二級展開式圓柱齒輪減速器d3說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計目錄一、設(shè)計任務(wù)書3二、電動機的選擇.4三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 5四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5五、傳動零件的設(shè)計計算 6六、軸的設(shè)計計算.17七、滾動軸承的選擇及校核計算19八、鍵聯(lián)接的選擇及計算 22九、連軸器的選擇 28十、潤滑方式及密封設(shè)計 34十一、 設(shè)計總結(jié). . 35 十二、 參考文獻 . . 35機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計1、已知條件：1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境 最高溫度 35 攝氏度；2) 使用折舊期： 8 年；3) 檢修間隔期：四年一

2、次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4) 動力來源：電力，三相交流，電壓 380/220V;5) 運輸帶速度允許誤差： 5%；6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。2、設(shè)計數(shù)據(jù)：1) 運輸帶工作拉力： F= 2300N；2) 運輸帶工作速度： V= 1.1m/s ；3) 卷筒直徑： D= 300mm。3、傳動方案：二級同軸式圓柱齒輪減速器4、設(shè)計要求：1) 減速器裝配草圖 1 張( A3)；2) 設(shè)計說明書草稿 1 份；3) 減速器裝配工程圖1張(A0或A1);4) 輸出軸零件圖 1 張；5) 低速級齒輪零件圖 1 張；6) 設(shè)計說明書 1 份。一.題目及總體分析題目：設(shè)計一個

3、帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸帶工作拉力為2300N運輸帶速度為1.1m/s，運輸機滾筒直徑為300mm自定條件：工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），四年一大修，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn),室 內(nèi)工作,有粉塵。減速器類型選擇：選用同軸式兩級圓柱齒輪減速器。整體布置如下：圖示：1為電動機，2及6為聯(lián)軸器，3為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為 低速級齒輪傳動，7為輸送機滾筒。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。.各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源提供帶式運輸機等一般機械的傳動動力電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級，低

4、速級 均為斜齒輪軸承此減速器軸承所受軸向力不大滾子軸承聯(lián)軸器綜合效果較好彈性聯(lián)軸器三.選擇電動機目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用丫系列（IP44）封閉式 三相異步電動機工作機所需有效功率為 Pw= FX v= 2300NX 1.1m/s要求電動機輸出圓柱齒輪傳動（7級精度）效率（兩對）為n匸0.982功率為滾子軸承傳動效率（三對）為n 2= 0.98 3 彈性聯(lián)軸器傳動效率（兩個）取n 3= 0.992P工乍 2.856 kW功率電動機輸出有效功率為PPw2300 1.12 856 KW1000 130.982 0.993 0.992查得型號Y112M-4封閉式三相異

5、步電動機參數(shù)如下選用型號額定功率kW=4 kW型號Y112M-4封滿載轉(zhuǎn)速 r/mi n=1440 r/mi n閉式三相異步電 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匹其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳nwi14.534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i24.534分 配 傳n 1440r/mi 60 1000v 60 1000 1.1 700282r/minnm 1440r / min Hw/u.u282r / rnind3.14 300i 925（兩級圓柱齒輪）動n (9 25

6、) 70.0282630.2538 1750.705r / min比i 1440i2U.563 170.0282i1 i2 肩 4.534五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為 0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、;對應于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為、;對應于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為、;相鄰兩軸間的傳動比分別為、;相鄰兩軸間的傳動效率分別為、軸號電動機兩級圓柱減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/mi n)no=144Oni=1440n 2=317.55n 3=70.03n

7、 4=70.03功率P(kw)P0=2.8560Pi=2.827P2=2.715P3=2.607P4=2.530轉(zhuǎn)矩T(N mm)To=18941Ti=18748T2=81651T3=355517T4=345016兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比ii 01=1i 12=4.534i 23=4.534i 34=1傳動效率nn oi=O.99n12=0.96n 23=0.96n 34=0.97六.設(shè)計低速級齒輪目的過程分析結(jié)論選1)選用斜齒圓柱齒輪傳精度2)選用7級精度等3)材料選擇。小齒輪材料為4 0Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為2 8 0 HB級、S,大齒輪材料為4 5鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為2 4 0

8、HBS二者材料硬4)度差為4 0 HBS選小齒輪齒數(shù)Z 1 = 2 4，大齒輪齒數(shù)Z 2=i 1Z 1= 4.534 X24=108.816,取 乙=109。目的按 齒 面 接 觸 強 度 設(shè) 計選取螺旋角。初選螺旋角14過程分析1、按式(10 24)試算，即f2kHTU1 ZHZEZ Z 2d1t 3(:)dU H (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選 kHt 1.32) 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩T181651N mm3) 由表10-7選取齒寬系數(shù) d 14) 由前面有u 4.5345) 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH 2.436) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPa1/27)

9、 由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z-l戶t arctan(tan n / cos ) arctan(tan 2 / cos14 )20.562 J結(jié)論11 arccosZ1cost / (Z12 hn cos)arccos24cos20.562/ (2421pcos14 )29.974t2 arccosZ2cos t/(Z22h ncos)arccos109cos20.562/ (10921cos14 :)23.086 Zjtan t1 tan t) Z2(tant2 tan t) / 224 (ta n 29.974； tan 20.562；) 109 (ta n 23.086t

10、an 20.562 J/2 1.657dZ1 tan /1 24 (tan14*)/1.905)1.657(11.905)1.9051.6570.4438) 由式10-23可得螺旋角系數(shù)3ZJcosJcos14 L 0.9859)計算接觸疲勞許用應力h由圖10-25d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1 650MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 550MPa由式10-15計算應力循環(huán)次數(shù)N160n 1 jLh 60 317.55 1 (2 8 300 8)7.316 108N2 N1 / u 7.316 108/(109/24)1.611 108由圖10-23查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)

11、Khn1 0.93 Khn2 0.98取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1，由式10-14得H1 Khn1- Hlim1 0.93 650 MPa 604.5MPaS1K HN2 H Iim2 0.98 550H2HN2 Hlim2 MPa 539MPaS1取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即h H2 539MPa觸 強 度 設(shè) 計bdd1t 1 33.05433.054 mm（2計算實際載荷系數(shù)Kh1）由表10-2查得使用系數(shù)KA 12）根據(jù)v 0.55m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv1.053）齒輪的圓周力Ft1dd1t 2 8.1651 104/33.

12、054 4.940 103N3K AFt1 /b 14.94010 / 33.054149.45 N / mm 100 N / mm由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)Kh 1.24）由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時Kh1.415故載荷系數(shù)Kh 心心心 Kh1 1.05 1.2 1.415 1.783（3）由表10-12可得按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑目的過程分析結(jié)論按齒面接觸強度設(shè)計dr d1th33.054 ；36.725mm（4）計算模數(shù)mnacos36.725 如4 1.485mm乙24d|36.725mmmn 1.485mm按 齒 根 彎 曲 強 度

13、 設(shè) 計3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）由式10-20試計算齒輪模數(shù)，即J；2KFtTYY cos2Yf YsE VdZ12 f確定公式中的計算參數(shù)1）試選載荷系數(shù)KFt 1.32）由式10-18,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Yb arctan（tancos t）arctan（tan14 1： cos 20.562 J）13.140v/cos 2 b 1.657 / cos2 13.140 1.747Y 0.250.75 / v 0.250.75 /1.7470.6793）由式10-19可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) Y14Y 1石 11.9050.778120 b120 “4）計算當

14、里齒數(shù)ZV133 “ 丁 2627coscos 14Z2109Zv2 F l 119.32coscos 145）由圖10-17可得齒形系數(shù)Yf 1 2.62菲 2 2.186）由圖10-18可得應力修正系數(shù)Ys 11.6*21.827）由圖10-24C查得小齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限f lim1 540 MPa大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限Flim2 380MPa8）由圖10-22查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)K fn 10.83 K fn 20.88目的過程分析結(jié)論9)計算彎曲疲勞許用應力齒數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 1.4 ,由式10-14得乙 20K fn 1 F lim10.83 540F】13

15、20.14MPaZ2 91S1.4-K FN 2 F Iim20.88 380F 2238.86MPaS1.410）計算大小齒輪的YFaYSaf按 齒 根 彎 曲 強 度 設(shè) 計YFa1YSa12.62 1.6 cc-Fa*1 0.0131f1320.14YFa2YSa22.18 1.82 小Fa2 Sa20.0166f2238.86因為大齒輪的數(shù)據(jù)大，所以取YFaYSa YFa 2YSa2 c c ” cc0.0166F F】2(2)設(shè)計計算2心丫丫 cos2Yf Ys% 勺dZ12 fJ2 1.3 8.165 104 0.679 0.778 3。.。低 1.449mmV1 242對比計算結(jié)

16、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二2.5mm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 d154.34mm 來計算應有的齒數(shù)。于是由Zd1 cos82.25 cos149Z13 1.9mn2。5取 32,則 Z2i1 Z1 4.1 32 131.2取z 131幾何尺寸計算1、丄苗由、亦(Z1Z2)mn(32131)2.51) 計算中心距a12丿n)210mm2 cos2 cos14將中心距圓整為210mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角(Z1 Z2)mn(32 131) 2.5arccosarccos1

17、4.012a2 210因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。中心距a =114mm螺旋角13.1740目的分析過程結(jié)論1)計算大、小齒輪的分度圓直徑分度圓直徑d141.08mmd2 186.92mmdeZ3m232 2-5 82 45mm齒根圓直徑coscos 14.01df1 35mmZ4m2131 2.5df2 177mmd44 2337.54mmcoscos14.012)計算大、小齒輪的齒根圓直徑齒輪寬度d fid1 2.5mn 82.45 2.5 2.5 76.2mmB1 46mmd f 2d2 2.5mn 337.54 2.5 2.5 331.29mmB2 41mm3)計算齒輪寬

18、度bdd11 82.45 82.45mm圓整后取 B2 85mm ； B1 90mm合適2Ti2 241970Ft15869 Ndi82.45驗算SFt1 5869_ . . _. ._.71.18N / mm 100N / mmb82.45合適七.設(shè)計高速級圓柱斜齒傳動目的過程分析結(jié)論選10）選用斜齒圓柱齒輪傳精11）選用8級精度度 等12） 材料選擇。小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為2 8 0 HB級S,大齒輪材料為4 5鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為2 4 0 HBS二者材料硬、度差為4 0 HBS13） 選小齒輪齒數(shù)Z 1 =24，大齒輪齒數(shù)Z2 =1 1Z 1 = 4.1 X24=98.4

19、,取乙=98。選取螺旋角。初選螺旋角14目的過程分析結(jié)論按 齒 面 接 觸按式（10 21）試算，即d 2ktTt u 1(zhze)2 d1t 3L Jdu H 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選 Kt 1.6強 度 設(shè) 計(2) 由圖10 30，選取區(qū)域系數(shù)ZH 2.43(3) 由圖10 26 查得i 0.7820.861 2 1.66(4) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Tj 241.97N m 61420N 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10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim1 6

20、00MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim 2 550MPa(8) 由式10 13計算應力循環(huán)次數(shù)N160n 2jLh 60 1460 1 (16 300 8) 3.36 10998N23.36 10 /4.18.2 10(9) 由圖1 0 1 9查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)K hn 10.88 K hn 20.92(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H1 KhN1 Hlim1 0.88 600MPa 528MPaSKH2HN2 Hlim2 0.92 550MPa 506MPaSH( H1 H2)/2(528506)/2MPa 517MPa目的

21、過程分析結(jié)論2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得按齒面接觸強度設(shè)計d, 326 61420 5.1243 189.84914mm11.644.1517(2) 計算圓周速度d1tn13.14 49.14 1462o/ cv 6ot-tuoo 3.76m/S60 1000(3) 計算齒寬b及模數(shù)mntbd d1t 1 49.14 49.14mmd1t cos49.14 cos14 , “mnt 1.99mmZ124h 2.25mnt 2.25 1.994.48mmb/h 49.14/4.4810.97(4) 計算縱向重合度0.318 dZ1 ta n0.318 1 24 tan1

22、4 1.903(5) 計算載荷系數(shù)K由表10 2查得使用系數(shù)KA 1根據(jù)v 3.76m/s , 8級精度，由圖10 8查得動載荷系數(shù)KV 1.15由表10 4查得Kh 1.343由圖10 13查得Kf 1.24假疋 A t 100N / mm，由表10 3 查得 KhKf1.4d1故載荷系數(shù) K KAKvKh Kh 1 1.15 1.4 1.3432.16(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得目的過程分析按齒 面d1 d1t 劃 K/Kt 49.142.08/1.6 54.31mm結(jié)論接觸強度設(shè)計(7)計算模數(shù)mndiCos54.31 cos14 -d1 mn54.3

23、1mm2.7mmm2.7mm乙24由式10 17minJ2KT1Y cos2 Y dZfYfYs f4)確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)K KaKvKf Kf11.15 1.41.242(2)根據(jù)縱向重合度1.568 ,從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)Y 0.89按齒(3)計算當里齒數(shù)根Z乙24-26.27彎ZV13coscos314曲Z Z2984 07 no強ZV23coscos31410/ .28度 設(shè)(4)查取齒形系數(shù)計由表10 5查得YFa12.592YFa22.186(5)查取應力校正系數(shù)由表10 5查得Ysa11.596YSa21.796(6 )由圖1 0 2 0c查得,小齒輪的彎曲

24、疲勞強度極限fe i 500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2380MPa(7)由圖10 18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFn10.83K FN20.86(8)計算彎曲疲勞許用應力齒數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 1.4 ,由式10 12得乙40乙164按 齒 根 彎 曲 強 度 設(shè) 計KFN1 FE1 0.83 500.F1 TN丄296.43MPaS1.4Kfn2 fe2 0.86 380233.43MPaS1.4YraYsa(9)計算大小齒輪的F YFaiYsai2.592 1.596 n0.01396F1296.43YFa2Ysa22.186 1.7960.01682 F】2241.57大齒

25、輪的數(shù)據(jù)大5)設(shè)計計算j2 2 61420 0.89 cos214c十mn V2 0.01682 1.54mm1 242 1.64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二2,已可滿足彎曲強度。但為了滿 足同軸式減速器兩對齒輪的中心距相等，按中心距和傳動比來計算應有 的齒數(shù)。于是由(Z1乙向(Z3 Z4)m2Z2/ Z14.1取 Z1 40，貝U Z2 i1Z1 4.1 40 164取z2 164幾何尺寸計算2)計算中心距將中心距圓整為210mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角(Z1 Z2)mn(40 164) 2arccosarcco

26、s13.732a2210因 值改變不多，故參數(shù)、K 、ZH等不必修正。中心距a =210mm螺旋角13.730目的分析過程結(jié)論幾 何6)計算大、小齒輪的分度圓直徑.Z3m240 2d382.35mmcoscos13.73Z4m21642d4337.65mmcoscos13.73分度圓直徑d182.35mmd2337.65mn齒根圓直徑尺寸計算7) 計算大、小齒輪的齒根圓直徑dfi di 2.5mn 82.35 2.5 2 77.35mmdf2 d22.5mn 337.54 2.5 2 332.65mm8) 計算齒輪寬度bdd11 82.3582.35mm圓整后取 B2 85mm ； Bi 90

27、mmd f1 77.35mm d f2 332.65m齒輪寬度B1 90mmB2 85mm驗算2T12 61420Ft11492Nd182.35K F11492A t18.12N /mm 100N / mmb82.35合適合適八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計（中間軸）1.1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論1.輸入軸上的功率選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處R 9.39kw,轉(zhuǎn)速1460r/min T1 61420N mm2 求作用在車輪上的力2T12 614201 _u_1492Nd182.35理輸ltan a. 一 tan20 十“Fr Ftn 1492559N入coscos13

28、.73軸Fa Ft tan1492 tan13.73 365N的設(shè)3 .初定軸的最小直徑計選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15 3，取A 112于是及其由式152初步估算軸的最小直徑軸dminAR/ n1 1129.39/1460 20.83mm承裝這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1 2，由于此處開鍵槽，校正值置、d1 2 20.83 （1 5%） 22mm，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TcaKAT1查表鍵的14-1 取 KA 1.3，則Tca KaT1 1.3 61420 79846N mm設(shè) 計查機械設(shè)計手冊（軟件版），選用GB5014-2003中的LX3型彈性柱 銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩125000

29、0N-mm。半聯(lián)軸器的孔徑42mm,軸 孔長度L = 112mm ,J型軸孔,C型鍵,聯(lián)軸器主動端的代號為 HL124*32 GB5014-1985,相應地,軸段1的直徑d1 42mm,軸段1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短，故取h 110mm目的過程分析結(jié)論4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計r選用LX3型彈1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）性柱銷聯(lián)軸器2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸的尺寸（m（1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制處m):輸 入一軸肩，軸肩高度h 0.07 0.1d ,故取2段的直徑d2 48mmd142軸（2）初選型號7010AC的角接觸球軸承 參數(shù)如下d2

30、48的d D B 50 80 16 da 56mm Da 74mm 基本額疋動載設(shè)d350計荷及 其丿、Cr 25.2KN 基本額定靜載荷C r 21KNd455軸 承 裝 置、鍵 的 設(shè) 計故d3 d7 50mm 軸段7的長度與軸承寬度相同,故取I7 16mm(3 ) 軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝，d4應略大與d3,可 取d4 55mm.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4的長度I4應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同， 已知齒寬b 90mm,故取l4 88mm(4 )齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段 5的直徑，軸肩咼度h 0.07 0.1d ,取 d5 6

31、3mm, I51.4h,故取 I5 6mm為減小應力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應根據(jù)7010AC的角接觸球軸承的定位軸肩直徑da確定,即d6 da 56mm(5 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距 H,取H 12mm ,取軸 承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=75mm由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯(lián)軸器輪轂端離 K=20mm.I2 (C s B) e K 71mm故 l3 B s H (b l4) 38mml6 (H s) l5 14mm取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得L1118mm, L2 L3 73mmd563d656d7501

32、1 11012 7113 3814 8815 616 1417 16過程分析結(jié)論(6)鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵C12X8X100 GB/T1096R=4仃mh=8mm 齒輪：選普 通平鍵 A16X10X80GB/T1096R=5mm h=10mm5.軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計Fh2 MhiMhz FhIFV2 MV2-11*F iMviIirrinrnrnrEVI輸 入 軸 的 設(shè) 計 及 其/、 軸 承 裝 置、鍵 的 設(shè) 計M1vF2vL2382.44 7327918.12N.mmM 2vF2vL2Fa d212889.25N .mm故 M1,M2

33、1 H544582 27918.12261197.18N mmm2.M22HM；、54458212889.25255962.55N mm4）畫轉(zhuǎn)矩圖2）計算支承反力 在水平面上Ft1492F ihF 2H 746 N2 2在垂直面上FrL3 Fa d 255973365 82.352M2 0,F2v 22 382.44 NL2 L373 73故 F1v Fr F2V 559382.44176.56N總支承反力FlFiHFi2i 7462 176.562 766.6 NF2、F22h F27462 382.442 838.32N1)畫彎矩圖M 1H M 2H F1h L2 746 73 5445

34、8N.mm輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計6按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理 ，故取折合系數(shù) 0.6 ,則Me jMmax2()271436.44mpa查表 15-1 得1=60mpad J Me23mm0.1-1考慮到鍵對該段軸的削弱作用將d增大5%d 23 (1 5%) 24.15 d4 55故安全。7校核鍵連接強度聯(lián)軸器：p4T14 614207.8mpad1hl 42 8 (100122)查表得 p 120150mpa. pp故強度足夠.上十人4T4 6142齒輪：p 7mpap d4hl 3655 10 (8016)查表得 p 120150mpa

35、. pp故強度足夠.8.校核軸承壽命軸承載荷軸承1 徑向:FM F1766.6N軸承 2 徑向：Fr2 F2838.32N兩角接觸球軸承反裝，由此產(chǎn)生的派生軸向力為：Fd e* FrFd1 e* Fr1 521.3NFd2 e* Fr2 570NFae 365NFaeFd2935Fd1壓緊端：F/ Fd2 Fae 935N軸校核安全 鍵校核安全輸入 軸的 設(shè)計 及其 軸承 裝置、 鍵的 設(shè)計放松端：Fa? Fd2 570N計算當量動載荷R2和P?Fai935,1.22 eFr1 766.6Fa25700.679 eFr2838.32一 口 曰 Xi 0.41X21按表13-5可得,Y1 0.8

36、7Y2 0查表13-6可得fp=1故 P1 fp(XFr1 YFa1)1.0 (0.41 1766.60.87 935)1127.76P2fp(XFr2 YFa2) 1.0 (838.32 1) 838.32P1 P2按1受力大小驗孫算。6 6106 Cr 310625200 3uLh (一)3 ()3 127364h60n P60 1460112776預期計算壽命 Lh 16 300 4 19200h Lh 127364h所選軸承滿足壽命要求。軸承選用 7010AC角接觸 球軸承，校核安 全壽命（h）為Lh 1273642. 3軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論1.輸入軸上的

37、功率選軸的材料為R8.66kw,轉(zhuǎn)速 n186.85r / min T|953150N mm4 5鋼，調(diào)質(zhì)處 理中2.求作用在齒輪上的力間l2T12 953150軸仟FtFtd1337.545648N的tanantan 20設(shè)Fr Ft -56482119N計coscos14.01及Fa Ft tan5648tan14.011409N其/、3.初定軸的最小直徑軸 承選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15 3，取A 112于裝是由式15 2初步估算軸的最小直徑置、鍵 的 設(shè) 計dmin AR/ 門“1123866/86.85 52mm這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑di 2，由于此處開鍵槽，校正

38、值di 2 20.83 (1 5%) 54.6mm，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca KAT1查表 14-1 取 KA 1.3，則.KaT1 1.3 953150 1239095N mm查機械設(shè)計手冊(軟件版)，選用GB5014-2003中的LX4型彈性 柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩2500000N- mm0半聯(lián)軸器的孔徑55mm， 軸孔長度L= 112mm ,J型軸孔,C型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為LX455*112 GB5014-1985，相應地,軸段1的直徑d1 55mm ,軸段1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短，故取h 110mm目的過程分析結(jié)論4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用型彈性柱1)擬定軸上零件的裝配方案

39、(見前圖)銷聯(lián)軸器2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸的尺寸(m(1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制處m):一軸肩，軸肩高度h 0.070.1d,故取2段的直徑d2 63mmd155(2)初選型號7013AC的角接觸球軸承 參數(shù)如下d263中 間d D B 65 100 18 da 72mm Da 93mm 基本額疋動載荷d365軸 的Cr 38KN 基本額定靜載荷C r 33.8KNd470設(shè) 計故d3 d7 65mm 軸段7的長度與軸承寬度相同,故取I7 18mmd580及d672其軸(3 ) 軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝，d4應略大與d3,可d765承

40、裝取d4 70mm.齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面置、1110鍵 的 設(shè)上,即卩靠緊,軸段 4 的長度打應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,l1已知齒寬b 85mm,故取l4 83mml2丨39940計(4 )齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段 5的直徑，軸肩咼度l483h 0.07 0.1d4,取 ds 80mm,丨5 1.4h ,故取 ls 7mml 57為減小應力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應根據(jù)6l713187013AC的角接觸球軸承的定位軸肩直徑da確定,即d6 da 72mm(5 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距 H,取H 12mm ,取軸 承上靠近機體

41、內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離 S=8mm取軸承寬度 C=95mm由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度 e=10mm取聯(lián)軸器 輪轂端離 K=20mm.l2 (C s B) e K 99mm故 l3 B s H (b l4) 40mml6 (H s) l5 13mm取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得L1 163mm, L2 L3 71.5mm目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝a鍵的設(shè)計鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵 鍵C 16X10X100 GB/T1096R=8mm h=10mn 齒輪由于軸徑過大，齒輪分度圓直徑過小故加工為齒輪軸。5.軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖1LLL2L3hrFh2 Mh1

42、Mh2 FhI目的過程分析結(jié)論中2）計算支承反力 在水平面上FFFt 5648廠1HF 2H282N間2 2軸在垂直面上的設(shè) 計 及 其/、軸 承 裝 置、鍵 的 設(shè) 計目的結(jié)論軸校核安全FrL3 Fad 2119 71.5 1409 337.54M2 0,F2v 22 2722 NL2 L371.5 71.5故 F1v Fr F2v 2119 2722603 N總支承反力F1.fH F；、28242 （ 60322888NF2、F2： F：. 28242272223922 N2）畫彎矩圖M1H M 2HF1H L2 2824 71.5 201916N.mmM 2v F2v L2 2722 7

43、1.5 194623N.mmM 2v F2v L2 Fad 243173N.mm故M；h. 2019122 （ 43173）2 206480N mmM2. M |h M；2019122 1946232 280443N mm4）畫轉(zhuǎn)矩圖過程分析6按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6,則中間軸的設(shè)計及其/、 軸 承 裝 置、鍵 的Me . M max2 （ T3）2636951mpa查表15-1得1】=60mpad 3 0.1嘰 48mm -1考慮到鍵對該段軸的削弱作用將d 48（15%）51 d470故安全。7校核鍵連接強度d增大5%鍵校核安全

44、軸承選用聯(lián)軸器:4T3 pd1 hl4 9531505510 (100 162)75.35mpa查表得120150mpa.p p故強度足夠.7013AC角接觸 球軸承，校核安 全壽命（h）為Lh 99492齒輪:4T3p95315075.65mpad1hl70 12 (80 20)查表得120150mpa. pp故強度足夠.8.校核軸承壽命軸承載荷軸承1徑向:FMF12888 N軸承2徑向：F2F23922N兩角接觸球軸承反裝,由此產(chǎn)生的派生軸向力為：Fd e FrF d1e FM 1964Ne Fr2 2667NFae1409NFaeFd2 4076Fd1壓緊端：Fa1 Fd2 Fae 40

45、76N放松端：Fa2 Fd2 2667N計算當量動載荷P12和P2Fa1F r1407628881.4 e按表X13-5可得，1查表13-6 可得 fp=1Fa2Fr2266739220.68 e0.410.87X2 丫2P1fp(XFr1 YFaJ 1.0 (0.4128880.87 4076)4730.2P2fp(XFr2 YFa2) 1.0 (3922 1) 3922PiP2按1受力大小驗孫算。6 6106 Cr 310638000 3Lh( r)3()3 99492h60n P60 86.854730.2預期計算壽命 Lh 16 300 419200h Lh 99492 h所選軸承滿足壽命要求。3.2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論輸 出 軸 及 其/、 軸 承 裝 置、鍵 的 設(shè) 計1 .輸入軸上的功率R 9.02kw,轉(zhuǎn)速 n1356r / min242200 N mm2 求作用在齒輪上的力高速級大齒輪：l2T2