【机械设计课程设计】同轴式二级圆柱齿轮减速器直加斜

1、目录1. 题目及总体分析22 各主要部件选择23. 选择电动机34. 分配传动比35. 传动系统的运动和动力参数计算46. 设计高速级齿轮57. 设计低速级齿轮10&减速器轴及轴承装置、键的设计141轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计152轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计213轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计279.润滑与密封3210箱体结构尺寸32设计总结3312 参考文献33一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:直径为400mmo自定条件: 工作,冇粉尘生产批量：由电动机驱动，运输带工作拉力为4000n,运输带速度为1.6m/s,运输机滚筒工作寿命10年（设

2、每年工作300犬），三年一大修,连续单向运转，载荷平稳，室内10台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。 整体布置如下：图示：1为电动机，2及6为联轴器，3为减速器，4为高速级齿轮传动，5为 低速级齿轮传动，7为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞,通气孔，吊环螺钉,吊耳和吊钩淀位销, 启盖螺钉,轴承套，密封圈等。二各主要部件选择目的过程分析结论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弹性联轴器三选择电动机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 （ip44）封闭式三相异步电动机功率

3、工作机所需有效功率为pw=fxv = 2000nxl. lm/s 圆柱齿轮传动（7级精度）效率（两对）为ni = 0.972 球轴承传动效率（四对）为n2 = 0.994 弹性联轴器传动效率（两个）取n3 = 0.9932 输送机滚筒效率为h 4 = 0.96 电动机输出有效功率为p' =p''=4000x1.6=7 4kwrx% x耳3 x小 0.972 x0.994 x0.9932 x0.96耍求电动机输出 功率为pr. = lakw型号查得型号y160m-6封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率kw=7.5满载转速r/min=970满载时效率%=86满载时输出功率

4、为p, =pex?j = 7500x0.86 = 6450w略小tpd在允许范围内选用型号y160m-6封 闭式三相异步电 动机四分配传动比目的过程分析结论n传动系统的总传动比其屮i是传动系统的总传动比,n多级串联传动系统的ix = 3.6总传动等于各级传动比的连乘积；是电动机的满载转速， 输入轴的转速，r/min。r/min； nw为工作机i2 3.6十crc /60v60x 1600“彳；i 1 /n k c)70 k / tri i4* / tv) 1 n分k|1al. y /u厂 / illill hii/ / iillilwh 7td 3.14x400配a = 850（两级圆柱齿轮）

5、传动川=(8 50)x76.4 = 611 3820比970i=12.69 = 1376.4«z2 = v/ = 3.6五传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传 动 系 统 的 运 动 和 动 力 参 数 计 算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各 轴的转速分別为、 f、7、 v、对应于0轴的输出功率和其余各 轴的输入功率分别为斤、二、电、%、巴；对应于0轴的输出转短和其 余名轴的输入转矩分别为壬、j兀、耳、耳；相邻两轴间的传动比分别 为価、匕、仏、也；和邻两轴间的传动效率分别为伽、知、屜、粕轴号电动机两级圆柱减速器t作机0轴1轴2轴3轴4轴

6、转速n(r/min)no=97o山=970n2=269.44n 3=74.84n 4=74.84功率p(kw)p0=6.45pi=6.4p2=&15p3=5.9p4=5.57转矩t（n训to=63.5ti=63t2=217.98t3=752.87t4=710.76两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比ioi=li12=3.6123=3.634=1传动效率nn oi=o.993h 12=0.96n 23=0.96n 34=0.944六设计高速级齿轮目的过程分析结论选 精 度 等 级、材 料 和 齿 数1）选用斜齿圆柱齿轮传2）选用7级精度3）材料选择。小齿轮材料为4 0 c（调质），更度为2

7、 8 0 hbs,人齿轮 材料为4 5钢（调质），硬度为2 4 0 hbs,二者材料硬度差为4 0 hbs。4）选小齿轮齿数z=2 4 ,人齿轮齿数z2= i】z=3.6x24二85,取z2=85。选取螺旋角。初选螺旋角0 = 14°冃的过程分析结论按式(10 21)试并，即2k亿 u + zhze 2 () 屁 “61)确定公式内的各计算数值(1 )试选(=1.6 (2 )由图1 0 30,选取区域系数z” = 2.433(3 )由图 1 0 2 6 杳得£创=078 £al = 0.888a £a + £al "6(4 )计算小齿

8、轮传递的转矩=637v-/?i = 6.3xlo4-m/?按 齿 面 接 触 强 度 设 计(5)由表1 0 7选取齿宽系数 =1(6 )由表10 6查得材料的弹性影响系数乙=189.8mp/2(7 )由图1 0 2 1 d按齿面驶度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 crhhm = 600mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限血2 = 55qmpa(8)由式1 0 1 3计算应力循环次数n、= 60njllt = 60x970x lx (8x 300x10) = 1.4xl09n2 =1.4x109/3.6 = 0.39x109(9 )由图1 0 1 9查得接触疲劳强度寿命系数krni = 0.90

9、52 = 0-95(1 0)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=l,由式1 0 1 2得krn2% lim2s% = hn 1讪二 0.9 x 600mpo = 540mpa=0.95 x 550mpa = 522.5mpaah = (ah + ah2)/2 = (540 + 522.5)/2mpa = 531.25mpa冃的过程分析结论2 ）计算（1 ）试算小齿轮分度圆直径d”，由计算公式得1.6x6.3x1x1.664.6 <2.433x189.8?xx 3.6 i 531.25 丿=48.94/7?m（2）计算圆周速度60x10003.14x48.94x970

10、60x1 (xx)=2.48/7?/5（3）计算齿宽b及模数耳”b = 1 x 4&94 = 4&94mmdu cos0 _ 48.94 x cos 14°z,24h = 2.25,77川=2.25 x 1.98 = 4.46mmb/力= 48.94/4.46 = 11（4）计算纵向重合度£0£p = 0.318c/z tan0 = 0.318x 1 x 24x tan 14° = 1.903(5) 计算载荷系数k己知使用系数ka =1根据v = 2.48/z/5, 7级精度，由图10 8查得动载荷系数kv =1.1由表1 0 4杏得 g

11、卩=1.12 + 0.18(1 + 0.6：)；+0.23x10'3/?= 1.12 + 0.18(l + 0.6xl2)xl2+ 0.23 xl0_3 x 48.94 = 1.42由图1 0 1 3查得k“=1.35k p假定一-< 1007v/mm ,由表 1 0 3 查得 k= k=1.4 d故载荷系数 k = kakvkhakhp =1x1.1x1.4x1.42 = 2.19（6）按实际的载荷系数校止所算得的分度圆直径，由式10 103得冃的过程分析结论d =dkikt =48.942.19/1.6 = 54.34mm(7)计算模数饰d cos b 54.34 x cos

12、 14°小mn = = 2.2mm”z,24£ = 54.34mm mn 22mm按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计由式年网呼莎応v dzf%1)确定计算参数(1)计算载荷系数k = kakvkfakf0 =1x1.1x1.4x1.35 = 2.08(2 )根据纵向重合度£0 =1.903 ,从图1 0 2 8查得螺旋角影响系数yp = 0.88(3) 计算当量齿数zvi= = -t = 26.27 cos3 p cos'14zv2 = f = q=93.05cos3 /? cos'14°(4) 查収齿形系数由表 io-5 查得1 = 2

13、.592 yfa2 = 2.194(5) 查取应力校止系数由表 1 0 5 查得 丫1 =1.596 ysa2 =1.783(6 )由图1 0 20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限afex =500mpa人齿轮的弯曲疲劳强度极限(yfe2 = 3mpa(7)由图1 0 1 8查得弯曲疲劳强度寿命系数kfn =0.85 kfn2 =0.88冃的过程分析结论（8 ）计算弯曲疲劳许用应力収弯曲疲劳安全系数s = 1.4,由式1 0 1 2得=kfnwf心.85 x 500 = 3o3.57mpg? 1s1.4齿数z严3：26=94ra77b _kfn2fe2 _ 0.88 x 380 _o'

14、 ls1.4（9 ）计算人小齿轮的ypaysa%畑畑= 2.592x1.596=001363af303.57帰2=2194xl.783=oo638ctf2238.86按大齿轮的数据大齿 根 弯 曲2）设计计算、2x2.08x6.3x104 x0.88xcos214°mn > l；x 0.01638 =1 v1x242 x1.661.56加皿强 度对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数s大于由齿根弯llh疲设 计劳强度计算的法面模数，取2.0mm,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dx = 5434mm来计算应有的击数于星山z

15、4cos0_ 54.34xcosl4 _口、j 凶姒。丁疋iii 乙叫21rz, =26,贝gz2 = 3.6x26 = 93.6取乞=94几1)计算中心距a/i+z?)/” =(26 + 94)x2 = 23.7 呦2 cos p2xcosl4中心距a =124mm何将中心距圆整为124mm螺旋角尺 寸 计 算2）按圆整后的中心距修正螺旋角0=14.59°q(zi +z2k(26 + 94) x 2 1/lcnop = arccosl = arccos= 14.592a2x124因0值改变不多，故参数 %、s、zh等不必修正。忖的分析过程结论几 何 尺 寸 计 算3）计算人、小齿轮

16、的分度圆直径d严厶叫=26x2“亦cos0 cosl4.59z。如94 x 2dr = - = 194.3mm* cos0 cos 14.59"4）计算大、小齿轮的齿根圆直径d八=£ 一 2.5mn = 53.7 - 2.5 x 2 = 4&7mmd=妇 一2.5叫=194.3-2.5x2 = 189.3mm5）计算齿轮宽度b = c> ”d = 1x53.7 = 53.7nw?圆整后取 b2 = 55m/n ；= 60mm分度圆直径d、= 53.1mmd2 = 194.3/nm 齿根圆直径 d 门=48.7/z?md j2 = 1 89.3/7?7?2齿轮宽

17、度b = 60tnmb2 = 55 mm验算2j 2x 63000 = 2346“'£53.7" ='* 23% = 43 7川 /mm < 100w /mm b53.7合适合适七设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程结论选 定 齿 轮 精 度 等 级、材 料 及 齿 数a）选用7级精度b）由表1 0 1选择小齿轮材料为4 0 c r （调质），破度为2 8 0 hb s, 人齿轮材料为4 5钢（调质），硬度为2 4 0 hbsoc）选小齿轮齿数z =24,大齿轮齿数 z2= i2 zi =3.6x24 = 86.4取 z? =85冃的过程分析结论按 齿

18、面 接 触 疲 劳 强 度 设 计由设计计算公式1 0 9 a进行试算，即dit 12.323卜八%)21)确定公式各计算数值(1 )试选载荷系数kt=3(2 )计算小齿轮传递的转矩t、= 95.5x10 守/® = 95.5 xl05 x 6.15/269.44= 21.798xlo4n-/nm(3 )由表1 0 7选取齿宽系数切=1(4 )由表1 0 6查得材料的弹性影响系数ze =198.8mp/2(5) 由图1 0 2 1 d按齿面硬度杳得小齿轮的接触疲劳强度极限恤=600mpa大齿轮的接触疲劳强度极限rhiim2 = 55ompa(6) 由式1 0 1 3计算应力循环次数n

19、、= 60njlh =60x 269.44 xlx(8x3ooxlo) = 3.88xlo8n2 =3.88xlos/3.6 = l.o8xlos(7) 由图1 0 1 9查得接触疲劳强度寿命系数k创=0.90 khn2 = 0.95(8) 计算接触疲劳强度许川应力取失效概率为1 %,安全系数为s=l,由式1 0 1 2得lah= ,nx 11 li,nl = 0.9 x 600mpa = 540mpascyh.= k/n2%向2 = 0.95x550mpq = 522.5mpa2 )计算(七)试算小齿轮分度圆直径d”，代入ah中的较小值 恥 2.32沪x21.798x104 .4.6 189

20、.8沏kv13.6 522.5冃的过程分析结论按 齿 ifri 接 触 疲 劳 强 度 设 计（丿1）计算圆周速度vv=1/1= 1.19m/s60x100060x1000（九）计算齿宽bb =昶首=1x84.18 = 84.18/wm（十）计算齿宽与齿高之比b/h模数 m = "" =3.51mm "z,24吐亠 h = 2.25加川=2.25 x3.51 = 7.9mmw ikjb/h = s 48/7.9 = 10.66（十）计算载荷系数k根据y = a9m/sf 7级精度，由图1 0 8查得动载荷系数kv = 1.03假设kaft /b<l00n/m

21、m ,由表 1 0 3 查得kha =kfa =1-2由表1 0 2查得使用系数k力=1由表1 0 4查得k” =1.12 + 08（1 + 0.6 ；）；+0.23x10一讪= 1.12 + 0.18（l + 0.6xl2）xl2 +0.23x10_3 x84.18 = 1.427由图 1 02 3 查得kpp 1.35故载荷系数 k = ka kv klla k 砂=1x1.03x1.2x1.427 = 1.76（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1 0 1 0 a得d、=duk/kt =84.181.76/1.3 = 93.12mm（7）计算模数mm = djz =93.1

22、2/24 = 3.88分度圆直径£ = 93.12m/n模数m 3.51按齿 根弯由式1 0 5得弯强度的设计公式为曲强 度设 计彳dzj qfi目的分析过程结论按 齿a)确定公式内的计算数值1) 由图1 0 2 0 c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限<7肱1 = 500mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限afe2 =3sqmpa2) 由图10 18查得弯曲疲劳寿命系数k fn = 0.85k fn2 = 0-883) 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1 0 1 2得 j = kf2fe = 0.85x500= 303.57m%f,s1.4% = kfn

23、2%2 =0-88 x 380 咖=238.86a/p«js1.44) 计算载荷系数根k = kakvkfakfp =1x1.03x1.2x1.35 = 1.67弯 曲(5)查取齿形系数强由表 1 0 5 杏得 yfa =2.65匕.“2=2.21度 设(6)杳取应力校正系数计由表 1 0 5 查得 ysai = 1.58 ysa2 = 1.775(7)计算大小齿轮的ypaysa ,并比较6 = 2.65x1.58 =0 01379qj303.57味心=2.21x1.775 =0.01642af2238.86大齿轮的数据大b)设计计算、j2xl.67x21.798xl04m >

24、 x 0.01642 = 2.74mmv1x242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，可取冇弯曲强度算得的模数2.74,并就近圆整为标准值m=3.0mmo冃的分析过程结论按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计按接触强度算得的分度圆直径/ = 93.12mm算出小齿轮齿数z】/m = 93.12/3 = 31.04 取z】=31大齿轮齿数 z? =z2zi = 3.6x31 = 111.6 取 z2 =112齿数z、=31z2 =112几 何 尺 寸 计 算1) 计算分度圆直径d| = zj/n = 31x3 = 93mmd2 z2m = 112x3 = 3

25、36m in2) 计算齿根圆直径cln = z77(z( -2.5) = 3x(31 -2.5) = s5.5mmdf2 = m(z2 一 2.5) = 3x(112-2.5) = 328.5/77/7?3) 计算屮心距a = (d +) / 2 = (93 + 336)/2 = 215mm4) 计算齿宽b = 0/d = 1 x 93 = 93mm取场=95mm= 100mm分度圆直径£ = 93mm d2 = 336mm 齿根圆肓径 d f、= 85.5/mn d(2 = 328.5伽 中心距a = 25mm 齿宽b、= 100mmb2 = 95mm验算2j2x217980 =

26、468774n'心93kafr 1x4687.74 _n . .,=50.4n / mm < 1007v / mmb93合适验算合适八减速器轴及轴承装置、键的设计a bcd e f（中间轴）11轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计ri的过程分析结论输1 .输入轴上的功率百=6akw,转速i）= 970/7min t、= 6.3x104/v - mm选轴的材料为45钢，调质处理入2.求作用在车轮上的力轴2t.2x6.3x 104_ _ .f ' 37/16/v的i . zrjh-o/vd53.7设tan an / tan 20°计 j7八oq/ a szm及cos/

27、?cos 14.59其fa = ft tan 0 = 23460 x tan 14.59° = 610.652v轴3 .初定轴的最小宜径承 装 置、选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表1 5-3,取ao =112于是由式1 5一 2 初步估算轴的最小直径din = ajp in、= 1126.4/970 = 21mm键 的这是安装联轴器处轴的最小直径d_2，由于此处开键槽，校正值设讣dg =21x(l + 5%) = 22.05mm ,联轴器的计算转矩 tca = kat査表 14-1取ka =1.3,则7；“ = k八7 =1.3x6.3xio4 =8l900nmm查机械设计手册

28、(软件版),选用gb5014-1985中的hl 1型弹性柱销联轴器, 其公称转矩为16000nmm。半联轴器的孔径24mm ,轴孔长度l=32mm, j 型轴孔,c型键，联轴器主动端的代号为hl1 24*32 gb5014-1985,相应地，轴段1的玄径d、= 24mm ,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取厶=30mm日的过程分析结论4.轴的结构设计选用hl 1型弹性1)拟定轴上零件的装配方案(见前图)柱销联轴器2 )根据轴向定位的要求确定轴的各段岂径和长度轴的尺寸(mm)：(1)为满足半联轴器的轴向定位要求，1 一 2轴段右端需制处一轴肩，d =24轴肩高度h = 0.070.

29、id ,故取2段的直径 = 21mmd2 =27(2)初选型号6 0 0 6的深沟球轴承 参数如下dx£)xb = 30x55x13 (la = 36mm da = 49mm 基木额定动载荷d3 =30输 入cr = 19.5kw 基本额定静载荷= 8.3knd4 =36轴 的故d3 = d丁 = 30m/n轴段7的长度与轴承宽度相同，故取= 13m/nd5 =40设' |4=36及 其 轴(3 )轴段4上安装齿轮，为便丁齿轮的安装，£应略大为 3,可取d. =30d4 = 36mm .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/, =30承 装紧，轴段

30、4的长度仃应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽l2 =59置z3 =35、b = 60mm ,故取 z4 = 58/nmz4=58键(4 )齿伦右端用肩固定，由此可确定轴段5的直径，轴肩高度6的 设h = 0.07 0d ,取 d5 = 40mm, /5 = 1 ah，故取 1、= 6mm"14/7 =13计为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径心确定，即d6 = da = 36mm(5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距h,取h = 12mm，取轴承上靠 近机体内壁的端面与机体内壁见的距离s-8mm,収轴承宽度c二50nun

31、.山机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离k=20mm.i? =(c-s-b) + « + k = 59 mm故 l3 = b + 54-z/+(z> z4) = 35mmz6 = (h + s) 一 l5 = 14mm取齿轮齿宽小间为力作用点，则可得厶=18mm, l2 = l3 = 56.5mm日的过程分析结论(6)键连接。联轴器：选单圆头平键 键c 8*28 gb1095-1979 t=4mm h=7mm 齿轮：选普通平键键10*56gb10951979 t=5mm h=8mm5 轴的受力分析1)画轴的受力简图输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承

32、 装 置、 键 的 设 计过程分析2)计算支承反力在水平面上输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、键 的 设 计fxu=f2h= = = n在垂肓而上zm2=0, % = 5% = 882x56.5 + 610.65®% =+ 0356.5 + 56.5故匚=你f =882-586.1 = 295.9总支承反力f、= 7 + fiv = v11732 +586.12 = 1311.28/vf2 =+ f； = jl 173? +295.3 = 1209.757v c）画弯矩图mh = m2h = f、h x l2 = 1173x56.5 = 66214.5n.mmmiv =

33、 flv x l2 = 586.1 x 56.5 = 331 i4.65n.mmm2v = flv xl2-fad/2 = 16719m加加故 m. = jm 爲 +mj, = 766274.52 +33114.652 = 74087/v mmm2 = jm： +m； = a/66274.52 +167192 = 6835n mm4）働转矩图6校核轴的强度c剖面左侧，因弯矩大，冇转矩，还冇键槽引起的应力集中，故c剖面左 侧为危险剖面uz n" bt(d -t)2310x5x(36-5)23w =0ad = 0.1x36 = 3998/wm2d2x36= 0.2d3 -冰d_'

34、)2 = 0.2x363 -咲"(36-* = 8663 8mm32d2x36目的过程分析结论输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计m 74087n(jn = ah =1 o.5mpa= 0w 3998ttt = 1.21mpara = rm =3.6mpa丁2轴的材料为45刚,调质处理.由表15-1查得(yb - 640mpacr_ = t15mpa ,= 55mpa截血上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 j及j按附表3-2查取.因- = = 0.03 , = = 1.2,经插值后可 d 30d 30查得ag = 2.09at =1.66又由附图可得轴的材

35、料的敏性系数为qa =0.74qr =0.77故有应力集中系数按式(附3-4)为ka =1 +以名-1) = 1 + 0.74(2.09-1) = 1.81kr =1 + 山( -1) = 1 + 0.77(1.66-1) = 1.51由附图32得尺寸系数為=0.77;由附图得扭转尺寸系数=0.88山附图34得氏=a =0.92轴未经表血强化处理，即0“ =1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为1|1.811| 皿=二 +1 =+1 = 2.44"j卩。0.770.92kt = kr + 11= 1-51 + 11 = 1.816q0.880.92由£34及§

36、; 3-2得碳钢的特性系数(po = 0 0.2,取(pa =0.1(pt =0.05 0.1,取久=0.05目的过程分析结论于是,计算安全系数sg值，按式(仔6)(15-8)则得键校核女金275输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置s =nr= 6.09” ka(ya +(pacrm2.44 x 18.5 + 0x 0155s =12*=irr= 23 15r krta +(prt,n 1.81x3.6 + 0.05x3.6*scqs s/ ” 壬=5.89 s = 1.3 1.5 故安全 777按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数q =

37、 0.6,则乂+(" = 20.45iv键 的 设 计杳表 15-1 得cr_! =60mpa,因此7口故安全.8校核键连接强度4 x 63000联轴器："語=24x7x2二严曲査表得o-j=120 i50mpa.ap 匕故强度足够.齿轮:47；4 x 63000 n= 1 ympap d、hl 36x8x(56-10)查表得=120 150fnpa.(r/; rj故强度足够.9.校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向:© -许=1311.28n轴向:化= 610.65n轴承2 径向:耳2 =尸2= 1209.75n轴向:巧2 =：0因此，轴承1为受载较大的轴承,按轴

38、承1计算输入 轴的 设计 及其 轴承 装置、 键的 设计fd 610.65 八一=0.47 > £f八1311.28按表13-6,/? =1.0-1.2,取兀=1.0按表13-5注1,对深沟球轴承取 九=14.7,则相对轴向载荷为办% «14.7x61o.6/3oo=1.o8在表13-5中介于1.031.38之间,对应的e值为0.280.3,y值为1.551.45线性“(1.55-1.45)x(1.380-1.08)一插值法求 y 值 x = 1.45 + = 1.541.380-1.03故 p = fp (xf+ yfa) = 1.0(0.56 xl311.28 +

39、 1.54x610.65) = 1674/v2 c106x(19500 3 =27i59/j60 p60 x 9701674査表13-3得预期计算寿命lh =1200< lh轴校核安全轴承选用6006深 沟球轴承,校核安 全寿命（h ）为lh =271592. 2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计丨丨的过程分析结论1.中间轴上的功率p? =65加,转速口2 =269.44厂/min选轴的材料为45钢，调质处理转矩笃=21.798xlo4n-mm中2.求作用在车轮上的力间高速大齿轮：轴厂 27；2x21.798xl04的p 2 "42 7 ncl2194.3设tan a ntan

40、 20°c ,计i ri i zzto / k.0/v及cos0cos 14.59其fai = fxt tan 0 = 2243.7 x tan 14.59° = 584/v轴低速小齿轮：承厂27；2x21.798x10“装=丄=4687/vf d93置、键fr2 =fi2 tan an = 4687 x tan 20° = 1705.97v的设3.初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。计根据表1 5 3,取4。=112于是由式1 5-2初步估算轴的最小直径目的过程分析结论min = a= h 26.15/269.44 = 31.8/nm选用hl 1型弹

41、性柱销联轴器这是安装联轴器处轴的最小j径右_2,取轴段1的直径d. = 32mm4轴的结构设计1 )拟定轴上零件的装配方案(见前图)2 )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6307的深沟球轴承参数如下dx£)xb = 35x80x21 da= 44 m in da =linm 棊木额定动载荷cr = 332kn 基木额定静载荷 cor = 19.2kn 故 d?二 二 35mm轴段7的长度与轴承宽度相同，故取人=17加加轴的尺寸(mm)：d、=32厶=35d3 = 44£=42d, = 44/=35中间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 登、键 的

42、设 计(2 )轴段3上安装齿伦，为便于齿伦的安装，应略大与2,可取= 44/777/7 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的长度厶应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽 b = 55mm, b, = 100mm ,两齿轮间的间隙 = 20mm, d6 - 41mm 収故取13 = © 2) + ls + (乞-2) = 53 + 20 + 98 = 171mm(3 )齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段4的宜径，轴肩高度 h = 0.07 0. id,取4 = 42/nm, /4 = 1 ah,故取 14 6mm为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴

43、段5的直径应根据6307深沟球轴 承的定位轴肩直径d/确定，即ds =da =44(4 )取齿轮端面机体内壁间留有足够间距h,取h = 12mm ,取轴承上 靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离s=8mm,取轴承宽度c=50mm.由机械 设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,収联轴器轮毂端血与轴承盖间的距/2=43厶=1714=14=17/j =(c-s-b) + w + k= 5 mm 离 k=20mm.故人=b + s + h + (b - /3) = 43/wm/5 = (h + s) 仃=14mm 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得厶=58伽丄2 =97.5,厶3 = 80.5/nm

44、目的过程分析结论(5 )键连接。高速齿轮：选普通平键 键12*50 gb1095j979 t=5mm h=8mm 低速齿轮：选普通平键键12*90 gb1095-1979 t=5mm h=8mm5 轴的受力分析1)倆轴的受力简图中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 袈 置、键 的 设 计口的过程分析结论中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 袈 置、键 的 设 计2) 计算支承反力在水平面上 f1/y = flt x 厶 * fu x(s + 厶)=329 in厶| +厶2 +厶f2h = fit + f2t - fin = 3639.7n在垂直面上f.l. + f/以 + p x (l?

45、+ l jym, =0,f1v =7 2=1458.57nzq + l-y + l、故代严©+f“fw=1091n总支承反力f=f陰 +f =732912 +1458.572 = 3599.72vf2 = j f；h +耳7 =v3639.72 +10912 =3799.7n3) 画弯矩图mh =mh =fih x 厶=3291x58 = 190878/v.mmmiv = flv x 厶二 1458.57 x58 = 8459=n.mmm jv = flv x 厶% x/ = 2786in.mmm2h = m f?h x l3 = 3639.7 x 80.5 = 292995.9n.

46、mmm2v = mk = f“ x s = 1091 x 80.5 = 87825.5ajnm故二+(m；)2 =192900.6/v-/nmm2=jm；h +m； =305875.7 n mm4) 画转矩图6校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小 齿轮剖面为危险剖面c “3 ht(d -t)2_ t .312x5x(44-5)2 o_1o .3w=0ld'= 0x 44= 8518.4伽'2d2x44口的过程分析结论叫=0.2d? bt(d-t)2 =02x44312x5x(44-5)2 =170368/mn32d2x44m 30587

47、5.7 "八=06 一6, 一一 °彳 一 359npaamw 8518.4ttt - - = 12.smpara - rm = = 6ampa轴的材料为45冈1,调质处理.由 表 15-1查得= 640mpa(7= 215inpa f r_, = 155mpa .截而上由于轴肩而形成的理论应力集屮系数/及按附表3-2杳取.因f -l6=0.046 ,°rd 35d 44乂 = m = 1.26，经插值后可查得d 35中aa = 2.09ar = 1.66间 轴乂山附图3-1可得轴的材料的敏性系数为的% =0.78qt =0.83设计故冇应力集中系数按式（附34）

48、为及心=1 + 以 _ 1) = 1 + 0.78(2.09 一 1) = 1.85其轴kt = l + q -1) = 1 + 0.83(1.66-1) = 1.55装山附图3-2得尺寸系数為=0.72;由附图3-3得扭转尺寸系数= 0.85置、键由附图 3-4 m卩。=pr =0.92的设轴未经表面强化处理，即九=1，则按式3-12及3-12a得综合系数值为计1 1.81 1k =11 =11 = 2.44°0c0.770.92kr 1l511k, 一 丫 +1-+1-1.81r j pr0.880.92由§3-1及$3-2得碳钢的特性系数(pa =0.10.2,取冷=

49、0.1(pt = 0.05 0，取© = 0.05口的过程分析结论于是,计算安全系数s"值，按式(156)(158)则得轴校核安全cr .275= 6.09轴承选用6307深c -1_沟球轴承，校核 安全& k a a a +(po(ym2.44 x 18.5 + 0.1x0j155= 23.15寿命(h)为3 r lh =28084krta wn 1.81x3.6 + 0.05x3.6s ss ，-5 s9».v-1 31 5故安全<u 屈 + s；7按弯矩合成应力校核轴的强度中对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数a = 0.6，则间jm 2+(刃)2轴 ftf(yrn = 39mpacawirj 设杳表15-1得cr_1=60mpa,因此込“故安全.计及8校核键连接强度其轴卄汁丰“4t24x217980心速齿轮：6 =65mpa承1 dyhl 44x8x(50-12)装置、查表得ap= 120150mpav b故强度足够.键 的 4k4x217980设彳氐速齿轮：=3 l.smpciz d.hl 44x8x(90-12)计查表得cr=120 150mpa. crp v故强度足够.9.校