帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的二級圓柱齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)(機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ))設(shè)計(jì)題目 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的二級圓柱齒輪減速器 機(jī)電工程學(xué)院 院(系) 過程裝備與控制工程專業(yè)班級 裝控07-1 學(xué)號 06設(shè) 計(jì) 人 陳明濠 指導(dǎo)教師 周瑞強(qiáng)老師完成日期 2009 年 12 月 21 日設(shè)計(jì)工作量: 設(shè)計(jì)說明書 1 份減速器裝配圖 1 張減速器零件圖 2 張茂 名 學(xué) 院機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書目   錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書3二、傳動(dòng)方案的擬定4三、電動(dòng)機(jī)的選擇 4四、計(jì)算總傳動(dòng)比及配合的傳動(dòng)比 5五、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算6六、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 71、高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算72、低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算9七、軸的設(shè)

2、計(jì)計(jì)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(jì)143、軸的校核17八、滾動(dòng)軸承的選擇及校核231、中間軸的滾動(dòng)軸承232、高速軸的滾動(dòng)軸承 243、低速軸的滾動(dòng)軸承25九、鍵連接的選擇及核計(jì)算26十、減速器機(jī)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)30十四、參考資料目錄30十五、課程設(shè)計(jì)總結(jié)30（一）、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置中的二級圓柱齒輪減速器1、總體布置簡圖1電動(dòng)機(jī)；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運(yùn)輸機(jī)；5鼓輪；6聯(lián)軸器32、工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)，有輕微振動(dòng)，經(jīng)常滿載，空載起動(dòng)。3、原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力F（

3、N）：1800； 滾筒直徑D（mm）：340； 運(yùn)輸帶速度V（m/s）：2.35；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(jì)內(nèi)容1. 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2. 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算3. 軸的設(shè)計(jì)4. 滾動(dòng)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(jì)計(jì)算說明書的編寫 。5 設(shè)計(jì)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(jì)說明書一份6 設(shè)計(jì)進(jìn)度第一階段：總體計(jì)算和傳動(dòng)件參數(shù)計(jì)

4、算； 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計(jì)；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(jì)算說明書的編寫。三)電動(dòng)機(jī)選擇1電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因?yàn)楸緜鲃?dòng)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Y(jié)（IP44）系列的電動(dòng)機(jī)。2電動(dòng)機(jī)容量的選擇1）工作機(jī)所需功率Pw  PwFv/1000=1800×2.35/(1000×0.96)=4.41 KW2）  電動(dòng)機(jī)的輸出功率PdPw/ kW其中：帶傳動(dòng)效率：0.96每對滾子軸承的傳動(dòng)效率：0.988級精度圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：0.97彈性聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率：0.99卷筒的傳

5、動(dòng)效率：0.96則總的效率：=0.98PdPw/=4.41/0.80=5.5125kW從表22-1中可選出額定功率為5.5kw的電動(dòng)機(jī)。3電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇卷筒軸轉(zhuǎn)速為 n=60×1000v/(D)=60×1000×2.35/(3.14×340)=132.07r/min按表2-2推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比i'=840,則從電動(dòng)機(jī)到卷筒子軸的總傳動(dòng)比合理范圍為i'=840。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：n= i'×n=(8-40) ×132.07=1056.565282.8 r/min可見，電動(dòng)機(jī)同

6、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(gè)電動(dòng)機(jī)型號，再將總傳動(dòng)比合理分配給V帶傳動(dòng)和減速器，就得到三種傳動(dòng)比方案，如下表：其中總傳動(dòng)比為：。式中-電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速,r/min；-工作機(jī)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(dòng)比i1與低速級傳動(dòng)比i2之間滿足i1=(1.31.5)i2.表中取i1=1.4×i2;i=i2×i2×1.4.兩種不同的傳動(dòng)比方案：方案電動(dòng)機(jī)型號額定功率Pkw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比高速i低速i1Y 132S-45.51500144

7、010.903.912.792Y 132S1-25.53000292022.113.975.564電動(dòng)機(jī)型號的確定由表221查出電動(dòng)機(jī)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(jì)算總傳動(dòng)比及配各級的傳動(dòng)比1 計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：i總nm/nw=1440/132.07=10.902 傳動(dòng)比分配分配原則：各級傳動(dòng)尺寸協(xié)調(diào),承載能力接近,兩個(gè)大齒輪直徑接近以便潤滑.(浸油深度)i總=i減=i高*i低=nm/nw i減減速器傳動(dòng)比i高減速器內(nèi)高速級傳動(dòng)比 i低減速器內(nèi)低速

8、級傳動(dòng)比nm電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 nw工作機(jī)轉(zhuǎn)速i高=1.4* i低， i低×i高= i總 由上表可得： i高=i1=3.91 ； i低=i2=2.79 。速度偏差為0.2%<5%, ，所以可行。(五)運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速:I軸 n1= nm/1=1440 r/minII軸 n2= n1/ i高=1440/3.91=368.29/minIII軸 n3=n2/ i低=368.29/2.97=132.00 r/min滾筒 n4=n3=132.00 r/min2)各軸輸入功率:電動(dòng)機(jī)軸：Pd=5.5kw I軸: P I = Pd ×4 =5.5×0.

9、99=5.445kw II軸: P I I= P I ×2×3=5.445×0.98×0.97=5.176kwIII軸:pIII= P I I×2×3=5.176×0.98×0.97=4.92 kw滾筒:p= pIII×2×4=4.92×0.98×0.99=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：I軸 0.98=5.337KwII軸 kWIII軸 kw滾筒軸 kw3)各軸扭矩電動(dòng)機(jī)軸：Td=9550×Pd/nm=9550×5.5

10、/1440=36.48 (Nm)I軸： TI= 9550×PI/ n1=9550×5.445/1440=36.11 (Nm)II軸：TII= 9550×PII/n2=9550×5.176/368.29=134.22 (Nm)III軸：TIII=9550×pIII/n3=9550×4.92/132.00=355.95 (Nm)滾筒：T滾=9550×p滾/ n4=9550×4.774/132.00= 345.39 (Nm)（六）傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算一）、高速級齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)參數(shù)： P1=5.337 Kw T1=36.

11、11 Nm； N1=1440 r/minN2=368.29 r/min；i1=3.91； 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，,；大齒輪參數(shù)也一樣。（書本表11-1）根據(jù)書本表11-5得：取=1.25, =1.0;根據(jù)書本表11-4得:2、確定許用應(yīng)力：；3小齒輪的工作轉(zhuǎn)矩：4根據(jù)接觸強(qiáng)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)選取，； 初選螺旋角： 15° 螺旋度系數(shù)：選小齒輪齒數(shù) Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=iZ1=3.91×19=93.84, 取Z2=94。 實(shí)際傳動(dòng)比為 i=74/19=3.916

12、7，所以，取齒數(shù) ；Z2=94。 齒數(shù)系數(shù) 查書本圖11-8得： YFa12.68， YFa22.22，查書本圖11-9得： YSa11.60 ， YSa21.79.因, 故要對小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。法向模數(shù)：取中心距 ： 取a=92mm.確定螺旋角: 齒輪分度圓直徑: 小齒輪齒頂圓: =37.42+2×1.5=40.42mm 大齒輪齒頂圓:=146.57+2×1.5=149.57mm小齒輪齒根圓:=37.42-3×1.25=34.92mm 大齒輪齒根圓: =146.57-3×1.25=114.17mm齒輪寬度: b 0.8×30.64=24

13、mm, 取b130mm b2=25mm3、驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度將各參數(shù)代入下面得：齒面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa <1130Mpa 故安全。 4、齒輪的圓周速度對照書本表11-2，所以選8級制造精度合理的；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：大齒輪采用腹板式，小齒輪制成實(shí)心式。二）、低速級齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選擇材料及許用應(yīng)力因要求結(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，齒面硬度為45，,；大齒輪選用參數(shù)一樣。根據(jù)書本表11-5得：取=1.25, =1.0;根據(jù)書本表11-4得:許用應(yīng)力：2、按齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算由上計(jì)算得：P=4.82kW, n=132.00r/min, i=

14、2.79齒輪按八級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3（書本表11-3）, 齒寬系數(shù)（書本表11-6）小齒輪的轉(zhuǎn)距： 初選螺旋角： 15°選小齒輪齒數(shù) Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=iZ1=2.79×24=66.96, 取Z2=67。 實(shí)際傳動(dòng)比為 i=67/24=2.79，齒數(shù)系數(shù) 查書本圖11-8得,齒形系數(shù): YFa12.66， YFa22.26，查書本圖11-9得,齒形系數(shù): YSa11.61 ， YSa21.75因因>故要對小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。法向模數(shù)：m=2.42mm取m=2.5mm中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(24+67)*25/2*cos15

15、76;= 117.763取a=120mm確定螺旋角: =arccos18.75°齒輪分度圓直徑: d= mz/cos=25*24/cos18.57°=63.30mm d= mz/cos=25*67/cos18.57°=176.6mm小齒輪齒頂圓: =63.30+2×2.5=68.30mm 大齒輪齒頂圓:=176.70+2×3=181.70mm小齒輪齒根圓:=63.30-5×1.25=57.05mm 大齒輪齒根圓: =176.70-5×1.25=170.45mm齒輪寬度: b 0.8×63.3=50.64mm, 取b

16、160mm b2=55mm3、驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度將各參數(shù)代入下面得：齒面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa <1130Mpa 故安全。4、齒輪的圓周速度V=0.44m/s對照書本表11-2，所以選8級制造精度合理的；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：大齒輪采用腹板式，小齒輪制成實(shí)心式。三）得出畫圖尺寸數(shù)據(jù) 表格：高速級齒輪傳動(dòng)的尺寸 低速級齒輪傳動(dòng)的尺寸名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm 模數(shù)1.5 模數(shù)2.5壓力角20°壓力角20°螺旋角15.85°螺旋角18.57°齒數(shù)2494齒數(shù)2467傳動(dòng)比3.91傳動(dòng)比2.79分度圓直徑37.4214

17、6.57分度圓直徑63.30176.60齒頂圓直徑40.42149.57齒頂圓直徑68.30181.70齒根圓直徑34.92147.07齒根圓直徑57.50170.45中心距92中心距120齒寬B=b+53025齒寬Bb+5 6055（七）軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即：mm。初算軸徑時(shí)，若最小直徑周段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段截面上有一個(gè)鍵槽時(shí)，d增大5%至7%，兩個(gè)鍵槽時(shí)，d增大10%至15%。值由書本表14-2確定高速軸；中間軸；低速軸高速軸d=A=110*=23.62,因高速軸

18、最小直徑處要安裝大帶輪，設(shè)有一個(gè)鍵槽，則：d=d(1+7)=23.62*(1+0.07)=25.3mm, 取整數(shù)d=30mm中間軸：d=A=115*=42.65 因中間軸最小直徑處要安裝滾動(dòng)軸承，則取為標(biāo)準(zhǔn)值：d=45低速軸：d=A=110*=63mm 因高速軸最小直徑處要安裝連軸器，設(shè)有一個(gè)鍵槽，則：d=d(1+7)=63*(1+0.07)=67.4mm 取為聯(lián)軸器LT6 d=70mm二）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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：最小直徑，滾動(dòng)軸承處軸段，D=45。根據(jù)表6-6得：角接觸軸承選取7209AC,尺寸為d×D×B=

19、45×85×19mm:高速級大齒輪軸段，=55mm：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=65mm：低速級小齒輪軸段=55mm：滾動(dòng)軸承處軸段，=45mm。（2）各軸段長度的確定：由滾動(dòng)軸承、擋油環(huán)及裝配關(guān)系等確定，=55mm。：由高速級大齒輪轂孔寬度B2=45mm確定，=43mm：軸環(huán)寬度，=10mm：由低速級小齒輪的轂孔寬度B1=60mm，=57mm。：由滾動(dòng)軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=40mm（3）細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由課程設(shè)計(jì)表16-28可查的：高速大齒輪處取A鍵：b×H-L=16mm×10mm-50mm（軸深t=6.0mm,轂深t1=4.3；半徑r=0.

20、250.40mm）；低速小齒輪處取A鍵：b×H-L=16mm×10mm-50mm（軸深t=6.0mm,轂深t1=4.3；半徑r=0.250.40mm）；齒輪輪轂與軸的配合選為55Js9/N9;滾動(dòng)軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為45m6參考課程設(shè)計(jì)表14-27、14-29得：各軸肩處的過渡圓角半徑 若a=(0.071)d，a>R取R2，倒角為C2。2、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速軸軸系的結(jié)構(gòu)如下圖：圖3 高速軸（1）各軸段的直徑的確定：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，30mm ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，定位高度，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封）

21、，=33mm：角接觸軸承處軸段，=40mm，角接觸軸承選取72058AC，其尺寸為d×D×B=40mm×80mm××18mm：過渡軸段，由于高速齒輪傳動(dòng)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=50mm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;：滾動(dòng)軸承處軸段，40mm（2）各軸段長度的確定：由連軸器的軸孔寬度L1=84（根據(jù)表19-5）,確定mm：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承擋圈、裝配關(guān)系等確定，=55mm：由滾動(dòng)軸承、擋油盤及裝配關(guān)系決定，=50mm

22、：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=60mm：由高速級小齒輪寬度=65mm確定，=65mm：由角接觸軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定50mm（3）細(xì)部結(jié)構(gòu)聯(lián)軸器處鍵取C型：b×h-L=10mm8mm-100mm (t=7.5，r=0.40.6)在 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參考課程設(shè)計(jì)查表14-27、14-29得：各軸肩處的過渡圓角半徑，若a=(0.071)d，a>c，取R2，倒角為C2。3、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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：動(dòng)軸承處軸段，=80mm。角接觸軸承選取7211AC，其尺寸為

23、d×D×B=80mm×140mm×26mm：低速級大齒輪軸段，=85mm：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向地位要求，=90mm：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，=85mm：角接觸軸承處軸段，=80mm：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(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=75mm：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，d37= 70mm （2）各軸段長度的確定：由滾動(dòng)軸承、擋油環(huán)以及外伸軸段等確定，=56mm：由低速大齒輪的轂孔寬度105，確定=100mm：軸環(huán)寬度，=10mm：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=70mm：由滾動(dòng)軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=60mm：

24、由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，=80mm：由連軸器的軸孔寬度,確定（3）細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)低速大齒輪處取A鍵：b×h-L=18mm×11mm-45mm（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；聯(lián)軸器處鍵取C型：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動(dòng)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70>d>50 取C2。三）軸的校核1）高速軸的校核L1=40mm，=55mm，=46mm，=58mm，=30mm，=50mmL1=57mm L2=

25、111mm L3=78mm作用在齒輪上的圓周力為：=2×36.11×1000/37.42=1930N徑向力為=1930×0.364=702.46N作用在軸1帶輪上的外力：F=1800N 求垂直面的支反力：=(111×702.46)/(57+111)=464.13 N=702.46-464.13=238.3N求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：=238.3×111/1000=26.45N.m=464.13×57/1000=26.45 N.m求水平面的支承力：由得=111×1930/(57+111)=1275.2N=1930-1275

26、.2=654.82N求并繪制水平面彎矩圖：=1275.2×57/1000=72.69N.m=654.82×111/1000=72.69N.m求F在支點(diǎn)產(chǎn)生的反力：=78×1800/(111+57)=853.7N=853.7+1800=2635.7N求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：=1800×78/1000=140.4N.m=853.7×57/1000=48.6N.mF在a處產(chǎn)生的彎矩：=853.7×57/1000=48.6N.m求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。=48.6+ =126.0N.m=48.6+=126 N.m求危險(xiǎn)截

27、面當(dāng)量彎矩：最危險(xiǎn)截面其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）=127.85N.m計(jì)算危險(xiǎn)截面處軸的直徑：因?yàn)椴牧线x擇調(diào)質(zhì)，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應(yīng)力，則：mm因?yàn)?gt;=55mm>d，所以該軸是安全的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校承受徑向載荷核，由于軸承主要的作用，所以，查課本279頁表16-8,9，10取取按最不利考慮，則有：=+853.7=2210.4N=+2635.7=3291N則=5.5年>5年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：L1=52.5mm L2=50mm L3=50.5mm作用在2、3齒輪上的圓周力：=2×

28、;134.22×1000/146.57=1831.48N =2×355.95×1000/63.3=1246.45N徑向力：=1831.48×0.364=666.66N=1246.45×0.364=453.71N求垂直面的支反力:=-453.71×50.5+666.66×(50+50.5)/(185)=285.3N=453.71+285.3-666.66=72.34N計(jì)算垂直彎矩：=285.3×52.5/1000=14.98N.m=285.3×(52.5+50)/1000-666.66×50/10

29、00=- 4.09N.m求水平面的支承力： =1619 N=1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、計(jì)算、繪制水平面彎矩圖：=1619×52.5/1000=85N.m=-1458.9×(52.5+50)/1000-1246.45×50/1000=-211.86N.m求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： =86.3N.m=211.90N.m求危險(xiǎn)截面當(dāng)量彎矩： 最危險(xiǎn)截面當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）=121.79N.m=3976N.m計(jì)算危險(xiǎn)截面處軸的直徑：因?yàn)椴牧线x擇調(diào)質(zhì)，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應(yīng)力，則：mm因?yàn)?30mm>d

30、，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：L1=58mm L2=106mm L3=147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩。作用在齒輪上的圓周力： 2×355.95×1000/63.3=11246.4N徑向力：=11246.4×0.36=4093.4N求垂直面的支反力：106×418.75/(58+106)= 272.3mm=4093.4-272.3=3821.1mm計(jì)算垂直彎矩：= =3821.1×106/1000=405.3 N.m=15.80N.m求水平面的支承力。=106×11246

31、.4/(58+106)= 7269N=11246.4-7269. =3977.4N計(jì)算、繪制水平面彎矩圖。= 7269×58/1000=421.6N.mN.m求F在支點(diǎn)產(chǎn)生的反力N=+1800=3419.9N求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：=1800×147.5/1000=265.5N.m=1618.9×58/1000=93.9N.mF在a處產(chǎn)生的彎矩：N.m求合成彎矩圖：=93.9+ =1378.7N.m求危險(xiǎn)截面當(dāng)量彎矩：最危險(xiǎn)截面其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）= 1395.1 N.m計(jì)算危險(xiǎn)截面處軸的直徑：因?yàn)椴牧线x擇調(diào)質(zhì)，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應(yīng)力

32、，則：mm因?yàn)?42mm>d，所以該軸是安全的。3）彎矩及軸的受力分析圖如下：（八）滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算一）中間軸的滾動(dòng)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(jì)，根據(jù)=30mm，角接觸球軸承選取7206AC，根據(jù)表17-5得：尺寸為d×D×B=30×62×16mm。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略1、 先計(jì)算軸承1、2的軸向力齒輪2產(chǎn)生的軸向力齒輪2的產(chǎn)生軸向力外部軸向力(方向見圖示)(方向見圖示)因?yàn)樗暂S承1為松端 =556N所以軸承2為壓緊端 =4972.3N2、 計(jì)算軸承1、2

33、的當(dāng)量載荷 查表得e=0.68查表得，故當(dāng)量動(dòng)載荷為：3、 驗(yàn)算軸承壽命因，故只需驗(yàn)算2軸承。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為8（年）×300（天）×8（小時(shí)）=19200h。19200h其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），（輕微沖擊）軸承具有足夠壽命。二）高速軸的滾動(dòng)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(jì)，角接觸球軸承選取7205AC，根據(jù)表17-5得：尺寸為d×D×B=25×52×16mm。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略4、 先計(jì)算軸承1、2的軸向力外部軸向力 (方向見

34、圖示)(方向見圖示)因?yàn)樗暂S承1為松端 =403.58N所以軸承2為壓緊端 =1624.08N5、 計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量載荷 查表得e=0.68查表得，故當(dāng)量動(dòng)載荷為：6、 驗(yàn)算軸承壽命因，故只需驗(yàn)算2軸承。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為8（年）×300（天）×8（小時(shí)）=19200h。19200h其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），（輕微沖擊）軸承具有足夠壽命。三）低速軸的滾動(dòng)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(jì)，角接觸球軸承選取7211AC，根據(jù)表17-5得：尺寸為d×D×B=55×1

35、00×21mm。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略先計(jì)算軸承1、2的軸向力外部軸向力(方向見圖示)(方向見圖示)因?yàn)樗暂S承1為松端 所以軸承2為壓緊端 7、 計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量載荷 查表得e=0.68 ； 查表得，故當(dāng)量動(dòng)載荷為：8、 驗(yàn)算軸承壽命因，故只需驗(yàn)算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為8（年）×300（天）×8（小時(shí)）=19200h。19200h其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），（輕微沖擊）軸承具有足夠壽命。（九）鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算一）中間軸上鍵的選擇與校核由中間軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，選定：高速級大齒輪處的鍵為1鍵：b×H-L

36、=12mm×8mm-20mm（軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm）；標(biāo)記：鍵 12×36 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（A型）；低速級小齒輪處取2鍵：b×H-L=12mm×8mm-40mm（軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm）；標(biāo)記：鍵12×40GB/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=0.5×8=4.

37、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(shí)的擠壓許用應(yīng)力 （45鋼調(diào)質(zhì)），鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。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(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，選定：與聯(lián)軸器聯(lián)接處的鍵為5鍵：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)標(biāo)記：鍵 12×70 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（C型）；低速齒輪處的鍵為6鍵：b×h-L=18mm×11mm-50m（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；標(biāo)記：鍵 18×63 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(shí)的擠壓許用應(yīng)力 （45鋼調(diào)質(zhì)）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。因?yàn)閐=60mm l=L-b=63-18=45mm;鍵的接觸高度 k=0.5h=0.5×11=5.5mm;，鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。(十),減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸1、減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸名 稱符 號