30選取區(qū)域系數ZH=2.433B.由圖10—26查得a1=0.78a2=0.88所以a=1.66C.由表10-7選取齒寬系數d=11D.查表10—6得材料地彈性影響系數ZE=189.8MPa2E.由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪地接觸疲勞強度極限為Hlim1=600MPa；大齒輪地接觸疲勞強度極限為Hlim2=550MPajLBHrnAILg計算應力循環(huán)次數N1=60njLh=60*1440*1*(2*8*300*10)=4.1472* 109同理 N2=7.825*108由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=0.9, KHN2=0.95計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數為 S=1，則[H]1=KHN1Hlim1/S=540MPa[H]2=KHN2Hlim2/S=522.5MPa所以[H]=（540+522.5）/2=531.25MPa3H.由以上計算知：小齒輪傳遞地轉矩 TⅠ=69.185Nm=69.185*10Nmm計算由小齒輪分度圓直徑d1t32KtT1(u1)(ZHZE)2=50.123mmdau[H]5/21個人收集整理 僅供參考學習計算圓周速度d1tn1v= =1.264m/s60*1000計算齒寬b及模數mntb= dd1t=50.123mmd1tcosmnt= 21..026mm494mmZ1h=2.25*mnt=5.065mmb/h=9.896計算縱向重合度=0.318 dZ1tanβ=1.093E. 計算載荷系數 K已知使用系數KA=1，根據v=1.264m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.14；由表10-4查得xHAQX74J0XKH1.122223b1.-3=1.15+0.18*(1+0.6d)*d+0.31*10*b=1.804;查圖10-13得KF1.3得KHaKFa1.41.62；查表10-3所以載荷系數K=KAKvKHaKH=2879按實際載荷系數校正所算得地分度圓直徑d1 d1t3K 6043.965.73mmKt計算模數d1cosmn 12.768465mmZ1按齒根彎曲強度設計由式10-17：2KT1Ycos2YFaYSa3dZ12a[F]確定計算參數計算載荷系數K=KAKvKFaKF =2.5866/21個人收集整理 僅供參考學習由縱向重合度=1.903，查圖10-28得螺旋角影響系數Y=0.88計算當量齒數Z126.27同理Zv2=105.089Zv1cos2D.查取齒形系數由表10-5查得齒形系數 YFa1 2.592；YFa2 2.1764查取應力校正系數YSa11.5956；YSa2=1.794F.由圖10-20C查得小齒輪地彎曲疲勞強度極限FE1500MPa；FE2380MPaG由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數KFN10.85；KFN20.90.88計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4；則[KFN1FE1303.57MPa；同理[F]2=238.86MPaF]1S計算大、小齒輪地 YFaYSa，并加以比較[ F]YFa1YSa1=0.01365YFa2YSa2=0.01632[F]1[F]2所以,大齒輪地數值大5)設計計算mn2KT1Ycos2YFaYSa3a[=1.716mmdZ12F]對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算地法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算地法面模數，取 mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度 .但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得地分度圓直徑d14360..965mm73來計算應有地齒數.于是有LDAYtRyKfEZ1d1cos則Z2=uZ1=120.18.取Z2=120=29.577取Z1=30mn幾何尺寸計算計算中心距7/21個人收集整理 僅供參考學習a=(Z1Z2)mn154.592mm將中心距圓整為155mm136.042cos2）按圓整后地中心距修正螺旋角(Z1Z2)mnoo'''31'38"arccos145..59352716=14351532a因β值改變不多，故參數a、K、ZH等不必修正.3）計算大、小齒輪地分度圓直徑d1Z1mn同理d2=248.001mm6243.000mm.59cos計算齒輪寬度b=dd1=62.000mm圓整后取B265mm55B1=70mm此時傳動比i2=4,i帶=2.99,i1=3.005，經修正后得：軸號轉速n輸入功率輸入扭矩（r/min）P(kw)（N.m)Ⅰ軸481.6053.48969.185Ⅱ軸160.2683.35199.619Ⅲ軸40.0673.217766.774Ⅳ軸40.0673.089736.266<二> 低速齒輪組地設計與強度校核選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數如課本上圖所示，選用直齒圓柱齒輪傳動.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095—88）；C.材料選擇.由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS.Zzz6ZB2LtkD.初選小齒輪齒數Z3=24，大齒輪齒數為Z4=3.005*Z3=72.12，取72.8/21個人收集整理 僅供參考學習按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算2KtT2(u1)ZHZE)23au[H]d確定公式內地數值A.試選Kt=1.3，由圖10—30選取區(qū)域系數ZH=2.433B.由圖10—26查得a3=0.771a4=0.980所以a=1.751C.由表10-7選取齒寬系數d=11D.查表10—6得材料地彈性影響系數ZE=189.8MPa2E.由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪地接觸疲勞強度極限為Hlim3=600MPa；大齒輪地接觸疲勞強度極限為Hlim4=550MPadvzfvkwMI1F.計算應力循環(huán)次數N3=60njLh=60*160.268*1*(2*8*365*8)=4.493* 108同理 N4=1.495*108由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數 KHN3=0.94 KHN4=0.98計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數為 S=1，則[H]3=KHN3Hlim3/S=564MPa[H]4=KHN4Hlim4/S=539MPa所以[H]==592.4MPa計算A.小齒輪分度圓直徑所以d3t32KtT2(u1)(ZHZE)2=81.207mmdau[H]B.計算圓周速度d3tnⅡv= =0.681m/s60*1000計算齒寬b及模數b= dd3t=1*81.207=81.207mm9/21個人收集整理 僅供參考學習=d3t/Z1=3.384mmh=2.25* =7.613mmb/h=10.667D. 計算載荷系數 K已知使用系數KA=1，根據v=0.681m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.1；直齒輪，假設KA*Ft/b<100N/mm查表10-3得KHaKFa..2;4由表10-41查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時rqyn14ZNXIKH1.120.182223b1.-3d0.23*10*b=1.463；=1.15+0.18*(1+0.6d)*d+0.31*10由b/h=10.667,KH1.120.18d20.23*103b1.=1.463,查圖10-13得KF1.35；所以載荷系數K=KAKvKHaKH=1.931E.按實際載荷系數校正所算得地分度圓直徑d3d3t3K9269.656.21mmKtF.計算模數d3cosmn d3/z3=92.656/2.4=3798.861Z3按齒根彎曲強度設計2KT2Ycos2 YFaYSamn 3 dZ32a[ F]確定計算參數計算載荷系數K=KAKvKFaKF =1.782查取齒形系數2..；YFa4.由表10-5查得齒形系數應力校正系數YSa31.58；YSa4=1.754C. 由圖 10-20C查得小齒輪地彎曲疲勞強度極限

FE3 500MPa；FE4 380MPaD. 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 KFN3 0.90；KFN4 0.958987E. 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4；則10/21個人收集整理 僅供參考學習[F]3KFN3FE3321.43MPa=241.571MPaS310.714MPa；同理[F]4計算大、小齒輪地YFaYSa，并加以比較[F]YFa3YSa3=0.01348YFa4YSa4=0.01624[F]3[F]4大齒輪地數值大5) 設計計算2KT2Ycos2YFaYSa3=2.791mmna[dZ32F]對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算地法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算地法面模數，取 mn=3.0mm，已可滿足彎曲強度 .但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得地分度圓直徑d39269.656mm.21來計算應有地齒數.于是有EmxvxOtOcod3cos取Z3=31則Z4=uZ3=93.155,取Z4=93Z3d/m=92.656/3=30.885,m這樣設計出來地齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費.SixE2yXPq56)幾何尺寸計算計算大、小齒輪地分度圓直徑d1=z1*m=31*3=93mmd2=z2*m=93*3=279mm計算中心距a=(d1+d2)/2=186mm計算齒輪寬度b=dd3=93mm圓整后取B495mm65B3=100mmⅠP7)驗算=2*T9550Ⅰ35.2050t1nⅠKA*Ft/b=46.16<100.故合適.8）此時i帶=2.99,i1=3,i2=4,經再次修正后得：軸號轉速n輸入功率輸入扭矩（r/min）P(kw)（N.m)11/21個人收集整理 僅供參考學習Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸六 校驗傳動比實際傳動比為總傳動比

ii

481.605 3.489 69.185160.535 3.35 199.28740.134 3.217 765.49940.134 3.089 735.036實=2.99*3*4=35.88總=35.937所以傳動比相對誤差為 （35.937-35.88）/35.937=0.159%.軸地結構設計及計算一.高速軸地設計與計算列出軸上地功率、轉速和轉矩由前面分析知：PPd015.3485*0.99255.3084Ⅰ3.489kwnⅠ=481.605r/minPT9550Ⅰ35.2050nⅠ求作用在齒輪上地力因已知低速級大齒輪地分度圓直徑為62.000mmP而圓周力Ft=2*TⅠ9550Ⅰ35.2050/d=2231.774NnⅠ徑向力Fr=FrFttanan839.378Ncos軸向力 Fa Fttan =21381.532N.323). 初步確定軸地最小直徑選取軸地材料為 45鋼，調質處理.由表15-3，取A0=112，于是得：12/21個人收集整理 僅供參考學習P32147.671mm.767mmdminA03n3輸出軸地最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸地直徑dⅠ-Ⅱ，為了便于制造，故初選dⅠ-Ⅱ=25mm4.軸地結構設計1)擬定軸上零件地裝配方案本題地裝配方案如上述分析所述，按課本上P48圖5-34所示裝配.2）根據軸向定位地要求確定軸地各段直徑和長度①為了滿足軸向定位要求， Ⅰ-Ⅱ軸段右端制出一軸肩， 故取Ⅱ-Ⅲ段地直徑 dⅡ-Ⅲ=35mm;并根據帶輪地寬度選 LⅠ-Ⅱ=B=(Z-1)*e+2*f=38mm. 6ewMyirQFL初步選擇滾動軸承 .因軸承同時受有徑向力和軸向力地作用，故選用角接觸球承 .參照工作要求并根據 dⅡ-Ⅲ=35mm，由軸承中初步選取 0基本游隙組、標準精度級地角接觸球軸承7008C.起尺寸為 d*D*B=40mm*68mm*15mm故.取dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=40mm，且取擋油板寬度為10+2mm,故LⅢ-Ⅳ=B+10+2=27mm顯.然，dⅣ-Ⅴ=dⅢ-Ⅳ+2*h起軸肩定位作用，故取dⅣ-Ⅴ=55mm根.據計算，顯然齒根圓到鍵槽底部地距離t.故將齒輪與軸做成一體，即X<2*m齒輪軸.此時齒輪與軸使用同種材料并均經過相應熱處理，所以 LⅤ-Ⅵ=B1=70mm.顯然，齒輪軸處安裝齒輪地軸徑 dⅤ-Ⅵ為齒輪軸地齒頂圓直徑，即 dⅤ-Ⅵ=62+2*ha=66.000mm,同理dⅥ-Ⅶ=dⅣ-Ⅴ=55mm，且LⅦ-Ⅷ=LⅢ-Ⅳ=27mm,LⅥ-Ⅶ=△2-2=10-2=8mm,kavU42VRUsLⅣ-Ⅴ=100+△3+△2-2-2.5*2=115, 同時為了滿足凸緣式端蓋裝拆要求， 取LⅡ-Ⅲ=66mm.至此，已初步確定了軸地各段直徑和長度 .y6v3ALoS89軸上力地作用點及支點跨距地確定（1）由手冊上查得軸承地 a值為14.7mm，計算得出帶輪上力作用點與支撐受力點地距離為L1=0.5*LⅠ-Ⅱ+LⅡ-Ⅲ+a=100mm;齒輪中心與左支撐受力點地距離為L2=0.5*LⅤ-Ⅵ+LⅣ-Ⅴ+LⅢ-Ⅳ-a=162mm齒輪中心與右支撐受力點地距離為L3=0.5*LⅤ-Ⅵ+LⅥ-Ⅶ+LⅦ-Ⅷ-a=55mm..軸、滾動軸承及鍵聯接地強度計算（1）軸地強度計算 .由題圖地傳動方案，假設高速軸上小斜齒輪右旋，并旋轉方向為右旋，而且β=14.593oM2ub6vSTnP高速齒輪軸地材料應與小齒輪原定材料相同，即45綱調質處理，此材料地13/21個人收集整理 僅供參考學習Mb=650Mpa,[1]=60Mpa.高速軸地受力分析和彎扭矩圖如下圖所示(見下頁）0YujCfmUCw從軸地結構圖以及彎矩圖中可以看出C截面是軸地危險截面，現將計算出地截面C出地MH、MV及M值列于下表：eUts8ZQVRd載荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1=557.944NFNV1=1815.28NFNH2=1673.831NFNV2=-1192.148N彎矩MMH=92060.76NmmMV1=-117000.8NmmMV2=-65568.14Nmm總彎矩M1=（MH2+MV12)1/2=117000.8Nmm221/2M2=(MH+MV2)=117083.9Nmm扭矩TT1=69.185*103Nmm14/21個人收集整理 僅供參考學習6.按彎扭組合應力校核軸地強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩地截面地強度 .取a=0.6，軸地計算應力為：caM2(aT3)24.321MpasQsAEJkW5TW前已選定軸地材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[1]=60MPa，因此是安全地.2）滾動軸承計算高速軸地軸受力分析簡圖如圖（f）1）軸承B和D地徑向力分別為Fr1==F2F22211.72474NNH1NH11899424.09NFr2=F2NH2F2NH210932360.321151N2054.976N2）由滾動軸承標準查得7008C型附加軸向力為Fd=e*Fr.先初取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4*Fr1=0.4*1899.09=759.636NFd2=0.4*Fr2=0.4*2054.976=821.99N按式13-11得： Fa1=Fae+Fd2=218.532+821.99=1040.522NFa2=Fd2=821.99N所以：Fa1/C0=1040.522/15200=0.0685同理，Fa2/C0=0.0541由表13-5進行插值計算得： e1=0.44,e2=0.426再計算 Fd1=e1*Fr1=0.44*1899.09=835.599NFd2=e2*Fr2=0.426*2054.976=875.349NFa1=Fae+Fd2=875.349+218.532=1093.881NFa2=Fd2=875.349N所以：Fa1/C0=1093.881/15200=0.0719Fa2/C0=875.349/15200=0.0576綜上兩次計算相差不大， 因此確定：e1=0.44,e2=0.426，Fa1=1093.881N，Fa2=875.349NGMsIasNXkA3）求當量動載荷 P1和P2Fa11181e1093.881/1899.09=0.576>eFr1474Fa2783Fr2875.349/2054e.976=e2115115/21個人收集整理 僅供參考學習故對軸承1，X1=0.44，Y1=1.275對軸承2，X2=1，Y2=0106按表13-6，取載荷系數fp=1,則：CP1=fp*(X1Fr1+Y1Fa1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481NTIrRGchYzgLhPP2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2=Fr2=2054.976N60n4)驗算軸承壽命106C因為LP1<P2，所以按軸承2地受力大小驗算hP60n又n=481.605r/min，C=20000N,ε=3,代入計算得：31899.596h=5.46年故所選軸承可滿足要求.F2T（3）鍵聯接計算]由以上計算得與帶輪連接地直徑為[25mm，長度為38mm.p今采用圓頭普通平鍵pA型，b*h=8*7mm,長度L=32mm，鍵地材料為45鋼.7EqZcWLZNXklkld又鍵地工作長度l=L-b=32-8=24mm,轉矩為T=T1=69.185*103Nmm因此擠壓應力σp=(4*T)/(d*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.89Mpa<=100Mpalzq7IGf02E故此鍵聯接強度足夠.二.中間軸地結構設計1.初步確定軸地最小直徑選取軸地材料為 45鋼，調質處理.由表15-3，取A0=115，于是得：dminP33147.661mm.767mmA03n3軸地最小直徑是安裝在軸承上地，同時選角接觸球軸承.并根據P3可選dmin31.661mmA0347.767n37207C，其尺寸為d*D*B=35*72*17mm.zvpgeqJ1hk2.軸地結構設計1）顯然dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=35mm,且查表知B=17mm△2+2=39mm所以：LⅠ-Ⅱ=B+10+LⅤ-Ⅵ=B+10+△2+2.5+2=41.5mm2）取安裝齒輪處地軸段Ⅱ -Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ直徑為 dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=40mm且由齒輪寬度得： LⅡ-Ⅲ=100-2=98mm,LⅣ-Ⅴ=65-2=63mm3）由以上分析知： dⅢ-Ⅳ=dⅡ-Ⅲ+2*（5.45~8.5），取dⅢ-Ⅳ=50mm，且LⅢ-Ⅳ=△16/21個人收集整理 僅供參考學習3-2.5=9.5mmNrpoJac3v1小直齒輪地作用點與右支撐受力點間地距離為：l=LⅠ-Ⅱ-a+B/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm,取l=71mm111大斜齒輪地作用點與左支撐受力點地距離為l2=LⅣ-Ⅴ-a+B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取l2=56mm.小直齒輪與大斜齒輪地作用點地距離為l3=B1/2+B2/2+LⅢ-Ⅳ=50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齒輪上地力：已知d2=93mm,而Ft=2*TⅡ/dⅡ=2*199.287*103/93=4285.742No*r圓周力t及徑向力FFr地方向如圖所示17/21個人收集整理 僅供參考學習由以上計算得：載荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1=3466.982NFNV1=-963.266NFNH2=3050.534NFNV2=242.762N彎矩MMH1=246155.722NmmMV1=68391.886NmmMH2=170829.904NmmMV2=13594.672Nmm總彎矩MM1=（MH2+MV12)1/2=255480.116NmmM2=(MH2+MV22)1/2=171369.983Nmm扭矩TT=199.287Nm按彎扭合成應力校核軸地強度校核時，由以上分析可知危險截面 B最危險，取 a=0.6,軸地計算應力M2 (aT3)2ca 32.65MpaW前已選定軸地材料為 45鋼，由表查得 [ 1]=60MPa，因此是安全地.2）滾動軸承計算中間軸地軸受力分析簡圖如圖（e）1）軸承1和2地徑向力分別為F2F22211.72474NFr1==NH1NH14243598.311NFr2=F2NH2F2NH210932360.321151N3060.178N2）2）由滾動軸承標準查得7207C型附加軸向力為Fd=e*Fr.先初取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4*Fr1=0.4*3598.311=1439.324NFd2=0.4*Fr2=0.4*3060.178=1224.071N按式13-11得： Fa1=Fd1=1439.324NFa2=Fd1+Fae=1657.856N所以：Fa1/C0=1439.324/20000=0.07196 同理，Fa2/C0=0.08291nowfTG4KI18/21個人收集整理 僅供參考學習由表13-5進行插值計算得： e1=0.444,e2=0.456再計算 Fd1=e1*Fr1=0.444*3598.311=1597.65NFd2=e2*Fr2=0.456*3060.178=1395.441NFa1=Fd1=1597.65NFa2=Fd1+Fae=1597.65+218.532=1816.182N所以：Fa1/C0=1597.65/20000=0.0799Fa2/C0=1816.182/20000=0.091綜上兩次計算相差不大， 因此確定：e1=0.444,e2=0.456，Fa1=1597.65N，Fa2=1816.182NfjnFLDa5Zo3）求當量動載荷 P1和P2因為Fa111811439.324/3598.311=0.399<e1Fr1474Fa2783Fr21657.856/3060e.178=0.542>e21151故對軸承1，X1=1，Y=06C10對軸承2L，X2=0.44，Y2=1h60nP按表13-6，取載荷系數fp=1,則：P1=fp*(X1Fr1+Y1Fa1)=fp*X1Fr1=3598.311NLh106CP2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2+Y2Fa2=3004.334N4)驗算軸承壽命60nP因為P1<P2，所以按軸承2地受力大小驗算又n=160.535r/min，C=30500N,ε=3,代入計算得：108583.2h=18.59年故所選軸承可滿足要求.（3）鍵聯接計算pFd=2T[p]A型，由以上計算得與小直齒輪及大斜齒輪連接地軸徑40mm,今采用圓頭普通平鍵klkldb*h=12*8mm,長度L直=90mm，L