机械设计课程设计说明书二级圆锥圆柱齿轮减速器

1、天水帅范学院工学院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：4设计者：丁肖支指导老师：罗海玉尽自己能力完成目录1. 传动方案的拟定及说明22. 电动机的选择 33. 计算传动装置的总传动比并分配传动比 34. 计算传动装置的运动和动力参数45. 链传动设计 66. 齿轮的设计 71高速级传动齿轮设计72低速级传动齿轮设计127. 轴的结构设计171输入轴的设计172中间轴的设计193输出轴的设计208. 轴、轴承及键连接的校核计算 239. 箱体结构尺寸2910. 润滑方法和密封形式3011. 设计小结3112. 参考资料 31一 题目及总体分析题目：设计一个带式输

2、送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F =7000N，运输带速度v = 0.5m/s，运输机滚筒直径为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。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：1IV图示：5为电

3、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.。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 三相异步电动机工作机所需有效功率为Pw= FX V= 7000NX 0.5m/s电动机输出功率为圆柱齿轮传动（

4、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 4P = 4374.6W功率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 汇 0.5n1 w 10-7/1 pa/卜一24一 43746VV0.97 乂0.98 江 0.99 父 0.97 乂 0.96查得型号Y132S-4封闭式二相异步电动机参数如下选用额定功率p=5.5 kW型号Y132S-4封闭型号满载转速1440 r/mi n 同步转速1500 r/mi n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

5、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 。计算如下 nm1440r/min, nw 6v 6沃.5 -32.95r/minih=4.2分配传动比nd3.14x0.29nw32.95取h = 3i 43.7 “i2 = =14.6ii 3iiih取i| =3.5,ih =4.2i：总传动比 i1:链传动比 i| :低速级齿轮传动比ih:高速级齿轮传动比ii = 3.51传动系统的运动和动力参数计算结论轴号电动机两级圆柱减速器工作机1

6、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=5.5Pi=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、二、1、 V ；对

7、应各轴的输入功率分别为 打、I、二、；对应名轴的输入转矩分别为1、 I、】、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I、 I、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40HBS3) 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1二1

8、42 按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即 d1t -3 2ktTt U T(ZhZe)2Nd% u叭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 2 6 查得；-1 = 0.78； 一.2 = 0.87；：=；1 =1.65(4) 计算小齿轮传递的转矩人=95. 5 1p95.5 1 0 4. 2 4 4# 1 44 0 江 9N8mi46 1 0(5) 由表10 7选取齿宽系数 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102 1d按齿面硬度查得小齿轮的

9、接触疲劳强度极限二h iim1 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 二屮阮=550MPa(8) 由式10 13计算应力循环次数N60njL60 1440 1 (16 300 8) =3.32 10999N2 =3.32 10 /4.2 = 0.790 10(9) 由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数KHNi =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%,安全系数为 S=1，由式10 12得C Khn h 衍1 =0.9 600MPa =540MPaS hn2、“ Hiim2 =0.95 550M P a522.5M P aS；h =(；hi匸 h2

10、)/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d1t21 . 62.81461 05 . 21 1.65X 4 X |4.2.531.252?37偏18 9.8(2)计算圆周速度二小讪60 1000二 37.10 144060 1000=2.8m/s(3) 计算齿宽b及模数 mntb = :Jdd1t = 1 37.10 = 37.10mm_d1t c ofe 3 7.0 C os 1m|m% _ 乙 _24_.h = 2 . 2n5 二 2.251 . mn0b/h = 3 7 . 1 0 /=3 . 3 7 51

11、 0.9 9(4) 计算纵向重合度L =0.318”dZ1ta n： =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=1.2m/s ,7级精度，由图10 8查得动载荷系数KV =1.11Kh ： =1.12 0.18(1 06：d)d 0.23 10b223= 1.120.18(10.6 1 ) 10.23 1037.10 =1.417由图10 13 查得 Kf =1.34k f假定 A t :：: 100 n / mm，由表10 3 查得 K h 二 K f =1.4故载荷系数 K = KaKvKh 一 Kh1 1.11 1.4 1.4

12、2=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=d1t3 K/Kt =37.103 2.21/1.6 = 41.32mm(7) 计算模数mndcoj41 .32 cO1s.164m24Z1243.按齿根弯曲强度设计由式10 12 KT Yeos2 1 Yf：Ys：.,4Z12：；十1)确定计算参数(1) 计算载荷系数K 二KaKvKf Kf ：二1 1.11 1.4 1.34 = 2.08(2) 根据纵向重合度讥-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Z3 一Icos 14:=26.27乙101Zv2 二33110.56c

13、os : cos 14(4) 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 5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 二FE2 =380MPa(7) 由图10 18查得弯曲疲劳强度寿命系数K fn 1 - 0.85 K fn2 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得匚 F 1 =1.4KFN1%1 =0.85 侦Ops 57M P a S二 F 2KFN 2二 FE2

14、88 380 -238.86M P a1.4YFaYsa(9)计算大小齿轮的阶YFa1YSal2.592 1.596 ,Fa1 sal0.01363FYFa2YSa2a】2303.57空士8 =0.01635238.86大齿轮的数据大2)设计计算mn- 3 2 208 246 J04 88 COS214 0.01635 “186mm1 242 1.65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d1 = 41.32mm来计算应有的齿数。于是有d1

15、cos : 乙=mn432 如4 .71.5取乙=27，则 乙=i1 乙=4.2 27 = 113.4 1144 几何尺寸计算1)计算中心距a(Z1 Z2)mn2cos :(27 114) 1.5108.99mm2 cos14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-=arccos -= arccos(27 114)旦14.03：2勺09因值改变不多，故参数；_.、K ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径=41.75mmZ1rn1 27 1.5 cos ：cos14.031d2Z2m2cos -114 1.5cos14.03=176.25mm4）计

16、算大、小齿轮的齿根圆直径df1 =d1 -2.5mn =41.75-2.5 1.5 = 38mmdf2 =d2-2.5mn =176.25-2.5 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2T1d12 2814641.75R348.3NKaRb1 1348.341.75= 32.3N / mm ： 100N / mm合适七设计低速级齿轮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 0C（调质），硬度为2 8 0 HBS，大齿轮材料为45钢

17、（调质），硬度为2 4 0 HBS者材料硬度差为4HBS3）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= 2 4,大齿轮齿数Z2=1-Z 1 = 3.5X 24=84。.12. 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 -2.3231）确定公式各计算数值试选载荷系数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107选取齿宽系数d二1(4)由表10 6查得材料的弹性影响系数= 198.8MPa1/2(5)由图121d按齿面硬度查得小齿轮

18、的接触疲劳强度极限H lim1二 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=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HN1-0.96 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 =576MPa SKH2KHN2SHHm 2 =1.05 550MPa =577-5MPa2)

19、计算(1) 试算小齿轮分度圆直径dit，代入二h 中的较小值3 1.3 11.239 104 4.5,189.8()2 = 63.39mm3.5 576d11 232 .(2) 计算圆周速度vv=冋tn2 =心63.39汇342.86 =1 14m/s 60 1000 60 1000(3) 计算齿宽bb = ：dd1t -1 63.39 = 63.39mm(4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数mnt主二639 = 2.641mmZ124h =2.25mnt =2.25 2.641 =5.94 mm齿高b/h =63.39/5.94 =10.67(5) 计算载荷系数 K= 1.07根据v =1.1

20、4m/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Kh ：二 Kf ： - 1由表102查得使用系数Ka=1由表10 4查得K-1.12 0.18(1 06d)d 0.23 10“b2 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 =KAKVKH 一 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dd1t3K7K； =63.391.522/1.3 = 66

21、.81mm(7) 计算模数m乙=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min 32KT1 YYs-dZj；F 1)确定公式内的计算数值(1)由图10 20c查得.1小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 = 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚FE2二380MPa(2)由图10 18查得弯曲疲劳寿命系数K fn 1 =0.85 Kfn2 =0.88(3)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 0.85 汉 500 訂 FN1 FE1MPa =303.57 MPaS1.4KfnfE20.88 汉380；F

22、22MPa =238.86MPaS1.4(4)计算载荷系数K =KaKvKf：Kf 汁 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 二 2.212(6)查取应力校正系数由表10 5查得 YSal =1.58 YSa2 =1.774计算大小齿轮的浪匕，并比较F】YFa1YSal2.65 1.58Fa1 Sal0.01379“h 303.57YFa2YSa22.212 1.774Fa2 Sa20.01643rb238.86大齿轮的数据大2)设计计算1 242mA 3H1.44451；239 灯0：g01643 = 2.11mm

23、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2.11,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di二66.81mm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 Z2 =i2Z1 =3.5 31 =108.5 取 Z2 =1094 几何尺寸计算1)计算分度圆直径4 =乙冋=31 2.2 = 68.2mm d2 二Z2m=109 2.2 =239.8mm2)计算齿根圆直径df1 = m(Z1 - 2.5) = 2.2 (31 - 2.5)

24、= 62.7mmdf2 =m(Z2 -2.5)=2.2 (109-2.5) =234.3mm3)计算中心距a =(4 d2)/2 =(68.2 239.8)/2 =154mm4)计算齿宽b=討=1 68.2=68.2mm取 B? = 70mm = 75mm5验算2T12 1123903295.9N68.2KaRb合适二口皿甸估：100N/mm68.2八.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 Zi -3 19 = 57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

25、为:巳=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 =傀=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。相应得链长节数为LP0 = 2色 Z- (Z 2 Z 10 2. 1 5取链长节数P 22 兀a。Lp =102节。查表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

26、-(乙 Z2)l ： 1196mm5. 计算链速v,确定润滑方式60 100097.96 19 38.160 1000=1.18m/s1Kfp = 1.15,则压轴力为有效圆周力为：FP =1000 P =1000: 3249Nv1.18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.计算压轴力链轮水平布置时的压轴力系数FP KFpFe =1.15 3249 ： 3736N7.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 _Pd 01800sin (才小链轮：dz1=231.5mm大链轮：dz2=6945mm齿顶圆直径dadamin =

27、d+p(1)4damax =d +1 25p di小链轮：daz1min =244.2mmdaz1max = 256.9 mm大链轮：daz2min =7326mmdaz2max =770.7 mm齿根圆直径dfdf =d小链轮：dfz1=2093mm 大链轮：dfz2 =672.3mm齿高hahamin =05(P -djhamax =0625p-05d1 + 迪Z小链轮：haz1min = 7.9mmhaz1max = 143mm大链轮：haz2min =238mmhaz2max =429mm确定的 最大轴 凸缘直 径dg1800dg = pcot z T04h2-0.76小链轮：dgz1

28、 =1914mm 大链轮：dgz2 =5742mm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 R =4.244kw,转速=1440r/min转矩 =2.8146 104N mm求作用在齿轮上的力2T122. 8 1 46 4 1 0 oFt11 34 8.N3d14 1.755 05. 8t anant a n 2 0Fr = Ft-=1 348. 3co Sc os 1 4. 0 3Fa=Ftta n 1 34 8. 3 t a - 14. 03N 337.初定轴的最小直径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选轴的

29、材料为4 5钢，调质处理。根据表153，取dmi 尸 A3 1 n f 1 132 4.244 / 1 4 4 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4/.为了使所选的轴直径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,J 二 如=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Nmm。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。.轴的结构设计1

30、）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Li =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Li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 =46m

31、m，故 d3 =d8 =25mm,轴段 7 的长 度与轴承宽度相同，故取I =18 =15mm(3) 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取|4 =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的深沟球轴承的定位轴肩直径da确定 d4 = da = 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 = 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|5 =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.

32、1d ,取d6 =40mm, l6 =1.4h,故取 16 二 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)取齿轮齿宽中间为力作用点 ，则可得L, = 55.5mm, L2 = 125.5mm, L 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。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Ft 汇 L3Fax- =375.8NFBx = Ft F AX =9 72. 5NL2 L3Fay = Fa 二

33、337.0N(2) 在垂直面上FrL3+Fadl2、Mb , Faz 二2 -215.3NL2 L3故 Fbz =Fr Faz =505.8 215.3 = 290.5N总支承反力Fa = . F： fAy FAZ 二、375.82 337.02 215.3 548.8NFb = . F； FBZ = 972.52 290.52 = 1015.0 N2)计算弯矩并作弯矩图(1) 水平面弯矩图Max = FAX L2 =375.8 125.5 = 47162.9N.mmM BX 二 Max =47162.9N.mm(2) 垂直面弯矩图Maz 二 Faz L2 =215.3 1252.5 = 27

34、020.2N mmMbz 二 Fbz L3 =290.5 48.5 = 14089.3N mm(3) 合成弯矩图M A 二，M Ax M Azlp47162.92 27020.22 =54354.6 N mmM b. M Bx M Bz 二 47126.92 14089.32 =49184.2 N mm3) 计算转矩并作转矩图T = T =2 8 . 1 4J6 m.14316作受力、弯距和扭距图F；F.FayMM7.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型）b h = 6mm 6mm L = 25mm齿轮：选普通平键（A型）b h = 8mm 7mm L = 45mm联轴器：由式6 1,

35、4 28.146d/l18 6 （25 -3） 10= 47.4MPa查表6-2，得二p=100120MPa-P，键校核安全4Ti齿轮：；p d4hl4 281469 =14.5MPa30 7 (45 -8) 10J查表6 2, 得 匚P=100 120MPa 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%a = .：MaCT1)2 /W =14.7MPa由表15 1查得；= 60MPa ,-ca十一1】，故安全9.校核轴承和计算寿命(1) 校核轴

36、承A和计算寿命径向载荷.215.32375.82 =433.1N轴向载荷Fa Fa =337N.1由FAa/FAr =0.778e,在表13 $取 X = 0.56。相对轴向载荷为旦=3370 =0.0427 ,在表中介于0.040 0.070之间，对应的e值为0.24 0.27 C07880之间，对应Y值为1.8 1.6,于是，用插值法求得0.070.04Y =1.6 竺 1.6) (0.07 -0.0427)才.782，故 X =0.56,Y =1.782 。由表13 6取 fp =1.2贝打A轴承的当量动载荷校核安全Pa =fp(XFAr YFAa1011.7N ： C ,该轴承寿命该轴

37、承寿命LAh10660ni Pa龙(他0)3 = 30670h60 14401011.7(2)校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBrFbZ - FBX290.52 972.52 1015.0N当量动载荷 FB 二 fpFBr =1.2 1015.0 = 1218.0N : G，校核安全6 6该轴承寿命该轴承寿命 LBh = 型(Cl)310(14000 )3 = 17576h60m pb60n1 PB60 汇 1440 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B =4.034kw,转速 n=342.86r / min转矩 T2 =11.239 104Nmm35求作

38、用在齿轮上的力高速大齿轮：2T22 11.239 104176.25T275.4NFr1tan an= 1275.4tan 20Fa1coscos14.03= 478.5N二 Ft1 tan :=1275.4 tan 14.03 =318.7N低速小齿轮:Fr242T2 2 11.239 10d168.2= 3295.9N= Ft2 tan a.= 3295.9 tan 20 =1199.6N3.初定轴的最小直径选轴的材料为45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-1123 4.034/342.86 = 25.5mm这是安装轴承处轴的最小直径4.根

39、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 16da =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= 36mm, IT6二 20mm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，已知齿宽b二75mm，取l3= 70mm。小齿轮右端用轴(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

40、d2,可取d3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 =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d5 =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|5应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b= 45mm，取|5 =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 = 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，则可得Li =63mm，L 62mm，= 5

41、1mm(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115.轴的受力分析、弯距的计算1) 计算支承反力：在水平面上Fax = Ft1 L3 R 2 (L 2 L)3= 2514.3 nJ+L2+L3Fay 二 Fai =318.7NFbx 二 Fti 巳 - Fax = 2057.0N在垂直面上: MB =0,FAZFr2 (L2 L3)= 1080.7NL1 L2 L3故 Fbz 二 Fr1 Fr2 - Faz 二 597.4N总支承反力：Fa 壬FAX FAy FAz n ；2514.32 318.72 1080.7 2755.2NFb =

42、, FBx - FBZ = . 2057.02 597.42 = 2142.0 N2）计算弯矩 在水平面上：M ibx - Fbx L3 = 2057.0 51 = 104907N .mmM2AX =Fax Li =2514.3 63 = 158372.9N.mmM1X =M1BX =104907N.mmM 2X = M 2AX = 158372.9N.mm在垂直面上：M1BZ 二 Fbz L3 二 30467.4N .mmM1BZ =Fbz L3 Fa1 d22 = 58552.8N mmM2AZ =Faz L| =1080.7 63 = 66922.1N.mmM1z = M1BZ = 30

43、467.4N mmM1z =M1BZ =58552.8N mmM 2Z = M 2AZ - 66922.1N mm故MjM； M2Z = .1049072 30467.42 =109340.0 N mmM ； M 厂M V = .1049072 58552.8120196.7 N mmM 2 =Jm； +M ； = V1 5 3 3 7 224322. 1116 7n3n5 3. 43）计算转矩并作转矩图T =T2 =112390N mm6作受力、弯距和扭距图FSyLIMFax:MMMMMizi）低速级小齿轮的键ho41由表6 1选用圆头平键（A型）b h =12 8 L = 56mmk =

44、0.5h 二 4mm由式6 1,2T2kdl= 32.0MPa查表6-2,得和= 100120MPa 二键校核安全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=36 mmk = 0.5h 二 4mmI 二 L b 二 24mm由式6 1,=红=58.5MPakdl查表6 2，得二p=100120MPa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0.6匚2a = M 2 ( T2)2 /W = 28.2MPa由表15 1查得二=：60MPa，二2a： Cj，校核安全。9.校核轴承和计算寿

45、命1）校核轴承 A和计算寿命径向载荷 FA=；，丁冃=：2736.7 N轴向载荷 FAa =FAy =318.7NFa / F r 0 . 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 二 fp(XFAr YFAa) =2736.7N10 c该轴承寿命该轴承寿命LAh（ L）3=17715h60n2 PA2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBrFbz = 2142.0 N当量动载荷Pb二fpFBr =2142N : Cr，校核安全该轴承寿命该轴承寿命垃已360n2 PB-33850h.1查表13-3得预期计算寿命Lh =1200

46、0 ： 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 =3.834KW 转速 n3 =97.96r/min转矩 T3 -373.869N m2. 第三轴上齿轮受力Ft = 2T3d2869=3118.2N239.8Fr = Ft tanan =3118.2 tan20 =1135.0N3. 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 P3/n3 =1123 3.834/ 97.96 = 38.1mm这是安装链轮处轴的最小直径 dk，取4 =：dk =40mm,查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：h =4 (- 0.01dz1 9.5mm 74.0mm，为保证链轮与箱体的距离，取h = 80mm64. 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 di =40mm,初选型号