二级斜齿减速器课程设计887%0.5%290%109%154链.doc
二级斜齿减速器课程设计887%0.5%290%109%154链
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计887%0.5%290%109%154链,减速器课程设计
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天水师范学院工学院 尽自己能力完成 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目： 带式输送机 班级： 05 机械 1 班 学号： 200530500214 设计者： 丁肖支 指导老师： 罗海玉 nts 2 目录 1. 题目及总体分析 3 2. 各主要部件选择 4 3. 电动机 选择 4 4. 分配传动比 5 5. 传动系统的运动和动力参数计算 6 6. 设计高速级齿轮 7 7. 设计低速级齿轮 12 8. 链传动的设计 16 9. 减速器轴及轴承装置、键的设计 18 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 18 轴（中间轴） 及其轴承装置 、键 的设计 24 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 29 10. 润滑与密封 34 11. 箱体结构尺寸 35 12. 设计总结 36 13. 参考文献 36 nts 3 一 .题目及总体分析 题目：设计一个带式输送机的减速器 给定条件：由电动机驱动， 输送带的牵引 力 7000FN ，运输带速度 0.5 /v m s ，运输机滚筒直径为290D mm 。 单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年 300 个工作日， 每天 工作 16小时 ，具有加工精度 7 级（齿 轮）。 减速器类型选择：选用 展开式 两级圆柱齿轮减速器 。 特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿 。 整体布置如下： 图示： 5 为电动机， 4 为联轴器，为减速器， 2 为链传动， 1 为输送机滚筒 ， 6 为低速级齿轮传动， 7 为高速级齿轮传动，。 辅助件有 :观察孔盖 ,油标和油尺 ,放油螺塞 ,通气孔 ,吊环螺钉 ,吊耳和吊钩 ,定位销 ,启盖螺钉 ,轴承套 ,密封圈等 .。 nts 4 二 .各主要部件选择 部件 因素 选择 动力源 电动机 齿轮 斜齿传动平稳 高速级做成斜齿，低速 级做成直齿 轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承 联轴器 结构简单，耐久性好 弹性联轴器 链传动 工作可靠，传动效率高 单排滚子链 三 .电动机 的 选择 目的 过程分析 结论 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用 Y 系列封闭式三相异步电动机 功率 工作机所需有效功率为 Pw F V 7000N 0.5m/s 圆柱齿轮传动 (8 级精度 )效率 (两对 )为 1 0.97 2 滚动轴承传动效率 (四对 )为 2 0.98 4 弹性联轴器传动效率 3 0.99 输送机滚筒效率为 4 0.97 链传动的效率 5 0.96 电动机输出有效功率为241 2 3 4 57 0 0 0 0 . 5 4 3 7 4 . 60 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 6wPPW 电动机输出功率 为 4 3 7 4 .6PW 型号 查得 型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机 参数如下 额定功率 p=5.5 kW 满载转速 1440 r/min 同步转速 1500 r/min 选用 型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机 nts 5 四 .分配传动比 目的 过程分析 结论 分配传动比 传动系统的总传动比wmnni 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积； nm是电动机的满载转速，r/min； nw 为 工作机输入轴的转 速， r/min。 计算如下 1 4 4 0 / m inmnr, 6 0 6 0 0 . 5 3 2 . 9 5 / m i n3 . 1 4 0 . 2 9w vnrd 1440 4 3 . 73 2 . 9 5mwni n 取1 3i 2 14 3 . 7 1 4 . 63ii i 2 lhi i i取 3 .5, 4 .2lhiii:总传动比 1i：链传动比 li：低速级齿轮传动比 hi：高速级齿轮传动比 1 3i 2 14.6i 4.2hi 3.5li nts 6 五 .传动系统的运动和动力参数计算 目的 过程分析 结论 传动系统的运动和动力参数计算 设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 1 轴、 2 轴、 3 轴、 4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为 、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 。 轴号 电动机 两级圆柱减速器 工作机 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 转速n(r/min) n0=1440 n1=1440 n2=342.86 n3=97.96 n4=32.65 功率 P(kw) P=5.5 P1=4.244 P2=4.034 P3=3.834 P4=3.607 转矩T(N m) T1=28.146 T2=112.390 T3=373.869 T4=1055.326 两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 链轮 传动比 i i01=1 i12=4.2 i23=3.5 i34=3 传动效率 01=0.99 12=0.97 23=0.97 34=0.96 nts 7 六 .设计高速级齿轮 1选精度等级、材料及齿数 ，齿型 1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮 2）材料选择 小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为 HBS，二者材料硬度差为 HBS。 ）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 4） 选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 1 4.2 24=100.8,取 Z2=101。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 14 2按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即3 21 )(12HEHdttt ZZuuTkd ）确定公式内的各计算数值 （）试选 6.1tK （）由图，选取区域系数 433.2HZ （）由图查得 78.01 2 0.87 12 1 . 6 5 （）计算小齿轮传递的转矩 5 5 41 1 19 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 4 . 2 4 4 / 1 4 4 0 2 . 8 1 4 6 1 0T P n N mm （）由表选取齿宽系数 1d （）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.189 MPaZ E （ ） 由 图 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2 550H M P a （）由式计算应力循环次数 91 6 0 6 0 1 4 4 0 1 ( 1 6 3 0 0 8 ) 3 . 3 2 1 0hN n j L 992 3 . 3 2 1 0 / 4 . 2 0 . 7 9 0 1 0N （）由图查得接触疲劳强度寿命 系数 90.01 HNK 95.02 HNK （）计算接触疲劳强度许用应力 nts 8 取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得 M P aM P aSK HHNH 5406009.0 1li m11 M P aM P aSK HHNH 5.52255095.0 2li m22 M P aM P aHHH 25.5312/)5.522540(2/)( 21 ）计算 （）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，由计算公式得 2431 2 1 . 6 2 . 8 1 4 6 1 0 5 . 2 2 . 4 3 3 1 8 9 . 83 7 . 1 01 1 . 6 5 4 . 2 5 3 1 . 2 5td m m （）计算圆周速度 11 3 7 . 1 0 1 4 4 0 2 . 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s （）计算齿宽及模数 ntm 1 1 3 7 . 1 0 3 7 . 1 0dtb d m m 11c o s 3 7 . 1 0 c o s 1 41 . 5 024tntdm m mZ o 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 5 0 3 . 3 7 5/ 3 7 . 1 0 / 3 . 3 7 5 1 0 . 9 9nth m m mbh （）计算纵向重合度 903.114t a n241318.0t a n318.0 1 Zd （）计算载荷系数 K 已知使用系 数 1AK 根据 smv /2.1 ，级精度，由图查得动载荷系数 1.11VK 由表查得 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 3 7 . 1 0 1 . 4 1 7H d dKb 由图查得 1.34FK nts 9 假定 1 0 0 /AtKF N m mb ，由表查得 4.1 FH KK 故载荷系数 1 1 . 1 1 1 . 4 1 . 4 2 2 . 2 1A V H HK K K K K （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 3311 / 3 7 . 1 0 2 . 2 1 / 1 . 6 4 1 . 3 2ttd d K K m m （）计算模数 nm 11c o s 4 1 . 3 2 c o s 1 41 . 6 724ndm m mZ o 3按齿根弯曲强度设计 由式 3 2121c os2FSFdnYYZYKTm ） 确定计算参数 （）计算载荷系数 1 1 . 1 1 1 . 4 1 . 3 4 2 . 0 8A V F FK K K K K （）根据纵向重合度 903.1 ，从图查得螺旋角影响系数 88.0Y （）计算当量齿数 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 4101 1 1 0 . 5 6c o s c o s 1 4VVZZZZ oo（）查取齿形系数 由表查得 592.21 FaY 2 2.172FaY （）查取应力校正系数 由表查得 596.11 SaY 2 1.798SaY （） 由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 （）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数 85.01 FNK 88.02 FNK nts 10 （）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4，由式得 M P aSK FEFNF 57.3034.1 50085.0 111 M P aSK FEFNF 86.2384.1 38088.0 222 （）计算大小齿轮的 FSaFaYY1112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 1 7 2 1 . 7 9 8 0 . 0 1 6 3 5 2 3 8 . 8 6F a S aFF a S aFYYYY大齿轮的数据大 ） 设计计算 423 22 2 . 0 8 2 . 8 1 4 6 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 5 1 . 1 8 61 2 4 1 . 6 5nm m m o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm 1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 41.32d mm来计算应有的齿数。于是 有11 c o s 4 1 . 3 2 c o s 1 4 2 6 . 71 . 5ndZm o 取1 27Z ，则2 1 1 4 . 2 2 7 1 1 3 . 4 1 1 4Z i Z 4几何尺寸计算 ） 计算中心距12() ( 2 7 1 1 4 ) 1 . 5 1 0 8 . 9 92 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m o将中心距圆整为 109mm ）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 7 1 1 4 ) 1 . 5a r c c o s a r c c o s 1 4 . 0 32 2 1 0 9nZ Z ma o 因 值改变不多，故参数 、 K 、 HZ 等不必修正。 nts 11 ） 计算大、小齿轮的分度圆直径 112222 7 1 . 5 4 1 . 7 5c o s c o s 1 4 . 0 31 1 4 1 . 5 1 7 6 . 2 5c o s c o s 1 4 . 0 3nZmd m mZmd m m oo） 计算大、小齿轮的齿根圆直径 11222 . 5 4 1 . 7 5 2 . 5 1 . 5 3 82 . 5 1 7 6 . 2 5 2 . 5 1 . 5 1 7 2 . 5fnd d m m md d m m m ） 计算齿轮宽度 1 1 4 1 . 7 5 4 1 . 7 5db d m m 圆整后取2 45B mm；1 50B mm5验算 112 2 2 8 1 4 6 1 3 4 8 . 34 1 . 7 5tTFNd 1 1 3 4 8 . 3 3 2 . 3 / 1 0 0 /4 1 . 7 5AtKF N m m N m mb 合适 nts 12 七 .设计低速级齿 轮 1选精度等级、材料及齿数，齿型 1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮 2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为 HBS，二者材料硬度差为 HBS。 ）运输机为一般工作机器， 速度不高，故选用 7级精度 4） 选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 1 3.5 24=84。 2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3 211 )(132.2 HEdtt ZuuTkd ） 确定公式各计算数值 （） 试选载荷系数 3.1tK （） 计算小齿轮传递的转矩 551 2 249 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 4 . 0 3 4 / 3 4 2 . 8 61 1 . 2 3 9 1 0T P nN m m （） 由表选取齿宽系数 1d （） 由表查得材料的弹性影响系数 2/18.198 MPaZ E （） 由图按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550H M P a （）由式计算应力循环次数 9116 0 6 0 3 4 2 . 8 6 1 ( 2 8 3 0 0 1 5 ) 1 . 4 8 1 1 0hN n j L 992 1 . 4 8 1 1 0 / 3 . 5 0 . 4 2 3 1 0N （）由图查得接触疲劳强度寿命系数 96.01 HNK 05.12 HNK nts 13 （）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得 M P aM P aSK HHNH 57660096.0 1l i m11 M P aM P aSK HHNH 5.57755005.1 2l i m22 ） 计算 （） 试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 H 中的较小值 4 231 1 . 3 1 1 . 2 3 9 1 0 4 . 5 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 6 3 . 3 91 3 . 5 5 7 6td m m （） 计算圆周速度 v 12 6 3 . 3 9 3 4 2 . 8 6 1 . 1 4 /6 0 1 0 0 06 0 1 0 0 0tdnv m s （） 计算齿宽 1 1 6 3 . 3 9 6 3 . 3 9dtb d m m （） 计算齿宽与齿高之比 模数116 3 . 3 9 2 . 6 4 124tntdm m mZ 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 6 4 1 5 . 9 4/ 6 3 . 3 9 / 5 . 9 4 1 0 . 6 7nth m m mbh （） 计算载荷系数 K 根据 1.14 /v m s ，级精度，由图查得动载荷系数 07.1VK 假设 mmNbFK tA /100/ ，由表查得 1HFKK 由表查得使用系数 1AK 由表查得 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 6 3 . 3 9 1 . 4 2 2H d dKb 由图 2查得 35.1FK 故载荷系数 1 1 . 0 7 1 1 . 4 2 2 1 . 5 2 2A V H HK K K K K nts 14 （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 3311 / 6 3 . 3 9 1 . 5 2 2 / 1 . 3 6 6 . 8 1ttd d K K m m （）计算模数 11/ 6 6 . 8 1 / 2 4 2 . 7 8m d Z 3按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为 3 2112FSFdn YYZKTm ） 确定公式内的计算数值 （） 由图查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 （） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 85.01 FNK 88.02 FNK （） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式 得 111 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 4F N F EF K M P a M P aS 222 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF K M P a M P aS （） 计算载荷系数 1 1 . 0 7 1 1 . 3 5 1 . 4 4 4 5A V F FK K K K K （）查取齿形系数 由表查得 65.21 FaY 2 2.212FaY （）查取应力校正系数 由表查得 58.11 SaY 2 1.774SaY （）计算 大小齿轮的 FSaFaYY，并比较 1112222 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 7 9 3 0 3 . 5 72 . 2 1 2 1 . 7 7 4 0 . 0 1 6 4 3 2 3 8 . 8 6F a S aFF a S aFYYYY大齿轮的数据大 nts 15 ） 设计计算 43 22 1 . 4 4 4 5 1 1 . 2 3 9 1 0 0 . 0 1 6 4 3 2 . 1 11 2 4m m m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.11，并就近圆整为标准值 2.2。 但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 66.81d mm来计算应有的齿数。于是有11 / 6 6 . 8 1 / 2 . 2 3 0 . 4Z d m 取1 31Z 大齿轮齿数2 2 1 3 . 5 3 1 1 0 8 . 5Z i Z 取2 109Z 4几何尺寸计算 ） 计算分度圆直径 11223 1 2 . 2 6 8 . 21 0 9 2 . 2 2 3 9 . 8d Z m m md Z m m m ） 计算齿根圆直径 1122( 2 . 5 ) 2 . 2 ( 3 1 2 . 5 ) 6 2 . 7( 2 . 5 ) 2 . 2 (1 0 9 2 . 5 ) 2 3 4 . 3ffd m Z m md m Z m m ） 计算中心距 12( ) / 2 ( 6 8 . 2 2 3 9 . 8 ) / 2 1 5 4a d d m m ） 计算齿宽 1 1 6 8 . 2 6 8 . 2db d m m 取 mmB 702 mmB 751 5验算 112 2 1 1 2 3 9 0 3 2 9 5 . 96 8 . 2tTFNd 1 3 2 9 5 . 9 4 8 . 3 3 / 1 0 0 /6 8 . 2AtKF N m m N m mb 合适 nts 16 八链传动的设计 1 选择链轮齿数和材料 取小齿轮齿数1 19Z ，大齿轮的齿数为21 3 1 9 5 7Z i Z 材料选择 40 钢，热处理：淬火、回火 2 确定计算功率 由表 9 6 查得 1.0AK ，由图 9 13 查得 1.35zK ，单排链，则计算功率为： 1 . 0 1 . 3 5 3 . 8 3 4 5 . 1 8c a A ZP K K P k W 3 选择链条型号和节距 根据 5.18caP kW及3 9 7 . 9 6 / m i nn n r查图 9 11，可选 24A-1。查表 9 1，链条节距为 38.1p mm 。 4 计算链节数和中心距 初选中心距0 ( 3 0 5 0 ) ( 3 0 5 0 ) 3 8 . 1 1 1 4 3 1 9 0 5a p m m 。取0 1200a mm。相应得链长节数为20 1 2 2 1002 ( ) 1 0 2 . 1 522P a Z Z Z Z PL Pa ，取链长节数102PL 节。查表 9 8 得到中心距计算系数 1 0.24521f ，则链传动的最大中心中心距为： 1 1 22 ( ) 1 1 9 6Pa f P L Z Z m m 5 计算链速 v，确定润滑方式 11 9 7 . 9 6 1 9 3 8 . 1 1 . 1 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0n Z Pv m s 由 1.18 /v m s 和链号 24A 1，查图 9 14 可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。 6 计算压轴力 有效圆周力为： 3 . 8 3 41 0 0 0 1 0 0 0 3 2 4 91 . 1 8P PFNv 链 轮 水 平 布 置 时 的 压 轴 力 系 数 1.15,FpK ， 则 压 轴 力 为1 . 1 5 3 2 4 9 3 7 3 6P F p eF K F N nts 17 7 链轮的基本参数和主要尺寸 名称 符号 计算公式 结果 分 度 圆直径 d 0180sin ( )pdZ122 3 1 . 56 9 4 . 5 m mzzd m md小链轮：大 链 轮 ： 齿 顶 圆直径 ad m i n 1m a x 11 . 6(1 )1 . 2 5aad d p dZd d p d a z 1 m i na z 1 m a x2 m i n2 m a x2 4 4 . 22 5 6 . 97 3 2 . 67 7 0 .7azazd m md m md m md m m小链轮：大链轮：齿 根 圆直径 fd 1fd d d f z 122 0 9 . 36 7 2 . 3fzd m md m m小链轮：大链轮：齿高 ahm i n 1m a x 10 . 5 ( )0 . 80 . 6 2 5 0 . 5aah p dph p dZ a z 1 m i na z 1 m a x2 m i n2 m a x7 . 91 4 . 32 3 . 84 2 .9azazh m mh m mh m mh m m小链轮：大链轮：确 定 的最 大 轴凸 缘 直径 gd02180c o t 1 . 0 4 0 . 7 6gd p hZ g z 1g z 21 9 1 . 45 7 4 . 2d m md m m小链轮：大链轮：nts 18 九 .减速器轴及轴承装置 、键 的设计 1 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 输入轴上的功率114 . 2 4 4 , n 1 4 4 0 / m i nP k w r转速转矩 41 2 . 8 1 4 6 1 0T N m m 求作用在齿 轮上的力 4112 2 2 . 8 1 4 6 1 01 3 4 8 . 34 1 . 7 5t a n t a n 2 01 3 4 8 . 3 5 0 5 . 8c o s c o s 1 4 . 0 3t a n 1 3 4 8 . 3 t a n 1 4 . 0 3 3 3 7 . 0tnrtatTFNdaF F NF F N ooo初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 112A （以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径33m i n 1 1/ 1 1 2 4 . 2 4 4 / 1 4 4 0 1 6 . 0 5d A P n m m o 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径12d.为了使所选的轴直径12d与联轴器的孔径 相适应 ,故需同时选取联轴器型号 . 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小 ,故取 KA=1.3,则， 41 1 . 3 2 . 8 1 4 6 1 0 3 6 5 8 9 . 8c a AT K T N m m 查机械设计手册，选用 HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000N。半联轴器的孔径1 18d mm，故取1 18d mm半联轴器长度 L 42，半联轴器 与轴配合的毂孔长 度 30mmL 。 轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见 下 图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度dh 1.007.0 ,故取段的直径 2 20d mm 2 21l mm 。半联轴器与轴配合的毂孔长度1L=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1l的长度应该比1L略短一点，现取1 28l mmnts 19 （ 2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据2 20d mm， 初选型号 6205轴承 ，其尺寸为 2 5 5 2 1 5d D B ，基本额定动载荷 14.0rC KN基本额定静载荷7.88rC KNo ， mmda 31 mmDa 46 ，故 3825d d m m ,轴段 7 的长度与轴承宽度相同 ,故取3815l l mm(3)取齿轮 左 端面与箱 体内壁间留有足够间距 ，取4 94l mm。 为减小应力集中 ,并考虑右轴承的拆卸 ,轴段 4 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径ad确定4 31ad d m m（ 4） 轴段 5上安装齿轮 ,为便于齿轮的安装 , 5d应略大与4d,可取5 35d mm.齿轮左端用套筒固定 ,为使套筒端面顶在齿轮左端面上 ,即靠紧 ,轴段 5 的长度5l应比齿轮毂长略短 ,若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 50b mm ,故取5 48l mm。 齿轮右端用肩固定 , 由 此 可 确 定 轴 段 6 的直径 , 轴 肩 高 度 dh 1.007.0 , 取6 40d mm,6 1.4lh,故取6 5l mm为减小应力集中 ,并考虑右轴承的拆卸 ,轴段 7 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径ad确定 ,即7 31ad d m m，7 12l mm（ 5） 取齿轮齿宽中间为力作用点 ,则可得1 55.5L mm,2 125.5L mm，3 48.5L mm(6)参考表 15 2，取轴端为 01 45 ，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。 nts 20 输入轴的 结构 布置 nts 21 5受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 3233 7 5 . 8tAX FLFNLL 9 7 2 . 5B X t A XF F F N 3 3 7 . 0A Y aF F N （）在垂直面上 132320 , 2 1 5 . 3raB A Z dF L FM F NLL 故 5 0 5 . 8 2 1 5 . 3 2 9 0 . 5B Z r A ZF F F N 总支承反力 2 2 2 2 2 23 7 5 . 8 3 3 7 . 0 2 1 5 . 3 5 4 8 . 8A A X A Y A ZF F F F N 2 2 2 29 7 2 . 5 2 9 0 . 5 1 0 1 5 . 0B B X B ZF F F N ）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 2 3 7 5 . 8 1 2 5 . 5 4 7 1 6 2 . 9 .A X A XM F L N m m 4 7 1 6 2 . 9 .B X A XM M N m m（）垂直面弯矩图 2 2 1 5 . 3 1 2 5 2 . 5 2 7 0 2 0 . 2A Z A ZM F L N m m 3 2 9 0 . 5 4 8 . 5 1 4 0 8 9 . 3B Z B ZM F L N m m （）合成弯矩图 2 2 2 24 7 1 6 2 . 9 2 7 0 2 0 . 2 5 4 3 5 4 . 6A A X A ZM M M N m m 2 2 2 24 7 1 2 6 . 9 1 4 0 8 9 . 3 4 9 1 8 4 . 2B B X B ZM M M N m m 3）计算转矩并作转矩图 1 2 8 . 1 4 6T T N m nts 22 6作 受力、 弯距和扭距图 7选用键校核 键连接：联轴器：选单圆头平键（ C 型） 66b h m m m m 25L mm 齿轮：选普通平键 （ A 型） 87b h m m m m 45L mm 联轴器 :由式，1 914 4 2 8 . 1 4 6 4 7 . 41 8 6 ( 2 5 3 ) 1 0T M P ap d h l 查表，得 M P ap 12 010 0 pp ，键校核安全 齿轮 : 1 944 4 2 8 . 1 4 6 1 4 . 53 0 7 ( 4 5 8 ) 1 0T M P ap d h l 查表 6 2， 得 1 0 0 1 2 0 M P ap pp ，键校核安全 nts 23 8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知， C 处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c 截面为危险截面。根据式，并取 6.0 ，轴的计算应力 221( ) / 1 4 . 7c a AM T W M P a 由表查得 MPa60 1 ， 1 ca ，故安全 9校核轴承和计算寿命 （） 校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷 2 2 2 22 1 5 . 3 3 7 5 . 8 4 3 3 . 1A r A Z A XF F F N 轴向载荷 337A a aF F N由 / 0 . 7 7 8A a A rF F e，在表取 X 0.56。相对轴向载荷为03 3 7 . 0 0 . 0 4 2 77880aFC ，在表中介于 0.040 0.070 之间，对应的 e 值为 0.24 0.27之间，对应 Y 值为 1.8 1.6， 于是，用插值法求得( 1 . 8 1 . 6 ) ( 0 . 0 7 0 . 0 4 2 7 )1 . 6 1 . 7 8 20 . 0 7 0 . 0 4Y ，故 0 . 5 6 , 1 7 8 2XY。 由表取 1.2pf 则， A 轴承的当量动载荷 ( ) 1 0 1 1 . 7A p A r A a rP f X F Y F N C ，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 663311 0 1 0 1 4 0 0 0( ) ( ) 3 0 6 7 06 0 6 0 1 4 4 0 1 0 1 1 . 7rAh ACLhnP （） 校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 2 2 2 22 9 0 . 5 9 7 2 . 5 1 0 1 5 . 0B r B Z B XF F F N 当量动载荷 1 . 2 1 0 1 5 . 0 1 2 1 8 . 0B p B r rP f F N C ，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 663311 0 1 0 1 4 0 0 0( ) ( ) 1 7 5 7 66 0 6 0 1 4 4 0 1 2 1 8 . 0rBh BCLhnP nts 24 2 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 1. 中间轴上的功率224 . 0 3 4 , n 3 4 2 . 8 6 / m i nP k w r转速转矩 42 1 1 . 2 3 9 1 0T N m m 求作用在齿 轮上的力 高速大齿轮 : 421211112 2 1 1 . 2 3 9 1 01 2 7 5 . 41 7 6 . 2 5t a n t a n 2 01 2 7 5 . 4 4 7 8 . 5c o s c o s 1 4 . 0 3t a n 1 2 7 5 . 4 t a n 1 4 . 0 3 3 1 8 . 7tnrtatTFNdaF F NF F N ooo低速小齿轮 : 4221222 2 1 1 . 2 3 9 1 0 3 2 9 5 . 96 8 . 2t a n 3 2 9 5 . 9 t a n 2 0 1 1 9 9 . 6tr t nTFNdF F a N o初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。 根据表，取 112A ， 于是由式初步估算轴的最小直径 33m i n 2 2/ 1 1 2 4 . 0 3 4 / 3 4 2 . 8 6 2 5 . 5d A P n m m o 这是安装轴承 处轴的最小直径1d4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1 ）初选型号 6206 的深沟球轴承 参数如下 3 0 6 2 1 6d D B 36ad mm 56aD mm 基本额定动载荷 19.5rC KN 基本额定静载荷 11.5rC KNo故1730d d m m。 轴段 1 和 7 的长度与轴承宽度相同 ,故取1716l l mm，26 36ad d d m m ，2620l l mm( 2 )轴段 3上安装低速级小齿轮 ,为便于齿轮的安装 ,3d应略大与 2d ,可取3 40d mm。齿轮左端用套筒固定 ,为使套筒端面 顶在齿轮左端面上 ,即靠紧 ,轴段 3 的长度3l应比齿轮毂长略短 ,若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽1 75b mm，取3 70l mm。小 齿轮右端用轴肩固定 , 由 此 可 确 定 轴 段 4 的 直 径 , 轴肩高度 dh 1.007.0 , 取4 44d mm, hl 4.14 ,故取 mml 64 ( 3)轴段 5上安装高速级大齿轮 ,为便于齿轮的安装 , 5d应略大与6d,可取5 40d mm。nts 25 齿轮右端用套筒固定 ,为使套筒端面顶在齿轮右端面上 ,即靠紧 ,轴段 5 的长度5l应比齿轮毂长略短 ,若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 45b mm ，取5 41l mm。大 齿轮 左端用轴肩固定 , 由 此 可 确 定 轴 段 4 的 直 径 , 轴肩高度 dh 1.007.0 , 取4 44d mm, hl 4.14 ,故取 mml 64 。 取齿轮齿宽中间为力作用点 ,则可得1 63L mm, 2 62L mm，3 51L mm（ 4）参考表 15 2，取轴端为 01.2 45 ，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。 中间轴的 结构 布置 nts 26 5.轴的受力分析、 弯距的计算 1）计算支承反力： 在水平面上 1 3 2 2 31 2 3() 2 5 1 4 . 3ttAXF L F L LFNL L L 1 3 1 8 . 7A Y aF F N12 2 0 5 7 . 0B X t t A XF F F F N 在垂直面上： 21 3 1 2 2 31 2 3()20 , 1 0 8 0 . 7r a rB A ZdF L F F L LM F NL L L 故12 5 9 7 . 4B Z r r A ZF F F F N 总支承反力： 2 2 2 2 2 22 5 1 4 . 3 3 1 8 . 7 1 0 8 0 . 7 2 7 5 5 . 2A A X A Y A ZF F F F N 2 2 2 22 0 5 7 . 0 5 9 7 . 4 2 1 4 2 . 0B B X B ZF F F N 2)计算弯矩 在水平面上： 13 2 0 5 7 . 0 5 1 1 0 4 9 0 7 .B X B XM F L N m m 21 2 5 1 4 . 3 6 3 1 5 8 3 7 2 . 9 .A X A XM F L N m m 11 1 0 4 9 0 7 .X B XM M N m m22 1 5 8 3 7 2 . 9 .X A XM M N m m在垂直面上： 13 3 0 4 6 7 . 4 .B Z B ZM F L N m m 21 3 1 5 8 5 5 2 . 8 .2B Z B Z a dM F L F N m m 21 1 0 8 0 . 7 6 3 6 6 9 2 2 . 1 .A Z A ZM F L N m m 11 3 0 4 6 7 . 4z B ZM M N m m 11 5 8 5 5 2 . 8z B ZM M N m m 22 6 6 9 2
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