機械設計課程設計二級減速器67874

1、機械設計課程設計任務書學生 專業(yè)年級 設計題目：設計帶式輸送機傳動裝置設計條件：1、輸送帶工作拉力： F = 2600N ；2、輸送帶工作速度： v = 1.1m/s（允許輸送帶速度誤差為 5% ）；3、滾筒直徑： D = 220mm ；4、工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；室，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35 ；5、使用折舊期：8 年；6、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V ；8、運輸帶速度允許誤差：5%9、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設計工作量：1、減速器裝配圖 1（ A1）；2、零件工作圖 2

2、；3、設計說明書 1 份。指導教師簽名：2013年 4月 23日說明： 1.此表由指導教師完成，用計算機打?。ˋ4 紙）。2.請將機械設計課程設計任務書裝訂在機械設計課程設計（論文 ）的第一頁。設計題目： 二級展開式圓柱齒輪減速器1 設計條件1.1 原理圖( 二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖)1.2 工作情況1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室工作，有灰塵，環(huán)境最高 溫度 35；2) 使用折舊期； 8 年；3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4) 動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V ；5) 運輸帶速度容許誤差： 5%；6)

3、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。1.3 原始數(shù)據(jù)參數(shù)題號1運輸帶工作拉力 F/KN2600運輸帶工作速度 v/(m/s)1.1卷筒直徑 D/mm220注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在 F 中考慮。2 電動機選擇2.1 電動機類型的選擇 電動機選擇全封閉的 Y 系列三相鼠籠式異步電動機，具有防止 灰塵、鐵屑、或其它雜物侵入電動機部的特點， B 級絕緣，工作環(huán)境 溫度不超過 +40，相對濕度不超過 95%，海拔高度不超過 1000m，額 定電壓 380V，頻率 50Hz。2.2 電動機功率的計算 工作機所需功率 Pw Pw F*v 2600*1.1 2.86KW1000

4、* w 1000 設計方案的總效率聯(lián) =0.99 （兩對聯(lián)軸器的效率相等）軸承1 =0.99 ， 軸承 2 =0.98 ， 軸承3 =0.99Pw=2.86 KW總=0.886=3.23 KWnw=95.50 r/min nm=1430 r/min齒 =0.97 （兩對齒輪的效率取相等）22則： 總 =聯(lián)軸承 1齒軸承 2軸承 3 =0.886電動機所需工作功率 PdPw 2.86Pd3.23KW0.8862.3 電動機轉速的選擇 由 v=1.1m/s 求卷筒轉速 nw Dn wV = w =1.1 nw=95.50 r/min60 *1000 電動機可選轉速圍 n i1 i2 nw在該系統(tǒng)中

5、只有減速器中存在二級傳動比i1,i2 ，由圓柱齒輪傳動比圍為 3 5。所以 nd =（i1*i2） nw=9 ， 25* nwnd的圍是（ 859.5，2387.5）r/min ，初選為同步轉速為 1430r/min 的電動機2.4 電動機型號的確定電動機型號為 Y100L1-4, 其額定功率為 2.2kW ， 滿載轉速1430r/min ?；痉项}目所需的要求。電動機額定功滿載轉速堵轉額定最大額定質(zhì)量型號率/KWr/min轉矩轉矩轉矩轉矩/KgY100L1-42.214302.22.3343 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配3.1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速 nm

6、和工作機主動軸轉速 nw 可確定傳動裝置應有的總傳動比為： i總 nm/nw nw 95.50r/min nm=1430r/mini14.973.2 合理分配各級傳動比 由于減速箱是展開式布置，所以i1（ 1.3-1.5） i2。估測選取 i 1=4.5 i 2=3.3傳動比誤差為 0.801% ，所以可行。3.3 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩計算 計算各軸轉速電動機轉軸速度n0=nm=1430r/min高速軸 1 n1=nm=1430 r/min中間軸 2 n2= n1 =317.78 r/mini1低速軸 3 n3= nm =96.30 r/mini1 *i2卷筒軸n4=96.30 r/m

7、in 。 計算各軸功率高速軸 1 P1=Pd* 聯(lián)1 =3.23*0.99=3.20Kw中間軸 2 P2=P1* 齒*n 軸承 1=3.20*0.97*0.99=3.07Kw低速軸 3 P3=P2* n齒n軸承 2 =3.0708*0.97*0.98=2.92Kw卷筒軸P4=P3* n聯(lián)2 n軸承3 =2.9191*0.99*0.99=2.86 Kw 計算各軸轉矩9550 * P 4電動機輸出轉矩 Td 9550* Pd 2.16 * 10 4 N mmi 14.97i1=4.5i2=3.3各軸轉速n0=1430r/minn1=1430r/min n2=317.78 r/min n3=96.3

8、0 r/min n4=96.30 r/min各軸功率P1= 3.20 KwP2=3.07KwP3=2.92KwP4=2.86Kw高速軸 1 T1 9550 * P1 2.14 * 10 4 N mmT2=T3=T4=n19550 * P中間軸 2 T22 9.23*104 N mmn29550 * P 5低速軸 III T3 9550* P3 2.90 * 105 N mm n39550* P卷筒軸T4 9550* P4 2.84 * 10 5 N mmn4項目電動機 軸高速軸 I中間軸 II低速軸III卷筒轉速（ r/min 7896.3096.30功率 （kW）3

9、.233.203.072.922.86轉矩 （Nm）21.621.492.3290.0284.0傳動比114.53.314 齒輪設計計算4.1 高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉 速齒數(shù) 比小齒輪轉矩類型3.20Kw1430r/min4.521.4N m斜齒選精度等級、材料及齒數(shù)：1） 材料及熱處理8 級精度 z120 z290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。2）精度等級選用 8 級精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z1 20，大齒輪齒數(shù) z2 90 的；4.1.1 按齒面接觸強度設計因為低速

10、級的載荷大于高速級的載荷， 所以通過低速級的數(shù)據(jù)進 行計算。按式（ 10 21）試算，即2 Z E * Z H H1） 試 選 Kt1.61）確定公式的各計算數(shù)值2）由表 107 選取齒寬系數(shù) d13）由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE189.8Mpa4）由圖 1030 選取區(qū)域影響系數(shù) =2.4335）由圖 1026 查得=0.755， =0.82， 則=+=1.5756）由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1 600MPa ；大齒輪的解除疲勞強度極限 Hlim2 550MPa；7）由式 1013 計算應力循環(huán)次數(shù)N1 60n1 jLh 60 1430 1

11、 （2 8 365 8） 4.0 1099N1 4.0 1098N21 8.91 1082i14.58）由 1 圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) K HN1 0.9 ，K HN 2 0.95取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1，由式（ 1012）得 0.90600MPa540MPa 0.95500MPa522.5MPa則許用接觸應力為：540 522.52531.25MPa2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑ZE*ZH2=34.24mmd1t cos 34.24 cos14 mttz120mmh 2.25mt 2.25 1.66mm 3.732）計算圓周速度v= d1tn1= 34.24 143

12、0 =2.56m/s60 1000 60 10003）計算齒寬 b 及模數(shù) mb d d1t 1 34.24mm 34.24mmb 34.249.167h 3.7354）計算縱向重合度0.318 d Z1 tan0.318*1* 20* tan14 1.595）計算載荷系數(shù) K 由表 10-2 查得使用系數(shù) K A 1 根據(jù) v 2.56m / s ， 8級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) K v 1.14 由表 10-4 用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承非對稱 布置時， K H 1.448查圖 10-13 得： K F1.36由表 10-3 得， K HKF1.2故載荷系數(shù)K KA

13、KV KH KH 11.141.3 1.448 1.98（ 6）按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 由式 10-10a 得：K1.98d1 d1t334.24 3 mm 36.76mm1 1tKt1.6（ 7）計算模數(shù)md1cos36.76* cos14mn 1 1.78mmnz1204.1.2 按齒根彎曲強度設計由式 10-17 得：彎曲強度設計公式22KY T1 cos22d z1YFaYSaF1）確定計算參數(shù)K KAKVKF KF 1 1.11 1.41）計算載荷系數(shù)：2）根據(jù)縱向重合度1.59 ，從圖 10-28 查得： Y 0.883）計算當量齒數(shù)：Zv1Zv2Z13cosZ2cos320

14、cos3 1490cos31421.8998.524）查取齒形系數(shù)：由表 10-5 查得 YFa15）查取應力校正系數(shù)：由表 10-5 查得 YSa12.724;YFa2 2.1831.569;YSa2 1.7896）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa ，大齒輪的彎曲強度極限FE 2 380MPa7）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 0.85, KFN 2 0.888）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K FN 1 FE1F10.85 500 303.57MPasK FN 2 FE2F21.40.88

15、380 238.86MPa1.4YFaYSa9）計算大小齒輪的F 并加以比較：YFa1YSa12.724 1.596 0.01408F1303.57YFa 2YSa22.183 1.789 0.01635（大齒輪的大）F22）計算238.86m3422 1.98 2.14 104 0.88 cos214 0.01635mm 1.22mm1 202 1.575對比計算結 果 , 由齒面接觸疲輪模數(shù) m的大小主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)的乘積）有 關，取標準值 mn 1.5mm. 但為了同時滿足接觸疲勞強度， 需按接觸疲勞強度算

16、得的分度圓直徑 d1 36.76mm 來計算相應的齒數(shù)：z1d1 cos mn36.76* cos141.523.78mn 1.5mmz1 21z2 95取 z1 24,z2 1083）幾何尺寸計算1）計算中心距(z1 z2)mn2cos(24 108)*1.5 102.03mm2* cos14a 90mm勞強度計算的模數(shù) mn 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù), 由于齒故圓整后取中心距為 a 102mm2) 修正螺旋角z1 z2 mn (24 108)*1.5 arccos arccos2a 2*10213 5548螺旋角改變不多，不需要修正相關的參數(shù)。3）計算齒輪的分度圓直徑d1 z1mn

17、 cosz2mnd2cos24 1.5cos13。5548108 1.5cos13。554837.09mm166.91mm4）計算齒輪寬度bd d1 1 37.09 37.09mmd1 32.58mm d 2 147 .41mmB1 42mmB2 36mm4.2 低 速調(diào)整后取 B1 37mm, B2 31mm 。模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪1.537.093724大齒輪1.5166.9131108齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比小齒輪轉矩類型3.07KW317.78r/min3.392.3Nm直齒選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HB

18、S ，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。2）精度等級選用 8 級精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z124，大齒輪齒數(shù) z2 79 的；4.2.1按齒面接觸強度設計由設計公式（ 10-9a ）進行計算，即KT2 u 1 ZE 2d3t 2.323 KTd2.uu1（ZHE）2mm1）確定各計算值1）試選載荷系數(shù) K t 1.32）計算小齒輪傳遞的轉矩，T29550* P2 9.23 104 N mmn23）由表 10-7 選取齒寬系數(shù)4）5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限；Hlim 3600MPa6）7）大齒輪的接觸疲勞

19、強度極限；由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)N3 60n2 jLh 60 317.781088.9N4N3i28.9 108 2.73.3H lim 41 (2108由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)550MPa8 365 8)1由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 2KHN3 0.90， K HN 4 0.958）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由（ 10-12 ）得KHN 3 lim 3 0.9 600MPa 540MPa SK HN4 lim 4 0.95 550MPa 522.5MPaS2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑 d3t ，代入

20、中較小的值 H 2）3）d3t 2.323KtT2 u 1 ZE =63.63mmHdu計算圓周速度 vd3tn2v60 1000計算齒寬 bb d d3t 14）計算齒寬與齒高比模數(shù) mtd3tz3齒高 h63.63 317.78ms 1.06ms6000063.63mm 63.63mmb/h63.63mm 2.65mm242.25mt2.25 2.65mm 5.96mm63.635.9610.685）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 0.88m/ s ，8 級精度， 由圖 10-8 查得動載系數(shù)K v 1.08 直齒輪 KHK F 1 由表 10-2 查得使用系數(shù) K A 1 由表 10-4 用插值

21、法查得 8 級精度、小齒輪相對支承非對 稱布置時 K H 1.458 由 b 10.68， KH 1.458 ，查圖 10-13 得K F 1.38 h故載荷系數(shù)：K K AKVK H KH 1 1.08 1 1.458 1.5756）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a ）KK 63.633 1.575mm1.367.83mm7）計算模數(shù) mm d3 67.83 mmz3242.83mm4.2.2 按齒根彎曲強度設計由式（ 10-5 ）得彎曲強度的設計公式為：m32KT2 ?YFaYSadz3F1）確定各計算值1）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極FE3 5

22、00 MPa ，大齒輪的彎曲強度極限 FE4 380MPa2）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN30.88 ，K FN 4 0.903）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：K FN3 FE3F30.88 500314.29MPasK FN 4 FE4F41.40.90 3801.4244.29MPa4）計算載荷系數(shù) KK K AKVK F K F1 1.08 11.44 1.5555）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa32.65, YFa 42.2126）查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 YSa3 1.58,YSa4 1.7747）

23、計算大小齒輪的 YFaYSa 并加以比較FYFa 3YSa3F32.65 1.58314.290.01332YFa 4YSa4F42.212 1.774244.290.01606大齒輪的大一些2）設計計算3 2 1.49 9.23 104 0.01606m 3 2 mm 1.97mm1 242對比計算結果 , 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) , 由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度 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)的乘積）有關，可取標準值 m 2mm，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

24、徑d3 67.83 mm 算出小齒輪齒數(shù)：z3d3m367.83233.91534 ，取 z3 34m3z3z42mm2996大齒輪齒數(shù) z4 3.3 34 112.2,取 z4 112這樣設計出的齒輪傳動 , 即滿足了齒面接觸疲勞強度 ,又滿足 齒根彎曲疲勞強度 ,并做到結構緊湊 , 避免浪費。3）幾何尺寸計算68mm224 mm（ 1）計算分度圓直徑d3d4d 3 mz3 2 34 68mmd 4 mz4 2 112 224mm（ 2）計算中心距d3 d4268 224 146mm2(3 )計算齒輪寬度bd d3 1 68 68mm所以取 B3 68mm ， B4 62mm模數(shù)分度圓直徑壓

25、力角齒寬小齒輪2682068大齒輪222420624 畫裝配草圖4.1 初估軸徑 在畫裝配草圖前需初估軸徑 , 從而提高設計效率 , 減少重復設計的工作量 并盡可能的降低生產(chǎn)成本。由機械設計式 16.2, 得各軸的最小直徑分別為 :d1 C 3 P1 1023 9.64 19.1433mm1n11460d3 C 3 P3 1123 8.182 50.35mm3n352.52式中: C為軸強度計算系數(shù) ,40Cr和 45鋼所對應的系數(shù)分別為 102和 112?？紤]到實際情況 ,可將這三軸的最小軸徑定為 22mm, 35mm 和 52mm。4.2 初選聯(lián)軸器 聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉矩外 , 有些

26、還具有補償兩軸因制造和安裝誤差 而造成的軸線偏移的功能 , 以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和 減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器 , 由于軸的轉速較高 ,為減小啟動載荷 , 緩和沖擊 , 應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器 , 該設計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減 速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器 , 由于軸的轉速較低 , 不必要求具有較小的 轉動慣量 ,但傳遞轉矩較大 , 又因減速器與工作機不在同一底座上 , 要求具有較大的軸線偏移補償 , 因此選用鼓型齒式聯(lián)軸器。根據(jù)上述分析并考慮到實際情況聯(lián)軸器選擇如下 : 電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用 LT6 聯(lián)軸器Y42 82 GB/

27、TY40 824323 2002; 減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用GY7聯(lián)軸器Y48 112J150 84GB/T 5843 2003。4.3 初選軸承軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對直齒輪傳動，經(jīng)比較選擇，采用兩對深溝球軸承。從高速軸到低速軸，選用的軸承分別為6305,6308,6312 。4.4 箱體尺寸計算查手冊中表 11-10.025 ，可計算出箱體各部分尺寸，具體如下：名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚110mm箱蓋凸緣厚度b115mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df24mm地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺釘直徑d118mm蓋與座

28、聯(lián)接螺釘直徑d212mm聯(lián)接螺栓 d2 的間距l(xiāng)150mm軸承端蓋螺釘直徑d312mm視孔蓋螺釘直徑d410mm定位銷直徑d10mm軸承旁凸臺半徑R124mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1342618df、d2 至凸緣邊緣距離C22816箱座肋厚m9mm大齒輪齒頂圓與箱壁距離114mm齒輪端面與箱壁距離210mm結合以上參數(shù) , 可設計出傳動裝置的裝配草圖 ,其結構形式如下圖所示a 125mmB3 64mm ，B4 58mmd1=16mmL1=40mm； d2=20mm L2=69.2mm； d3=25mm L3=28mm； d4=28mm L4=73mm； L5=42mm； d6=25mm

29、 L6=28mm；5 軸系結構設計計算5.1 軸的尺寸計算5.1.1 高速軸尺寸計算根據(jù)結構及使用要求 , 把高速軸設計成階梯軸且為齒輪軸 , 共分 六段,其中第 5段為齒輪 ,如圖所示 :由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸 , 因此其材料須與齒輪材 料相同 ,均為 40Cr,熱處理為調(diào)質(zhì)處理 , 材料系數(shù) C為 112。所以,該軸 的最小軸徑為 :由主教材表 19.3 查得載荷系數(shù) K=1.5 ：T1 12.3N m ，Tc1 KT1 1.5 12.3 18.45N m TnY28 62選用梅花形彈性聯(lián)軸器 LM 2 , 與軸相連的軸孔直徑為Y16 42 16mm，軸孔長度為 42mm，與電

30、動機軸連接的軸孔直徑為 28mm，軸孔長 度為 62mm。則： d1 16mm, L1 40mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求第二軸段左端要求制出一軸 肩；固取 2 段的直徑 d2=20mm;左端用氈圈密封，按軸端直徑取氈圈圈 直徑 D=20mm。第三段的長度，經(jīng)過畫圖確定 L2=69.2mm ，經(jīng)過第二次放大，查 取軸承 7005AC，所以 d3=25m， L3=28mm。由于第四段軸應比小齒輪的齒根圓要低，所以取 d 4 28 mm L ， 4=73mm 。 第五段是齒輪軸段長度為 42mm， L5=42mm。 第六段： d6=25mm， L6=28mm。5.1.2 中間軸尺寸計算中間軸的

31、結構示意圖由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸, 因此其材料須與齒輪材 料相同 ,均為 40Cr,熱處理為調(diào)質(zhì)處理 , 材料系數(shù) C為 112。所以,有該 軸的最小軸徑為P 1.77d12 C3 2 112 3 19.85mm 。12n2317.78 。為了保證減速器美觀，中速軸選擇的軸承為30205 從而 d1=25mm，L1=32.25mm,第二段為齒輪軸段 L2=64mm； 第三段為了滿足齒輪的軸向定位，所以d3=36mm， L3=12mm；第四段和大齒輪配合所以，其直徑盡量取標準值d4=30mm，其長度為一級大齒輪寬度 B2-2=36-2=34mm， L4=34mm；第五段要與軸承配合，

32、所以 d5=25mm， L5=37.25mm。5.1.3 低速軸尺寸計算d1=25mmL 1=32.25mm ；L 2=64mm ； d3=36mmL 3=12mm ；d4=30mmL 4=34mm ；d5=25mmL 5=37.25mm ；低速軸的材料為 45，材料系數(shù) C為 100。最小軸徑為：d133916.6.38025.94mmd7=30mmL7=58mm；d6=35mm低速軸的結構示意圖由主教材表 19.3 查得載荷系數(shù) K=1.5 ：Tc1 KT1 1.5 168.7 253.05N m Tn第七段軸端要與聯(lián)軸器相連，選取的聯(lián)軸器為滾子鏈聯(lián)軸器GL5J130 60 ，所以 d7=

33、30mm，軸段的長度為聯(lián)軸器長度減去 2mm，J130 60L7=60-2=58mm；第六段為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，此處采用氈圈密封，軸段的長度為 L6=50mm， d6=46.2 ；第五段軸段，經(jīng)過二次放大，且應該滿足所選取的軸承的徑值。 所用的軸承是深溝球軸承型號為 6008，所以 d5=40mm， L5=31mm；第四段的直徑經(jīng)過放大一次 d4=46mm， L4=46mm； 第三段軸段是軸肩，需要對第二級大齒輪進行軸向定位，所以 d3 d2 2*(0.07 0.1)d2 45 2 * (0.07 0.1) * 45 52mmL6=46.2mm； d5=40mm L5=31mm； d4=

34、46mm L4=46mm； d3=52mm L3=8mm； d2=45mmL2=56mm；d1=40mmL1=36mm。其長度應該滿足 L3 1.4h,L3 1.4* 1* 52 45 5mm, 所以 L3=8mm； 第二段與二級大齒輪有配合關系所以取標準直徑d2=45mm，此段的長度為 L2=B4-2=58-2=56mm；第一段軸也要與上述的軸承配合所以d1=40mm， L1=36mm。5.2 軸的受力分析及核算5.2.1高速軸受力分析計算齒輪1 上的受力：Fr1 =755.06NFt1 =284.29NFa1 =199.92N圓周力Ft12T1 2*1.23*104 d132.58755.

35、06N徑向力Fr1F tan nFt1 cos755.06*tan20cos14 4948 284.29N軸向力Fa1Ft1* tan755.06tan144948 199.92N5.2.2中間軸受力分析及核算3 3 2a)中間軸的結構圖如下：1）計算齒輪的嚙合力大斜齒輪的圓周力： Ft2 Ft1 755 .06N徑向力： Fr2 Fr1 284 .29 N軸向力： Fa2 Fa1 199.92 N2T2小直齒輪的圓周力：Ft32 1834.48Nd2tan徑向力：Fr3 Ft3n 667.7Ncos2）求垂直面支反力Fr3VFr 4VFt2Ft3Ft2Fr2Fa2Ft3r3755.06N28

36、4.29N199.92N1834.48N667.7NFr3V l1Ft3l2Fr 4V (l 2l3)得 Fr3V =1177.04N ， Fr4V =1412.5NFr3VFr4V1177.04N=1412.5N3)求垂直面彎矩M aV1Fr3Vl1 53.11N maV2Fr3V (l1 l2) Ft2l2 79.28N m4)求水平面支反力Fr3HFr2Fr 4HFr3,Fr3H (l1 l2) Fr2l 2Fr4Hl3 Fa2 2得Fr3H =222.08N， Fr 4H =161.33N5)求水平面的彎矩MaH1 Fr 3H l1 10.02N mMaH2 Fr3Hl1 Fa2* d

37、219.45N m2MaH3 Fr3H (l1 l2) Fr2l2 Fa2d2 /2 26.68N m6）求合成彎矩M a1M aV1M aH 154.05N.mM a22M aV12M aH 256.56N.mM a3MaV22M aH383.65N mFr 3HFr 4H=222.08N ，=161.33N7）求危險截面的當量彎矩查表 15-1 ， 40Cr 鋼對稱循環(huán)應力時軸的許用彎曲應力為1 70MPa ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以0.6。1 70MPaM maxMa3 （ T2）2 89.53N m8）彎扭合成強度校核 按最壞的情況校核，取 dmin=25mmcaMmaxmax3

38、dmin /3258.39Mpaca 53.69Mpa所以該軸是安全的 .5.2.3 低速軸受力分析及核算a）低速軸的結構圖1）計算齒輪的嚙合力大直齒輪的圓周力： Ft4 Ft3 1834.48N 徑向力： Fr 4 Fr3 667.7N2）求垂直面支反力Fr5V Fr6V Ft4Fr5Vl1 Fr6Vl2得Fr5V=628.48N，F(xiàn)r6V =1206N3）求垂直面彎矩M aV Fr5Vl1 66.93N m4）求水平面的支反力Fr5Hl1 Fr6H l2,Fr5H Fr6HFr 4得Fr 5H =228.75N， Fr 6H =438.95N5）求水平面的彎矩M aH Fr5Hl1 24.

39、36N mFt4 1834.48NFr 4 667.7NFr5V =628.48N ，F(xiàn)r6V =1206NFr5H =228.75N ，F(xiàn)r 6H =438.95N6）求合成彎矩22M a MaV2 MaH 2 71.23N.m7）求危險截面的當量彎矩查表 15-1，45 鋼對稱循環(huán)應力時軸的許用彎曲應力為60MPa ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以0.6 。1 60MPaM M a （ T3）2 100.55N m8）彎扭合成強度校核按最壞的情況校核，取 dmin=30mmcamaxmax3dmin /3235.05Mpaca 35.05Mpa所以該軸是安全的5.3 軸承壽命驗算5.3.1

40、 高速軸軸承軸承為 7005AC,查手冊得 C=11.2KN。軸承工作時間為： 28 836546720。兩軸承為面對面 正安裝。1）求兩軸承的徑向載荷 Fr1和 Fr2Fr1 596.14NFr2 211.85NFr1Fr1H 2 Fr1V2227.892 550.862 596.14N2 2 2 2Fr2 Fr2H 2 Fr2V256.42 204.22 211.85N2）求兩軸承的軸向力 Fa1和 Fa2 對于 70000AC型軸承，查表 13-7 ，得軸承派生軸向力：Fd 0.68FrFd1 405.38NFd2 144.06NFa1 405.38NFa2 205.46NFd1 0.6

41、8 Fr1 405.38 NFd2 0.68 Fr 2 144.06N因為 Fa1 Fd2 199.92 144.06 343.98N Fd1 所以軸承 1 被放松，軸承 2 被壓緊，所以：Fa1 Fd1 405.38N ，F(xiàn)a2 =Fd1-F a1=205.46N3）求當量動載荷 P1和 P2Fa1Fr10.68 e,a20.97 er2查表 13-5 ，對軸承 1：X1=1，Y1=0對軸承 2：X2=0.41 ， Y2=0.87因工作載荷較穩(wěn)定，軸承運轉中無沖擊或有輕微沖擊，按表13-6 ，取載荷系數(shù) f p=1.1P1 fp ( X1Fr1 Y1Fa1) 655.75NP2 fp(X2F

42、r2 Y2 Fa2) 292.17N（4） 驗證軸承壽命 因為 p1p2, 所以按軸承 1 的壽命進行核算 :10 6 C 10 6 L h（ ）60n1 P160 143011200 )3 h655 .75P1P2Lh655 .75 N292 .17 N58070 h58070 h 38400 h所以高速軸軸承選擇滿足壽命要求。5.3.2 中間軸軸承軸承為 30205, 查取手冊得 C=32.2KN軸承工作時間為： 288365 46720。兩軸承為面對面正安裝。1)求兩軸承的徑向載荷 Fr3和 Fr4Fr3Fr41197.8N1421.7NFr3Fr3H2Fr3V2222.0821177.

43、0421197.8NFr4Fr4H 2Fr4V2161.3321412.521421.7N2）求兩軸承的軸向力Fa5和 Fa6對于 30000 型軸承，查表 13-7 ，得軸承派生軸向力： Fd，d 2Y查手冊表 6-7 得 Y=1.6， e=0.37Fr3374.31N444.28NFd3r3 374.31NFd3Fd4d3 2YFr4Fd4r4 444.28Nd4 2YFa2 199.92N ，因為 Fa2 Fd3 199.92 374.31 574.23N Fd4所以軸承 3被放松，軸承 4 被壓緊所以 Fa4 Fa2 Fd3 574.23NFa3 Fd3 374.31N3)求當量動載荷

44、 P5和 P6Fa3374.310.31eFr31197.8Fa4574.230.40eFr41421.7查表 13-5 ，對軸承 3：X3=1，Y3=0對軸承 4：X4=0.4， Y4=1.6因工作載荷較穩(wěn)定，軸承運轉中無或有輕微沖擊，按表取載荷系數(shù) f p=1.2P3 fp (X3Fr3 Y3Fa3) 1437.36NP4 fp (X4Fr4 Y4Fa4) 1784.94N13-6，4)驗證軸承壽命按軸承 4 的壽命進行核算106 C10632.2 1000 10 /3Lh（ ） （ ） hh 60n2 P460 317 .78 1784.94806760 h 46720 h所以中速軸軸承

45、選擇滿足壽命要求。5.3.3 低速軸軸承軸承為 6008 深溝球軸承 , 查手冊得 C=17KN 軸承工作時間為： 288365 46720。1)求兩軸承的徑向載荷 Fr5和 Fr6Fr5Fr5H 2 Fr5V2228.752 628.482 668.82NFr6Fr6H 2 Fr6V2438.952 12062 1283.4N2）由于低速級為圓柱直齒輪傳動，故軸承不受軸向力 3）求當量動載荷 P5和 P6取載荷系數(shù) f p=1.2 ，則軸承當量動載荷為：P5fp Fr5 802.58NP6fp Fr6 1540.08N由于 P6P5,則取 P6 計算：P3 1437 .36 NP4 1784

46、 .94 NL h 806760 hFr 5 668.82NFr 6 1283.4NP5 802.58NP6 1540.08N106 C ( 60n3 P610660 96.3017 1000 )3h1540.08232777h 46720hLh 232777 h所以低速軸軸承選擇滿足壽命要求。6 鍵連接的選擇和強度校核6.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵連接高速軸與聯(lián)軸器相連的那一段軸段的直徑為d1=16mm， L1=40mm，查取手冊表 4-1 選取鍵為 GB/T1096 5 5 32。且鍵軸輪轂的材料 均為鋼，由機械設計教材表 6-2 查得： p 100 120 MP ，取平均值為 110Mpa。鍵的工作長度 l L b 32 5 27 ，工作高度為 k 0.5h