用于帶式運輸機二級圓柱齒輪傳動減速器課程設(shè)計

1、目錄一、設(shè)計任務(wù)書1二、傳動方案的擬定及說明2三、電動機的選擇3四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)3五、傳動件的設(shè)計與計算 41、V帶輪的設(shè)計與計算 42、高速級齒輪組的設(shè)計與強度校核 63、低速級齒輪組的設(shè)計與強度校核 9六、軸的設(shè)計與計算 121、高速軸的設(shè)計與計算 122、中間軸的設(shè)計與計算 142、低速軸的設(shè)計與計算 17七、滾動軸承的計算與校核 201、高速軸上軸承（7206AQ的計算與校核 202、中間軸上軸承（7208AC的計算與校核213、低速軸上軸承（7212AC的計算與校核22八、鍵聯(lián)接的選擇及校核23九、潤滑方式的選擇與密封24十、減速器附件的選擇 24十一、減速箱體的參數(shù) 2

2、5十二、設(shè)計小結(jié) 26十三、參考資料26、課程設(shè)計任務(wù)書題目名稱帶式運輸機傳動裝置學(xué)生學(xué)院機電工程學(xué)院專業(yè)班級機械設(shè)計1、課程設(shè)計內(nèi)容設(shè)計一帶式運輸機傳動裝置軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。 圖2為參考傳動方案。（見圖1 ）。設(shè)計內(nèi)容應(yīng)包括：傳動裝置的總體設(shè)計；傳動零件、II!11!動力及傳動裝置圖2參考傳動方案圖1帶式運輸機傳動裝置2、課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù)已知條件：1 .運輸帶工作拉力：2 .運輸帶工作速度：3 .卷筒直徑：4 .使用壽命：5工作情況：兩班制，3.71.5300F =v =D =8年；連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，kN ； m/s； m

3、m ；載荷較平穩(wěn);般機械廠制造，小批量。6 .制造條件及生產(chǎn)批量：7 .工作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染環(huán)境；8.邊界連接條件：原動機采用一般工業(yè)用電動機，傳動裝置與工作機分別在不同底座 上，用彈性聯(lián)軸器連接。3、課程設(shè)計應(yīng)完成的工作1 減速器裝配圖1張；2 零件工作圖 2張；3 設(shè)計說明書 1份。二、傳動方案的擬定及說明系統(tǒng)總體方案：電動機t傳動系統(tǒng)t執(zhí)行機構(gòu); 初選三種傳動方案，如下：(a)二級圓柱齒輪傳動系統(tǒng)方案總體評價：(b )方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是帶式運輸機要求長時 間的工作，由于渦桿傳動效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟。(C)方案布局比較小，但是圓錐齒輪加

4、工困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不 采用。(缺(a)方案采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。點：結(jié)構(gòu)尺寸稍大)高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。 高速級齒輪在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載 荷較平穩(wěn)的場合，應(yīng)用廣泛。傳動比范圍：i = 8 60最終方案確定：電動機t傳動系統(tǒng)t執(zhí)行機構(gòu)(如下圖)三、電動機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)形式因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)，無特殊要求。所以選用常用的臥式封閉型Y系列三相異步交流的電動機。其效率高、工作可

5、靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低等優(yōu)點。2、電動機容量Pw=5.55（1） 卷同軸的輸出功率：Pw =: FV =37 1.5 =5.5501000 1000（2）電動機輸出功率 Pd參考機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書P12頁表2.2 常用機械傳動效率取： 普通V帶 n =0.90滾動軸承 n =0.99圓柱齒輪 n =0.98彈性聯(lián)軸器n = 0.99滑動軸承n =0.99滾筒及運輸帶效率：n = 0.9所以，傳動裝置總效率為：n總=n v帶耳滾，耳齒，耳滾，耳齒，耳滾，耳聯(lián)，n滑 n平 帶=0.74Fd=7.5=1 3 3 4 5 6 = 0.90* 0.993*0.982* 0.99* 0.9

6、9* 0.90 = 0.739797983=0.740電動機所需功率為Pd =比=5550 = 7 5xw0.7403、驅(qū)動額定功率Ped參考機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書P188頁表16.1，選用電動機額定功率P ed = 7.5kw Pd4、電動機轉(zhuǎn)速查課程設(shè)計表 2.1 , V帶傳動比范圍i 1=24，圓柱齒輪傳動比范圍 i 2=36,驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速nw = 6叱1000v = 6叱100叱1.5 = 95 54nD3.14300/minn = n wX i 1X i 2X i 2= 172013758r/min所以電動機轉(zhuǎn)速的可旋范圍為:5、電動機型號的確定 查課程設(shè)計表 16.1Y系列籠

7、型三相異步交流電動機同步轉(zhuǎn)速有:3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min ;選取電動機的轉(zhuǎn)速為 n = 3000r/ min,取電動機型號為 Y132S2 2,所選取電動機：額定功率為 巳=7.5W滿載轉(zhuǎn)速為= 2900rminP =7.5wi= nm/ nw =2900/95.54 =30.35三級傳動時i=1550，故電動機合格。四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、傳動裝置總傳動比i=nm/ nw =2900/95.54 =30.352、合理分配各級傳動比i 21=3.627i 22=2.79取V帶傳動比i 1 = 3，則減速箱的傳動比為：i 2 = i/

8、i 1 = 10.12 減速箱采用二級減速：i 2 = i 21X i 22 i高=（1.11.5 ） i低取 i 21 = 1.3 X i 22 貝y i 21 = 3.627 i 22 = 2.793、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算(1 )各軸轉(zhuǎn)速：電動機軸為0軸，減速箱輸入軸(高速軸)為 1軸，中間軸為2軸，輸出軸(低速軸)為 3 軸。n0= nm =2900 rminn1=:二290967.n2 =ni219673.627=267 r minn2 -2672.796rmini22(2)各軸的輸入功率:P0 二 Pd - 7.5 wR 二 R7.5 0.90 二 6.75 wv帶P2 =R

9、q 齒耳護=6.75 漢 0.98 漢 0.99 =6.55xw滾PP2 齒 滾=6.55 0.98 0.99 = 6.35,w(3)各軸轉(zhuǎn)矩：電動機的輸出轉(zhuǎn)矩:= 9550 0 =24.698Nm各軸的輸入轉(zhuǎn)矩:T1 =9550 P =66.662Nm同理 T2 =234.279Nm =631.693Nm項目電動機高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速r/mi n290096726796功率kw7.56.756.556.35轉(zhuǎn)矩N m24.96866.662234.279631.693傳動比33.6272.79效率0.900.970.974、附錄：運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表動力參數(shù)如左五、傳動件的設(shè)計

10、與計算1、V帶輪的設(shè)計與計算(1) 確定計算功率工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)查機械設(shè)計表 8 7 (156頁)得Kx = 1.3計算功率PeaPCa = Ka Ped =1.2 X 7.5=9kwP=a=9kw(2)選擇帶型根據(jù)計算功率P=a和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，查機械設(shè)計圖 811 ,擇A型普通V帶(3)確定帶輪基準直徑并驗算帶速查機械設(shè)計表 8 6, A型V帶輪最小直徑：dmin =75mm查機械設(shè)計表查機械設(shè)計表8 8,初選小帶輪的基準直徑，dd1= 90mm從動輪基準直徑：dd2 = d 1 X i 1 = 90 X 3 = 270mm8 8,從動輪基準直徑取 dd2 = 2

11、80mmV = 3.14 X dd1X m/60 X 1000 = 13.659m/s(4)確定中心距、帶的基準長度及包角(v=525m/s，符合)初定中心距，根據(jù)式 0.7(dd1 dd2:： a02(dd1 dd2)可得：259mna740mmdd1= 90mmdd2=280mm初步確定中距 a。= 400mm據(jù)教材機械設(shè)計式 8 - 22初步計算帶的基準長度2Ld = 2 ao + 3.14(d d1 + dd2)/2 + (dd - ddJ /4a = 1404mma=398由表8-2選帶的基準長度：L d = 1400mm查機械設(shè)計式8- 21計算實際中心距a =a0 土匕=400

12、- 14001404 398mm(5) 驗算小輪包角由機械設(shè)計式 8- 25 ,5二九 57.3 =180。280 一90 aooX57.3 =152.6 398(6) 計算V帶的根數(shù) 按 機械設(shè)計式8-22,查表由表= 2900r/min, ddl8-4a 和 8-4b 得F08-5 查得 K 一. = 0.95= 90mm=1.67KWb = 3, Ld = 1400mm(取大，避免打滑)由機械設(shè)計式 8- 26, Z二 F0 =0.34KW由表8-2= 4.91(1.67 0.34) 0.95 0.96(7)計算初拉力按機械設(shè)計式8-25 得: F0 .500勻竺_1). qv2vz K

13、92 5(F0) min =500(-1)13.66 50.95(8)計算作用在軸上的壓軸力按機械設(shè)計式 8-24得Fp(結(jié)合插補法)，查得心=0.96由表 8-3 查得 q = 0.10kg /m+ 0.10 1 3.662 =126.16N= 2ZF0sin 生=2 X5 漢126.16 心in 152.6 =1225.71N 2(9) V帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪材料：鑄鐵 HT150或HT200采用實心式查課程設(shè)計表16.2 ,電動機的直徑D=38mm 長 E=80mmdd 2.5 38mm 二 95mm查課程設(shè)計表 13.1基準寬度(節(jié)寬)：bd = 11.00mm基準線上槽深:ha min

14、=2.75mm圓整ha =3mm 基準線下槽深:hf =8.7mm圓 hf =9mm槽間距：e =15 _ 0.3mm第一槽對稱面至端面的距離:f = 9mm最小輪緣厚:min =6mm帶輪厚：B =(Z -1)e 2f =78mm外徑：da =dd 2ha =90 2 3.00mm = 96mm2、高速級齒輪組的設(shè)計與強度校核(1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如傳動方案圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平 穩(wěn)性；B. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 8級精度(GB10095 88);C. 材料選擇。由機械設(shè)計表10 1選擇小齒輪材料為 40C

15、r (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。D.初選小齒輪齒數(shù) 乙=20,大齒輪齒數(shù)為 Z2 =3.627 X Zi=72.54，取 Z =73。E.初選螺旋角3 =14(2)按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的數(shù)值 d ；aU 61、試選 Kt =1.62、由圖10 30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.4333、由圖 1026 查得；a1=0.720；a2 =0.870所以；a=；a1+ ；a2 =1.5904、 外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù)查機械設(shè)計表10-7選取 冷=15、 查機械設(shè)計表10 6得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8 MP

16、a26、 由機械設(shè)計圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為-H lim 1 =600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限為c H Hm 2 =550MPa7、由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9N1=60 n 1j Lh =60X 967X 1 X( 2X 8 X 365 X 8)= 2.711 X 1099N2=2.711 X 10 /3.627=0.747 X 10由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 =0.90K hn 2=0.95&計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)為S=1，則卜 H 1 = KHNi H |im1/S=540MPa卜 H 2 = Khn2 H lim

17、2 /S=522.5MPa所以二H= (540+522.5 ) /2=531.25MPa(3)計算A、由小齒輪分度圓直徑d1t2KJ(u 切 Zh Ze 2 =32 勺.6漢66.662兇03卞4.627 工 d au (G)1 1.590/.433 匯 189.8丫 =50.57mm3.627531.25Zh =2.433；a =1.590d =1Ze=189.8口=522.5d1t 50.57B、計算圓周速度v=。01小二 50.57 9672 559m/s60 100060 x1000C、計算齒寬b及模數(shù)mntb= d d1t =50.57mmnt = d1t cos 150.57 co

18、s14-2 45mmZ120h=2.25mnt=2.25 X 2.45=5.51mm b/h=50.57/5.51=9.18；一：=1.586D 計算縱向重合度 、I ；5=0.318 d Zi tan 3 =0.318 X 1 X 20 X tan 14=1.586E、計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù) KA=1 （表10-2），根據(jù)v=2.56m/s ，8級精度，由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.15 ； 8級精度，非對稱分布的軟齒面，由表10-4查得Kh= 1.453，由 b/h=9.18,K-1.453,查圖 10-13 得 K確定計算參數(shù)A.計算載荷系數(shù)K = Ka Kv KFa K

19、f ：=1 X 1.15 X 1.4 X 1.375= 2.214B.由縱向重合度1=1.586，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y：. =0.884K=2.34d1 =57.40mmK = 2.214Y =0.884C.D.Zv1 =coS=coS查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)計算當量齒數(shù)=21.89Zv2 二話=七=79.96cos - cos 14由機械設(shè)計表 10-5查得齒形系數(shù)YFa1 = 274 ；YFa2 二 2.2應(yīng)力校正系數(shù)Ysa 二 1.569 ；Ysa2=1.77E.由機械設(shè)計圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限-FE1 =500MPa ；- FE2 = 380MPaG、

20、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4;則KfnVfei =0.85 50 =303.57MPa ； 同理匸 f2=238.86MPaS1.4F. 計算大、小齒輪的YFaYsa，并加以比較【6 YFaiYsai =0.01416YFa2Ysa2 =0.01630所以，小齒輪的數(shù)值大二 F 1卜-F 】2(5)設(shè)計計算m 彳玳2 HFaYSa=1.85mmn 1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。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑cL = 57.40mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。

21、于是有 Z d1cos - =27.851Z1 =mn取乙=28 貝U Z2= u Z1 =101.556 取 Z2=102(6) 幾何尺寸計算A. 計算中心距 a =(乙上Z2)mn =(28 102) o2 =134.021mm圓整為 134mm2cosP 2xcos14B. 按圓整后的中心距修正螺旋角Jarccos(Z1 ZE =14252a因3值改變不多，故參數(shù) ；a、K、ZH等不必修正。C. 計算大、小齒輪的分度圓直徑d ZLm =2-2 -=57.726mm同理 d2=210.288mmcos ： cos14.0346oD. 計算齒輪寬度b= c d1=57.726mm圓整后取 B

22、2 = 59mmB1 =64mm(7) 高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計A、齒根圓直徑為：df1 =4 -2(h； C；)mn =57.726-2 (1 0.25) 2 = 52.726mm df205.288mmB、齒頂圓直徑為dad1 2h；nmn =57.726 2 1 2 = 61.726mmda2 = 214.288mmmn =2.0mm乙=28乙=102a=134mm1 =14:25G =57.726d2 =210.288B1 =64mmB2 = 59mm小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故以選用實心式結(jié)構(gòu)為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于160mm ,而又小于500mm，故選用腹板式機構(gòu)為宜。3、低速

23、級齒輪組的設(shè)計與強度校核(1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如傳動方案圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平 穩(wěn)性；B. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 8級精度(GB10095 88);C. 材料選擇。由機械設(shè)計表10 1選擇小齒輪材料為 40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。D. 初選小齒輪齒數(shù) Z3 =24，大齒輪齒數(shù)為 乙=2.79X Z3 =67。E. 初選螺旋角3 =14(2) 按齒面接觸強度設(shè)計d3t 32KtT2(U 1)(ZHZE)2- d uG 確

24、定公式內(nèi)的數(shù)值A(chǔ)、 試選 Kt =1.6，由機械設(shè)計圖1030選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.433；a =1.650d =1B、 由機械設(shè)計圖 10 26查得 ;a3=0.78；a4=0.87 所以；a =1.650C、 外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù)查機械設(shè)計表10-7, d =1D、 查機械設(shè)計表 106得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.800 MPa 12E、由機械設(shè)計圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為6 lim 3 =600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限為二h帕4 =550MPaF、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8 8N3=60njLh=60 X 267X 1 x( 2X 8X 36

25、5X 8) =7.4845 X 10同理 N3 =2.6826 X 10由機械設(shè)計圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN 3=0.910KHN4=0.950G、計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)為S=1 ,貝H；h3 = Khn3二Hiim3 /S=546Mpa二 h4 = Khn4 二Hiim4/S=522.5Mpa，所以 二 H =534.250 MPa(3)計算A.小齒輪分度圓直徑d3 冰兀 yHZEf =77.257mmd 討jB.計算圓周速度v=46 =1.080m/s60*1000C.計算齒寬b及模數(shù)口玳b= d d3t =77.257mmm = d3t cos I-1

26、mnt = 3t3.123mmZ3d3t - 77.257D.E.F.h=2.25 X mnt =7.027mm計算縱向重合度；:計算載荷系數(shù) Kb/h=10.994I：,=0.318 : d 乙 tan 3 =1.903已知使用系數(shù) Ka=1，根據(jù)v=1.080m/s , 8級精度，由機械設(shè)計圖 10-8查得動載系數(shù) Kv=1.07 ；由表 10-4 查得1.462，查圖 10-13 得 Kf，1.385 ；查表 10-3得Kh KFa =1.4。所以 載荷系數(shù)K = Ka Kv KHa Kh ： =2.190按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=84 .983 mmd 3= d 3t計算模

27、數(shù)d3 cos I 1-3.435mm圓整為3mm(4)按齒根彎曲強度設(shè)計確定計算參數(shù)A.計算載荷系數(shù)K = Ka Kv KFa Kf 1=2.075B.由縱向重合度 =1.903，查機械設(shè)計圖10-28得螺旋角影響系數(shù) 丫一：=0.880邛.=1.903K=2.190d3=84.983K=2.075Y =0.880C.計算當量齒數(shù)Zv3=- =26.272 cos戸同理Zv4 =73.411D.查取齒形系數(shù)由機械設(shè)計表10-5查得齒形系數(shù)YFa3 =2.592；YFa4 二 2-234應(yīng)力校正系數(shù)Ysa3 =1.596 ；YSa4=1.756由機械設(shè)計圖 10-20C的彎曲疲勞強度極限E.F

28、.G.二 FE3 =500MPa；FE4 =380MPa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KfN30.85 ； Kfn 4 = 0.88計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ;則；f3二KfN 3；- FE3= 303.57MPa ；同理二 f h =242.114MPa計算大、小齒輪的丫刊丫；，并加以比較LfYFa3Ysa3=0.01363YFa 4Ysa4Ff3產(chǎn)F】4=0.01642大齒輪的數(shù)值大mn =2.5Z3=33乙=92a=161:=1357d3 二 85.052d4 =237.113B3=90mmB4 = 85mm(5) 設(shè)計計算m、3嚴丁2丫薩即幾=2.405mm

29、r 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 =2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3 =84.983mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有z3 _d3 csp =32.983取Z3=33則乙=uZ3 =92mn(6) 幾何尺寸計算A. 計算中心距a= (Z3 Z4)mn =161 082mm圓整為 161mm2cs P B. 按圓整后的中心距修正螺旋角1 =arccs(ZZ2)mn =13：57 9”2a因3值改變不多，故參數(shù) ；a、K 、Zh等不必修正。C. 計算大、小齒輪的分度圓直徑d3

30、= Z3A = 85.052 mm同理 d4 =237.113mmcos :D. 計算齒輪寬度b= dd3=85.052mm圓整后取 B4 = 85mm B3 =90mm(7) 速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計A. 齒根圓直徑為 df3 二d3 -2(h； C：)mn =78.802mmdf4 =230.863mmB. 齒頂圓直徑為 da3 =d3 2h；n叫=90.052mmda4 二 242.113mm小齒輪齒頂圓直徑小于 160mm，故以選用實心式結(jié)構(gòu)為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于 160mm ,而又小于500mm ,故選用腹板式機構(gòu)為宜。六、軸的設(shè)計與計算15-3，取 Ao=100，則1. 高速軸的設(shè)計

31、與計算n 1=巴=290(3 =967計和R = F0E 用=7.5 x 0.90 = 6.75xwT1i1(2)求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1 =57.726mm-=14:25而圓周力F,2T1 =2 66662 =2310 N a57.726徑向力tanantan 20oFr 二R-n =2310*o867cos：cos14 2 5N軸向力Fa =Fttanl： -2310 tan 14025 = 576N(1)列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩(3)初步確定軸的最小直徑= 9550 邑=66.662Nm選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由機械設(shè)計表dmin =19.11d

32、min =Ao；怪=100.07d，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑為d34 =60m m,軸環(huán)寬度b 1.4h，取l34=17.5m (即齒輪之間的距離為17.5mm )。同理，低速級小齒輪的輪轂寬度為90mm , I45 =85mm左端齒輪根據(jù)分析以及大小齒輪中心配和可知，高速級大齒輪距內(nèi)壁為18.5mm，又鑄造誤差為 10mm,所以 |12=18+10+18.5+4=50.5mm。同理，低速級小齒輪距內(nèi)壁為16mm，所以l56 =18+10+16+5=49mm。(6) 軸向零件的周向定位高速齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：bx h = 14mm x 9

33、mm (GB/T 1096 79)，長度為45mm同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中 性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ;同樣，低速級齒輪與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mnx 9mmx 70mm與軸的配合為 H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 mG(7) 確定軸上圓角和倒角尺寸查機械設(shè)計表15-2，取軸端倒角為1.2 x 45，各軸肩處的圓角半徑也可查表大致估取。(8) 求軸上的載荷Fq7卜F NvaM首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算草圖，在確定軸承的支點位置時，從中查取 冊可知a=23。則計算可知兩個軸承到齒輪中心的距離分別是a值，由手L仁 1

34、8+10+18.5+29.5-23=53L2=17.5+29.5+45=92L3=45+16+10+18=89由計算可得Fnbi =3819NFnb2=3918NM H1 =202407NmmM H 2 =348702NmmFnvi=2321NFnv2=-1091NMVi=123013NmmM V1 =64553NmmMV2=-38668NmmMV2 =-97099NmmM=361969(9) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6,軸的計算應(yīng)力(JcaM2 5)2W3619692(0.6 234279)0.1 X503=31.06

35、4MPa前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得匚=60MPa，因此是安全的。3.低速軸的設(shè)計與計算(1)列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩n 3= 96r P3 =6.35 .w/min3T3 =631.693Nm(2)求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4 =237.113mm2 -13:57 9而圓周力Ft ,T3 =2631693 =5328N237.113d4徑向力Frtan 20o軸向力Fatan ann =5328* , , =1998 Ncos 1357 9=Ft tan ： =5328* tan 13:579 = 1328N-ca=31 .064

36、中間軸安 全(3)初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機械設(shè)計表 15-3，取A0=110，則dmin =45mmF33655dmin =兀即=110漢3=45mmVnsV 96(4)擬定軸上零件的裝配方案12345 678(5)根據(jù)軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑d12處，如上圖所示。為了使所選軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查機械設(shè)計表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取 KA=1.3，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為a二KAT3 =1.3 631.693 103 = 821 Nm。選用TL9彈性套聯(lián)軸器，其公稱

37、轉(zhuǎn)矩為1000Nm。軸孔長度 L仁84mm，軸孔直徑 D=50mm。故取d12 =50mm。為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求,端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑1-2軸段左端需制出一軸肩，所以取 d23=57mm，左端用軸D =60mm。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1-2段的長度就比L1稍短一些，現(xiàn)取l12=82mm初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。由工作要求及 d23=57mm，查 GB/T292-83，選擇 7212AC 型號，其尺寸為 dx D x B=60mm x 110mmX 22mm，故 d34 =d78 =60mm，而 l

38、34 =22+10+16=48mm （參照高中速軸）。取安裝齒輪處的軸段 6-7的直徑d67 =75mm ,則d45 =75mm。齒輪與右軸承之間采用套筒定 位。已知齒輪的輪轂寬度為 85mm ,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度, 故取l67 =80mm，齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，取h=7.5mm，則軸環(huán)處的直徑為 d56 =90mm，軸環(huán)寬度 b 1.4h，取 l56 =12mm。軸承端蓋的總寬度為 40mm,(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離l =30mm，故取

39、l23 =70mm。7-8段長度l718.5 10 2255.5mm (齒輪距內(nèi)壁18.5,鑄造誤差10,齒輪露出54-5 段長度 l45 =59 18.5 10 17.5 2.5-16-10-12 = 69.5mm仲間軸高速級大齒輪軸寬59,距離內(nèi)壁18.5，鑄造誤差10,中間軸兩齒輪間的距離17.5，低速級齒輪中心配對左右相差 5/2=2.5)(6) 軸向零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得齒輪處：bx h = 20mm x 12mm (GB/T 1096 79),長度為63mm ;同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配

40、合為H7/n6 ;同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mm X9mm x 70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的， 此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(7) 確定軸上圓角和倒角尺寸查機械設(shè)計表 15-2，取軸端倒角為2 x 45 各軸肩處的圓角半徑也可查表大致估取。(8) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算草圖，在確定軸承的支點位置時，從中查取a值，由手冊可知a=30.8。則計算可知兩個軸承到齒輪中心的距離分別是L1=48+69.5+12+85/2-30.8=141.2L2=85/2+55.5-5-30.8=62.2由計算可得FNbi=162

41、9NFNb2=3699NMh =230015NmmF nvi =-124NFNV2 =2122NM vi =-17509NmmMv2 =139934NmmM1 =230680NmmM 2=269237Nmm(9) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應(yīng)力為:caM 2 (aT3)22692372 (0.6 23711320.1 7537.2MPa前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得匚=60MPa，因此是安全的。-ca=7.2MPa低速軸是安全的七、滾動軸承的計算與校核1、高速軸上軸承（7206A

42、Q的計算與校核(1)基本額定動載荷查滾動軸承樣本（或設(shè)計手冊）可知7206AC軸承的C=22000N(2)求軸承受到的徑向載荷Fr2和Fr2將軸承部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中由前面計算數(shù)據(jù)可知F nb1 =1717NFnb2 =593NF nv1 =567NFnv 2 =300NFr1二 i F；vF；hFNB1 fNV =1808Nr22vF/2h=Fnb2 Fnv2 = 665 N（3）求軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于7206AC型軸承，按機械設(shè)計表13-7，軸承派生力Fd二eFr，判斷系數(shù)e=0.68。則 Fd1 =0.68Fr1 =0.68 1808 =

43、 1229.44NFd2 = 0.68Fr2 = 0.68 665 = 452.2N米用正安裝Fd1 - Fd2Fae則 Fa1 = Fd1 =1229.44NFa2 = Fa1-Fae = 1229.44 - 576 二 653.44N0.682軸承 1： X1 =1 Y = 0 ;軸承 2: X2 =0.41 筆=0.87（4）求軸承當量動載荷R和P2因為= 0.681由機械設(shè)計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為Lh =4 年查表 13-6，fp =1.01.2 （輕微沖擊），取 fp -1.1。則R = fp(X1FM+YFa1)=1.1 漢(T1808 十 0)=1988.8NB =fp(X2F2Y2Fa2) =1.1 (0.41 665 0.87 653.44)=925.26N（5）驗算軸承壽命因為RF2,所有按軸承1的受力大小驗算60n10(22000)3 二 23330 h = 4年60 9671988.82、中速軸上軸承（7208AQ的計算與校核（1）基本額定動載荷查滾動軸承樣本