設計一用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器

1、機械設計基礎(chǔ)課程設計設計人：班級：學號：指導老師：設計要求設計一用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器，如圖所示。運輸機連續(xù)工作， 單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載起動。減速器小批量生產(chǎn)。使用期限 10 年，兩班制工作。運輸帶容許速度誤差為 5%。原始數(shù)據(jù)（所給數(shù)據(jù)的第六小組）已知條件數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力Fw=2800N輸送帶速度Vw=1.4m/s卷筒軸直徑D=400mm目錄一確定傳動方案二選擇電動機（1） 選擇電動機（2） 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比（3） 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)三傳動零件的設計計算（1） 普通 V帶傳動（2） 圓柱齒輪設計四低速軸的結(jié)構(gòu)設計（1） 軸的結(jié)構(gòu)設計

2、（2） 確定各軸段的尺寸（3） 確定聯(lián)軸器的型號（4） 按扭轉(zhuǎn)和彎曲組合進行強度校核五高速軸的結(jié)構(gòu)設計六鍵的選擇及強度校核七選擇軸承及計算軸承壽命八選擇軸承潤滑與密封方式九箱體及附件的設計（1） 箱體的選擇（2） 選擇軸承端蓋（3） 確定檢查孔與孔蓋（4） 通氣器（5） 油標裝置（6） 騾塞（7） 定位銷（8） 起吊裝置十設計小結(jié)十一 . 參考書目設計項目計算及說明主要結(jié)果一確定傳動設計一用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器，如圖所方案示。運輸機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載起動。減速器小批量生產(chǎn)。使用期限 10 年，兩班制工作。運輸帶容許速度誤差為 5%。圖 A-11） 選擇電動機類

3、型和結(jié)構(gòu)形式根據(jù)工作要求和條件，選用一般用途的Y 系列三相異步電動機，結(jié)構(gòu)形式為臥式封閉結(jié)構(gòu)二選擇電動2) 確定電動機功率機工作機所要的功率 Pw(kw)按下式計算(1) 選擇電動Pw=FwVw機1000 w式中， Fw=2800,Vw=1.4m/s,帶式輸送機的效率w=0.94，代入上式得：Pw =Kw=4.17Kw電動機所需功率Po（ Kw）按下式計算PwPo=Pw=4.17Kw式中，為電動機到滾筒工作軸的傳動裝置總效率，根據(jù)傳動特點，由表 2-4 查得： V 帶傳動帶=0.96 ，一對齒輪傳動齒輪=0.97 ，一對滾動軸承軸承 =0.99 ，彈性聯(lián)軸器聯(lián)軸器 =0.98 ，因此總效率=帶

4、齒輪2 軸承聯(lián)軸器，即=帶齒輪2 軸承聯(lián)軸器Po=4.69 Kw2=0.89Po=Pw =Kw=4.69KwPm=5.5 Kw確定電動機額定功率Pm（ Kw）, 使 Pm=(11.3)Po=5.12 （11.3 ）=5.126.66Kw，查表 2-1 取 Pm=5.5 Kwn =66.87r/min3） 確定電動機轉(zhuǎn)速w工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速 nw為nw=60 1000Vw =66.87r/minD根據(jù)表 2-3 推存的各類轉(zhuǎn)動比范圍， 取 V 帶轉(zhuǎn)動比 i帶=24，一級齒輪減速器 i 齒輪 =35，傳動裝置的總傳動比 i 總=620，故電動機的轉(zhuǎn)速可取范圍為Y132M2-6nm=i 總 nm=(

5、620) 84.93=509.581698.6r/minnm=960r/min符合此轉(zhuǎn)速要求的同步轉(zhuǎn)速有 750r/min ， 1000r/min ，1500r/min 三種，考慮綜合因素，查表 2-1 ，選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的 Y 系列電動機 Y132M2-6,其滿載轉(zhuǎn)速為(2) 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比（3）計算傳動裝置的運動參數(shù)和動nm=960r/min電動機的參數(shù)見表A-1。型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/Kw/（r/min ） 額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M2-65.59602.02.01） 傳動裝置的總傳動比為i 總=nm/nw=960/66.87=14

6、.44 2） 分配各級傳動比為了符合各級傳動形式的工作條件特點和結(jié)構(gòu)緊湊，必須使各級傳動比都在各自的合理范圍內(nèi)，且使各自傳動件尺寸協(xié)調(diào)合理均稱，傳動裝置總體尺寸緊湊，重量最小，齒輪浸油深度合理本傳動裝置由帶傳動和齒輪傳動組成，因i 總=i 帶 i 齒輪，取齒輪傳動比 i 齒輪 =4.81 ，則帶傳動的傳動比為i帶=i總/i齒輪 =14.44/4.81=3i 總 =14.44i 齒輪 =4.81i 帶 =3n1365.02 r / minn1184.89 r/min力參數(shù)1） 各軸轉(zhuǎn)速1=nm/ib =960/3=320r/min軸 nn84.89r / min軸 n2=n1/ig=320/4.

7、81=66.53 r/min滾筒軸 n=n =66.5322) 各軸功率p14.92kw軸 p1=p0x b=5.5x0.96=5.28 kw軸 p2=p1xr xg =5.28x0.995x0.97=5.10 kwp114.72kw2rc=5.10x0.995x0.98=4.97 kw滾筒軸 p=p xx2） 各軸轉(zhuǎn)軸p4.21kw電動機軸6 PO65.554710N.mmTO 9.55 10nm9.55 10N.mm960軸 T9550P / n9550 5.28 / 320N.mm157575N.mmTO50933 N .mm111軸 T19550p2 / n2 95505.10/ 66

8、.53N .mm 732075N.mmT1128596 N.mm滾筒軸T1 9550 p2 / n295504.973/ 66.53N.mm 713845N .mmT11531010N.mm根據(jù)以上計算列出本傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)數(shù)據(jù)表，見表 A-2A-2參數(shù)軸號電動機軸I 軸II 軸III軸轉(zhuǎn)速96032066.5366.53n(r/min)功率 P（kw）5.55.285.14.973轉(zhuǎn)矩 T(N.mm)54710157575732075713845傳動比 i340811效率0.960.960.98T520443N.mm三傳動零件的設計計算（1）普通 V 帶傳動本題目高速級采用普通

9、V 帶傳動，應根據(jù)已知的減速器參數(shù)確定帶的型號，根數(shù)和長度，確定帶傳動的中心距，初拉力及張緊裝置，確定大小帶輪的直徑，材料，結(jié)構(gòu)尺寸隊內(nèi)容帶傳動的計算參數(shù)見表A-3表 A-3項目po (kw)nm (r / min)i帶參數(shù)5.59603根據(jù)工作條件，查教材表6-7 取KA 1.3Pc=KAxP0=1.3x5.5=7.15pc 6.1kw由 nm 960r/ min ,pc=7.15kw 查教材圖 6-8 ，因處于 A 的帶型區(qū)域，所以以 A 型帶來計算。計算過程及計算結(jié)果如下：1） 計算功查教材表 6-4 可?。?.02率A 型帶取 d =125mm,取滑動率d1dd 2id d 1(1 )

10、3 125 (10.02) mm 367.5mm2）選擇 V 帶取 dd 2375mm類型vdd1n13.1412590 m / s 6.28m / s3）確定 V 帶601000601000帶速在 525m/s 范圍內(nèi)，合適基準直徑因沒有給定中心距的尺寸范圍，按公式0.7( dd1d d 2 )ao2(dd1dd 2 )計算中心距 350mm<ao <1000mm取 ao =600mm計算 V 帶基準長度LO 2ao(d d1(dd 2 d d1 ) 2d d 2 )24ao=3.14(125375)(375125)22 60024mm600=2011mm查教材表 6-3 取標準

11、值 Ld=2000mm 4）驗算帶速 計算實際中心距aaoLd Lo60020002011594.5mm225）確定帶的基準長度 Ld考慮安裝，調(diào)整和補償張緊力的需要，中心距應有一定的調(diào)節(jié)范和實際中心圍，調(diào)節(jié)范圍為距amina0.015Ld594.5 0.015 2000 564.5mmamaxa0.03Ld594.50.032000654.5mm計算包角：1 180057.30dd 2 dd11800260100 57.3016301200a544合適A-B 型帶A 型帶dd 1100mmdd 2260mmB 型帶dd 1140mmdd 2360mmv5.024m / sv7.034m /

12、sA 型帶ao =500mmB 型帶ao =700mm查教材表，單根 V 帶的額定功率 po 1.4kw（ po0.11kw（插值法計算） ; 查教材表； ka0.92 ，查教材表， kL1.03Ld=1600mmpcpc7.15kw4.99A 型帶a 544 mmzpo )ka kL(1.4 0.11) 0.92 1.03 pc ( po所以確定 V 帶為 A 型帶，共 5 根。因大于 4，應取 Z=5 根amin520mm確定單根 V 帶的預緊力：amax592mmF0=500 P C(2.5/K -1)/zv+qv 2=500x7.15(2.5/0.92-1)/5x7.54+0.1x6.

13、282=199.47N確定帶對軸的壓力：FQ=2z F 0sin(a 1/2)=2x5x199.47xsin(154.768/2)=1825.398N計算結(jié)果：帶型帶長帶根大輪小輪中心軸上直徑直徑距壓力號/mm數(shù)/mm/mm/mm/NLd=2240mmA20005375125594.51825.B 型帶398a 718.86mmamin382.86mmamax786.06mm齒輪設計A 型帶11630已知齒輪傳動的參數(shù)，見表A-5B 型帶齒輪相對于軸承為對稱布置，單向運轉(zhuǎn)，輸送機的工作狀態(tài)應為162.50輕微沖擊表 A-51項目n1 /(r / min)i1.116）驗算小帶p1 / kw輪包

14、角參數(shù)5.283204.81考慮是普通減速器，無特殊的要求，故采用軟齒輪面?zhèn)鲃?。由?-4 ，選大 . 小齒輪的材料和熱處理方式為小齒輪：45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 240HBS（比大齒輪高 2550HBS）。大齒輪： 45 鋼，正火處理，硬度為 200HBS。查表 7-5 知，初取齒輪傳動精度等級為 8 級。該齒輪傳動屬閉式軟齒輪面，針對齒面點蝕，先按齒面接觸疲勞7）確定 V 帶強度計算幾何尺寸，然后按齒根彎曲疲勞校核。根數(shù)由式（ 7-19 ）求小齒輪分度圓直徑，即d1 3kT1 i1(671)2d 1H A 型帶Z=7 根B 型帶Z=3 根8）計算初拉力9）計算對軸的壓力（2）圓柱齒輪設計

15、1）選擇材料及精度等級2）按齒面接觸疲勞強度設計計算及許用應力查表 7-6 取載荷系數(shù) K ， K=1.2.查表 7-7 取齒寬系數(shù)d ，齒輪相對于軸承對稱布置，兩齒輪均軟齒輪面故d =1。小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為T1 9.55 10 6 p19.55 106 5.28 N .mm 157575 N .mmn1320齒數(shù)比 u=i 齒輪 =4.81由課本 P222 表 12.13 得齒寬系數(shù)： d =1.0根據(jù)課本 P223 圖 12.18c 得接觸疲勞極限Hlim ：Hlim1 =730Mpa ，Hlim2=600Mpa許用接觸應力 H：H1 0.9 Hlim1=0.9x730=657Mpa ，H

16、2 0.9 Hlim2=0.9x600=540Mpa根據(jù)課本 P227 表 12.16 得： Ad =83 小齒輪直徑 d1 Ad (T1 (u+1)/ duH2)1/3 =85x(157575x(4.81+1)/1x4.81x540 2)1/3 =73.73mm( 取 75mm)初步齒寬 b=d d1=1x75=75mm（2）校核計算：圓周速度 v=d1n /60x1000= x75x334.62/60x1000=1.31m/s<6m/s ，故取 8 級精度合適初取齒數(shù) z1=25 ，z2=i 齒輪 z1=4.81 ×25=120.25 模數(shù) m= d 1/z1 =75/25

17、=3mm ，根據(jù)課本 P206 表 12.3 得標準模數(shù)： m=3mm ，F(xiàn)O246.7NFR444.06N小齒輪45 鋼，調(diào)質(zhì)處理大齒輪45 鋼，正火處理112齒輪 1=5x25=125則 z= d/m=75/3=25 ，z =iz根據(jù)課本P215 表 12.9 得使用系數(shù)： KA=1.00T1 79185 N .mm根據(jù)課本 P216 圖 12.9 得動載系數(shù)： Kv=1.13）確定齒輪的參數(shù)及計算主要尺寸Ft=2T1 /d1=2x157575/75=4202NKA Ft /b=1.00x4202/75=56.03N/mm<100N/mm a =1.88-3.2(1/ z 1+1/

18、z2 )cos =1.88-3.2x(1/25+1/120)=1.725Z=(4- a)/3 1/2 =(4-1.73)/3 1/2 =0.87KHa =1/ Z 2 =1/0.87 2=1.32KH=A+B(b/d 1 )2 +Cx10 -3 b=1.09+0.16x1 2+0.31x10 -3 x75=1.27載荷系數(shù) K= K A K v KHa KH根據(jù)課本 P221 表 12.12 得彈性系數(shù)： ZE=189.8Mpa 1/2 根據(jù)課本 P222 圖 12.16 得節(jié)點區(qū)域系數(shù)： ZH =2.5根據(jù)課本 P225 表 12.14 得最小安全系數(shù) SHmin =1.25 總工作時間 t

19、h=10x365x20=73000h ，應力循環(huán)次數(shù)： NL1 =60nth=60x1x320x73000=1.401x10 9 NL2 = NL1/i =1.401x10 9 /4.81=2.914x10 8根據(jù)課本 P224 圖 12.18 得接觸壽命系數(shù)： ZN1 =1.01 ，ZN2=1.12許用接觸應力 H1= Hlim1ZN1 /S Hmin =730x1.01/1.25=584Mpa ，H2= Hlim2 ZN2/S Hmin =600x1.14/1.25=537.6Mpa 驗算 H=ZEZH Z =2KT 1(u+1)/bd 12u1/22x4.811/2=531.92Mpa&

20、lt;540MPa=H2所以，接觸疲勞強度較為合適，原設計合格（3）確定傳動主要尺寸：因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，估分度圓直徑不會改變，即d1 =mz1 =3x25=75mm ，d2=mz 2=3x120=360mm中心距 a=m(z 1+ z2)/2=3x(25+120)/2=217.5mmd1 =73.97mmz1 =25z2 =120m =3mma =195d1 =75mmd2 =315mm齒寬 b= d =1.0x75=75mm，取 b =75mm ，b =70mmda 1 =81mmd 112da 2 =321mm參數(shù)齒數(shù)模數(shù)直徑齒寬傳動比中心距/mm/mm4）驗算

21、齒根的彎曲疲勞強度5）驗算齒輪圓周速度四低速軸的結(jié)構(gòu)設計1）軸的結(jié)構(gòu)設計小齒輪25375754.81217.5大齒輪12036070。軸的設計1、主動軸設計：（1）選擇軸的材料，確定許用應力：軸的材料選為 40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 217255HBS ，取 250HBS 。根據(jù)課本 P315 表 16.3 得許用彎曲應力：B=600Mpa ，+1b =200Mpa ， 0b=95Mpa ，-1b=55Mpa（2）計算基本直徑：根據(jù)課本 P314 表 16.2 得： T=35Mpa ， C=112軸的最小直徑 dC(P /n )1/3 112(5.28/320) 1/3mm=28.5mm考慮

22、有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=28.5×(1+5%)=29.925mm ，取 d=30mm（3）軸上零件的定位，固定和裝配：單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪一面由軸肩定位，令一面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定。F1<F1 F2 <F 2 v1.43m / s（ 2）確定各軸的尺寸繪制結(jié)構(gòu)簡圖：錯誤 !未找到引用源。確定各軸段尺寸：1）確定各軸段直徑：段：依據(jù)公式的估算值d1 =30mm段：根據(jù)油封標準， d2=35mm段：與輕系列深溝球軸承6208 配合， d 3=40mm段：為減

23、少加工量， d4=48mm段：與小齒輪做成整體，d5 =80mm段：為減少加工量， d6=48mm段：軸承成對使用，所以d7=40mm2）確定軸上各軸段長：段：取 l1=70mm段： l2=50mm段： l3=18mm段： l4=15mm段：制作小齒輪， l5=75mm段： l6=15mm段： l7=18mm總軸 L=l1 +l2 +l3+l4+l5+l6 +l7=70+50+18+15+75+15+18=261mm校核軸的強度：1）軸受力分析：轉(zhuǎn)矩 T1=9.55 ×10 6 P /n =9.55 ×106 ×5.28/320=157575N . mm小齒輪受力

24、：圓周力 Ft =2 T 1/d2 =2x157575/75=4202Nd1 =45mmd2 =55mmd3 =60mmd4 =63mm（3）確定聯(lián)軸器徑向力 Fr =F t1tana n =3888.42×tan20 0 =1415.27NAB 軸承垂直面直反力：FR11= F R22 = Ft/2=1944.21NAB 軸承水平面直反力：FR1R2 = (1525.95 x277-1415.27 x82.5)/165=1854.107N2）畫軸彎矩圖：AB3）3）合成彎矩：a-a 截面合成彎矩：M1=( M xy 2 + M xz 2 )1/2 =162.666N .mA 軸承處

25、合成彎矩：M2=( M xy 2 + M xz 2 )1/2 =170.906N .m4）危險截面的當量彎矩：取折合系數(shù) a=55/95=0.58 ，則當量彎矩為：Me 1=( M 1 2+ (a T 1) 2)1/2 =183.267N .mMe 2=( M 2 2+ (a T 1) 2)1/2 =190.619N .m5）危險界面處軸的直徑：d(M e /0.1x -1b) 1/3d1=32.18mm, d2=32.604mm考慮鍵槽對軸的影響，將軸徑增大 5% ，故 d1=32.18x(1+5%)=33.789mm< 50mmd575mmd6 =72mm選用彈性套柱銷聯(lián)軸器L182

26、mmL241mmL356mmL473mmL57mmL616mmL733mmd1=32.60x(1+5%)=34.23mm< 50mm所以，原設計強度合格（4）按扭轉(zhuǎn)和彎曲組合低速軸的結(jié)構(gòu)如圖A-2 所示各軸段的直徑因本減速器為一般常規(guī)用減速器，軸的材料無特殊要求，故選用 45 鋼查教材表 11-5 ； 45 鋼的 A=118107代入設計公式d A3 P =（118107） 34.72 mm=45.0440.84mmn84.89考 慮該軸上 有一 個鍵 槽， 故 應該 將軸徑增 大5%， 即d=（ 40.8445.04 ） （1 0.05）mm=42.8847.29mm軸段的直徑確定為d

27、1 =45mm軸段的直徑 d2 應在 d1 的基礎(chǔ)上加上兩倍的定位軸肩高度。這里 取 定 位 軸 肩 高 度 h12= （ 0.070.01 ） d1 =4.5m 即d2 =d1 +2 h12 =45mm+24.5mm54mm ，考慮該軸段安裝密封槽，故直徑 d2 還應符合密封圈的標準，取d 2 =55mm軸段的直徑 d 3 應在 d2 的基礎(chǔ)上增加兩倍的非定位軸肩高度，但應該軸段要安裝滾動軸承，故其直徑要與滾動軸內(nèi)經(jīng)相符合。這里取 d 3 =60mm同一根軸上的兩個軸承， 在一般情況下應取同一型號，故安裝滾動軸承處的直徑相同，即d7 = d3 =60mm軸段上安裝齒輪，為安裝齒輪方便，取d4

28、 =63mm軸段的直徑 d 5 =d4 +2 h45 ，h45 是定位軸環(huán)的高度， 取 h45 =6mm，即 d5 =63mm+26mm 75mm軸段的直徑d 6 應根據(jù)所用的軸承類型即型號查軸承標準取得，預選該軸段用 6312 軸承（深溝球軸承，軸承數(shù)據(jù)見附錄B），查得 d6 =72mm2 各軸段的長度注：課程設計時，在確定出各軸段的直徑后，就應該進入畫圖階段，要邊計算邊畫圖， 邊畫圖邊計算。一般從圖 5-2 開始畫起，確定軸的長度時要先確定箱體的結(jié)構(gòu)。例如，軸段2，軸段 3 的長度只有在確定了箱體的結(jié)構(gòu)，潤滑方式等才能確定各自的長度。軸段 6 的長度要先確定箱體的潤滑方式才能確定，軸段1

29、的長度由所選的聯(lián)軸器來確定。這個階段也就是非標準圖設計階段為后面進行軸段的強度校核方便， 本例按常規(guī)給出各軸段的長度，確定方法如圖 3-3 所示，具體確定過程略。課程設計時一定要先畫圖，先確定有關(guān)箱體，潤滑方式等，參考例 3-1 中確定長度的方法確定軸的長度尺寸， 并在說明書中詳細寫出確定依據(jù)和步驟為了補償由于制造，安裝等的誤差及兩軸線的偏移，優(yōu)先考慮彈性套柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)安裝聯(lián)軸器軸段的直徑，查附錄F 選聯(lián)軸器型號為 TL7，聯(lián)軸器安裝長度L=84mm因本例轉(zhuǎn)速較低，最后確定軸承潤滑方式為脂潤滑，故此處按脂潤滑確定軸的長度。取軸承距箱體內(nèi)壁的距離3 為 10mm。課程設計時應根據(jù)實際情況確定

30、根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)需要，各軸段長度確定如下：L182mmL241mmL356mmL473mmL57mmL616mmL733mmLL1L2L3L4L5L6L782mm 41mm 56mm 73mm 7mm 16 mm 33mm 296mm軸段、之間的砂輪越程槽包含在段軸的長度之內(nèi)低速軸軸承的支點之間距離為lb2(23 ) 2B / 226015 122201341) 繪制軸的計算簡圖為計算軸的強度，應將載荷簡化處理，直齒圓柱齒輪，其受力可分解為圓周力 F。徑向力 F. 兩端軸承可簡化為一端活動鉸鏈，一端固定鉸鏈，如圖 A-3b 所示。為計算方便，選擇兩個危險截面 1-1 、 2-2 、 1-1 危險截

31、面選擇安裝齒輪的軸段的中心位置，位于兩個支點的中間，距B 支座的距離為 134/2mm=68mm；2-2危險截面選擇在軸段 4 和軸段 3 的截面處，距 B 支座的距離為20/2mm+27mm+2mm=39mm27mm2）計算軸上的作用力d1從動輪的轉(zhuǎn)矩 T=318939N.mm32.4mm五、高速d2軸的結(jié)構(gòu)設d340mm計d443mmd551mmd647mmd740mm六、鍵的選擇及強度校核圖 A-3軸的強度計算齒輪分度圓直徑 d 2 =324mm齒輪的圓周力Ft2T 2531010 N.mm 3278N .mmd324齒輪的徑向力七、選擇軸承及計算軸承壽命FRF tan3278 tan

32、200 N .mm 1193N .mmt3） 計算支反力及彎矩計算垂直平面內(nèi)的支反力及彎矩a. 求支反力：對稱布置，只受一個力，故FAVFBVFr21193 / 2 596.5Nb. 求垂直平面的彎矩M V596.5 68M V596.53922667N.mm計算水平面內(nèi)的支反力及彎矩a. 求支反力：對稱布置，只受一個力，故FAHFBHFt / 23278 / 21639N.mmb. 求水平面的彎矩M H1639 73.5120466.5N.mmMH 1639 3862282N.mm求各截面的合成彎矩I-I截面：MM 2VM 2H43842.752120466.52128197N .mmII-

33、II截面：MM 2VM 2H22667262282266279N.mm計算轉(zhuǎn)矩T=318933N.mm確定危險截面及校核其強度按彎扭組合計算時，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化考慮，?。篴=0.6.按兩個危險截面校核：I-I截面：eM 2( T)21281972(0.6531010) 213.7MPa0.1d30.13163II-II截面：M 2( T)2662792(0.6531010)215.07MPae0.1d 30.1503查表得 1 55MPa 。e ， e 均小于 1 ，故軸的強度滿足要求高速軸的設計主要是設計各軸的直徑，為設計俯視圖做準備。有些軸段的長度可以根據(jù)軸上的零件來確定；有些周段的長鍵

34、連接強度滿足要求高速軸選軸承類型 6208低速軸選軸承類型 6312度在確定低速軸處的箱體后，取箱體內(nèi)壁為一直線就可確定經(jīng)設計，高速軸可以做成單獨的軸而不是齒輪軸。為使零件穩(wěn)定和固定，高速軸也為五段，各軸段直徑尺寸為：d127mmd232.4mmd340mm( 去軸承型號為 6207)d 440mmd551mmd647mmd740mmLh1 =38263h1) 選擇鍵的尺寸低速軸上在段軸和段軸兩處各裝一個鍵， 按一般使用情況選擇采用 A 型普通平鍵連接，差教材選取鍵的參數(shù)，見表A-7表 A-7段軸d145mmbh14 9mml165mm段軸d463mmbh18 11l 455mm標記為：鍵 1

35、：GB/T1096 鍵 14X9X65鍵 2：GB/T1096 鍵 18X11X55 2) 校核鍵的強度軸段上安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊，查教材表11-850 60MPa軸段上安裝齒輪，齒輪的材料為鋼，載荷性質(zhì)為輕微A-5，沖擊，pMPa100 120靜聯(lián)接校核擠壓強度：軸段：P14T4531010 MPaMPa，計算應力dhl459 6580.69P1 略大于許用應力軸段：P14T4531010 MPaMPadhl6311 5555.73所以鍵連接滿足要求1）軸承型號的選擇高速軸選軸承類型為深溝球軸承，型號為6208低速軸選軸承類型為深溝球軸承，型號為63122）軸承

36、壽命計算高速軸：高速軸的外端安裝有帶輪，中間安裝有齒輪，要計算軸承的壽命，就要先求出軸承支座的支反力，進一步求出軸承的當量動載荷然后計算軸承的壽命畫出高速軸的受力分析圖并確定指點之間的距離見圖帶輪安裝在輪轂寬 L=（1.52 ） do ， do 為安裝帶輪處的軸徑，即高速軸的長度 的第 一段 軸徑， do = d1 =25mm， L= （ 1.52 ）X27mm=40.554mm，取第一段軸的長度為50mm。第二段軸的長度取和低速軸的第二段軸長一樣的對應關(guān)系，但考慮該軸段上的軸承寬度，故取該軸段的長度為49 mm，帶輪中心到軸承A 支點的距離 L3 45/2+40+17/2mm=83mm。高速

37、軸兩軸承之間的支點距離為原低速軸的兩支點的距離減去兩軸承寬度之差，應為152mm-4mm=148mm，因?qū)ΨQ布置，故 L1L2148mm/2=74mm高速軸上的齒輪的受力和低速軸的力大小相等，方向相反，即： Fr 1 1193 N， Ft 1 3278NLh2 40530h注：高速軸上安裝有帶輪， 帶對軸的壓力 FR1453 N 作用在高速軸上，對軸的支反力計算有影響，安裝不同，該力對軸的支反力影響不同。在這里有三種情況，本示例給出三種計算方法，實際計算時可選其中一種 本實例具體情況不明， 故方向不確定， 采用在求出齒輪受力引起的支反力后直接和該壓力引起的支反力相加來確定軸承最后的受力因齒輪相對于軸承對稱布置， A、B 支座的支反力數(shù)值一樣，故只計算一邊即可。求軸承 A 處支反力：水平平面： FAHFBHFt1/ 23278 / 21639垂直平面： FAVFBVFr 1/ 21193/ 2596.5求