二級圓柱齒輪減速器(展開式)說明書

1、第一章第一章 設(shè)計任務(wù)書設(shè)計任務(wù)書. 第二章第二章 電動機的選擇電動機的選擇. 1、電動機類型選擇：. 2、電動機功率選擇. 3、確定電動機轉(zhuǎn)速:. 4、選擇電動機型號. 第三章第三章 計算總傳動比及傳動比分配計算總傳動比及傳動比分配. 1、總傳動比. 2、傳動裝置傳動比分配. 第四章第四章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算. 1、各軸的轉(zhuǎn)速計算：. 2、各軸的輸入功率計算：. 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算：. 第五章第五章 傳動零件的設(shè)計計算傳動零件的設(shè)計計算. 1、V 帶傳動的設(shè)計. 2、高速級齒輪傳動的設(shè)計計算. 3、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算. 4、高速軸的設(shè)計.

2、5、中間軸的設(shè)計. 6、低速軸的設(shè)計. 第六章第六章 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算. 第七章第七章 參考文獻參考文獻. 第一章第一章 設(shè)計任務(wù)書設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計帶式運輸機傳動裝置 1.工作條件：折舊期 10 年，5 年一次大修；工作為 兩班制，連續(xù)單項運轉(zhuǎn)；載荷變化不大；環(huán)境灰塵較大。 F=4200N V=0.85m/s 2.原始數(shù)據(jù)： 輸送帶工作拉力 F=4200； 輸送帶速度 V=0.85m/s； 卷筒直徑 D=360mm 3軸 2軸 1軸 聯(lián)軸器 卷筒 減速器 V帶 電動機 第二章第二章 電動機的選擇電動機的選擇 1、電動機類型選擇： 電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用 Y

3、系列 三相異步電動機。 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總效率： 設(shè)分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪 54321 、 傳動（設(shè)齒輪精度為 8 級） 、滾動軸承、滾筒、帶傳動的 效率，由表 2-2 查得，99 . 0 1 ，則傳97 . 0 2 98 . 0 3 96 . 0 4 95. 0 5 動裝置的總效率為 784 . 0 95. 096 . 0 98 . 0 97 . 0 99 . 0 42 54 4 3 2 21 （2）工作機需要的有效功率： kWkW VF P ww 554 . 4 784 . 0 1000 85 . 0 4200 1000 總 總 3、確定電動機轉(zhuǎn)速: D=360m

4、m 784. 0 kWP554 . 4 總 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： min/117.45 360 85 . 0 100060100060 r D v n 滾筒 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 ，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比，42 1 i408 2 i 則總傳動比合理范圍為，電動機轉(zhuǎn)速的可16016 a i 選范圍為 min/117.45)16016( rnin ad min/)72.7218872.721(r 4、選擇電動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和 帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y132M2-6 的三相 異步電動機，額定功率為 5.5，滿載轉(zhuǎn)速kW

5、，同步轉(zhuǎn)速。min/960rnmmin/1000r 該電動機的中心高 132，軸外伸段軸徑為 38mm ，軸外伸段長度為 80。mmmm 第三章第三章 計算總傳動比及傳動比分配計算總傳動比及傳動比分配 1、總傳動比： 278.21 117.45 960 滾筒 電動機 總 n n i 2、傳動裝置傳動比分配 根據(jù)表 2-3，取帶傳動的傳動比，則減速器的3 3 i 總傳動比為093 . 7 3/278.21i 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 037 . 3 093 . 7 3 . 13 . 1 1 ii min/117.45rn 滾筒 電動機型號 Y132M2-6 21.278 總 i 低速級

6、的傳動比為 336 . 2 037 . 3 /093 . 7 / 12 iii 第四章第四章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 1、各軸的轉(zhuǎn)速計算： min/320min/)3/960(/ 31 rrinn m min/367.105min/)037 . 3 /320(/ 112 rrinn min/103.45min/)336 . 2 /367.105(/ 223 rrinn 2、各軸的輸入功率計算： kWkWPP d 326 . 4 )95 . 0 554 . 4 ( 51 kWkWPP113 . 4 )98 . 0 97 . 0 326 . 4 ( 3212

7、kWkWPP910 . 3 )98 . 0 97 . 0 113 . 4 ( 3223 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算： mNmNnPT 104.129 320 326 . 4 9550 9550 111 mNmNnPT 784.372 367.105 113 . 4 9550 9550 222 mNmNnPT 894.827 103.45 910 . 3 9550 9550 333 運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果加以匯總，列出表如下： 項目電動機軸高速軸中間軸低速軸 轉(zhuǎn)速 （）min/r 960320105.36745.103 093 . 7 i 3 3 i 3037 1 i 336 . 2 2 i mi

8、n/320 1 rn min/367.105 2 rn min/103.45 3 rn kWP326 . 4 1 kWP113 . 4 2 kWP910 . 3 3 第五章第五章 傳動零件的設(shè)計計算傳動零件的設(shè)計計算 1、V 帶傳動的設(shè)計 （1）確定計算功率 由1表8-7查得，當(dāng)工作于題中所給條件時，工作系 數(shù)，則1 . 1 A K kWkWPKP AC 05 . 6 )5 . 51 . 1 ( 0 （2）選擇 V 帶型號 根據(jù)，由圖8-111初步選用 B 型帶。kWPC05 . 6 （3）選取帶輪基準(zhǔn)直徑 d d 由1表8-6和表8-8選取小帶輪基準(zhǔn)直徑，mmdd132 1 則大帶輪基準(zhǔn)直徑

9、 132dd did mmmm3961323 （4）驗算帶速 v smsm nd v md /632 . 6 / 100060 960132 100060 1 在范圍內(nèi)，帶能夠充分發(fā)揮。sm/305V （5）確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度 d L 在范圍內(nèi)，即：)(2)(7 . 0 21021dddd ddadd 范圍內(nèi)初定中心距，所1056 6 . 369 0 amma500 0 以帶長 0 2 12 2100 4 )( )( 2 2 a dd ddaL dd ddd 功率()Kw5.54.3264.1133.910 轉(zhuǎn)矩()mN /129.104372.784827.894 傳動比 33.

10、0372.336 mNT104.129 1 mNT784.372 2 mNT894.827 3 kWPC05 . 6 mm 5004 )132396( )396132( 2 5002 2 mm808.1863 查表8-21選取 B 型帶的基準(zhǔn)長度。mmLd1800 得實際中心距 mm LL aa dd ) 2 808.18631800 500( 2 0 0 mm904.531 mmLaa mmLaa d d 904.58503 . 0 904.504015 . 0 max min （6）驗算小帶輪上的包角 1 a dd dd 3 . 57 )(180 121 120150 904.531 3

11、. 57 )132396(180 所以，包角合適。 （7）確定 v 帶的根數(shù) z 因為，帶速mmdd132 1 min/960 0 rn ，傳動比,smv/632 . 6 3i 查表8-4a1和表8-4b1，用插值法得單根 v 帶所能傳 遞的功率，功率增量，查表kWP845 . 1 0 kWP303 . 0 0 8-51得包角修正系數(shù)，帶長修正系數(shù)，92. 0 K95 . 0 l K 則由公式得： 223 . 3 95 . 0 92 . 0 )303 . 0 845. 1 ( 05 . 6 )( 00 l A r ca KKPP PK P P z 故選4根帶。 （8）確定帶的初拉力 0 F m

12、mdd132 1 mmdd396 2 smv/632. 6 mmLd1800 mma904.531 150 1 單根普通帶張緊后的初拉力為 2 min0 )5 . 2( 500)(qv zvK PK F ca N 2 632 . 6 18 . 0 632 . 6 492 . 0 05 . 6 )92 . 0 5 . 2( 500 N025.203 （9）計算帶輪所受壓力 Q F 利用公式 2 sin2 1 0 zFFQ 得 NFQ) 2 150 sin025.20342( N857.1568 2、高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按以上的傳動方案，選用直齒

13、圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用 8 級精度 （GB 10095-88） 。 3) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損 并兼顧到經(jīng)濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用 合金鋼，熱處理均為調(diào)質(zhì)處理且大、小齒輪的齒面硬度 分別為 240HBS,280HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為24 1 z ，取。728.7924037 . 3 2z73 2 z （2）按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行試算，即 3 2 1 1 )( 1 32. 2 H E d t Z u uKT d 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)3 . 1

14、t K 223 . 3 z NF025.203 min0 NFQ857.1568 2) 由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩 mNmN n P T 104.129 320 326 . 4 10 5 . 95 1055 . 9 2 1 1 6 1 3) 選取齒寬系數(shù)1d 4) 材料的彈性影響系數(shù) 2 1 8 . 189 MPaZE 5) 小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa H 600 1lim 。MPa H 550 2lim 6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 11 10382 . 1 )10300122(132060 60 h jLnN 8 9 2 10552 . 4 037 . 3 103

15、82 . 1 N 7）查圖 10-191得，接觸疲勞壽命系數(shù) ， 92 . 0 1 HN K95 . 0 2 HN K 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S=1，得： MPaMPa S K HHN H 552 1 )60092 . 0 ( 1lim1 1 MPaMPa S K HNH H 5 .522 1 )55095 . 0 ( 2lim2 2 計算： 1) 帶入中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑 H 的最小值為 t d1 3 2 1 1 )( 1 32.2 H E d t Z u u TK d 24 1 z 73 2 z 3 . 1 t K mNT104.129 1 1d 2 1 8 .

16、 189 MPaZE MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 9 1 10382 . 1 N 8 2 10552 . 4 N 92 . 0 1 HN K mm 5 .522 8 .189 037 . 3 037 . 4 1 1029104 . 1 3 . 1 32 . 2 3 2 5 mm635.71 2) 圓周速度： smsm nd v t /2/ 100060 320635.71 100060 11 3) 計算齒寬： mmmmdb td 635.71)635.711 ( 1 4)計算齒寬與齒高之比： h b 模數(shù): mmmm Z d m t t 985. 2 24 63

17、5.71 1 1 齒高: mmmmmh t 716 . 6 )985 . 2 25 . 2 (25 . 2 666.10 716 . 6 635.71 h b 5)計算載荷系數(shù)： 根據(jù) ,8 級精度，查圖 10-81得動載系數(shù)smv/2 12. 1 v K 對于直齒輪 ，1 FH KK 查表 10-21得使用系數(shù)1 A K 查表 10-41，用插值法得 8 級精度小齒輪非對稱布置 時，460. 1 H K 由，可查得 666.10 h b 460. 1 H K40 . 1 F K 故載荷系數(shù) HHVA KKKKK 635 . 1 460. 1112 . 1 1 95 . 0 2 HN K MP

18、a H 552 1 MPa H 5 . 522 2 mmd t 635.71 1 smv/2 mmb635.71 mmmt985 . 2 666.10 h b 12 . 1 v K 6)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑: 3 11 t t K K dd mmmm324.77) 3 . 1 635 . 1 635.71( 3 7） 計算模數(shù)： mmmm z d m221 . 3 24 324.77 1 1 （3）按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度設(shè)計公式為 3 )( 2 2 1 1 F SaFa d YY z KT m 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 查1圖 10-20c，得小齒輪的彎曲疲勞強度極 限大齒

19、輪的彎曲疲勞強度極限MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 2) 查1圖 10-18 得彎曲疲勞壽命系數(shù) 88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力. 取彎曲疲勞安全系數(shù),得4 . 1s MPaMP S K MPaMP S K FEFN F FEFN F 857.238a 4 . 1 38088 . 0 571.303a 4 . 1 50085 . 0 22 2 11 1 4) 計算載荷系數(shù) K. 568. 140 . 1 112. 11 FFVA KKKKK 5) 查表 10-51得齒形系數(shù). 查表得 ,65. 2 1 Fa Y23 . 2 2

20、 Fa Y 6) 查表 10-51得應(yīng)力校正系數(shù). 查表得, 58 . 1 1 Sa Y76. 1 2 Sa Y 7) 計算大、小齒輪的并加以比較 F SaFaY Y 1 FH KK 1 A K 460 . 1 H K 635 . 1 K mmd324.77 1 mmm221 . 3 MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 85 . 0 1 FN K 88 . 0 2 FN K MPa F 571.303 1 016450 . 0 857.238 77. 122 . 2 013792 . 0 571.303 58. 165. 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY

21、 YY 設(shè)計計算 mm016450 . 0 241 1029104 . 1 635 . 1 2 3 2 5 m mm293 . 2 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的 m 大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲 勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù) 的成積)有關(guān),可取彎曲強度算得的模數(shù) 2.293，并接近圓 整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強度算得的分度圓直徑5 . 2m 。mmd324.77 1 算出小齒輪齒數(shù) 929.30 5 . 2 324.77 1 1 m d z 取，則大齒輪齒數(shù)，31 1 z147.94037 .

22、 3 31 2 z 取.95 2 z 這樣設(shè)計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強 度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費. （4）幾何尺寸計算 1） 分度圓直徑： mmmmmzd mmmmmzd 5 . 237)955 . 2( 5 . 77)315 . 2( 22 11 2）中心距： mmmm dd a 5 . 157 2 5 . 237 5 . 77 2 21 3）齒輪寬度： mmmmdb d 5 . 77) 5 . 771 ( 1 取,mmB 5 . 77 2 mmB 5 . 82 1 MPa F 857.238 2 568 . 1 K 65 . 2 1 Fa Y 23

23、. 2 2 Fa Y 58 . 1 1 Sa Y 76 . 1 2 Sa Y 016450 . 0 013792 . 0 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY mm293 . 2 m 31 1 z 95 2 z 3、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用 8 級精度 （GB 10095-88） 。 3) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損 并兼顧到經(jīng)濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用 合金鋼，熱處理均為調(diào)質(zhì)處理且大、小齒輪的齒面硬度 分別為 240

24、HBS,280HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為24 1 z ，取。344.6124556 . 2 2 z62 2 z （2）按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行試算，即 3 2 1 1 )( 1 32 . 2 H E d t Z u uKT d 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)3 . 1 t K 2）由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩 mNmN n P T 784.372 367.105 113. 495509550 2 2 2 3）查表及其圖選取齒寬系數(shù)1d 4）材料的彈性影響系數(shù) 2 1 8 . 189 MPaZE 5）按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度

25、極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa H 600 1lim 。MPa H 550 2lim 6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) )10300122(1367.1056060 21 h jLnN 8 10551 . 4 mmd mmd 5 . 237 5 .77 2 1 mma 5 . 157 mmB5 .82 1 mmB 5 . 77 2 24 1 z 62 2 z 3 . 1 t K mNT784.372 2 8 8 2 10948 . 1 336 . 2 10551 . 4 N 7）查圖 10-191得，接觸疲勞壽命系數(shù)，98 . 0 1 HN K 95 . 0 2 HN K 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力

26、 取安全系數(shù) S=1，得： MPaMPa S K HHN H 588 1 )60098 . 0 ( 1lim1 1 MPaMPa S K HNH H 5 . 522 1 55095. 0 2lim2 2 （2） 計算： 1) 帶入中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的 H 最小值為 3 2 1 1 )( 1 32 . 2 H E d t Z u uKT d mm 5 . 522 8 . 189 336 . 2 336. 3 1 1029104 . 1 3 . 1 32 . 2 3 2 5 mm391.87 2）圓周速度： sm sm nd v t /482 . 0 / 100060 367.105

27、391.87 100060 21 3）計算齒寬： mmmmdb td 391.87)391.871 ( 1 4)計算齒寬與齒高之比： h b 1d 2 1 8 . 189 MPaZE MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 8 1 10551. 4N 8 2 10948. 1N 98 . 0 1 HN K 95 . 0 2 HN K MPa H 588 1 MPa H 5 . 522 2 模數(shù): mmmm Z d m t t 641 . 3 24 391.87 1 1 齒高: mmmmmh t 192 . 8 )641 . 3 25 . 2 (25 . 2 668.10 1

28、92 . 8 391.87 h b 5)計算載荷系數(shù)： 根據(jù) ,8 級精度，查圖 10-81得動載smv/482 . 0 系數(shù) 05. 1 v K 對于直齒輪 1 FH KK 查表 10-21得使用系數(shù)1 A K 查表 10-41，用插值法得 8 級精度小齒輪非對稱布置 時，471 . 1 H K 由，可查得 668.10 h b 471 . 1 H K35 . 1 F K 故載荷系數(shù) HHVA KKKKK 545 . 1 471 . 1 105 . 1 1 6)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑: 3 11 t t K K dd mmmm568.92) 3 . 1 545 . 1 391.87(

29、3 7)計算模數(shù)： mmmm z d m857. 3 24 568.92 1 1 (3)按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度設(shè)計公式為 3 )( 2 2 1 1 F SaFa d YY z KT m 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）查1圖 10-20c，得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 mmd t 391.87 1 smv/482 . 0 mmb391.87 mmmt641 . 3 mmh192 . 8 668.10 h b 05 . 1 v K 1 FH KK 1 A K 471 . 1 H K 35 . 1 F K 545 .

30、1 K 2）查1圖 10-18 得彎曲疲勞壽命系數(shù) 90 . 0 88 . 0 21 FNFN KK， 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力. 取彎曲疲勞安全系數(shù),得4 . 1s MPaMPa S K MPaMPa S K FEFN F FEFN F 286.244 4 . 1 38090 . 0 586.314 4 . 1 50088 . 0 22 2 11 1 4）計算載荷系數(shù) K. 417 . 1 35. 1105 . 1 1 FFVA KKKKK 5）查表 10-51得齒形系數(shù) ,65. 2 1 Fa Y272 . 2 2 Fa Y 6）查表 10-51得應(yīng)力校正系數(shù). , 58 . 1 1 Sa

31、 Y734. 1 2 Sa Y 7）計算大、小齒輪的并加以比較. F SaFaY Y 0175653 . 0 286.244 734 . 1 272 . 2 0133096 . 0 586.314 58 . 1 65 . 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齒輪的數(shù)值大. (1) 設(shè)計計算 mm mmm 182 . 3 0175653 . 0 241 10784.372417 . 1 2 3 2 5 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模 數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模m 數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接 觸疲勞強度所決定的承載

32、能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與 齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強度算得的模數(shù)，并182. 3 mmd568.92 1 mmm857 . 3 MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 88 . 0 1 FN K 90 . 0 2 FN K MPa MPa F F 286.244 586.314 2 1 417 . 1 K 650. 2 1 Fa Y 272 . 2 2 Fa Y 58 . 1 1 Sa Y 734. 1 2 Sa Y 接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強度算得的分度圓直徑4m ,算出小齒輪齒數(shù)mmd568.92 1 142.23 4 568.92 1 1 m d z 取，則大齒輪齒數(shù)，

33、取24 1 z064.56336. 224 2 z .56 2 z 這樣設(shè)計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞 強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪 費. (4)幾何尺寸計算 1)分度圓直徑： mmmmmzd mmmmmzd 224)564( 96)244( 22 11 2)中心距： mmmm dd a160 2 22496 2 21 3)齒輪寬度： mmmmdb d 96)961 ( 1 取,mmB96 2 mmB101 1 4、高速軸的設(shè)計 1）材料：選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理。查表 15-31選取 117 0 A 2）A.各軸段直徑的確定：根據(jù)公式 mmmm n P Ad8

34、72.27 320 326 . 4 117 3 3 1 1 0min 此軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的最小直徑， 為了使所選的軸的直徑與帶輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時 確定帶輪的孔徑。 B.帶輪的孔徑的確定 0175653 . 0 0133096 . 0 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 4m 24 1 z 56 2 z mmd mmd 224 96 2 1 因為，取。mmd872.27 min mmd32 21 C.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 A.為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2 軸段右端要求 制出一軸肩，此段應(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確

35、定，查表 15-82，選用中的毛氈圈， 19974606ZQJB mmd35 故取軸。帶輪與軸配合的轂孔長度32mmd35 32 ，故取。mmL90 1 mml90 21 B.初步選擇滾動軸承。 因為選用的齒輪是直齒輪，故軸承承受的是純的徑向力， 固選用深溝球軸承。 又根據(jù)，選 6208 號軸承。mmd35 32 其尺寸為mmmmmmBDd188040 故，。mmdd40 8743 mml18 43 右側(cè)軸承的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故hd07 . 0 取，則軸環(huán)處的直徑。mmh5mmd50 54 C.取安裝齒輪處的軸段 6-7 的直徑。此軸mmd50 76 段的長度應(yīng)略小于齒輪的寬度，取

36、，齒輪 mml80 76 的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取hd07 . 0 ，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度mmh5 . 3mmd57 65 ，取。hb4 . 1mml12 65 D.軸承端蓋的總寬度為（由減速器和軸承端mm20 蓋的機構(gòu)設(shè)計而定） 。根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加 潤滑脂的要求，取端蓋外端面與帶輪的距離為。mml30 故取。 mml50 32 E.右端滾動軸承與齒輪的右端采用套筒定位，此軸段長應(yīng) 大于軸承寬度，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位 置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離，取，取齒smms8 輪與箱體的內(nèi)壁的距離為，mma16 則。mmBasl42 87 mma160 m

37、mB101 1 mmB96 2 117 0 A mmd872.27 min mmd32 21 mml90 21 mmd35 32 mml50 32 mmd40 43 F.中間軸的總長為（由中間軸各軸段的長度相加mm 5 . 292 所得） ，故 8776654354 5 . 292 lllll mm mm 5 . 140 )42801218 5 . 292( 3）軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 ，由表 6-11查得平鍵的截面mmd32 21 ，mmmmhb810mml70 同理，對于，mmd70 76 mmmmhb1220 。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好的對中mm

38、l70 性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合選。滾動軸承與 67 nH 軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸 公差為。6m 4) 確定軸的的倒角和圓角 參考表 15-21，取軸端倒角為，各軸肩處456 . 1 的圓角半徑均為 R1.6 5）校驗該軸和軸承 作用在齒輪上的圓周力為 ： NN d T Ft 3 . 3339 324.77 10104.12922 3 1 1 徑向力為NNFF tr 406.1215)20tan 3 . 3339(tan 作用在軸 1 帶輪上的外力NFF Q 857.1568 求垂直面的支反力： NNFFF NN ll Fl F VrV r V 332.781)0

39、74.434406.1215( 074.434 5090 406.121550 12 3221 32 1 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： mN mN lFM mN N lFM Vav Vav 067.39 )1090074.434( 067.39 m)1050332.781( 3 211 3 322 mml18 43 mmd50 54 mml 5 . 140 54 mmd57 65 mml12 65 mmd50 76 mml80 76 mmd40 87 mml42 87 求水平面的支承力： 由得 3232211 )( lFllF tH N N FFF N N F ll l F HtH tH 6

40、92.2146 )607.1192 3 . 3339( 607.1192 3 . 3339 5090 50 12 3221 32 1 求水平彎矩，并繪制水平彎矩圖： mN mN lFM mN mN lFM HaH HaH 335.107 )1050692.2146( 335.107 )1090607.1192( 3 322 3 211 求在支點產(chǎn)生的反力：F NNFFF NNF ll l F FF F 567.1770)857.1568710.201( 710.201857.1568 5090 18 12 3221 43 1 求并繪制力產(chǎn)生的彎矩圖F mNmN lFM mNmN lFM FaF

41、 F 154.18)1090710.201( 239.28)1018857.1568( 3 211 3 432 在處產(chǎn)生的彎矩：Fa mNmN lFM FaF 154.18)1090710.201( 3 211 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，將與直接相加。 aF M 22 aHav MM NFt 3 . 3339 NFr406.1215 NF857.1568 NF NF V V 332.781 074.434 2 1 mNM mNM av av 067.39 067.39 NF NF H H 692.2146 607.1192 2 1 mNM mNM aH aH 335.107 335.1

42、07 mN mN MMMM mN mN MMMM aHavaF aHavaFa a 377.132 )335.107067.39154.18( 377.132 )335.107067.39154.18( 22 2 2 22 22 從圖可見，處截面最危險，按扭矩合成應(yīng)力校核軸的mm 強度。進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩 的截面的強度。根據(jù) 2 式（15-5）及第三節(jié)求得的數(shù)據(jù)進 行計算。取，則軸的計算應(yīng)力為 6 . 0 W TM ca 2 2 2 max )( 其中 W0.1d3=0.1603mm3=21600mm3 所以 =Mpa W TM ca 2 2 2 max )( 5

43、2 2 1016 . 2 104.1296 . 0377.132 =7.1MPa 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表115-1 查得 NF NF F F 567.1770 710.201 2 1 mNM mNM aF F 154.18 239.28 2 mNMaF154.18 mNM mNM a a 377.132 377.132 ，故安全。 MPa60 1 ca 1 6）軸承壽命校核 軸承壽命可由式進行校核，查表 13-41 )( 60 106 P t h Pf Cf n L 的，查表 13-61得，查表 12-52得1 t f2 . 1 P f ,取kNC5 .603 按最不利考

44、慮，則有： N N FFFF N N FFFF FHVr FHVr 029.4055 )567.1770692.2146332.781( 856.1470 )710.201607.1192074.434( 22 2 2 2 2 22 22 1 2 1 2 11 則: 年903.13) 2 . 1029.4055 101 5 . 60 ( 32060 10 )( 60 10 3 36 2 6 Pr t h fF Cf n L 所以該軸承符合要求 7）鍵的校核: 根據(jù)，確定 V 帶 mmd32 21 mNT104.129 1 輪選鑄鐵 HT200，由表 6-11手冊查得平鍵的截面 ，mmmmhb8

45、10mml70 校核： MPaMPa hld T 818.28 32708 10104.12944 3 21 1 查表 6-21的， MPaMPa P 6050 P 所以，符合設(shè)計要求。 5、中間軸的設(shè)計 MPa ca 1 . 7 2 . 1 P f NF NF r r 07.4429 088.1508 2 1 1）材料：選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理。查表 15-31選取 112 0 A 2）各軸段直徑的確定：根據(jù)公式 mmmm n P Ad993.37 367.105 113 . 4 112 3 3 2 2 0min 第 1 軸段和第 5 軸段要裝配軸承，查表212-5，選 6209 號軸承 其

46、尺寸為mmmmmmBDd198545 故。mmdd45 6521 mmmml46)118121(16819 21 mmmml5 .45)75 5 . 77(16819 65 第 2 軸段安裝低速級小齒輪，且，取 32 d 21 d ，mmd50 32 mml118 32 第 4 軸段安裝高速級大齒輪，且，取 54 d 65 d ，mmd50 54 mml75 54 第 3 軸段為軸肩，定位兩個齒輪。 ，mmmmdh5 . 35007 . 0 07 . 0 1 取mmd57 43 ，取 mmmmhl9 . 45 . 34 . 14 . 1 1 mml8 43 3）校驗該軸和軸承： mmLmmLm

47、mL835 .104105 321 ， 作用在齒輪上的圓周力為： NN d T F NN d T F t t 334.7766 96 10784.37222 234.3139 5 . 237 10784.37222 3 1 2 3 3 2 2 2 徑向力為 NNFF NNFF tr tr 714.2826)20tan334.7766(tan 588.1142)20tan234.3139(tan 33 22 年903.13 h L 112 0 A mmd993.37 min mmd45 21 mml46 21 求垂直面的支反力： N N FFFF N N LLL LLFLF F rVrV rr

48、V 808.1753 )588.1142682.69714.2826( 682.69 83 5 . 104105 )83 5 . 104(588.114283714.2826 2132 321 32233 1 ）（ 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： mN mN LFLLFM mN mN LFM rVavn VaVm 802.104 10 5 . 104588.1142 ) 5 . 104105(682.69 )( 316 . 7 )10105682.69( 3 22211 3 11 求水平面的支承力： 由得 3232211 )( lFllF tH N N FFFF N N LLL LLFLF F

49、 HttH tt H 561.6753 )007.4152334.7766234.3139( 007.4152 83 5 . 104105 )83 5 . 104(234.313983334.7766 )( 1322 321 32233 1 求水平彎矩，并繪制水平彎矩圖： mN mN LFLLFM mN mN LFM tHaHn HaHm 289.603 10 5 . 104334.7766 ) 5 . 104105(561.6753 960.435 )10105007.4152( 3 23212 3 11 考慮最不利的情況，將與直接相加。 aF M 22 aHav MM mmd50 32 m

50、ml118 32 mmd57 43 mml8 43 mmd50 54 mml75 54 mmd45 65 mml 5 . 45 65 NF NF t t 334.7766 234.3139 3 2 NF NF r r 714.2826 588.1142 3 2 NF NF V V 808.1753 682.69 2 1 mN mN MMM mN mN MMM aHnavnan aHmavmam 324.612 )289.603(802.104 021.436 )960.435)316 . 7 ( 22 22 22 22 求危險截面當(dāng)量彎矩： 從圖可見，處截面最危險，其當(dāng)量彎矩為：（取mm 折合

51、系數(shù)）6 . 0 mN mN TMM mN mN TMM ame ane 934.489 )384.3726 . 0(021.436 )( 814.651 )384.3726 . 0(324.612 )( 22 2 2 2 22 2 2 2 mNM mNM avn aVm 802.104 316 . 7 NF NF H H 561.6753 007.4152 2 1 mNM mNM aHn aHm 289.603 960.435 mNM mNM aHn aHm 324.612 021.436 計算危險截面處軸的直徑： 因為所選材料為 45 號調(diào)質(zhì)鋼，MPa B 650 ，則MPa b 60 1

52、 截面處mm mm M d b e 384.43mm 601 . 0 10934.489 1 . 0 3 3 3 1 由于，所以該軸是安mmdd45 6521 mmd384.43 全的。 4）軸承壽命校核 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承 )( 60 106 P t h Pf Cf n L 主要承受徑向載荷的作用，所以，查表113-4 的 r FP ，查表113-6 得，查表212-5 得1 t f2 . 1 P f ,取kNC5 .603 按最不利考慮，則有： NN FFF NN FFF HVr HVr 567.6977561.6753808.1753 592.4152007.4152)68

53、2.69( 22 2 2 2 22 22 2 1 2 11 則 年492.14) 2 . 1567.6977 101 5 . 60 ( 367.10560 10 )( 60 10 3 36 6 P t h Pf Cf n L 所以該軸承符合要求 5）鍵的校核: 高速級大齒輪和低速級小齒輪的安裝軸徑為 ，由表 6-11查得平鍵的截面：mmd50 ，mmmmhb1016 又，高速級大齒輪的寬度為，選mmB 5 . 77 2 的鍵，mml63 低速級小齒輪的寬度為，選mmB101 2 mNM mNM e e 934.489 814.651 的鍵。mml100 校核： MPaMPa hld T 338

54、.47 506310 10784.37244 3 1 2 1 MPaMPa hld T 823.29 5010010 10784.37244 3 1 2 1 查表 6-21的， MPaMPa P 120100 P 所以，符合設(shè)計要求。 6、低速軸的設(shè)計 1）材料：選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理。查表 15-31選取 112 0 A 2）A.各軸段直徑的確定：根據(jù)公式 mmmm n P Ad569.49 103.45 910 . 3 112 3 3 3 3 0min 此軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑， 為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同 時確定聯(lián)軸器的型號。 B.聯(lián)軸器的型號

55、的確定 查表 14-11,考慮到載荷變化不大，故取則:3 . 1 A K mNmNTKT Aca 262.1076)894.8273 . 1 ( 3 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，ca T 查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-1995（見表 13-72） ，選用 HL5 型彈性 柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔mN 2000 徑，固取，半聯(lián)軸器長度mmd60 1 mmd60 21 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mmL142 。mmL107 1 因為，取。mmd569.49 min mmd60 21 C.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 mmdd45 6521 m

56、md384.43 NF NF r r 567.6977 592.4152 2 1 年492.14 h L a.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2 軸段右端 要求制出一軸肩，此段應(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確定， 查表 15-82，選用中的19974606ZQJB mmd65 毛氈圈，故取軸。半聯(lián)軸器與軸配合32mmd65 32 的轂孔長度，故取。mmL107 1 mml107 21 b.初步選擇滾動軸承。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。 當(dāng)量摩擦系數(shù)最小。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力， 固選用深溝球軸承。又根據(jù)選，選 6214 號mmd65 32 軸承。 其尺寸為mmmmmmB

57、Dd2412570 故，。mmdd70 8743 mml24 43 右側(cè)軸承的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故hd07 . 0 取，則軸環(huán)處的直徑。mmh5mmd80 54 c.取安裝齒輪處的軸段 6-7 的直徑。此軸段mmd80 76 的長度應(yīng)略小于齒輪的寬度，取，齒輪的mml112 76 右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，hd07 . 0 mmh5 則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取mmd90 65 hb4 . 1 。mml8 65 d.軸承端蓋的總寬度為（由減速器和軸承端mm20 蓋的機構(gòu)設(shè)計而定） 。根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加 潤滑脂的要求，取端蓋外端面與帶輪的距離為。mml30 故取。

58、mml50 32 e.左端滾動軸承與齒輪的左端采用套筒定位，此軸段長應(yīng) 大于軸承寬度，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位 置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離，取，取齒smms8 輪與箱體的內(nèi)壁的距離為，則mma16 。mmBasl52)112116(24168 87 F.中間軸的總長為（由中間軸各軸段的長度相加mm 5 . 292 所得） ，故 112 0 A mmd569.49 min 3 . 1 A K mNTca262.1076 mmd60 21 mm mm lllll 5 . 96 )521128245 .292( 5 . 292 8776654354 3）軸上零件得周向定位 齒輪，聯(lián)

59、軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 ，由表 6-11手冊查得平鍵的截面mmd60 1 ，mmmmhb1118mml90 同理，mmd70 76 mmmmhb1220 。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中mml100 性，故選擇齒輪輪轂與軸得配合選，半聯(lián)軸器與 67 nH 軸得配合選。滾動軸承與軸得周向定位是由過渡67 kH 配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。6m 4) 確定軸的的倒角和圓角 參考表 15-21，取軸端倒角為，各軸肩處的452 圓角半徑均為 R1.6 5）校驗該軸和軸承 作用在齒輪上的圓周力為： NN d T Ft910.7391 224 10894.82722 3 3

60、3 徑向力為 NNFF tr 435.2690)20tan910.7391(tan 求垂直面的支反力： NNFFF NN ll Fl F VrV r V 608.1833)826.856435.2690( 826.856 50107 435.269050 12 3221 32 1 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： mN mN lFM mN mN lFM Vav Vav 680.91 )10107826.856( 680.91 )1050608.1833( 3 211 3 322 mml107 21 mmd65 32 mml50 32 mmd70 43 mml24 43 mmd80 54 mml