二級斜齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計說明書2011/5/22設(shè)計課題：二級斜齒圓柱齒輪減速器院系：機(jī)電工程系專業(yè)：模具設(shè)計與制造班級：z090358組： 第五組指導(dǎo)教師：張旦聞.目錄一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書4二、傳動裝置總體設(shè)計51.電動機(jī)的選擇5（1）選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式5（2）選擇電動機(jī)容量5（3）選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速52計算總傳動比并分配各級傳動比6（1）總傳動比6（2）分配各級傳動比73. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)7（1）各軸的轉(zhuǎn)速7（2）各軸的功率7（3）各軸的轉(zhuǎn)矩8三、v帶傳動設(shè)計8四、齒輪傳動設(shè)計131.高速級齒輪傳動設(shè)計132.低速級齒輪傳動設(shè)計18五、軸的設(shè)計231.中間軸的設(shè)計與

2、計算232.高速軸的設(shè)計與計算313.低速軸的設(shè)計與計算38六、參考文獻(xiàn)45一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目 設(shè)計用于帶式運(yùn)輸機(jī)上兩級斜齒輪減速器 第五組 指導(dǎo)老師：張旦聞帶式輸送機(jī)減速器結(jié)構(gòu)簡圖 1-軸、2-軸、3-軸、4-卷筒軸設(shè)計參數(shù)運(yùn)輸帶工作拉力:f(n)=3200n運(yùn)輸帶工作速度:v(m/s)=1.1m/s卷筒直徑:d(mm)=300mm工作條件 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵； 運(yùn)輸帶速度允許誤差土5； 兩班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒與運(yùn)輸帶間的摩擦影響在運(yùn)輸帶工作拉力f中已考慮) 。加工條件 生產(chǎn)20臺，中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工 78級齒輪 設(shè)

3、計工作量 1減速器裝配圖1張(ao或a1)； 2零件圖13張；3設(shè)計說明書1份二、傳動裝置總體設(shè)計1.電動機(jī)的選擇（1）選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式根據(jù)工作要求和條件選取y系列一般用途的全封閉自扇冷籠型三相異步電動機(jī)。（2）選擇電動機(jī)容量工作機(jī)所需功率： pw = =kw=3.71kw式中，帶式輸送機(jī)的效率（由查參考文獻(xiàn)1中表17可得）。電動機(jī)輸出功率p0為： p0= 其中為電動機(jī)至滾筒主軸傳動裝置的總效率，包括v帶傳動、兩對斜齒輪傳動、兩對滾動軸承及聯(lián)軸器等效率，值計算如下： =經(jīng)查參考文獻(xiàn)2中表101知v帶傳動效率=0.96，一對斜齒輪傳動效率=0.97，一對滾動軸承傳動效率=0.99，聯(lián)軸

4、器效率=0.99，因此 =0.960.9720.9940.99=0.86所以 p0 =kw=4.31kw根據(jù)p0選取電動機(jī)的額定功率pm ，使pm =（11.3）p0 =4.315.60kw，查表得電動機(jī)的額定功率pm =5.5kw（3）選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速先計算工作機(jī)主軸轉(zhuǎn)速，也就是滾筒的轉(zhuǎn)速 =r/min=70.06r/min根據(jù)參考文獻(xiàn)1中表18確定傳動比范圍，取v帶傳動比i1=24，二級圓柱齒輪傳動比ig=840，總傳動比i的范圍為 i=（28）（440）=16160電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍應(yīng)為 nm=inw =（16160）70.06r/min=1120.9611209.6r/min符合這一范圍

5、的電動機(jī)的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min，3000r/min兩種，由標(biāo)準(zhǔn)查出兩種適用的電動機(jī)型號，因此有兩種傳動比方案，如表11所列。表11 傳動比方案對照方案電動機(jī)型號額定功率pm /kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速/rmin-1電動機(jī)質(zhì)量/kg傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比v帶傳動減速器1y132s45.5150014406820.55211.252y132s125.5300029006441.39313.80綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和各級傳動比，方案一比較合適，所以選定電動機(jī)的型號為y132s4。其主要性能和安裝尺寸見表12和表13。表12 y132s4型電動機(jī)主要性能電動機(jī)型號額定功率/kw

6、同步轉(zhuǎn)速/rmin-1滿載轉(zhuǎn)速/rmin-1額定轉(zhuǎn)矩/nmy132s45.5150014402.2表13 y132s4型電動機(jī)外形尺寸 /mm 中心高度h長寬高l(安裝尺寸ab軸伸尺寸de平鍵尺寸fg132475445315216140388010332計算總傳動比并分配各級傳動比（1）總傳動比 i=r/min=20.55帶式輸送機(jī)減速器結(jié)構(gòu)簡圖 1-軸、2-軸、3-軸、4-卷筒軸（2）分配各級傳動比 i=i1 i2 i3為使帶傳動的尺寸不致過大，滿足v帶傳動比小于齒輪傳動比，即i1i2，i3 。取i1 =2，按二級展開式圓柱齒輪減速器布置，取i2 =1.3i3 。可算出 i2 =3.65 ，

7、i3=2.813. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸的轉(zhuǎn)速 軸 n1 =r/min=720r/min 軸 n2 =r/min=197.26r/min 軸 n3 =r/min=70.20r/min 卷筒軸 nw =n3 =70.20r/min（2）各軸的功率 軸 p1 =pm =5.50.96kw=5.28kw 軸 p2 =p1 =5.280.970.99=5.07kw 軸 p3 =p2=5.070.990.97=4.87kw 卷筒軸 p4 =p3 =4.870.990.99=4.77kw（3）各軸的轉(zhuǎn)矩 軸 t1=9550=9550nm=70.03nm 軸 t2=9550=9550nm=

8、245.46 nm 軸 t3=9550=9550 nm=662.51 nm 卷筒軸 t4=9550=9550 nm=648.91 nm表14 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置各主軸主要參數(shù)計算結(jié)果參數(shù)軸名電動機(jī)軸軸軸軸工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速/(r/min)1440720197.2670.2070.20功率p/kw5.55.285.074.874.77轉(zhuǎn)矩t/(nm)36.4870.03245.46662.51648.91傳動比i23.652.811效率0.960.960.960.98三、v帶傳動設(shè)計解題步驟及結(jié)果見表21表21 v帶傳動設(shè)計計算項目計算及說明計算結(jié)果1.確定設(shè)計功率pc根據(jù)工作情況，查參考文獻(xiàn)3中表7

9、7得工況系數(shù)ka=1.3，pc= 1.35.5kw=7.15kw已知：pm=5.5kw， pc=7.15kw2. 選擇v帶型號根據(jù)pc=7.15kw和nm=1440r/min，查參考文獻(xiàn)3中圖79選a型三角帶a型3. 計算傳動比=2=24. 確定小帶輪直徑經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表78，取=125mm (要大于或等于最小直徑，并符合直徑系列）=125mm5. 驗算v帶速度vv=9.42m/s在規(guī)定的5m/sv25m/s范圍內(nèi)，合理v=9.42m/s6. 確定大帶輪直徑大帶輪直徑=取彈性滑動率=0.02=2125（10.02）=245mm經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表78，取=250mm，實際傳動比=2.04從動輪

10、實際轉(zhuǎn)速=mm/s轉(zhuǎn)速誤差=0.0196計算項目計算及說明計算結(jié)果對于帶式輸送裝置，轉(zhuǎn)速在5%范圍內(nèi)是允許的。7. 初選中心距=（0.72）（d1+d2）d1=125mm ，d2=250mm262.5750mm取=500mm=500mm8. 初選長度l0l0=2500+(125+250)+=1596.656mml01596.656mm9. 選擇v帶所需基準(zhǔn)長度ld經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表73，找到與l0=1596.656mm相近的數(shù)據(jù)，取ld=1600mmld=1600mm10. 實際中心距aa=500+=501.72mm由amin=a 0.015ld , max=a0.015 ld知，中心距可調(diào)整

11、范圍為 477.72 mm 1200 經(jīng)計算，小帶輪包角取值合理=165.72012. 計算單根v帶基本額定功率p1根據(jù)d1=125mm和nm=1440r/min，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表74，取得a型v帶的p1=1.93kwp1=1.93kw13. 額定功率的增量根據(jù)nm=1440r/min和i=2，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表76，取得a型v帶的=0.17kw=0.17kw14. 計算v帶根數(shù)z根據(jù)=165.720 ，查參考文獻(xiàn)3中表75得包角系數(shù)=0.956 ，根據(jù)ld=1600mm，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表73得長度系數(shù)z= =3.6取z=4根z=4根標(biāo)記：a16004計算項目計算及說明計算結(jié)果15. 計算

12、單根v帶的初拉力f0f0= = =315.34n經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表72知，每米長度質(zhì)量q=0.10kg/mf0=315.34n16. 確定帶對軸的壓力fqfq=2zf0sin=24315.34sin=2502.54nfq=2502.54n17. 帶輪結(jié)構(gòu)工作圖帶輪結(jié)構(gòu)工作圖，見圖21圖21四、齒輪傳動設(shè)計1.高速級齒輪傳動設(shè)計 已知傳遞功率kw，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明（1） 選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)3中表87，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，hbs1=217255，取hbs1=2

13、30，大齒輪選用45鋼，正火，hbs2=162217，取hbs2=190。由表88知，hbs1hbs2=40，合適。選8級精度（gb1009588）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許5%的變化范圍）。初選螺旋角(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初選載荷系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)shmin接觸疲勞極限hlim許用接觸應(yīng)力h試計算小齒輪分度圓直徑dt1計算圓周速度v使用系數(shù)ka動載系數(shù)kv齒間載荷分配系數(shù)齒向

14、載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑d1確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)yfa1、yfa2應(yīng)力修正系數(shù)ysa1、ysa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)nf彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)yn彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)sfmin計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑da齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計公式：由式得：nmm=7.00104nmm查參考文獻(xiàn)3中表813得：查參考文獻(xiàn)3

15、中表814，取u=3.68由參考文獻(xiàn)5中圖819得：2.425=1.659=1.2由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/u=2.0736109/3.68=5.63108由參考文獻(xiàn)5中圖88得：zn1=1，zn2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 shmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限hlim1=350+hbs1=(350+230)mpa=580mpahlim2=200+hbs2=(200+190)mpa=390mpa由參考文獻(xiàn)5中式83得：h1=mpa = 580mpah2=mpa = 390mpa由于h2h1，所以應(yīng)取較小值h2代入計算=mmm/s查參考文獻(xiàn)5中表85得：ka=1根據(jù)vz1/1

16、00=2.09825/100=0.5245m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得：kv=1.05由參考文獻(xiàn)5中圖811得：=1.42由參考文獻(xiàn)5中圖813得：=1由參考文獻(xiàn)5中式810得：mmmm根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表81，取標(biāo)準(zhǔn)值mn=2.5mmmm圓整為=150mm =mmmmmm圓整后取=65mm，=70mm由參考文獻(xiàn)5中式819知校核公式為：由，可得26.9799.26查參考文獻(xiàn)5中表87，yfa1=2.57，yfa2=2.18查參考文獻(xiàn)5中表87，ysa1=1.60，ysa2=1.79查參考文獻(xiàn)5中圖820得：由參考文獻(xiàn)3中表89得：=320+0.45hbs1=(320+0.45230)mpa

17、=423.5mpa=184+0.74hbs2=(184+0.74190)mpa=324.6mpa由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/u=2.0736109/3.68=5.63108由參考文獻(xiàn)5中圖89得：yn1=1，yn2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 ，sfmin=1mpampa=51.88mpa=49.23mpa由得：mmmmda1=69.10mmda2= =240.90mmmmmmha1=ha2=h*anmn=12.5=2.5mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=4.5mmmmmmmmmm2.低速級齒輪傳動設(shè)計已知傳遞功率kw，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年

18、。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明(1) 選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)3中表87，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，hbs1=217255，取hbs1=230，大齒輪選用45鋼，正火，hbs2=162217，取hbs2=190。由表88知，hbs1hbs2=40，合適。選8級精度（gb1009588）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許5%的變化范圍）。初選螺旋角(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初

19、選載荷系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)shmin接觸疲勞極限hlim許用接觸應(yīng)力h試計算小齒輪分度圓直徑dt1計算圓周速度使用系數(shù)動載系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑d1確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)yfa3、yfa4應(yīng)力修正系數(shù)ysa3、ysa4重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)nf彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)yn彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)sfmin計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直

20、徑da齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計公式：由式得：nmm=24.54104nmm查參考文獻(xiàn)3中表813得：查參考文獻(xiàn)3中表814，取=2.81由參考文獻(xiàn)5中圖819得：2.425=1.66=1.2由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/=5.68108/2.81=2.007108由參考文獻(xiàn)5中圖88得：zn3=1，zn4=1由參考文獻(xiàn)3中表810 shmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限hlim3=350+hbs1=(350+230)mpa=580mpahlim4=200+hbs2=(200+190)mpa=390mpa由參考文獻(xiàn)

21、5中式83得：h3=mpa = 580mpah4=mpa = 390mpa由于h4lh知軸承壽命足夠軸承壽命足夠 2.高速軸的設(shè)計與計算已知高速軸的傳遞功率p1=5.28kw，轉(zhuǎn)速n1=720r/min，小齒輪分度圓直徑d1=64.10mm，齒輪寬度b1=70mm。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算及說明計算結(jié)果1. 選擇軸的材料由于減速器功率不大，又無特殊要求，故選擇軸的材料為45鋼并作正火處理。查參考文獻(xiàn)3中表101知，mpa，mpampa2.計算軸的載荷中間軸所傳遞的t1=70030nmm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力ft、軸向力fa、徑向力fr為：nft1=2185.02nfa1=497.97

22、nfr1=815.67n3.初算最小軸徑由參考文獻(xiàn)3中表103取a=118107（因軸上受較大彎矩）于是得： mm取mm由于安裝大帶輪處有鍵，故軸需加大4%5%，則mm取d=25mm軸的構(gòu)想圖如圖33(a)所示 （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細(xì)處開始設(shè)計。（2）軸段 軸段上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計應(yīng)與帶輪輪彀軸孔設(shè)計同步。根據(jù)第二步計算結(jié)果，考慮到該段軸徑mm計算項目計算及說明計算結(jié)果4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定軸段的直徑d1=

23、30mm，帶輪輪彀的寬度為（1.52.0）d1=4560mm，取帶輪輪彀的寬度l帶輪=50mm，軸段的長度應(yīng)略小于彀孔的寬度，取l1=48mm(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)d1=(0.070.1) 30=2.13mm。軸段的軸徑d2=d1+2(2.13)=34.236mm，其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查參考文獻(xiàn)1中表920選氈圈35 jb/zq 46061986，則d2=35mm（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。先

24、暫取軸承為7408ac，由參考文獻(xiàn)6中表99得軸承內(nèi)徑mm，外徑mm，寬度mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑mm，外圈定位內(nèi)徑mm，在軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離mm，故取軸段的直徑mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)測面凸出箱體內(nèi)壁12mm，擋油環(huán)軸孔寬度初定為b1=15mm，則l3=b+b1=(27+15)mm=42mm 通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同相同的型號，則d7=40mm，l7=b+b1=(27+15)mm=42mm（5）齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于

25、，可初定mm，則由參考文獻(xiàn)2中表1034知該處鍵的截面尺寸為bh=12mm8mm，輪彀鍵槽深度為t1=3.3mm，則該處齒輪上齒根圓與彀孔鍵槽頂部的距離為mm，因為mm，故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有，mm(6)軸段和軸段的設(shè)計 該軸段直徑可略大于軸承定位軸肩的直徑，則mm，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，軸段的長度=d1=30mml1=48mmd2=35mmmml3=42mmd7=40mml7=42mmmmd4=d6=48mml6=7mm計算項目計算及說明計算結(jié)果4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7mm。軸段的長度為mm（7）軸段的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度有關(guān)及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的

26、寬度為：，由參考文獻(xiàn)1中表151知，下箱座壁厚：=7mm8mm，取mm。由參考文獻(xiàn)1中表151知： mm，取地腳螺栓為m16。mm，則取軸承旁螺栓直徑為m12，查參考文獻(xiàn)1中表152知c1=18mm，c2=16mm，則箱體軸承座寬度l=8+18+16+(58)=4750mm，l=48mm.。mm，則取機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑為m10。mm，則取軸承端蓋直徑為m8。t=(11.2)d3=1012mm，則取軸承端蓋凸緣厚度t=11mm，取軸承端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為mm。為方便在不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面距軸承端面表面距離k=28mm，帶輪采用腹板式，螺栓的裝

27、拆空間足夠。則mm(8)軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3=31.8mm，則由圖33(a)所示可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為mmmml4=105mmmml=48mml2=56.5mml1=113.3mml2=160.2mml3=52.2mm計算項目計算及說明計算結(jié)果5.鍵連接帶輪與軸段間采用a型普通平鍵連接，查參考文獻(xiàn)2中表1034的其型號為鍵845gb/109620036.軸受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖33(b)所示（2）計算軸支承反力 在水平面上為式中負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為nn軸承1的總支承反力為n 軸承2的總支承反力為

28、(3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖33(b)、(c)、(e)所示在水平面上，a-a剖面右側(cè)為nmma-a剖面左側(cè)為b-b剖面為nmmr1h=3573.6nr2h=-1886.73nr1v=537nr2v=1648.02nr1=3613.72nr2=2504.87n計算項目計算及說明計算結(jié)果6.軸受力分析在垂直面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面為 （4）畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖如圖33（f）所示 nmmnmm7.校核軸的強(qiáng)度因b-b剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，其軸徑較小，故b-b剖面為危險剖面。其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為剖面的彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為， 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行計算校核，對于單

29、向轉(zhuǎn)動的軸承，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為 計算項目計算及說明計算結(jié)果7.校核軸的強(qiáng)度，故a-a剖面右側(cè)為危險截面已知mpa，查參考文獻(xiàn)5中表156知軸的許用彎曲應(yīng)力mpa，強(qiáng)度滿足要求軸的強(qiáng)度滿足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度 帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)3中表106得，強(qiáng)度足夠鍵連接的強(qiáng)度足夠9.校核軸承的壽命（1）計算軸承的軸向力 由參考文獻(xiàn)6中99查得7408ac的cr=61700n，且根據(jù)軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力a=497.97，各軸向力方向如圖34所示，則則兩軸承的軸向力分別為(2)計算當(dāng)量動載荷

30、 查參考文獻(xiàn)3中表116得70000ac型軸承的判別系數(shù)為e=0.68，因，故x=1，y=0，則軸承1的當(dāng)量動載荷為查參考文獻(xiàn)3中表116得70000ac型軸承的判別系數(shù)為e=0.68，因，故x=1，計算項目計算及說明計算結(jié)果9.校核軸承的壽命y=0，則軸承2的當(dāng)量動載荷為（3）校核軸承壽命 因，故只需校核軸承1的壽命，。軸承在以下工作，查參考文獻(xiàn)3中表117得，查參考文獻(xiàn)3中表118得載荷系數(shù) 軸承1的壽命為 ，故故軸承壽命足夠軸承的壽命足夠 3.低速軸的設(shè)計與計算已知低速軸的傳遞功率p3=4.87kw，轉(zhuǎn)速n3=70.2r/min，齒輪4分度圓直徑mm，齒輪寬度mm。計算結(jié)果及步驟如下：計

31、算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，查參考文獻(xiàn)3中表101知，mpa，mpa2.初算軸徑由參考文獻(xiàn)3中表103取a=118107（因軸上受較大彎矩）于是得： mm取mm軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，故軸徑需加大4%5%，則mmdmin=45mm計算項目計算及說明計算結(jié)果3.計算軸的載荷低速軸所傳遞的t3=662510nmm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力ft、軸向力fa、徑向力fr為：nt3=662510nmm=5611.64n=1510.56n=2114.36n4.結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖33（a）所示（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸

32、承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處設(shè)計（2）聯(lián)軸器及軸段 軸段安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行，為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻(xiàn)3中表141取載荷系數(shù)，則計算轉(zhuǎn)矩：由參考文獻(xiàn)2中表1048查得lx3型聯(lián)軸器符合要求，公稱轉(zhuǎn)矩1250000nmm許用轉(zhuǎn)速4700r/min,軸孔范圍為3048mm.考慮，取聯(lián)軸器的轂孔直徑為48mm，軸孔長度84mm，j型軸孔，a型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為:lx3 4884gb/t5014-2003，相應(yīng)的軸端的直徑mm，取長度略小于轂空寬度取mm。(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考

33、慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度=2.364.8mm。.軸段的軸徑mm。最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封。查參考文獻(xiàn)1中表920，選氈圈55jb/zq46061986，則mmmm計算項目計算及說明計算結(jié)果4.結(jié)構(gòu)設(shè)計d2=55mm(4)軸承與軸段和軸段的設(shè)計 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列，考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。先暫取軸承為7212c，由參考文獻(xiàn)2中表1039得軸承內(nèi)徑mm，外徑mm，寬度mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑mm，外圈定位內(nèi)徑mm，軸上定位端面圓角半徑最大為在軸上力作用點(diǎn)與外圈

34、大端面的距離mm，故取軸段的直徑mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初定為b1，故l3=b+b1=22+15=37mm 通常同一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故d6=60mm(5)齒輪與軸段 該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大于d6，可初定d5=62mm，齒輪4輪彀的寬度范圍為（1.21.5）d5=74.493mm，齒輪寬度mm，取其輪彀寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長度應(yīng)比輪彀略短，故取l5=83mm(6)軸段 該段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=(0.070.1)d5=4.346.2mm，取h=5mm，則d4=72mm，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為mm，則軸段的長度=87.5mm(7)軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承端蓋連接螺栓為m825，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間干涉，故聯(lián)軸器輪轂端面的距離為k2=10mm。則有=37mm則軸段的長度：mm（8）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)與軸承外d2=55mmmmmmd6=60mmd5=62mml5=83mmd4=72mml4=87.5mml2=37mml6=48.5