机械设计课程设计(二级齿轮减速器).

1、华南农业大学机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机班级：07机械5班学号：200730510512设计者：李健立指导老师：卿艳梅目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择 44. 分配传动比 55. 传动系统的运动和动力参数计算 66. 设计高速级齿轮 77. 设计低速级齿轮 128. 链传动的设计 169. 减速器轴及轴承装置、键的设计 181轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 182轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 243轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 2910. 润滑与密封 3411. 箱体结构尺寸 3512. 设计总结 36参考文献 36#一 题目及

2、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F =4000N，运输带速度v =0.8m/s，运输机滚筒直径为D =315mm。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为10年，每年300个工作日每天工作12小时，具有加工精度 8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

3、置如下：IV图示：5为电动机，4为联轴器，3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。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，传动效率咼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 = FX V= 4000NX o.8

4、m/s圆柱齿轮传动（8级精度）效率（两对）为n 1= 0.97 2 滚动轴承传动效率（四对）为n 2= 0.98 4 弹性联轴器传动效率n 3 = 0.99输送机滚筒效率为n 4= 0.97 链传动的效率n 5= 0.96 电动机输出有效功率为Pw4000X0.8"“cowP =24 3841.28W3 小2 小3 小4 X n50.972 x 0.984 汉 0.99 汉 0.97 汉 0.96电动机输出功率为P' = 3841.28W型号查得型号Y112M-4三相异步电动机参数如下额定功率p=4.0 kW满载转速1440 r/mi n同步转速1500 r/mi n选用型号

5、Y112M-4三相异步电动机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i =皿其中i是传动系统的总传动比，多级串联传nw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 nm-Or/min，nw=6°v= 60.8 =48.5r/min 兀d 3.14 汉 0.315J440 = 29.69nw48.5取h = 3i 29.69 cccI2 一-9.90ii 3ih = J(1.31.4) i2= 3.59 3.72取ih =3.60,i 2贝 Vi| = = 2.75ihi:总传动比i1:链

6、传动比i| ：低速级齿轮传动比ih:高速级齿轮传动比h = 3i2 =9.90 ih =3.60 il =2.755传动系统的运动和动力参数计算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/mi n)no=1440ni=1440n2=400n 3=145.45n 4=48.48功率P(kw)P=4.0Pi=3.96P2=3.764P3=3.758P4=3.366转矩t(n m»Ti=26.263T2=89.866T3=246.743T4=663.063两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比iioi=1ii2=3.6i23=2.75i34=3传动效率nn 0i=O.99n i2=

7、0.97n 23=0.97n 34=0.96五传动系统的运动和动力参数计算结论过程分析设：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、二、1、 V ；对应各轴的输入功率分别为打、-、二、；对应各轴的输入转矩分别为-'1、二、-1、 1 ；相邻两轴间的传动比分别为二、；相邻两轴间的传动效率分别为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4 OCf (调质)，硬度为2 8 0 HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为2 4 0 HBS二者材料硬度差为40 HBS3) 运输机为一般工

8、作机器，速度不高，故选用 7级精度4) 选小齿轮齿数Z 1=2 4，大齿轮齿数Z 2=i i Z 1 = 3.6X 24=86.4,取Z2=87。5) 选取螺旋角。初选螺旋角匕-142 按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即 d14-2klTL 1(ZhZe)d % U<! h 1) 确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt = 1.6(2) 由图10 30，选取区域系数ZH二2.433(3) 由图10 26 查得 '-! = 0.78；-.2 = 0.87；：.=；：1T.65(4) 计算小齿轮传递的转矩久=95.5 1p n(= 95.5 1 03. 9 6 七1 44

9、 0 x2.N6mm2 1 0(5) 由表10 7选取齿宽系数门d =1(6) 由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2(7 )由图1 0 2 1d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二h佃1二600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 -hlim2二550MPa(8) 由式10 13计算应力循环次数汕=60njLh =60 1440 1 (2 8 300 10) =4.1472 109N2 =4.1472 109/3.6 =1.152 109(9) 由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1 =0.90 KhN2 =0.95(10)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率

10、为1%,安全系数为S=1，由式10 12得二H1 = Khn" h lim1 =0.9 600MPa =540MPaSE,"95 550Mpa522.5Mpa二h «H1二h2)/2 = (540 522.5)/2MPa = 531.25MPa2) 计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得9#dit1 1.653.6、2当0%歸<531.25 丿18 9.8#(1) 计算圆周速度二4小60 1000二 30.58 144060 1000=2.30m/ s#(3)计算齿宽b及模数 mntb = :：jdd1t =1 30.58 = 30.58mmmnt二d

11、1t c o S 3 0.58c01S.124m乙24h =2.n?=2.251 m2n4b/h = 30.58 A 2 . 791 0.9 6(4)计算纵向重合度邛:i =0.318”dZ1tan ： =0.318 1 24 tan 14 =1.903(5) 计算载荷系数 K已知使用系数KA =1根据v=2.30m/s ,7级精度，由图10 8查得动载荷系数KV =1.11由表10 4查得K=1.12 0.18(1 06：绪)眄 0.23 10b223=1.120.18(10.6 1 ) 10.23 1037.10 =1.417由图10 13 查得 Kf 1 =1.34K f假疋：:100

12、N / mm，由表10 3 查得 K h = K f =1.4b故载荷系数 K =KaKvKh-Kh=1 1.11 1.4 1.42=2.21(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10a得d1 = d1t 3 K / Kt =30.583 2.21/1.6 = 34.06mm计算模数mn11#d1 c o s乙#3.按齿根弯曲强度设计由式10 17mn3 2KTYcos2 一： Yf：Ys： dZ；电S1) 确定计算参数(1)计算载荷系数K -KaKvKf.K-1 1.11 1.4 1.34 = 2.08(2)根据纵向重合度；=1.903，从图10 28查得螺旋角影响系数Y

13、 =0.88#(3)计算当量齿数ZV- COZ24曲14宀6.27ZV2 二耳cos P88795.24cos314#查取齿形系数由表10 $查得 YFa1 =2.592 YFa2 =2.172(5) 查取应力校正系数由表10 $查得 YSa1 =1.596 YSa2 = 1.798(6) 由图10 20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 -fe2二380MPa(7) 由图10 18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1 = °85 KFN2 =°8813(8) 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得二

14、 F 1KFN1 二 FE1 _ S0.85 5001.4= 303.57M P a二 F 2Kfn 2二 FE2 _ S0.88 3801.4= 238.86M P a(9)计算大小齿轮的YFaYsa2fYf31Ysoi 2.592 1.596 0.01363二f1303.57丫Fa2YSa2 = 2.172 1.798 =0.01635二 f2238.86大齿轮的数据大2)设计计算3 2一2.08一2.6262一104一0.88一cos214V1x24=1.650.01635 二 1.159mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn

15、 = 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d 34.06mm来计算应有的齿数。于是有乙二 j=34.06 cos14 = 22.03 mn1.5取 Z1 =22，贝y Z2乙=3.6 22=79.2取 Z2 =804 几何尺寸计算1)计算中心距 a = (Z1 Z2)mn2cos P(2280) 1.52 cos14二 78.84mm将中心距圆整为 79mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1 Z2)mn2a二 arccos(2280) 1.52 79= 14.45#因值改变不多，故参数；：.、K . > ZH等不必修正。#

16、3）计算大、小齿轮的分度圆直径d2COS :Z2m2 cos :22 1.5cos14.45=34.07mm80 1.5123.92mmcos14.454）计算大、小齿轮的齿根圆直径dfi 二di -2.5mn =34.07-2.5 1.5 =30.32mmdf2 二d2-2.5mn =123.92-2.5 1.5 = 120.17mm5）计算齿轮宽度b -：加1 =1 34.07 = 34.07mm圆整后取 B2 =35mm ； B| =40mm5验算d12 2626234.07= 1541.6N15#=45.24 N / mm : 100N / mmKaR1 1541.6b 34.07合适

17、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4 OCf (调质)，硬度为2 8 0 HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为2 4 0 HBS二者材料硬度差为40 HBS3) 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Z 1=2 4，大齿轮齿数Z 2=i i Z 1 = 2.75X 24=66。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10 9a进行试算，即d1t 启2.32辛：口 吐!(一)2 tu 匚h1)确定公式各计算数值(1) 试选载荷系数Kt =1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩55，5

18、. 5 甩 09 5.5=8 .砖 74 N 1nQmn2400(3) 由表10 7选取齿宽系数 d = 1(4) 由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE =198.8MPa1/2(5) 由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；H|im1 =600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 二H lm2二550MPa(6) 由式10 13计算应力循环次数N1 =6 0n h 6 04 0 01( 2830 0= 10)1.1 5 21 0N2 =1.152 109 /2.75 = 0.4189 109(7) 由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1 =0.96 KHN2 =1.05

19、(8) 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式10 12得gi=KHN1sHlim1 =0.96600MPa=576MPa17#二H 2_ Khn 2；H lim 2 _ S= 1.05 550MPa =577.5MPa#2) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径dit，代入匚h 中的较小值dit 一2.323停8.98"4 型(竺60.00mm2.75 576#(2)(3)计算圆周速度 d 1t n?v =60 1000计算齿宽b二 60.00 40060 1000九256"#b = :'Jdd1t = 1 60.00 = 60.00mm(4

20、)计算齿宽与齿高之比b/hd1t模数mnt乙60.00 2.5mm24#=2.25 2.5 =5.625 mm齿高h畝25%b/h =60.00/5.625 =10.67(5)计算载荷系数K#-1.07根据v= 1.256m/s,7级精度，由图10 8查得动载荷系数假设 K AFt / b ： 100N / mm，由表10 3 查得K H .空=K F .空=1由表10 2查得使用系数KA =1由表10 4查得Kh，1.12 0.18(1 06：d)d 0.23 10“b=1.12 0.18(1 0.6 12) 120.23 10” 63.39 =1.422由图10 2 3 查得 Kf 1 =

21、1.35故载荷系数 K 二 KAKVKH：.KH，1 1.07 1 1.422 = 1.522(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10a得d d1t 3 KTK 二 60.0031.522/1.3 二 63.24mm(7) 计算模数mm = di /Zi = 63.24/ 24 = 2.633. 按齿根弯曲强度设计由式10 5得弯曲强度的设计公式为min 32KYYs：左z 2d Z1由图10 20c查得1)确定公式内的计算数值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 "FE500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE2二380MPa19#(2)由图10 18查得弯曲疲劳寿

22、命系数#K fn 1 =0.85 Kfn2 =0.88#(3)(4)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1.4，由式10 12得KFN1crFE1 0.85 江 500 訂 FN1 FE1MPa =303.57 MPaSKfN2 二 FE23r-计算载荷系数1.40.88 380 MPa =238.86MPa1.4#K 二 KaKvKf ：Kf ： =1 1.07 1 1.35 = 1.4445#(5)查取齿形系数#由表10 5查得 Ypa1 =2.65 论2 =2.212#(6)查取应力校正系数#由表10 5查得 YSal =1.58YSa2 =1.774#(7)计算大小齿轮

23、的浪匕，并比较升込=251 =0.01379303.57匚F】1菲玄2丫Sa2J22.212 1.774= 0.01643238.86#大齿轮的数据大2)设计计算#3 2 1.4445 8.987 1041 2420.01643 = 1.95mm21对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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1.95，并就近圆整为标准值m=2.0mm。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a = 63.24m m来计算应有的齿数。于是有 乙=d“/m =63.24/2.0 =31.62取乙=32大齿轮齿数Z2 JZ1 =2.75

24、 32 =884 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径d =Z1 m=32 2.0= 64.0mmd2 = Z2m=88 2.0= 176.0mm2) 计算齿根圆直径df1 =m0 -2.5) =2.0 (32 -2.5) = 59.0mmd f2 二 m(Z2 - 2.5) = 2.0 (88 - 2.5) = 171.0mm3) 计算中心距a = (a d2)/2 =(64 176)/2 = 120mm4) 计算齿宽b = dd| =1 64.0= 64.0mm取 B2 =65mm B1 = 70mm5验算d1嗨7° . 2808.44 N64.0#KaRb合适1 2808.44 =

25、43$8N/mm ：100N/mm 64.0八.链传动的设计1. 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数 乙=15，大齿轮的齿数为 乙二i乙=3 15 = 45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Ka =1.0，由图9 13查得Kz =1.35，单排链，则计算功率为：巳=KAKZP =1.0 1.35 3.758 = 5.073kW3. 选择链条型号和节距根据 Pca = 5.073kW及 n = n3 =145.45r /min 查图 9 11，可选 20A-1。查表 9 1，链 条节距为p = 31.75mm。4. 计算链节数和中心距初选中心距 a0 =(3050)

26、p =(3050) 31.75 =952.51587.5mm。取 a0 = 1200mm。相应得链长节数为LP0 = 2虫 乙 S f 2Z §卫：、1 0 6. ,1 5取链长节数 p 22 兀a0Lp =106节。查表9 7得到中心距计算系数 人=0.24799，则链传动的最大中心中心距为：a =9Lp - (乙 Z2)l 1196.8mm5. 计算链速V，确定润滑方式rrZ P 1 45. 45 旳 53 1.,75 厶v -1.1ms60 1000 60 1000由v = 1.46m / s和链号20A 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p3

27、758有效圆周力为：FP =100010003267.8 Nv1.15链轮水平布置时的压轴力系数 KFp =1.15,，则压轴力为FP : KFpFe =1.15 3267.8 ： 3758N7.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dd=P o1800 sin （）小链轮：dz1 =152.7mm大链轮：dz2=4552mm齿顶圆直径da1.6damin =d + p（1 -牙）-didamax " +1.25p -di小链轮：daz1min =162.0mmdaz1max =1733mm大链轮：daz2min =4668mmdaz2max =4758mm齿根圆直径

28、dfdf =d _d1小链轮：dfz1=1337mm 大链轮：d fz2 = 436,2mm齿高hahamin =05（ p d1）hamax=0.625p-。耳宀詈小链轮：haz1min = 6.35mmhaz1max =1201mm大链轮：haz2min =635mmhaz2max =1088mm确定的 最大轴 凸缘直 径dg1800dg-pcot z j04h2-0.76小链轮：dgz1 =11722mm 大链轮：dgz2 =42190mm九.减速器轴及轴承装置、键的设计1.1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1输入轴上的功率 R =3.96kw,转速n, =1440r/min转矩 T,

29、 =2.626 104N mm2 求作用在齿轮上的力2T,di2 2. 6263 4. 0 71=1 3 2 8.N225t anant a n 2 0Fr 二 Ftn =1 3 2 8. 24 99. 2co Sc o s 1 4. 4 5Fa = Ft t a n 1 3 2 8. 2 t an 14. 45N 342. 33 .初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表153，取 A =112（以下轴均取此值），于是由式1 5 - 2初步估算轴的最小直径dm i 尸 AV 1 n1 1边 3.96/ 1440 mm. 6 9输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径a,.为了

30、使所选的轴直径a工与#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=KA,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取Ka=1.3,则,Tea 二 KaT； =1.3 2.626 104 =34140.6N mm查机械设计手册，选用HL 1型弹性柱销联轴器，J出沁L1，七LIL其公称转矩为160000Nmm。半联轴器的孔径 d1 =18mm,故取d1 =18mm半联轴器长度L = 42 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =30mm。4. 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见下图）2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 为满足半联轴器的轴向定位要求，1

31、轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h =0.070.1d,故取2段的直径d2 =20mm l 21mm。半联轴器与轴配合 的毂孔长度L1 =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li的长度应该比 J略短一点，现取h =28mm(2) 初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 d2 =20mm，初选型号6205轴承，其尺寸为d D B =25 52 15，基本额定动载荷=14.0KN基本额定静载荷C r = 7.88KN , da = 31mm Da = 46mm，故 d3 = d8 = 25mm,轴段 7 的长度与轴承宽度相同，故取|3 =18 =15mm(3) 取齿轮左

32、端面与箱体内壁间留有足够间距，取l4 =94mm。为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，由于6205的深沟球轴承的定位轴肩直径da =31mm，大于齿根直径df1 = 30.32mm。因此根据齿根直径，定 d 28mm(4) 轴段5为齿轮，齿根直径df 30.32mm，分度圆直径d 34.07mm，齿顶圆直径 da = 36mm ,齿宽 b = 34.07mm为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段7的直径同轴段4 d7二d4二28mm,l7 =15mm(5)取齿轮齿宽中间为力作用点 ，则可得L, =56.5mm,L2 = 116.5mm, L41.5mm(6)参考表15- 2,取轴端为1 45

33、0，各轴肩处的圆角半径见CAD图。#输入轴的结构布置5 受力分析、弯距的计算(1) 计算支承反力 在水平面上FaxFt L3L2 L3= 348.9Nfbx 二 Ft- Faxz979- 3N二 Fa 二 342.3N(2) 在垂直面上、Mb =O,Faz卩丄3卡玄笃L2 L3-167.9N27#故 Fbz =Fr -Faz =499.2-167.9 =331.3N#总支承反力Fa =.FAXfAyFAz二.348.92342.32167.9 516.8NFBF；Ff 979.32331.32 “033.8N2)计算弯矩并作弯矩图(1) 水平面弯矩图M ax - Fax L? =348.9 1

34、16.5 = 40646.9N .mmM bx 二 M ax 二 40646.9N .mm(2) 垂直面弯矩图M AZ = FAZ L2 =167.9 116.5 = 19560.4N mmM BZ - Fbz L3 =331.3 41.5 = 13748.95N mm(3) 合成弯矩图M A :fM Ax M Ah：i40646.92 19560.4245108.5 N mmMb =mBx mBz 二 ' 40646.92 13748.9542909.3N mm3) 计算转矩并作转矩图T 二 T6.26J3m6作受力、弯距和扭距图#Ma7.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（ A

35、型）h =6mm L=25mm联轴器：由式6 1,：; - 2Tl2 26.263 969.4MPap kid,0.5 汇 6 汇（253）汉 10 汉 18查表 6 2，得-p =100120MPa- p : - p，键校核安全&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15 5，并取 - -0.6，轴的计算应力匚ca *Ma2（： TJ2 /W =14.7MPa由表15 1查得二T=60MPa，二ca:：二T】，故安全9.校核轴承和计算寿命(1)校核轴承A和计算寿命径向载荷 Fa= .、fAz F；

36、167.92 348.92 =387.2N轴向载荷 FAa 二 Fa =342.3N由FAa / FAr =0.884 e,在表13 $取X = 0.56。相对轴向载荷为F 342 3a0.0434，在表中介于0.040 0.070之间，对应的e值为0.24 0.27C07880之间，对应Y值为1.8 1.6,于是，用插值法求得Y =1.6(1.8 -1.6) (0.07 -0.0434)=1.782，故 X =0.56, Y =1.782。0.07-0.04由表13 6取 fp =1.2贝打A轴承的当量动载荷Pa = fp(XFAr YFAa) = 1011.7N : Cr，校核安全该轴承寿

37、命该轴承寿命10(J4000)360 14401011.7=30670h31#(2)校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBrFBZfBX290.52 972.52 = 1015.0 N当量动载荷 FB 二 fpFBr =1.2 1015.0 “218.0N : Cr，校核安全该轴承寿命该轴承寿命二垃 £)360n/ Pb6=17576h10,14000、3( ) 60 14401218.02. 2轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率 F2 =3.76kw,转速n2 =400r/min转矩T2 =8.987 104N mm2 求作用在齿轮上的力#高速大齿轮：2T2d242

38、&987 10 “450.5N123.9233tan antan 20 'Fr1 =Ft1n =1450.5545.2 Ncos Pcos14.45Fa1 =Ft1ta n：? =1450.5 tan 14.45 =373.8N低速小齿轮:2T22 8.987 104d1 一 64=2808.4 N#Fr2 = Ft2 tan an = 2808.4 tan 20 = 1022.2 N3 .初定轴的最小直径 选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表15 3，取 A =112 ,于是由式152初步估算轴的最小直径dmin 二 A3F2/ri2 =1123 3.76/400 = 23

39、.6mm这是安装轴承处轴的最小直径a4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6205的深沟球轴承参数如下#d D B=25 52 15 da =31mmDa = 46mm 基本额定动载荷 Cr =14.0KN#基本额定静载荷 C r二7.88KN 故d<| = d7二25mm。轴段1和7的长度与轴承宽度相同，故取 l1 =l7 =15mm, d2 = d6 二 da = 31mm, l2 T6 二 20mm(2 )轴段3上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，d3应略大与d2,可取d3二35mm。 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l

40、3应比齿 轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽-64mm，取l3 =60mm。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h =0.07 0.1d ,取d4 =38mm, l4 =1.4h,故取 l4 = 5mm(2) 轴段5上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大与d6,可取d5 =35mm。 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l5应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b =35mm，取l5二33mm。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h = 0.07 0.1d ,取d4 =38mm, l4 =1.4h,故取

41、14 = 5mm。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L| = 55.5mm, L? =54mm, L 42.5mm(3) 参考表15-2,取轴端为1.2 450，各轴肩处的圆角半径见 CAD图。中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算1) 计算支承反力：在水平面上Fax = 一3=2188.5NL1+L2+L3FAy = Fa1 = 373.8NFbx = Fti Ft2 - Fax = 2070.4N在垂直面上：FrlL3 + Fajd22 + Fr2X：(L2 + L3)' Mb = O,Faz2843.0NLi 十 L2 + L3故 Fbz 二卩“ F2 - Faz = 724

42、.4N总支承反力：Fa *fAX FAY FAZ 二.2188.52 373.82 843.02 =2374.8NFB = , F； FBZ 二. 2070.42724.42 二 2193.5 N2) 计算弯矩在水平面上：M1BX = Fbx L3 = 2070.4 42.5 = 87992N.mmM2AX =Fax L1 =2188.5 55.5 = 121461.8N.mmM1X = M1BX =87992N.mmM2X 二Mz =121461.8N.mm在垂直面上：M1BZ = Fbz L3 =30787N.mmM 1BZ= FBZ L3 Fa1 霧 =58864.8N .mmM 2AZ

43、 = Faz L| =843.0 55.5 = 46786.5N.mmM1z =M1Bz =30787N mmM 1z =M 1BZ =58864.8N mmM 2Z = M 2AZ = 46786.5N mm故M1 = .M； M；z »i879922 307872 =93222.5N mmM； = .、M； M = 87992258864.8 105866.2N mmM M 2X M 1 = .1 2 1 46 12 846786. 51l3 0rr1n6 1. 23）计算转矩并作转矩图35T =T2 =89870N mmSyLIL2Fn iL3Rz、乐Mex6作受力、弯距和扭距

44、图MMMMezMi37#1）低速级小齿轮的键由表6 1选用圆头平键（ A型）b h =10 8 L=50mmk =0.5h =4mm 丨=L -b =46mm由式 6 1, r = 2T2 =31.5MPap kdl查表 6 2,得二 p =100120MPa ；p：；p，键校核安全2）高速级大齿轮的键由表6 1选用圆头平键（ A型） b h=10 8 L = 28mmk =0.5h =4mm 丨二 L -b = 18mm2T由式 6 1,；p 2 =80.52MPap kdl查表6 2,得；p =100120MPa rp ：.- p，键校核安全&按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图

45、和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式15 5，并取0.6c2,;''m 2 G T2）2 / 31.2MPa由表15 1查得二=60MPa，二2a : - j，校核安全。9.校核轴承和计算寿命1）校核轴承 A和计算寿命径向载荷 FA二 FAX ' FAZ = 2345.6 N轴向载荷 FAa 二 Fay = 373.8NFA / F A=r0 1 2查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, fp =1.01.2,取 fp =1.0,故Pa = fp（XFAr YFAa）=2345.6N因为P C ，校核安全。r106 c该轴承

46、寿命该轴承寿命 LAh（ L）3=17715h60n2 PA2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr =>fBX Fbz =2193.5N当量动载荷PB = fpFBr =2193.5N : G，校核安全106 C该轴承寿命该轴承寿命 LBh（匚）3 =33850h60n2 PB查表13-3得预期计算寿命Lh =12000： LBh，故安全。33轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1.输入功率 R =3.758KW 转速 n3 =145.45r/min转矩 T3 -246.74N m2. 第三轴上齿轮受力2T3d22 246740-2803.9NFr = Ft tanan =2803.9

47、tan20°=1020.5N3. 初定轴的直径轴的材料同上。由式15 2，初步估算轴的最小直径dmin =A 3 PJ7 =1123 3.758/145.45 =33.11mm这是安装链轮处轴的最小直径dk，取dd35mm,查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：h =4 (丄 0.01dzi 9.5mm) = 72.0mm，为保证链轮与箱体的距离，取78mm64. 轴的结构设计1) 拟定轴的结构和尺寸(见下图)2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 轴段2和轴段7用来安装轴承，根据 a =35mm,初选型号6308的深沟球轴承，参数基本：d D B = 40 90 2

48、3 d 49mm Da=81mm 基本额定动载荷Cr -40.8KN 基本额定静载荷 Cr =24.0KN。由此可以确定：d2 =d7 =40mm l2 =l7 = 23mm(2) 为减小应力集中，并考虑左右轴承的拆卸，轴段3和6的直径应根据6308的深沟球轴承的定位轴肩直径 da确定，即d3二d6二da二49mm，取16 = 18mm(3) 轴段5上安装低速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大与d6,可取d5 =54mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b =64mm，取l5二60mm。大齿轮右端用轴肩固

49、定，由此可确定轴段4的直径，轴肩高度h二0.07 0.1d ,取d4 =64mm, l4 =1.4h,故取 l4 =6mm。(4) 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取|3 =56mm(5) 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L| = 57.5mm, L2 =105.5mm, L3 = 89.5mm(6) 参考表15 2,取轴端为1.2 450，各轴肩处的圆角半径见 CAD图。输出轴的结构布置39<.J.,41#5. 轴的受力分析、弯距的计算(1)计算支承反力在水平面上#' Max =0 Fbx在垂直面上F AXFtFp - Fbx = 20.5NM BZ 0, FAZFrL2-660.5NL1 L2故 Fbz 二 Fr - Faz= 1020.5-660.5 = 360N(2 )计算弯矩1)水平面弯矩Ft L1 FpL3 = 6051.2NL1 L2#在C处，MCXFAXL -20.5 57.5 = 1178.8N mm在B处，Mbx二-Fp 二-3267.8 89.5 二-292468.1N mm#2)垂直面弯矩#在 C 处 Mcz 二 FazJ =660.5 57.5 = 37978.8N mm(3)合成弯矩图在 C 处 M c = jMCx +MCz = 1178.837978.8 37997.1N mm在 B 处，M B = , MBX2 =