机械设计课程设计系列——华中科技大学——二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计说明书题目：带式输送机 班级：机械0601 学号:2006035545 设计：李忠祥指导：王新亭华中科技大学目录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明德厚学、求是创

2、新2华中科技大学一 题目及总体分析F =7000N，运输带速度v = 0.5m/s，运输机滚筒直径为题目：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D = 290mm。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

3、成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：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

4、V= 7000NX o.5m/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巳7000 汉 0.5P =w=24= 4374.6W3 宀2 小3小4小50.97 江0.98 x 0.99 汉 0.97M.96电动机输出功率为P = 4374.6W型号查得型号Y132S-4封闭式二相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速1440 r/mi n同步转速1500 r/mi n选用型号Y132S-4封闭

5、式二相异步电动机四分配传动比目的过程分析结论传动系统的总传动比i - nm其中i是传动系统的总传动比，多级串联传h = 3nwi2 =14.6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。ih =4.2计算如下 nm=1440r/min, nw =60v60 7.532 95 r / mino厶.mi / 111111nd3.14 汉 0.29ii = 3.5.nm 1440i =43.7nw 32.95取h = 3i 43.7i2 =14.6ii3iiih取i| =3.5,ih =4.2i：总传动比 i1:链传动比 i|

6、：低速级齿轮传动比ih:高速级齿轮传动比明德厚学、求是创新6华中科技大学明德厚学、求是创新7华中科技大学五传动系统的运动和动力参数计算过程分析设：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1、11T ;对应各轴的输入功率分别为 U1、二、X ;对应名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、结论传动系统的运动和动力参数计算二、11 ;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/mi n)no=1440ni=1440n2=342.86n 3=97.96n 4=32.65功率P(kw)P=5.5

7、Pi=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607转矩t(n mTi=28.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比iioi=1ii2=4.2i23=3.5i34=3传动效率nn 0i=O.99n 12=0.97n 23=0.97n 34=0.96明德厚学、求是创新#华中科技大学六设计高速级齿轮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

8、) 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 = 4.2X 24=100.8,取 Z2=101。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计 d% u Jh1) 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=1 ：2 = 1.65(4) 计算小齿轮传递的转矩久=95.5 1p95.5 1 0 4. 244# 1 440 xz

9、2N8mi46 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 =189.8MPa1/2(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Hlim1 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 二Hlim2 = 550MPa(8) 由式10 13计算应力循环次数汕=60叽=60 1440 1 (16 300 8) = 3.32 109N2 =3.32 109/4.2 =0.790 109(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为1%,安

10、全系数为S=1，由式10 12得；H1 = Khn1H lim1 =0.9 600MPa =540MPaSK HN 2 -，H lim 2卜h 2 0.95 550M P a 522.5M P aS匸h=(二 hi匸 h2)/2 = (540 522.5)/2MPa = 531.25MPa2) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ,由计算公式得dit21 . 62 . 8 1 4 6vy1X1.651 05 . 2531.25?37偏18 9.8明德厚学、求是创新10华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学(2) 计算圆周速度am60 1000二 37.10 144060 1000=2

11、.8m/s明德厚学、求是创新#华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学(3)计算齿宽b及模数 mntb = ： dd1t -1 37.10 = 37.10mmd1t c o s3 7.10 coe皿mt _乙24h =2.-2.251 .mn0b/h =：3 7 . 10 3 . 3 7 510.99(4) 计算纵向重合度书L =0.31 ?d Z1 tan ： = 0.318 1 24 tan14 = 1.903(5) 计算载荷系数 K已知使用系数KA =1根据v=1.2m/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KH =1.12 0.18(1 0.6乂

12、)听 0.23 10b -1.120.18(10.6 I2) I20.23 10 37.10=1.417由图10 13 查得 Kf 1 =1.34K f假疋：:100 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 =d1t3 K/Kt =37.103 2.21/1.6 = 41.32mm(7) 计算模数mnd1 c o%4叫 7Z1!01临3.按齿根弯曲强度设计由式10 17mn3 2KTYcos2 一： YYs： V dZ；电

13、升1) 确定计算参数(1)计算载荷系数K 二KAKVKF-.KF严 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 =0.88(3)计算当量齿数Zv- coZ24曲14 =26.27ZV2 ngcos戸1013110.56cos314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)

14、 由图10 18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1 = 85 KFN2 =88明德厚学、求是创新11华中科技大学(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 _ S0.85 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YFaYsa2f明德厚学、求是创新12华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学Yf31Ysoi 2.592 1.596 0.01363二f1303.57丫Fa2YSa2 = 2.172 1.798 =0.01635二

15、 f2238.86大齿轮的数据大2) 设计计算3 2 2.08 2.8146 104 0.88 cos2141 242 1.650.01635 二 1.186mm明德厚学、求是创新#华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学对比计算结果，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强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 41.32mm来计算应有的齿数。于是有1.5乙二 j/1.32 cos14 =26.7 mn取乙=27，则 乙 * 乙=4.2 27 = 113.4 1144 几何尺寸计算1)计

16、算中心距(Z1 Z2)mn2cos :(27 114) 1.52 cos14=108.99mm将中心距圆整为109mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角r(Z1 +Z2)mn(27+114)X1.5 _arccosarccos14.032a2 勺09因值改变不多，故参数：、K 、ZH等不必修正。明德厚学、求是创新#华中科技大学3）计算大、小齿轮的分度圆直径d2乙口COS -27 1.5cos14.03=41.75mmZ2m2cos :114 1.5cos14.03=176.25mm明德厚学、求是创新13华中科技大学4）计算大、小齿轮的齿根圆直径df1-2.5mn =41.752.5 1.5 = 3

17、8mmdf2 二d2-2.5mn =176.252.5 1.5=172.5mm5）计算齿轮宽度b - dd1 =1 41.75 = 41.75mm圆整后取 B2 =45mm ； B| =50mm5验算2T12 28146Ft 11348.3 Nd141.75= 32.3N / mm : 100N / mmKAFt1 1348.3b 41.75合适明德厚学、求是创新14华中科技大学七设计低速级齿轮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

18、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 = 3.5X 24=84。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 色2.323出卫.吐!(_)2：du 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久=95.5 105P2 /n2 =95.5 105 4.034/342.86= 11.239 104N mm(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)

19、 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|im1 =600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 二H |im2二550MPa(6) 由式10 13计算应力循环次数N1 =60nJLh =60 342.86 1 (2 8 300 15)=1.481 109N2 =1.481 109/3.5 =0.423 109(7) 由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1 =0.96 KHN2 =1.05(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tH1 =Khn1 h lim1 =0.96 600MPa =576MPaS二H2 hKHN2 H l

20、im 2 =1.05 550MPa =577.5MPa2)计算试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入匚H中的较小值(2)(3)d1 2.3231.3 11.239 104-5-189-843.5( 576)6339mm计算圆周速度心 drt n?v 二60 1000计算齿宽b6603910042.86 “14m/sb=ddit =1 63.39 = 63.39mm(4)计算齿宽与齿高之比b/hnt d1t63.392.641mmZ124齿高 2-25mnt=2-25 2-641 =5-94mm b/h =63.39/5.94 =10.67(5)计算载荷系数k根据v=1.14m/s ,7级精度，由图

21、10 8查得动载荷系数-1.07假设 K AFt / 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 10b2 2_21.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 1063.39 =1.422由图10 2 3 查得 KF 1 =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 K / Kt =63.393 1.522/1.3 = 66.8

22、1mm(7) 计算模数mm = di / Zi = 66.81/24 = 2.783. 按齿根弯曲强度设计由式10 5得弯曲强度的设计公式为m 2KT1 YYs：mn _3,2、 dZjJF1)确定公式内的计算数值(1)min 3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fe 2 = 380MPa(2)由图10 18查得弯曲疲劳寿命系数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KFNFE1 0.85500訂 FN1 FE1MPa =303.57 MPaS1

23、.4KfnfE20.88 汉380 fn2 fe2MPa =238.86MPaS1.4计算载荷系数K =KaKvKf-Kf ?T 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 YSal =1.58YSa2 =1.774(7)计算大小齿轮的 丫FaYSa，并比较升込=51=0.01379Lf1303.57YFa2Ysa2J2远边=0.01643238.86大齿轮的数据大2）设计计算0.01643 二2.11mm3 2 1.4445 11.239 104V1汉242对比计算结果，由齿面

24、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2.11,并就近圆整为标准值m=2.2mm。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 66.81mm来计算应有的齿数。于是有 乙=d/m =66.81/2.2 =30.4取乙=31大齿轮齿数Zi2Z3.5 31 =108.5 取乙=1094 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径d =Z1 = 31 2.2 = 68.2mmd2=Z2m=109 2.2 =239.8mm2) 计算齿根圆直径df1 =m(Z1 -2.5) =2.2 (31 -2.5) = 62.7mmdf2 二 m(Z2 -2.5

25、) =2.2 (109 2.5) = 234.3mm3) 计算中心距a =(dd2)/2 =(68.2 239.8)/2 = 154mm4) 计算齿宽b 二 dd| =1 68.2 =68.2mm取 B?二 70mm二 75mm5验算2T1d12 11239068.2-3295.9N明德厚学、求是创新18华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学=48.33N / mm ： 100N / mmKaR 1 3295.9 b 68.2合适八.链传动的设计1. 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数 乙=19，大齿轮的齿数为 Zi乙=3 19 = 57材料选择40钢，热处理：淬火、回火2. 确定计算功率由

26、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:Ra 二 KaKzP=1.0 1.35 3.834 = 5.18kW3. 选择链条型号和节距根据 PCa =5.18kW 及 n = rt = 97.96r / min 查图 9 11,可选 24A-1。查表 9 1,链条 节距为p = 38.1mm。4. 计算链节数和中心距初选中心距 a0 = (30 50)p = (30 50) 38.1 = 11431905mm。取 = 1200mm。a z + ZZ 7 p相应得链长节数为LP0=2，-(21)102.1諏链长节数P 22 兀a0Lp =102节。查表

27、9 8得到中心距计算系数 人=0.24521，则链传动的最大中心中心距为：a = ff l2LP -(Z1 Z2)1196mm5. 计算链速v,确定润滑方式=1.18m/sn1Z1P97.96 沃 19 沃 38.1v =60 1000 60 1000由v =1.18m /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:FP =1000P =1000： 3249Nv1.18链轮水平布置时的压轴力系数Kfp =1.15,则压轴力为明德厚学、求是创新20华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学FP ： KFpFe =1.15 3249 ： 373

28、6N明德厚学、求是创新#华中科技大学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dd= p 0 1800 sin （亍）小链轮：dz1=231.5mm大链轮：dz2=6945mm齿顶圆直径da1.6damin =d + p（1 -牙）一4damax =d +1.25p di小链轮：daz1min =244.2mmdaz1max=256.9mm大链轮：daz2min =7326mmdaz2max =7707mm齿根圆直径dfdf =d _a小链轮：dfz1=2093mm 大链轮：dfz2 =6723mm齿高haham in = 05（p d1）hamax=0.625p-。耳严号小链

29、轮：hmin = 7.9mmhaz1max = 143mm大链轮：haz2min =238mmhaz2max =429mm确定的 最大轴 凸缘直 径dg1800dg - pcot z j04h2-0.76小链轮：dgz1=191.4mm 大链轮：dgz2 =5742mm明德厚学、求是创新21华中科技大学明德厚学、求是创新22华中科技大学九.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 =4.244kw,转速=1440r/min转矩 T1 =2.8146 104N mm2 求作用在齿轮上的力42Ti2 2. 8 1 46 1 0 oFt-1 3 4 8

30、.N3d14 1.75Fr =Ftt anancos= 1 3 4 8. 3ta n 2 0c o s 1 4. 0 35(N5. 8Fa=Ftta n1 34 8. 3 tan 14. 03N 337. 03 .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 = A3 R1 n 1 132 4.244 / 144 0 m1n6.0 5输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1.为了使所选的轴直径 d1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

31、14-1,考虑到转矩的变化很小，故取Ka=1.3,则，Tea 二 KaT1 =1.3 2.8146 104 =36589.8N mm查机械设计手册，选用HL 1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm。半联轴器的孔径 d18mm，故取d1 =18mm半联轴器长度L= 42mm,半联轴器 与轴配合的毂孔长度 L =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 l2 =21mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L

32、1 =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h的长度应该比L,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 Cr=14.0KN 基本额定静载荷C r = 7.88KN ， da = 31mm Da = 46mm，故 d3 = 25mm,轴段 7 的长度与轴承宽度相同，故取l3 =18 = 15mm(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，轴段4的直径应根据6 0 0 5的深沟球轴承的

33、定位轴肩直径da确定 d4 二 da 二 31mm(4) 轴段5上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大与d4,可取d5二35mm.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二50mm,故取l5 =48mm。齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段6的直径，轴肩高度h二0.07 0.1d ,取d6 =40mm, l6 =1.4h,故取 l6 =5mm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6 0 0 5的深沟球轴 承的定位轴肩直径 da确定，即d7 = da = 31mm, l7 =12mm(5)取齿轮齿宽中间

34、为力作用点 ，则可得= 55.5mm,125.5mm,= 48.5mm(6)参考表15- 2,取轴端为1 450，各轴肩处的圆角半径见CAD图。明德厚学、求是创新23华中科技大学明德厚学、求是创新24华中科技大学输入轴的结构布置明德厚学、求是创新#华中科技大学5 受力分析、弯距的计算(1)计算支承反力 在水平面上F AXFt L3 =375.8NL2 L3FBX = Ft- F AX 7 2.爪Fay = Fa = 337.0N(2)在垂直面上F+Fa二 M b = 0, Faz215.3NL2 + L3故 Fbz 二 Fr Faz =505.8 215.3= 290.5N总支承反力Fa =

35、FAX FAY ET h ：；375.82 337.02 - 215.3 548.8N.f；fBZ二,972.52290.52 =1015.0N2)计算弯矩并作弯矩图(1)水平面弯矩图二Fax L2 =375.8 125.5 = 47162.9N.mm二 Max = 47162.9N .mm(2)垂直面弯矩图Maz = Faz L2 =215.3 1252.5 = 27020.2N mmMbz =Fbz L3 =290.5 48.5 = 14089.3N mm(3)合成弯矩图Ma=MAx MAz47162.92 27020.22 =54354.6 N mmMbBX M bz.47126.92

36、14089.32 49184.2 N mm3) 计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图Maz7.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（齿轮：选普通平键C 型)b h =6mm 6mm L = 25mm(A 型)b h = 8mm 7mm L = 45mm联轴器：由式6 1,4T14 28.1466=47.4MPaP d1hl 18 汉 6 汉(253)汉 10查表6 2，得二 p =100120MPa 二 p ：二 p，键校核安全齿轮:CJp4T1d4hl4江 28.14630 7 (45 -8) 10 勻= 14.5MPa明德厚学、求是创新26华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学

37、-p订二p，键校核安全杳表 6 2,得二=100 120MPap明德厚学、求是创新#华中科技大学&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 =，/MAG?T1)2 /W =14.7MPa由表15 1查得；= 60MPa，二ca讥匚_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 FA二.FAz F；二.215.32 375.82 =433.1 N轴向载荷FAa =Fa =337N由FAa/FAr =0.778 e,在表13 5取X = 0.56。

38、相对轴向载荷为C。337.07880= 0.0427，在表中介于0.040 0.070之间，对应的e值为0.24 0.27明德厚学、求是创新27华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学之间，对应Y值为1.8 1.6,于是，用插值法求得-1.782 ,故 X =0.56, Y =1.782。丫 十 + (1.8-1.6) 0.07 -0.0427)一 .0.07-0.04由表13 6取fp =1.2贝打A轴承的当量动载荷Pa 二 fp(XF& YFAa) =1011.7N :：Cr，校核安全106 c10614000该轴承寿命该轴承寿命 LAh(匚)3()3 = 30670h60口 PA60

39、X440 1011.7(2)校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr = Fb； F；二 290.52 972.52 = 1015.0 N当量动载荷 FB 二 fpFBr =1.2 1015.0 = 1218.0N : Cr，校核安全该轴承寿命该轴承寿命106 ,Cr、3( )60n/ PB10660 144014000 )3 =17576h1218.02.2轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率 P2 =4.034kw,转速n2 = 342.86r/min转矩 T2 =11.239 104N mm2 求作用在齿轮上的力 高速大齿轮：=矢=2 心9 1 04 =1275”d2176.

40、25Fr1tan antan 20二 Ft1-n =1275.4沁、严478.5Ncos ：cos14.03Fa1低速小齿轮：二 Ft1tan 一： =1275.4 tan 14.03 =318.7N4西 / 仆39 10 =3295.9Nd168.2明德厚学、求是创新28华中科技大学Fr2=Ft2 tanan =3295.9 tan20 = 1199.6 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l$ 3，取 A =112，于是由式152初步估算轴的最小直径dmin 二 A 3 P2/n2 = 1123 4.034/342.86 二 25.5mm这是安装轴承处轴的最小直

41、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6206的深沟球轴承参数如下d D B =30 62 16 da =36mmDa =56mm 基本额定动载荷 Cr =19.5KN基本额定静载荷 C r =11.5KN 故di =d7 =30mm。轴段1和7的长度与轴承宽度相同，故取 l1 =l7 =16mm, d2 = d6 = da = 36mm, l2 =l6 =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d3二40mm。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13应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已

42、知齿宽b| = 75mm，取13二70mm。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二0.07 0.1d ,取 d4 =44mm, l4 =1.4h,故取 l4 =6mm(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d 40mm。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15应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b =45mm，取|5二41mm。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二0.07 0.1d ,取d4 =44mm, l4 =1.4h,故取 l4 =6mm。取齿轮齿宽中间为力作用点，则

43、可得L| =63mm, L2 = 62mm， L3 = 51mm(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。中间轴的结构布置明德厚学、求是创新29华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学o划L明德厚学、求是创新#华中科技大学5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力：在水平面上=Ft1 L3 Ft 2 (L 2 L ) 3= 2514.3 NFAy =Fa1 =318.7NFbx = Ft 1 Ft? - Fax - 257.N在垂直面上:1 M B - 0, FAZF3Fa1d22Fr2 心L3)L1L2L3= 1080.7N明德厚学、求是创新30华中

44、科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学故 Fbz = Fr1 Fr2 - Faz = 597.4N总支承反力：Fa fFAXFAY fAz=2514.32 318.72 1080.722755.2NFb h*FBXFbz 2057.02 597.42 =2142.0N2) 计算弯矩在水平面上：M1BX 二Fbx L3 =2057.0 51 =104907N.mmM2Ax 二Fax L2514.3 63=158372.9N.mmM1X = M 1BX =104907N.mmM 2X = M 2AX = 158372.9N .mm在垂直面上：M1BZ 二 Fbz L3 二 30467.4N .m

45、mM 1BZ=58552.8N .mmM 2AZ = Faz L| =1080.7 63 = 66922.1N.mmM 1z = M1BZ = 30467.4N mmM 1z = M 1BZ =58552.8N mmM 2Z = M 2AZ =66922.1N mmMi =、. M； M；z 二104907230467.42 =109340.0 N mmM ； *M 厂M 存=;；104907258552.8120196.7 N mmM2 =JM； + M 22 =寸1 53372知3 6692. 1116 7n3n5 3. 43）计算转矩并作转矩图T =T2 T12390N mm6作受力、弯

46、距和扭距图FSy LIL2明德厚学、求是创新31华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学7.选用校核键1）低速级小齿轮的键由表6 1选用圆头平键（A型）b h =12 8 L=56mmk =0.5h =4mm 丨二 L b =44mm明德厚学、求是创新32华中科技大学明德厚学、求是创新#华中科技大学由式6 1,2Tg =32.0MPakdl明德厚学、求是创新#华中科技大学查表6 2，得卩=100 120MPa ；_- 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=12 8 L =36mmk =0.5h =4mm 丨二 L -b =24mm2T2由式

47、6 1,二p =2 =58.5MPap kdl查表6 2，得匚卩=100 120MPa c 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中，为危险截面根据式15 5，并取0.66aM 2 （ T2）2 /W 二 28.2MPa由表15 1查得二=：60MPa，二2a :：: - ，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=TFAX F： =2736.7 N轴向载荷 FAa =FAy =318.7NFa/ FA=r. 1 2 查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, f p =1.

48、0 1.2,取 fp=1.0,故Pa 二 fp（XF YFAa）=2736.7N因为P . C ，校核安全。r106 c该轴承寿命该轴承寿命LAh乩（W）3 = 17715h60n2 Pa2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr 二，FBX FBZz =2142.0N当量动载荷PB二fpFBr =2142N : Cr，校核安全106 c该轴承寿命该轴承寿命LBh（J）3二33850h60n2 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 巳=3.834KW 转速 g =97.96r/min转矩 T3 -373.869

49、N m2. 第三轴上齿轮受力= 3118.2N仝 _ 2 373869t 一 d2 一 239.8Fr 二 Fttana 3118.2 tan201135.0N3. 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dmi A 3 PTn； =11233.834/ 97.96 = 38.1mm这是安装链轮处轴的最小直径dk，取a =dk =40mm,查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：h =4 （丄 0.01dz1 9.5mm 74.0mm，为保证链轮与箱体的距离，取80mm6 14. 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 =40mm,初选型号6309的深沟球轴承，参数基本：d D B =45 100 25 d 54mm Da=91mm 基本额定动载荷Cr -52.8KN 基本额定静载荷 Cr=31.8KN。由此可以确定：d2 =d7 =45mm l2 =l7 = 25mm（2）为