二級斜齒出入聯(lián)軸器設計說明書(共41頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上機械設計（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)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設計任務書-3第二部分 傳動裝置總體設計方案-3第三部分 電動機的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設計-8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計-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計-22第九部分 潤滑與密封-24設計小結(jié)-25參考文獻-25第一部分 課程設計任務書一、設計課題： 設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸

2、機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(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8年(300天/年),2班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設計要求: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.設計說明書一份。三. 設計步驟:1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯(lián)接設計8. 箱體結(jié)構(gòu)設計9. 潤滑密封設計第二部分 傳動裝置總體設計方案1.組成

3、：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。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: 傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。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ha:ha=h13h22h3h4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=1.4m/

4、s工作機的功率pw:pw= 3.64 KW電動機所需工作功率為:pd= 4.33 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 121.6 r/min 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，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×121.6 = 972.84864r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/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

5、機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1440/121.6=11.8（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 = 則低速級的傳動比為:i23 = 2.91第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm = 1440 = 1440 r/minnII = nI/i12 = 1440/4.06 = 354.7 r/minnIII = nII/i23 = 354.7/2.91 = 121.9 r/minnIV = nIII = 121.9 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h3 = 4.33

6、×0.99 = 4.29 KWPII = PI×h1×h2 = 4.29×0.98×0.97 = 4.08 KWPIII = PII×h1×h2 = 4.08×0.98×0.97 = 3.88 KWPIV = PIII×h1×h3 = 3.88×0.98×0.99 = 4.08 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.98 = 4.2 KWPII' = PII×0.98 = 4 KWPIII' = PIII×

7、;0.98 = 3.8 KWPIV' = PIV×0.98 = 4 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×h3 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 28.7 Nm 所以：TI = Td×h3 = 28.7×0.99 = 28.4 NmTII = TI×i12×h1×h2 = 28.4×4.06×0.98×0.97 = 109.6 NmTIII = TII×i23×h1×h2 = 109.6×2.91×0.98×0.97 = 30

8、3.2 NmTIV = TIII×h1×h3 = 303.2×0.98×0.99 = 294.2 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98 = 27.8 NmTII' = TII×0.98 = 107.4 NmTIII' = TIII×0.98 = 297.1 NmTIV' = TIV×0.98 = 288.3 Nm第五部分 齒輪的設計（一） 高速級齒輪傳動的設計計算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

9、：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：Z2 = i12×Z1 = 4.06×21 = 85.26 ?。篫2 = 85 2） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T1 = 28.4 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42 6) 由式8-3得：

10、ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/21+1/85)×cos150 = 1.632 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.783 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)

11、次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×1440×1×8×300×2×8 = 3.32×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.32×109/4.06 = 8.17×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86,KHN2 = 0.89 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.86×650 = 559 MPasH2 = = 0.89×530 = 471.7 MPa許用接觸應力:sH

12、 = (sH1+sH2)/2 = (559+471.7)/2 = 515.35 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 44.2 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.03 mm取為標準值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 137.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 計算齒輪參數(shù)：d1 = = = 54 mmd2 = = = 220 mmb = d×d1 = 54 mmb圓整為整數(shù)為：b = 54 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 4.07 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為

13、9級。 6) 同前，ZE = 189.8。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：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/21+1/85)×cos150 = 1.632 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 9) eg = ea+eb = 3.422 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.783 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12

14、) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1051.9 N = = 19.5 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.632/0.972 = 1.73 17) 由表8-4得：KHb = 1

15、.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.36 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.73×1.36 = 2.59 19) 計算d1：d1 = = 44.1 mm實際d1 = 54 > 44.1所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos3150 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 85/cos3150 = 94.3 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.8

16、8-3.2×(1/23.3+1/94.3)×cos150 = 1.651 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.79查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87 5) = = 3.08前已求得:KHa = 1.73<3.08，故?。篕Fa = 1.73 6) = = = 9.6且前已求得:KHb = 1.36，由圖8-12查得：KFb = 1.33 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.33 = 2.53 8) 由圖8-17、8-1

17、8查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.21應力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.8 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N1 = 3.32×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N2 = 8.17×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.82 KFN2 = 0.85 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 315.4sF2

18、 = = = 248.5 = = 0.01341 = = 0.01601大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.37 mm1.372.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 54 mmd2 = 220 mmb = yd×d1 = 54 mmb圓整為整數(shù)為：b = 54 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 59 mm b2 = 54 mm中心距：a = 137 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm（二） 低速級齒輪傳動的設計計算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

19、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 = 2.91×24 = 69.84 ?。篫4 = 70 2） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T2 = 109.6 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45

20、6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/24+1/70)×cos130 = 1.632 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.783 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)

21、次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×354.7×1×8×300×2×8 = 8.17×108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 8.17×108/2.91 = 2.81×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.89,KHN4 = 0.91 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH3 = = 0.89×650 = 578.5 MPasH4 = = 0.91×530 = 482.3

22、 MPa許用接觸應力:sH = (sH3+sH4)/2 = (578.5+482.3)/2 = 530.4 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 70.3 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.85 mm取為標準值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 144.7 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 計算齒輪參數(shù)：d3 = = = 74 mmd4 = = = 216 mmb = d×d3 = 74 mmb圓整為整數(shù)為：b = 74 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 1.37 m/s由表

23、8-8選取齒輪精度等級為9級。 6) 同前，ZE = 189.8。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：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/24+1/70)×cos130 = 1.657 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76 9) eg = ea+eb = 3.417 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.777 11) 由式8-21得：Zb =

24、 = = 0.99 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 2962.2 N = = 40 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos130) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.657/0.982 = 1.73 17) 由表8-

25、4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.38 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.73×1.38 = 2.63 19) 計算d3：d3 = = 70.6 mm實際d3 = 74 > 70.6所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos3130 = 25.9ZV4 = Z4/cos3b = 70/cos3130 = 75.7 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4

26、)cosb= 1.88-3.2×(1/25.9+1/75.7)×cos130 = 1.67 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.76查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.89 5) = = 3.03前已求得:KHa = 1.73<3.03，故?。篕Fa = 1.73 6) = = = 10.96且前已求得:KHb = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.35 = 2.57 8)

27、 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.24應力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.77 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N3 = 8.17×108大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N4 = 2.81×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.87 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 =

28、= = 326.9sF4 = = = 254.3 = = 0.01285 = = 0.01559大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.98 mm1.983所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 74 mmd4 = 216 mmb = yd×d3 = 74 mmb圓整為整數(shù)為：b = 74 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 79 mm b4 = 74 mm中心距：a = 145 mm，模數(shù)：m = 3 mm第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計軸的設計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 4.29

29、KW n1 = 1440 r/min T1 = 28.4 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 = 54 mm 則:Ft = = = 1051.9 NFr = Ft× = 1051.9× = 396.4 NFa = Fttanb = 1051.9×tan150 = 281.7 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)機械設計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 16.1 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所

30、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 = KAT1，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.2×28.4 = 34.1 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 36 mm。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 = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 23 mm。右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根

31、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)徑標準，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

32、2d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 59 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 79+12+10+8 = 109 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L2 = (B1/2+16.25+109-13.5)mm = 141.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (B1/2+18+16.25-13.5)mm = 50.2 mm2）計算軸的支反力：水平

33、面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 275.9 NFNH2 = = = 776 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 143.7 NFNV2 = = = -252.7 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 275.9×141.2 Nmm = 38957 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 143.7×141.2 Nmm = 20290 NmmMV2 = FNV2L3 = -252.7×50.2 Nmm = -12686 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

34、成彎矩：M1 = = 43924 NmmM2 = = 40971 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 3 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，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軸的設計1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 4.08 KW n2 = 354.7 r/m

35、in T2 = 109.6 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 = 220 mm 則:Ft = = = 996.4 NFr = Ft× = 996.4× = 375.4 NFa = Fttanb = 996.4×tan150 = 266.8 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 74 mm 則:Ft = = = 2962.2 NFr = Ft× = 2962.2× = 1106.5 NFa = Fttanb = 2962.2×tan130 = 683.5 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估

36、算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 24.2 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 25×52×16.25 mm，則：d12 = d67 = 25 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 30 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，則：l23 = 52 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×30 =

37、 2.1 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×2.1 = 2.94 mm，所以：d34 = d56 = 35 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 74 mm，l45 = 79 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16.25+8+10-7 = 27.25 mm4 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 高速大齒輪齒寬中點

38、距左支點距離L1 = (54/2-2+38.75-13.5)mm = 50.2 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (54/2+14.5+b3/2)mm = 81 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+27.25-13.5)mm = 60.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1666.8 NFNH2 = = = 2291.8 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 214.4 NFNV2 = = = -945.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 1666.8×

39、;50.2 Nmm = 83673 NmmMH2 = FNH2L3 = 2291.8×60.2 Nmm = Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 214.4×50.2 Nmm = 10763 NmmMV2 = FNV2L3 = -945.5×60.2 Nmm = -56919 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 84362 NmmM2 = = Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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B）的

40、強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 39.6 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，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：III軸的設計1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 3.88 KW n3 = 121.9 r/min T3 = 303.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 216 mm 則:Ft = = = 2807.4 NFr = Ft× = 2807.4

41、15; = 1048.7 NFa = Fttanb = 2807.4×tan130 = 647.8 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)機械設計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 35.5 mm 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 = KAT3，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×303.2 = 363.8 Nm 由

42、于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 82 mm。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 = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 43 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)徑標準，故取：d34 = d78 = 45 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30209型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：

43、d×D×T = 45mm×85mm×20.75mm。由軸承樣本查得30209型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故?。篸45 = 52 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 72 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×52 = 3.64 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4&

44、#215;3.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 20.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 20.75+8+10+2.5+2 = 43.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30209圓錐滾子軸承查手冊得a = 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (74/2+10+81.5+20.75-20)mm = 129.2 mm 齒寬中點距

45、右支點距離L3 = (74/2-2+43.25-20)mm = 58.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 871.9 NFNH2 = = = 1935.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 699 NFNV2 = = = -349.7 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 871.9×129.2 Nmm = Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 699×129.2 Nmm = 90311 NmmMV2 = FNV2L3 = -349.7×58.2 Nmm

46、 = -20353 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：M1 = = NmmM2 = = Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 16.5 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，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：第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸

47、鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×45mm，接觸長度:l' = 45-8 = 37 mm，則

48、鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×37×30×120/1000 = 233.1 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×63mm，接觸長度:l' = 63-16 = 47 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×47×52×120/1000 = 733.2 NmTT3，故

49、鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh = 8×2×8×300 = 38400 h1 輸入軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P:

50、因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×396.4+0×281.7 = 396.4 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 396.4× = 4523 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30205軸承，Cr = 32.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.65×107Lh所以軸承預期壽命足夠。2 中間軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查

51、得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1106.5+0×683.5 = 1106.5 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 1106.5× = 8290 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30205軸承，Cr = 32.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.52×106Lh所以軸承預期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1048.7+