機(jī)械設(shè)計畢業(yè)課程設(shè)計說明書_帶式輸送機(jī)傳送裝置_西北工業(yè)

1、( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳送裝置機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè) 4 班設(shè)計者：于善強(qiáng)指導(dǎo)老師：王首軍2014 年 5月 20日濟(jì)寧學(xué)院1目錄一 . 題目及總體分析3二 . 各主要部件選擇4三 . 電動機(jī)的選擇4四 . 分配傳動比5五 . 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算6六 . 設(shè)計高速級齒輪81. 選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型82. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計.83. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計.104. 幾何尺寸計算 .125. 驗(yàn)算12七 . 設(shè)計低速級齒輪131. 選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型132. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計133.

2、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計.154. 幾何尺寸計算 .165. 驗(yàn)算16八 . 鏈傳動的設(shè)計17九 . 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計191. 軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計192. 軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計233. 軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計28十 . 潤滑與密封32十一 . 箱體的設(shè)計33十二 . 設(shè)計小結(jié)35十三 . 參考文獻(xiàn)35一 . 題目及總體分析題目：設(shè)計一個帶式輸送機(jī)的傳動裝置給定條件：傳動簡圖如圖 1-1 所示，設(shè)計參數(shù)列于表 1-1 。工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)， ，工作時有輕微振動，使用期為 10 年（每年 300 個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸

3、轉(zhuǎn)速允許誤差為。帶式輸送機(jī)的傳動效率為 0.96 。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點(diǎn)及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖 1-1 帶式輸送機(jī)傳動簡圖圖示： 1 為電動機(jī)， 2 為聯(lián)軸器，為減速器， 4 為高速級齒輪傳動， 5 為低速級齒輪傳動， 6 為鏈傳動， 7 為輸送機(jī)滾筒。輔助件有 : 觀察孔蓋，油標(biāo)和油尺，放油孔和螺塞，通氣器，吊耳和

4、吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。輸送帶的牽引力 FKN2.5輸送帶的速度 v(ms)1.3輸送帶滾筒的直徑 Dmm370表 1-1 帶式輸送機(jī)的設(shè)計參數(shù)二 . 各主要部件選擇部件因素選擇動力源齒輪軸承斜齒傳動平穩(wěn)， 承載能力大， 傳動效率高直齒輪不產(chǎn)生軸向力， 但傳動平穩(wěn)性差一些此減速器軸承所受軸向力不大電動機(jī)高速級做成斜齒，低速級做成直齒滾動球軸承聯(lián)軸器鏈傳動結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好工作可靠，傳動效率高彈性聯(lián)軸器單排滾子鏈三 . 電動機(jī)的選擇目過程分析結(jié)論的選用 Y系類列 封 閉根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動機(jī)選擇式 三 相型異 步 電P F×V2500N×1.3ms動

5、機(jī)工作機(jī)所需有效功率為電動機(jī)w圓柱齒輪傳動 (7 級精度 ) 效率 ( 兩對 ) 為 1 0.98 2輸出功滾動軸承傳動效率 ( 四對 ) 為 20.99 4率為彈性聯(lián)軸器傳動效率 30.99功帶式輸送機(jī)的傳動效率為4 0.96鏈傳動的效率 50.96率電動機(jī)輸出有效功率為Pd(1.1 1.3)Pw(1.1 1.3) 2500 1.3(4.246 5.018) KW0.9820.99 40.990.96123450.96按選電動機(jī)型號選用型查得型號 Y132S-4 封閉式三相異步電動機(jī)參數(shù)如下號型額定功率 p=5.5 kWY132S-4滿載轉(zhuǎn)速 1440 rmin封閉式號同步轉(zhuǎn)速 1500 r

6、min三相異步電動機(jī)四 . 分配傳動比目過程分析結(jié)論的傳動系統(tǒng)的總傳動比其中是傳動系統(tǒng)的總傳動比， 多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積； nm是電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（ rmin ）； nw 為工作機(jī)輸入軸的轉(zhuǎn)速（ rmin ）。計算如下 ,nw60v601.3d3.1467.1r / min分0.37配取傳動比ih(1.31.4) i2(1.31.4) 10.73 3.73 3.88: 總傳動比，：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比五 . 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算目過程分析結(jié)論的傳動 設(shè)：從電動機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為軸、 軸、軸、軸；系 對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為； 對應(yīng)

7、各軸的輸入功率分別為； 對應(yīng)統(tǒng) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為； 相鄰兩軸間的傳動比分別為； 相鄰兩的 軸間的傳動效率分別為。運(yùn)各軸轉(zhuǎn)速 n(rmin) ，輸入功率 P(KW)，輸入轉(zhuǎn)矩 T(N ? m)動和動力參數(shù)計算高速軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩n1nm , P1Pm 3 ,T19550P1 / n1中間軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩nn / i, PP,T9550P / n21h211 2222低速軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩n3n2 / il , P3P21 2,T39550P3 / n3滾筒軸的轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩n4n3 / i1, P4P32 5,T49550P4 / n4傳圓柱齒輪傳

8、動 (7級精度 ) 效率為 10.98動滾動軸承傳動效率為 20.99系統(tǒng)彈性聯(lián)軸器傳動效率 3 0.99的帶式輸送機(jī)的傳動效率為 4 0.96運(yùn)鏈傳動的效率 50.96動：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比， ：高速級齒輪傳動比和動力電動機(jī)兩級圓柱減速器工作機(jī)參軸號數(shù)軸軸軸軸計轉(zhuǎn)速n2=378. n3=134. n4=67.1算n(rmin=1440n1=1440389)95P =5.44功率P=5.51P =5.28P =5.13P =4.87P(kw)5234轉(zhuǎn)矩T1=36.1 T2=133. T3=364. T4=692.T(N·m)1065719兩軸聯(lián)聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪接傳動比i

9、 01=1i 12=3.8i 23=2.82i 34=2i傳動效01=0.9934=0.95率12=0.9723 =0.97六 . 設(shè)計高速級齒輪1. 選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1) 確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪。2) 材料選擇。由表 10 1 選擇小齒輪材料為 40r （調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼( 調(diào)質(zhì) ) ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7 級精度 (GB 1009588)4) 選小齒輪齒數(shù) 124，大齒輪齒數(shù) 2 1· 1 3.8 ×24=91.2, 取 Z2=91。

10、5) 選取螺旋角。初選螺旋角，左旋。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（ 10 21）試算，即 d1t 32ktTtu1(ZH ZE )2du H 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 試選(2)由圖 1030，選取區(qū)域系數(shù)(3)由圖 1026 查得(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T195.5 105 P1 / n195.5 1055.445/14403.61 104(5) 由表 107 選取齒寬系數(shù)(6) 由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù)(7) 由圖 1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限， 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(8) 由式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160njL h60 14401 (

11、2 8 300 10) 4.1472 109N24.1472109 / 3.81.0914 109(9) 由圖 1019 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)(10) 計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)為S=1，由式 10 12 得K HN1H lim 10.9600MPa540MPaH 1SKHN2H lim 20.95550MPa522.5MPaH 2 SH ( H1 H2)/2MPaMPa(540 522.5) / 2531.252) 計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得21.63.6110 44.82.43323189.840.66mmd1t11.643.8531.25

12、(2) 計算圓周速度vd1t n140.6606 m / s601000(3) 計算齒寬 b 及模數(shù)bd d1t140.66 40.66mmmntd1t cos40.66cos141.64mmZ124h2.25mnt2.251.643.69 mmb / h 40.66 / 3.6911.02(4) 計算縱向重合度0.318dZ tan0.318 1 24 tan14 1.9031(5) 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)根據(jù)， 7 級精度，由圖 10 8 查得動載荷系數(shù)由表 10 4 查得K H1.12 0.18(1 0.6220.23 103bd )d1.120.18(1

13、 0.6 12 )120.23 10 337.10 1.417由圖 10 13 查得假定，由表 10 3 查得故載荷系數(shù) KK A KV K H K H1.25 1.11 1.4 1.4172.753(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a 得d1d1t 3 K / K t40.663 2.753/1.648.70mm(7) 計算模數(shù)mnd1 cos48.70 cos14Z11.97mm243. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計2KT1Y cos2YF YS由式 1017 mn3d Z12 F 1) 確定計算參數(shù)(1) 計算載荷系數(shù)KK A KV K F K F1.25 1.11 1.

14、4 1.362.64(2) 根據(jù)縱向重合度，從圖10 28 查得螺旋角影響系數(shù)(3) 計算當(dāng)量齒數(shù)ZV 1Z 124cos326.27cos3 14ZV 2Z291cos399.62cos3 14(4) 查取齒形系數(shù)由表 105 查得 ,(5) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10 5 查得,(6) 由圖 1020c 查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(7) 由圖 10 18 查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)(8) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4 ，由式 1012 得F 1KFN1FE 1SF 2KFN2FE 2S0.85500303.57MPa1.40.88380238.8

15、6MPa1.4(9) 計算大小齒輪的YFa1YSa12.5921.596 F10.01363303.57YFa 2YSa22.1801.790 0.01634 F2238.86大齒輪的數(shù)據(jù)大2) 設(shè)計計算mn3 2 2.64 3.611040.88 cos2 1412420.01634 1.40mm1.64對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 1.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 Z1d1 cos48.70cos1431.50mn1.5取，則 Z2 i1Z13.8 3

16、2121.61224. 幾何尺寸計算1) 計算中心距 a( Z1 Z2 )mn (32 122) 1.5 119.04 mm2cos2 cos14將中心距圓整為。2) 按圓整后的中心距修正螺旋角(Z1Z2 )mnarccos(32122) 1.5arccos2a213 55'50"119因值改變不多，故參數(shù)、 、等不必修正3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1Z1mn321.549.45mmcoscos13.93d2Z2 m21221.5188.55mmcoscos13.934) 計算大、小齒輪的齒根圓直徑d f 1d12.5mn49.452.51.545.7mmd f 2d2

17、2.5mn188.552.51.5184.8mm5) 計算齒輪寬度bd d11 49.4549.45mm圓整后?。?. 驗(yàn)算2T1236100Ft1460.1Nd149.45K A Ft1.251460.1b36.91N / mm 100N / mm49.45合適七 . 設(shè)計低速級齒輪1. 選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1) 確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪2) 材料選擇。小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 380HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級精度4) 選小齒輪齒數(shù) Z124，

18、大齒輪齒數(shù) Z2 · Z1 2.82 × 24=67.68 ，取 =68。2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式109a 進(jìn)行試算，即d1t 2.323 kt T1 u 1 ( Z E ) 2du H 1) 確定公式各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)(2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩55T195.5 10 P2 / n295.5 105.28/ 378.9551.3306 10 N mm(3) 由表 10 7 選取齒寬系數(shù)(4) 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù)(5) 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(6) 由式 1013

19、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1 jL h60 378.95 1 (28 300 10) 1.0914 109N21.0914109 / 2.82 0.387109(7) 由圖 10 19 曲線 1 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，(8) 計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 1012 得K HN1H lim11.00600MPa600MPaH 1SK HN2H lim21.06550MPa583MPaH 2 S2) 計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值d1t2.3231.313.3061043.82189.8267.69mm1()2.82583(2) 計算圓

20、周速度 vvd1t n267.69 378.951.34m / s100060100060(3) 計算齒寬 bbd d1t167.6967.69mm(4) 計算齒寬與齒高之比 b ，輪轂長度 L=80mm，可與減速器的相關(guān)尺寸協(xié)調(diào)。1 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符計算公式結(jié)果號分度圓直徑齒 頂小鏈輪： daz1min202.9mm圓 直daz1max213.5mm徑大鏈輪： daz2min395.9mmdaz2max405.1mm齒 根圓 直徑齒高h(yuǎn)a min0.5( pd1)小鏈輪： haz1min6.35mmhaz1max11.66mmha max0.625 p0.8 p0.5d1大鏈輪

21、： haz2min6.35mmZhaz2max10.99mm確 定p cot 1800的 最dg1.04h2 0.76大 軸Z凸緣直徑節(jié)距 p=31.75mm，滾子直徑 =19.05mm，小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)，內(nèi)鏈板高度九 . 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 . 輸入軸上的功率 P5.445kw,轉(zhuǎn)速 n11440r / min1轉(zhuǎn)矩 . 求作用在齒輪上的力Ft2T123.611104d149.451460.5NFrFttan an1460.5tan 20547.7 Ncoscos13.93FaFttan1460.5tan13.93362.2 N圓周力，

22、徑向力，軸向力 . 初定軸的最小直徑選軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 153，取 ( 以下軸均取此值），于是由式 152 初步估算軸的最小直徑dA 3 P / n1123 5.445/144017.45mm。min11輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng) , 故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1, 查表 14-1, 考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小, 故取KA=1.3, 則 Tca K AT1 1.3 3.611 10446943N mm按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計手冊，選用 HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，

23、其公稱轉(zhuǎn)矩為 160000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度 L42的半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度。 . 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的裝配方案（見圖 9-1 ）2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1 軸段右端需制一軸肩，軸肩高度 h(0.07 0.1)d1.222 1.745mm , 故取段的直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 =30mm，.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，故的長度應(yīng)該比略短一點(diǎn)，現(xiàn)取。(2)初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據(jù)，初選型號 6205 深溝球軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，基本

24、額定靜載荷， ，故 , 軸段 3 和 5 的長度取相同 , ，。(3) 軸段 4 做成齒輪軸。軸段 4 的直徑應(yīng)根據(jù) 6205 的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定，取 , 。其余尺寸如圖 91(4) 取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn)，則可得 , ，。(5) 參考表 152，取軸端為和各軸肩處的圓角半徑。圖 9-1 輸入軸的結(jié)構(gòu)布置簡圖5. 受力分析、彎距的計算1) 計算支承反力在水平面上在垂直面上Fr L3Fad1M B0, FAZ2189.4NL2L3故 FBZ FrFAZ547.7189.4358.3N總支承反力FAFAX2FAY2FAZ2386.82362.22 189.42562.74 NFBFB

25、X2FBZ21073.7 2358.321131.9 N2) 計算彎矩并作彎矩圖(1) 水平面彎矩圖M AXFAXL2 386.82 148.5 57442.8N mmM BXM AX57442.8N mm(2) 垂直面彎矩圖M AZFAZL2189.4148.528125.9N mmM BZFBZL3358.353.519169.1N mm(3) 合成彎矩圖M AM AX2M AZ257442.8228125.9263958.9 N mmM BM BX2M BZ257442.8219169.1260556.8N mm3) 計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖6. 作受力、彎矩和扭矩圖圖 9 2 軸受力、彎矩和

26、扭矩圖7. 選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（ A 型）軸的直徑 d=18mm,選，聯(lián)軸器 : 由式 6 1，4T1436.1170.4MPap d1hl 186 (25 6) 109查表 62，得，鍵校核安全8. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知， C 處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故 c 截面為危險截面。根據(jù)式 155，并取，軸的計算應(yīng)力， W0.1d 30.1 2531562.5 mm3caM A2( T1)2 /W43.2MPa由表 151 查得，故安全9. 校核軸承和計算壽命(1) 校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷 FArFAZ2FAX2189

27、.42386.82430.7 N軸向載荷由，在表 135 取 X 0.56 。相對軸向載荷為， 在表中介于 0.040 0.070 之間，對應(yīng)的 e 值為 0.24 0.27 之間，對應(yīng) Y 值為 1.8 1.6 ，于是，(1.81.6)(0.070.046)，故。用插值法求得 Y 1.60.070.041.76由表 136 取則， A 軸承的當(dāng)量動載荷PAf p ( XFArYFAa )1054.4N Cr 14000.00N ，校核安全該軸承壽命該軸承壽命L Ah106( Cr)3106( 14000 )327092.8h60n1PA6014401054.4(2) 校核軸承 B 和計算壽命

28、徑向載荷 FBrFBZ2FBX2358.321073.721131.9 N當(dāng)量動載荷 PBf pFBr1.21131.91358.3NCr 14000N ，校核安全該軸承壽命該軸承壽命LBh 106(Cr )360106( 14000)312673.1h60n1PB14401358.3查表 13-3 得預(yù)期計算壽命，故安全。2. 軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 中間軸上的功率 P25.28kw,轉(zhuǎn)速 n 2378.95r / min轉(zhuǎn)矩2. 求作用在齒輪上的力高速大齒輪 :Ft12T2213.306104d2188.551411.4 Ntan antan 20Fr1Ft1cos1411

29、.4cos13.93529.3NFa1Ft 1 tan1411.4tan13.93350.1N低速小齒輪 :Ft 22T2213.306104d177.53433.8 NFr 2Ft 2tan an3433.8tan 201249.8 N3. 初定軸的最小直徑 選軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 153，取，于是由式 15 2 初步估算軸的最小直徑dminA 3 P / n 11235.28/ 378.95 26.95mm22中間軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應(yīng)增大 10%15%，取增大 12%得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 初選型號

30、 6207 的深溝球軸承 參數(shù)如下，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故。軸段1 和 5 的長度相同 , 故取。(2) 軸段 2 上安裝高速級大齒輪 , 為便于齒輪的安裝 , 應(yīng)略大與 , 可取。齒輪左端用套筒固定 , 為使套筒端面頂在齒輪左端面上 , 即靠緊 , 軸段 2 的長度應(yīng)比齒輪轂長略短 , 若轂長與齒寬相同 , 已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定 , 由此可確定軸段 3 的直徑 , 軸肩高度 , 取，。(3) 軸段 4 上安裝低速級小齒輪 , 為便于齒輪的安裝 , 應(yīng)略大與 , 可取。齒輪右端用套筒固定 , 為使套筒端面頂在齒輪右端面上 , 即靠緊 , 軸段 4 的長度應(yīng)比齒輪轂長略短

31、 , 若轂長與齒寬相同 , 已知齒寬，取。取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn) , 則可得 , ，(4) 參考表 152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖 93。圖 93 中間軸的結(jié)構(gòu)布置簡圖5. 軸的受力分析、彎距的計算1) 計算支承反力：在水平面上FAXFt 1 L3Ft 2( L2L3 )L1L2L33026.4 NFBXFt 1Ft 2FAX1818.8N在垂直面上：Fr 1L3Fa1 d22Fr 2( L2L3 )M B0,FAZ1272.0NL1L2L3故 FBZFr1Fr 2FAZ507.1N總支承反力：FAFAX2FAY2FAZ23026.42350.121272.0 23301.5NFB

32、FBX2FBZ21818.82507.121888.2 N2) 計算彎矩在水平面上：M 1BXFBXL31818.870127316N mmM 2AXFAXL13026.4 52.5158886N mmM1 XM1BX127316N mmM 2 XM 2 AX158886N mm在垂直面上：M1 BZFBZL335497N mm'FBZL3d268502.7N mmM 1BZFa 12M 2AZFAZL11272.052.5 66780N mmM '1zM '1 BZ68502.7N mm故M 1M 12XM 12Z127316235497 2132171.9 NmmM

33、 '1M 12XM '21Z127316 268502.72144575.2 N mmM 2M 22XM 22Z158886 2667802172349.4 Nmm3) 計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖6. 作受力、彎矩和扭矩圖圖 94 軸受力、彎矩和扭矩圖7. 選用校核鍵1) 低速級小齒輪的鍵由表 61 選用圓頭平鍵（ A 型），小齒輪軸端直徑 d=40mm,，小齒輪齒寬B=85mm，。由式 61，查表 62，得，鍵校核安全2) 高速級大齒輪的鍵由表 6 1 選用圓頭平鍵（ A 型），大齒輪軸端直徑 d=40mm，大齒輪齒寬B=50mm，。由式 6，查表 62，得，鍵校核安全8. 按彎扭合

34、成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知， 2 處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面，d3bt ( d t) 23根據(jù)式 155，并取， W5505.6mm322d2 aM 2( T2 )2 / W34.5MPa由表查得，校核安全。9. 校核軸承和計算壽命1) 校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷 FArFAX2FAZ23282.8N軸向載荷, 查表 13-5 得 X=1,Y=0, 按表 13-6, ,取 , 故因?yàn)椋：税踩?。該軸承壽命 LAh106( Cr )3106(25500)315487.1h60n2PA60 378.95 3611.12) 校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷當(dāng)

35、量動載荷PBf p FBr2077.0Cr25500，校核安全N該軸承壽命查表 13-3 得預(yù)期計算壽命，故安全。3. 軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 輸入功率 轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2. 第三軸上齒輪受力2T32364570Ft3314.3Nd2220Fr Ft tan an。3314.3 tan20 1206.3N3. 初定軸的直徑軸的材料同上。由式152，初步估算軸的最小直徑dminA3P3/ n311235.125/134.3837.71mm輸出軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應(yīng)增大10%15%，圓整的。這是安裝鏈輪處軸的最小直徑， 取，查機(jī)械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：l14 ( dk0.0

36、1dz1 9.5mm) 75.7mm，為保證鏈輪與箱體的距離，取。64. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見圖 95）2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 為滿足鏈輪的軸向定位要求，1 軸段右端需制一軸肩，軸肩高度h(0.07 0.1)d3.15 4.5mm , 故取段的直徑。(2) 軸段 3 和軸段 6 用來安裝軸承，根據(jù)，初選型號6212 的深溝球軸承，參數(shù)基本：，基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定：，取，。(3) 軸段 5 上安裝低速級大齒輪 , 為便于齒輪的安裝 , 應(yīng)略大與 , 可取。齒輪右端用套筒固定 , 為使套筒端面頂在齒輪右端面上 , 即靠緊 ,

37、軸段 5 的長度應(yīng)比齒輪轂長略短 , 若轂長與齒寬相同 , 已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定 , 由此可確定軸段 4 的直徑 , 取 , 。(4) 取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn) , 則可得 , ，(5) 參考表 152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖 95。圖 9 5 軸的結(jié)構(gòu)布置簡圖5. 軸的受力分析、彎距的計算(1) 計算支承反力在水平面上在垂直面上M DZ0,FBZFr L3Fp ( L1L2 L3)7051NL2 L3故 FDZ FrFpFBZ1474.7N(2) 計算彎矩1) 水平面彎矩在 C處， MCXFDX L3216767.5146272.5Nmm2) 垂直面彎矩在 C處， M

38、CZFDZ L31474.767.599542.3Nmm在B處，MBZFp L1 4370 101441370N mm(3) 合成彎矩圖在 C 處M CM CX2M CZ2146272.5241477.52152039.6 N mm2441370 N mm在B處， MBMBX(4) 計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖(CD 段)6. 作受力、彎矩和扭矩圖圖 9 6 軸受力、彎矩和扭矩圖7. 選用校核鍵1) 低速級大齒輪的鍵由表 61 選用圓頭平鍵（ A 型） d=62mm，。由式 61，查表 62，得，鍵校核安全2) 高速級鏈輪的鍵由表 61 選用圓頭平鍵（ A 型） d=45mm，由式 61，查表 62，

39、得，鍵校核安全8. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知， B 處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面d 3bt (d t )23根據(jù)式 155，并取，d=62mm， W2d20849.1mm32CaM 2( T3 )2 / W23.63MPa由表 151 查得，校核安全。9. 校核軸承和計算壽命1) 校核軸承 D 和計算壽命徑向載荷 FDrFDX2FDZ22621.2 N當(dāng)量動載荷因?yàn)椋：税踩?。該軸承壽命該軸承壽命LDh 106 ( Cr )3 752137.6h 60n3 PD2) 校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷PBf p FBr7143.747800，校核安全N CrN該軸承壽命該軸承壽命十 . 潤滑與密封1. 潤滑方