機械設(shè)計課程設(shè)計系列——華中科技大學——二展開式斜齒圓柱齒輪減速器

1、目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機選擇 44. 分配傳動比 55. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 66. 設(shè)計高速級齒輪 77. 設(shè)計低速級齒輪 128. 鏈傳動的設(shè)計 169. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 181軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 182軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 243軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 2910. 潤滑與密封 3411. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 3512. 設(shè)計總結(jié) 3613. 參考文獻 36一 題目及總體分析題目：設(shè)計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力F =7000N，運輸帶速度v = 0.5m/s，運

2、輸機滾筒直徑為D =290mm。單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。工作壽命為八年，每年300個工作日每天工作16小時，具有加工精度 7級（齒輪）。減速器類型選擇：選用展開式 兩級圓柱齒輪減速器。特點及應(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:圖示：5為電動機，4為聯(lián)軸器，3為減速器，2為鏈傳動，1為輸送機滾筒，6為低速級齒輪傳動，7為高速級齒輪傳動，。輔助件有：觀察

3、孔蓋，油標和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸 承套，密封圈等。二各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒，低速 級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率咼單排滾子鏈三電動機的選擇目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式 三相異步電動機功率工作機所需有效功率為Pw= FX V= 7000NX 0.5m/s圓柱齒輪傳動（8級精度）效率（兩對）為n 1= 0.97 2 滾動軸承傳動效率（四對）為n 2= 0.98 4 彈性聯(lián)軸器傳動效率n 3=

4、0.99輸送機滾筒效率為 n 4= 0.97鏈傳動的效率n 5= 0.96 電動機輸出有效功率為P'=PW=27400°x0.5=4374.6Wq 汕2 小3燈4 小50.972 x0.984x 電動機輸出功率為P' = 4374.6W型號查得型號Y132S-4封閉式二相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=5.5 kW滿載轉(zhuǎn)速1440 r/mi n同步轉(zhuǎn)速1500 r/mi n選用型號Y132S-4封閉式三相異步電動機四分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比i =匹其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳nw動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的

5、滿載轉(zhuǎn)速，r/min ; nw為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min 。計算如下 nm=1440r/min, nw = 6" = 6°".5 =32.95r/min mJtd 3.14 漢 0.29nm1440i = m =43.7nw32.95取h = 3i2=43.7=14.6ii3= i 1 漢 ih取i| =3.5,ih =4.2i:總傳動比i1:鏈傳動比i| :低速級齒輪傳動比ih:高速級齒輪傳動比11 = 312 =14.6 ih =4.2ii =3.5五傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算結(jié)過程分析設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應(yīng)于各軸

6、的轉(zhuǎn)速分別為V、 t、 V ；對應(yīng)各軸的輸入功率分別為 U、 I、二、二；對應(yīng)名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為1、11;相鄰兩軸間的傳動比分別為二、二、11;相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、目、1。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/mi n)no=1440ni=1440n2=342.86n 3=97.96n4=32.65功率P(kw)P=5.5Pi=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607轉(zhuǎn)矩t(n m»Ti=28.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比iioi=1ii2=4.2i23=3.5i

7、34=3傳動效率nn 0i=O.99n 12=0.97n 23=0.97n 34=0.96六設(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準圓柱斜齒輪2) 材料選擇.小齒輪材料為4 OCf (調(diào)質(zhì))，硬度為2 8 0 HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為2 4 0 HBS二者材料硬度差為40 HBS3) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度4) 選小齒輪齒數(shù)Z 1=2 4，大齒輪齒數(shù)Z 2=i i Z 1 = 4.2X 24=100.8,取 Z2=101。5) 選取螺旋角。初選螺旋角匕-142 按齒面接觸強度設(shè)計按式(10-21)試算，即 d1t

8、-3 2ktTt U T(ZhZe)2計 d% u Jh1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 試選 Kt -1.6(2) 由圖10 30，選取區(qū)域系數(shù)Zh二2.433(3) 由圖10 26 查得=0.78,2=0.87=1 ：2 = 1.65(4) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩久=95.5 1p95.5 1 0 4. 244# 1 440 xz2N8mi46 1 0(5) 由表10 7選取齒寬系數(shù) Gd =1(6) 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa1/2(7) 由圖1 0 2 1d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hlim1 =600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 二H

9、lim2 = 550MPa(8) 由式10 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)汕=60嘰=60 1440 1 (16 300 8) = 3.32 109N2 =3.32 109/4.2 =0.790 109(9) 由圖10 19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) KHN1 =0.90 KhN2 =0.95(10) 計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1，由式10 12得；H1 = Khn1'H lim1 =0.9 600MPa =540MPaSK HN 2 -，H lim 2卜h 2 0.95 550M P a 522.5M P aS匸h=(二 hi匸 h2)/2 = (540 522.5

10、)/2MPa = 531.25MPa2) 計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t ,由計算公式得dit21 . 62 . 8 1 4 6vy1X1.651 05 . 2531.25?37偏18 9.8(2) 計算圓周速度am60 1000二 37.10 144060 1000=2.8m/s(3) 計算齒寬b及模數(shù) mntb = ： dd1t -1 37.10 = 37.10mmd1t c o s3 7.10coe 1mt _乙24h =2.-2.251 .mn0b/h =：3 7 . 10 3 . 3 7510.99(4) 計算縱向重合度書L =0.31 ?d Z1 tan "： =

11、 0.318 1 24 tan14 = 1.903(5) 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)KA =1根據(jù)v=1.2m/s ,7級精度，由圖10 8查得動載荷系數(shù)KV =1.11由表10 4查得KH =1.12 0.18(1 0.6乂)聽 0.23 10b -1.120.18(10.6 I2) I20.23 10 37.10=1.417由圖10 13 查得 Kf 1 =1.34K f假疋：:100 N / mm，由表10 3 查得 K h = K f =1.4b故載荷系數(shù) K =KaKvKh-Kh=1 1.11 1.4 1.42=2.21(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10 10

12、a得d1 =d1t3 K/Kt =37.103 2.21/1.6 = 41.32mm(7) 計算模數(shù)mnd1 c o%4叫 7Z13.按齒根彎曲強度設(shè)計由式10 17mn3 2KTYcos2 一： YYs："V dZ；電升1) 確定計算參數(shù)(1) 計算載荷系數(shù)K 二KAKVKF-.KF嚴 1 1.11 1.4 1.34 = 2.08(2) 根據(jù)縱向重合度；=1.903，從圖10 28查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88(3) 計算當量齒數(shù)ZV2乙 =24cos3 ：cos314c= 26.27乙cos3 :101cos314= 110.56(4) 查取齒形系數(shù)由表10 $查得 YFa1

13、=2.592 YFa2 =2.172(5) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10 $查得 YSa1 =1.596 YSa2 = 1.798(6) 由圖10 20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE1 =500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限 -fe2二380MPa(7) 由圖10 18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1 = °85 KFN2 =°88(8) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S= 1.4，由式10 12得二 F 1KFN1 二 FE1 _ S0.85 5001.4= 303.57M P a二 F 2Kfn 2二 FE2 _ S0.88 3801.4= 238.86M

14、 P a(9)計算大小齒輪的YFaYsa2fYf31Ysoi 2.592 1.596 0.01363二f1303.57丫Fa2YSa2 = 2.172 1.798 =0.01635二 f2238.86大齒輪的數(shù)據(jù)大2) 設(shè)計計算3 2 2.08 2.8146 104 0.88 cos2141 242 1.650.01635 二 1.186mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn = 1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d 41.32mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有-26.71.5dos

15、P 41.3cos14 乙二mn取乙=27，則 乙 * 乙=4.2 27 = 113.4 1144 幾何尺寸計算1)計算中心距(Z1 Z2)mn2cos :(27 114) 1.52 cos14c=108.99mm將中心距圓整為109mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角r(Z1 +Z2)mn(27+114)X1.5 一“arccosarccos14.032a2 勺09因值改變不多，故參數(shù)：、K 、ZH等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d2Zg27 1.5cos ：cos14.03=41.75mmZ2m2cos :114 1.5cos14.03=176.25mm4）計算大、小齒輪的齒根圓直

16、徑df1 R -2.5mn =41.752.5 1.5 = 38mmdf2 二d2-2.5mn =176.252.5 1.5=172.5mm5）計算齒輪寬度b - >dd1 =1 41.75 = 41.75mm圓整后取 B2 =45mm ； B| =50mm5驗算2T1 2 28146Ft11348.3 Nd141.75KAFt1 1348.3b 41.75= 32.3N / mm : 100N / mm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準圓柱直齒輪2）材料選擇.小齒輪材料為4 OCf （調(diào)質(zhì)），硬度為2 8 0 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)

17、質(zhì)），硬度為2 4 0 HBS二者材料硬度差為40 HBS3）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度4）選小齒輪齒數(shù)Z 1=2 4，大齒輪齒數(shù)Z 2=i 1 Z 1 = 3.5X 24=84。2 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式10 9a進行試算，即d1t -2.3235 u 1 ZE 2d u Lh1）確定公式各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)Kt -1.3（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩人=95.5 105P2 /n2 =95.5 105 4.034/342.86= 11.239 104N mm(3) 由表10 7選取齒寬系數(shù) d =1(4) 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =1

18、98.8MPa1/2(5) 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；Hiim1 =600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 cH lim2二550MPa(6) 由式10 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60nJLh =60 342.86 1 (2 8 300 15)=1.481 109N2 =1.481 109/3.5 =0.423 109(7)由圖10 19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1 =0.96 KHN2 =1.05(8) 計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1，由式10 12得K HN 1H lim 1H' h 1 0.96 600MPa =

19、576MPaSLH2 =KHN2、h 2 =1.05 550MPa =577.5MPa S2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑 dt，代入二h 中的較小值2.3231 仝(空匸 f3.39mm3.5 576(2)計算圓周速度v兀dmv 二60 1000計算齒寬b書冊卄m/sb = :：Jdd1t =1 63.39 = 63.39mm(4) 計算齒寬與齒高之比b/hd1t 63.39模數(shù) mm -2.641mmZ124h =2.25mnt =2.25 2.641 =5.94 mm齒高b/h =63.39/5.94 =10.67(5) 計算載荷系數(shù) K根據(jù)v=1.14m/s ,7級精度，由圖10 8

20、查得動載荷系數(shù)KV -1.07假設(shè) K AFt / b ： 100N / mm，由表10 3 查得Kh ：二 Kf ： = 1由表io 2查得使用系數(shù)kA =1由表10 4查得K =1.12 0.18(1 06：d)：d 0.23 10b223-1.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 1063.39 =1.422由圖10 2 3 查得 KF 一： =1.35故載荷系數(shù) K -KAKvKh.K =1 1.07 1 1.422 = 1.522(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10 10a得d1 = d1t 3 K / Kt = 63.393 1.522/1.3 = 66

21、.81mm(7) 計算模數(shù)mm=a/ 乙=66.81/24=2.783. 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10 5得彎曲強度的設(shè)計公式為 mn訂1K忑FdZj、F1) 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值(1) 由圖10 20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FE1 =500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限 匚FE2二380MPa(2) 由圖10 18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K fn 1 - 0.85 Kfn2 =0.88(3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1.4，由式10 12得Kfntfe10.85 疋 500CiMPa =303.57 MPaS1.4Kfn FE2 0.88x380 ；f2FN

22、2 FE2MPa =238.86MPaS1.4(4) 計算載荷系數(shù)K = Ka Kv K f - K f ： = 1 1.07 1 1.35 = 1.4445(5) 查取齒形系數(shù)由表10 $ 查得 YFa1 = 2.65 YFa2 二 2.212(6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10 5 查得 Ysai -1.58 Ysa2 =1.774(7)計算大小齒輪的 丫FaYSa，并比較升g 20.013796iYFa2YSa22.212 i.774Fa2 Sa20.01643238.86612大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設(shè)計計算3 2 1.4445 11.239 104V仆2420.01643 二2.iimm對比計

23、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)， 可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.ii,并就近圓整為標準值m=2.2mm。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑di =66.8im m來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 乙-dfm =66.81/2.2 =30.4取乙=31大齒輪齒數(shù) Z2 =i2Zi =3.5 3108.5 取乙=1094 幾何尺寸計算1) 計算分度圓直徑4 =31 2.2 = 68.2mmd2 二Z2m=109 2.2 =239.8mm2) 計算齒根圓直徑d fi 二 m(Zi - 2.5) = 2.2 (31 - 2.5) = 62.7mm

24、df2 二 m(Z2 -2.5) =2.2 (109 2.5) = 234.3mm3）計算中心距a =（dd2）/2 =（68.2 239.8）/2 = 154mm4）計算齒寬b = d di =1 68.2 = 68.2mm取 B?二 70mm 二 75mm5驗算2T12 112390Ft -3295.9 Nd168.2=48.33N / mm : 100N / mmKAFt 1 3295.9 b 68.2合適八.鏈傳動的設(shè)計1. 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù) 乙=19，大齒輪的齒數(shù)為 乙=i乙=3 19 = 57材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火2. 確定計算功率由表9- 6查得Ka =

25、1.0，由圖9 13查得Kz =1.35，單排鏈，則計算功率為：PCa 二 KAKZP =1.0 1.35 3.834 = 5.18kW3. 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù) PCa = 5.18kW 及 n 二傀=97.96r/min 查圖 9 11,可選 24A-1。查表 9 1,鏈條節(jié)距為p = 38.1mm。4. 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距 a0 = (30 50) p = (30 50) 38.1 = 11431905mm。取 a = 1200mm。相應(yīng)得鏈長節(jié)數(shù)為LP2-a° -乙 Z 2 (3 1j : 1 0 2. 1 5取鏈長節(jié)數(shù)P 22 兀a。Lp =102節(jié)。查表9-8

26、得到中心距計算系數(shù) 人=0.24521,則鏈傳動的最大中心中心距為：a 二 ff l2Lp -（乙 Z2） 1 1196mm5. 計算鏈速v,確定潤滑方式n1Z1P 97.96 19 38.1v1.18m / s60 1000 60 1000由v = 1.18m/S和鏈號24A 1,查圖9 14可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6. 計算壓軸力P3 834有效圓周力為：FP =100010003249 Nv1.18鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù) KFp =1.15,則壓軸力為FP KFpFe =1.15 3249 ： 3736N7.鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結(jié)果分度圓直徑dd=180

27、0 sin ()小鏈輪：dz1= 231.5mm大鏈輪：dz2=694.5mm齒頂圓直徑dadamin "“1Z ) d1damax =d +1.25p 一 4小鏈輪：daz1min =244.2 mmdaz1max = 256.9 mm大鏈輪：daz2min =732.6 mmdaz2max =770.7 mm齒根圓直徑dfdf =d a小鏈輪：dfz1= 209.3mm 大鏈輪：dfz2 = 672.3mm齒高hahamin =0.5( P -dj丄 0.8phamax =0.625 p-0.5d1 + Z小鏈輪：haz1min = 7.9mmhaz1max =14.3mm大鏈輪

28、：haz2min = 23.8mmhaz2max =42.9mm確定的 最大軸 凸緣直 徑dgdg = pcot18。0 -1.04h”76小鏈輪：dgz1=191.4mm 大鏈輪：dgz2 = 574.2 mm九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計1.1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1輸入軸上的功率 R =4.244kw,轉(zhuǎn)速=1440r/min轉(zhuǎn)矩 T； =2.8146 104N mm求作用在齒輪上的力42T122. 8 1 461 0 oFt-1 3 4 8.N3d14 1.75二 5(N5. 8t anant a n 2 0Fr = Ft 1 3 4 8. 3co Sc os 1 4.

29、0 3Fa=Ftta n, 1 34 8. 3 t a 14. 03N 337.初定軸的最小直徑A =112（以下軸均取此值），于是由式1 5 2初步估算軸的最小直徑選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取dm i A3 丹！ n 1 132 4.244/1440 m1n6.0 5輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1.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=KA,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取Ka=1.3,則，Tea 二 KaT1 =1.3 2.8146 104 =36589.8N mm查機械設(shè)計手冊，選用HL 1

30、型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 160000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑 d18mm，故取d1 =18mm半聯(lián)軸器長度L= 42mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L =30mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）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軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度h =0.07 0.1d ,故取2段的直徑d2=20mm l2=21mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1 =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li的長度應(yīng)該比Li略短一點，現(xiàn)取h=28mm(2) 初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根

31、據(jù) d2 =20mm，初選型號6205軸承，其尺寸為d D B=25 52 15，基本額定動載荷 Cr=14.0KN 基本額定靜載荷Cr =7.88KN， da =31mm Da =46mm，故 d3 =d8 =25mm,軸段 7 的長Joo度與軸承寬度相同，故取l3 =l8 =15mm(3) 取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取l4 =94mm。為減小應(yīng)力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段4的直徑應(yīng)根據(jù)6 0 0 5的深溝球軸承的定位軸肩直徑daa確定 d4 二 da 二 31mm(4) 軸段5上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大與d4,可取d5二35mm.齒輪左端用套筒固定，為使套筒端

32、面頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段5的長度l5應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b =50mm,故取l5二48mm。齒輪右端用 肩固定，由此可確定軸段6的直徑，軸肩高度h二0.07 0.1d ,取d6 =40mm, l6 =1.4h,故取 16 二 5mm為減小應(yīng)力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段7的直徑應(yīng)根據(jù)6 0 0 5的深溝球軸 承的定位軸肩直徑 da確定，即d7二da = 31mm, l7 =12mm(5)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得J = 55.5mm, L2 = 125.5mm, L3 = 48.5mm(6)參考表15- 2,取軸端為1 450，各軸肩處的圓角半徑見 CA

33、D圖。輸入軸的結(jié)構(gòu)布置5 受力分析、彎距的計算(1) 計算支承反力 在水平面上Fax =-375.8NL2 L3Fbx 二 Ft- Fax72. 5N-337.0N(2) 在垂直面上' Mb =O,FazFrL3Fadl2L2L3= 215.3N故 Fbz =Fr Faz =505.8 215.3 = 290.5N總支承反力Fa *FAXfAy fAz = ：375.82 337.02 215.3548.8NFb f ； fBX fBZ 二 972.52 290.52 =1015.0 N2)計算彎矩并作彎矩圖(1) 水平面彎矩圖Max = Fax L2 =375.8 125.5 = M

34、Bx 二 Max(2) 垂直面彎矩圖Maz 二 Faz L2 =215.3 1252.5 = 27020.2N mmMbz 二 Fbz L =290. 5 4 8. 51 4 0N9.n3m(3) 合成彎矩圖Ma 二.M AX M AZ 二.47162.92 27020.22 =54354.6 N mmM B = , M BX M BZ 二. 47126.92 14089.349184.2 N mm3) 計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖T = T =2 8 . 1 4J6 m6作受力、彎距和扭距圖MazMa7.選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（齒輪：選普通平鍵C 型)b h =6mm 6mm L =

35、25mm(A 型)b h = 8mm 7mm L = 45mm聯(lián)軸器：由式6 1,4Tid1hl428.14618 6 (25 -3) 10= 47.4MPa4T1dqhl= 14.5MPa查表 6 2, 得 二=100 120MPa二p V7 P，鍵校核安全查表 6 2，得-p =100120MPa- p : - p，鍵校核安全4乂 28.14630 7 (45 -8) 10 亠&按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強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15 5，并取 :=0.6，軸的計算應(yīng)力匚ca = . Ma2(： TJ2 /W

36、 =14.7MPa由表15 1查得二=60MPa，二ca ：- ，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 FAr mJFAzFAX =215.32 375.82 =433.1N軸向載荷FAa =Fa =337N由FAa/FAr =0.778 e,在表13 5取 X = 0.56。相對軸向載荷為空=337 =0.0427 ,在表中介于0.040 0.070之間，對應(yīng)的e值為0.24 0.27 C07880之間，對應(yīng)Y值為1.8 1.6,于是，用插值法求得X =0.56,Y =1.782。0.070.04Y =1.6 込3471= 1.782，故由表13 6取 fp =1.

37、2貝打A軸承的當量動載荷Pa = fp（XFAr YFAa） T011.7N : Cr，校核安全106 c106該軸承壽命該軸承壽命 LAh ()3k660ni Pa乂（14000）3 = 30670h60 14401011.7(2)校核軸承B和計算壽命徑向載荷 FBr 二；Fb； F；二 一 290.52 972.52=1015.0N當量動載荷 FB 二 fpFBr =1.2 1015.0 = 1218.0N : Cr，校核安全1063 = 史一x（14000）3 = 17576h60m'Pb60 1440 1218.0106 C該軸承壽命該軸承壽命 LBh (-)2. 2軸(中間軸

38、)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1.中間軸上的功率 F2 =4.034kw,轉(zhuǎn)速n2 = 342.86r/min轉(zhuǎn)矩 T2 =11.239 104N mm2 求作用在齒輪上的力高速大齒輪：F r1Fa1低速小齒輪：=玉/ 仆39 1 04 =1275”d2176.25=斤1亟"275.4 旦 478.5N cosl；cos14.03'= Ftitan =1275.4 tan 14.03 =318.7N42T22 11.239 1068.2-3295.9 Nd1Fr2=Ft2 tanan =3295.9 tan20 =1199.6N3 .初定軸的最小直徑 選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理

39、。根據(jù)表1$ 3，取 A、=112，于是由式152初步估算軸的最小直徑dmin 二 A 3 冃 /n2 二 1123 4.034/342.86 二 25.5mm這是安裝軸承處軸的最小直徑 a4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6206的深溝球軸承參數(shù)如下d D B =30 62 16 da =36mmDa =56mm 基本額定動載荷 Cr =19.5KN基本額定靜載荷 Cr =11.5KN 故=d7 =30mm。軸段1和7的長度與軸承寬度相同，故取 l1 =l7 =16mm, d2 = d6 二 da = 36mm, l2 = l6 = 20mm(2 )軸段3上安裝低速級

40、小齒輪，為便于齒輪的安裝，d3應(yīng)略大與d2,可取d3二40mm。 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3的長度l3應(yīng)比齒 輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬-75mm，取l3 =70mm。小齒輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段4的直徑，軸肩高度h =0.07 0.1d ,取d4 =44mm, l4 =1.4h,故取 l4 =6mm(3) 軸段5上安裝高速級大齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大與d6,可取d5 =40mm。 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5的長度l5應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b= 45mm ,取|5

41、 =41mm。大齒輪左端用軸肩固定，由此可確定軸段4的直徑，軸肩高度h二0.07 0.1d ,取d4 =44mm, l4 =1.4h,故取 l4 =6mm。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得L| =63mm, L2 = 62mm , L3 = 51mm(4) 參考表15-2,取軸端為1.2 450，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。中間軸的結(jié)構(gòu)布置5.軸的受力分析、彎距的計算1) 計算支承反力：在水平面上Fax = 一社2514.3 NL1+L2+L3Fay = Fa1 = 318.7NFbx = Fti 斤2 - Fax = 2°57.°N在垂直面上：Fr1L3 + Fai d

42、2 2 + Fr 2 漢(L2 + L3)' Mb =O,Faz21080.7NLi 十 L2 + L3故 Fbz 十“ Fd - Faz = 597.4N總支承反力：FA =齊；FAY FA； *；2514.32 318.72 1080.72 = 2755.2NFB = , F； FBZ 二. 2057.02 597.42 = 2142.0 N2) 計算彎矩在水平面上：M1BX = Fbx L3 = 2057.0 51 = 104907N .mmM2AX =Fax L1 M1X = M1BX =104907N.mmM2X 二 Mz在垂直面上：M1BZ = Fbz L3 = 30467

43、.4N .mm皿俶=Fbz L3 Fa1 d22M 2AZ = Faz L| =1080.7 6 = 66922.1 N .mmM1z =M1Bz =30467.4N mmM 1z =M 1BZ =58552.8N mmM 2Z = M 2AZ = 66922.1N mm故M1 = . M； M：z = :1049072 30467.4109340.0 N mmM , M ；X M'2z 八 104907258552.82 =120196.7 N mmM 2 =Jm； + M ； = 1 5 3 3 7 224322. 1116 7n3n5 3. 43) 計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖T =T2

44、=112390N mmSyLIL2Fn iL3Rz、樂Mex6作受力、彎距和扭距圖MiM鍵校核安全二 36 mm鍵校核安全1）低速級小齒輪的鍵由表6 1選用圓頭平鍵（A型）b h =12 8 L=56mmk 二 0.5h = 4mm 丨二44mm由式 6 1,-= 2T2 = 32.0MPap kdl查表6 2, 得 ；p =100120MPa cp ：.- p,2）高速級大齒輪的鍵 由表6 1選用圓頭平鍵（A型） b h=12 8 Lk =0.5h =4mm 丨二 L -b =24mm2T由式 6 1,；p 2 =58.5MPap kdl查表6 2，得二 p =100120MPa,&

45、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)式15 5，并取0.6Ga f：；M 2（ T2）2 /W =28.2MPa由表15 1查得二=60MPa，二2a : - j，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 FA二 FAX ' FAZ =2736.7N軸向載荷 FAa =Fay =318.7NFa / F A=r0 1 2查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, fp =1.01.2,取 fp =1.0,故Pa = fp（XFAr YFAa） =2736.7N因為P C ，校核安全。

46、r106 c該軸承壽命該軸承壽命 LAh（ L）3=17715h60n2 PA2）校核軸承B和計算壽命徑向載荷 FBr =>fBX Fbz = 2142.0 N當量動載荷Pb = fpFBr = 2142N : Cr，校核安全106 c該軸承壽命該軸承壽命 LBh（匚）3 =33850h60n2 PB查表13-3得預(yù)期計算壽命Lh =12000： LBh，故安全。33軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1.輸入功率 R =3.834KW 轉(zhuǎn)速 n3 =97.96r/min轉(zhuǎn)矩 T3 -373.869N m2. 第三軸上齒輪受力= 3118.2N-2T3 2 373869Ft-:d2239.

47、8Fr = Ft tanan =3118.2 tan20°=1135.0N3. 初定軸的直徑軸的材料同上。由式15 2，初步估算軸的最小直徑dmin =A3；PT/nr =1123 3.834/97.96= 38.1mm這是安裝鏈輪處軸的最小直徑dk，取a =dk =40mm,查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：h =4 (丄 0.01dz1 9.5mm) = 74.0mm，為保證鏈輪與箱體的距離，取h = 80mm64. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸(見下圖)2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 軸段2和軸段7用來安裝軸承，根據(jù) a =40mm,初選型號

48、6309的深溝球軸承，參數(shù)基本：d D B =45 100 25 d 54mm Da =91mm 基本額定動載荷Cr -52.8KN 基本額定靜載荷 C；r=31.8KN。由此可以確定：d2 =d7 =45mm l2 =l7 = 25mm(2) 為減小應(yīng)力集中，并考慮左右軸承的拆卸，軸段3和6的直徑應(yīng)根據(jù)6309的深溝球軸承的定位軸肩直徑 da確定，即d3二d6二da二54mm，取16 = 18mm(3) 軸段5上安裝低速級大齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大與d6,可取d5 =58mm。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪右端面上，即靠緊，軸段5的長度l5應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相

49、同，已知齒寬b =70mm ,取|5 =65mm。大齒輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段4的直徑，軸肩高度h二0.07 0.1d ,取d4 =68mm, l4 =1.4h,故取 l4 =7mm。(4) 取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取|3 =58mm(5) 取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L1=63mm, L2= 110mm, L3 = 55.5mm(6) 參考表15 2,取軸端為1.2 450，各軸肩處的圓角半徑見 CAD圖。輸出軸的結(jié)構(gòu)布置75. 軸的受力分析、彎距的計算（1）計算支承反力在水平面上Ft L1 FP L1 L2 L3' Max =0 Fbx 二12- = 54

50、26.8NL1 L2Fax 二 Ft - Fbx 二 940.4N在垂直面上、Mbz =O,FazFrL =721.7NJ L2故 Fbz =Fr -Faz =1135-721.7 = 413.3N（2 ）計算彎矩1）水平面彎矩在 C 處，Mcx 二 FA, L, = 940.4 63 = 59425.2N mm在 B 處，Mbx = 一FPL3 =3249 55.5 = -180319.5N mm2)垂直面彎矩在 C 處 MCZ 二 FAzJ =721.7 63 = 45467.1N mm(3)合成彎矩圖在 C 處 M C = . M CX M Cz59425.22 45467.1 7482

51、3.9 N mm在 B 處，M b h：j'M bx » =180319.5 N mm(4 )計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖T =T3 =373.869N m (CD 段)6. 作受力、彎距和扭距圖職7. 選用校核鍵1）低速級大齒輪的鍵由表6 1選用圓頭平鍵（ A型）b h=16 10 L=56mmk =0.5h =5mm 丨二 L -b =40mm由式6 1,"齢64.5叱查表6 2，得二 p = 100 120MPa c p : - p，鍵校核安全2 ）高速級鏈輪的鍵由表6 1選用圓頭平鍵（ A型） b h=12 8 L = 63mmk =0.5h =4mm 丨=L -b =51mm由式 6 1,-p = = 91.6 MPap kdl查表 6 2，得二 p =100120MPa cp ：. - p，鍵校核安全&按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)式15 5，并取-0.66