机械设计课程设计系列二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器[1]

1、机械设计课程设计设计说明书设计题目:带式输送机的减速器院系名称:机电工程学院专业班级:机制FO901学生姓名：学号：指导教师:曹宪周2011年12月28日目录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. 设计带轮149. 链传动的设计1610. 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2911. 润滑与密封3412. 箱体结构尺寸3513. 设计总结3614. 参考文

2、献36一. 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F=5500，运输带速度v0.7m/s，卷筒直径为D=480mm。单向传动，工作连续，有轻微震动，起动载荷为公称载荷的1.4倍。工作寿命为6年，每年240个工作日，每天工作10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

3、可做成斜齿。整体布置如下：1,电动机2，带轮3，减速箱4，链轮5，卷筒明德厚学、求是创新4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角接触球轴承带轮结构简单，耐久性好带轮链传动工作可靠，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工作机所需有效功率为P=FXVW电动机输出功率为圆柱齿轮传动（8级精度）效率（两对）为n=0.972滚动

4、轴承传动效率（四对）为n2=0.994带轮n3=0.96P'4814.6W功率输送机滚筒效率为n4=0.96链传动的效率n5=0.96P比二十卡仃偌I1右*材*斗p'w一48146IW电动机输出有效功率为pw分。丄分.OW耳xqxqxqxq12345选用型号Y160M-4封闭式三相异步电动机查得型号Y132M-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=7.5kW型号满载转速1440r/min四. 分配传动比目的过程分析结论分配传动比.n传动系统的总传动比i一f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；n是电动机的满载转速，mr/min；n为

5、工作机输入轴的转速，r/min。w计算如下n二1440r/min,n=6凹=27.85r/minmW兀di=51.7nw取i二211 =1=12.92 i*i311 =ixi2 lh取i=3,i=4.3,i3=2ihi:总传动比i:带传动比i:低速级齿轮传动比i:高速级齿轮传动1ih比i，链传动比3i=211 =12.92i=4.3hi=3ii=23明德厚学、求是创新五.传动系统的运动和动力参数计算目结论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/min)n0=144On1=720n=167.442n3=55.81n=27.94功率P(kw)P=5.5

6、P1=4.5758P2=4.3941P3=4.2197P=4.01044转矩T(Nm)T=60.693T=250.6192T3=722.059T=1372.7354两轴联接带轮齿轮齿轮链轮传动比iioi=2i12=4.3i23=3i34=2传动效率nn01=0.96n12=0.97n=0.97123n=0.96134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©、幻、啊、S；对应各轴的输入功率分别为戶1、马、理、片；对应名轴的输入转矩分别为“、；相邻两轴间的传动比分别为、也、滋；相邻两轴间的传动效率分别为尬、也、蜩。六.设计高速级齿轮1选精度

7、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4OCr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z2=iiZ=4.1X24=103.2，取Z2=1045）选取螺旋角。初选螺旋角0=142按齿面接触强度设计u+1.ZZ(HEuQH)2,i'2kT按式(1021)试算，即dn3J-da1）确定公式内的各计算数值(1) 试选K二1.6(2) 由图1030，选取区域系数ZH=2.433(3) 由图1026杳

8、得s1二0.78s二0.81a1a2s=s+s=1.59aa1a24）计算小齿轮传递的转矩T=95.5x105P/n=6.0693x104N-mm111（5）由表10-7选取齿宽系数d=1(6)由表106查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPai/2E(7)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限b二550MPaHlim1Hlim2(8) 由式1013计算应力循环次数N二60njL=6.22x10s1hN二6.22X109/4.1二1.45x1092(9) 由图1019查得接触疲劳强度寿命系数K=0.95K=0.98HN1HN210)计算

9、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1012得Kbb=hn1_hiim1=0.95x600MPa=570MPaH1SKbb*h-nm=20.9<8M55a0=M53a9H2Sb=(b+b)/2=(570+539)/2MPa=554.5MPaHH1H22) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d=46.3m2m1t(2) 计算圆周速度兀dn28/v=n1=2.8m/s60x1000(3) 计算齿宽b及模数mntb二d=46.32mmd1t.8mm74m.m21dcops.m=1t=1ntZ1h=2.2m5=ntb/h=10.99(4) 计算纵向重合度

10、祁£=0.318Ztan卩二1.903pd1(5) 计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25根据v=1.75m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数K=1.13V由表104查得由图1013查得K=1.36FPKF假定一<100N/mm，由表103查得KHa=KFa=1.4故载荷系数K=KKKK=1.25x1.25x1.4x1.417=2.87AVHaHP(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得d=d3K/K=55.95mmii八t(7)计算模数mndcoPsm=t=2.2mmnZ13按齿根弯曲强度设计7117-Q12KTYcos2P由式1017m>

11、;3屮niZ28d1a1) 确定计算参数(1) 计算载荷系数K=KKKK=1.25X1.25x1.4x1.36=2.71AVFaFP(2) 根据纵向重合度8P=1.903，从图1028查得螺旋角影响系数YP=0.88(3) 计算当量齿数Z24Z=%=26.27V1COS3PCOS3140Z99Z=2=113.84V2COS3PCOS3140(4) 查取齿形系数由表105查得Y=2.60Y=2.18Fa1Fa25) 查取应力校正系数由表105查得Y=1.595Y=1.79Sa1Sa2(6)由图1020c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限bfe2=380M

12、Pa(7) 由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数K二0.90K二0.95FN1FN28)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式1012得r.Kb0.90x500b=fn1fe1=321.43MPaF1S1.4Kb0.95x380b=fn2fe2=257.86MPaF2S1.4YY(9)计算大小齿轮的FaSabFY Y2.60x1.595Fa1Sa1=0.01287b321.43F1Y Y2.18x1.79Fa2Sa2=0.01514b257.86F2大齿轮的数据大2) 设计计算m>1.657mmn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

13、的法面模数，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。4几何尺寸计算计算中心距a=(Z1+Z2)mn=153.56mm2cos0将中心距圆整为154mm按圆整后的中心距修正螺旋角(Z+Z)m0=arccos+2n=14.642a因0值改变不多，故参数ea、K、zH等不必修正。3) 计算大、小齿轮的分度圆直径Zmd=1_n1COSP=57.87mmd=250.12mm2COSP4）计算大、小齿轮的齿根圆直径d=d2.5m=52.87mmf11nd=d2.5m=245.12mmf22n5）计算齿轮宽度b=d=57.87mmd1圆整后取B=60mm；B=65mm215验算t2T1=2172.650N=4

14、8.60N/mm<100N/mmb合适高速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿根圆齿顶圆齿宽旋向小齿轮2021544.322857.5852.8761.8765右旋大齿轮121250.12245.12254.1260左旋七.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斜齿轮2）材料选择.小齿轮材料为4OCr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z2=iZ=2.9X24=70。2按齿面接触疲劳

15、强度设计由设计计算公式109a进行试算，即|亠(-H”沁dbUQh1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数K=1.6t2）计算小齿轮传递的转矩T二95.>55P0n丰25N0mh91 22（3）由表107选取齿宽系数0d二1（4）由表106查得材料的弹性影响系数ZE=198.8MPa1/2（5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bH=600MPaHlim1大齿轮的接触疲劳强度极限b二550MPaHlim26）由式1013计算应力循环次数N=60njL二1.447x10s11h(7)由图1019查得接触疲劳强度寿命系数Khni二0.92Khn2二°.91(8)

16、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1012得KQQ二一HN1Hliml二0.92x600MPa=552MPaH1SKcQ二HN2_Hlim2-二0.91x550MPa=500.5MPaH2S2)计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入宙H中的较小值d>74.61mm1t计算圆周速度v兀dnv=4=0.6541m/s60x1000计算齿宽bb二d二74.61mmd1t计算齿宽与齿高之比b/h模数m=3.016mmntZ1h=2.25m=6.787mm齿高ntb/h二10.991.27计算载荷系数K根据v二0.6541m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数化假设

17、KAFt/b<100N/mm，由表103查得KHa=K=1.4Fa由表102查得使用系数K=1.25A由图1023查得K=1.38f0故载荷系数K=KKKK=2.582AVHaH0(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得d=d3K/K=87.513mm11tt(7) 计算模数mm二d/Z二3.583113按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为m>3空匚%Gn3dZi2bF1) 确定公式内的计算数值(1) 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE2=380MPa(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿

18、命系数K二0.85K二0.88FNiFN2(3) 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1012得b二Kfnibfei=0.85%500MPa=321.43MPafiS1.4Kb0.88%380b=fn2fe2=MPa=247MPaF2S1.4(4) 计算载荷系数K=KKKK=2.439AVFaF卩(5) 查取齿形系数由表105查得Y=2.592Y=2.232Fa1Fa2(6) 查取应力校正系数由表105查得Y=1.596Y=1.774Sa1Sa2YY(7) 计算大小齿轮的FaSa，并比较bFYYFa1Sa1=0.01362bF1YYFa2Sa2=0.01675bF2

19、大齿轮的数据大2) 设计计算m>2.6134mm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2.2,并就近圆整为标准值m=3mm。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=90.00mm来计算应有的齿数。于1是有Z二d/m二28.3取Z二29111大齿轮齿数Z二iZ=87取Z=872 2124几何尺寸计算1) 计算分度圆直径d二Zm二90.00mm11d二Zm二270.00mm222) 计算齿根圆直径d二m(Z2.5)二82.5mmf11d二m(Z2.5)二262.5mmf223) 计算中心距a二(d+d)/

20、2二179.326mm124) 计算齿宽b=0d二90.00mmd1取B=95mmB=100mm215验算2TF=i=5569Ntd1r=77.35"/mm<100n/mm合适低速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿根圆齿顶圆齿宽旋向小齿轮2031803299082.596100左旋大齿轮87270262.527695右旋八，V带的设计（1）确定计算功率Pc由表8.21查得KA=1.2，由式（8.12）得AP二KP二5.77752kWcA（2）选取普通V带型号根据P=5.77752kW、n=1440r/min,选用A型普通V带。c1（3）确定带轮基准直径dd1、d

21、d2d1d2选取dd1=90mm,大带轮基准直径为d1d二2xd二180mmd2d14）验算带速v6.78m/s兀dnVd1160x1000带速在525m/s范围内。（5）确定带的基准长度Ld和实际中心距ad按结构设计要求初定中心距a0=400mm。选取基准长度Ld=1250mm。d由式（8.16）的实际中心距a为l-1a沁a+ro沁410mm02中心距a的变化范围为aa-0.015l189mmmindaa+0.03L54m0mmaxd(6) 校验小带轮包角a1由式(8.17)得d-da18Oo-d2d1x57.3o167o>12Oo1a(7) 确定V带根数z由式(8.18)得根据dd1

22、=90mm，n1=1440r/min,根据内插法可得取Po=1.o64kW。由式（8.11）得功率增量为AP0.17kw0根据传动比i=2,由表8.4查得带长度修正系数Kl=0.93，由图8.11查得包角系数K=0.968,laP（P+AP）xkxk1.11kwr00alP得普通V带根数zp5.204圆整得z=6。(8) 求初拉力F0级带轮轴上的压力由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式(8.19)得单根V带的初拉力为(F)=500x(2.5匚)P+qv2=117N0minkxZXVcaa由式(8.20)可得作用在轴上的压力为(F)=2xzx(F)xsin=1395

23、Np0min2(9) 带轮的结构设计按本章8.2.2进行设计(设计过程及带轮零件图略)(10) 设计结果Pca传动比带速带型根数单根带初压力压轴力小带轮直径5.7826.78A6117139590压轴力小带轮直径大带轮直径中心距基准长度带轮宽度小带轮包角139590180410125093167八链传动的设计1选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数Z=19，大齿轮的齿数为Z=ixZ=2x19=38121材料选择40钢，热处理：淬火、回火2确定计算功率由表96查得K二1.1,由图913查得K二1.36，单排链，则计算功率为：AzP=KKP=5.18kWcaAZ3选择链条型号和节距根据P二5.18kW及n

24、二n二55.81r/min查图911，可选28A-1。查表91，链条ca3节距为p=38.1mm。4计算链节数和中心距初选中心距a=(3050)p=11431905mm。取a=1200mm。相应得链长节数为00aZ+ZZZPL=2-o+i2+(ti)291.78，取链长节数L=92节。查表98得P0P22兀aP0到中心距计算系数f二0.248856,则链传动的最大中心中心距为：1a=fP2L(Z+Z)q1204mm1P125.计算链速v,确定润滑方式=0.67m/snZP1_160x1000由v=0.67m/s和链号28A1,查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6.计算压轴力P有效圆周

25、力为：F=1000=6267Nev链轮水平布置时的压轴力系数K=1.15,，则压轴力为F沁KF=7207NFpPFpe7.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=p800、sm()Z小链轮：d=231.5mmz1大链轮：d461.4mmz2齿顶圆直径dad-d+p(11.6)daminZ1d=d+1.25p一damax1小链轮：d=244.4mmaz1mind=256.9mmaz1max大链轮：d=475.7mmaz2mind=486.8mmaz2max齿根圆直径dfd=d一df1小链轮：d=209.3mmfz1大链轮：d=439.17mmfz2齿高hah=0.5(p一d)

26、amin1h=0.625p-0.5d+amax1Zh=7.9mmaz1minh=14.3mmaz1max确定的最大轴凸缘直径dgd=pcot1800-1.04h-0.76gZ2小链轮：d=189.9mmgz1大链轮：d=421.4mmgz2九.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、键的设计输入轴上的功率P=1.5758kw,转速n=720r/min11转矩T=6.0693x104N-mm2.3.1求作用在齿轮上的力2TF=1=2172Ntd1tanaF=Fn=817NrtcosPF=FtanP=568Nat初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取A=

27、112（以下轴均取此值），于是由式152初步估算轴的最小直径d=A3Pn20.7mmmin3114.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）为满足带轮的轴向定位要求，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d=35mml=50mm。带轮与轴配合的毂22孔长度L=91mm.。1（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并根据d=35mm，初选型号7009c轴承，2其尺寸为dxDxB=45x75x16,基本额定动载荷C=11.5KN,故rd=d=45mm，轴段7的长度与轴承宽度相同，故取l=50,l=46mm3 737明

28、德厚学、求是创新23取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取丁124mm。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7009c的深沟球轴承的定位轴肩直径d确定ad二d二51mm4a轴段6上安装齿轮,为便于齿轮的安装，d65应略大与d7，可取叮50mm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15应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b二50mm，故取l二61mm。齿轮右端6用肩固定,由此可确定轴段5的直径,轴肩高度h二0.070.1d，取d二63mm,l二1.4h，故取l二12mm566(5)取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得Li二5如丄广168-5

29、mm，L3二104-5mm(6)参考表152，取轴端为lx450，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置明德厚学、求是创新5受力分析、弯距的计算(1) 计算支承反力在水平面上FxLF=3=1613NF=F-F=560NAXBXtAX23F二F二568NAYa(2) 在垂直面上YM=0,F=1321NBAZ故F二F-F二1899NBZrAZ总支承反力F亍2+F2+F2=7375.82+337.02+215.32二548.8NA'AXAYAZFB'丁2BX+F2BZ='972.52+290.52二1015.0N2)计算弯矩并作弯矩图(1)水平面弯矩图M二FxL=94

30、361N.mmAXAX2M二M二94361N.mmBXAX2)垂直面弯矩图M二FxL二77279N-mmAZAZ2M二FxL二319982N-mmBZBZ3(3) 合成弯矩图M二JM2+M2二121967N-mmAAXAZM二JM2+M2二333605N-mmBlBXBZ3) 计算转矩并作转矩图T二T=28.14N6m16作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：v带：选普通平键(A型)bxh=8mmx7mmL=80mm4T由式61,b=a=16.05MPaPdhl1查表62，得bp=100120MPabp<Qp，键校核安全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

31、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155，并取Q二0.6，轴的计算应力b=Qm2+(aT)2/W二44.09MPacaA1由表151查得b_1=60MPa，bca<b_1，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F=JF2+F2=2085NAryAZAX轴向载荷F=F=568NAaa由F/F=0.272<e,在表135取，故X=1,Y=0。AaAr由表136取f=1.2贝y,A轴承的当量动载荷pP=f(XF+YF)=2502N<C，校核安全ApArAar该轴承寿命该轴承寿命LAh2)校核轴承B和计算寿命1A10660X14401

32、4000"1011.7)3=25381h径向载荷FBr:F2+F2=1980N*BZBX当量动载荷P=fF=2375N<C，BpBr该轴承寿命该轴承寿命LBh校核安全=29675h2.2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率P=4.3941kw,转速n=167.44r/min22转矩T二25.0619x104N-mm22. 求作用在齿轮上的力高速大齿轮:2TF=2=2004Nt1d2tanaF=Fn=754Nr1t1COSPF=FtanP=524Na1t1低速小齿轮:2TF=2=5569Nt2d1F=Ftana=2097Nr2t2nFa2=FtanP=1475Nt

33、23.初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取A=120，于是由式152初步估算轴的最小直径d=A3-P/n=19.43mmmin理220这是安装轴承处轴的最小直径d=40mm14.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7208c的深沟球轴承参数如下dxDxB=40x80x18d=d=30mm。轴段1和7的长度与轴承宽度相同，故取15l=l=48mm。17（2）轴段2上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，可取d=45mm。齿轮左端用套3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13应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b=60mm，取

34、1=56mm。小齿轮右端用轴肩固定由此可12确定轴段3的直径，轴肩高度h二0.07O.ld,取d二57mm,14=1.4h,故取441二12mm4(3) 轴段5上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，可取d45mm。齿轮右端用套筒5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1应比齿轮毂长略短，若5毂长与齿宽相同，已知齿宽b100mm，取196mm。5取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L57mm,L92mm，L80mm1 23(4) 参考表152,取轴端为12x450，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F3451NAX

35、FF951NAYa1F4122NBX在垂直面上：2M=0,F=742=1080.7NBAZ故F二601NBZ总支承反力：F=JF2+F2+F2二3656NAAXAYAZF=Qf2+F2=4166NB、BXBZ2）计算弯矩在水平面上：M=FxL=329760N.mmBXBX3M=FxL=196707N.mmAXAX1在垂直面上：M=FxL=48080N.mm1BZBZ3M'=114455N.mm1BZM=FxL=42294N.mm1AZAZ1M'=23237N.mm1AZM=M=66922.1N-mm2Z2AZ故M=201202N-mmAM'=198075N-mmAM=3

36、33247N-mmBM=349058N-mmB3）计算转矩并作转矩图T=T=112390N-mm26作受力、弯距和扭距图7选用校核键1）低速级小齿轮的键由表61选用圆头平键（A型）bxh=14x9L=90mm2T由式61,b=2=32.57MPapkdl查表62,得Rp=100120MPaop<Qp，键校核安全2）高速级大齿轮的键由表61选用圆头平键（A型）bxh=14x9L=50mm2T由式61,o=2=68.76MPapkdl查表62，得op=100120MPaop<Qp，键校核安全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，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危

37、险截面根据式155，并取a二0.6o=、；M2+（aT）2/W二42.51MPa2 a2由表151查得o_=60MPa，o<Q，校核安全。丄2a-19校核轴承和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命径向载荷F=-F2+F2=3530NAr*AXAZ轴向载荷F=F=951NAaAYF/F二0.2右9,查表13-5得X=1,Y=0，按表13-6,f二1.01.2,取f二1.2,AaArpp故P二f(XF+YF)二4236NApArAa因为p<cr，校核安全。106C该轴承寿命该轴承寿命L=（甘）3=65262hAh60nP2A2）校核轴承B和计算寿命径向载荷F=,：F2+F2二4166NBr

38、*BXBZ当量动载荷P=fF=4999N<C，校核安全BpBrr106C该轴承寿命该轴承寿命L=(=)3=39708hBh60nP2B查表13-3得预期计算寿命L=12000<L，故安全。hBh33轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1. 输入功率P=4.2197KW转速n=55.81r/min33转矩T二722059N-mm32. 第三轴上齿轮受力2TF=3=5349Ntd2F=Ftana=2014NrtnF=1416Na3. 初定轴的直径轴的材料同上。由式152，初步估算轴的最小直径d=A3'P/n=50.74mmmin33o这是安装链轮处轴的最小直径d，取d=d=55m

39、m，查机械手册可得到安装在链轮k1k孔的轴的长度：dl=4x(f+0.01d+9.5mm)=81.9mm，为保证链轮与箱体的距离，取l=82mm16z114. 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3和轴段7用来安装轴承，根据d=55mm，初选型号7014c的深沟球轴承，1参数基本：dxDxB=70x110x20d=77mmD=103mm由此可以确定：aad=d=70mml=20mm,l=50mm3 727(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7014c角接触球轴承的定位轴肩直径d确定，即d=d=d=7

40、5mm。a46a(3)轴段5上安装低速级大齿轮，为便于齿轮的安装。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l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,5已知齿宽b=90mm，取1=92.5mm。大齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段55的直径，轴肩高度h=0.070.1d，取d=82mm，/=1.4h，故取1=12mm。545(4) 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取1=84mm4(5) 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L=126mm,L=136.5mm，L=83mm123(6)参考表152，取轴端为l2x450,各轴肩处的圆角半径见CAD图。输出轴的结构布置5.

41、轴的受力分析、弯距的计算(1)计算支承反力在水平面上工M=0F二2053NBXAXF=3296NBX在垂直面上工M=0,F=11397NBZAZ故F二2176NBZF二F二1416NBYa1总支承反力：F二11580NAF二4196NB（2）计算弯矩1）水平面弯矩在C处，M二FL二277778N-mmAXAX1在B处，M=277778N-mmBX2）垂直面弯矩在A处M二1555691N-mmAZ在B处M二1555691N-mmBZ（3）合成弯矩图在A处M二1580295N-mmA在B处，M=333723N-mmB（4）计算转矩，并作转矩图T二T二722059N-m36作受力、弯距和扭距图7选用

42、校核键1）低速级大齿轮的键由表61选用圆头平键（A型）bxh二20xl2L二80mm2T由式61,b=3=47.2MPapkdl查表62,得bp=100120MPabp<Qp，键校核安全2）高速级链轮的键由表61选用圆头平键（A型）bxh=16x10L=70mm2T由式61，b=3=87.5MPapkdl查表62，得bp=100120MPabp<Qp，键校核安全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，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155，并取a二0.6b=Jm2+（aT）2/W二42.87MPaBa'3由表151查得b_=60MPa,g<Q，校核安全。丄2a-19校核轴承和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命径向载荷F=pF2+F2=11580NAr*AXAZ当量动载荷P=fF=12738NApAr因为P<Cr，校核安全。106C该轴承寿命该轴承寿命L=）3=16179hAh60nP3A2）校核轴承B和计算寿命径向载荷F=JF2+F2=3950NBr*BXBZ轴向载荷F=1416NBaF/F=0.3<5,查表13-5得X=1,Y=0