二級(jí)斜齒出入聯(lián)軸器設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書:二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器別:XXX系業(yè):學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱:二零一二年五月一日第一部分課程設(shè)計(jì)任務(wù)書-3第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-3第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇-4第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-7第五部分齒輪的設(shè)計(jì)-8第六部分傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)-17第七部分鍵連接的選擇及校核計(jì)算-20第八部分減速器及其附件的設(shè)計(jì)-22第九部分潤(rùn)滑與密封 -24設(shè)計(jì)小結(jié) -25參考文獻(xiàn)2第一部分課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題:設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷變化不大,空載起動(dòng)，卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失）,

2、減速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年），2班制工作，運(yùn)輸容許速度誤差為5,車間有三相交流,電壓380/220V。二。設(shè)計(jì)要求：1。減速器裝配圖一張（A1或A0）。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3或A2）。3。設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份。三.設(shè)計(jì)步驟：1 。傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2 .電動(dòng)機(jī)的選擇確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3 。4 .計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5 .齒輪的設(shè)計(jì)6 。滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)7 .鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9 。潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1 .組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成2 .特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均

3、勻，要求軸有較大的剛度.3 .確定傳動(dòng)方案：考慮到總傳動(dòng)比不大，確定其傳動(dòng)方案如下:圖一：傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如：傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開(kāi)式）.計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率a:a=00983X0。972X0。99X0。96=0.841為軸承的效率，2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率，3為聯(lián)軸器的效率，4為滾筒的效率（包括滾筒和對(duì)應(yīng)軸承的效率）。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=1。4m/s工作機(jī)的功率pw:pw=錯(cuò)誤!3.64KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：pd=錯(cuò)誤!4。33KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為：n=錯(cuò)誤!121。6r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)

4、比合理范圍，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比ia=840,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=iaXn=（8x40）x121。6=972.84864r/min.綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132S4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5。5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1440/121.6=11.8（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為：i12=錯(cuò)誤!則低速級(jí)的傳動(dòng)比為：i

5、23=錯(cuò)誤!2。91第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（ 1）各軸轉(zhuǎn)速:nI=nm=1440=1440r/minnII=nI/i12=1440/4.06=354。7r/minnIII=nII/i23=354。7/2.91=121。9r/minniv=niii=121.9r/min（ 2）各軸輸入功率：Pi=PdX=4.33X0.99=4。29KWPiii = Pii 義Pii=Pix=4.29X0.98X0。97=4。08KW=4.08X0.98X0097=3。88KWPiv=Piii義=3。88X0098X0099=4。08KW則各軸的輸出功率：)Pi=PiX0.98=4。2KW'

6、一一一Pii=PiiX0.98=4KW)Piii=PiiiX0。98=3.8KWPiv'=PivX0.98=4KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩：Ti=TdX電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩：Td=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤!28.7Nm所以：Ti=TdX=28.7X0.99=28。4NmTii=TiXi12X=28.4X4.06X0。98X0o97=109.6NmTiii=Tiixi23X=109。6X2.91X0.98X0.97=303.2NmTiv=TiiiX=303。2X0.98X0.99=294.2Nm輸出轉(zhuǎn)矩為:Ti=TiX0。98=27.8NmTii=TiiX0O98=107。4Nm-_Tiii=TiiiX0。

7、98=297.1NmTiv'=TivX0.98=288.3Nm第五部分齒輪的設(shè)計(jì)(一)高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開(kāi)線斜齒輪。1 )材料：高速級(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW.高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW取小齒齒數(shù)：Zi=21,WJ:Z2=ii2XZi=4。06X21=85。26取：Z2=852 )初選螺旋角：=150。2初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：錯(cuò)誤！確定各參數(shù)的值：1)試選Kt=2.52) )T1=28。4Nm3

8、) 選取齒寬系數(shù)d=14) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8VMPa5) 由圖815查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Zh=2。426) 由式8-3得：=1。88-3。2X(1/Z1+1/Z2)Xcos=1.88-3。2X(1/21+1/85)Xcos15°=1.632=00318dZitan=0。318X1x21xtanl5°=1。798)由式8-19得:Z錯(cuò)誤!錯(cuò)誤!錯(cuò)誤!=0.7839)由式821得：Z=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=0.9810)查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:Hlim1=650MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：Hlim2=530MPa。11) )計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小

9、齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60X1440X1乂8X300X2X8=3.32X109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=3。32X109/4.06=8.17X10812) 由圖819查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0。86，KHN2=0。8913) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得：h1=錯(cuò)誤！=0086X650=559MPah2=錯(cuò)誤！=0089X530=471。7MPa許用接觸應(yīng)力:H=(H1+H2)/2=(559+471。7)/2=515。35MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=44.2mm4 修正計(jì)算結(jié)果：m

10、n=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=2。03mm取為標(biāo)準(zhǔn)值：2。 5 mm。2 ) 中心距：a = 錯(cuò)誤 ! = 錯(cuò)誤 ! = 137。 2 mm3)螺旋角：=arccos昔誤！ = arccoS昔誤！ = 1504)計(jì)算齒輪參數(shù)：d1=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=54mmd2=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=220mmb=6dxdi=54mmb圓整為整數(shù)為:b=54mm.5)計(jì)算圓周速度v:v=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=4。07m/s8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。6)同前,ZE=189。8錯(cuò)誤！。由圖815查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:ZH=2.42。7)由式83得：=1。883.2X(I/Z1+I/Z2)Xcos=1o88-3.2X(1/21+1/85

11、)Xcosi5D=1.63284得：=0.318dZ1tan=0.318X1X21Xtan15°=1。7910),取:Z錯(cuò)誤!錯(cuò)誤!錯(cuò)誤!=0.78311)由式821得:Z=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=0。9812 )由表8-2查得系數(shù)：KA=1,由圖8-6查得系數(shù)：KV=1.1。13 )Ft=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=1051。9N錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=19.5100Nmm14 )由tant=tann/cos得:t=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos150)=20。7015 )由式8-17得：cosb=coscosn/cost=cos15cos20/cos20.7=0。971

12、6 )由表8-3得：KH=KF=/cos2b=1。632/0。972=1。7317 )由表8-4得：Khd2+0。61X103b=1。3618 )K=KaKvKhKh=1X1.1X1。73X1。36=2。5919 )計(jì)算d1：d1>錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤!=44。1mm實(shí)際d1=54>44.1所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：ZV1=Z1/cos3=21/cos3150=23。3ZV2=Z2/cos3=85/cos3150=94.32)V=1.883.2X(1/Zvi+1/Zv2)cos=1.883.2X(1/23.3+1/94。3)Xcosl50

13、=1。6513) 由式825得重合度系數(shù)：Y=0.25+0。75cos2b/V=0.684) 由圖826和=1。79查得螺旋角系數(shù)Y=0。875)錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=3。08前已求得:KH=1。73<3.08，故?。篕F=1。736)錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=9。6且前已求得:KH=1.36,由圖8-12查得：KF=1.337) )K=KaKvKfKf=1X1.1X1.73X1.33=2.538) 由圖817、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1=2。66YFa2=2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1=1。59YSa2=1.89) 由圖822c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極

14、限為：Flim1=500MPaFlim2=380MPa10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=3。32X10911) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：Kfn1=0.82Kfn2=0.8512) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1。3，由式815得：F1=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=315.4F2=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=248.5錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=0.01341錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=0。01601大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤!=1。37mm1。37W2.5所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下:大小齒輪分度圓直徑：d1=54mmd2=220mmb=dXdi=54mmb圓

15、整為整數(shù)為：b=54mm圓整的大小齒輪寬度為：b1=59mmb2=54mm中心距：a=137mm,模數(shù)：m=2。5mm（二）低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開(kāi)線斜齒輪.1）材料：高速級(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW取小齒齒數(shù)：Z3=24，則:Z4=i23XZ3=2.91X24=69.84?。篫4=702）初選螺旋角：=130。2初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì):錯(cuò)誤!確定各參數(shù)的值：1) )試選Kt=2。52

16、) T2=109.6Nm3) 選取齒寬系數(shù)d=14) )由表85查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8錯(cuò)誤!5) 由圖815查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.456) )由式8-3得：=1088-3.2X(1/Z3+1/Z4)Xcos=1。883.2X(1/24+1/70)Xcos130=1。6327) 由式8-4得：=0o318dZ3tan=0.318X1X24Xtan130=1.768)由式8-19得:Z錯(cuò)誤！錯(cuò)誤！錯(cuò)誤！=007839) )由式821得：Z=cos0=,cos13=0.9910) )查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：Hiimi=650MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：Hiim2=53

17、0MPa。11) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60X354。7X1X8X300X2X8=8。17X108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N3/u=8。17X108/2.91=2。81X10812) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：Khn3=0089,Khn4=0。9113) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得：h3=錯(cuò)誤！=0。89X650=578.5MPah4=錯(cuò)誤！=0.91X530=482。3MPa許用接觸應(yīng)力：h=(h3+h4)/2=(578.5+482.3)/2=530。4MPa3設(shè)計(jì)計(jì)算：小齒輪的分度圓直徑：d3t：錯(cuò)

18、誤！=錯(cuò)誤！=70.3mm4修正計(jì)算結(jié)果：1)確定模數(shù):mn=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=2.85mm取為標(biāo)準(zhǔn)值：3mm。2) )中心距：a=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=144.7mm3) 螺旋角：=arccoS音誤!=arccoS昔誤!=1304) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d3=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=74mmd4=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=216mmb=(|)dxd3=74mmb圓整為整數(shù)為：b=74mm。5) 計(jì)算圓周速度v:v=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=1。37m/s由表88選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。6) )同前，Ze=189.8VMPa.由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為：Zh=2.45。7) )由式8-3得：=1.883.2X(1/Z3+1/Z4)

19、Xcos=1.883。2X(1/24+1/70)Xcos130=1。6578) 由式84得：=0。318dZ3tan=0.318X1X24Xtan130=1.769) )10) 同前，取:Z錯(cuò)誤！錯(cuò)誤！錯(cuò)誤！=0.77711) 由式8-21得：Z=JcosB=錯(cuò)誤！=009912) )由表82查得系數(shù)：Ka=1,由圖8-6查得系數(shù)：Kv=1。1.13) Ft=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=2962。2N錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=40<100Nmm14) 由tant=tann/cos得：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos13°)=20.5015) )由式8-17得：

20、cosb=coscosn/cost=cos13cos20/cos20.5=09816) 由表83得：Kh=Kf=/cos2b=1.657/00982=1。7317) 由表8-4得：Khd2+0.61X103b=1。3818) )K=KaKvKhKh=1X1.1X1。73X1.38=2.6319) 計(jì)算d3：d3>錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=70.6mm實(shí)際d3=74>70o6所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：1 )當(dāng)量齒數(shù)：ZV3=Z3/cos3=24/cos3130=25。9ZV4=Z4/cos3=70/cos3130=75。72 )V=1.88-

21、3.2X(1/ZV3+1/ZV4)cos=1.88-3。2X(1/25.9+1/75。7)Xcos130=1。673 )由式825得重合度系數(shù)：Y=0。25+0.75cos2b/V=0.684 )由圖8-26和=1。76查得螺旋角系數(shù)Y=0。895 )錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=3。03前已求得：KH=1.73<3。03，故?。篕F=1.736 )錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=10.96且前已求得：KH=1。38，由圖8-12查得:KF=1。357 )K=KaKvKfKf=1X1。1X1。73X1.35=2.578 )由圖817、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3=2.61YFa4=2

22、。24應(yīng)力校正系數(shù):YSa3=1。61YSa4=1。779 )由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：flim3=500MPaflim4=380MPa10 )同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=8。17X108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=2。81X108KFN3=0.85KFN4=0.8712)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1。3，由式8-15得：F3=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=326.9F4=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=254。3錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=0。01285錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=0。01559大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式823校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤!=1。98mm1.9803所以強(qiáng)度

23、足夠.(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3=74mmd4=216mmb=dXd3=74mmb圓整為整數(shù)為：b=74mm圓整的大小齒輪寬度為:b3=79mmb4=74mm中心距：a=145mm,模數(shù)：m=3mm第六部分傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)I軸的設(shè)計(jì)1輸入軸上的功率Pi、轉(zhuǎn)速ni和轉(zhuǎn)矩Ti：P1=4。29KWn1=1440r/minT1=28。4Nm2 求作用在齒輪上的力：已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：di=54mm則:Ft=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=i05i。9NFr=FtX錯(cuò)誤!=1051.9X錯(cuò)誤！=396。4NFa=Fttan=1051.9Xtanl5D=281.7N3 初步

24、確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）,根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表153，取A0=112,得：dmin=AoX錯(cuò)誤！=112X錯(cuò)誤！=16。1mm輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處&2,所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào),聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：Tca=KAT1,查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA=1.2，則:Tca=KaT1=1。2X28.4=34。1Nm由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20mm，軸孔長(zhǎng)度38mm,則:d12=20mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12=36mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定

25、位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D=30mm,左端用軸肩定位，故取IIIII段軸直徑為：d23=23mm。右端距箱體壁距離為20,取:l23=35mm.4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度:初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端IIIIV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取：d34=d78=25mm;因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dXDXT=25X52X16.25mm,軸承右端采用擋油環(huán)定位，?。?34=16.25mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h=3mm,故?。篸

26、45=d67=31mm.齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于：di02d56,所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以：156=59mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:167=s+a=10+8=18mm145=b3+c+a+s=79+12+10+8=109mm178=T=16。25mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a=13.5mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=（B1/2+16。25+109-13.5）mm=141。2mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=（B1/2+18+16。2513。5）mm=50。2mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反

27、力（見(jiàn)圖b）：FNH1=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=275.9NFNH2=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=776N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=143。7NFNV2=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=252.7N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：Mh=FnhiL2=275。9X141.2Nmm=38957Nmm截面C處的垂直彎矩：Mvi=FnviL2=143。7X141。2Nmm=20290NmmMv2=FNV2L3=-252。7X50。2Nmm=-12686Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=錯(cuò)誤!=43924NmmM2=錯(cuò)誤!=40971Nmm作合成彎矩

28、圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核.根據(jù)公式（144），取=0。6，則有：ca=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!MPa=3 MPa< = 60 MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W寸，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:FNV：FNH2FNH2FNV1II軸的設(shè)計(jì)1求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2=4。08KWn2=354.7r/minT2=109。6Nm2 求作用在齒輪上的力：已知高速級(jí)大齒輪的分度圓

29、直徑為：d2=220mm則:Ft=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=996。4NFr=FtX錯(cuò)誤！=996。4X錯(cuò)誤！=375。4NFa=Fttan=996。4Xtanl50=266.8N已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=74mm則：Ft=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=2962.2NFr=FtX錯(cuò)誤！=2962。2X錯(cuò)誤！=1106.5NFa=Fttan=2962.2Xtan130=683。5N3 確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）,根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，?。篈0=107，得：dmin=AoX錯(cuò)誤！=107X錯(cuò)誤！=24。2mm中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d

30、12和d67,選定軸承型號(hào)為：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dXDXT=25X52X16.25mm,WJ:d12=d67=25mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23=30mm,由于安裝齒輪處的軸段長(zhǎng)度應(yīng)略小于輪轂長(zhǎng)度，貝U:123=52mm,軸肩高度：h=0。07d=0.07X30=2.1mm,軸肩寬度：b>1o4h=1.4X2。1=2.94mm,所以：d34=d56=35mm,134=14。5mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45=74mm,145=79mm,則：112=T2+s+a+2。5+2=38.75mm156=1

31、03=7mm167=T2+s+a156=16.25+8+107=27.25mm4軸的受力分析和校核：1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a=13。5mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=（54/2-2+38.75-13.5）mm=50.2mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=（54/2+14.5+b3/2）mm=81mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=（b3/2+7+27。25-13。5）mm=60。2mm2）計(jì)算軸的支反力：_ 996。4X (81+60.2) +2962。2X60。2=50.2+81+60。21666。 8 N錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！ = 2291。8

32、N水平面支反力（見(jiàn)圖b）:Ft1（L2+L3）+Ft2L3Fnhi=L1+L2+L3FNH2=垂直面支反力（見(jiàn)圖d）:Fnvi=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=214。4NFNV2=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=945。5N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：Mhi=FnhiLi=1666。8X50。2Nmm=83673NmmMh2=Fnh2L3=2291.8X60。2Nmm=137966Nmm截面B、C處的垂直彎矩：Mvi=FnviLi=214.4X50.2Nmm=10763NmmMv2=Fnv2L3=-945.5X60。2Nmm=-56919Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）0截面

33、B、C處的合成彎矩：M1=錯(cuò)誤！=84362NmmM2=Nm2，H2+m2，V2=149246Nmm作合成彎矩圖（圖f）.4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（144），取=006,則有：ca=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！MPa=39.6MPa<=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算WM,忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:1求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3=3.88KWn3=121.9r/minT3

34、=303。2Nm2 求作用在齒輪上的力:已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d4=216mm則:Ft=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=2807。4NFr=Ftx錯(cuò)誤！=2807.4X錯(cuò)誤！=1048。7NFa=Fttan=2807。4Xtan130=647.8N3 初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取:A0=112,得:dmin=A0X錯(cuò)誤！=112X錯(cuò)誤！=35.5mm輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處di2,所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào),聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：Tca=KaT3,查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取:KA=

35、1。2,則:Tca=KaT3=1。2X303.2=363。8Nm由于鍵槽將軸徑增大4，選取聯(lián)軸器型號(hào)為：LT7型,其尺寸為：內(nèi)孔直徑40mm，軸孔長(zhǎng)度84mm，則:d12=40mm,為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12=82mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D=50mm，左端用軸肩定位,故取II-III段軸直徑為：d23=43mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度：初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34=d78=45mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30209型單列

36、圓錐滾子軸承，其尺寸為：dXDXT=45mmX85mmX20。75mm。由軸承樣本查得30209型軸承的定位軸肩高度為：h=3。5 mm,故取：d45=52mm.軸承端蓋的總寬度為：20mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l=20mm，l23=35mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4=52mm,所以：d67=52mm,為使齒輪定位可靠取：167=72mm,齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h>0。07d=0.07X52=3。64mm,軸肩寬度：b>1。4h=1.4x3.64=5。1mm,所以：d56=60mm,156=10mm；齒輪的左端與

37、軸承之間采用套筒定位，則:134=T3=20.75mm145=B2+a+s+5+c+2.5-156=54+10+8+5+12+2。510=81。5mm178=T3+s+a+2。5+2=20.75+8+10+2.5+2=43.25mm5軸的受力分析和校核：1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）：根據(jù)30209圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a=20mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=（74/2+10+81。5+20。75-20）mm=129.2mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=（74/22+43。25-20）mm=58.2mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）:FNH1=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=871.9NFNH2=錯(cuò)誤!=錯(cuò)

38、誤!=1935。5N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=699NFNV2=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=349。7N3） 計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩：Mh=FNH1L2=871。9X129。2Nmm=112649Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=Fnv1L2=699X129.2Nmm=90311NmmMv2=FNV2L3=349。7X58.2Nmm=-20353Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）.截面C處的合成彎矩：M1=錯(cuò)誤!=144381NmmM2=錯(cuò)誤!=114473Nmm作合成彎矩圖（圖f）.4） 作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)

39、度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（144），取=0。6，則有：ca=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!=錯(cuò)誤!MPa=16.5MPa<=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W寸，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1輸入軸鍵計(jì)算：校核大帶輪處的鍵連接:該處選用普通平鍵尺寸為：bxhxi=6mmx6mmx32mm,接觸長(zhǎng)度：l=32-6=26mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=0.25hldf=0.25X6X26X20X120/1000=93.6Nm

40、T>Ti,故鍵滿足強(qiáng)度要求.2 中間軸鍵計(jì)算：校核高速大齒輪處的鍵連接:該處選用普通平鍵尺寸為：bxhxi=8mmX7mmX45mm,接觸長(zhǎng)度：l=458=37mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:）T=0.25hld曰=0.25X7X37X30X120/1000=2331NmT>T2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。3 輸出軸鍵計(jì)算：（ 1） 校核低速大齒輪處的鍵連接:該處選用普通平鍵尺寸為：bxhxl=16mmx10mmX63mm,接觸長(zhǎng)度:l=63-16=47mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：）T=0.25hldf=0.25X10X47X52X120/1000=733=2NmTT3,故鍵滿足強(qiáng)度要

41、求。（ 2） 校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bxhxl=12mmx8mmx70mm,接觸長(zhǎng)度：l=7012=58mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldf=0O25X8X58X40X120/1000=556.8NmT>T3,故鍵滿足強(qiáng)度要求.第八部分軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命:Lh=8X2X8X300=38400h1輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算：(1) 1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P：因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X396。4+0X281.7=396.4N(

42、2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為：C=P錯(cuò)誤！=396。4X錯(cuò)誤！=4523N(3) 選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇：30205軸承，Cr=32.2KN,由課本式11-3有:Lh=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=2。65X107>Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2中間軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算：(1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P：因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表125查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X1106.5+0X683.5=1106.5N(2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為：C=P錯(cuò)誤！=1106.5X錯(cuò)誤！=8290N(3)選擇軸承型號(hào):查課本表11-5,選擇：30205軸承，Cr=32。2KN,由課本式113有：Lh=錯(cuò)誤！=錯(cuò)誤！=3.52X106>Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P：因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X1048.7+0X647。8=1048。7N(2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為：C=P錯(cuò)誤！=1048。7X錯(cuò)誤！=5701N( 3) 選擇軸承型號(hào):查課本表1