二級直圓柱齒輪減速器說明書課件

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 二級圓柱直齒輪減速箱機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書 二級圓柱直齒輪減速器 專 業(yè)： 機(jī)械工程 班 級： 1303班 設(shè)計者： 赫思堯 學(xué) 號： 13221067 指導(dǎo)教師： 王青溫 徐雙滿 2021-10-20目 錄一、設(shè)計任務(wù)書41.1設(shè)計題目41.2 設(shè)計任務(wù)41.3 設(shè)計時間41.4 傳動方案41.5 設(shè)計參數(shù)（原始數(shù)據(jù)）51.6 其它條件51.7 任務(wù)分析5二、傳動方案論證6方案一：原方案6方案二：高速級帶傳動傳動改為齒輪傳動6方案三：低速齒輪傳動傳動改為鏈傳動6三、電動機(jī)的選擇73.1 電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇73.2 電機(jī)選擇7四、 總傳動比的確定及各級傳動比分配94

2、.1理論總傳動比94.2 各級傳動比的分配及其說明94.3 齒輪傳動各級傳動比的分配說明94.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)104.5 各軸傳動和動力參數(shù)匯總表（理論值）11五、各級傳動的設(shè)計計算125.1 V帶傳動 125.2 高速級齒輪傳動設(shè)計計算155.3 低速級齒輪設(shè)計19六、軸、鍵、軸承的設(shè)計計算及校核236.1軸最小直徑的估算236.2 高速軸及軸上零件的設(shè)計和校核246.3 中速軸及軸上零件的設(shè)計和校核296.4 低速軸及軸上零件的設(shè)計和校核33七、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計387.1 機(jī)體的剛度387.2 機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱387.3 機(jī)體結(jié)構(gòu)的工藝性387.4 附件設(shè)計387.5

3、減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸40八、潤滑密封設(shè)計42九、經(jīng)濟(jì)性分析439.1 電機(jī)的選擇439.2 軸最小直徑的選擇439.3 軸承的選擇439.4 其他零件的選擇43十、 心得感受44一、設(shè)計任務(wù)書 1.1設(shè)計題目 混凝土攪拌機(jī)上用的傳動裝置，單項運轉(zhuǎn)兩班制工作。 1.2 設(shè)計任務(wù) 1、減速器裝配圖（0號）1張 2、中速軸工程圖（3號）1張 3、高速級大齒輪工程圖（3號）1張 4、減速器裝配圖草圖（3號）1張 5、設(shè)計計算說明書1份 1.3 設(shè)計時間 2015年11月至2016年1月 1.4 傳動方案1-外圈齒輪 2-攪拌桶 4-展開式兩級圓柱齒輪減速器 3-聯(lián)軸器 5-V帶 6-電機(jī) 7-輸出齒輪

4、1.5 設(shè)計參數(shù)（原始數(shù)據(jù)） (1) 攪拌機(jī)所需功率 10 kw (2) 傳給大齒圈的輸入軸轉(zhuǎn)速：60 r/min （3）使用年限 10年 (4) 大齒圈直徑1500mm,轉(zhuǎn)速14r/min 1.6 其它條件 （1）雙班制工作、使用期限為10年（有效工作時間48000h）。（2）工作時有輕微震動，單向運轉(zhuǎn)。 1.7 任務(wù)分析 （1）V帶傳動需要放在高速級 （2）采用閉式軟齒面斜齒輪傳動 （3）結(jié)構(gòu)要求均勻（4）電動機(jī)選擇：三相異步電動機(jī)2、 傳動方案論證方案一：原方案將傳動能力較小的帶傳動及其它摩擦傳動裝置布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊及均勻。當(dāng)裝置負(fù)載時，V帶通過打滑很好的保護(hù)系統(tǒng)

5、不受損害。帶傳動布置在高速級更有利于體現(xiàn)其傳動平穩(wěn)、緩沖吸震、減小噪音的特點方案二：高速級帶傳動傳動改為齒輪傳動齒輪傳動較帶傳動效率高，傳動比更能準(zhǔn)確的保證，但更換齒輪較更換V帶價格貴，會增加成本，且?guī)X輪工作噪聲大，在工作中會因為扭轉(zhuǎn)變動引起的載荷不均勻現(xiàn)象。方案三：低速齒輪傳動傳動改為鏈傳動 齒輪傳動平穩(wěn)，占用空間小，但有殘渣夾入齒輪時會影響壽命。鏈傳動安裝空間大，且由于攪拌桶的直徑較大，所用鏈條的重量和長度會給工作造成不便，且工作效率也會收到極大的影響。 綜和考慮后，高速級用帶傳動，低速級用齒輪傳動，即原方案。三 、電動機(jī)的選擇 3.1 電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇 根據(jù)直流電動機(jī)需直流

6、電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價格高且維護(hù)不便等原因，一般在實際生產(chǎn)中較普遍采用三相交流電源的電動機(jī)?？紤]到粉塵的影響，采用臥式。選擇Y系列籠型三相交流異步電動機(jī)。它效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能較好。也適用于某些要求較高起動轉(zhuǎn)矩的機(jī)械。 3.2 電機(jī)選擇3.2.1由電動機(jī)至工作機(jī)的總效率 a 0、1、2、3、4分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、攪拌桶的效率取0=0.96，1=0.98，2=0.97，3=0.99，4=0.96a=0.96*0.984*0.973*0.99*0.96=0.7683.2.2電動機(jī)所需的輸出功率

7、Pd =10/0.768=13.02 Kw 電動機(jī)額定功率Ped， 查表取 Ped = 15 KW Pd =13.02 KW3.2.3 電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速n1 n4=60r/min n5=14r/min 所以3=n4/n5=60/14=4.286由機(jī)械設(shè)計課程指導(dǎo)書（以下未經(jīng)說明都是這本書）P7查的 1*2=840，0=24（0位為帶傳動傳動比，1為減速箱高速級傳動比，2為減速箱低速級傳動比，3為減速器輸出軸與工作軸的傳動比） n1=0*1*2*n4=9609600 r/min3.2.4 選擇電機(jī)及相關(guān)參數(shù)符合這一范圍的異步轉(zhuǎn)速有1000 r/min、1500 r/min、3000r/min當(dāng)選擇

8、轉(zhuǎn)速高的電動機(jī)時，極對少的電動機(jī)更便宜，而且?guī)鲃咏Y(jié)構(gòu)更緊湊，但使傳動裝置的總傳動比、結(jié)構(gòu)尺寸和重量增加。1500轉(zhuǎn)的電機(jī)較1000轉(zhuǎn)的電機(jī)價格便宜，較3000轉(zhuǎn)的工作噪聲小，且由于單向工作，3000轉(zhuǎn)電機(jī)不適合。 根據(jù)以上所述綜合考慮，選取nd=1500r/min下面是所選電機(jī)的一些參數(shù)：總效率 a=0.768Pd =13.02 kw選電機(jī)：Ped =15 kwn1=1500r/min四、 總傳動比的確定及各級傳動比分配 4.1理論總傳動比 a=nm/n5=1460/14=104.286 0*1*2*3 式中：nm -電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，單位r/min。 4.2 各級傳動比的分配及其說明 4.

9、2.1. V帶理論傳動比2-4, 初選 0= 2.5 4.2.2. 兩級齒輪理論傳動比1 * 2=a/(0 * 3)=104.286/(2.5*4.286) =9.733 4.3 齒輪傳動各級傳動比的分配說明 （1）各級傳動比應(yīng)在推薦值內(nèi)，一發(fā)揮其性能，并使結(jié)構(gòu)緊湊。 （2）應(yīng)使各級傳動的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。 （3）應(yīng)使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。 （4）使各級大齒輪直徑相近，以使大齒輪有接近的浸油深度，有利于潤滑，同時還能使減速器具有較小的輪廓尺寸。 （5）不能使高速級傳動比過大，否則會使傳動零件與零件之間發(fā)生干涉碰撞。 （6）為了有利于浸油潤滑，應(yīng)使兩級大齒輪直徑相近，這樣做也有利于使傳

10、動裝置外廓尺寸更加緊湊。應(yīng)使i1 i2。由表P17-圖-12得 1=3.61 2=2.696式中：1-高速級齒輪理論傳動比； 2-低速級齒輪理論傳動比。4.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 n1=1460 r/min n5=14 r/min n2=n1/0=1460/2.5=584 r/min n3=n2/1=584/3.61=161.77r/minn4=n3/2=161.773/2.696=60 r/min 4.4.2各軸輸入功率 P1=13.02kw P2=P1*0=13.02*0.96=12.5 KWP3=P2*1*2=11.88 KWP4=P3*1*2=11.29

11、KWP5=P4*1*2*3=10.63 KWP6=P5*1=10.42 KW 4.4.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550*Pd/nm=9550*13.02/1460=85.167 NmT2=T1*0*i0=204.40 NmT3=T2*i1*1*2=701.42 NmT4=T3*i2*1*2=1797.62 NmT5=T4*i3*1*2*2=7250.67 Nm 4.5 各軸傳動和動力參數(shù)匯總表（理論值） 各軸的輸入功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速軸號P（KW）T (N.m)n (r/min)傳動比i效率電機(jī)軸13.0285.161460i0=2.5012.50204.40584i1=3.611211.88701.

12、42161.77i2=2.6961211.291797.6160i3=1.286123桶軸10.637250.6714工作10.421414 a=104.2860= 2.5 1=3.612=2.696n1=1460n2=584n3=161.77n4=60P1=13.02P2=12.5P3=11.88P4=11.29P5=10.63P6=10.42T1=85.17T2=204.40T3=701.42T4=1797.62T5=7250.675、 各級傳動的設(shè)計計算 5.1 V帶傳動 5.1.1 主要傳動參數(shù) 已知：工作條件為雙班工作制，載荷平穩(wěn)，工作機(jī)為帶式輸送，主要參數(shù)如下：電動機(jī)功率Pd =1

13、3.02 kw轉(zhuǎn)速 n1=1460 r/min ，0= 2.5 5.1.2 設(shè)計計算 1. 確定計算機(jī)功率 查課本P156 表8-8 得工作情況系數(shù)5 Pca=KA*Pd=1.5*13.02=19.53 kw2. 選取V帶帶型 由課本P157-表-8-9 知，選用B型帶 3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑（1） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑為dd1 由課本P157-表8-9，P155-表-8-7選取，180mm（2）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由1式（8-15a）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2180*2.5=450mm (3) 驗算帶速 所以選取合適4. 由1表8-20確定V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距 初選中心距 a0= 60

14、0mm由P145 表8-2 選帶的基準(zhǔn)長度 5. 驗算主動輪上的包角 所以主動輪上包角符合要求。6. 計算V帶的根數(shù)Z 得 所以Z=5 7、計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo) min 查1表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.17kg/m所以單根V帶的初拉力：(Fo) min=500 Pca (2.5 - K) /(ZVK)+qV2 =50019.52(2.5-0.927) /(0.9275 13.76)+0.17 13.762 =273.01N應(yīng)使帶的實際初拉力Fo(Fo) min 8、計算壓軸力Fp ( Fp ) min =2Z(Fo) min sin(1/2)=25273.01sin(

15、153.33/2)2656.5N 5.1.3 V帶傳動主要參數(shù)匯總表帶型計算功率Pca（kw）基準(zhǔn)直徑(mm)基準(zhǔn)度Ld(mm)中心距a(mm)小輪包角1根數(shù)dd1dd2B5.21804502180547.645153.33o5單根帶初拉力 F0=273 N 5.1.4實際計算結(jié)果由以上各步設(shè)計計算得帶傳動的：實際傳動比：iv= dd2/ dd1=450/180=2.5I軸實際轉(zhuǎn)速：nI=nm/iv=1460/2.5=584 r/minI軸實際轉(zhuǎn)矩：TI=9.55106 PI / nI=9.5510613.02/ 584=204.40Nm 5.2 高速級齒輪傳動設(shè)計計算 5.2.1 原始數(shù)據(jù)

16、1、輸入轉(zhuǎn)矩TI=204396Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速nI=584 r/min 理論齒數(shù)比= i1=3.61 2、選定齒輪類型、精度等級及齒數(shù)(1)、根據(jù)設(shè)計方案，采用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪(2)、該減速器用于攪拌，其工作速度較低，周圍環(huán)境中粉塵偏高，故采用閉式軟齒面。于是， 小齒輪45cr調(diào)質(zhì)處理HBS1 = 280HBS 大齒輪45鋼正火處理HBS2 = 240HBS 由教課書上P 207-209頁 圖10-20和10-21 Hlim1 =600Mpa ，F(xiàn)E1= 500MpaHlim2= 550Mpa ，F(xiàn)E2= 380Mpa(3)、精度等級為7級(4)、初選z1=24得：z2=z1=243.61=8

17、6.64圓整?。簔2=87 5.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計由d1t 2kT1(+1)(ZHZEZ/ H ) 2 / (d)1/3 1、確定公式中各計算數(shù)值(1) 初選載荷系數(shù)Kt =1.3(2) 由課本表10-7，取得：高速級定： d=1 由1表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2(3) 由圖P203-圖20 ，得：ZH=2.5 (n=20o, t=0 o)(4) 由圖10-26 得：1=0.8，2=0.918得：1+ 2=1.64 所以 Z=（4-a)0.5=0.872(5) 應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1=60n1Lhj=60584(8230010) 1=2.046109得：N2= N1

18、/=2.046109/3.61=0.567109(6) 由1表10-23, 查得kHN1=0.96，kHN2=1.05(7) 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH。所以由1表 , 取S=1(8) H1=（ kHN1Hlim1）/S=（0.96600）/1=576MpaH2=（ kHN2Hlim2）/SH=(1.05550) /1=577.5Mpa 因為 H1 H2 所以?。篐= H1=576Mpa2、計算(1) d1t 2ktT1(+1)(ZHZEZ/H )2/(d)1/3 =21.3204396(3.61+1)(2.5189.8X0.872)2 /(154023.61)1

19、/3 =70.486mm(2) 齒輪的圓周速度：V=d1tnI /（601000）=2.155m/s(3) 齒寬： b=dd1t=170.486=70.486mm(4) 計算載荷系數(shù)ka 由1表10-2查得：kA=1.75 b. 根據(jù)V=2.155m/s及齒輪精度為7級由1表10-8 , 查得：動載系數(shù)kv=1.10c. kAFt / b=2*T*KA/(b*d) 100 N/mm 由1表10-3,查得：齒間載荷分配系數(shù)：kH=kF=1.0d. 由1表10-4，齒向載荷分布系數(shù)kH=1.424得到動載系數(shù)： k=kAkvkHkH = 1.751.101.01.424 =2.741(6) 按實際

20、的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t( k / kt )1/3=70.456(2.741/1.3)1/3=90.384mm(7) 計算模數(shù)m mt= d1 / z1=90.384/24=3.766mm(8) 計算齒厚 b=80.117 5.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算 mt2kT1Y2 (YFaYsa/ F) / (dZ12)1/31. 確定公式中各計算數(shù)值(1) 計算載荷系數(shù)根據(jù)kFt=1.3,Y=0.25+0.75/1.719=0.686(2) 由1P200-圖10-17和P201-圖10-18得：齒形系數(shù)： YFa1=2.72 ， YFa2=2.2應(yīng)力校正系數(shù)： YSa1=1.59

21、 ， YSa2=1.78 查得：彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.85, kFN2=0.87 取安全系數(shù)SF=1.4 又已知FE1= 500Mpa ，F(xiàn)E2= 380Mpa最終得到：F1=( kFN1FE1 )/ SF=303.57MpaF2= (kFN2FE2 )/ SF=236.143Mpa（3） 計算大小齒輪的YFa1 YFa1/ F，并加以比較因為YFa1 YSa1/ F1=0.01658 YFa2 YSa2/ F2=0.01658取二者中的大值，得到Y(jié)Fa YFa/ F =0.01658（4） 計算模數(shù) mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 =21.32

22、04396 X 0.686 X 0.01658/ 242)1/3 =2.189mm(5) 計算載荷系數(shù) d1=mt*Z1=52.544 mm v=1.607 m/s b=dd1=52.544 mm h=4.492525mm b/h=10.668 查得：kF=1.35 KA=1.75 Kv=1.05 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s 100 m/s 所以， kF=1.0 得到：k F=kAkvkFkF=1.751.051.01.35=2.41 （6） 重新計算模數(shù)mF=mt*(KF/KFt)1/3=2.715因為 mF=2.715 H2 所以?。篐= H2= 605 Mpa2、計

23、算(1) d1t 2ktT1(+1)(ZHZEZ/H )2/(d)1/3 =21.3701488(2.696+1)(2.5189.8 X 0.868)2 /(154022.696)1/3 =105.035 mm(2) 齒輪的圓周速度：V=d1tnI /（601000）=0.89 m/s(3) 齒寬： b=dd1t=1105.035=105.035 mm(4) 計算載荷系數(shù)kb 由1表10-2查得：kA=1.75 b. 根據(jù)V=0.89m/s及齒輪精度為7級由1表10-8 , 查得：動載系數(shù)kv=1.04c. kAFt / b=2*T*KA/(b*d) 100 N/mm 由1表10-3,查得：齒

24、間載荷分配系數(shù)：kH=kF=1.0d. 由1表10-4，齒向載荷分布系數(shù)kH=1.432得到動載系數(shù)： k=kAkvkHkH = 1.751.041.01.432 =2.607(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t( k / kt )1/3=105.035(2.607/1.3)1/3=132.450 mm(7) 計算模數(shù)m mt= d1 / z1=132.450/30=4.4 mm(9) 計算齒厚 b=80.117 5.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算 mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 1 確定公式中各計算數(shù)值(1) 計算載荷系數(shù)根據(jù)kFt=1

25、.3,Y=0.25+0.75/1.741=0.681(2) 由1P200-圖10-17和P201-圖10-18得：齒形系數(shù)： YFa1=2.548 ， YFa2=2.225應(yīng)力校正系數(shù)： YSa1=1.625 ， YSa2=1.775 查得：彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.88, kFN2=0.89 取安全系數(shù)SF=1.4 又已知FE1= 500Mpa ，F(xiàn)E2= 380Mpa最終得到：F1=( kFN1FE1 )/ SF=314.29 Mpa F2= (kFN2FE2 )/ SF=241.57 Mpa（3） 計算大小齒輪的YFa1 YFa1/ F，并加以比較因為YFa1 YSa1/ F1=0

26、.013174 YFa2 YSa2/ F2=0.016349 取二者中的大值，得到Y(jié)Fa YFa/ F =0.016349（5） 計算模數(shù) mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 =21.3701488 x 0.681 x 0.016349/ 302)1/3 =2.826 mm(6) 計算載荷系數(shù) d1=mt*Z1=84.772 mm v=0.718 m/s b=dd1=84.772 mm h=6.3585 mm b/h=13.33 查得：kF=1.384 KA=1.75 Kv=1.025 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s 100 m/s 所以，

27、kF=1.0 得到：k F=kAkvkFkF=1.751.0251.01.384=2.483 （6） 重新計算模數(shù)mF=mt*(KF/KFt)1/3=3.506因為 mF=3.506 mH= 4.4 所以m=4.55.2.4 整理參數(shù) d1=135 mm d2=364.5 mm Z1=30 Z2=81 m=4.5 b2=128mm b1=130mm 中心距 a=(d+d)/2=249.75mm6、 軸、鍵、軸承的設(shè)計計算及校核 6.1軸最小直徑的估算齒輪1 軸的示意簡圖：軸齒輪3齒輪2軸軸齒輪4(1) 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 當(dāng)軸的支撐距離未定時， 無法由強(qiáng)度確定軸徑，要用初步估算的方

28、法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為：1軸為高速軸，初算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的A值，選30 MPa 即 Ao=116.757 ；3軸為低速軸，初算軸徑作為最大直徑，應(yīng)取較大的A值,選40MPa 即 Ao=106.08 ；2為中速軸在兩者之間,選35MPa 即 Ao=110.909。(2) 按1式 (15-2)，d1min=Ao (PIII / nIII)1/3 =116.757( 12.4992 /584) 1/3 =32.417mm 依次得，d2min=Ao (PIII / nIII)1/3 =110.909( 11.8827 /161.773) 1/3 =46.4

29、48mm D3min=Ao (PIII / nIII)1/3 =106.08( 11.2948 /60) 1/3 =60.796 mm（3）因為dmin小于100 mm，且軸上開有鍵槽 所以，需將最小直徑加大補(bǔ)償鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱。 得到：d1min=37.2796 mm d1min=53.4152 mm d1min=69.9154 mm 圓整后，低速軸承受扭矩較大，應(yīng)放大直徑，有 d1=40 mm d2=60 mm d4=75mm 6.2 高速軸及軸上零件的設(shè)計和校核 6.2.1高速軸設(shè)計尺寸 4 32 56 1根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號：軸承代號dDBda極限轉(zhuǎn)速64105013031

30、6211892.255.26700（1） 高速軸設(shè)計設(shè)計尺寸 1段軸和帶輪配合，配合孔直徑選軸的最小尺寸 40mm,該孔徑帶輪的寬度為100 mm,軸承端蓋材料為 灰鑄鐵40% ，配合軸承外徑130mm，凸緣厚度為12mm,連接螺栓直徑為 M10，選取長度為40mm，減速箱壁厚 10mm,配合高速小齒輪齒輪寬為85mm，低速小齒輪齒寬為133mm,低速大齒輪和高速小齒輪的間隙為10mm,根據(jù)軸的直徑查課本得到相關(guān)的軸肩高度，進(jìn)而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長度范圍 L=100+12+40+133+85+31+10=410mm實際軸長應(yīng)大于此尺寸。（2）軸的各段安裝示意圖如下: 整理表格得：

31、123456d404550625054具體安裝尺寸應(yīng)該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒有交叉（軸和齒輪不想交），經(jīng)計算進(jìn)一步確定確定，123456d404550625054L1016231151.58341.56.2.2校核軸和軸承、鍵的強(qiáng)度以及使用壽命1、 軸的強(qiáng)度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析 帶入數(shù)值得ca=13.4 Mpa -1=60Mpa軸校檢合格。2、 鍵強(qiáng)度校核 軸第一段鍵，軸直徑40mm, 選鍵 b x h=14 x 9 , L=90mm, l=L-b=76mm=26.5 Mpa 校檢合格 軸第五段，軸直徑50mm選鍵 b x h=16 x 10, L=80mm, l=L

32、-b=64mm=23.6 Mpa 校檢合格3、軸承強(qiáng)度校核 Fa=0 Fs1=Fs2=0FR1=S1 FR2=S2代入數(shù)據(jù)有， P1=1131 N P2=33912 N所以所以Lh=5.74 x 104h 300*16*10=4.8*1046.3 中速軸及軸上零件的設(shè)計和校核 6.3.1中速軸設(shè)計尺寸2 3 4 1 5根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號：軸承代號dDBda極限轉(zhuǎn)速631260130317211881.851.88000（2） 中速軸設(shè)計設(shè)計尺寸 1段軸和配合軸承外徑130mm，軸承寬度為31凸緣厚度為12mm,連接螺栓直徑為 M10，選取長度為40mm，,配合高速大齒輪齒輪寬為85m

33、m，低速小齒輪齒寬為133mm,低速大齒輪和高速小齒輪的間隙為10mm,根據(jù)軸的直徑，查課本得到相關(guān)的定位軸肩的軸肩高度，進(jìn)而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長度范圍 L=10+31+133+85+31=290mm實際軸長應(yīng)大于此尺寸。（2）軸的各段安裝示意圖如下: 整理表格得：12345d6064726450具體安裝尺寸應(yīng)該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒有交叉（軸和齒輪不想交），結(jié)合軸I的尺寸，經(jīng)計算進(jìn)一步確定確定12345d6064726450L417810131426.3.2校核軸和軸承、鍵的強(qiáng)度以及使用壽命 1、軸的強(qiáng)度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析 Fa3=0進(jìn)行受力分析得

34、c) M1 d)e) M2 f) T 軸校檢合格。 2、鍵強(qiáng)度校核 軸第4段鍵，軸直徑64mm, 選鍵 b x h=18 x 11 , L=70mm, l=L-b=52mm 校檢合格 鍵第2段，軸直徑64mm選鍵 b x h=18 x 11, L=125mm, l=L-b=107mm=37.4 Mpa 校檢合格3、 軸承強(qiáng)度校核 Fa=0,Fs1=Fs2=0 FR1=S1,FR2=S2P1=1495 N P2=3371 N帶入公式得Lh=6.09 x 105 h 0.07d , 取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑dV-VI=100mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取lV-VI=40mm。4）. 其余尺寸軸2

35、進(jìn)一步確定 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（2）軸的各段安裝示意圖如下: 整理表格得：1234567d859010095858375具體安裝尺寸應(yīng)該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒有交叉（軸和齒輪不想交），結(jié)合軸I的尺寸，經(jīng)計算進(jìn)一步確定確定1234567d809010095858375L46.512666.54028701356.4.2校核軸和軸承、鍵的強(qiáng)度以及使用壽命 1、軸的強(qiáng)度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析 進(jìn)行受力分析得a) b)c) M2 d)e) M1f) 2、鍵強(qiáng)度校核 軸第7段鍵，軸直徑90mm, 選鍵 b x h=20 x 12 , L=136mm, l=L-b=116mm=73.8MPa 校檢合格 軸第2段，軸直徑90mm 選鍵 b x h=25 x 14, L=110mm, l=L-b=85mm=67.2 Mpa 校檢合格 3、軸承強(qiáng)度校核 Fa=0,Fs1=Fs2=0 FR1=S1,FR2=S2P1=2809 N P2=7716 N所以 P=P2帶入公式得Lh=6.01 x 105 h 1.215齒輪端面與內(nèi)