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机械毕业设计全套
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JX02-106@带式输送机设计毕业设计,机械毕业设计全套
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1 目 录 一、设计任务 3 二、 电动机的选择和计算 4 三、传动比 5 四、传动装置的运动和动力参数 6 五 、齿轮的设计计算 7 六、箱体的设计计算 11 七、二级圆锥 圆柱齿轮减速器轴的方案设计 13 八、轴承的校核 18 九、键的选择与校核 20 十、轴承的润滑及密封 22 十一、设计小节 23 一、设计任务 nts 2 带式输送机的原理是通过传动装置给皮带传替力 和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下： 带式输送机传动装置设计 1.原始数据和条件 1)推力 F=3800N ； 2)推头速度 V=0.8m/s； 3)工作情况： 两班制，常温下连续工作，空载起动，载荷平稳； 4)使用折旧期 10 年。 2.参考传动方案 二、 电动机的选择和计算 nts 3 1、 类型：按工作要求和条件，选用三相笼式异步电动机，封闭式结构；电压 380v， Y 型。 2、 容量： ,1000wdwaP FvPP Kw 工 作 效 率1000d aFvP 由电动机至运输带的传动总效率为 421 2 3 4 5a 其中 1 2 3 4 5, , , , 分别代表轴承、圆锥齿轮、圆柱齿轮、弹性联轴器、卷筒的效率。 查表 1，取1=0.98，2=0.99 3=0.96，4=0.97，5=0.96 4 2 4 21 2 3 4 5 0 . 9 4 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 7 0 . 9 6 0 . 8 2a 3 8 0 0 0 . 8 3 . 71 0 0 0 1 0 0 0 0 . 8 2d aFvP k w 3、电机转速 卷筒轴工作转速为： 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 8 5 0 . 9 63 . 1 4 3 0 0vn D r/min 按表 1 推荐的传动比合理范围，取二级圆锥 圆柱齿轮减速器传动比 10 25ai :故电动机转速的可选范围为 ( 1 0 2 5 ) 5 0 . 9 6 5 0 9 . 6 1 2 7 3 . 9dan i n r/min 符合这一范围的同步转速有 750， 1000， 1500 r/min 根据容量和转速，由有关手册查出有三种传动比方案： 方案 电动机型号 额定 电动机转速 r/min 电动机重nts 4 功率 同步转速 满载转速 量 kg 1 Y132S 4 5.5kw 1500 1440 81 2 Y160M 8 5.5kw 750 720 125 3 Y132M2 6 5.5kw 1000 960 85 综合比较而言，选定方案 3 比较合适，因此选定电动机型号为 Y132M2 6 其主要性能如下： 型号 额定功率 KW 满载时 起 动 电 流额 定 电 流起 动 转 矩额 定 转 矩最 大 转 矩额 定 转 矩转速 r/min 电流（ 380v 时 ） A 效率 % 功率因数 % Y132M2 6 5.5 960 6.5 85.3 84 6.5 2.0 2 电动机主要外形和安装尺寸列于下表： 单位： mm 中心高 H 外形尺寸 ( / 2 )L A C A D H D 底脚安装尺寸 AB 地脚螺柱孔直径 K 轴伸尺寸 DE 装键部位尺寸 F GD 132 515 345 315 216 178 12 38 80 10 41 nts 5 三、传动比 1、总传动比 满载传动 mn=960 r/min 960 1 8 . 8 45 0 . 9 6mnnin 2、分配传动装置传动比 减速器传动比为： 16.55i 3、分配减速器的各级传动比 圆锥齿轮传动比为：1 0 . 2 5 0 . 2 5 1 6 . 5 5 4 . 1 4ii 圆柱齿轮传动比为：2 11 8 . 8 4 4 . 64 . 1 4ii i 四、传动装置的运动和动力参数 nts 6 1、各轴转速 轴 9 6 0 / m i nImn n r 轴 12 3 2 . 8 5 / m i nIII nnri 轴 2320 5 7 . 9 7 / m i n5 . 5 2IIIIInnri 卷筒轴 5 7 . 9 7 / m i nI V I I In n r2、 各轴输入功率 IPdP 212 4.2 20.98 0.99 2.95 kW IIPIP1 3 2 . 9 5 0 . 9 8 0 . 9 6 2 . 7 7 kW IIIPIIP12 2 . 7 7 0 . 9 8 0 . 9 9 2 . 4 3 kW 3、各轴输入转矩 电动机轴输 入 转矩： 3 . 0 49 5 5 0 3 0 . 2 4 .960dT N m 轴 IT0 1 2 3 0 . 2 4 0 . 9 7 2 9 . 3 3 .ddT T N m 轴 1 1 2 1 33 2 9 . 3 3 4 . 1 4 0 . 9 6 0 . 9 8 1 1 4 . 2 5 .I I I IT T i T N m 轴 2 2 3 2 1 4 1 1 4 . 2 5 4 . 6 0 . 9 8 0 . 9 5 4 8 9 . 3 1 .I I I I I IT T i T i N m 卷筒输入转矩：12 4 8 9 . 3 1 0 . 9 8 0 . 9 6 4 6 0 . 3 4 .I V I I IT T N m 6、运动和动力参数计算结果整理与下表 轴名 功 率 P（ KW） 转距 T (N M) 转速 n min/r 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机 4.20 41.78 960 1.00 0.99 轴 2.95 2.88 29.33 28.55 960 4.14 0.94 轴 2.77 2.75 114.25 114.11 232.85 4.6 0.95 轴 2.58 2.50 489.31 488.56 50.62 1.00 0.97 卷筒轴 2.43 2.41 460.31 458.2 50.62 五 、齿轮的设计计算 选用齿轮类型、精度等级、材料和齿数 nts 7 1、选直齿圆锥 齿轮传动为高速传动，直齿圆柱齿轮为低速传动； 2、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095 88） ; 3、材料选择，由表 10 1 选择两小齿轮材料都为 40Cr（调质）、硬度为 280HBS；两大齿轮材料都为 45号钢（调质）、硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS. （一） 低 速级齿轮传动的设计计算 1、选小齿轮齿数 Z1 =22，大齿轮 Z 112 zi = 4 .1 4 2 2 9 1 .0 8 。 取2 91Z 2、按齿面接触强度计算：由计算公式 2131 ( 1 )2 . 3 2 ( )t EtdHkT Zudu 进行计算 1)确定公式内的各计算值： (1)试选定载荷系数 tK1.3 (2)计算小齿轮的转距：1119 5 . 5 3 0 . 2 4 .PT N mn (3)查表选得齿宽系数 1R (4)由表 10 6得，材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E (5)小齿轮的li m 1 6 0 0 ,H M P a 大齿轮的li m 2 5 5 0 ,H M P a (6)由公式计算压力循环次数 假设一年工作 365 天 1160 hN n jL= 86 0 5 0 . 6 2 2 1 2 3 6 5 1 0 ) 2 . 6 7 1 0 8 7122 . 6 7 1 0 6 . 4 1 04 . 1 4NN u (7)由图 10 9查得接触疲劳寿命系数1 0.9HNK ， 2 0.92HNK ，(8)计算接触疲劳许用应 力 取失效概率为 1，安全叙述为 S=1，得可得 : 1 l i m 11 0 . 9 6 0 0 5 4 0H N HH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 2 5 5 0 5 0 6H N HH K M P aS 2） 计算 计算小齿轮的分度圆直径 ,1td代入 H中的较小值 3221331 22( 1 ) 1 8 9 . 8 1 . 3 3 . 0 2 4 1 02 . 3 2 ( ) ( ) 2 . 3 2 9 4 . 9 7( 1 ) 5 0 6 0 . 3 ( 1 0 . 3 ) 3EtR R HK T Zud m muu 计算圆周速度 v： 11 3 . 1 4 9 4 . 9 7 4 5 0 . 6 2 0 . 2 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 计算齿宽 b: 1 9 4 . 9 7 9 4 . 9 7RbR 计算齿宽与齿高之比 b/h 模 数：119 4 . 9 7 4 . 3 0 922ttdm m mZ 齿高： 2 . 2 5 2 . 2 5 4 . 3 0 9 9 . 7 0th m m m 则 / 9 4 . 9 7 / 9 . 7 9 . 7 9bh 计算载荷系数 根据 v=0.25m/s ， 7级精度，查得动载系数 Kv=1.01 取 1 FH KKnts 8 由表 10 2查得使用系数： 1.0AK 由表 10 9查得 1.00H beK 则 1 . 5 1 . 3F H H b eK K K 故载荷系数 1 1 . 0 1 1 1 . 3 1 . 3 3 3 2A V H HK K K K K 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 333ttKddK 31 . 3 3 3 29 4 . 9 7 6 9 5 . 7 7 81 . 3 mm 计算模数 m：339 5 . 7 7 8 4 . 3 522dm m mz 取 3m mm 3）按齿根弯曲强度设计： (1)由式 10 23得弯曲强度的设计公式为 132 2 21()4( 1 0 . 5 ) 1 F a S aFRRYYKTmzu 确定各项计算值： 1)由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲强度极限：1 500FE M P a ，大齿轮的弯曲强度极限为MPaFE 3802 2)由图 10 18查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.90FNK ， 2 0.92FNK 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数， S=1.4，由式（ 10 12）得 F = 11 0 . 9 0 5 0 0 3 2 1 . 4 31 . 4F N F EK M P aS F = 22 0 . 9 2 3 8 0 2 4 9 . 7 11 . 4F N F EK M P aS 4)计算载荷系数 K 1 1 . 0 1 1 1 . 3 1 . 3 1 3A V F FK K K K K 查取齿型系数 2.72FaY ，2 2.188FaY ，查取应力校正系数得：1 1.57saY , 2 1.781saY 5)计算大、小齿轮的Fa SaFYY，并加以比较 1112 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 3 2 9 3 2 1 . 4 3F a S aFYY 22 . 1 8 8 1 . 7 8 0 . 0 1 2 7 2 4 9 . 7 1F a S aFYY 设计计算 5133 22 2 21()4 4 1 . 3 1 3 3 . 0 2 4 1 0 0 . 0 1 2 7 2 . 7 5 1 2 2(1 0 . 5 ) 1 F a S aFRRYYKTmzu 对 H 计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大雨由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数。由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度 所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模 数 2.142，并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触 强度计算得的分度圆直径算 出小齿轮 数 31 9 5 . 7 7 8 3 1 . 9 2 6 3 34dZ m 大齿轮齿数 41 4 . 1 4 3 2 1 3 3Z u Z 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做 到结构紧凑、避免浪费。 nts 9 4、几何尺寸计算 1)计算分度圆直径 33 3 2 3 9 6d z m m m 44 1 3 3 3 3 9 9d z m m m 2)计算中心距 12 9 9 3 9 9 2 4 7 . 522dda 3)齿宽 0 . 7 9 6 6 7 . 2RB R m m 取216 8 , 7 0B m m B m m7)验算 4112 2 4 . 0 5 3 1 0 115870tTFNd 1 1 1 5 8 3 4 . 0 6 1 0 034AtKF NNmmb 所以设计符合条件。 （二） 高 速级齿轮传动的设计计算 、齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （ 1） 齿轮材料及热处理 大小齿轮材料为 45 钢（调质） 。齿面渗碳淬火，硬度为 250HRC。 （ 2） 齿轮精度：按 GB/T10095 1998，选择 7级，齿根喷丸强化。 2、试选小齿轮的齿数为 1Z =22， 2Z =123 . 2 2 2 7 0 . 4 , 7 0u Z Z 取3、按齿面接触强度计算 由计算公式 d 2131 ( 1 )2 . 3 2 ( )t EtdHkT Zuu 进行计算 1)确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数 tK1.3 ； 计算小齿轮的转距，由前面算得：1 3 0 .2 4 .T N m m； 查表选得：齿宽系数 3.0d； 由查表得，材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：1 6 0 0 ,H L IM M P a 大齿轮的接触疲劳强度极限：2 5 5 0 ,H L IM M P a 由公式计算压力循环次数 N1 =60hjLn1= 96 0 9 6 0 1 ( 2 1 2 3 6 5 1 0 ) 5 . 0 4 5 8 1 0 N2 9 95 . 0 4 5 7 8 1 0 1 . 2 1 9 1 03 . 2 查得接触疲劳寿命系数1 1.0,HNK 2 1.07;HNK (9)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全叙述为 S=1，得可得 : H 1 = 11 0 . 8 6 6 0 0 5161 . 0H N H L i mK M P aS nts 10 H 2 = 22 0 . 9 5 5 0 4951 . 0H N H L i mK M P aS 2） 计算 计算小齿轮的分度圆直径 ,1td代入 H 中的较小值 2231 ( 1 )2 . 3 2 ( ) 6 6 . 7 3t EtdHkT Zud m mu ,取 1 65td mm 3齿数： Z1=21 Z2=84 齿数比： U=84/21=4 与设计要求传动比误差 0.2%，可用。 4模数： 大端模数： M=D/Z=66.730/21=3.18 取标准模数为 4 5大端 分度圆直径： D1=mz1=84 D2=mz2=336 6节锥顶矩 221 4 2 11 4 1 1 7 3 . 1 722mZR u m m 7.节圆锥角 1 11 1 3 . 7 ?4 . 1a r c t g a r c t gu 219 0 - 7 6 . 3o 8.大端齿顶圆直径 小齿轮 a 1 1 1d 2 c o s 8 9 . 8d m m m 大 齿轮 a 2 2 2d 2 c o s 3 3 7 . 4d m m m 9.齿宽：取 N1=B2=39 六、箱体的设计计算 nts 11 已知：中心距 a=247.5mm,a 为圆柱齿轮传动中心距。 1、机座壁厚 0 . 0 2 5 3 0 . 0 2 5 2 4 4 . 5 3 9 . 1 1 2 8a m m m m 取 =10mm 2、机盖壁厚11 1 0 8m m m m 取1=10mm 3、机座凸缘厚度 b 1 . 5 1 . 5 1 0 1 5b m m 4、机盖凸缘厚度1b111 . 5 1 . 5 1 0 1 5b m m 5、机座底凸缘厚度2b2 2 . 5 2 . 5 1 0 2 5b m m 6、 地脚螺钉直径fd0 . 0 3 6 1 2 0 . 0 3 6 2 4 4 . 5 1 2 2 1 . 1 8fd a m m 取 24fd mm 。 由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（ 24） 7、地脚螺钉数目 n 因为 2 4 4 .5a mm ， 2 5 0 5 0 0a m m m m 所以 n =4 8、轴承旁连接螺栓直径1d1 0 . 7 5 0 . 7 5 2 4 1 8fd d m m ；取1 20d mm。 查得标准件六角头螺栓 C 级 其螺纹规格 d 为 M（ 20） 9、机盖与机座连接螺栓直径2d2 ( 0 . 5 0 . 6 ) ( 0 . 5 0 . 6 ) 2 4 ( 1 2 1 4 . 4 )fd d m m m m 查得标准件六角头螺栓 C 级 其螺纹规格 d 为 M（ 12） 10、连接螺栓2d的间距 l 1 5 0 2 0 0l m m m m ，取 175l mm 11、轴承端盖螺钉直径3d 3 0 . 4 0 . 5 0 . 4 0 . 5 2 4 ( 9 . 6 1 2 )fd d m m 取 3 10d mm 查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M(10) 12、窥视孔盖螺钉直径4dnts 12 4 0 . 3 0 . 4 0 . 3 0 . 4 2 4 ( 7 . 2 9 . 6 )fd d m m 取 4 8d mm 查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（ 8） 13、定位销直径 d 20 . 7 0 . 8 0 . 7 0 . 8 1 2 ( 8 . 4 9 . 6 )d d m m 取 10d mm 查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（ 10） 14、12,fd d d至外机壁距离1c由机械设计课程设计指导书中表 4，取 1 1 m i n2 4 1 8c m m c m m15、2,fdd至凸缘边缘距离2c同样取2 24c mm16、轴承旁凸台半径1R1224R c m m17、外机壁至轴承座端面距离1l1 1 2 1 0 2 4 2 4 1 0 5 8l c c m m 18、大齿轮顶圆与内机壁的距离 1 ：1 1 . 2 1 . 2 1 0 1 2 mm 取 1 =20mm 19、圆锥齿轮端面与内机壁的距离 2 ： mm121 取 mm162 20、机盖、机座肋厚1,mm110 . 8 5 0 . 8 5 1 0 8 . 5m m m 0 . 8 5 0 . 8 5 1 0 8 . 5m m m 21、凸台高度 h 50h mm 22、轴承端盖凸缘厚度 t 31 1 . 2 1 1 . 2 1 0 1 0 1 2t d m m ，取 12t mm 23、轴承端盖外径2D2D=轴承孔直径 +3(5 5.5)d:=38+ 5 5 . 5 1 0 8 8 9 3 :，取2 90D mm24、轴承旁联接螺柱距离 S 2 90S D m m七、二级圆锥 圆柱齿轮减速器轴的方案设计 nts 13 第一根轴的设计 1 确定输出轴上的功率1P，转速1n和转距1T。由前面可知1P=3.04KW，1n=960r/min, 1T=39.33 MN 。 2 求作用在轴上的力 11 0 . 5( 1 0 . 5 ) 6 6 . 7 3 ( 1 ) 5 6 . 7 23mRd d m m 112 2 9 . 3 3 1 0 3 4t mTFNd 1 1 1 c o s t a n c o s 1 0 3 4 t a n 2 0 c o s 1 3 . 7 3 6 5 . 2 5rtF F F N oo1 1 1 s i n t a n s i n 1 0 3 4 t a n 2 0 s i n 1 3 . 7 8 9 . 2atF F F N oo3、初步确定轴的最小直径： 低速轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，根据 15 3取0 120A ，于是得：1 33m i n 013 . 0 41 2 0 1 7 . 6 2960Pd A m mn ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。 联轴器的转距： 取 1.3,AK 1 1 . 3 2 9 . 3 3 3 8 . 1 2 9 .c a AT K T N m 。 采用弹性 套柱 联轴器（ TL 4 型） ,其公称转矩为 63 .Nm，轴孔直径为 22mm，轴孔长度62 ,L mm 联轴器与轴配合的毂孔长度 1 44 .L mm 所以 I-II 22d mm . 4、轴的结构设计： 1） 拟定轴上零件的装配方案； 具体的装配与结构图如装配 图所示。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。 （ 1）为了满足轴向定位要求，在轴 处右边设一轴肩，取 26d mm ，左端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径 32mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故 段长度比1L稍短些，现取2 42 .L mm（ 2）初步选择滚动轴承，根据 2 6 ,II IIId mm 在轴承中选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30206，基本 尺寸为 3 0 6 2 1 7 . 2 5d D T m m m m m m ，故取30III IV V V Id d m m ， 2 2 .I I I I V V V IL L m m其右端采用轴肩进行轴向定位，取 h=6mm,故 7 5 .IV Vd mm (3)轴承盖的总宽度取为 20mm,轴承距离箱体内壁为 8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 30mm，即II IIIl =38mm。 3）轴上零件的周向定位： 联轴器与轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面8 7 ,b h m m m m 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 20mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为 m6。小圆锥齿轮跟轴的连接采用平键，由手册查得平键截面6 6 ,b h m m m m 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 32mm。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5 45 o ，其右端倒角 2.0 45 o 。从左至nts 14 右轴肩的圆角半径分别为 1.6mm， 1.0mm， 2.0mm， 2.0mm， 1.0mm， 1.6mm。 5、求轴上载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查取 a值。对于 30206型圆锥滚子轴承由手册查得 a=16mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为：( 2 2 - 1 6 ) 2 + 3 5 = 4 7 m m ,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图及弯矩图和扭矩 图中可以看出截面 C是危险截面。现将计算出的截面 C处的HM，VM， M 值列于下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 1 7 3 1 .4NHFN , 2 2 1 2 1 .1NHFN 1 2 5 2 .6NVFN , 2 7 3 2 .6NVFN 弯矩 M 41691HM N m m VM 4 7 9 8 . 2 .N m m 总弯矩 M 22( 4 1 6 9 1 ) ( 4 7 9 8 . 2 ) 4 1 9 6 6 . 2 .M N m m 扭矩 T 1 40530T N m m 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大 弯矩和扭矩的截面 C的强度。查表可得22 2211ca 3() 4 1 9 6 6 . 2 ( 0 . 6 4 0 5 3 0 ) 2 2 . 10 . 1 2 8MT M P aW nts 15 前已选轴的材料为 45 钢，调质处理。查得1 6 0 M P a ,因此ca 1，故安全。 第 二 根轴的设计 1、确定输出轴上的功率2P，转速2n和转距2T。由前面可知2P=2.77Kw，2n=232.85r/min, 2T=114.25N.m 2、求作用在轴上的力 由后面第三根轴的受力分析可得作用在第二根轴上小圆柱齿轮的力 2 3 2 3 2 32 2 7 5 , 8 0 0 . 0 7 , 2 8 3 . 2 7t t r r a aF F N F F N F F N 3、初步确定轴的最小直径 轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算公式，初步计算轴径，取0 120A 2 33m i n 022 . 7 71 2 0 2 7 . 3 92 3 2 . 8 5Pd A m mn 。取 35I IId mm 。此处为轴的最小直径。 4、轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案； 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。 （ 1）初选轴承为滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 30d mm ，选取 0 基本游隙，标准精度级的 单列圆锥滚子轴承（型号为 30206）， 基本尺寸为 3 0 6 2 1 7 . 2 5d D B m m ，取 30I II V V Id d m m 。（ 2）右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册查得 30307 型轴承的定位轴肩高度 h=5mm，因此 45II IIId mm 。 锥齿轮距左端箱体的距离为 16mm, 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm。已知滚动轴承宽度 T=34mm,大锥齿轮轮毂长 L=40mm。所以 16I II V V IL L m m 。锥齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为 16I IIL mm 。 (3)已知大 圆锥齿轮轮毂宽度为 40mm,为了使套筒端面可靠地压紧圆锥齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取 38II IIIL mm 。圆锥齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 0.07hd ，取 h=4mm，则轴环处直径 53III IVd mm 。轴环宽度 1.4 ,bh 取 1 . 4 , 2 5III IVb h L m m。 (4)已知小圆柱齿轮轮毂的宽度为 80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴 段长度略短轮毂宽度，故取 75IV VL mm 。 至此轴 的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位 圆柱齿轮和轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面， 1 0 8 ,b h m m m m 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 63mm,同时为了保证齿轮与轴具有良 好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；同样查得圆锥齿轮与轴的联结：平键截面 1 4 9 ,b h m m m m 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 36mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿 轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的nts 16 尺寸公差为 m6。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸 ：取轴左端 倒角为 2.0 45 o ，其右端倒角 2.0 45 o 。从左至右轴肩的圆角半径均为 2.0mm。 5)轴承由手册查得宽度为 a=17mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为 209L mm 。 第三根轴的设计 1、确定输出轴上的功率3P，转速3n和转距3T。由前面可知3P=2.58KW，3n=50.62r/min, 3T=489.31 .Nm。 2、 求作用在齿轮上的力 因已知低速级齿轮的分度圆直径为22 4 . 3 5 1 3 3 5 7 8 . 5 5td m z m m m m 3322 2 4 8 9 . 3 3 1 0 1 6 9 2 . 2 25 7 8 . 3 3tTFNd 201 6 9 2 . 2 2 6 3 4 . 9 7c o s c o s 1 4 . 3 7nrttg tgF F N oot a n 1 6 9 2 . 2 2 t a n 1 3 . 7 4 3 3 . 5 4atF F N o 3、 初步确定轴的最小直径 低速轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取0 120A 3 33m i n 032 . 5 81 2 0 4 4 . 4 95 0 . 6 2Pd A m mn ,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I IId。为了使所选的轴直径I IId与 联轴器的孔径相适应，故需确定联轴器的型号。 联轴器的转距：取 1.3,AK 3 1 . 3 4 8 9 . 3 1 6 3 6 . 1 3 .c a AT K T N m 。 查标准 GB/T5014 1985,选用弹 套柱 块柱联轴器 HL4 型，其公称转矩为 1250 .Nm 半联轴器的孔径 45 ,Id mm故取 50d mm ；长度 80 ,L mm 联轴器与轴的配合长度为1 84L mm 。4、 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案； 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。 （ 1）为了满足轴向定位要求，在 轴处右边需制出一轴肩，取 5 6 ;d mm 左端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径 60mm。为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故 段长度比 L1 稍短些，现取 35I IIL mm 。（ 2）初选轴承为滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的 作用，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 56II IIId mm ，选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚 子 轴 承 ， 其 基 本 尺 寸 为 6 0 1 3 0 3 4d D T m m m m m m ，故 取60III IV V II V IIId d m m 。 (3)取安装齿轮处的轴段 的直径 65V VId mm ，齿轮的右段与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取 95VI VIIL m m 。左端采用轴肩定位，轴肩高度 0 .0 7 , h 6 m mHd取 ，所以 7 7 , b 1 . 4 h ,V V Id m m 轴 环 的 宽 度取 8V VIL mm 。齿轮距右端箱体的距离为 16mm, nts 17 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm。已知滚动轴承宽度 T=34mm,所以 1 6 5 8I I I I V V I I V I I IL L T s m m 。 (4)锥齿轮距左端箱体的距离为 16mm, 锥齿轮与圆柱齿轮的距离为 c=25mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置 时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm。已知滚动轴承宽度 T=34mm,大锥齿轮轮毂长 L=40mm。则： 268I I I I VL T s a m m ； 1 3 8 2 5 1 4 6 02I V V bL L c m m 。 至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位 齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按 65V VId mm 有手册查得平键截面2 0 1 2 ,b h m m m m 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 63mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮 轮 毂 与轴的配合为 H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为 14mm 9 mm,长度 70mm, 半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为 m6. 4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5 045 ，其右端倒角 2.0 045 。从左至右轴肩的圆角半径分别为 1.6mm， 1.6mm， 2.0mm， 2.0mm， 2.0mm， 1.6mm. 八 中间级轴承的设计与校核 初步选滚动轴承：因轴承受有径向力和轴向力作用，选用圆锥滚子轴承， 根据56II IIId mm ， 选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307，其基本 尺寸为。 1、 中间级受力分析 nts 18 22aa FDM 2rF 2tF 2tF 2 2aa FDM 2rFF v 2 2rF FV1 FH1 F H2 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 作用在圆锥大齿轮（从动轮）上的力为： 圆周力： 21 1 3 8 9 . 7ttF F N, 径向力： 21160raF F N其所受力的方向与速级小圆锥齿轮的方向相反，大小相同。 作用在中间级小圆柱齿轮（主动轮）上的力为： 圆周力： 23 2275ttF F N径向力： 23 7 4 5 . 2 3rrF F N2、计算轴上的支反力 垂直面的支座反力分别为：1 3.76NVFN,2 589NVFN水平面的支座反力分别为：1 1788NHFN,2 1 8 7 6 .7NHFN3、轴承的选择与计算 根据受力分析及实际情况，选择 深沟球 轴承，型号为 30307。 轴承 A受的径向力：1rF= 2 2 2 211 1 7 8 8 3 . 7 6 1 7 8 8HVFF N, 11 2682prP f F N 轴承 B 受的径向力： F2r = 2 2 2 222 1 8 7 6 5 8 9 1 9 6 6 . 3HVFF N 22 2 9 4 9 . 4 5prP f F N 4、 轴承寿命计算与校核 因： 12PP ，则按轴承 B来计算轴承寿命。 nts 19 L 366 811 0 1 0 7 2 6 0 0 9 9 . 7 1 06 0 6 0 3 2 0 2 9 4 . 9 4hCnP h 实际工作需要的时间为 1 0 3 0 0 1 6 4 8 0 0 0 hL，故所选轴承满足寿命要求。 九、键的选择与校核 设定输入轴与联轴器之间的键为 1 ，大圆锥齿轮与中间轴之间的键为键 2，小圆柱齿轮与中间轴之间的键为键 3，大圆柱齿轮与输出轴之间的键为键 4，输出轴与联轴器之间的nts 20 键为键 5，输入轴与小圆锥齿轮之间的键为键 6。 键的类型 图 1、根据轴的直径选择键
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