二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器機械設計課程設計說明書

1、機械設計課程設計說明書機械設計課程設計說明書題目：題目：帶式輸送機帶式輸送機班級：機械班級：機械 0601學號：學號：2006035545設計：李忠祥設計：李忠祥指導：王新亭指導：王新亭明德厚學、求是創(chuàng)新2目錄目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機選擇44. 分配傳動比55. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算66. 設計高速級齒輪77. 設計低速級齒輪128. 鏈傳動的設計169. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計18軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計18軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計24軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計2910. 潤滑與密封3411. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3512

2、. 設計總結(jié)3613. 參考文獻36明德厚學、求是創(chuàng)新3一.題目及總體分析題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力7000FN，運輸帶速度0.5/vm s，運輸機滾筒直徑為290Dmm。單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。工作壽命為八年，每年 300 個工作日，每天工作 16小時，具有加工精度 7 級（齒輪） 。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減

3、緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖示：5 為電動機，4 為聯(lián)軸器，為減速器，2 為鏈傳動，1 為輸送機滾筒，6 為低速級齒輪傳動，7 為高速級齒輪傳動， 。輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。明德厚學、求是創(chuàng)新4二二.各主要部件選擇各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒， 低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三三.電動機的選擇電動機的選擇目的過程分析結(jié)論類型根

4、據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用 Y 系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為 PwFV7000N0.5m/s圓柱齒輪傳動(8 級精度)效率(兩對)為10.972滾動軸承傳動效率(四對)為20.984彈性聯(lián)軸器傳動效率30.99輸送機滾筒效率為40.97鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為24123457000 0.54374.60.970.980.99 0.97 0.96wPPW電動機輸出功率為4374.6PW型號查得型號 Y132S-4 封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率 p=5.5 kW滿載轉(zhuǎn)速 1440 r/min同步轉(zhuǎn)速 1500 r/min選用型號 Y132S-

5、4 封閉式三相異步電動機明德厚學、求是創(chuàng)新5四四.分配傳動比分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比wmnni 其中 i 是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下1440 /minmnr,6060 0.532.95 /min3.14 0.29wvnrd144043.732.95mwnin取13i 2143.714.63iii2lhiii取3.5,4.2lhiii:總傳動比1i：鏈傳動比li：低速級齒輪傳動比hi：高速級齒輪傳動比13i 214.6i 4.2hi 3.5l

6、i 明德厚學、求是創(chuàng)新6五五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為 1 軸、2 軸、3 軸、4 軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、；對應各軸的輸入功率分別為、；對應名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為、； 相鄰兩軸間的傳動比分別為、；相鄰兩軸間的傳動效率分別為、。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1 軸2 軸3 軸4 軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=342.86n3=97.96n4=32.65功率P(kw)P=5.5P1=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607轉(zhuǎn)矩T(Nm)T1=2

7、8.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=4.2i23=3.5i34=3傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.96明德厚學、求是創(chuàng)新7六六.設計高速級齒輪設計高速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)） ，硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)2114.224=100.8,取 Z2

8、=101。5）選取螺旋角。初選螺旋角142按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選6 . 1tK（）由圖，選取區(qū)域系數(shù)433. 2HZ（）由圖查得78. 0120.87121.65（）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩55411195.5 10/95.5 104.244/14402.8146 10TP nN mm（）由表選取齒寬系數(shù)1d（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)2/18 .189 MPaZE（ ） 由 圖 按 齒 面 硬 度 查 得 小 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強 度 極 限MPaH6001lim，大齒輪的接觸疲勞強度極限l

9、im2550HMPa（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)916060 1440 1 (16 300 8)3.32 10hNnjL 9923.32 10 /4.20.790 10N （）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)90. 01HNK95. 02HNK（）計算接觸疲勞強度許用應力明德厚學、求是創(chuàng)新8取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由式得MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim22MPaMPaHHH25.5312/ )5 .522540(2/)(21）計算（）試算小齒輪分度圓直徑td1，由計算公式得24312 1.6 2.8146

10、105.22.433 189.837.101 1.654.2531.25tdmm（）計算圓周速度1137.10 14402.8/60 100060 1000td nvm s（）計算齒寬及模數(shù)ntm11 37.1037.10dtbdmm 11cos37.10 cos141.5024tntdmmmZ2.252.25 1.503.375/37.10/3.37510.99nthmmmb h（）計算縱向重合度903. 114tan241318. 0tan318. 01Zd（）計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)1AK根據(jù)smv/2 . 1，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)1.11VK 由表查得2232231.120.

11、18(1 0.6)0.23 101.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 1037.101.417HddKb 由圖查得1.34FK明德厚學、求是創(chuàng)新9假定100/AtK FN mmb，由表查得4 . 1FHKK故載荷系數(shù)1 1.11 1.4 1.422.21AVHHKK K KK （）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得3311/37.10 2.21/1.641.32ttddK Kmm（）計算模數(shù)nm11cos41.32 cos141.6724ndmmmZ3按齒根彎曲強度設計由式32121cos2FSFdnYYZYKTm）確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)1 1.11 1.4 1.

12、342.08AVFFKK K KK （）根據(jù)縱向重合度903. 1，從圖查得螺旋角影響系數(shù)88. 0Y（）計算當量齒數(shù)113322332426.27coscos 14101110.56coscos 14VVZZZZ（）查取齒形系數(shù)由表查得592. 21FaY22.172FaY（）查取應力校正系數(shù)由表查得596. 11SaY21.798SaY（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE5001大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE3802（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)85. 01FNK88. 02FNK明德厚學、求是創(chuàng)新10（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S1.4，由式得MPaSK

13、FEFNF57.3034 . 150085. 0111MPaSKFEFNF86.2384 . 138088. 0222（）計算大小齒輪的FSaFaYY1112222.592 1.5960.01363303.572.172 1.7980.01635238.86FaSaFFaSaFYYYY大齒輪的數(shù)據(jù)大）設計計算42322 2.08 2.8146 100.88 cos 140.016351.1861 241.65nmmm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)nm大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取nm1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓

14、直徑141.32dmm來計算應有的齒數(shù)。于是有11cos41.32 cos1426.71.5ndZm取127Z ，則2114.2 27113.4114Zi Z4幾何尺寸計算）計算中心距12()(27 114) 1.5108.992cos2 cos14nZZmamm將中心距圓整為 109mm）按圓整后的中心距修正螺旋角12()(27 114) 1.5arccosarccos14.0322 109nZZma因值改變不多，故參數(shù)、K、HZ等不必修正。明德厚學、求是創(chuàng)新11）計算大、小齒輪的分度圓直徑1122227 1.541.75coscos14.03114 1.5176.25coscos14.03

15、nZ mdmmZ mdmm）計算大、小齒輪的齒根圓直徑11222.541.752.5 1.5382.5176.252.5 1.5172.5fnfnddmmmddmmm）計算齒輪寬度11 41.7541.75dbdmm 圓整后取245Bmm；150Bmm5驗算1122 281461348.341.75tTFNd1 1348.332.3/100/41.75AtK FN mmN mmb合適明德厚學、求是創(chuàng)新12七七.設計低速級齒輪設計低速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)） ，硬度為，大齒輪材料為鋼（

16、調(diào)質(zhì)） ，硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)2113.524=84。2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行試算，即3211)(132. 2HEdttZuuTkd）確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)3 . 1tK（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩55122495.5 10/95.5 104.034/342.8611.239 10TPnN mm（） 由表選取齒寬系數(shù)1d（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)2/18 .198 MPaZE（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPaH6001lim大齒輪的接觸疲勞

17、強度極限lim2550HMPa（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)9116060 342.86 1 (2 8 300 15)1.481 10hNn jL 9921.481 10 /3.50.423 10N （）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)96. 01HNK05. 12HNK明德厚學、求是創(chuàng)新13（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由式得MPaMPaSKHHNH57660096. 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .57755005. 12lim22）計算（） 試算小齒輪分度圓直徑td1，代入H中的較小值42311.3 11.239 104.5 189.82.32()63.

18、3913.5576tdmm（） 計算圓周速度 v1263.39 342.861.14/60 100060 1000td nvm s（） 計算齒寬11 63.3963.39dtbdmm （） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)1163.392.64124tntdmmmZ齒高2.252.25 2.6415.94/63.39/5.9410.67nthmmmb h（） 計算載荷系數(shù) K根據(jù)1.14/vm s，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)07. 1VK假設mmNbFKtA/100/，由表查得1HFKK由表查得使用系數(shù)1AK由表查得2232231.120.18(1 0.6)0.23 101.120.18(1 0.6 1

19、 ) 10.23 1063.391.422HddKb 由圖2查得35. 1FK故載荷系數(shù)1 1.07 1 1.4221.522AVHHKK K KK 明德厚學、求是創(chuàng)新14（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得3311/63.39 1.522/1.366.81ttddK Kmm（）計算模數(shù)11/66.81/242.78mdZ3按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為32112FSFdnYYZKTm）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE5001大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE3802（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)85. 01FNK88. 02FN

20、K（） 計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1.4，由式得1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaMPaS（） 計算載荷系數(shù)1 1.07 1 1.351.4445AVFFKK K KK （）查取齒形系數(shù)由表查得65. 21FaY22.212FaY（）查取應力校正系數(shù)由表查得58. 11SaY21.774SaY（）計算大小齒輪的FSaFaYY，并比較1112222.65 1.580.01379303.572.212 1.7740.01643238.86FaSaFFaSaFYYYY大齒輪的數(shù)據(jù)大明德厚

21、學、求是創(chuàng)新15）設計計算4322 1.4445 11.239 100.016432.111 24mmm對比計算結(jié)果， 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù) 2.11，并就近圓整為標準值2.2。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑166.81dmm來計算應有的齒數(shù)。于是有11/66.81/2.230.4Zdm取131Z 大齒輪齒數(shù)2213.5 31108.5Zi Z取2109Z 4幾何尺寸計算）計算分度圓直徑112231 2.268.2109 2.2239.8dZ mmmdZ mmm）計算齒根圓直徑1122(2.5)2.

22、2 (31 2.5)62.7(2.5)2.2 (1092.5)234.3ffdm Zmmdm Zmm）計算中心距12()/2(68.2239.8)/2154addmm）計算齒寬11 68.268.2dbdmm 取mmB702mmB7515驗算1122 1123903295.968.2tTFNd1 3295.948.33/100/68.2AtK FN mmN mmb合適明德厚學、求是創(chuàng)新16八鏈傳動的設計八鏈傳動的設計1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù)119Z ，大齒輪的齒數(shù)為213 1957ZiZ 材料選擇 40 鋼，熱處理：淬火、回火2 確定計算功率由表 96 查得1.0AK ，由圖 913

23、 查得1.35zK ，單排鏈，則計算功率為：1.0 1.35 3.8345.18caAZPK K PkW3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)5.18caPkW及397.96 /minnnr查圖 911，可選 24A-1。查表 91，鏈條節(jié)距為38.1pmm。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距0(30 50)(30 50) 38.111431905apmm。取01200amm。相 應 得 鏈 長 節(jié) 數(shù) 為201221002()102.1522PaZZZZPLPa， 取 鏈 長 節(jié) 數(shù)102PL 節(jié)。查表 98 得到中心距計算系數(shù)10.24521f ，則鏈傳動的最大中心中心距為：1122()1196Paf

24、PLZZmm5 計算鏈速 v，確定潤滑方式1197.96 19 38.11.18/60 100060 1000n Z Pvm s由1.18/vm s和鏈號 24A1，查圖 914 可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計算壓軸力有效圓周力為：3.8341000100032491.18PPFNv鏈 輪 水 平 布 置 時 的 壓 軸 力 系 數(shù)1.15,FpK， 則 壓 軸 力 為1.15 32493736PFpeFKFN明德厚學、求是創(chuàng)新177 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結(jié)果分 度 圓直徑d0180sin()pdZ12231.5694.5mmzzdmmd小鏈輪：大鏈輪：齒 頂 圓

25、直徑admin1max11.6(1)1.25aaddpdZddpdaz1minaz1max2min2max244.2256.9732.6 770.7azazdmmdmmdmmdmm小鏈輪： 大鏈輪：齒 根 圓直徑fd1fdddfz12209.3672.3fzdmmdmm小鏈輪：大鏈輪：齒高ahmin1max10.5()0.80.6250.5aahpdphpdZaz1minaz1max2min2max7.914.323.8 42.9azazhmmhmmhmmhmm小鏈輪： 大鏈輪：確 定 的最 大 軸凸 緣 直徑gd02180cot1.040.76gdphZgz1gz2191.4574.2dmm

26、dmm小鏈輪：大鏈輪：明德厚學、求是創(chuàng)新18九九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率114.244,n1440 /minPkwr轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩412.8146 10TN mm求作用在齒輪上的力41122 2.8146 101348.341.75tantan201348.3505.8coscos14.03tan1348.3 tan14.03337.0tnrtatTFNdaFFNFFN初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取112A（ 以 下 軸 均 取 此 值 ）， 于 是 由 式 初

27、 步 估 算 軸 的 最 小 直 徑33min11/112 4.244/144016.05dAP nmm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑1 2d.為了使所選的軸直徑1 2d與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取 KA=1.3,則，411.3 2.8146 1036589.8caATK TN mm查機械設計手冊 ，選用 HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 160000N。半聯(lián)軸器的孔徑118dmm，故取118dmm半聯(lián)軸器長度 L42，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度30mmL 。軸的結(jié)構(gòu)設計）擬定軸上零件

28、的裝配方案（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度dh1 . 007. 0,故取段的直徑220dmm221lmm。 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度1L=30mm.，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1l的長度應該比1L略短一點，現(xiàn)取128lmm明德厚學、求是創(chuàng)新19（2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)220dmm，初選型號 6205 軸承，其尺寸為25 52 15dDB，基本額定動載荷14.0rCKN基本額定靜載荷7.88rCKN，mmda31mmDa46，故3825ddmm,軸段 7 的長度與軸承

29、寬度相同,故取3815llmm(3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取494lmm。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段 4 的直徑應根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑ad確定431addmm（4） 軸段 5 上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,5d應略大與4d,可取535dmm.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段 5 的長度5l應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬50bmm,故取548lmm。齒輪右端用肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 6 的 直 徑 ,軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取640dmm,61.4lh,故取65lmm為減小應

30、力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段 7 的直徑應根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑ad確定,即731addmm，712lmm（5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得155.5Lmm,2125.5Lmm，348.5Lmm(6)參考表 152，取軸端為01 45，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。明德厚學、求是創(chuàng)新20輸入軸的結(jié)構(gòu)布置輸入軸的結(jié)構(gòu)布置明德厚學、求是創(chuàng)新215受力分析、彎距的計算（）計算支承反力在水平面上323375.8tAXFLFNLL972.5BXtAXFFFN337.0AYaFFN（）在垂直面上132320,215.3raBAZdF LFMFNLL故505.8215.3290.5BZr

31、AZFFFN總支承反力222222375.8337.0215.3548.8AAXAYAZFFFFN2222972.5290.51015.0BBXBZFFFN）計算彎矩并作彎矩圖（）水平面彎矩圖2375.8 125.547162.9 .AXAXMFLN mm47162.9 .BXAXMMN mm（）垂直面彎矩圖2215.3 1252.527020.2AZAZMFLN mm3290.5 48.514089.3BZBZMFLN mm（）合成彎矩圖222247162.927020.254354.6AAXAZMMMN mm222247126.914089.349184.2BBXBZMMMN mm3）計算

32、轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖128.146TTN m明德厚學、求是創(chuàng)新226作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（C 型）66bhmmmm25Lmm齒輪：選普通平鍵（A 型）87bhmmmm45Lmm聯(lián)軸器:由式，19144 28.14647.418 6 (253) 10TMPapd hl 查表，得MPap120100pp，鍵校核安全齒輪:19444 28.14614.530 7 (458) 10TMPapd hl 查表 62，得100 120MPappp，鍵校核安全明德厚學、求是創(chuàng)新238按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C 處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應

33、力集中，故c 截面為危險截面。根據(jù)式，并取6 . 0，軸的計算應力221() /14.7caAMTWMPa由表查得MPa601，1ca，故安全9校核軸承和計算壽命（） 校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷2222215.3375.8433.1ArAZAXFFFN軸向載荷337AaaFFN由/0.778AaArFFe，在表取 X0.56。相對軸向載荷為0337.00.04277880aFC， 在表中介于 0.0400.070 之間， 對應的 e 值為 0.240.27之間，對應 Y 值為 1.81.6，于是，用插值法求得(1.8 1.6) (0.070.0427)1.61.7820.070.04Y，

34、故0.56,1.782XY。由表取1.2pf 則，A 軸承的當量動載荷()1011.7ApArAarPfXFYFNC，校核安全該軸承壽命該軸承壽命66331101014000()()306706060 14401011.7rAhACLhnP（） 校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷2222290.5972.51015.0BrBZBXFFFN當量動載荷1.2 1015.01218.0BpBrrPf FNC，校核安全該軸承壽命該軸承壽命66331101014000()()175766060 14401218.0rBhBCLhnP明德厚學、求是創(chuàng)新242軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計軸（中間軸）及其

35、軸承裝置、鍵的設計1. 中間軸上的功率224.034,n342.86 /minPkwr轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩4211.239 10TN mm求作用在齒輪上的力高速大齒輪:4212111122 11.239 101275.4176.25tantan201275.4478.5coscos14.03tan1275.4 tan14.03318.7tnrtatTFNdaFFNFFN低速小齒輪:42212222 11.239 103295.968.2tan3295.9 tan201199.6trtnTFNdFFaN初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取112A，于是由式初步估算軸的最小直徑33min22

36、/112 4.034/342.8625.5dAPnmm這是安裝軸承處軸的最小直徑1d4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號 6206 的深溝球軸承參數(shù)如下30 62 16dDB36admm56aDmm基本額定動載荷19.5rCKN基本額定靜載荷11.5rCKN故1730ddmm。軸段 1 和 7 的長度與軸承寬度相同,故取1716llmm，2636adddmm，2620llmm( 2 )軸段 3 上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,3d應略大與2d,可取340dmm。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段 3 的長度3l應比齒輪轂長略短,若轂長與

37、齒寬相同,已知齒寬175bmm，取370lmm。小齒輪右端用軸肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 4 的 直 徑 ,軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取444dmm,hl4 . 14,故取mml64( 3)軸段 5 上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,5d應略大與6d,可取540dmm。明德厚學、求是創(chuàng)新25齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段 5 的長度5l應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬45bmm，取541lmm。大齒輪左端用軸肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 4 的 直 徑 ,軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取4

38、44dmm,hl4 . 14,故取mml64。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得163Lmm,262Lmm，351Lmm（4）參考表 152，取軸端為01.2 45，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。中間軸的結(jié)構(gòu)布置中間軸的結(jié)構(gòu)布置明德厚學、求是創(chuàng)新265.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力：在水平面上13223123()2514.3ttAXFLFLLFNLLL1318.7AYaFFN122057.0BXttAXFFFFN在垂直面上：2131223123()20,1080.7rarBAZdF LFFLLMFNLLL故12597.4BZrrAZFFFFN總支承反力：2222222514.33

39、18.71080.72755.2AAXAYAZFFFFN22222057.0597.42142.0BBXBZFFFN2)計算彎矩在水平面上：132057.0 51104907.BXBXMFLN mm212514.3 63158372.9 .AXAXMFLN mm11104907.XBXMMN mm22158372.9 .XAXMMN mm在垂直面上：1330467.4 .BZBZMFLN mm213158552.8 .2BZBZadMFLFN mm211080.7 6366922.1 .AZAZMFLN mm1130467.4zBZMMN mm1158552.8zBZMMN mm2266922

40、.1ZAZMMN mm明德厚學、求是創(chuàng)新27故222211110490730467.4109340.0XZMMMN mm222211110490758552.8120196.7XZMMMN mm2222222153372.366922.1167353.4XZMMMN mm3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖2112390TTN mm6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A 型）12 8bh56Lmmmmhk45 . 044lLbmm由式，2232.0pTMPakdl明德厚學、求是創(chuàng)新28查表，得MPap120100pp，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A 型）

41、12 8bh36Lmmmmhk45 . 024lLbmm由式，2258.5pTMPakdl查表，得MPap120100pp，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2 處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式，并取6 . 02222() /28.2aMTWMPa由表查得MPa601，21a，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷222736.7ArAXAZFFFN軸向載荷318.7AaAYFFN/0.12AaArFFe,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6,2 . 10 . 1pf,取1.0pf ,故()2736.7A

42、pArAaPfXFYFN因為PCr，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命63210()1771560rAhACLhnP）校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷222142.0BrBXBZFFFN當量動載荷2142BpBrrPf FNC，校核安全該軸承壽命該軸承壽命63210()3385060rBhBCLhnP查表 13-3 得預期計算壽命12000hBhLL，故安全。明德厚學、求是創(chuàng)新293.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 輸入功率33.834PKW轉(zhuǎn)速397.96 /minnr轉(zhuǎn)矩3373.869TN m2第三軸上齒輪受力3222 3738693118.2239.8

43、tTFNdtan3118.2 tan201135.0rtnFFaN。3初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑33min33/112 3.834/97.9638.1dAPnmm這是安裝鏈輪處軸的最小直徑kd，取140kddmm，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：114 (0.019.5)74.06kzdldmmmm，為保證鏈輪與箱體的距離，取180lmm4軸的結(jié)構(gòu)設計）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段 2 和軸段 7 用來安裝軸承，根據(jù)140dmm，初選型號 6309 的深溝球軸承，參數(shù)基本：45 100 25dDB54admm9

44、1aDmm基本額定動載荷52.8rCKN基本額定靜載荷31.8rCKN。由此可以確定：2745ddmm2725llmm（2） 為減小應力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段 3 和 6 的直徑應根據(jù) 6309 的深溝球軸承的定位軸肩直徑ad確定,即3654adddmm，取618lmm( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,5d應略大與6d,可取558dmm。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段 5 的長度5l應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬70bmm，取565lmm。大齒輪右端用 軸 肩 固 定 , 由 此 可 確 定 軸 段 4 的 直 徑 , 軸 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取468dmm,hl4 . 14,故取47lmm。明德厚學、求是創(chuàng)新30(4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取358lmm（5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得163Lmm,2110Lmm，355.5Lmm（6）參考表 152，取軸端為01.2 45，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。輸出軸的結(jié)構(gòu)布置輸出軸的結(jié)構(gòu)布置明德厚學、求是創(chuàng)新315.軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力在水平面上0A