機械設計課程設計

1、1、設計題目：傳送帶的初始拉力為2500N,傳送帶卷筒的直徑為400mm,滾筒線速度為1.30m/s,減速器為中批量生產(chǎn)，應用于礦山廢料的運送，受中等沖擊，機器要求最短使用時間為8年（每年按300天計算），每天兩班制，試設計該減速器.傳動方案可參考下圖2、設計參數(shù)：傳動帶初始拉力F=2500N滾筒線速度V=1.3m/s傳送帶卷筒直徑：D=400mm3、設計內(nèi)容：一）設計計算1 .電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算；2 .傳動零件的設計；3 .軸的設計；4 .軸承及其組合的選擇及校核；5 .箱體、潤滑及附件的設計；二）圖紙的繪制減速器裝配圖繪制，高速級齒輪零件圖。三）編寫課程設計說明書一

2、、電動機的選擇1、類型選擇電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列封閉式三相異步電動機。2、功率選擇（1）確定電動機效率Pw按下試計算FVPW二1000w式中Fw=2500NV=1.3m/s工作裝置的效率考慮帶卷筒器及其軸承的效率，還有數(shù)據(jù)選擇和其他誤差的情況，因此取w=1帶入上式得FV1000w25001.310001=3.25kw（2）選擇電動機的類型根據(jù)電動機的輸出功率功率Pw式中“總為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由式“總=，%a3由表2-4可查得：聯(lián)軸器傳動效率,=0.99；齒輪傳動效率“2=0.97（8級精度一般齒輪傳動）滾動軸承效率刈3=0.99；3則”總=0.9（考慮到誤

3、差關系和計算方便問題）所以電動機所需工作功率為Pw3.25Pd=3.61kwd總0.9考慮到誤差關系P-pd=3.61kw按工作要求和工作條件查找【2】表2.1中選用Y132M1-6型號三相異步電動機，其數(shù)據(jù)如下：電動機額定功率P=4kw;同步轉速為1000rmin;滿載轉速nm=960rmin；電動機軸伸出端安裝長度為80mm;電動機軸伸出端直徑為38mm;二、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、總傳動比i總為其中：ih為高速級傳動比;il為低速級傳動比。運輸機轉速:nw601000V60二D10001.3cccrr./min=62.07二400總傳動比:|總nmnw960,15.4762.07

4、2.分配傳動比ih=1.25i口=(1.21.3)i"i總ih*ilii=3.52ih=4.43 .確定齒輪齒數(shù)高速級齒輪組：小齒輪：Z1=24(估)大齒輪：Z2Vziu244.4-105.6整圓Z2=106低速級齒輪組:小齒輪：Z3=28(估)大齒輪：Z4=Z3=283.52=98.563整圓Z4=99校核數(shù)據(jù)：ih實106=4.412499Z3=99=3.53628i總實=ih實小實=4.41,3.536=15.594運輸機的轉速:"黑=61.5624 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸的轉速高速軸轉速：n=nm=960rmin中間軸轉速：nnQ二960ih實一4

5、.41-217.687r.min低速軸轉速nmI總實960=61.562rmin15.594卷筒轉速：n卷筒nn摟=ni|=61.562r/min(2)各軸的輸出功率：高速軸I的輸入功率：P|=P=4x0.99=3.96kw中間軸II的輸入功率：Pii=P*i2=40.990.97=3.84kw低速軸III的輸入功率：%二P1；=40.990.972=3.73kw卷筒的輸入功率：隹筒=P；3=40.9920.9720.99=3.61kw(3)各軸轉矩：高速軸輸入轉矩：R3.96T=9550，=9550-39.394NmnI960中間軸輸入轉矩：Pi3.84一T=9550=9550168.462

6、Nmnn217.687低速軸輸入轉矩：P,3.73Tm=9550上=9550-578.628Nmnm61.562卷筒輸入轉矩：Ph筒361一T卷筒=9550*=9550560.013Nmn卷筒61.562c-Pc-4ccT電動機=9550一=955039.792Nmnm960由以上數(shù)據(jù)得各軸運動及動力參數(shù)表：軸名功率P/kW轉矩T(Nm)轉速n：'(rmin)電機軸439.7929601軸3.9639.3949602軸3.84168.462217.6873軸3.73578.62861.562卷筒軸3.61560.01361.562三、高速級齒輪的設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒

7、數(shù)(1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。(3)材料選擇。由【1】表10-1選擇齒輪材料：小齒輪材料為40Gr(調(diào)質(zhì))，硬度為260HBS;大齒輪為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為220HBS二者材料硬度差為40HBS(4)根據(jù)上一步的設計計算中得到高速級齒輪組齒數(shù)：小齒輪齒數(shù)乙=24(彳t)大齒輪齒數(shù)Z2=1062、按齒面接觸強度設計(1)設計準則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。(2)按齒面接觸疲勞強度設計，即dtKT:U一1(ZeU二h(3)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.4(估)計算

8、小齒輪傳遞的轉矩(PI=3.96kwnI=960r/min)丁9.55106PTi二n：二9.551063.96一960=3.94104Nmm按軟齒面齒輪非對稱安裝，由【1】表10-7選取齒寬系數(shù)d=1由【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1Ze1=189.8MPa2D由1】圖10-21d按齒面硬度查得:小齒輪的接觸疲勞強度極限:二Hliml=600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa(4)計算應力循環(huán)次數(shù)(nI=960rminj=1ih實=4.208)N1=60nIjLh=609601(830016)=2.212109Ni*實2.2121098=5.016104.41(5

9、)由【1】圖10-19取接觸疲勞壽系數(shù)命"1=0.93Khn2=096(6)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，取安全系數(shù)S=1二HiKHN1-Hlim1s=0.93600MPa=558MPaKhN2"-Hl1m2=0.96550MPa=528MPaS(7)試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入仃H中較小的值:d1t-2.323KT1u1(ZE)2du二H=2.3231.4x3.94父104乂5.208父八89.8'j4.208528=47.934mm3、試計算小齒輪模數(shù)m1(1)計算圓周速度V1Vi二d1t601000二47.9349606010002.408m.s(

10、2)計算齒寬b1b1=Rd1t=147.934=47.934mm(3)計算齒寬與齒高之比模數(shù)：bi.hi齒高:mtiditZ47-934=1.997324n=2.25加1=2.251.9973=4.49mmbihi47.9344.49=i0.676(4)計算載荷系數(shù)K根據(jù)Vi=2.408m/s8級精度，查【i】圖i0-8得動載系數(shù)KV=i.i5因為該齒輪傳動為直齒輪，所以齒間載荷分配系數(shù):Khe：Kf：.=1由【i】表10-2查得使用系數(shù)Ka=1由【1】表10-4用插值法查8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時:Kh-1.45380-47.93447.934-40=1.463-KhiKH=1.4

11、50bi由=10.676KHpV.450隹【1】圖10-13得Kf-：=1.41故載荷系數(shù)：K=KaKvKh：Kh；.=11.151.4531=1.67(5)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑did1=d1t3k/Kt1.67=41.23343.73mm,1.4(6)計算模數(shù)mim1d143.73"Zi-24=1.8224、按齒根彎曲強度設計<tfe1=500MPa；(1)由【1】圖10-20c查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限aFE2=450MPa；(2)由【1】圖10-18根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)N1=2.212109N2=5.016108取彎曲疲勞壽命系數(shù)

12、：KFN1=0.9,KfN2=0.95(3)計算彎曲疲勞許用應力;取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3,得(4)二F1KFNT-FE1KFN2；-FE2計算載荷系數(shù)K0.9500=346.154MPa1.30.95450328.846MPa1.3K=KAKVKF：KF：=11.1511.41=1.6215(5)查取齒形系數(shù)YFa1>YFa2和應力修正系數(shù)ra1、YSa2由【1】表10-5查得：YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.179YSa2=1.7542Sa2150-101101-1002.14-YFa2-YFa22.18150-101_101-1001.83Ysa2-Ysa21

13、.79YFaYsa(6)計算大、小齒輪的產(chǎn)F并加以比較;小齒輪:YFaYsa12.651.58二F1346.154=0.0121大齒輪:2.1791.7542328.846=0.0116將數(shù)值較大的一個代人公式計算:321.62153.941040.0121Z1=d143.73m.1.5-301242=1.39對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m1大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.21并就進圓整為標準值m1=1.5接觸強度算得

14、的分度圓直徑d1=43.73mm,算出大小齒輪齒數(shù)：Z2=iZ=4.41x30=132.3這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算(1)計算分圓周直徑d1、d2d1=z1ml=301.5=45mmd2=z2ml=1331.5=199.5mm(2)計算中心距d1d2a1=-=(45199.5)/2122.25mm2(3)計算齒輪寬度b=4；dd二145=45mm取B2=45mm.B1=50mm6、其他參數(shù)計算,*.一、一.*ha為齒頂圖系數(shù)ha=1*一一c=0.25*.一一c為頂隙系數(shù)模數(shù)m1=1.5中心距a1=117.

15、75mm兇頂同ha=ha*rrii=11.5=1.5齒根高hf=(h；c*)m=(10.25)1.5=1.875齒頂圓直徑：da1=d12h3ml=45211.5=48mm*da2=d22ham1=133211.5=136mm齒根圓直徑：df1=d1-2hf=45-21.875=41.25mmdf2=d2-2hf=133-21.875=129.25mm7、高速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表:名稱符號結果（mm模數(shù)m11.5分度圓直徑d1d245199.5齒頂圓直徑da1da248136齒根圓直徑df1df241.25129.25中心距a1122.25B1B250458、齒輪的結構設計小齒輪1由于

16、直徑較小，采用齒輪軸；大齒輪2的結構尺寸按【2】表3.11和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如下表：由于da2=237mmE500mm選擇鍛造齒輪代號結構尺寸計算公式結果（mm輪轂處直徑D1D1=1.6ds68.8輪轂軸向長度LL=(1.21.5)ds664.5倒角尺寸nn=0.5m10.75齒根圓處厚度仃0仃0=(2.54)門4.5腹板最大直徑D0D0df2-2仃°114.25板孔分布圓直d2D2=0.5(D0+D1)91.525板孔直徑d1d1=0.25(D0-D1)11.36腹板厚度CC=0.3B213.5四.低速級齒輪的設計1、齒輪強度計算（1）選擇材料確定極限應力I10-1選擇小齒

17、220HBs二者材因為該減速器可以由一般規(guī)模廠生產(chǎn)，選擇8級精度傳動。由【1】輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBs大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為料硬度差為40HBS（2）在前一步設計計算中得到低速級齒輪組的齒數(shù)：小齒輪齒數(shù)z3=28；大齒輪齒數(shù)z4=99。2、按齒輪面接觸強度設計（1）設計準則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。按齒面接觸疲勞強度設計，即d3t-2.323KT2'd(ZHE)2（2）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.4（估）。計算小齒輪傳遞的轉矩9.55106Pi12=n_9.551063.84一217.687=1.684105Nmm

18、按軟齒面齒輪非對稱安裝，由【11】表10-7選取齒寬系數(shù)d1o由【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1Ze2=189.8MPa2由【1】圖10-21d按齒面硬度查得:小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim3=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限0Hlim4=550MPa。(3)計算應力循環(huán)次數(shù)(nII=217.687r/minj=1成=3.393)N3=60n-jLh=60217.6871(830016)=5.016108N485.016104.41=1.13710(4)由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3=0.96Khn4=0.98(5)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，取安全

19、系數(shù)S=1UH3=KHN3sHiim3=0.96600MPa=576MPaK入4=Hlim4=0.98550MPa=539MPaS(6)試算小齒輪分度圓直徑d3t，代入2H中較小的值。d3t=2.323KT2u1.Ze-(：,Jdu二H1.4M1.607M105J.393/189.8'2.X.XII3.393539=76.69mm3、計算小齒輪的模數(shù)m33(1)計算圓周速度V3V3=二d3tn601000二二76.69228.137一601000=0.92m,s(2)計算齒寬b3b35dd3t=1父76.69=76.69mm(3)計算齒寬與齒高之比b3h3模數(shù):mt3d3tZ376.6

20、9二28=2.74齒高:電=2.25mts=2.252.74=6.16mmb376.69h?=6.16=12.449(4)計算載荷系數(shù)K根據(jù)73=0.92m/s,8級精度傳動，由【1】第194頁圖10-8查得動載系數(shù):KV=1.10因為該齒輪傳動組為直齒輪，所以齒間載荷分配系數(shù):KKf：=1由【1】表10-2查得使用系數(shù)Ka=1由【1】表10-4用插值法得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時:=Kh=1.46280-76.69_76.69-40由b3=12.449h31.463-KH一："KH；-1.450KhP=1.462查1第198頁圖10-13得Kf：=1.42故載荷系數(shù)K=K

21、aKvKhKh：.=11.11.4621=1.608(5)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d3d3=d3t3K=70.2731.608=73.56mmKt'1.4(6)計算模數(shù)m3m373.5628=2.6274、按齒根彎曲強度設計(1)由【1】圖10-20C查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限<rFE3=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限<jFE4=450MPa；(2)由11】第206頁圖10-18根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)N3=2.63108N4=7.75107取彎曲疲勞壽命系數(shù)：Kfn3=0.95,Kfn40.97(3)計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3,得

22、-F3_KfN3；=FE3一S=09詈2"85Mpa二F4KFN4；-FE4S0.97450335.769MPa1.3(4)計算載荷系數(shù)KK=KaKvKf：,K一=11.111.42=1.562(5)查取齒形系數(shù)*a3、YFa4和應力修正系數(shù)Y$a3、Y$a4由【1】表10-5查得：YFa3=2.55100-95_95-902.18-YFa4、Fa4一2.20100-95_95-901.79-YSa4-Ys34-1.78YSa3=1.61=YFa4=2.19=%=1.785(6)計算大、小齒輪的°F并加以比較;小齒輪:YFa3YSa32.551.61Fa3Sa3=0.011

23、2二F3365.385大齒輪：YFa4Y$a4二F42.191.785335.769=0.0116將數(shù)值較大的一個代人公式計算:0.0116321.5621.607105,1282=1.95對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m3大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.825并就進圓整為標準值m3=1.95接觸強度算得的分度圓直徑d3=73.56mm,算出大小齒輪齒數(shù)：Z一心尸56_38Z4=h實Z3=3.39338=129J1m31

24、.95這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算(1)計算分圓周直徑d3、d4dq=Zqmq=381.95=74mm333d4=z4m3=1291.95=251.6mm(2)計算中心距d3d4a2=324=(74251.6)/2=162.8mm(3)計算齒輪寬度b=idd3=174=74mm取B4=74mm；B3=80mm。6、其他參數(shù)計算一*ha為齒頂圖系數(shù).*ha=1a*C=0.25*一一c為頂隙系數(shù)模數(shù)m3=1.95中心距a2=162.8mm齒頂局ha=、*m3-11.95=1.95一、，.*兇根局hf=(hac)

25、mh=(10.25)1.95=2.44齒頂圓直徑：*da3Vd32r1am3V741.9511.95=77.7mm*da4=d42ham3=251.61.9511.95255.4mm齒根圓直徑：df3=d32hf=74-1.952.569.125mmdf4=d4-2hf=251.6-1.952.5=246.725mm7、高速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表：名稱符號結果（mm模數(shù)m31.95分度圓直徑d3d474251.6齒頂圓直徑da3da477.7255.4齒根圓直徑df3df469.125246.725中心距a?162.8B3B480748、齒輪的結構設計小齒輪3由于直徑較小，采用實體齒輪；

26、大齒輪4的結構尺寸按【2】表3.11和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如下表：由于da4=255.4mm<500mm選擇鍛造齒輪代號結構尺寸計算公式結果（mm輪轂處直徑D1D1=1.6ds105.6輪轂軸向長度LL=(1.21.5)ds99倒角尺寸nn=0.5m30.975齒根圓處厚度仃0仃。=(2.54)m37.8腹板最大直徑D0D°=df4-2。231.125板孔分布圓直徑D2D2=0.5(D0+D1)168.36板孔直徑d1d1=0.25(D0-D1)31.38腹板厚度CC=0.3B422.2五、驗證齒輪傳動組中心距驗證兩組齒輪設計是否合理:a2=162.8mm大于a1=117.

27、75mm設計符合要求。兩組齒輪組的數(shù)據(jù)如下:高速級低速級齒數(shù)z3012738129中心距a（mm）117.75162.8模數(shù)m(mm)1.51.95齒如b(mm)45507480分度圓直徑d（mm）45190.574251.6六、軸的設計在兩級展開式減速器中，三根軸跨距應該相等，而中間軸跨距確定的自由度較小，故一般先進行中間軸的設計，以確定跨距。（一）中間軸II的設計1、選擇材料及熱處理方式因中間軸是有兩個齒輪，而該軸的材料應該和硬度高的齒輪材料一樣。即和小齒輪3的材料一樣同為45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS2、初步計算軸的最小直徑dmin按扭矩-扭轉剪切強度公式計算最小直徑dmin:PI

28、I=3.84kwnII=228.137nin由【1】表15-3查選A0=100（由于無軸向載荷A。取較小值，Ao=11297）PII,3.84dmin-A03=100325.63mm；nH228.137該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%,取dmin=26.4mm此軸的最小直徑dmin即安裝在軸端處的深溝球軸承直徑d1，由【2】表5.9選取深溝球軸承的型號，既：6208d=40mmda=47mmB=18mmd2=d12(12)=4021.5=43mmh=(0.070.1)d2=0.0843=3.44mmd3=d22rl=4323.44=49.88mmd4=da=47mm4、計算各段軸的長度li=B

29、(35)(1015)10=184810=40mm12 =B2=45mm13 =15mm(估)14 =(1015)(35)=123=15mm15 =B3=80mm16 =B=18mm5、彎扭合成強度條件校核計算(1)軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的深溝球軸承6208,可知它的載荷中心，也可為軸承寬的中心。l6l2L1=1(35)(1015)10184531310=57.5mm22l2l54580L2二一l3一二15=77.5mm223222l5l68018L3=-l4=-15=64mm2222L=L1

30、L2L3=57.577.564=199mm(2)計算軸上的作用力及受力圖由于該減速器的齒輪組齒輪是一般的直齒圓柱齒輪，其壓力角05一一:-20Tii=1.6110Nmm2T2161105齒輪2:Ft2=2TL=2=1690.3Nd2190.5Fa2齒輪3:Ft352Tli21.61105=4351.4Nd374Fr3=Ft3tan：二4351.4tan200-1583.8NFa3=0(3)計算出支反力繞支點B的力矩和MMBZ=0得：Raz*LFr3人-Fr2(L2L3)=0即Raz1991583.864-615.2(77.564)=0Raz-90.9Nmm繞支點A的力矩和MMAZ=0得：RbZ

31、*LFr2L1-Fr3(L2L1)=0即Rbz199615.257.5-1583.8(77.557.5)=0Rbz=877.7Nmm校核：、Z=RazFr3-Fr2-RBZ=-90.91583.8-615.2-877.7=0計算無誤繞支點B的力矩和MMBY=0得：Ray<-Ft2(L2L3)-Ft3叱3=0即Ray199-1690.3(77.564)-4351.464=0Fr2=Ft2tan：=1690.3tan20°=615.2N繞支點A的力矩和MMAY=0得：Rby«L-Ft2.L1-Ft3(L2L)=0即Rby199-1690.357.5-4351.4(77.5

32、57.5)Rby-3348NmmY-RAYRBY-Ft2-Ft=26943348-1690.3-4351.4=0計算無誤(4)合彎矩因為MCZ-RAZL1MDZ=RBZL3Mcy=RAYLiMdy=RBYL3所以MC=MCZMCY22=.(RAZ11)(RAY*Li)129=(-90.957.5)(269457.5)=152297.6NmmMD=,MDZMDY-(RBZL3)之(RBY<3)222(877.764)(334864)=238818.4Nmm比較Md與Me，則Md比Me大，D點為危險截面點。(5)彎扭合成根據(jù)公式二ca2Mmax(二T)2W"J其中：=0.6TII=

33、1.61105NmmW由【1】表15-4選擇無鍵槽二d333_W=0.1d=0.1da=0.147=10382.332b】由【1】表15-1選擇匕.1-70MPa所以22Md（二T2）：ca二W:22_238818.4（0.6161000）10382.3=24.8MPa_70MPa滿足強度設計條件要求。（二）高速軸I的設計由于該軸為齒輪軸，所以該軸的材料與齒輪1的材料同為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS1、按扭矩-扭轉剪切強度公式計算最小直徑dmin:Pi=3.96kwn=960.min由【1】第370頁表15-3查選A0=100（由于無軸向載荷A取較小值，Ao=11297）。Pi,3.9

34、6dmin-A031=10036.42mm,ni.960該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%,取dmin=6.6mm此軸的最小直徑dm即安裝在軸端處的聯(lián)軸器直徑d5,由12】第115頁表6.8選取彈性柱銷聯(lián)軸器的型號，既：HL1Y型d1=20mmd2=22mmL=52mm驗證聯(lián)軸器是否符合要求：THL1遜=160Nm1=39.394NmnHL1gk=7100rmmnI=960rmm符合要求。由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應盡可能以較小值增加，因此，軸伸段聯(lián)軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑為：d4=24mmd1=20mm-dmin=6.42mm選取軸承時

35、，由【2】第95頁表5.9可得：深溝球軸承6206d=30mmda=36mmB=16mm2、計算各段軸直徑d1=d=30mmd2=d3=da=36mmd4=24mmd5=20mm3、計算各段軸的長度11 =B=50mm13 =B=16mm14 =L-(13li23.5)=199-(165023.5)=109.5mm15 =55mm16 =52mm(聯(lián)軸器軸孔端的長度)4、彎扭合成強度條件校核計算(1)軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點，因此可決定高速軸上齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的深溝球軸承6206,可知它的載荷中心，也可為軸承寬的中心。L1=131

36、11650222222'一=22,=55mmL2="12=-109.5-=142.5mm2222L=L1L2=55142.5=197.5mm(2)計算軸上的作用力及受力圖由于該減速器的齒輪組齒輪是一般的直齒圓柱齒輪，其壓力角、=20°TI=3.94104Nmm齒輪1Ft121d123.9410445-1751NFr1=Ft1tan：=1751tan200=637.3N(3)計算出支反力作用點及作用力的簡圖:水平方直彎距圖Fa2Ta!CV/Z/7/A合彎距圖扭距圖繞支點B的力矩和MMBZ=0得:Raz*LFr1人=0即Raz199637.3142.5=0Raz=-46

37、0.8Nmm繞支點A的力矩和MMAZ=0得:Rbz*L-Fr1<1=0即Rbz199-637.355=0Rbz=176.5Nmm校核：Z=RazFr1-Rbz=-460.8637.3-176.5二0計算無誤繞支點B的力矩和MMBY=0得:Ray*L1人=0即Ray1991751142=0Ray=-1266Nmm繞支點A的力矩和MMAY=0得:AlRbyL-Ft1*L1=0即Rby199175155=0Rby=485Nmm校核：'、Y=RayFt1-Rby=-12661751-485二0計算無誤(4)合彎矩因為Mcz=Raz*LMCY12所以Me=JmCz+mCy二,(Raz<

38、;1)2(Rby<2)2=J(-460.855)2(485142.5)2=72455.2Nmm(5)彎扭合成根據(jù)公式caMJ(:T)2W4_其中：二二0.6TI=3.9410NmmW由【1】表15-4選擇無鍵槽二d3333W=0.1d3=0.1d；=0.1523=14060.832由【1】表15-1選擇所以Mc2（：Ti）2_,72455.22（0.639394）2一14060.8=5.42MPa<70MPa滿足強度設計條件要求。（三）低速軸III的設計由于該減速器為展開式齒輪傳動，該軸有一個齒輪，所以該軸的材料與齒輪4的材料同為45鋼（正火），硬度為220HBS1、初步計算軸的最

39、小直徑dmin按扭矩-扭轉剪切強度公式計算最小直徑dmin:P川二3.73kwniii=67.241-min由【1】表15-3查選4=110（由于無軸向載荷A取較小值，Ao=126103）Piii,3.73dmin=A03110342mmnm67.241該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%,取dmin=43.4mm此軸的最小直徑dmin即安裝在軸端處的聯(lián)軸器直徑d1,由12】表6.8選取彈性柱銷聯(lián)軸器的型號，既：HL4Y型d1=45mmd2=48mmL=112mm驗證聯(lián)軸器是否符合要求：Thl4y®=1250Nm-Tin=529.759NmnHL4Y型=2800r/'mman川=

40、67.241r/mm符合要求。由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應盡可能以較小值增加，因此，軸伸段聯(lián)軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑為：d2=50mmd1=45mm-dmin=43.16mm選取軸承時，由【2】第95頁表5.9可得：深溝球軸承6211d=55mmda-64mmB=21mm2、計算各段軸直徑d1=45mmd2=50mmd3=d=55mmd4=d7=da=64mmd6=d72(12)=6421=66mmh=(0.070.1)d6=0.08685mmd5=d62h=6825=78mm3、計算各段軸的長度11 =60mm(估選)12 =B=21

41、mm13 =L-(B410I221.5)=199-(74102121.5)=72.5mm14 =112mm(聯(lián)軸器軸孔端的長度)4、彎扭合成強度條件校核計算(1)軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點，因此可決定低速軸上齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的深溝球軸承6211,可知它的載荷中心，也可為軸承寬的中心。1cB,2174L1-1310一=72.510130mm2222B,L7421L2=一21.5一二一21.5一二69mm2222L=L1L2=13069=199mm(2)計算軸上的作用力及受力圖由于該減速器的齒輪組齒輪是一般的直齒圓柱齒輪，其壓力角0_5

42、二=20T川=5.2910Nmm4442T252910齒輪1:Ft4=2TL=3437.7Nd4308Fm=Ft4tan：=3437.7tan200=1251.2NFa4=0(3)計算出支反力作用點及作用力的簡圖F'nviMviM12F'nviFNH1MHFNV1miIIHIIIDimminI5m；T繞支點b的力矩和MMBZ=0得:Raz*L-Fr4<2=0即Raz199-1251.269=0Raz=423.2Nmm繞支點A的力矩和MMAZ=0得:RbZ*LFr41=0即Rbz1991251.2130=0Rbz=828Nmm校核：'、Z=Raz-Fr4-Rbz=4

43、23.2-1251.2-(-828)二0計算無誤繞支點B的力矩和MMBY=0得:Ray一%(=0即Ray1993437.769=0Ray-1162.8Nmm繞支點A的力矩和MMAY=0得:Rby*L-Ft4，Li=0即Rby199-3437.7130=0Rby=2274.9Nmm校核：VY二RayFt4一Rby-1162.83437.7-2274.9計算無誤(4)合彎矩因為MCZ-RAZL1所以(5)彎扭合成根據(jù)公式MCYMc=MczMcy=.(Raz*Li)2(Rby*L2)2二.(423.2130)2(2274.969)2=167042.06Nmm-caMC2(-T)2其中：=0.6TII

44、I=5.29105NmmW由【1】表15-4選擇無鍵槽25004.7二d333W=0.1d=0.1d6=0.16332b】由【1】表15-1選擇匕.1-70MPa所以Mc2(：Tm)2二ca二W.167042.062(0.6-529404)225004.7=14.35MPa_70MPa滿足強度設計條件要求?？傃b草圖如下：(四)軸承的驗證4.1、 高速軸I的軸承的驗證(1)選用根據(jù)前面的設計可得知高速軸I兩個軸承選用的是深溝球軸承6206:Cr=19.5kNnI=960r/minEn軸承=9500r/min（該軸的轉速小于該軸承的極限轉速，符合選用要求)(2)驗算根據(jù)公式Lh10660*n其中：

45、Lh=83008=1920Oh根據(jù)公式:其中:P-fp,Frmaxfp由11】第321頁表13-6選才ifp=1.1ppFrA=.RAZ'RAY460.8212662=1347.3Nmm176.524852=516.12Nmm比較Fa和Frb的大小，選擇較大代入公式計算:P=fp嚀殖=1.11347.3=1482NmmLh=10660*nIP106X60144019.5父103:9977.654)=137760.7h-Lh=19200h壽命符合條件要求。4.2、 中間軸II的軸承的驗證(1)選用根據(jù)前面的設計可得知中間軸II兩個軸承選用的是深溝球軸承6208:Cr=29.5kNnH=2

46、2837/minn軸承=800min(該軸的轉速小于該軸承的極限轉速，符合選用要求)根據(jù)公式Lh10660n<PJ“C"其中：Lh=83008=19200h根據(jù)公式:P=fp'Frmax其中:fp由11】表13-6選擇pfp=1.1FrA-.RAZ'RAY22=.90.92694=2695.5Nmm%=.喏zRyh/877.7233482=3461Nmm比較Fa和Frb的大小，選擇較大代入公式計算:P=fp=1.12695.5=2965.5NmmLh=¥60nII106一<P)x60278.69329.5父10、3043.15,=54478.27

47、h_Lh=19200h壽命符合條件要求。4.3、 低速軸III的軸承的驗證(1)選用根據(jù)前面的設計可得知低速軸III兩個軸承選用的是深溝球軸承6211:Cr=43.2kNnIII=67.241r/minWn軸承=6000r/min(該軸的轉速小于該軸承的極限轉速，符合選用要求)(2)驗算根據(jù)公式Lh106。之Lh60,n<P)其中：Lh=83008=19200h根據(jù)公式:P=fp*Frmax其中:fp由11】表13-6選才ifp=1.1FrA=.Raz'Ray423.221162.82二1237.42Nmm=82822274.92=2420.9Nmm比較FrA和FrB的大小，選擇

48、較大代入公式計算：P=fp*FrA=1.12420.9=2662.99Nmm106fCr平Lh=_60*nHi<PJ106143.2x103'-60x67.28612662.99,=105746663h.Lh=19200h壽命符合條件要求。五、平健聯(lián)結的選用和計算中間軸II大齒輪處鍵的選擇(1)以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為43mm則在【2】表6.1選擇鍵的公稱尺寸為：bh=128t=5.0匕=3.3該鍵為一般鍵聯(lián)接(2)以轂寬選擇鍵的長度由前面的設計步驟可得該轂寬為63mm2】表6.1選擇長度L=63mm因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由

49、【型(圓頭)(3)校核由【1】第106頁，根據(jù)公式32T10Ikldp3其中：T=Tii=160.746103Nmmd=43mml=L-b=63-12=51mmk=0.5h=0.58=4mmbp】由【1】表6-2根據(jù)：軸、齒輪、鍵三者都是鋼材料、輕微沖擊，則【一L110MPap3_2Tii10:-p=kld_3_2160,74610一45143=36.65MPa_屋l-110MPap強度條件符合要求。中間軸II小齒輪處鍵的選擇(1)以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為47mm則在【2】表6,1選擇鍵的公稱尺寸為：bh=149t=5.5t1-3.8該鍵為一般鍵聯(lián)接(2

50、)以轂寬選擇鍵的長度由前面的設計步驟可得該轂寬為99mm70mm因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由參考資料【2】表6.1選擇長度LA型(圓頭)(3)校核由【1】，根據(jù)公式一一3,:2T10<1pkldp_3_其中：t=Tii=160.74610Nmmd=47mml=L-b=70-14=56mmk=0.5h=0.59=4.5mmkp】由【1】表6-2根據(jù)：軸、齒輪、鍵三者都是鋼材料、輕微沖擊，則tpL110MPa32Tii10二-二一pkld2160.7461035647=27.144MPa0】=110MPap強度條件符合要求。、低速軸III大齒輪處鍵的選擇(1)以軸的直徑大小選擇鍵的寬和高由前面的設計步驟可得該鍵處的軸直徑為64mm則在【2】表6.1選擇鍵的公稱尺寸為：bh=1811t=7.0ti=4.4該鍵為一般鍵聯(lián)接(2)以轂寬選擇鍵的長度由前面的設計步驟可得該轂寬為99mm80mmA型因為鍵的長度L要比軸段略小，即鍵的長度由【2】表6.1選擇長度L=(圓頭)(3)校核由【1】，