二級斜齒出入聯(lián)軸器F=5V=D=X

1、機(jī)械設(shè)計（論文）說明書題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器系別：XXX系專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：職稱：二零一二年五月一日目錄第一部分課程設(shè)計任務(wù)書-3第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案-3第三部分電動機(jī)的選擇-4第四部分計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)-7第五部分齒輪的設(shè)計-8第六部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計-17第七部分鍵連接的選擇及校核計算-20第八部分減速器及其附件的設(shè)計-22第九部分潤滑與密封-24設(shè)計小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級展開式圓柱齒輪減速器. 運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn) , 載荷變化不大 , 空載起動 , 卷筒效率為 0.96(

2、 包括其支承軸承效率的損失 ), 減速器小批量生產(chǎn) , 使用期限 10 年 (300 天/ 年),1 班制工作 , 運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流 , 電壓 380/220V。二.設(shè)計要求 :1. 減速器裝配圖一張 (A1 或 A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3 或 A2)。3. 設(shè)計說明書一份。三.設(shè)計步驟 :1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機(jī)的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計7. 鍵聯(lián)接設(shè)計8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計9. 潤滑密封設(shè)計第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案1. 組成：傳動裝置由

3、電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布， 故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：圖一 :傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如: 傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率a:a=0.983× 0.972× 0.99×0.96=0.841 為軸承的效率 ,2 為齒輪嚙合傳動的效率 , 3 為聯(lián)軸器的效率 , 4 為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率） 。第三部分電動機(jī)的選擇1 電動機(jī)的選擇皮帶速度 v:v=1.1m/s工作機(jī)的功

4、率 pw:F× V1500× 1.1pw= 1000 =1000= 1.65 KW電動機(jī)所需工作功率為 :pw1.65pd= a = 0.84 = 1.96 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 :n =60×1000V=60×1000×1.1= 95.5 r/min×D×220經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比ia=840，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia× n = (8×40)×95.5 = 7643820r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、 重量、價格和減速器的傳動比

5、， 選定型號為 Y112M-6的三相異步電動機(jī)，額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速 nm=940r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（ 1）總傳動比：由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為 :i a=nm/n=940/95.5=9.8（ 2）分配傳動裝置傳動比 :取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 =1.4ia =1.4×9.8 = 3.7則低速級的傳動比為 :ia9.8i23 = i12 = 3.7 = 2.65第四部分計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（ 1）各軸轉(zhuǎn)速 :nI = nm = 940 =

6、940 r/minnII = nI /i12 = 940/3.7 = 254.1 r/minnIII = nII /i 23 = 254.1/2.65 = 95.9 r/minnIV = nIII = 95.9 r/min（ 2) 各軸輸入功率:PI = Pd×= 1.96×0.99 = 1.94 KWPII= PI×= 1.94×0.98×0.97 = 1.84 KWPIII= PII×= 1.84× 0.98×0.97 = 1.75 KWPIV= PIII ×= 1.75× 0.98

7、5;0.99 = 1.84 KW則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.98 = 1.9 KWPII ' = PII × 0.98 = 1.8 KWPIII ' = PIII× 0.98 = 1.71 KWPIV ' = PIV ×0.98 = 1.8 KW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 :TI = Td×電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 :pd1.96Td = 9550×= 9550×940 = 19.9 Nmnm所以：TI = Td×= 19.9×0.99 = 19.7 NmTII = TI&

8、#215;i12×= 19.7×3.7×0.98×0.97 = 69.3 NmTIII= TII × i23××××= 69.32.650.98 0.97 = 174.6 NmTIV = TIII ×= 174.6×0.98× 0.99 = 169.4 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：'TI = TI×0.98 = 19.3 NmTII' = TII× 0.98 = 67.9 NmTIII ' = TIII × 0.98 = 171.1

9、NmTIV ' = TIV ×0.98 = 166 Nm第五部分齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1 ）材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪： 274286HBW。高速級大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪： 225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：2= i12×Z1×?。?2= 78Z= 3.7 21 = 77.7Z2 ） 初選螺旋角 : = 150。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：32K

10、tT1 u±1ZHZE 2d1t× u× dH確定各參數(shù)的值 :1) 試選 K t = 2.52) T1 = 19.7 Nm3)選取齒寬系數(shù) d = 14)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.426) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2) ×cos= 1.88-3.2×(1/21+1/78)×cos150 = 1.6297) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ1tan = 0.318×1×21

11、× tan150 = 1.798) 由式 8-19 得:1Z= 0.784 1.6299) 由式 8-21 得：Z =cos=cos15= 0.9810) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 : Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 : Hlim2 = 530 MPa。11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1h×× ××× ××9= 60nkt= 60940 110300 1 8=1.3510大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N2h1×9×8= 60nkt= N /u = 1.35

12、 10 /3.7 = 3.661012) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) : K HN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 , 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:H1 =K HN1 Hlim1= 0.88×650 = 572 MPaSH2 =K HN2 Hlim2= 0.9×530 = 477 MPaS許用接觸應(yīng)力 : H = (H 1+H2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設(shè)計計算 :小齒輪的分度圓直徑 : d1t:32K tT1u± 1ZHZE 2d1t d× u×H=

13、32× 2.5× 19.7×1000×3.7+1× 2.42× 189.82= 38.9 mm1× 1.6293.7524.54 修正計算結(jié)果：1)確定模數(shù)：d1tcos=38.9× cos150= 1.79 mmmn =21Z1取為標(biāo)準(zhǔn)值 : 2 mm。2)中心距：Z1+Z2 mn=(21+78)×2= 102.5 mma =2×cos1502cos3) 螺旋角：Z1+Z2 mn(21+78)×20= arccos2a= arccos 2×102.5= 154)計算齒輪參數(shù)

14、：1Z1mn21×2= 43 mmd = cos= cos150Z2mn78×2d2 = cos= cos150= 161 mmb = d× d1 = 43 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 43 mm。5)計算圓周速度 v: d1n13.14×43×940v = 60×1000 =60× 1000= 2.12 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為9 級。6) 同前， ZE = 189.8 MPa 。由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為 : ZH = 2.42。7) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z1

15、+1/Z2) ×cos= 1.88-3.2×(1/21+1/78)×cos150 = 1.6298) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ1tan = 0.318×1×21× tan150 = 1.799)10) 同前，取 :1Z= 0.784 1.62911) 由式 8-21 得：Z =cos=cos15= 0.9812) 由表 8-2 查得系數(shù)： K A = 1，由圖 8-6 查得系數(shù)： K V = 1.1。13)Ft =2T1=2×19.7×1000d143= 916.3 NK AFt=1×916

16、.3= 21.3 < 100 Nmmb4314)由 tan t= tann得：/cost = arctan(tan n/cos ) = arctan(tan200/cos150) = 20.7015) 由式 8-17 得：cos b = cos cos n/cos t = cos15cos20/cos20.7 = 0.9716) 由表 8-3 得：KH= KF =/cos2 b = 1.629/0.972 = 1.7317)由表 8-4 得：K H2-3d+0.61×10 b = 1.3618)K=KAKVKHKH×××= 11.1 1.73 1.

17、36 = 2.5919) 計算 d1：32KT 1× u± 1× ZHZEZ Z 2d1 duH=32× 2.59×19.7×10003.7+1×2.42×189.8×0.784× 0.98 2= 38.9 mm1×524.53.7實際 d1= 43 > 38.9 所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV1= Z1/cos3= 21/cos3150= 23.3ZV2= Z2/cos3= 78/cos3150= 86.5

18、2)V = 1.88-3.2×(1/Z V1 +1/ZV2)cos= 1.88-3.2× (1/23.3+1/86.5)× cos150 = 1.6483) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：2Y = 0.25+0.75cos b /V = 0.684)由圖 8-26 和= 1.79 查得螺旋角系數(shù)Y= 0.875)3.419=1.629×0.68 = 3.09Y 前已求得 : KH，故?。篎= 1.73= 1.73<3.09K6)bb43h=(2h*+c* )m= (2 ×1+0.25)×2= 9.56amn且前已求得 : KH=

19、 1.36，由圖 8-12 查得： KF = 1.337) K = K AKVKF KF = 1×1.1×1.73×1.33 = 2.538) 由圖 8-17 、 8-18 查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù) : Y Fa1 = 2.66YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù) : Y Sa1 = 1.59Y Sa2 = 1.799) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：Flim1 = 500 MPaFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2 ：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) : N1 = 1.35×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) : N2

20、= 3.66×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.85K FN2 = 0.8612) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：F1 =K FN1Flim10.85× 500= 326.9S=1.3F2 =K FN2Flim20.86× 380= 251.4S=1.3Y Fa1Y Sa12.66× 1.59= 0.01294=326.9F1Y Fa2Y Sa22.23× 1.79= 0.01588=251.4F2大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：322KT 1Y

21、cos×Y FaY Samn2 FdZ1 322×2.53× 19.7×1000×0.87× cos 15× 0.01588= 1.21 mm21×21 ×1.6291.212 所以強(qiáng)度足夠。(3)各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 43 mmd2 = 161 mmb =d×d1 = 43 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 43 mm圓整的大小齒輪寬度為： b1= 48 mm2b = 43 mm中心距： a = 102 mm，模數(shù)： m = 2 mm（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪

22、材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1 ）材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪： 274286HBW。高速級大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪： 225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 24，則：Z4 = i23× Z3 = 2.65×24 = 63.6取： Z4 = 642 ） 初選螺旋角 : = 130。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：32K tT2 u±1ZHZE 2d3t× u × dH確定各參數(shù)的值 :1) 試選 K t = 2

23、.52) T2 = 69.3 Nm3)選取齒寬系數(shù) d = 14)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.456) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4) ×cos= 1.88-3.2×(1/24+1/64)×cos130 = 1.6297) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ3tan = 0.318×1×24× tan130 = 1.768) 由式 8-19 得:1Z= 0.784 1.6299) 由式 8-21 得

24、：Z =cos=cos13= 0.9910) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 : Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 : Hlim2 = 530 MPa。11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N3h×× × ×× ××8= 60nkt= 60254.1 110300 18 = 3.6610大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N4h3×8×8= 60nkt= N /u = 3.66 10 /2.65 = 1.381012) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) : K HN3 = 0.9,K

25、HN4 = 0.9213) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 , 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:H3=K HN3 Hlim3= 0.9×650 = 585 MPaSH4=K HN4Hlim4= 0.92× 530 = 487.6 MPaS許用接觸應(yīng)力 : H = (H 3+H 4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設(shè)計計算 :小齒輪的分度圓直徑 : d3t:32K Tu± 1ZZ2d3t t 2HE× u ×dH=3 2×2.5×69.3×1000×2.65+1×2

26、.45×189.8 2= 60.4 mm1×1.6292.65536.34 修正計算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d3tcos60.4× cos130= 2.45 mm=24Z3取為標(biāo)準(zhǔn)值 : 2.5 mm。2) 中心距：34mn()×2.5Z +Z=24+64= 112.9 mma =2×cos1302cos3) 螺旋角：Z +Zmn()× 2.5034= arccos2a= arccos24+64= 13×112.924)計算齒輪參數(shù)：3Z3mn=24× 2.5= 62 mmd = coscos130d4 =Z

27、4mn=64×2.5= 164 mmcoscos130b = d× d3 = 62 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 62 mm。5)計算圓周速度 v:d3n23.14× 62×254.1v = 60× 1000=60× 1000= 0.82 m/s由表8-8 選取齒輪精度等級為9 級。6) 同前， ZE = 189.8 MPa 。由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為 : ZH = 2.45。7) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4) ×cos= 1.88-3.2×(1/24+1/6

28、4)×cos130 = 1.6538) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ3tan= 0.318×1×24× tan130 = 1.769)10) 同前，取 :Z1= 0.7781.65311) 由式 8-21 得：Z =cos=cos13= 0.9912) 由表 8-2 查得系數(shù)： K A = 1，由圖 8-6 查得系數(shù)： K V = 1.1。13)Ft =2T2=2×69.3×1000d362= 2235.5 NK AFt=1×2235.5= 36.1 < 100 Nmmb6214)由 tan t= tann得

29、：/cost = arctan(tan n/cos ) = arctan(tan200/cos130) = 20.5015) 由式 8-17 得：cos b = cos cos n/cos t = cos13cos20/cos20.5 = 0.9816) 由表 8-3 得：KH= KF =/cos2 b = 1.653/0.982 = 1.7217) 由表 8-4 得：K Hd2+0.61×10-3b = 1.3718)K=KAKVKHKH×××= 11.11.72 1.37 = 2.5919) 計算 d3：32KT 2× u± 1&

30、#215; ZHZEZ Z 2d3 duH=3 2×2.59×69.3× 10002.45× 189.8×0.778×0.99 2= 60.4 mm1×2.65+1×536.32.65實際 d3 = 62 > 60.4 所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV3= Z3/cos3= 24/cos3130= 25.9ZV4= Z4/cos3= 64/cos3130= 69.22)V = 1.88-3.2×(1/Z V3 +1/ZV4)cos

31、= 1.88-3.2× (1/25.9+1/69.2)× cos130 = 1.6663) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：2Y = 0.25+0.75cos b /V = 0.684)由圖 8-26 和= 1.76 查得螺旋角系數(shù)Y= 0.895)3.413Y=1.653×0.68 = 3.04 前已求得 : KH，故?。篎= 1.72= 1.72<3.04K6)b=b=62= 11.02h*(2××2.5(2h+c* )m 1+0.25)amn且前已求得 : KH，由圖8-12查得： F= 1.34= 1.37K7) K = K AKV

32、KF KF = 1×1.1×1.72×1.34 = 2.548) 由圖 8-17 、 8-18 查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù) : Y Fa3 = 2.61YFa4 = 2.26應(yīng)力校正系數(shù) : Y Sa3 = 1.61Y Sa4 = 1.769) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：Flim3 = 500 MPaFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2 ：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) : N3 = 3.66×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) : N4 = 1.38×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：

33、KFN3 = 0.86K FN4 = 0.8912) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：F3 =K FN3Flim3=0.86× 500= 330.8S1.3F 4=K FN4Flim4=0.89× 380= 260.2S1.3Y Fa3Y Sa32.61×1.61= 0.0127 F 3=330.8Y Fa4Y Sa42.26× 1.76= 0.01529F4=260.2大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：32KTY2Y Y2cosmnFa Sa2× FdZ3 322×2.54&#

34、215; 69.3×1000×0.89× cos 13× 0.01529=2×1.653= 1.68 mm1×241.682.5 所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 62 mmd4 = 164 mmb =d×d3 = 62 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 62 mm圓整的大小齒輪寬度為： b3= 67 mm4b = 62 mm中心距： a = 113 mm，模數(shù)： m = 2.5 mm第六部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率 P1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1:P1 = 1

35、.94 KWn1 = 940 r/minT1 = 19.7 Nm2 求作用在齒輪上的力 :已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 :d1 = 43 mm則:Ft =2T12×19.7×1000= 916.3 N=43d1tann0= 916.3×tan20= 345.3 NFr = Ft×0coscos15Fa = Fttan= 916.3×tan150 = 245.4 N3初步確定軸的最小直徑 :先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）表 15-3 ，取 A 0 = 112，得：3P13 1.94min= A0&

36、#215;= 14.3 mmd= 112×940n1輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 : Tca = KA T1，查機(jī)械設(shè)計（第八版） 表 14-1 ，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 : K A = 1.2，則 :Tca = K AT1 = 1.2×19.7 = 23.6 Nm由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為 : LT3 型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑16 mm，軸孔長度 30 mm，則： d12 = 16 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 28mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位， 按軸徑選用軸端擋圈直徑為： D =

37、26 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為： d23 = 21 mm。右端距箱體壁距離為20，取 : l23 = 35 mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。 為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取: d34 = d78 = 25 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為: d×D× T = 25× 52×16.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取: l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位， 由

38、軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度： h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 31 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于: d1 2d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以: l56 = 48 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則 :l67 = s+a = 10+8 = 18 mml 45 = b3+c+a+s = 67+12+10+8 = 97 mml78 = T = 16.25 mm5 軸的受力分析和校核 :1）作軸的計算簡圖（見圖a） :根據(jù) 30205 圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.5 mm齒寬中點距左支點距離L 2 = (B1/2+16.

39、25+97-13.5)mm = 123.8 mm齒寬中點距右支點距離L 3 = (B1/2+18+16.25-13.5)mm = 44.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3=916.3× 44.8= 243.5 NL2+L3123.8+44.8FtL2916.3×123.8FNH2 = L2+L3=123.8+44.8= 672.8 N垂直面支反力（見圖 d）：FrL3+Fad1/2345.3×44.8+245.4×43/2=123NFNV1 =L2+L3=123.8+44.8FNV2=Fad1/2-FrL2245.4&

40、#215;43/2-345.3×123.8L2+L3=123.8+44.8= -222.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：M H = FNH1L 2 = 243.5×123.8 Nmm = 30145 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：M V1 = FNV1 L 2 = 123× 123.8 Nmm = 15227 NmmM V2 = FNV2 L3 = -222.3×44.8 Nmm = -9959 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面 C 處的合成彎矩：22M 1=MH+M V1= 33773 Nmm22

41、M 2=MH+M V2= 31747 Nmm作合成彎矩圖（圖f ）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（ 14-4 ），取 = 0.6，則有：222M +(T3)20.6×19.7× 1000Mca133773 +ca =()MPaWW0.1× 433= 4.5 MPa = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II 軸的設(shè)計1求中間軸上的

42、功率P2、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2：P2 = 1.84 KWn2 = 254.1 r/minT2 = 69.3 Nm2 求作用在齒輪上的力 :已知高速級大齒輪的分度圓直徑為 :d2 = 161 mm則:Ft =2T22×69.3×1000=161= 860.9 Nd2tann0= 860.9×tan20= 324.4 NFr = Ft×0coscos15Fa = Fttan= 860.9×tan150 = 230.6 N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 62 mm則:Ft =2T22×69.3× 1000=62= 2235.5 Nd3tann0= 2235.5×tan20=835NFr = Ft×0coscos13Fat0= F tan = 2235.5× tan13 = 515.8 N3 確定軸的各段直徑和長度 :先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）表 15-3 ，?。?A 0 = 107，得 :3P231.84dmin = A0×= 20.7 mmn2= 107×254.1中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12 和 d67, 選