帶式運輸機傳動裝置的二級圓柱齒輪減速器

1、廣東石油化工學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目帶式運輸機傳動裝置設(shè)計機電工程學(xué)院院（系）過程裝備與控制工程 專業(yè)班級 裝控09-1 學(xué)號 09024100118設(shè)計人李超指導(dǎo)教師周瑞強老師完成日期 2011 年1212 月 _303設(shè)計工作量：設(shè)計說明書1份減速器裝配圖1張減速器零件圖2張機械設(shè)計課程設(shè)計計劃書一、設(shè)計任務(wù)書 3二、傳動方案的擬定4三、電動機的選擇四、計算總傳動比及配合的傳動比5五、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 6六、傳動零件的設(shè)計計算71、高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 72、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 9七、軸的設(shè)計計算131、軸的材料選擇和最小直徑估算 132、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 14

2、3、軸的校核 17八、滾動軸承的選擇及校核 231、中間軸的滾動軸承 232、高速軸的滾動軸承243、低速軸的滾動軸承 25九、鍵連接的選擇及核計算 26十、減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸 27十一、聯(lián)軸器的選擇 29十二、潤滑方式的確定 29十三、其它有關(guān)數(shù)據(jù)十四、參考資料目錄十五、課程設(shè)計總結(jié)303030（一）、機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置1、總體布置簡圖1 電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器;4一帶式運輸機;5一鼓輪；6聯(lián)軸器172、工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微的振動，空載起動，使用年限8年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度誤差為土 5%3、原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力F （N）

3、: 2400;卷筒直徑D （mm : 260;運輸帶速度V （m/s） : 1.8 ;帶速允許偏差（） : 5; 使用年限（年）：8;工作制度（班/日）：單班制。4、設(shè)計內(nèi)容1 .電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2.斜齒輪傳動設(shè)計計算3.軸 的設(shè)計4.滾動軸承的選擇5.鍵和連軸器的選擇與校核；6.裝配 圖、零件圖的繪制；7.設(shè)計計算說明書的編寫 。5. 設(shè)計任務(wù)1. 減速器總裝配圖一張；2.齒輪、軸零件圖各一張； 3.設(shè)計說明書一份6. 設(shè)計進度第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算；第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計；第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制；第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明

4、書的編寫。三）電動機選擇1 .電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封 閉式丫（IP44）系列的電動機。2 .電動機容量的選擇1)工作機所需功率PwPw= Fv/1000=2400 X 1.8/(1000 乂 0.96)=4.5 KW3 )電動機的輸出功率Pd= Pw/4 一.kW“口=1箱;箱;力42 5其中：?一帶傳動效率：0.96”2一每對滾子軸承的傳動效率：0.98“3- 8級精度圓柱齒輪的傳動效率：0.974一彈性聯(lián)軸器白傳動效率：0.99.，一卷筒的傳動效率：0.96則總的效率：“ 口 =，箝;力;第4力5=0.98父0.984 父0.97

5、2 父 0.992 父0.96 = 0.80Pd= Pw/4 一 =4.5/0.80=5.625kW從表22-1中可選出額定功率為5.625kw的電動機。4 .電動機轉(zhuǎn)速的選擇卷筒軸轉(zhuǎn)速為 n=60 X 1000v/( n D)=60X 1000X1.8/(3.14 X260)=132.29r/min按表2-2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i =840,則從電動機到卷筒子軸的總傳動比合理范圍為i a=840。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：, _ _. _ _ _ _ _ _ _ _ _nd = i a x n=(8-40) x 132.29=1058.32 5291.6 r/min

6、可見，電動機同步轉(zhuǎn)速可選 1500r/min和3000r/min三種。根據(jù)相同容量的三種轉(zhuǎn)速，從表19-1中查出三個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶傳動和減速器，就得到三種傳動比方案，如下表：nmia :其中總傳動比為：nw。式中nm-電動機滿載轉(zhuǎn)速,r/min ；nw-工作機轉(zhuǎn)速，r/min.一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速傳動比i1與低速級傳動比i2 之間滿足 i1=(1.31.5)i2. 表中取 i1=1.4 Xi2;i=i2 x i2 x 1.4.兩種不同的傳動比方案：方案電動機型號額定功率 Ped kW電動機轉(zhuǎn)速r/min傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速港減轉(zhuǎn)速總傳動比i高速i 1

7、低速i 2221Y 132S-45.51500144010.893.902.792Y 132S1-25.53000292022.073.972.845 .電動機型號的確定由表221查出電動機型號為Y 132S-4,其額定功率為5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440r/min?；痉项}目所需的要求。(四)計算總傳動比及配各級的傳動比1 .計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nmf口工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：i &= nm/nw=1440/132.29=10.892 .傳動比分配分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤滑.（浸油深度）i 總i =i 高*i 低

8、=nm/nwi減減速器傳動比i高一一減速器內(nèi)高速級傳動比i低減速器內(nèi)低速級傳動比nm 電動機滿載轉(zhuǎn)速nw工作機轉(zhuǎn)速i高=1.4* i低， i低x 1高二i總由上表可得：i高=口=3.90 ; i低=12=2.79速度偏差為0.2%x T3=5.445X 0.98X0.97=5.176kwIII 軸:pIII= P I I X /X r3=5.176X 0.98X0.97=4.92 kw滾筒:pIV = pIII X 律X 74=4.92X 0.98X0.99=4.774 kw各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98,分別為:p u pj; -5.445 0.98=5.337KwII軸III軸

9、Pn=滾筒軸p = p_. 2 =5.176 0.98 =5.072 kW= 4.92 0.98 = 4.82 kw pn 2=p .=4.774 0.98 =4.68 kw 3）各軸扭矩電動機軸：Td=9550X Pd/nm=9550X 5.5/1440=36.48 (Nm)I 軸：TI= 9550 X PI/ n1=9550 X 5.445/1440=36.11 (Nm)II 軸：TII= 9550 X PII/n2=9550 X 5.176/368.29=134.22 (Nm)III 軸：TIII=9550 XpIII/n3=9550 X4.92/132.00=355.95 (Nm)滾筒

10、：t 滾=9550X p 滾/ n4=9550X 4.774/132.00= 345.39 (Nm)(六)傳動零件的設(shè)計計算一）、高速級齒輪的設(shè)計計算設(shè)計參數(shù)：P1=5.337 KwT1=36.11 Nm；N1=1440 r/minN2=368.29 r/min； i1=3.90;1、選材：因要求結(jié)構(gòu)緊湊，故采用硬齒面的組合。小齒輪用45號表面淬火鋼，仃 =1130MPa,仃4=690MPa ;大齒輪參數(shù)也一樣。（書 H / im1FE本表11-1）根據(jù)書本表 11-5 得：取 &min=1.25, Sh min =1.0;根據(jù)書本表 11-4 得：ZH =2.5, ZE =189.8;2、確

11、定許用應(yīng)力:二 fi=二 F2F 1.25；-H 1 = ；- H 2皿=1130/1 =1130MPa ;Sh3小齒輪的工作轉(zhuǎn)矩:p15.337T1 =9550 =9550 = 35.39N mn114404根據(jù)接觸強度，求小齒輪分度圓直徑： 設(shè)齒輪按8級精度制造。取載荷系數(shù) K=1.3, 齒寬系數(shù) % =0.8 選取 Ze =188, Zh =2.5;初選螺旋角:B =15螺旋度系數(shù):Z : , cos3=/15丁 = 0.983選小齒輪齒數(shù)Z 1=24,大齒輪齒數(shù) Z2=iZ 1=3.90 x 24=93.60,取乙二94。實際傳動比為i=94/24=3.9167 ,所以,取齒數(shù)乙=24

12、 ; Z2=94O齒數(shù)系數(shù)Zi24cos15=2663 zv294cos315=104.3查書本圖11-8Fa1=2.68YFa2= 2.22 ,查書本圖11-9Sa1= 1.60Ysa2= 1.79.YFa因，I- 0.007768F1YFa2YSa2t】F1=0.0071989故要對小齒輪進行彎曲強度計算。法向模數(shù):2KT1 YFa1YSa13Z21 NCos2 :3 2 35.93 1000 :0.8 2420.007768 Cos2 15.13mm取mn=1.5mm二 FE1 690FEJ =552MPa中心距：a =(4十 Z2)mn /2cosp =916mm取 a=92mm.確定

13、螺旋角:B = arcCOs(Z1 *Z2)m%a =15.85 口齒輪分度圓直徑：d1 =mnZ|/cos： =1.5 19/cos18.670mm = 30mm37.43 d2=mnz2/cos： =1.5 101/cos18.670mm = 159.92mm146.57小齒輪齒頂圓：d a1 =& +2ha =d1 +2h；m =37.42+2 x 1.5=40.42mm 大齒輪齒頂圓：da2=d2+2ha=d2+2h；m =146.57+2 X1.5=149.57mm 小 齒輪齒 根圓：d f1 =a -2hf =d1-2(ha+c )m =37.42-3 X 1.25=34.92mm

14、 *大齒輪齒根圓： d f2=d2-2hf =d2-2(ha+c )m =146.57-3 X 1.25=114.17mm齒輪寬度：b=dd1 =0.8 X30.64=24mm,取 b 二 30mm b=25mm 3、驗算齒面接觸強度將各參數(shù)代入下面得:齒面硬度：；:h = Ze Z h2KT u -1 bd2 i u189.8*2.5 , COS15.852*1.3*3.611*104_230*47.424.91=68.163Mpa YFa2YSa2 =2.26 1.75 = 0.0071648二 F2552二 F2552故要對小齒輪進行彎曲強度計算。法向模數(shù)：mn2KTYFa1YFa1 c

15、os : Q 2* 1.3* 3.49*10 * 0.007758* cos 153,2=3 2=2.42,dZ12二 F1.0.8*242mm取 mn =2.5mm中心距：a=(Z 1 +Z2 )mn /2cos = =(24+67)*25/2*cos15= 117.763取 a=120mm確定螺旋角:=arccos (乙乙加=arccos(24 *67)* 2.5 =18.75 2a2* 120齒輪分度圓直徑：d 1= mnz1/cos = =25*24/cos18.57 =63.30 mmd2 = mnz2/cos = =25*67/cos18.57 =176.6mm 小齒輪齒頂圓：d

16、a1 = +21% =d1 +2h；m =63.30+2 乂 2.5=68.30mm 大齒輪齒頂圓：da2 =d2+2ha =d2+2h；m =176.70+2 X3=181.70mm 小 齒輪齒 根圓：d f1 =d1 -2hf =d1-2(ha+c )m =63.30-5 乂 1.25=57.05mm大齒輪齒根圓：d f2=d2-2hf =d2-2(h；+c*)m =176.70-5 X1.25=170.45mm齒輪寬度：b =e d d1 = 0.8 x 63.3=50.64mm, 取 b = 60mmb2=55mm3、驗算齒面接觸強度 將各參數(shù)代入下面得:齒面硬度：-42*1.3*3.

17、611*10230* 47.4222KT u _12 一二 189.8*2.5 、. COS18.57 * bd2 V u4 91J =68.163Mpa cd f2 =d2 2(律+*，嗝92 m147.07齒根圓 直徑3dB57.50i 170.45中心距mn(Z1 2)a -R2cos P92中心距mnk+ZQ 2 cos P120B=b+5耳=b3025B= b+5B4 =b6055（七）軸的設(shè)計計算一）軸的材料選擇和最小直徑估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法 進行最小直徑估算，即：dm. =A0 3Pmm初算軸徑時，若最小直徑周 段開有鍵槽，還要考慮鍵槽

18、對軸強度的影響。當(dāng)該軸段截面上有一個 鍵槽時，d增大5豚7%兩個鍵槽時，d增大10豚15% Ao值由書本 表14-2確定高速軸 兒1=110;中間軸 =115;低速軸，=110高速軸dmin =Aoi 3fP1=110*3；5.47 =17.2,因高速軸最小直徑處要安裝 ni.1440大帶輪，設(shè)有一個鍵槽，則：dmin=dmin (1+7% )=17.2*(1+0.07)=18.40mm,取整數(shù) dmin =19mm中間軸：d2min =A02 3也=115*3f.3 =27.72因中間軸最小直徑處要安裝1, n2. 378.95滾動軸承，則取為標準值：d2min =30mm。if低速軸：d3

19、min =A 03 3,3- =110*3 15- =37.56mm 因高速軸最小直 n31, 129.33徑處要安裝連軸器，設(shè)有一個鍵槽，則：d 3min =d 3min (1+7 % )=37.56*(1+0.07)=40.19mm取為聯(lián)軸器 d 3min =42mm二)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計中間軸軸系的結(jié)構(gòu)如下圖：圖2中間軸(1)各軸段直徑確定d21 :最小直徑，滾動軸承處軸段，d21 =d2min = 30mm。根據(jù)表17-6得:角接觸軸承選取 7206AC,尺寸為dXDX B=30X62X 16mmd22:高速級大齒輪軸段，d24 =40mmd23 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位

20、要求，d23=50mmd24 ：低速級小齒輪軸段d22=40mmd25:滾動軸承處軸段，d25 = d2i =30mm(2)各軸段長度的確定L21 :由滾動軸承、擋油環(huán)及裝配關(guān)系等確定，L21=55mmL22：由高速級大齒輪轂孔寬度 B2=25mml定，L24=23mmL23 ：軸環(huán)寬度，L23=10mmL24:由低速級小齒輪的轂孔寬度 B1=60mm L22=57mmL25:由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，L25=40mm(3)細部結(jié)構(gòu)設(shè)計由課程設(shè)計表16-28可查的：高速大齒輪處取 A鍵：bXH-L=12mmX8mm-20mm (軸深t=5.0mm,轂 深 t1=3.3;半徑 r=0.

21、250.40mm);低速小齒輪處取 A鍵：bx H-L=12mm x 8mm-40mm (軸深t=5.0mm,轂 深 t1=3.3;半徑 r=0.250.40mm);齒輪輪轂與軸的配合選為, 40Js9/N9;滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為 30m6參考課程設(shè)計表14-27、14-29得：各軸肩處的過渡圓角半徑若a=(0.071)d, aR取 R2,倒角為 C2。2、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸軸系的結(jié)構(gòu)如下圖：廣東石油化工學(xué)院圖3 高速軸(1)各軸段的直徑的確定dii：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，dii = dim. =20mmdi2 :密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要

22、求，定位高度 h=(0.070.i)dii ,以及密封圈的標準(擬采用氈圈密封)，di2 =22mm di3:角接觸軸承處軸段，a3=25mm,角接觸軸承選取7205AC,其尺 寸為 dx DX B=25mm( 52mme x 16mmdi,：過渡軸段，由于高速齒輪傳動的線速度大于2m/s,角接觸軸承可采用飛濺式潤滑?？紤]到用軸肩定位軸承，所以di, =33mm齒輪處軸段：由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼，調(diào)質(zhì)處理；di5 :滾動軸承處軸段，di5 =di3 =25mm(2)各軸段長度的確定lii :由連軸器的軸孔寬度 Li=30 (根據(jù)表

23、i9-5),確定Lii=40mmli2 :由箱體結(jié)構(gòu)、軸承擋圈、裝配關(guān)系等確定，li2 =55mmli3 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系決定，li3 =46mmli4 ：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，li4=58mm上：由高速級小齒輪寬度B=30mm確定，li5=30mm上：由角接觸軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定li6=50mm(3)細部結(jié)構(gòu)聯(lián)軸器處鍵取 C 型：bx h-L=6mm x 6mm-30mm (t=3.5, r=0.160.25)在1徵處采用過盈配合，起到密封作用：角接觸軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為 d25m6參考課程設(shè)計查表 14-27、14-29得：各軸肩處的

24、過渡圓角半徑，若 a=(0.071)d, ac,取 R2,倒角為 C2。3、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計低速軸軸系的結(jié)構(gòu)如下圖：圖4 低速軸(1)各軸段直徑的確定d31 :動軸承處軸段，d31=55mm。角接觸軸承選取7211AC,其尺寸為dx DX TX B=55mm( 100mrK 22.75mrmx 21mmd32:低速級大齒輪軸段，d32 =60mmd33 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向地位要求，d33=70mmd34：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，d34=63mmd35 ：角接觸軸承處軸段，d35 = d3i=55mmd36：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準(擬采用氈圈密封)，d

25、36 =50mmd37 ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，d37= 40mm(2)各軸段長度的確定L：由滾動軸承、擋油環(huán)以及外伸軸段等確定，l3i =42mmI32：由低速大齒輪的轂孔寬度 B4=55,確定L=53mmI33 ：軸環(huán)寬度，l33=10mml34 ：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，l34=40mml35:由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，l35=40mmI36 ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，l36=55mmI37：由連軸器的軸孔寬度 Li =84mm,確定L37 =82m(3)細部結(jié)構(gòu)設(shè)計低速大齒輪處取 A 鍵：bx h-L=18mm 乂 11mm-45mm (t=7.0

26、mm,r=0.250.40mm);聯(lián)軸器處鍵取 C 型：bx h-L=12mm x 8mm-70mm (t=5.0, r=0.2560.40) 齒輪輪轂與軸的配合選為*60H7/n6;滾動軸承與軸的配合采用過渡配 合.參考教材查表8-2得：各軸肩處的過渡圓角半徑，若 70d50取C2。 三)軸的校核1)高速軸的校核L1=40mm , L2 =55mm , L =46mm , L4 =58mm , L5 =30mm , L6 =50mmLi=57mmL2=111mm L3=78mm2T1作用在齒輪上的圓周力為：Ft =-=2X 36.11X 1000/37.42=1930Ndi徑向力為 Fr =

27、 Fttg 白=1930X 0.364=702.46N作用在軸1帶輪上的外力：F=1800N求垂直面的支反力：F1vMriTH二(111 X 702.46)/(57+111)=464.13 NF2V 二 Fr - F1V =702.46-464.13=238.3N求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：Mav =F2Vl2 =238.3 X 111/1000=26.45N.mMa； = F1V11 =464.13 X 57/1000=26.45 N.m求水平面的支承力：由 F1H (112)=口2 得2 一F1H =Ft =111 x 1930/(57+111)=1275.2Nl11 2F2H = Ft

28、 - F1H =1930-1275.2=654.82N 求并繪制水平面彎矩圖：M aH = Fh l1=1275.2X 57/1000=72.69N.mMaH = F2H 12=654.82 X111/1000=72.69N.m求F在支點產(chǎn)生的反力：匚 l3FF1f =78X 1800/(111+57)=853.7Nl1 l2F2F =F1f F =853.7+1800=2635.7N求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：M 2F = Fl3=1800X 78/1000=140.4N.mM ；F = F1Fl1=853.7X 57/1000=48.6N.mF在a處產(chǎn)生的彎矩：M aF = F1F l1 =

29、853.7 X 57/1000=48.6N.m求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把M aF與M 2V+M ；H直接相加。Ma =MaF,MaV M 2H =48.6+ . 26,45 273.69 2 =126.0N.mM a = M aF. M a；M aH =48.6+ . 26,45 272.69 2 =126 N.m求危險截面當(dāng)量彎矩：最危險截面其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù) 2=0.6）Me =，/M 2FT 2 = . 126 2 - 0.6 36.11 2 =127.85N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇45#調(diào)質(zhì)，查課本第166頁表11-1得仃B=650MPa,許用彎曲應(yīng)力L

30、b =60MPa ,則：d胃總r篇5)=2.77 mm36因為d5 d4 =55mmd ,所以該軸是安全的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式 Lh =10 (-) &h進行校承受徑向載荷核，由于軸承主要60n PfP的作用，所以P =Fr ,查課本279頁表16-8,9, 10取ft =1, fp =1.2，取名=3按最不利考慮，則有：2222Fr1= . FivFihFif = . 463.1321275.22+853.7=2210.4NFr2 = /2： F22HF2f= 23.832 654.822 +2635.7=3291N則/31 父15.8乂1031.2父2210.4)3=5.5年5年

31、106Cft f 106Lh 二 h =60n fpP 60 1440因此所該軸承符合要求。4)、彎矩及軸的受力分析圖如下:2）中間軸的校核：Li=52.5mmL2=50mmL3=50.5mm作用在2、3齒輪上的圓周力：匚2T2Ft 2 =2 乂 134.22 X 1000/146.57=1831.48Nd2匚2T3Ft3 = =2 x 355.95 X 1000/63.3=1246.45Nd3徑向力： Fr2 = Ft2tg = =1831.48X 0.364=666.66NFr3 = Ft3tg = =1246.45 X 0.364=453.71N求垂直面的支反力：Fiv Fr3l3F r

32、2I2 I3l1 l2 l 3= -453.7150.5+666.66 X(50+50.5)/(185)=285.3NF2V =Fr3F1V - Fr2=453.71+285.3-666.66=72.34N計算垂直彎矩：M avm = F1Vli=285.3 X 52.5/1000=14.98N.mM avn = F1V (l1 +l2) Fr2l2 =285.3 X (52.5+50)/1000-666.66 X 50/1000=-4.09N.m求水平面的支承力：F1HFt3l3 +Ft2M(l2 +l3) _ 1246.45 父 50.5 + 1831.48 父(50 +50.5) =16

33、19 N11 l2 l3-52.5 50 50.5-F2H 二 Ft2Ft3 - F1H =1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、計算、繪制水平面彎矩圖：MaHm =F1Hl1=1619 X52.5/1000=85N.mMaHn =-F2h (l1 +l2)-Ft3l2=-1458.9 X (52.5+50)/1000-1246.45 X50/1000=-211.86N.m求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：M am = . M ；vmM = , 14.982 852 =86.3N.mMan = M2vnM；Hn = .(- 4.09)2 (-211.86)2 =211.9

34、0N.m求危險截面當(dāng)量彎矩：最危險截面當(dāng)量彎矩為：(取折合系數(shù)2 = 0.6)Me = jM2m +(cT 2 = v86.32 +(0.6 父 143.22 f =121.79N.mMe = MFT 2 =86.32 0.6 143.22 2 =3976N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇45#調(diào)質(zhì)，查課本第166頁表11-1得仃B=650MPa,許用彎曲應(yīng)力 b,b =60MPa ,則：39760.1k_J 丫0.1父60=25.74 mm因為d1 =30mmd ,所以該軸是安全的。3）、彎矩及軸的受力分析圖如下：3)低速軸的校核：Li=58mmL2=106mmL3=147.5mm求

35、作用力、力矩和和力矩、危險截面的當(dāng)量彎矩。作用在齒輪上的圓周力：l2T3Ft =2X 355.95X 1000/63.3=11246.4N d3徑向力： Fr = FttgE=11246.4X 0.36=4093.4N2 1591.53F =F0 =0.25 103 =2947N270求垂直面的支反力：I l2FrF1V =106X418.75/(58+106)= 272.3mmII l2F2V = Fr - Fiv =4093.4-272.3=3821.1mm計算垂直彎矩：Mav= F2Vl2 =3821.1 X 106/1000=405.3 N.mM av 二 F1Vl1=15.80N.m

36、求水平面的支承力。I l2FtF1H =-=106 11246.4/(58+106)= 7269NII l2F2H = Ft - F1H =11246.4-7269. =3977.4N計算、繪制水平面彎矩圖。M aH =FihI產(chǎn) 7269X 58/1000=421.6N.m_ _ _ _ _ _ _ _ _ _M aH = F2Hl2 =3977.4 106/1000 = 421.6N.m求F在支點產(chǎn)生的反力F1Fl3Fl1 l21800 147.558 106= 1618.9NF2F =FifF =1618.9+1800=3419.9N求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：M 2F =Fl3=1800

37、X 147.5/1000=265.5N.mM mF = F1Fl1=1618.9 x 58/1000=93.9N.mF在a處產(chǎn)生的彎矩：M /=F1Fl1 =1618.9 58/1000 = 93.9N.m求合成彎矩圖：Mam =MmF M2v M：h =93.9+ , 405.3 2421.6 2 =1378.7N.m求危險截面當(dāng)量彎矩：最危險截面其當(dāng)量彎矩為：(取折合系數(shù)d = 0.6 )222Me=Mam+(訐 2 =V (1378.7 2 十(0.6 父 355.95 ) = 1395.1 N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇45#調(diào)質(zhì)，查課本第166頁表11-1得仃B=650M

38、Pa,許用彎曲應(yīng)力 bb】=60MPa ,則：=15.2 mmMe J 1395.1 d 3, f3 31丫0.仕田0.1父60因為d1=42mmd ,所以該軸是安全的。3）彎矩及軸的受力分析圖如下：（八）滾動軸承的選擇及校核計算一）中間軸的滾動軸承（1）、角接觸球軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)d25 =d2i=30mm,角接觸球軸承選取7206AC,根據(jù)表17-5得：尺寸為dXDX B=30X 62 X 16mmCr =22kN o（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略1、先計算軸承1、2的軸向力Fa1和Fa2齒 輪 2產(chǎn) 生 的 軸向力-

39、2TFA1 =Ft2tan 2 =tan15.85 =2246.36 0.284 = 638.04N d2齒輪2的產(chǎn)生軸向力FA2 = Ft3 tan P3 =3778.3N外部軸向力 FA =FA1 FA2 =4416.3NFsi =0.68Fr1 =0.68m817.6 = 556N （方向見圖示）Fs2 =0.68Fr2 = 0.68父4093.4 =2783.5N （方向見圖示）因為 Fs1 Fa Fs2所以軸承1為松端Fa1 = Fs1 =556N所以軸承2為壓緊端Fa2 = Fs1 + FA =4972.3N2、計算軸承1、2的當(dāng)量載荷查表得e=0.68a1 = 0.68 = eF

40、r1Fa2a2 =0.96 0.68Fr2查表得 Xi =0.41,Yi =0.87;X2 =0.41,丫2 =0.87 ,故當(dāng)量動載荷為:耳二XFr1 YiF a1 = 0.41 938.8 0.87 556 = 868.64NP2 =XzFr2 YFa2 = 0.41 7312.2 0.87 4972.3-7323.9N3、驗算軸承壽命因P2P,故只需驗算2軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為8 （年）X 300 （天）X 8 （小時）=192001%106/的、106/ 22 10.3 、3Lh=（產(chǎn):x （） h=55236.1h 60n2fpP260 368.29 1.1 2134.

41、5619200h其中，溫度系數(shù)ft=1 （軸承工作溫度小于120）, fp =1.1 （輕微沖 擊）軸承具有足夠壽命。二）高速軸的滾動軸承（1）、角接觸球軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，角接觸球軸承選取 7205AC,根據(jù)表17-5得：尺寸為dx DX B=25X 52 x 16mmCr =15.8kN。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略4、先計算軸承1、2的軸向力Fa1和Fa2外部軸向力 Fa =Ft tan? =621.3NFs1 =0.68F.1 =403.58N （方向見圖示）Fs2 =0.68Fr2 =1002.78N （方向見圖示）因

42、為Fs1-Fa Fs2所以軸承1為松端Fa1 = Fs1 =403.58N所以軸承2為壓緊端Fa2 = Fs2 + Fa=1624.08N 5、計算軸承1、2的當(dāng)量載荷查表得e=0.68= 1.025 0.68Fa2a2 =0.85 0.68Fr2查表得 X1 =0.41,Y1 =0.87;X2 =0.41,Y2 =0.87 ,故當(dāng)量動載荷為:P1 = X1F r1 Y1F a1= 594 .5NP2 - X 2F r2 Y1F a2- 2017 .6N6、驗算軸承壽命因P1 P2,故只需驗算2軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為8 （年）X 300 （天）X 8 （小時）=192001%,1

43、06/ ftCr、.10615.8 10.3、3Lh =（）名=x （） 3h = 163239h19200h60n2fpP260 1440 1.1 594.5其中，溫度系數(shù)ft =1 （軸承工作溫度小于120）, fp =1.1 （輕微沖擊）軸承具有足夠壽命。三）低速軸的滾動軸承（1）、角接觸球軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，角接觸球軸承選取7211AC,根據(jù)表17-5得：尺寸為dXDX B=55X 100 x 21mmCr =50.5kN。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略先計算軸承1、2的軸向力Fa1和Fa2外部軸向力 Fa =FttanB

44、 =3778.3NFs1 =0.68F.1 = -963.7N （方向見圖示）Fs2 =0.68Fr2 =2630.852N （方向見圖示）所以軸承1為松端因為 Fs2FaFsiFa1 = Fs2Fa = 2814.6Na s所以軸承2為壓緊端Fa2 = Fs2 = 2630.85N 7、計算軸承1、2的當(dāng)量載荷查表得e=0.68& =0.68=eFr2Fa1上=3.46 0.68 ；Fr1查表得 X1 =0.41,丫 =0.87;X2=1,，=0,故當(dāng)量動載荷為:nP28、驗算軸承壽命因P1 a P2 ,故只需驗算軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為8 （年）x300 （天）x（小時）=19

45、200hol360n2ftCr106fpP260 368.2950 5 10.3 ,50.5 I0 ）3h = 27124h1.1 1173.09=X1Fr1 Y1Fa1 = 1173.09N= X2Fr2 YFa2 = 4093.4N其中，溫度系數(shù)ft =119200h（軸承工作溫度小于120）, fp=1.1 （輕微沖擊）軸 p承具有足夠壽命。（九）鍵聯(lián)接的選擇及校核計算）中間軸上鍵的選擇與校核由中間軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：高速級大齒輪處的鍵為1鍵：b x H-L=12mmX 8mm-20mm （軸深 t=5.0mm,轂深 t1=3.3 ;半徑 r=0.250.40mm）;標記：鍵 12X

46、36 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（A 型）；低速級小齒輪處取 2鍵：bx H-L=12mm x 8mm-40mm （軸深t=5.0mm, 轂深 t1=3.3;半彳至 r=0.250.40mm）;標記：鍵 12X 40GB/T1096-1979圓 頭普通平鍵（A型）;由于是同一軸的鍵，傳遞的扭矩相同，所以只需要校核短的鍵即可。齒輪軸段d=40mm,鍵的工作長度為l=L-b=36-12=28mm鍵的接觸高度 k=0.5h=0.5X 8=4.0mm;傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T2=134.42N/m;由書本表10-10查得鍵靜連接時的擠壓許用應(yīng)力op = 100Mpa （45鋼調(diào)質(zhì)）仃p = 214

47、.71 父1000 Mpa =51.21Mpa cp ,鍵聯(lián)接強度足夠。 4.0 28 40二）高速軸由于取了齒輪軸所以無需校核三）低速軸上鍵的選擇與校核由低速軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：與聯(lián)軸器聯(lián)接處的鍵為5鍵：bXh-L=12mm 義 8mm-70mm （t=5.0 , r=0.2560.40）標記：鍵 12 x 70 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（C型）;低速齒輪處的鍵為 6 鍵：b x h-L=18mm x 11mm-50m （t=7.0mm,r=0.250.40mm）;標記：鍵18X63 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（A型）;傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T3=355.95N.m;由書本表10-10查得鍵靜連接時的擠壓許用應(yīng)力Qp=100Mpa （45鋼調(diào)質(zhì)）由