用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器.

1、結(jié)構(gòu)設(shè)計（2）計算說明書設(shè)計題目：用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速箱設(shè)計學(xué)院專業(yè)學(xué)號設(shè)計者指導(dǎo)教師 完成日期 1目錄一、設(shè)計任務(wù)書 3二、傳動方案的分析與擬定 3三、電動機的選擇計算 4四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 6五、傳動零件的設(shè)計計算 8六、V 帶設(shè)計 19七、軸的設(shè)計計算及其強度校核 21八、鍵的校核計算 31九、附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 32十、設(shè)計心得 36參考文獻 372計算結(jié)果一、設(shè)計任務(wù)書（一）、題目：設(shè)計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器.（二）、原始數(shù)據(jù)： 運輸帶工作拉力F:8000N運輸帶工作速度v:1.10m/s 卷筒直徑D:300mm（三）、工作條件：

2、連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動，使用期 限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為士 5%.二、傳動方案的分析與擬定（1）為滿足工作機的工作要求（如所傳遞的功率及轉(zhuǎn)速），且綜 合考慮其在結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、高傳動效率，使用維 護方便等方面的要求，對本次設(shè)計采用展開式二級圓柱齒輪減速器。 該設(shè)計更能適應(yīng)在繁重及惡劣的條件下長期工作，且使用維護方便。 傳動方案簡圖如下所示5工作機所需功率為:6#Pw 二Fv10008000*1.101000= 8.8kw#因為齒輪齒面選用硬齒面的且轉(zhuǎn)速不高，所以 選擇7級精度齒輪，效率為n齒輪=0.98，V帶效率為n帶=0.95 ,因為有震

3、動，故選用彈性聯(lián)軸器，效率為n聯(lián)軸器=0.99 ,滾動軸承效率為 n軸承 =0.99,卷筒軸滑動軸承效率為n滾筒=0.96傳動裝置的總效率為：總4齒輪2軸承” 聯(lián)軸器”滾筒所需電動機功率為：pw8.8.Pi10.6 kw總 0.83因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped選略大于Pd即可。由表2-1，丫系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率Ped為11kw。（三）確定電動機的型號由機設(shè)表5-5可知V帶傳動比i=2-4 。二級圓柱齒輪減速器為i2' =8-40.則總傳動比的范圍為I ' =16-160,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd =（16 160） 70.03 = 1120.4811

4、204.8符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/mi n, 3000r/mi n二種。方案對比: 電動機的轉(zhuǎn)速越高，磁極對數(shù)越少，其尺寸和重量也就越小，價格越低。當(dāng)選用轉(zhuǎn)速高的電動機，由于電動機轉(zhuǎn)速與工作 機轉(zhuǎn)速差別較大，會使傳動比過大，致使結(jié)構(gòu)尺寸和重量增加，價 格反而也會有所提高，綜合考慮選用1500r/mi n的轉(zhuǎn)速的電動機,選擇型號Y160M-4電動機數(shù)據(jù)及總傳動比：方 案電動機型 號額定功 率 Ped /KW電機轉(zhuǎn)速n/(r/mi n)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y160M1-2113000P 29302Y160M-41115001460四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算)、傳動裝置總傳動

5、比的確定和分配1、傳動裝置總傳動比i總=九=14600.85 nw70.03其中，nm為選疋的電動機的滿載轉(zhuǎn)速2、分配傳動裝置各級傳動比減速器的傳動比為i，取帶傳動比為3i =2°.85 = 6.953兩級展開式圓柱齒輪減速器ii=(1.31.4) i2， i1為高速級傳動比，i2為低速級傳動比。取h =1.3i2取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i “ 1.3 * 6.95 = 3. 01則高速級的傳動比（二）i i1. 32.31傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算、計算各軸轉(zhuǎn)速:n?二 n m 二 1460 r / min n1 = n 0/ i1 =1460/3=486.67r/mi

6、nn2 = n 1 / i 12 =486.67/3.01=161.68r/min n?= n ?/ i ?= 161.68/2.31=69.99r/min2、計算各軸功率：P?二 P d =10.6kwP1 = P 0 * n 帶二 10.6*0.95=10.07kwP 2 = P 1 * n 軸承 n 齒輪=10.07*0.99*0.98= 9.77kwP3 = P 2 * n 軸承 n 齒輪=9.77*0.99*0.98=9.48kwP4 = P 3* n 軸承 n 聯(lián)軸器=9.48*0.99*0.99=9.29kw3、計算各軸轉(zhuǎn)矩：T。= 9550 P 0/ n °=9550

7、X 10.06/1460=69.34N.MT1 = 9550 P 1/ n 1=9550X 10.07/486.67=197.61N.MT 2 = 9550 P2/ n 2 = 9550*9.77/161.68=577.09N.MT3= 9550P? / n ?= 9550*9.48/69.99=1690.17NT4= 9550P4 / n 4 = 9550*9.29/69.99=1267.60N.M5、將運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果加以總結(jié)，列出表格如下所示各軸運動和動力參數(shù)參數(shù)電動機軸高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速(r/min)1460496.67161.6869.99功率（kw）10.610.079

8、.779.48轉(zhuǎn)矩(n.m)69.34197.61577.091293.53傳動比33.012.31效率0.950.970.97五、傳動零件的設(shè)計計算減速箱內(nèi)傳動零件設(shè)計圓柱齒輪傳動：一、選擇材料，確定許用應(yīng)力由機械設(shè)計第八版表10-1得，小齒輪采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為250HBW；大齒輪采用45鋼，正火處理，硬度為200HBW；兩者硬度差為50HBW。二、高速軸齒輪對計算選1軸上小齒輪齒數(shù)為25，得到2軸上大齒輪齒數(shù)為Z2=i齒zi=3.01 X25=75.25，取 Z2=75,壓力角為=13?1按齒面接觸疲勞強度設(shè)計小齒輪分度圓直徑:2 Kt T2 * '1d ;：* / ZH

9、 Ze 21011確定公式中各參數(shù):# 取kt=i.6 小齒輪轉(zhuǎn)矩為T2=197.61N/m 由表5-26選齒寬系數(shù)d =1d 由表5-25查得彈性影響系數(shù)Ze =189.8Mpa1 2 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為二 Hiimi=5°°MPa,二 Hiim2=31°MPa 力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nj Lh =60*486.67*1*(1*8*10*300)=7.008108“2=/4 =7.0088X108/(60/26)=2.336 漢 108 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)：kHN1= O.92k”N2 _0.97 取失效概

10、率為1%,安全系數(shù)S=1，得需用接觸應(yīng)力| |KiNT-Him 10. 92500S1=460MPaKHN2二 Him 20. 97310=300.7MPa則上 H =438.35MPa：=：1 + ： 2 = 1.62 由圖5-12選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44。 由圖 5-13 查得；：1=0.78,； ：2=0.84,(2) 計算: 試算小齒輪分度圓直徑dit - 32 Kt T21*( ZH Ze、2二 H32 況 1.6 匯 197. 61 沃 103. 01 + 1,1 x 1. 623.01d1 3212.44 沢 189.8I 438. 35=92.39mm圓周速度兀d叩2兀匯 9

11、2. 39 沃 486. 67v =2.35m/s60 漢 100060 漢 1000計算齒寬b及模數(shù)mtb= dd1t=1 92.39=92.39mmd1t cos ：92. 39cos13mnt=3.6mmz125h=2.25m nt=2.253.6=8.1mmb/h=92.39/8.仁 11.41mm 計算縱向重合度；=0.318 dz1 tan : =0.318 1 25 tan 13=1.84 計算載荷系數(shù)K。由5-1得K=1.0;根據(jù)v=1.034m/s,齒輪7級精度查5-6得動載荷系 數(shù) Kv=1.09，K“： =1.321，查圖 5-5 得 =1.281;查 5-22 得Kh：

12、二Kf =1.1故載荷系數(shù)為1.321 = 1.58K=KaKvKh： © = 1.0 1.09 1.1 按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑。d =d 3d1 d1“K1. 5892.39 T 1.6=92. 003mm15# 計算模數(shù)md1 cos -m=92. 39 cos 133. 6mmZ125#2)按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計22KTY cos :(1)確定計算參數(shù)。 計算載荷參數(shù)。K=KaK/K. K, =1 1.091.11.281 = 1.536 ；=1.84,從圖5-11查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88 計算當(dāng)量齒數(shù)。25Zv2 二cos3 :3cos 13二 27.02

13、5Z275COS3 :3cos 13二 81.07516#查取齒形系數(shù)由表 5-24 查得：YFa1=2.57 Y Fa2=2.22查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表 5-24查得：Yfs1=1.60 Y fs2=1.77由圖5-9c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限匚FE1二410MIS,由5-9b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE2250MP。#計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得KfnC FE10. 9_41° 二 263. 57MPa1.41】2KFN2 二 FE20.50 = 169.64MPa1.4YFaYsa12. 571. 60二 0. 01560263. 57皿22

14、. 221.77二 0. 02316 J2169. 64大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算2KTY : cos - YFaYsa2=2.312mm'dZ1 :F 1取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.5mm取按接觸強度算的分度圓直徑d仁92.003mm可得小齒輪齒數(shù)和大齒輪齒數(shù)分別為:Z /沁_ 二 92 003 cos 1335.85 ： 36Z2=i 齒zi=3.01 36=108.36=108 4)幾何尺寸計算(1)計算中心距。a=z2)叫=184. 731852 cos -為了便于制造和測量，中心距盡量圓整成尾數(shù)0 和 5,取 a=185mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角。負(Z1 +

15、Z2)g(36 + 108)沃 2. 5P 二 arcos = arcos = 13°21'4. 26"2a2 漢 185因：值改變不多，故；：、K 、 Zh等不必修復(fù)。(3) 計算大小齒輪的分度圓直徑。zmd1 = =92.5mmcos :ZzEd2= =277.5mmcos :(4) 計算齒輪的寬度。b= 0=192. 5 = 92. 5mm圓整后取b仁90mm,b2=95mm。二、低速軸齒輪對計算選2軸上小齒輪齒數(shù)為Zi=26，得到2軸上大齒輪齒數(shù)為zi=2.31 X 26=60.06 取 Z2=60 ,壓力角為-=13?Z2=i 齒1).按齒面接觸疲勞設(shè)計d

16、it_ 3 2 Kt T21 *(乙 Ze )2"d呂a卩坊h(1)確定公式中各參數(shù):取kt=1.6 小齒輪轉(zhuǎn)矩為T2=577.09N/m 由表5-26選齒寬系數(shù) =1d 由表5-25查得彈性影響系數(shù)ZE =189.8Mpa1 2由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為二 H lim 1600MPa，匚 Hiim2=310MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1j Lh =60*161.8*1*(1*8*10*300)=2.328 X108N2 = N1/ll=2.328X08/(60/26)=1.009x 108 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)：kHN1= 0.96和

17、2=0.97取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得需用接觸應(yīng)力I IKhN1”-' Him 1'H _ S0. 966001=576MPaKhN2“j Him 20. 97310=300.7MPa1則 k H =438.35MPa 由圖5-12選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44。 由圖 5-13 查得；一1=0.78, ； 一.2=0.84,； 一二；一廣；一.2 = 1.62 (2)計算：試算小齒輪分度圓直徑dtI2 Kt T2 * 八 1 *( Zh Ze 2 憶備市321.6577.0910' Xd1t1 1.622. 311 X2. 31圓周速度 v22. 44189.

18、8438. 35=122.16mm122. 1660 100060 1000161.68=1.034m/s計算齒寬b及模數(shù)mb= dd1t=1 122.16=122.16mmd1t cos :nt=z1122. 84cos13。=4.603mm26h=2.25m nt=2.254.578=10.301mm b/h=122.16/10.301=11.86mm 計算縱向重合度；=0.318 dZ1 tan=0.318 1 26 tan 13=1.909 計算載荷系數(shù)Ko由5-1得K=1.0;根據(jù)v=1.034m/s,齒輪7級精度查5-6得動載荷系數(shù) Kv=1.03 , K. =1.436，查圖 5

19、-5 得 =1.375;查 5-22 得二心：.=1.1故載荷系數(shù)為K=KaK/Kh_ Kh： = 1.° 1.03 1.1 1.436=1.627 按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑。K“1. 627d1二g3二 122. 163 : 122. 84,Kt1.6 計算模數(shù)mnd1 cos : m二乙122-84COS13 =4.6032622#2)按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計2KTY cos2 :丫FaYsa#2;:dz1 -(4)確定計算參數(shù)。計算載荷參數(shù)。K二KaKV©： © =1 1.031.11.375=1.558 ；=1.909,從圖5-11查得螺旋角影響系

20、數(shù)丫 =0.89 計算當(dāng)量齒數(shù)。Zv1乙cos3 -3 28. 106 cos 13v2Z2cos3 -3二 64. 860cos 13 查取齒形系數(shù)。由表 5-24查得：YFa1=2.55 Y Fa2=2.26 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表5-24查得：Yfs1=1.61 丫 fs2=1.74 由圖5-9c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限匚尸曰=460MP,由5-9b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FE2二320MFS。 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得；邛2譏12“2K _FN1'- FE1SK _FN2、FE2S2. 550.92460 = 302. 286MPa1.

21、40. 93_32° 二 212. 571MPa1.4302 2861. 61 二 0. 013582 26 二 0.01850 212. 571大齒輪的數(shù)值大。(5)設(shè)計計算2KTYCOS2g =2.95取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.95mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值24#m=3mn,取按接觸強度算的分度圓直徑d仁122.84mm可得小齒輪齒數(shù)和大齒輪齒數(shù)分別為:Z 1=d1cos ：= 122.84如3= 39.89 ” 40Z2=i 齒Z1=2.31 40=92.4=93 4)幾何尺寸計算(1)計算中心距。a=(乙Z2)叫二 204. 752052 cos#為了便于制造和測量，中心距盡量

22、圓整成尾數(shù)0和5,取a=205mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角。= arcos(乙乙皿2a(4093)3arCOS 2205二 13 187. 3"#因值改變不多，故；：、K、Zh等不必修復(fù)。#(6)計算大小齒輪的分度圓直徑。zmdi=123.31mmcos :z2m,d2= 2 一 =286.69mmcos :(4)計算齒輪的寬度。b=dd1 二 1 123.31 二 123.31mm圓整后取 b1=120mm,b2=125mm。兩組齒輪參數(shù)咼速級低速級齒數(shù)z25752660中心距a(mm)185205模數(shù)m(mm)2.53齒寬b(mm)9590125120分度圓直徑d(mm)

23、92.50277.5123.31286.69三、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1 )高速軸齒輪對設(shè)計小齒輪直徑采用實心齒輪結(jié)構(gòu)，大齒輪直徑小于500采用腹板 式齒輪結(jié)構(gòu)。代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式結(jié)果(mr)輪轂處直徑D1D1 = 1.6ds104輪轂軸向長度LL=B-4652倒角尺寸nn = 0.5葉1.25腹板最大直徑D。D° = d f 2 - 2°0190板孔分布圓直D2 =0.5(D0 +DJ147D2板孔直徑di4 =0.25(D0 _DJ2腹板厚度CC =0.3B216:山J*361 13由于小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸較為簡單不做詳細介紹。2 ）低速軸齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪直徑采用實心齒輪結(jié)構(gòu)，大齒

24、輪直徑小于500采用腹板式齒輪結(jié)構(gòu)。代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式結(jié)果（mr）i輪轂處直徑DiD1 =1.6ds214輪轂軸向長度LL=B-46i 79倒角尺寸nn = 0.5mi2腹板最大直徑D0D0 =df2 一2°0230板孔分布圓直D2D2 =O.5(D0 +DJ179板孔直徑did1 =O.25(D0 - DJ31腹板厚度CC =0.3B223由于小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸較為簡單在此也不做詳細介紹五、V帶設(shè)計1確定計算功率Pca由載荷變動較小，每天單班制，查表5-1，取帶傳動工作情況系數(shù)Ka = 1.1，則巳二 KaP 二 1.1 10.6 = 11.66kW2.選擇V帶帶型根據(jù)求得的Pca=

25、11.66kW以及n0=1460r/min，查圖5-1，選用B型V帶。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd及驗算帶速v查表5-2并參考圖5-1，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 =130mm驗算帶速vam60 1000130146060 1000=9. 94m/ s因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2dd2 二 i 帶ddi 二 313° = 390mm根據(jù)表5-2注2,取dd2=400mm。4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld根據(jù) 0.7(ddi dd2)g：2(ddi dd2),得 371<a° <1060。初定中心距a°=

26、700mm計算所需的基準(zhǔn)長度Ldtt(d - d )2g2a°(dd1dd2) ' d2d"2232. 53mm24a°由表5-3選帶的基準(zhǔn)長度Ld =2240mm。計算實際中心距aa a0 JJ0 = 703.74mm2amin 二 a - 0. 015J 二 670. 14mmamax 二 a 0. 03J 二 770. 94mm因此中心距的變化范圍為 670.14770.94mm5. 驗算小帶輪的包角>157 3°1180 - (dd2 -ddj158. 02a因為小帶輪包角大于90°,故合適。6. 計算帶的根數(shù)z計算單根V

27、帶的額定功率P由表 5-4，F(xiàn)0=2.40kW，查表 5-5,P0=0.17kW查表5-6得K- =0.94，查表5-3得Kl = 1.00,于是P =(F0F0) K. KL二(2.40+0.17 ) X 0.94 X 1.00=2.416kW計算V帶的根數(shù)zz取5根。Pca11. 662.416二 4.837. 計算單根V帶初拉力的最小值 伍馬 由表5-7查得B型V帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kg/m，所以(2. 5 - K)Pa2(F) =500 ca qv - 212. 46N0 丿 minK zv應(yīng)使帶的實際初拉力F。(F0)min。8. 計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為(Fp“2z(

28、F0)minS吟枠 5X 212.46 X 亦79.01=2085.珈六、軸的設(shè)計計算及其強度校核6.1軸的選材及其許用應(yīng)力的確定因傳遞的功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，所以初選 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表16-1得：軸材料的硬度為217255HBW,抗拉強度極限 J =640MPa，屈服強度極限J = 355MPa，彎曲疲勞極限匚/ =275MPa，剪切疲勞極限 y=155MPa，許用彎曲應(yīng)力； = 60MPa。 6.2軸的最小值估算1 )高速軸最小直徑高速軸為轉(zhuǎn)軸，輸入端與大帶輪相連接，所以輸入端軸徑應(yīng)最小。查表16-2,取A =126,則高速軸最小直徑為d ；min =

29、A0 3皿=126310.07 =34.59mm汕1 486.67考慮到高速軸最小直徑處安裝大帶輪，該軸段截面上應(yīng)設(shè)有一個鍵槽，故將此軸徑增大5%7%，貝Ud1min =d1min (1 7%) =34.59(1 7%) = 37.0113mm查表1-19取標(biāo)準(zhǔn)尺寸d1min = 40mm(2 )中間軸最小直徑查表16-2，取Ao =123，則中間軸最小直徑為d 爲(wèi)n =A03=1233 S'77= 48.267mm0、n2 161.68同理，軸徑增大15%d2min 二 d2min (1 15%) = 59.409mm查表1-19取標(biāo)準(zhǔn)尺寸d2min = 60mm(2 )低速軸最小直

30、徑查表16-2，取A)=121，則低速軸最小直徑為同理，軸徑增大15%d3min = d3min (115%) = 71.461 mm查表1-19取標(biāo)準(zhǔn)尺寸d3min = 75mm6.3減速器裝配工作底圖的設(shè)計根據(jù)軸上零件的結(jié)構(gòu)、定位、裝配關(guān)系、軸向?qū)挾?、零件間的相對位置及軸承潤滑方式等要求，參考表 15-1、圖15-3及圖16-3，裝配工作底圖 20-7，其中箱座壁厚查表15-10.025a，3 _8?。?10 箱蓋壁厚 0.02a 88 由厶2 二 取，2=12mm冷 12 取 * = 10mm故箱體內(nèi)寬 W = B2 2 2 B3 20 = 259mm6.4高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校驗d1

31、 =40mm, d2 =50mm， d3=d6=55mm， d4 = 60mm , d5 = 70mm ,d7= 97.5mm，l1= 100mm12 = 70mm13 = l6 = 46 mml5 = 10mml7 = 95mm14 = 139 mm地腳螺釘 df = 0.036a 12 =0.036 205 12 = 19.38mm 取 M20軸承旁連接螺釘 d =0.75df =0.75 20 =15mm取M16G =26mm C2 =24mmd2 =(0.50.6)df =(0.5 0.6) 20=1012mm 取 M12 軸承端蓋螺釘直徑d3 =(0.40.5)df = (0.4 0

32、.5) 24=810m m 取 M10由表4-13螺栓 GB/T5782-2000M1030由表8-1查得軸承端蓋凸緣厚度e =1.2d3 =1.2 10 = 12mm 軸 承 座 寬 度 12 =、 G C2 5 8 = 65 68mm 取l2=68mm取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度冷=2mm & =32mm總長 L = l1 l2 l3 l4 l5 l6 l7 = 100 70 46 10 95 139 46 = 506mm強度校核34#Fn =2Tl = 2 1976 =4272.43 N d10.0925tanaFr1 =Ft1- -1598.23Ncos PFa1 =Ft1

33、tan：? -1013.99N兩支點支反力Ft1 89228 89= 1199.52N#Rb1h =3072.91N由' M A(F) =134.5FP 288Fr1 (228 89)RB1V =0Rb1v = -2336.94N (方向相反)RB1VFp 二 Fr1 - Ra1v#2336.94 2085.64 = 1598.23 RA1V#RA1V =2824.35NRA1 = . RA1H2 Ra1v2 =3068.52NRBr = RB1H2 ' RB1V2 = 3860.58 NG處的彎矩M C1 H = RA1H 1 A1C1 = 273.4N mM civ = k

34、iv "ci = 67.77N mM ci = M cih ' M civ = 281.67 N mA處的彎矩M Ai = FP lAD = 280.52N mA截面小為危險截面取=0.6當(dāng)量彎矩Mei =、MA2 ( )2 = 304.55N mMe匚ca =18.305MPa :匚二=60MPa選用軸承 7311AC Co =56.8kNLh =24000hFri = Rai - 3068.52NFr2 = Ra2 - 3860.58NfP -1.2Fd1 =0.68Fr1 =2086.59nFd2 =0.68Fr2 =2625.19Ne = 0.6992被壓緊1被放松F

35、a1 = Fae Fd1 =3100.58NFa2 二 Fd廠 2086.59NFa1a1 =0.68 _e X=1Y=0Fr 1Fa2= 0.80 _e X=0.41Y=0.87Fr2R = fd(XFr1 十丫印)=3682.224N巳二 fd(XFr2 YFa2) =5136.41N106 C 2Lh()2 =76690.74h 24000h60n P6.5中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校驗h =14 = 60mml5=10mml3= 88mml2 =125mmIA2c2 =111.5mmIC2d2 =117.5mmIB2d2 =82mmtanaFr2 二 Ft21598.23NcosPFt2

36、二兀=4272.43N d2Fa2 =Ft2tan ： -1013.99Ntan a兄二 Ft33500.68 Ncos P2T3Ft3= 9359.99 Nd3Fa3 =Ft3tan ： -2212.96NRA2H =7100.88NRB2H -6418.32N匚 Ma(F) = Fr2 lA2D _ RB2V 1A2B2 - Fr3 a2c2 = 0Rb2v 二-102.81NRb2V Fr3 二卩邊-Ra2VRa2v =T841.99NRa2'Ra2h2 Ra2v2 = 7335.90NRb2 二. Rb2HRb2V = 6419.14NC2處的彎矩MC2H - RA2H 1A2

37、C2 =791.75N mM C2V = Ra2v 1A2C 2 205.38N mMC2 = VM C2H2 MC2V2 =817.95N mM D2H - RB2H 1 B2D2 =526.30N mM D2V = RB2V1B2D = _8.43N mM D2M D2H2 M D2V2 = 526.38N mM D2 : M C2C2處為齒輪軸，D2處為危險截面: 0.6Me2 二.Md2 GT)2 =630.1N m二cae2 =14.93MPa ： = =60MPa W安全選用軸承 7414ACCr -125kNFr1 =RA2 = 7335.90N巳二 R?2 =6419.14N取

38、 fP =1.2Fd! =0.68Fn =4988.412NFd2 =0.68Fr2 =4365.02Ne = 0.6992被壓緊，1被放松Fa2 二 Fae Fdi = 6214.252NFa1 =Fd1 =4988.412NFa1Fr 1= 0.68 _eX=1Y=0Fa2Fr2= 0.968 _eX=0.41Y=0.8739R = fd(XFr1 +YR) =8803.08N 巳=fd(XFr2 YFa2) =9645.90N；=3，106 C 25Lh 二 ()=2.24333 10 h 24000h 60n P軸承符合要求6.6低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校驗11 =140mm15 =10

39、mm13 = l7 = 55mm12 = 69mm14 =116mm16 =118mmd75mmd3 二d7 =90mmd2 = 85mmd4 = 95mmd5 = 100mmd6 = 95mm選用軸承7318AC聯(lián)軸器的選擇7-9由于載荷較平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，故選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。查表Ka =1.5T3 J293.53N mT4 J267.60N mTca = KaT3 = 1940.295N m查表7-6選用LT10型，公稱轉(zhuǎn)矩Tn =2000N m故Tca :： Tn。采用Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑d=75mm軸孔長度L=142mm，取彈性套柱銷的裝配距離 K2 = 45mm選

40、用氈圈 85JB/ZQ 4606 1997.Ft4 =2-9023.89Nd4tan aFr4=Ft43500.68Ncos PFa4 二 Ft4tan ： =2133.51NlA4D4 = 160.5mmIA4C4 = 219.5mmlB4C4 二 91.5mm&3H =2654.94NRB3H =6368.95NRb3v -992.96NRa3v -2382.02NRa3；Ra3h2 Ra3v2 = 2834.55NRb3R33H2 Rb3v2 = 6799.82NG處的彎矩水平 M c3H = RA3H 1A3C3 = 58276N m垂直 M c3V - RA3V1 A3C -

41、 217.95N mM C3 = i M C3H ' M C3V =662.18N mC3是危險截面 i'1RjTVIIT 、F“CJ»rr取=0.6Me3 二,Mc32 ( T)2 F020.22N mJa =Me3'=11.90MPa :：J=60MPa W軸安全選用7318ACCr =135kNLh" =24000hFri 二 Ra2 =2834.55NFr2 = Rb2 = 6799.82Nfp =1.2Fd1 =0.68Fr1 =1927.49 NFd2 =0.68Fr2 =4623.88Ne = 0.699Fa1 = Fae Fd2 =4

42、623.88 2133.51 = 6757.39 NFa2 =4623.88NFa1= 2.38 _e X=0.41 Y=0.87Fr 10.68 乞 e X=1 Y=0Fr2P = fd(XFr1 +YFa1)=8449.29NB =fd(XFr2 YFa2)-8159.82N:=3Lh =10 (C)2 =9.71 105h 24000h 60n P齒輪符合要求八、鍵的校核計算(1) 高速軸上的鍵選擇鍵連接的種類和尺寸。主動周外伸端d =40mm , l = 100mm考慮到鍵在軸中部安裝， 查表4-27,選鍵12 80GB/T1096 -2003 , b =12mm , h =8mmL

43、=80mm。選材料為45鋼查表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應(yīng)力 匚p =100120Mpa，取二p =120Mpa。工作長度I =L - b =68mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K =0.5h =4校核鍵連接的強度32T 103Kld-36.32 十 p故鍵的強度足夠，選擇鍵 12 80GB/T1096 - 2003合適(2) 中間軸上的鍵選擇鍵連接的種類和尺寸。主動周外伸端d =75mm，l =88mm考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27,選鍵20 80GB/T1096 一2003 , b = 20mm ,h =12mmL =80mm。選材料為45鋼查表4-28,鍵靜連接時的許用擠壓應(yīng)力 匚

44、p = 100120Mpa , ?。籶 =100Mpa。工作長度丨二L -b = 60mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K =0.5h二6校核鍵連接的強度32T 103J42.74 4-pp Kidp故鍵的強度足夠，選擇鍵 20 80GB/T1096 -2003合適(3) 低速軸上的鍵選擇鍵連接的種類和尺寸。主動周外伸端d =75mm，l =140mm考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27,選鍵20 125GB/T1096 -2003，b=20mm，h =12mmL =80mm。選材料為45鋼查表4-28,鍵靜連接時的許用擠壓應(yīng)力 匚p =100120Mpa，取二p =100Mpa。工作長度l二L -b = 60mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K =0.5h = 6校核