分流式二級圓柱齒輪減速器課程設計

1、機械設計程設計計算說明書題目二級分流式減速器指導教師王艾倫院系機電工程學院班級機械0906學號 學08090717姓 名 陳 良完成時間2012年3月word文檔可自由復制編輯計 算 及 說 明結 果目錄1 .設計任務書22 .傳動方案的擬定 23 .電動機的選擇和計算 24 .傳動比的分配 45 .傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 56 .齒輪的傳動設計 67 .軸的設計178 .軸的校核259 .軸承的選擇和校核計算 2710 .鍵聯(lián)接選擇與校核 2911 .聯(lián)軸器的選擇 3212 .箱體附件設計3213 .潤滑方式及密封形式的選擇 3314 .箱體設計 3415 .課程設計總結3516 .參

2、考資料361 .設計任務書1.1 .工作條件與技術要求：輸送帶速度允許誤差為土 5%。輸送機效率為rw=0.96;工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉，有輕微沖擊，工作年限為5年，工作環(huán)境：室內(nèi)，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V ;檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產(chǎn)批量：一般機械廠，小批量生產(chǎn)。1.2 設計內(nèi)容(1)確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖;(2)選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算;(3)傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算;(4)繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各 1張(A0)；(5)繪制減速器箱體零件圖1張(A1 )、齒輪及軸的

3、零件圖各1張(A2 )1.3 原始數(shù)據(jù)運輸帶曳引力 F(KN):2運輸帶速度 V (m/s):1.2滾筒直徑D (mm) :3002 .傳動方案的擬士7E輸送機由電動機驅Lh =14600hF=2000NV=1.2m/sD=300mm兩級分流式 圓柱齒輪減 速器運輸機傳動方案/動機2聯(lián)軸器激速器4聯(lián)軸器5-滾筒 后一傳送帶動，電動機1通過聯(lián) 軸器2將動力傳入減 速器3,在經(jīng)聯(lián)軸器4 傳至輸送機滾筒5, 帶動輸送帶6工作。 傳動系統(tǒng)中采用兩級 分流式圓柱齒輪減速 器結構較復雜，高速 級齒輪相對于軸承位 置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓 柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。word文

4、檔可自由復制編輯計算及 說明結 果3.電動機的選擇和計算1選擇電動機類型按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的二相異步電動機2選擇電動機的容量1）滾筒所需功率Pw :PW=FV/1000=2000 X 1.2/1000=3.0kw滾筒的轉速nwnw =60 x 1000V/ 兀 D=63.7r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為Y:n _t|2 r|2 T|3 T|，23w其中，I, "3 , "w分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動及軸承的效率，”w是滾筒的效率，=0.99, “2=0.98, “3=0.98nw =0.96刈=。2 箱；n；力w =0.992

5、0.982 0.983 0.96 = 0.85 w3）確定電動機的額定功率Ped電動機的輸出功率為PdPd = pw/刀=3.0/0.85=3.53kw確定電動機的額定功率Ped選定電動機的額定功率Ped =4kw3、選擇電動機的轉速nw =63.7 r/mi該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為i =i1 i2=8 60則總傳動比可取8至60之間則電動機轉速的可選范圍為 ' 一_nd1 =8 nw=8 x 63.7=509.6r/min'/2 =60 nw =60 x 63.7=3822r/min可見同步轉速為 750r/min 1000r/min ,

6、 1500r/min , 3000r/min 的電動機Pw =3.0kwnw =63.7 r/mir =0.85Pd =3.53kwPed =4 kw計算及 說明結 果都符合，這里初選同步轉速為1000r/min , 1500r/min的兩種電動機進行比較，如卜表：由參考文獻1中表16-1查得：電動機型號為 Y132M1-8i=15.07i1 =4.59i2=3.28方 案電動機型 號額定功 率(Kvy電動機轉速n/(r/min)計算得 總傳動 比最大轉矩質量/kg額定轉矩同步 轉速港減 轉速1Y132M1-64100096015.72.2732Y112M-641500144022.52.24

7、3由表中數(shù)據(jù)可知，方案 1的總傳動比最小，傳種裝置結構尺寸最小，因此 可采用方案1,選定電動機型號為 Y132M1-6電動機的技術參數(shù)和外型、安裝尺寸型號ABCDEFGHY132M1-62161788938801033132KABACADHDBBL12280135210315238515四.各級傳動比分配4.1 計算總傳動比由參考文獻1機械設計課程設計中表20-2查得：渦我"圻S nm= 960r / min；總傳動比 i=nm / n=960/63.7=15.074.2 分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設計課程設計中表23各級傳動中分配各級傳動比取高速級的圓柱齒輪傳動比 i1 =1

8、.4i2,則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 i2= i / i1 = i /1.4 i2i1 =4.59i2=3.28計算及 說明結 果五計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸轉速電動機軸為軸I,減速器尚速級軸為軸n,中速軸為軸出低速級軸 為軸IV,滾筒軸為軸V,則nI = nII = 960 r/min-nII，-,c , nIII = 960/4.58 r/min=209.2 r/miniinIIInIV = nV = = 209.2/ 3.28=63.7r/mini2解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為土5 %范圍內(nèi)2按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率P =Rd=4kwPI = PI )=4

9、 x 0.99 kw=3.96kwPII =PI 12 Z =3.96 x 0.98 x 0.98 kw=3.80kwPV = PII 箝2 力3 =3.80X 0.98X 0.98 kw=3.65kwP =PIv % )=3.65 X0.98X 0.99 kw=3.54kw2.各軸轉矩TI = 9550 父且=9550 x 4/960 N mnI=39.79 N m_PITII = 9550 父 =9550 x 3.96/960 N mnII=39.39 N mnI = nII =960r/minnIII =209.2r/mi nnIV = nV =63.7 r/minP =4kwPI =3

10、.96 kwPII =3.80kwPV =3.65 kwPz =3.54kwTI =39.79 N mTII =39.39N m計算及 說明結 果 Pill一TIII = 9550父，=9550 X 3.80/209.2 N m niii=173.47 N m_PV .TIV = 9550父V-=9550 X 3.65/63.7 N m niV=547.21 N mPVTV = 9550M 上=9550 X 3.54/63.7 N m nV=530.72 N m表3軸的運動及動力#數(shù)TIII=173.47N mTIV =547.21N mTV =530.72N m項目電動機軸I高速級軸II中間

11、軸III低速級軸IV滾筒軸V轉速(r/min )960960209.263.763.7功率(kw)43.963.803.653.54轉矩(N m)39.7939.39173.47547.21530.72傳動比14.593.281效率n0.990.960.960.97六、齒輪傳動設計1.高速級齒輪傳動設計小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為260HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220HBS ,（1）選擇材料、精度及參數(shù)a .按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動b.帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度（GB10095-88 ）c .材料選擇。查圖表（P191表10-1

12、）,選擇小齒輪材料為 40Cr （調質），硬度為260HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220 HBS,二者的硬度差為 40 HBS。word文檔可自由復制編輯計 算 及 說 明結 果d .初選小齒輪齒數(shù) Z1 =28,則大齒輪齒數(shù)i2=4.59Z2 =4.59X24= 110.16 取 z=110e .初選螺旋角3=14。初選小齒輪齒數(shù) Z1 =24Z2 =1103 =14 二d=0.8f .選取齒寬系數(shù)4:a=0.82）按齒面接觸強度設計按下式試算d1t -32kt Ui+1 'ZhZe '1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a .試選 kt1=1.6b.分流式小齒輪傳遞的轉

13、矩丁1=/2=19.70 N mc.查圖表（P217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.4331（表10-6）選取彈性影響系數(shù) ZE =189.8 MPa2d.查圖表（P215圖10-26）得%=0.77 , %2=0.89；a = ；a1；a2=0.77+0.89=1.66kt1=1.6T1=19.70N mZH =2.433ZE =189.81MPa2；a=1.66Lh=14600hLh = 5 365 8=14600h則應力循環(huán)次數(shù)N1 =60jnIILh =60 1 730 14600 = 6.4 108N1 =6.4 108N2 =1.6x108Khni=0.91 ,Khn2=0

14、.97。N2 = N1 /i1 =6.4 x 108/4.16=1.6x 108word文檔可自由復制編輯g、查閱參考文獻2機械設計中圖10-19查第2條線查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.91, Khn2=0.97。9、計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù) S=K查閱參考文獻 2機械設計中圖 10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限5mi =560MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 5m2 =520MPa。kH 1 = K HN liml- = 0.91 560MPa = 509.6MPa1 S&h J = KHN2Crlm2 =0.97 M520MPa =504.4MPa2 S則 Lh

15、 =( Lh 1+Lh !)/2=(509.6+504.4) /2=507MPaa.按式計算小齒輪分度圓直徑d1t一(2 -1.6><19.7 103 4.59+1 72.433189.8 "2d1t 之 31 1 1, J mm00.6 父 1.664.59 I 507)=40.48mmb.計算圓周速度v - d1tn1/60 1000=3.14X40.48X9600/(60X 1000) m/s =2.03m/sc.計算齒寬b及模數(shù)mntb= *d d1t =0.8 x 40.48mm=32.38 mmmnt = d1t cos 3 / Z1 =1.64mmtH 2

16、= 5044Pk-H 1=507MP ad1t =40.48mmV1 = 2.03m/b=32.38 mmmnt =1.64mmIPa/IPah =2.25 mnt =2.25 x 1.64 mm=3.69mmb/h=32.38 /3.69=8.77d.計算縱向重合度耶注=1.52計算及 說明結 果0=0.318 電 Z1tan 3=0.318 x 0.8X 24 xtan14。=1.52e.計算載荷系數(shù)K根據(jù)有輕微沖擊，使用系數(shù)Ka =1.25,根據(jù)V=2.03 m/s, 7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數(shù) Kv=1.09;查表10-4接觸疲勞齒向載荷分布系數(shù)KHp的值與直齒輪相

17、同得KHp=1.134彎曲強度計算齒向載荷系數(shù)查圖（圖 10-13）得KfP=1.221查表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)Kh0f=KFgc=1.4由式K-KaKvKh«KhP得載荷系數(shù) Ki=1.25X 1.09 X 1.4 X 1.134=2.16f.按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式d = dt 3/K Kt得 d1 =40.48父 3J2.I6 mm=44.74mm 1 1.6g.計算模數(shù)mn1rr1 = d1 cos 3 / Z1 =44.74 x cos14c722mm=1.81mm3）按齒根彎曲疲勞強度設計"2KTYPcos22Y 計管按式mnT嘰&quo

18、t;K A =1.25(=1.09;KhP=1.134KFp=1.221KhlKfL.4K1=2.16d1 = 44.74mmmn1 =1.81mmword文檔可自由復制編輯計算及 說明結 果1）確定計算系數(shù)K1=2.33a.計算載荷系數(shù)由式K=KaKvKfaKfP 得 K1 =1.25X 1.09 X 1.4 X 1.221=2.33Yp=0.88b.根據(jù)縱即合度 印=1.52查圖表（圖10-28）ZV1=26.3c.d.得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.88計算當量齒數(shù)Zv1 =乙 / cos3 B = 24/ cos3140=26.3ZV2 =Z2/cos3 p =116/cos3140=120

19、.4查取齒形系數(shù)Zv 2=120.4Yf =2.588 ,Yf«2 =2.178查圖表（P200 表 10-5） YFa =2.588, YFa2 =2.178YSa1=1.596 ,e.查取應力校正系數(shù)查圖表（P200 表 10-5） YSO1 =1.596 ， YSoe =1.792丫眥=1.792f.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安至系數(shù)S-1.4,彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 ,Kfn2=0.88 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限aFE1=500 MPa ,大齒輪彎曲疲勞強度極限crFE2 =380 MPa , 向= KNSS=1.4,KFN1=0.85Kfn 2 =0.8

20、8303.57MPak H ! = 238.861 gH 1K HN1 lim11 = 0.85 丈 500/ 1.4MPa = 303.57MPaSMPa計算及 說明結 果1-KK NM9O-|imO1 一 HN2 lim2 - 0 88 x 380 /1 4MPa - 238 86MPad h ) 一 u.x oou / i. 11vii-a 一 乙。o.ouivii-aSYl_Yc_g.計算大小齒輪的 早當并加以比較YF-YSd =2.588X 1.596/303.57=0.01372匕F L工嚕02 =2.178 乏 1.792/238.86=0.01634大齒輪的數(shù)值大mn1 =1.

21、59mm設計計算n .也Yo££ *丫 4d1Z：%Bf mm312 M2.33M19.7M103M0.88McoS2 140s=；2M0.0163400.8 X242 X1.653=1.59mm由以上計算結果，取以1=2 ,按接觸疲勞強度得的分度圓直徑d1 =44.74mm計算應用的齒數(shù)Z1 =d1 父 COS P/0=44.74 X cos14%2=23.05 取 23乙二23Z2 =106取乙=23,則 Z2 =U1Z1 =4.59X23=105.57 取 106a1 = 133mm(4)幾何尺寸計算1)計算中心距mn1(Z1 +Z2)2 M (23 +106)a1

22、一R-門 mm2cos 2xcos14°P =14o515"=132.95mm將中心距圓整為133mm2)按圓整的中心距修正螺旋角計算及 說明結 果mmm(Zi +Z2)2x(23 +106)1戶=arccos=arccos =14 5152ai2 X133因P值改變不多，故參數(shù) 、，Kp , ZH等不必修正3) 計算大小齒輪的分度圓直徑oo -_'._''d1 =Z1mli/cosP =23X 2/cos 14 515=47.4 mm 取整 47mmd2 = Z2m1 /cos P =106 x 2/ cos 14o515=218.5. mm 取整

23、 219mm4) 計算齒輪寬度b| =41ddi=0.8 x 47.4mm=37.6mm圓整后取 B2 =35mm , B1 =40mm5)結構設計由ev 2 mh ,小齒輪做成齒輪軸，由160mm<da2<500mm ,大齒輪米用腹板式結構2.低速級齒輪傳動設計(1)選擇材料、精度及參數(shù)a.按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b.選用7級精度(GB10095-85)c.材料選擇小齒輪：40Cr (調質)，硬度為280HBS大齒輪：45鋼(調質)，硬度為240HBSd.初選小齒輪齒數(shù) Z3=24 , Z4 =Z3i2 =24 X 3.28=78,7e.選取齒寬系數(shù)%=1.0(2)按

24、齒面接觸強度設計按卜式試算d1 =47mmd2 = 219mmb1 = 37.6mmB2 =35mm ,B1 =40mm小齒輪做成齒 輪軸，大齒輪 采用腹板式結 構小齒輪：40Cr (調質)，硬度為 280HBS大齒輪：45 鋼(調質)，硬度 240HBSZ3 =24,Z4 =78*d2=1.0計 算 及 說 明結 果word文檔可自由復制編輯見+1 2、u2 lH LKt2=1.3l3=173.47N mZe =189.81MPa2二 H lim3 =670MPa ,二 Hlim4 =610MPaN3 = 1.54 X3108N4 =4.84 X 107KHN 3 =0.97，KHN 4 =

25、1.06I：H L =649.93MPal；H L =646.6H 4MPad3t =68.2mm1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a.試選 Kt2=1.3b.確定小齒輪傳遞的轉矩 T3 =TIII =173.47 N m5=1.73x 10 N mm1c.查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù) Ze=189.8 MPa2d.查圖表（P圖10-21d ）得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlm3 =670MPa ,仃him =610MPae.由式確定應力循環(huán)次數(shù)N3 =60n3jLh=60X 175.48X1 X 14600=1.54 X 108 0O J IIN4 = N3 /3.18=6.373X 108

26、/3.18=4.84 X 107f.查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3=0.97, Khn4=1.06g.計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式得Lh 1=0.97 * 670MPa=649.9MPabH 14=1.06X610MPa=646.6MPa2）計算a.由式試算小齒輪分度圓直徑d3t ,代入bH】中的較小值kH 4=646.6MPa 得計算及 說明結 果111.3x1.73x105 3.28 +1/189.8=2.32父 31 mm113.28 1646.6）=68.2mmb.計算圓周速度V3V3 =Jid3tnIH /60X1000=3.14

27、X 68.2 X 209.2/60000m/s=0.75m/sc.計算齒寬b3b3 =句 2d3t =1 x 68.2 mm=68.2mmd.計算模數(shù)、齒寬高比模數(shù) mt2 = d3t/Z3=68.2/24mm=2.84mm齒高 h3=2.25g2=2.25 X 2.84mm=6.39mm貝U b3/h3=68.2/6.39=10.7e.計算載荷系數(shù)使用系數(shù)Ka=1.25根據(jù)V3=0.75m/s , 7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數(shù) KV2=1.02 ,直齒輪KHo2=KFa2=1 ,由 心2=1 和 b3=68.2mm , 查表 10-4 得 KH=1.312由b3/h3=10.

28、7 和 KHP2 =1.292 查圖表（P 圖 10-13）得 Kf 色=1.312故根據(jù)式 K2 = KaKvKho2KH 也得 K2=1.59f.按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。由式d -dtJ KKt信 d2=dt23i=72.9mm、Kt2V3 =0.76m/sb3 =68.2mmmt2=2.84mmKa=1.25V3 =0.75m/sKV2=1.02KHq（2 = KFq（2=1“2 =1.312Kf 02=1.352K2=1.59d2 =72.9mmm2 =3.04mmword文檔可自由復制編輯計 算 及 說 明結 果word文檔可自由復制編輯g.計算模數(shù)m2m2 = d3/

29、Z3 =72.9/24mm=3.04mm(3)按齒根彎曲強度設計計算公式為m2 -1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值二 FE3 =500MPa二 FE4 =380MPaKfn 3 =0.892Kfn 4 =0.92S2 =1.4a.查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限crFE3=500MPa ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限crFE4 =380MPa 。b.查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.892, Kfn4=0.92由式計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S2=1.4 ,MPaKN " limS上 H L = 249.71MPaK2=1.72c.計算載荷系

30、數(shù) K2。由式K =KAKVKFaKFpYF?3=2.65KHN3 lm3 =0.892 500/1.4MPa =318.57MPa S0=KHN4<ylim4 =0.92 m380/1.4MPa =249.71MPa4 SYF ： 4 =2.22d.查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得8=2.65 YF04 =2.22Ys： 3 = 1.58e.查取應力校正系數(shù)。查圖表（ P表10-5）得丫3=1.58,Ys：4=1.77Ys.4=1.77f.計算大、小齒輪的 丫喙，并加以比較得(=1.25 X 1.02 X 1 X 1.352=1.72Yf Y 31 F _.3 1 S _.3YF

31、 ：4YS：4F I4尸 苫=2.65 X 1.58/318.57=0.013143=2.22 X 1.77/249.71=0.015746大齒輪的數(shù)值大m2 = 3mm2）設計計算m2 一0.0157346mm=2.45mm3 2 1.72 1.73 105；1.0 242由以上計算結果 對比，由齒面疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)，取mn=3mm,已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強 度算的分度圓直徑d1=74.14mm來計算應有的齒數(shù) 計算應有的齒數(shù) 得Z3 = d3 / m2 =72.9/3=24.3 取 Z3 =24 ,貝

32、U Z4 = U2Z3 =3.28 X 24=78.7 取 z=78（4）幾何尺寸計算1）計算中心距ml2（Z3 Z4）a2 = -=3X （ 24+78） /2 mm=153mm2圓整后得3=1532）計算分度圓直徑d3 = m2Z3 =3 24 mm=72mmd4 = m2Z4 =3 78 mm=234mm3）計算齒輪寬度Z3=24,Z4 =78a2=153j =72mmd4 =234mmB3 =75mm ,B 4 =70 mm齒輪3做成此 輪軸齒輪4采用腹 板式結構b3 =* 2d3 =1.0 x 72mm=72mm計算及 說明結 果取 B3 =75mm , B4 =70 mm 3445

33、）結構設計由ev 2叫1,齒輪3做成齒輪軸，由160mm< da2<500mm ,齒輪4采用腹板式結構Ft1 =813.0NFr1 =305.1 NFa1=204.2N模數(shù)齒數(shù)分度圓直 徑中心距高速級小 齒輪4022347133高速級大 齒輪35106219低速級小 齒輪7532472153低速級大 齒輪7078234七、軸的設計1高速軸的設計已知 PI =3.96 kw , nH =960r/min=39.39 N m T1 =TII /2 =19.7N m1.求作用在齒輪上的力Ft1 1=2X19.7X10 X cos14 515 /47N=813.0N匚Ft1 tana n“

34、 tan200Fr1 -o -813.0M0 ' “ N=305.1 NcosPcos14o515Fa1 = Ft1tan P =813.0父 tan14o5'15''N=204.2Nword文檔可自由復制編輯計 算 及 說 明結 果圓周力Ft1,徑向力Fr1及軸向力Fa1的方向如圖所示A0II =110d2=18.52mmKa =1.5TcaII =59.69N mdII min =32mm1.初步確定軸的最小直徑。先按式d之人患 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r,調質處理。查圖表（表 15-3 ）, 取AII=110 , 得Pi3.96diim

35、in =Aoii 3 =110 3mm=17.64 mm nIIV 960該軸直徑dw 100mm有一個鍵槽，軸頸增大5% 7%,安全起見，取軸頸增大 5%!Ud2min =1.05 d2min' =1.05 17.64 = 18.52mm輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩公式為KaT （11）查圖表（P351 表 14-1）,取 Ka=1.5 ,則 TcaII =1.5X 39.39 N m=59.69 N m根據(jù)TcaII =213.71 N m及電動機軸徑D=38 mm ,查標準 caGB4323-84,選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器

36、的孔徑Li=84mm。確定軸最小考2.軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng):分d d II min析比較，=32mm選用如圖所匯尺的裝配方7dI jj =32mmdu _m =36mmdIV _V = dVIII _X=43mmdw -vii =42mmdIII _IV = dIX -X=40mm深溝球軸承6008II _jj =58mmLv_vi Lvii _vm=6mmLv_vi Lvii _viii=40mmIII .III =55mmLIII 川=LIX。27mmIIIIIIIV VVIVIIVIII IXX根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)聯(lián)軸器采用軸肩定位，I-II段d

37、I=32mm ,由式h= (0.07-0.1)d ,取 dII=36mm , LI=58mm2)初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速*由轉速較高， 載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)dII=37mm ,查GB/T276-1994初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承 6008, 其尺寸為 dXDX B=40mm x 68mm x 15mm , 故dIIIV =dIX)=40mm 取 dIV _v = CVIII * =43mmLIV X = LVIII =6mm取 dvI -VII =42mm , Lv m = L q川=40mm4)由指導書表4-1知箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離L1 =6

38、 + C1 +C2 +(58) mm ,取 L1 =42mm ,采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為30mm,到聯(lián)軸器的距離為 25mm,則 LII 川=55mm)di=32mm半聯(lián)軸器長度L=82半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度word文檔可自由復制編輯計 算 及 說 明結 果計算及 說明結 果 -. 一5）取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為ai=12mm,大齒輪2和2與齒輪3之間的距離 c=10mm,滾動軸承端面距箱體內(nèi)壁§ =8mm則L=B+S+a-（Liv* -Bi）-26=15+12+8-2-6=27mmL IX _x = L iii _iv =27 mmLvi -VII =B3+2c5

39、=95mm（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按dIdJ=32=mm , LI _jj =58mm 查圖表（P106 表 6-1）選用鍵 b 父 h 父 l =10mm x 8mmX50mm 。滾動軸承與軸的周向定位米用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（表15-12）,取軸端倒角為1.5X 45°,各軸肩處圓角半徑為 R1（二）中速軸（III軸）的設計已知 P川=3.80 kw , T川=173.74 N m , n川=209.2r/min1.求作用在齒輪上的力Ft2 =Ft1=813.0 N ,Fr2=Fr1=3

40、05.1N , Fa2= Fa1=204.2 N1211ri 211a2a i匚2TiiiFt3 =2X 173.47/0.072N=4818.6Nd3Fr3 = Ft3tan200=1753.8N軸上力的方向如卜圖所示Lvi -vii =95mm鍵bx hxl =10mm x 8mm x50mm倒角為1.5 X45。,各軸肩處圓角半徑為R1Ft2 =813.0 NFr2 =305.1NFa2=2.4.2 Na 2Ft3=4818.6Nt 3Fr3=1753.8Nword文檔可自由復制編輯% =110dill min =30mm.初步確定軸的最小直徑根據(jù)式(10)初步確定軸的最小直徑，選取軸的

41、材料為45鋼，調質處理。查圖表(P表15-3),取Aoiii =110 ,于是得dill min -110X3.80mm=28.9mm 。該軸的最小直徑為安裝軸承209.2di=dvil _V|處的直徑，取為d川min =30mm3.軸的結構設計40mm(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖dll Mil= dVI -VII=43mmVIIVIII(2)確定軸的各段直徑和長度dill -JV = dV-VI50mmLii - Lvii mi421）根據(jù) d川 min =30mm 取 d=40mm ,貝U dV11Ml=40mmLII -Ill = LVI -VII軸承與齒輪2, 2之間采用套筒定位

42、，取d1|國=cIvi -vii =43mm ,=33mmlii -hi =LV1yli =35-2=33mmLIII -IV=10m計算及 說明結 果齒輪2與齒輪3之間用軸肩定位，取d. |V = dv V| 50mm ,III _LVV -VI7LIII _LV = Lv JVI =10m四輪3米用齒輪軸，Liv jv = B3=75mm2）初步選擇滾動軸承由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II相對于機座固定，故初步選取0組游隙，0級公差6208軸承，其尺寸為dXDXB=50mmx 90mm x 20mm ,由 a!=12mm, S| =10mm 取 a2=12mm , S2 =10mm ,

43、則Li jj = Lvii jviii =42mm選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為36mm3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵型鍵連接diii =dvi-vii =43mm , B2 =35mmLIIII = LVI -VII =33mm查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為II-III 段及 VI-VII 段鍵：bx h x L=14mm x 9mm x 40mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2）,取軸端倒角為1.0X 45°,各軸肩處的圓角半徑為R1三）低速軸（軸IV）的設計已知 PV =3.65kw

44、, TIV =547.21 N m , nIV =63.7r/min1.求作用在軸上的力Lviii =75mm 滾動軸承6208 軸承 軸承端蓋的總 寬度為36mmII-III 段及VI-VII 段鍵：b xhXL=14 X9 x 40mmFt4=10541.8NFr4=3836.9NA01V =110Ka =1.5Tcaiv =2529.9N m輸出選HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器dIV min =65mmdviiiX =45mmdvii jiii =52mmLviiix =82mm選深溝球軸承 6211d dI 4IVI -VII=55mmdun =dV，i=62mm , LI 4I =28mmL

45、vimi =16mmdIII _|V =65mmF = Ft3=4818.6N Fr4 = Fr3=1753.8N t t31132 .初步確定軸的最小直徑按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖表（P表15-3）取A01V =110,于是得,。365、一一一，、，div min >110X 3fmm=42.4mm 。該軸的取小直徑為安裝聯(lián)軸,63.7器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)式（11）,查圖表（P表14-1）,取Ka=1.5 ,則T；aiv =1.5 X 547.21 N m=820.8 N -m根據(jù)TcaIv =820.8 N m,查標準 GB50

46、14-85 （指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL6型彈性柱銷 聯(lián)軸器。選取軸孔直徑 d=45mm ,其軸孔長度L=84mm ,則軸的最 小直徑 div min =45mm3 .軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)比較，選取如下圖所示的方案IIIIII IVV VI VIIVIII IX（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取dVIII3=45mm ,為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h= （0.07-0.1） d,取dVII MI =52mm ,聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19）,取 D2 =55mm , L1

47、11Tx =82mm計算及 說明結 果2）初步選擇滾動軸承根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6211 ,其尺寸為 dXDX B=55mm x 90mm x 18mm 故 dI _u =dviM =55mm3）軸承一端米用套筒定位，一端米用軸肩，取dII=dVj=62mm,L=28L/ui=16mm4）根據(jù)軸頸查圖表（P表15-2,指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段dm jv =65mm ,齒輪采用軸肩定位，根據(jù)h= （0.07-0.1 ） d取h=7.5mm , 則 div _v =79mm ,軸環(huán)寬度 b > 1.4h=1.4 x7.5mm=9.8mm ,取

48、LIV _V = 10mm5）查圖表（指導書表 13-21）,已知 B4=70mm。 LIII jV =68mm ,6）根據(jù)軸II,軸III的設計，取滾動軸承與內(nèi)壁之間的距離S3=12mm,則 LII=S3 + 1 + B2 +C+2.5-10=（12+14.5+30+10+2.5-10） mm=58mmLv 乂 = S3 + a2 + B2 +C+2.5-16-2-10=（10+14.5+30+10+2.5-10-10-2） mm=46mm6）根據(jù)箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離L1 =57mm ,及S3=12mm,B=45mm ,根據(jù)指導書表選擇凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為30mm ,軸承

49、蓋與聯(lián)軸器之間的距離為S蓋聿=25mm則LVII力川二48mm3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)dIII _|V =65mm , LIV'V =68mmdvm 取=45mm , LVm 人=82mmdIV_V =79mmLIV _V = 10mmLIII _|V =68mmLIIII =58mmLV _VI =46mm軸承蓋的總寬 度為30mmLVII _VIII =48mmIV'-IV 段選 C 型鍵：bxhxL=22 X 14 X100mmVIII-IX 段：bX h X L=20 X 122 100mm取軸端倒角尺 1.6X 450計算及 說明結 果查圖表（P表6-1）得IV'-IV 段選 C 型鍵：bxhx L=18mm x 11mm x 63mmVIII-IX段：bx hx L=14mm x 9mm x 70mm滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（表15-12）,取軸端倒用尺寸為 1.6X 45j牛出上回用Ri =Rvi ;=R/ii = R/iii =1.0mm, Ri=RIV = RV =1.6mm八、軸的校核低速軸的校核齒輪上的作用力：F = F =4818.6NFr4 = Fr3=1753.8Nr11再由下圖求出軸承對軸的作