機械方案課程方案系列二展開式斜齒圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計說明書設(shè)計題目:帶式輸送機的減速器院系名稱：機電工程學院專業(yè)班級：機制F0901學生姓名：學號：指導教師：曹憲周2011年 12月 28日目錄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. 設(shè)計帶輪149. 鏈傳動的設(shè)計 1610. 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 2911. 潤滑與密封 3412. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 3513.

2、 設(shè)計總結(jié) 3614. 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=5500，運輸帶速度v=0.7m/s，卷筒直徑為 D=480mm。單向傳動，工作連續(xù)，有輕微震動，起動載荷為公稱載荷的1.4倍。工作壽命為6年，每年240個工作日，每天工作10小時，具有加工精度 8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

3、不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成斜齒。整體布置如下：1,電動機2,帶輪3,減速箱4,鏈輪5,卷筒輔助件有：觀察孔蓋，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角接觸球軸承帶輪結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好帶輪鏈傳動工作可靠，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工作機所需有效功率為Pw = FX V電動機輸出功率為圓柱齒輪傳動（8級精度）效率（兩對

4、）為n 1 = 0.97 2 滾動軸承傳動效率（四對）為n 2 = 0.994帶輪 n 3= 0.96P'=4814.6W功率輸送機滾筒效率為n 4= 0.96 鏈傳動的效率n 5= 0.96電動機輸出有效功率為D PW AQ4 A OA/電動機干刖出有效功率為P 48 14.6VV12345查得型號Y132M-4封閉式二相異步電動機參數(shù)如下選用額定功率p=7.5kW型號Y160M-4封閉式型號滿載轉(zhuǎn)速1440 r/mi n三相異步電動機四分配傳動比目的過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的總傳動比i - nm其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比,多級串聯(lián)傳ii =2nwi2 =12.9動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳

5、動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(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" 27.85r/min ndih =4.3ii = 3)=皿=51.7nwi3 = 2分配傳取h = 2動比i2 = i =12.92 ii3iiih取i| =3,ih = 4.3, i3 = 2i：總傳動比 i1:帶傳動比 il :低速級齒輪傳動比ih:高速級齒輪傳動比i 3,鏈傳動比傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算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=720n2=167.44n 3=55.81n

6、 4=27.9功率P(kw)P=5.5Pi=4.5758P2=4.3941P3=4.2197P4=4.0104轉(zhuǎn)矩t(n m»Ti =60.693T2=250.619T3=722.059T4=1372.735兩軸聯(lián)接帶輪齒輪齒輪鏈輪傳動比iioi=2ii2=4.3i23=3i34=2傳動效率nn 0i=O.96n 12=0.97n 23=0.97n 34=0.96五傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算結(jié)論過程分析設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、二、1、 V ；對應各軸的輸入功率分別為 打、I、二、；對應名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為'1、 I、】

7、、1 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為 二、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為I、 I、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 8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 = 4.1 X 24=103.2,取Z2=1045) 選取螺旋角。初選螺旋角"1二142 按齒面接觸強度設(shè)計按式(10-21)試算，即 d1t -

8、3 2ktTt U T(ZhZe)2Nd% u叭1) 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 2 6 查得 ；-1 = 0.78； 一.2 = 0.81；.-；1=1.59(4) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩人=95.5"05£/耳=6.0693次 104 N mm(5) 由表10 7選取齒寬系數(shù)"d =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102 1d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二h iim1 =600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限二

9、屮阮=550MPa(8) 由式10 13計算應力循環(huán)次數(shù)汕=60njLh =6.22 10899N2 =6.22 10 /4.1 =1.45 10(9) 由圖10 19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)Khni =0.95 KHN2 =0.98(10) 計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1，由式10 12得=險二如 “a 600MPa =570MPaS62 I m=2 0 . 9 8M P5a0= M P3a9S6 =(61 ；H2)/2 = (570 539)/2MPa =554.5MPa2) 計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d1t =4 6 . 3n2m(2

10、) 計算圓周速度=2.8m/ s: d1tri|v =60 1000(3)計算齒寬b及模數(shù) mrtb =：dd1t =46.32mmd1t C 0 S , c rmint =1 . mmZ1h =2.2nr5 二4mn2 1b/h = 10.99(4) 計算縱向重合度 書=0.318'r' dZ1 tar =1.903(5) 計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)KA =1.25根據(jù)v=1.75m/s ,7級精度，由圖10 8查得動載荷系數(shù)Kv =1.13由表10 4查得由圖10 13 查得 Kf 一： =1.36k f假定 A t : 100 N / mm，由表10 3 查得 K h 二

11、 K f =1.4b故載荷系數(shù) K = KAKvKh-K =1.25 1.25 1.4 1.417 = 2.87(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d d1t 3 K / Kt = 55.95mm(7) 計算模數(shù)mnmn 二 dl c °= 2 . 2n6 m乙3.按齒根彎曲強度設(shè)計由式 1017 mn -3 2KTlY C0S ： 丫"丫S：I 叫乙；：.C1) 確定計算參數(shù)(1) 計算載荷系數(shù)K 二 KaKvKf-Kf ：=1.25 1.25 1.4 1.36 = 2.71(2)根據(jù)縱向重合度: =1.903，從圖10 28查得螺旋角影響系

12、數(shù)Y =0.88(3)計算當量齒數(shù)Zv1Z1cos3 ：coH27ZV2Z2cos3 :99113.84cos 14查取齒形系數(shù)由表10 5查得YFa1=2.60YFa2=2.18(5) 查取應力校正系數(shù)由表10 5查得Ysa! =1.595 Ysa2=1.79(6) 由圖10 20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限c FE1 =500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FE2二380MPa(7) 由圖10 18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1 =0.90 KfN2 =0.95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0.90 5001.4= 321.43 MPaKFn

13、2；fe20.95 380r .i廠小乙；-F 2s257.86MPa1.4(9)計算大小齒輪的YFaYsa二 FlYFa1YSal"】1YFa2YSa2二 F 22.60 1.5950.01287321.432.18 1.790.01514257.86大齒輪的數(shù)據(jù)大2) 設(shè)計計算mn _ 1.657mm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 = 2.0mm，已可滿足彎曲強度。4 幾何尺寸計算1) 計算中心距 a =(Zl Z2)mn =153.56mm2cos P將中心距圓整為154mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角:=a

14、rccos _乙皿=14.642a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a = Z m? - 57.87mm cosPd2= 250.12mmcosP4）計算大、小齒輪的齒根圓直徑df1 p -2.5mn = 52.87mmdf2 = d2 -2.5mn = 245.12mm5）計算齒輪寬度b = :：Jdd 57.87mm圓整后取 B2 =60mm ； B =65mm5驗算2Tidi= 2172.650NK fA- = 48.60 N / mm : 100 N / mm b合適高速級齒輪參數(shù):齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒根圓齒頂圓齒寬旋向小齒

15、輪2021544.322857.5852.8761.8765右旋大齒輪121250.12245.12254.1260左旋七設(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40HBS3) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 8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 = 2.9X 24=70。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,2ktTt u +1“ZhZe

16、、2dit 菩_ ),； ：. U 匚 H 1) 確定公式各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)Kt =1.6(2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 =9 5 . 5 5 P20 n2 /2 5N. 0r6 m9(3) 由表10 7選取齒寬系數(shù)d二1(4) 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =198.8MPa1/2(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 c H lim2 = 550MPa(6) 由式10 13計算應力循環(huán)次數(shù)汕 NOnJLh -1.447 108N2 =0 . 4 2 88 1 0(7) 由圖10 19查得接觸

17、疲勞強度壽命系數(shù)KHN1 =0.92 KhN2 =0.91(8) 計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1，由式10 12得二H1 = KhN1 Hlim1 =0.92 600MPa =552MPaSKHN 2Hlim2 =0.91 550MPa =500.5MPaS2) 計算(1)試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入匚h 中的較小值d1t - 74.61mm(2)計算圓周速度vn：d1tn2v 二60 1000計算齒寬b=0.6541m /sb 二：dd1t 二 74.61mm(4) 計算齒寬與齒高之比b/h-J模數(shù) mnt =3.016mmZ1正亠 h =2.25mnt =

18、6.787mm 齒咼b/h =10.99(5) 計算載荷系數(shù) K根據(jù)v=0.6541m/s ,7級精度，由圖10 8查得動載荷系數(shù)KV = 1.27假設(shè) KAFt/b ：100N/mm，由表10 3 查得Kh ： = Kf ： - 1.4由表10 2查得使用系數(shù) Ka二1.25由圖10 2 3 查得 KF 一： =1.38故載荷系數(shù) K =KaKvKh.K =2.582(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 =d1t3 K/ Kt=87.513mm(7) 計算模數(shù)mm = d1 / Z1 = 3.5833.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、

19、I 2KYfoYsocmn J2*1)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 二FE2二380MPa(2)由圖10 18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni =0 8 5 Kfn2 =0.88(3)計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1.4，由式10 12得二 F1 KfN1；FE1S0.85 5001.4MPa =321.43MPa(4)二 F2-KfN2；- FE2S0.88 3801.4MPa =247MPa計算載荷系數(shù)K =KaKvKf：Kf ,2.439(5)查取齒形系數(shù)由表10 5 查得

20、YFa1 = 2.592 YFa2 二 2.232(6) 查取應力校正系數(shù)由表10 5查得 YSa1 = 1.596 民醴=1.774(7) 計算大小齒輪的 丫FaYSa，并比較升YFa1YSa1 =0.01362"1YFa2YSa2 =0.01675 F大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設(shè)計計算m 亠 2.6134mm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)，可取有彎曲強度算得的模數(shù) 2.2，并就近圓整為標準值m= 3 mm。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 90.00mm來計算應有的齒數(shù)。于是有 Z1 = d1 / m 二 28.

21、3取乙二 29大齒輪齒數(shù)Z2二i2Z87 取乙=874 幾何尺寸計算1) 計算分度圓直徑d1二 90.00mmd2 二 Z2m 二 270.00mm2) 計算齒根圓直徑df1 =m(Z! -2.5) = 82.5mm df2 = m(Z2 -2.5) = 262.5mm3) 計算中心距a = 0 d2)/2 = 179.326mm4) 計算齒寬b =趙=90.00mm取 B2 =95mm Bi = 100mm5驗算R罟di= 5569NKaRt =77.35" /mm : 100N / mm b合適低速級齒輪參數(shù):齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒根圓齒頂圓齒寬旋向小齒輪2031

22、803299082.596100左旋大齒輪87270262.527695右旋八，V帶的設(shè)計（1 ）確定計算功率 Pc由表8.21查得Ka=1.2，由式（8.12）得FC 二 KAP =5.77752kW（2）選取普通V帶型號根據(jù) Pc=5.77752kW、m=1440r/min， 選用 A 型普通 V 帶。（3） 確定帶輪基準直徑dd1、dd2選取dd1=90mm，大帶輪基準直徑為dd2 =2 dd1 =180mm（4 ）驗算帶速v二 ddE60 1000二 6.78m / s帶速在525m/s范圍內(nèi)。（5）確定帶的基準長度 Ld和實際中心距a按結(jié)構(gòu)設(shè)計要求初定中心距ao=400mm。選取基準

23、長度L d=1250mm。由式（8.16）的實際中心距a為a : a0 ld lo ： 410mm 2中心距a的變化范圍為amin =a-0.015ld =189mmamax=a 0.0玉二 54mm（6 ）校驗小帶輪包角：1由式（8.17）得0 d d 2 d d1000：180 -57.3 =167120a（7）確定V帶根數(shù)z由式（8.18）得根據(jù)dd1=90mm， n 1=1440r/min，根據(jù)內(nèi)插法可得取 P°=1.064kW。由式（8.11）得功率增量為 二F0 =0.17kw根據(jù)傳動比i=2，由表8.4查得帶長度修正系數(shù) K=0.93，由圖8.11查得包角系數(shù) Ka=0

24、.968，P =（PP0） k： k, =1.11kwP得普通V帶根數(shù)z二魚二5.204Pr圓整得z=6。（8 ）求初拉力F°級帶輪軸上的壓力由表8.6查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量 q=0.17kg/m，根據(jù)式（8.19）得單根V帶的初拉出斗（2.5Q）丄2力為（F°）min =500巳a qv =117NkaKz 沃v由式（8.20）可得作用在軸上的壓力為(Fp) =2 z (F°)minsin 1395 N2(9 )帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計按本章822進行設(shè)計(設(shè)計過程及帶輪零件圖略)。(10 )設(shè)計結(jié)果PCa傳動比帶速帶型根數(shù)單根帶 初壓力壓軸力小帶輪直徑5.7826

25、.78A6117139590壓軸力小帶輪直徑大帶輪直徑中心距基準長度帶輪寬度小帶輪包角139590180410125093167八.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=2 19 = 38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 =1.1，由圖9- 13查得Kz =1.36，單排鏈，則計算功率為:巳二 KaKzP =5.18kW3.選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù) PCa =5.18kW及 n =耳=55.81r/min查圖 9 11,可選 28A-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

26、選中心距a0 = (30 50) p =11431905mm。取1200mm。相應得鏈長節(jié)數(shù)為2 二 a。LP0 =2更 Z- (ZZ1)2 91.78，取鏈長節(jié)數(shù) LP =92節(jié)。查表 9 8 得 p2到中心距計算系數(shù)f, =0.248856 ,則鏈傳動的最大中心中心距為：a = tP2LP -(Z1 Z2)丨 1204mm5.計算鏈速v,確定潤滑方式n1Z1P6.v0.67m/ s60 1000由v = 0.67m/s和鏈號28A 1，查圖9 14可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。 計算壓軸力P有效圓周力為：Fe = 1000 二6267 Nv鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)Kfp =1.15,

27、則壓軸力為Fp : KfpF 7207N7.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ddpd 0.,180 、 sin( z )小鏈輪：dz1= 231.5mm 大鏈輪：dz2= 461.4 mm齒頂圓直徑dadamin=d+p(1)4damax =d +1.25p 4小鏈輪：d az1min = 244.4mmdaz1max = 256.9 mm大鏈輪：daz2min =475.7 mmdaz2max =486.8 mm齒根圓直徑dfdf =d小鏈輪：dfz1= 209.3mm 大鏈輪：dfz2 = 439.17mm齒高hahamin =0.5( P -dj hamax0.62

28、5P-。耳宀號haz1min = 7.9mmhaz1max = 14.3mm確定的 最大軸 凸緣直 徑dg1800dg - pcot z T.04h2-0.76小鏈輪：dgz1 = 189.9mm 大鏈輪：dgz2= 421.4mm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 =1.5758kw,轉(zhuǎn)速m = 720r / min轉(zhuǎn)矩 T； =6.0693 104N mmFt =壬-2172N求作用在齒輪上的力di&北亟=817N cosPFa = Ft tan = 568N.初定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

29、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dm i 尸 A3 P1 n1 2 0.7m m4.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 ）為滿足帶輪的軸向定位要求，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 =35mm l2 =50mm。帶輪與軸配合的轂孔長度L, =91mm.。（2）初步選擇滾動軸承參照工作要求并根據(jù) d2 =35mm，初選型號7009c軸承,其尺寸為d D B =45 75 16 ,基本額定動載荷Cr =11.5KN,故d3 =d7 =45mm,軸段7

30、的長度與軸承寬度相同，故取l3 =50,l7 =46mm（3）取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取l 124mm。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸，軸段4的直徑應根據(jù)7009c的深溝球軸承的定位軸肩直徑d a確定d4 二da =51mm（4）軸段6上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d65應略大與d7,可取d6=50mm.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5的長度l5應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b= 50mm，故取l6二61mm。齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段5的直徑，軸肩高度h =0.07 0.1d ,取d5 二 63mm, l6 = 1.4h,

31、故取 l6 = 12mm(5)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L| = 58.5mm, L2 = 168.5mm, L3 = 104.5mm(6)參考表15- 2,取軸端為1 450，各軸肩處的圓角半徑見CAD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Ft x L3Faxt - =1613NFbx =Ft - Fax =560NL2 L3Fay = Fa = 568 N(2) 在垂直面上'、MB =0,FAz =1321N故 Fbz 二 Fr - Faz =1899N總支承反力FA = . F； fAy FAz 二、375.82 337.02 215.3

32、548.8NF -.-'-'fBX fBZ = 972.52290.52 -1015.0 N2)計算彎矩并作彎矩圖(1) 水平面彎矩圖M AX 二 Fax L2 二 94361N .mmM BX 二 Max = 94361N.mm(2) 垂直面彎矩圖M AZ = FAZ L2 = 77279N mmM BZ 二 Fbz L3 =319982N mm(3) 合成彎矩圖M A = JM AX +M AZ =121967N mmM B = , M BX M BZ = 333605 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7.選用鍵

33、校核鍵連接：v帶：選普通平鍵(A型)b h = 8mm 7 mm L = 80mm 由式 6 1,4T1 =16.05MPaP d1hl查表6 2，得二 p =100120MPa 二 p : ；p，鍵校核安全&按彎扭合成應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，軸的計算應力二ca = . Ma2")2 /W =44.09MPa由表15 1查得；= 60MPa，二ca譏匚_1 ，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 Y；fAz fAXT =2085

34、N軸向載荷FAa =Fa =568N由 FAa/ Fa二 0.272 ： e,在表 13 5 取，故 X =1,Y=0。由表13 6取 fp =1.2貝打A軸承的當量動載荷Pa 二 fp(XFAr YFAa)二 2502N :：: C，校核安全該軸承壽命該軸承壽命106(G)360ni Pa6= 25381h10/14000、3( )60 14401011.7(2)校核軸承B和計算壽命徑向載荷 Fb= ,fBZ fBX =1980N當量動載荷FB二fpFBr =2375N : Cr，校核安全106 C該軸承壽命該軸承壽命 LBh()3 =29675h60m pb2. 2軸(中間軸)及其軸承裝置

35、、鍵的設(shè)計1.中間軸上的功率 F2 =4.3941kw,轉(zhuǎn)速n2 =167.44r/min轉(zhuǎn)矩 T2 =25.0619 104N mm2 求作用在齒輪上的力 高速大齒輪：Ft12T22 二 2004N d2Fr1Fa二叮叫=754N cos :i = Ft1 tan ： =524N低速小齒輪：Ft22T；2 二 5569N d1Fr2 二 Ft2tanan =2097NFa2 二 Ft2 tan 1： -1475N3 .初定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15 3，取 A =120，于是由式15 2初步估算軸的最小直徑dmin 二 A 3 P2 /n2 19.43mm這是安裝

36、軸承處軸的最小直徑di =40mm4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7208c的深溝球軸承參數(shù)如下d D B 40 80 18 Q "5 =30mm。軸段1和7的長度與軸承寬度相同，故取l1 =l7 =48mm。(2 )軸段2上安裝高速級大齒輪，為便于齒輪的安裝，可取d3二45mm。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應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬0 =60mm，取l2 =56mm。小齒輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段3的直徑，軸肩高度h = 0.07 0.1d ,取d4二57mm , l4 = 1.4h

37、,故取l4 =12mm(3) 軸段5上安裝低速級小齒輪，為便于齒輪的安裝，可取d5 =45mm。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應比齒輪轂長略短，若 轂長與齒寬相同，已知齒寬b =100mm，取l5 =96mm。取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L 57mm, L2 = 92mm, L3=80mm(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 =3451NFay 二 Fa1 =951NFbx =4122N在垂直面上：' Mb = 0

38、,Faz =742 =1080.7N故 Fbz =601N總支承反力：Fa = . FAx * fAy * FAz =3656NFbFBX FBZ =4166N2）計算彎矩在水平面上：Mbx =Fbx L3 =329760N.mmMax = Fax L( =196707N.mm在垂直面上：M1bz 二 Fbz L3 二 48080N .mmM 1bz =114455N.mmM1az 二 Faz J =42294N.mmM 1az =23237N.mmM 2Z = M 2AZ =66922.1N mm故M A = 201202N mmM a = 198075 N mmMb =333247 N m

39、mM B = 349058 N mm3）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖T 二T2 =112390N mm6作受力、彎距和扭距圖 7.選用校核鍵1）低速級小齒輪的鍵由表6 1選用圓頭平鍵（ A型）b h =14 9 L =90mm由式6 1,二p =至=32.57MPa p kdl查表6 2，得二p =100 120MPa二p 十p，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） b h=14 9 L=50mm2T2由式 6 1,-p 2 =68.76 MPap kdl查表6 2，得二p =100 120MPa 二p 十p，鍵校核安全&按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，

40、2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式15 5，并取0.66a = ,M 2 （ T2）2 /W =42.51MPa由表1$ 1查得二=60MPa，二2a :：: - d，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 FAr = FAX F：=3530N軸向載荷FAa =FAy =951NFA / F r0 . 2 6 9,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, fp =1.01.2,取 fp =1.2,故 Pa =fp（XFAr YFAa）=4236N因為P <C，校核安全。106 c該軸承壽命該軸承壽命LAh（）3 =65262h

41、60n2 PA2）校核軸承B和計算壽命徑向載荷 FBr=4166N當量動載荷PB二fpFBr = 4999N : Cr，校核安全106 c該軸承壽命該軸承壽命LBh（）3二39708h60n2 Pb查表13-3得預期計算壽命 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=4.2197KW 轉(zhuǎn)速 n3 =55.81r/min轉(zhuǎn)矩 T3 = 722059N mm2. 第三軸上齒輪受力2T3 Ft 5349 Nd2Fr 二 Ft tanan 二 2014NFa =1416n3. 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 &

42、quot; 3 F3/ n-50.74mm這是安裝鏈輪處軸的最小直徑dk，取d1 =dk =55mm,查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：h =4 (丄 O.OIdzi 9.5mm81.9mm，為保證鏈輪與箱體的距離，取h=：82mm64. 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3和軸段7用來安裝軸承，根據(jù)=55mm,初選型號7014c的深溝球軸承，參數(shù)基本:d D B =70 110 20 da = 77mm Da = 103mm 由此可以確定：d3 二 d7 =70mm l2 = 20mm, l7 = 50mm(2) 為

43、減小應力集中，并考慮左右軸承的拆卸，軸段3和6的直徑應根據(jù)7014c角接觸球 軸承的定位軸肩直徑 da確定，即d4 = d6 = da二75mm。(3) 軸段5上安裝低速級大齒輪，為便于齒輪的安裝。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應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同已知齒寬b = 90mm，取l 92.5mm。大齒輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段 5的直徑，軸肩高度 h = 0.07 0.1d ,取 d5 = 82mm, l4 = 1.4h ,故取 l5 = 12mm。(4) 取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取l 84mm(5) 取齒輪齒寬中間為

44、力作用點，則可得L 126mm, L136.5mm, L83mm(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5. 軸的受力分析、彎距的計算（1）計算支承反力 在水平面上' M bx - 0 Fax - 2053NFbx =3296N在垂直面上Mbz = 0, Faz = 11397N故 Fbz =2176NFby 二 Fa! =1416N總支承反力：Fa =11580NFb =4196N（2 ）計算彎矩1）水平面彎矩在 C 處，M 從=L| = 277778N mm在 B 處，Mbx =277778N mm2)垂直面彎矩在 A 處 Ma

45、z =1555691N mm在 B 處 M BZ = 1555691N mm(3)合成彎矩圖在 A 處 Ma =1580295N mm在 B 處，Mb =333723N mm(4 )計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖T =T3 = 722059N m6. 作受力、彎距和扭距圖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 = 20 12 L = 80mm由式6 1,二p =玉=47.2MPa p kdl查表6 2，得二卩=100120MPa二卩：二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 =16 10 L =70mm由式 6 1,二p =藥=87

46、.5MPap kdl查表 6 2，得二 p =100120MPa 二 p :二 p，鍵校核安全&按彎扭合成應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，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式15 5，并取-0.6匚Ba = . M 2（： T3）2/W =42.87MPa由表15 1查得；、=60MPa，二2a訂=，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 Far FAX FAZ -11580N當量動載荷FA = fpFAr =12738N因為C，校核安全。106 c60n3PA該軸承壽命該軸承壽命 LAh( -)3 =16179h2)校核軸承B和計算壽命徑向載荷 FBr = i Fbx Fbz =3950N軸向載荷FBa =