课程设计(二级齿轮减速器)

1、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 3613. 参考文献 36一 题目及总体分

2、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）。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。减速器类型选择：选用展开式 两级圆柱齿轮减速器。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。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

3、般做成斜齿，低速级可做成直齿。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。整体布置如下：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，。酽锕极額閉镇桧猪訣锥。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.。彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。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

4、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.8m/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 宀2 宀3 小4 小50.972 汉 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

5、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Y112M-4三相异步电动机四分配传动比的 目论 结中 茜 其 M mW 比 n n 动 一一 传993 9 - -1 2n 川 / r IX O in- 加006, - tin w .rn 入 m r 柳 o 工 1 为 _一 w n n;下 n如 n算 计£3-h/55r-d江-'W57一一-Q 5 4448.1 4-m w n n-分配性取ii3-Y动比一一9 3一一 一 h=2h-3-12h取Hu 贝572=2一一比 动 传 链1亠'咼h比传动系统的运动和动力

6、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=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、

7、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40HBS謀养抟箧飆鐸怼类蒋薔。3) 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 = 3.6X 2

8、4=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 d1t _3 2ktTt u T(ZhZe)2、 d % u <! H 1) 确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt(2) 由图10 30，选取区域系数ZH -2.433(3) 由图10 26 查得=0.78；：.2=0.87:二；：1 ； ：2 =匸65(4) 计算小齿轮传递的转矩T=95.5 1p n/=95.5 1 03. 96 1 440 x2.h52r6r2 1 0(5) 由表10 7选取齿宽系数Gd =1(6) 由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE =189.

9、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-H lim 1 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限-HIim2 =550MPa(8) 由式10 13计算应力循环次数92 =60njLh =60 1440 1 (2 8 300 10)=4.1472 10QQN2 =4.1472 10 /3.6 =1.152 10(9) 由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数K hn 1 = 0.90 K hn 2 = 0.95(10)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tH1 = Khn仆 H lim 1 =0.9 600MPa =

10、540MPaS二日2=0.95 550M P a522.5M P aS二H =( + 二H2)/2 =(540522.5)/2MPa =531.25MPa2) 计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得dit =32 1 .6 26 2 6 2 1 0 4.611.6 53 . 6-?35 3 1.40218 9.8(2)计算圆周速度兀gg兀汉30.581440 c cc /v S2.30m/s60 1000 60 1000(3) 计算齿宽b及模数 mntb = ：dd1t =1 30.58 = 30.58mmmnt二d1t c o s 3 0.58cO1s.124m乙24h =2.2

11、nn?=2 .2 51 m2n4b/h = 30.58 /2 . 791 0.9 6(4)计算纵向重合度:-=0.318 dZtan ： =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 0.6乂)乂 0.23 10“b223=1.120.18(10.6 1 ) 10.23 1037.10 =1.417由图10 13 查得 Kf 一： =1.34K f假疋100N / mm，由表10 3 查得 K h = K f =1.4b故

12、载荷系数 K 二 KaKvKh-Kh1.11 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(7) 计算模数mnd1 c o!S 34.£6 Cof 1mm243.按齿根弯曲强度设计由式10 17 mn3 2KT1Y 'cos Yf-Ys-"V dZ；%升1)确定计算参数(1)计算载荷系数K =KaKvKf-Kf2=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 =0.

13、88(3)计算当量齿数Z1 cos3 ：Zv2 =暑-cos3荷87 二 95.24查取齿形系数由表10 5查得 YFa1 =2.592 YFa2 =2.172(5) 查取应力校正系数由表10 5 查得 YSa1 =1.596Ysa2 二 1.798二 FE1 =500MPa(6) 由图10 20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE 2 =380 MPa(7) 由图10 18查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfn1 =°85 Kfn2 =0.88(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 F 1KFN1 二 FE1 _ S0.

14、855001.4= 303.57M P a二 F 2Kfn 2二 FE2 _ S0.88 3801.4= 238.86M P aYFa1Ysal甘YFa2Ysa2二F 22.592 1.5960.01363303.572.172 1.7980.01635238.86(9)计算大小齿轮的YFaYsa二 F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 = 1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳

15、强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 34.06mm来计算应有的齿数。于是有dr cos P 34.06xcos14Z1 = 22.03厦礴恳蹒骈時盡继價骚。g1.5取 Z1 =22，贝U Zi1 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 79mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角匕=arccos(Z1 乙皿 -arccos(22 80) 1. 14.452a2汉79因：值改变不多，故参数；：.、K . > ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的

16、分度圆直径COS :22 1.5cos14.45=34.07mmd2Z2m2 cos :80 1.5cos14.45=123.92mm4）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 - :>dd1 =1 34.07 = 34.07mm圆整后取 B2 =35mm ; E =40mm5验算2T1d1H6?=1541.6N34.07KaR1 1541.645.24N / mm 100N / mmb 34.07合适七设计低速级齿轮1选精

17、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40HBS茕桢广鳓鯡选块网羈泪3) 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u 1（ ZE）2u （h）1) 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55T9 5 . 5 F2 0 9

18、 5.54 . 5 9 T4 N1n0mn2400(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:二H |im = 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim2 -550MPa(6) 由式10 13计算应力循环次数N1=6 0nhL= 604 0 01（ 2830 0=耳0）1.15 21 099N2 =1.152 10 /2.75 =0.4189 10(7)由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数K hn 1 = °.96 K hn 2 = 1.05(8

19、) 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得匚H1= 0.96 600MPa =576MPa二H 2】=K HN 2二 H lim 2S= 1.05 550MPa =577.5MPa2) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入匚H】中的较小值dit 一2.3231.3 開 104 3.75(189.60.00mm2.75 576(2)(3)计算圆周速度Ttd1tn2v =60 1000计算齿宽b書驟十56b = Gdd1t = 1 60.00 = 60.00mm(4)计算齿宽与齿高之比b/hd1t模数mnt乙60.00 2.5mm24=2.25 2.

20、5 =5.625mm齿高h =2.25口玳b/h =60.00/5.625 =10.67(5)计算载荷系数K根据v=1.256m/s,7级精度，由图10 8查得动载荷系数= 1.07假设 KAFt /b : 100N / mm，由表10 3查得Kh ：二 kf ： - 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 =1.35故载荷系数 K 二KAKVKH：.KH，1 1.07 1 1.422 =1.522(6

21、)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 K7KT 二 60.0031.522/1.3 二 63.24mm(7) 计算模数mmud, Z1 = 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2KT1 YYs：Z 2d Z11)确定公式内的计算数值(1)mn -3匚f由图10 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；十£2 =380MPa(2)由图10 18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.85KFN2 =0.88(3)(4)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1

22、%,安全系数为S=1.4，由式10 12得KFn1；fe10.85 500.訂 fn1 fe1MPa =303.57MPaS1.4；F2 = Kfn2二fe2 = 0.88 380抽卩& =238.86MPaS1.4计算载荷系数K =KaKvKf：.Kf，1 1.07 1 1.35 =1.4445(5)查取齿形系数由表10 5查得 YFa1 =2.65 YFa2 =2.212(6)查取应力校正系数由表10 5查得 YSa1 =1.58Y.a2 =1.774Sa2(7)计算大小齿轮的""，并比较込=28=0.01379匚Fh 303.57-0.01643238.86Y

23、Fa2Ysa22.212 1.774L-f2大齿轮的数据大2)设计计算0.01643 = 1.95mm3 2 1.4445 8.987 104V1x242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d 63.24mm来计算应有的齿数。于是有 乙=dj / m = 63.24 / 2.0二31.62取Z 32鹅娅尽損鹤惨歷茏鴛賴。大齿轮齿数 Z2 J2Z1 =2.75 32 =884 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径4 =Z1 m=3

24、2 2.0= 64.0mmd2 = Z2m=88 2.0 = 176.0mm2) 计算齿根圆直径df1 切0 -2.5) =2.0 (32-2.5) =59.0mm df2 =m(Z2 -2.5)=2.0 (88 -2.5) = 171.0mm3) 计算中心距a =(d1 d2)/2 =(64 176)/2 = 120mm4) 计算齿宽b =討=1 64.0 = 64.0mm取 B2 =65mm B 70mm5验算F 巫竺,808.44N d164.0KaFb合适1 2808.4464.0=43.88N /mm : 100N / mm八.链传动的设计1. 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数 Z,

25、=15，大齿轮的齿数为 Z2二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：FCa =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 =(30 50)p =(30 50) 31.75 =952.5 1587.5mm。取 a0 =1200 mm

26、。相应得链长节数为LP0 =2別十Z1 +Z2+ $ 2-Z 严貽1 06. ,15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 = fipl2LPZ2)l ： 1196.8mm5. 计算链速V，确定润滑方式n3Z P 1 4 5. 45 >1 5 31.,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 758有效圆周力为：FP =100010003267.8Nv1.15链轮水平布置时的压轴力系

27、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( z )小链轮：dz1 =152.7mm大链轮：dz2=4552mm齿顶圆直径dadamin =d + p(1 一乎)didamax =d +1.25pdi小链轮：daz1min =162.0mmdaz1max = 1733mm大链轮：daz2min =4668mmdaz2max =4758mm齿根圆直径dfdf =d 7小链轮：dfz1=1337mm 大链轮：dfz2 =4362mm齿高hahamin = 05

28、( p d1)hamax - 1 +0；P小链轮：饥伽山=6.35mm0z1max =12.01mm大链轮：dz2min =6.35mmdz2max = 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 =421.90mm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m =1440r/min转矩 T1 =2.626 1 04N mm求作用在齿轮上的力2T12 2. 626 41 0Ft11 32 8.N2d13 4. 0 7FrFt!

29、ag1 328.2 tan20=4 9M9.2coscos1 4. 4 5342.Fa 二 Fttan：二 1 328. 2 tarf 14. 4 5N.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,A =112（以下轴均取此值），于是由式1 5初步估算轴的最小直径dm i 尸 A3 R1 n 1 13.96/ 14 4 0m m. 6 9输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1丄为了使所选的轴直径d1工 与.籟丛妈羥为贍债蛏练淨。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=KATi,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取Ka=1.3,则,Tca

30、 二 Ka£ =1.3 2.626 104 =34140.6N mm11查机械设计手册，选用HL 1型弹性柱销联轴器, 4如其公称转矩为160000N-mm。半联轴器的孔径 d1 =18mm ,故取d1=18mm半联轴器长度L = 42 m m ,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 l21mm。半联轴器与轴配合 的毂孔长度L1 =30mm.，为了保证轴端挡圈

31、只压在半联轴器上而不压在轴的端面 上，故11的长度应该比 L|略短一点，现取 h =28mm預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。(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 二 31mmDa = 46mm，故 d d 25mm，轴段 7 的长度与轴承宽度相同,故取|3 =|8 =15mm 渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。(3) 取齿轮左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

32、da = 31mm，大于齿根直径df1 = 30.32mm。因此根据齿根直径，定 d28mm铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。(4) 轴段5为齿轮，齿根直径df1=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4d7二d4=28mm ,l7 =15mm(5)取齿轮齿宽中间为力作用点 ，则可得J =56.5mm,L2 =116.5mm , L41.5mm(6)参考表15- 2,取轴端为1 450，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置IJ5 受力分析、弯距的计算(1) 计算支承反力 在水

33、平面上FAXFt L = 348.9 NL2 L3Fbx = Ft- F ax"9 7 9. 3NFay 二 Fa =342.3N(2) 在垂直面上、Mb =O,FazIFadL2 L3-167.9N故 Fbz 二 Fr-FAz =499.2 -167.9 = 331.3N总支承反力Fa =、. FAx fAy FAz 二.348.$ 342.于 167.92 = 516.8NFb = F； FBZ = .979.32331.32 =1033.8N2)计算弯矩并作弯矩图(1) 水平面弯矩图M ax - Fax L? = 348.9 116.5 = 40646.9 N .mmM BX

34、= M AX = 40646.9 N .mm(2) 垂直面弯矩图Maz =Faz L2 =167.9 116.5 =19560.4N mmM Bz - Fbz L3 =331.3 41.5 = 13748.95 N mm(3) 合成弯矩图MA = ,MAx MAz 二.40646.92 19560.42 = 45108.5N mmMb = ,MBx MBz = .40646.82 13748.952 = 42909.3N mm3) 计算转矩并作转矩图T 二 T=26.2 6J3m6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型）h = 6mm 6mm L=25mm联

35、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二 p ：二 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 擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。匚caMa2（： T）2/W =14.7MPa由表 15 1查得二 J =60MPa，二 ca :二，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： = 167.92 34

36、8.92 =387.2N轴向载荷 FAa =Fa =342.3n由FAa / Fa=0.884 e ,在表13 $取 X = 0.56。相对轴向载荷为Co342.37880= 0.0434，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Y =1 6 +(1.8 一 1.6尸(0.07 一°.°434) = 1 782，故 X =0.56,Y = 1.782。贓熱俣 阃歲匱阊邺镓騷。由表13 6取 fp=1.2贝打A轴承的当量动载荷Pa = fp(XF& YFAa) =1011.7 N : Cr，

37、校核安全该轴承寿命该轴承寿命106(Cr)360ni Pa6= 30670h10/14000、3( )60 14401011.7(2)校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr = Fb； FX 二 290.52 972.52 =1015.0N当量动载荷 FB 二 fpFBr =1.2 1015.0 = 1218.0 N : Cr，校核安全该轴承寿命该轴承寿命 LBh二丄'(C1)310(MOOO)3二仃57$60口 FB60X440 1218.02. 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

38、 mm2求作用在齿轮上的力 高速大齿轮：22T2 2 a987 10l1450.5N123.92Fr1Fai低速小齿轮：卡匹=1450.520 一545.2Ncos ：cos14.45=Ft1 tan 1 =1450.5 tan 14.45 = 373.8N玉/ S'987 10l2808.4Nd164Fr2二 Ft2tanan =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1$ 3，取 A =112，于是由式152初步估算轴的最小直径dmin 二 A3 P2/n2 =1123 3.76/400 = 23.6mm这是安装

39、轴承处轴的最小直径d14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 =7.88KN 故dd25mm。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 =l6 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|3应比齿 轮毂长略短，若毂

40、长与齿宽相同，已知齿宽b -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二0.070.1d ,取d4二38mm, l4 = 1.4h ,故取l4二5mm坛搏乡囂忏蒌鍥铃氈淚。(3) 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 =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,丨4 = 1.4h ,故取l4 =

41、5mm 。蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。取齿轮齿宽中间为力作用点 ,则可得L 55.5mm, L2 =54mm , L 42.5mm(4) 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：Ft1 汽 L3+Ft 产(L 扌L )3在水平面上Fax =Ft 2 (L 2 L 丿3=2188.5NL1 +L2 + L 3Fay =Fa =373.8NFbx = Fti Ft2 - Fax = 2070.4N在垂直面上：FrL + Faid2? +F/(L2+L3)' Mb=0,FAz一 - 2- =843.0NB

42、J L2 L3故 Fbz = Fm Fr2 - Faz =724.4N总支承反力：Fa = . FAX fAY fAz 二 2188.5" 373.8" 843.02 =2374.8NFb 二 x FBX FBZ = . 2070.42_724.42 =2193.5N2) 计算弯矩在水平面上：M1BX = Fbx L3 = 2070.4 42.5 = 87992 N.mmM 2ax = FAx Li =2188.5 55.5 =121461.8 N.mmM1X = M 1BX =87992 N.mmM 2X 二Mz在垂直面上：M1BZ = Fbz L3 =30787N .m

43、mmIbz =Fbz L3 Fa1 d2M-Az 二 FazM 1z =M1Bz =30787N mmM 1z = M 1BZ = 58864.8N mmM 2Z = M 2az - 46786.5N mm故M1 =、M；M -；=芳8799- 30787 = 93222.5N mmM； jjM； M'-z 87992- 58864.纟=105866.2N mmM2 = . M； M 1 = d 21 4612 846786. 51l3Ch1n61. 23）计算转矩并作转矩图T =T2 = 89870 N mm6作受力、弯距和扭距图FSy LIL2RiL3A217.选用校核键1）低速级

44、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 I = L - b = 46mm由式 6 1,-= 2T2 = 31.5MPap kdl查表6 2,得:卩=10 0120MPa ；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 l=L-b=18mm由式6 1,2Tkdl= 80.52MPa查表 6 2，得二卩=100 120MPa ；_- 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，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集

45、中，为危险截面根据式15 5，并取 =0.65 FM 2 （： T2）2 /W 二 31.2MPa由表 15 1查得二 <=60MPa , ；2a :二，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 = 2345.6N轴向载荷 FAa 二 Fay '73.8NFa I F A=r° . 1 2 查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, f p =1.0 1.2 ,取 fp =1.0,故Pa = fp（XF YFAa） =2345.6N因为P . C ，校核安全。r106 c该轴承寿命该轴承寿命 LAh（丄）3

46、 =17715h60n Pa2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr f、FBx - fBz =2193.5N当量动载荷Pb二fpFBr =2193.5N < Cr，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 P3 =3.758KW 转速 n3 =145.45r / min转矩 T3 -246.74 N m2. 第三轴上齿轮受力d22 246740176二 2803.9NFr 二 Ft tanan =2803.9 tan 20&

47、#176;=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 =A3R/n3 =112,3.758/145.4 33.11mm这是安装链轮处轴的最小直径dk，取ddk =35mm，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：dh = 4 (0.01dz1 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 d35mm，初选型号6308的深沟球轴承,参数基本：d D B= 40 90 23 d49mm D8

48、1mm 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 二 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 = d6二da = 49mm，取l6=18mm買鯛鴯譖昙膚遙闫撷凄。(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 =60mm。大齿轮右端

49、用轴肩固定，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。綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。(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L57.5mm, L2 =105.5mm , L89.5mm(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5. 轴的受力分析、弯距的计算（1）计算支承反力在水平面上-M AXR J Fp J L2L3L7= 6051.2NFax =FtFp-Fbx =20.5N在垂直面上、' M B

50、Z = 0, Faz 卩丄2 = 660.5 N故 Fbz = Fr - Faz = 1020.5 - 660.5 = 360 N（2 ）计算弯矩1）水平面弯矩在 C 处，Mcx J =20.5 57.5 =1178.8N mm在 B 处，M bx 二-FpL3 二-3267.8 89.5 二-292468.1 N mm2)垂直面弯矩在 C 处 MCz mFazL! =660.5 57.5 =37978.8N mm(3)合成弯矩图在 C 处 MC 二、MCx MCZ 二.1178.837978.8 =37997.1N mm在 B 处，Mb = Mbx? - 292468.1N mm(4 )计算

51、转矩，并作转矩图T =T3 =246.74N m (CD 段)6. 作受力、弯距和扭距图7. 选用校核键1）低速级大齿轮的键由表6 1选用圆头平键（A型）b h=16 10 L=45mmk 二 0.5h 二 5mm l =L -b = 29mm由式 6 1,二d =经=63.02MPap kdl查表 6 2,得二 p=10 0120MPa ；p ：；p，键校核安全2 ）高速级链轮的键由表6 1选用圆头平键（ A型） b h=10 8 L = 63mmk =0.5h =4mm I = L - b = 53mm由式 6 1, c2T3 =66.5MPap kdl查表6 2，得二p = 100 120MPa 二p 十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，B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-0.66a 二、-M L（；T3）2 /W