机械设计课程设计--设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

1、冻4谢总*屠（筹）guangxi university of science and technology机械设计课程设计姓 名: 班 级: 学 号: 指导教师: 成 绩:口期：2013年1月目录设计任务书错误!未定义书签。第一章传动方案的分析及拟定错误!未定义书签。第二章电动机的选择及计算92.1电动机的选择错误!未定义书签。2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 102.2.1总传动比错误!未定义书签。2. 2. 2分配传动装置传动比错误!未定义书签。2.3计算传动装置的运动和动力参数错误!未定义书签。2. 3. 1各轴转速102. 3.2各轴输入功率102.3.3各轴输入转矩11第三章

2、传动零件的设计计算错误!未定义书签。3.1设计v带和带轮错误!未定义书签。3. 1. 2根据两个v带的实际传动比校正数据3.2二级展开式斜齿齿轮减速器设计 143. 2. 1高速级齿轮传动的设计计算错误!未定义书签。3.2.2低速级齿轮传动的设计计算错误!未定义书签。第四章轴的设计及计算244. 1 v带齿轮各设计参数附表244.2主动轴错误!未定义书签。4.3中间轴294.4从动轴错误!未定义书签。第五章滚动轴承的选择及计算错误!未定义书签。5.1主动轴的轴承设计工作能力计算385.2中间轴的轴承设计工作能力计算395.3从动轴的轴承设计工作能力计算41第六章连接件的选择及计算错误!未定义书

3、签。6. 1键的设计和计算436.2联轴器设计446. 3轴承盖的设计。35第七章箱体的设计477. 1箱体结构设计47第八章润滑、密封装置的选择及设计498.1润滑密封设计49设计小结50参考文献 错误!未定义书签。设计任务书设计题目:设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统 简图），用于传送清洗零件。双级斜齿圆柱齿轮减速器1 一电动机；2带传动；3减速器；4 一联轴器；5-筒$6-运输带已知条件:（1）工作情况：双班制工作，连续单向运转，工作有轻微振动，允许输送带速度误差 为土 5%；（2）使用寿命：10年（其中带、轴承寿命为3年以上）；（3）动力來源：

4、电力，三相交流，电压380/220v；（4）卷筒效率：0.96 （包括卷筒与轴承的效率损失）；（5）原始数据：运输带所需扭矩t = 460n 加运输带速度v = 0.8/71/5 卷筒直径d = 380/77/7?设计任务1）减速器装配图1张；2）零件图2张（高速级齿轮，高速级轴）；3）设计计算说明书-份，按指导老师的要求书写 原始数据：题号5卷筒直径d 380mm输运送带速度v0. 80m/s运输带所需扭矩t460n -m第一章 传动方案的的分析及拟定1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。1.3确定

5、传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。 其传动方案如下：ixx图1-1:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择v带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率几q =呵；耳冷4 =0.95x0.90 x0.972 x0.99=0.8507为v带的效率，%为第一对轴承的效率, 仏为两对轴承的效率，第二章 电动机的选择及计算2.1电动机的选择运输带输入转速为60x1000v nw=tt d传送带所需功率p 二归460x40.228 二品w 95509550式中，系数表示从电动机到工作机输送带之间的总效率为""

6、二爲轴承x碣齿轮x “v带x 联轴器式中滚动轴紂斜齿轮，？7v带，联轴皤分别为弹性联轴器效率，滚动轴承效率，闭 式斜齿轮（8级精度）传动效率，v带传动效率，联轴器效率，。据机械设计手 册矢口：滚动枷=°99,斜齿轮=°97 久带=0.95,联轴器=。99则有："z ="爲轴承x 77；倘轮x 7人带x 嘶器=0.85 所以电动机所需的工作功率为：根据动力源和工作条件，电动机类型选用y系列三相异步电动机。电动机 转速选择1500/min,根据电动机所需功率和转速，查表8-53确定电动机型号为 y100l2-4,其参数如下表所示：:4z(l总传动比1总二电动

7、机/nw= 40 228 = 35.246型号额定功 率/kw同步转 速 r/min满载转 速速nr/min总传动 比外神轴 径/mm外伸长度/mm中心高/mmy100l2-431500142035.29928601002. 2确定传动装置的总传动比和分配传动比221总传动比总传动比i萨动机=35.246z 1420/nv =w 40.2282.2.2分配传动装置传动比设定带传动的传动比i 带=3.1则减速器总传动比i 减速器=i 总门带=35.293.1 = 11.370则双级斜齿轮圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i产 jl5i融器 v1.5xl 1.37()=4.239低速级减速器传动比门减

8、速器/i产2.6822. 3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1各轴转速5 =金珈l 门带=1420/3.1 =458.065r/min n/7=n/ii =458.065/4.239=119.133r/min nm = nn! z2 =119.133/2.682=40.288 r/min n/v = rtjjj =40.288r/min2. 3. 2各轴输入功率pi = p(l x 7/v=2.228x0.95 = 2.166kwp = 0/ x 7/斜齿轮 x 滚动轴承=2.166x0.97x0.99 = 2.080kw =巴 x77斜齿轮 x 滚动轴承=2.080x0.97x0.99=

9、 1.997rwpr = pm* 帀滚m 承 x ”嘶器=1.997x0.99x0.99 = 1.957kw （3）各轴转矩计算t, =9550 匕 /«! =9550x266/458.065=4558n mtn = 9550pn!nn =9550x2.080/119.133=166.738 n-mtf/ =9550p刃/ 刃=9550xl.997/40.288=473.375nmt/v, =9550 plvlnlv =9550x 1.957/40.288二463.897n m将上述结果列入表格，以供查用:轴号转速(r/min)功率(kw)转矩(n m)i轴458.0652.1664

10、5.158ii轴119.1332.080166.738iii轴40.2881.997473.375iv轴40.2881.957463.897第三章传动零件的设计计算3.1设计v带和带轮31确定计算功率p"据表8-7查得工作情况系数ka = 12。故有：r = ka x3= 1.2x3 = 3.6kw3.1.2选择v带带型据p和n由图811选用a带。l ca3. 1. 3确定的基准直径d并验算带速v(1) 初取带轮基准直径dd,查表8-6和表8-8取小带轮基准直径 ddi = 90mm,(2) 验算带速v,按式(8-13)得g %"=/x90xl420=6.6伽/£

11、60x100060x1000因为5<v<30m/s,故带速合适。(3) 计算大带轮基准肓径dd2 = i带 xd小=3.1x90 = 27mm,根据表取圆整为280mm3. 1.4确定中心距a和带的基准长度厶(1) 初步选取中心距a。：根据式： 0.7(di +dd2)< aq < 2(£i + dd2)初定中心距aq = 47 lm m(2) 计算带所需的基准长度：2 f _ ch 一 s )4q°2x45 闻 2(90+28® +需弟1481.39mn厶do 一 2兔+ q叫+佥)+查表8-2选取基准长度l(l =140(h?m(3)

12、计算实际中心距：a = a + 5 _ 厶)=450+ 14°01481.3= 4】叶血 0 2中心距的变化范围:389<a<462mm3. 1.5验算小带轮包角e心心如亠75驾严53.4>120°,包角合适。3. 1. 6确定v带根数z,(1)计算单根v带的额定功率由公式得 dn=90mmn = 1420i/min根据，查表8-4a,用线性插值法得：po = 1.053有口 =1420min, i带=3和a型带，查表8-4b查得功率增量为 ap() = 0.170查表8-2得带长度修正系数< =0.96.查表8-5,并由内插值法得k = 0.927

13、由公式得4p=(p 0 + p()x k 厶 x k。=( 1.053+0.168)x0.927x0.96= 1.086kw(2)计算v带根数z:p 3 6z 二竺= 3.3p 1.086故选z=4根3. 1. 7计算单根v带出拉力的最小值(fo)iim查表8-3可得a型带的单位长度质量q二0.1kg/mf故司皿爲狀:需+0x688 8.65“3. 1. 8计算作用在轴上的压轴力fp :3.1.9带轮的结构设计：(1) 小带轮设计由y100l2-4电动机可知其轴伸直径为d=28mm,故因小带轮与其装配，故 小带轮的轴孔直径do=32mm0毂长l=50mm有表14-18可知小带轮结构为 实心轮。

14、(2) 大带轮设计大带轮具体尺寸：=280nnn 毂长l=6oiimi大带轮山2 =280<300 小带钿小=9()5 3()0&9 -d, <l()()mrr因此2带轮应该采用腹板式查表得，a型v带轮hw=2.75nim b = 65mm则，。dax =95.5mn%da2 =285.5加桃带轮结构式dacl轮缘宽bldl小带轮腹板式95. 590454530大带轮腹板式285. 52806560363. 2二级展开式斜齿齿轮减速器设计3. 2. 1高速级齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；2）运输机为一般工作

15、机器，速度不高，故用8级精度；3）材料的选择。由表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硕度为250hbs, 大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200hbs,两者硬度差为50hbs；4）初选b为15°5 ）选小齿轮齿数为zi=21,大齿轮齿数z2可由z 2 = /, x乙得z2=892、按齿面接触疲劳强度设计按公式：du > 3淫互吐1.（亙经）2（1）确定公式中各数值1）试选 k&l6。2）选取齿宽系数°心0.8。3）由图1030得区域系数z = 2.4254）由表106查的材料的弹性影响系数z广189.8mp?5）由n、=60口jjln =60x458.0

16、65lx （2x8x365x15）= 1.605x10m = 1.605x16 =3 786x1q八2丨 4.239查图1026得% =0.750,£al 0.820,£a = % + £al = 1 5 76）由图10-19取接触疲劳寿命系数心=°90；km94。7）计算接触疲劳许用应力。按齿面硬度查图10-20o 得小齿轮的接触疲劳强度极限0 + 厶 540 + 600% 呗 = : = 570 6mp；2 2人齿轮的接触疲劳强度极限b q + l 380 + 280“八% iim2 = m=380 mpo2 2取失效概率为1%,安全系数s=l,有呵

17、性空型=513 mps1 2 二 khas 呗= 0.94x380 = §丸空 mp= ( ah+6/2 ) /2二435mpa（2）计算确定小齿轮分度圆直径dr代入1）计算小齿轮的分度圆直径由计算公式可得:2x1.6x45.15103 x s239x(2-425x189.8v 0.8xl5704.239437.1=54.188mm2）计算圆周速度。p二旦二 3.14x54.18&458.06】卫。毗 60x100060x10003）计算齿宽bb= 0 x dt =0.8 x 54.188=43.35mm4）计算模数与齿高模数 =也里=54188xcob5 = 2.49”z齿

18、高 h = 2.25讥(=2.25x2.4% 5.60 伽力9)3、(1)d = dt=54.188x1.655.78 劝加"1cos15 55.327cos5. zmn = = 2.5（乙按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式：212k7y严0川必“8a <>确定计算参数1）计算载荷系数。mn > 3k = k/k/kj k"°xl 10x1 2xl.290= 1.2032）根据纵向重合度g“ = l43,从图1028查的螺旋角影响系数匕=0873）计算当量齿数。21zvl = (cosl5)3=(cosl5)3=23,3z2z-=(=(=9896f5

19、）计算齿宽与齿高z比仝h b 二 43.35 h 5.6086）计算纵向重合度g“g0二 o.3180z 1血0 = o.318xo.8x21xtanl5 = 1.437) 计算载荷系数k。已知使用系数k广1，据v=1.30m/s, 8级精度。由图10-8 w =1.10,kh卩二1323。由图1013查得k” = l290,由图103查得k = kf2 故载荷系数：k=k、xk,xkhkh0=1.0x1.10x1.2x1.323=1.7468)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:4）查取齿形系数 由表105查得二囂賈(23302一23) + 23 2.672 1q 2 20厶 ou(9&

20、amp;966 - 90) + 220 = 2.182 r fa2 100-90i 79 1 7sf_ (9&966 -90) + 1.78 = 1.7891 皿 100-905）查取应力校正系数 由表10-5查得ys.=i co i <75:(23.3 -23) + 1.575 = 2.18224-23f5a2 =1 79 -1 78二(98.966 90)+ 1.78 = 1.789100-906）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=385mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限叽=445mpa7）由图1018取弯曲疲劳寿命系数jfvj=0.85,=0.8808）计算弯曲疲劳

21、许用应力取弯曲疲劳安全系数s二1.4,则有：6 心 kfn0fe = 0x5x385 =233 ?】5mpas1.40.880x44514=279.714mpa7）计算大、小齿轮的并加以比较,用插值法算得血陲=2.18x1.7% nomo <rr2279.714'经比较小齿轮的数值大。（2）设计计算th 伪x0.018 = 1.671mm2x 1.703x45.158x 10彳 x0.87(cos 15 严v0.8x212 xl.570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 度计算的法面模数，取m二2mm,已可满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接 疲劳强度

22、需按接触疲劳强度算得的分度圆直径來计算应有的齿数于是有：d、cos0mn_55788cos 住 _ 2= 26.94取zl =27,贝ij z2=/! xz, =4.239x26.4 = 114.20 取z? = 1144. 几何尺寸计算(1)计算中心距叫(乙+z2)2cos/?2x(27 + l 14)2cosl5c=147.0 bi m圆整取a=145(2)按圆整中心距修止螺旋角0 = arccos(z + zx22a=arcos(27 + 114)2x145= 13°35,24m因0值改变不多，故参数k”，z”等不必修正。(3) 计算大小齿轮分度圆直径叫z cos/?2x27c

23、osl3°3524”=55.56nm2x114cosl3°3524n=234.5 7m zn(4) 计算齿轮宽度b =0d xd = 0.8x55.56= 44a5nm取亿=45m 观 b = 5 0m m5、结构设计(1)小齿轮结构查表得齿顶导系数h： = 1，顶隙系数云=0.25 查表得齿顶导系数h 1，顶隙系数云=0.25 分度圆直径 4=5 5.5 6】齿顶高 ha = h i m = 1x2 = 2mm齿跟高 hr =（hi+c“）m二（1+0.25） x2=3mm 齿顶圆直径 di = d + 2ha=5556+2x2=59.56mn 齿根圆直径 df = d

24、2hr = 55.5®2x3= 49.56mn（2）大齿轮结构查表得齿顶导系数h“ = 1,顶隙系数/ = 0.25 查表得齿顶导系数h“ = 1,顶隙系数/ = 0.25 分度圆直径 d = 2 3 4.5 7 齿顶高 ha = ha01 = 1x2 = 2mm 齿跟高 =（hj+c"）m=（1+0.25） x2=3mm 齿顶圆直径 da = d + 2ha = 134.57+ 2x2= 138.57mn 齿根圆直径 df =dr2hf = 134.572x3= 128.57mn3.2.2低速级齿轮传动的设计计算1、齿轮设计选定齿轮类型，精度等级，材料及模数与高速级齿轮相

25、同选小齿轮齿数为73=24,大齿轮齿数z斗可由z4 = /2xz3得乙=64.372 按齿面接触疲劳强度设计按公式：> 3 淫亘丑tlziz）2v 0s u 6（1）确定公式中各数值1）试选 k = l6。2）选取齿宽系数©心0.8。3）由图1030得区域系数zh = 2.4254）由表106查的材料的弹性影响系数ze = 189.8mp?5）由高速级齿轮得纟广l5706）由图1019取接触疲劳寿命系数k90；k 肿 0.94。7）计算接触疲劳许用应力。有高速级得6/=435mpa(2)计算确定小齿轮分度圆盲径代入”町1)计算小齿轮的分度圆直径dj由计算公式可得:d3i>

26、l2x,x166.73&rx 遊 x(2425x18£和倾讪2.6821 1 9-1 660.8x1.5702)计算圆周速度。v= v =旦j = 3.14x86.56x1 19.133=0>54m/s60x100060x10003)计算齿宽bb= 0 x d3t =0.8 x 86.56二69.24mm4)计算模数与齿高模数mntd“cos0 = 86.56xcoss=3.4&m24齿咼 /? = 2.25訂入1 = 2.25x3.48= 7.84九加5) 计算齿宽与齿高之比2h仁66 叫&h 7.5 8 6) 计算纵向重合度g 0 = 0.318 0

27、2.如0 = 0.318x0.8x24xtanl5 = 1.637) 计算载荷系数k。已知使用系数ka" 据v=0.54m/s, 8级精度。由图10-8 w jv=1.05,1 334322尺 = 二(66.956 40) + 1.322 =1.33。由 图 1013 查 得zb 80-40kf戸280,由图10-3查得k/kj2故载荷系数：k -kjkfkhikhe= 1.05xlx 1.2x 1.33= 1.6768) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：39）计算模数仏c o s 1 58 7.9 0 c o sol 5, mn - = 3.5z?23、按齿根弯曲疲劳强度设

28、计 按公式：（1）确定计算参数1）计算载荷系数。k 二 k. x ka x kfa x = 1.05x1x1.2x1.280=1.6132）根据纵向重合度二1.63,从图10-28查的螺旋角影响系数匕= 0.873）计算当量齿数。zsz3(cosl5)324(cosl 5)3= 26.63z-=(64.37(cosl5)3= 71.424）查取齿形系数由表10-5查得弓导(26.630-262) + 2.60 = 2.581 2 22 - 2 24= (71.42 - 70) + 2.24 = 2.237r f4 80-705) 查取应力校正系数由表10-5查得fs.21.60-1,59527

29、-26(26.630 26)+ 1.595 = 1.5981.77 - 1.7580-70(71.4-70) + 1.78= 1.7536）由由高速级齿轮则得小齿轮的弯曲疲劳强度极rm=385mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 % =445mpa7）由高速级齿轮则得弯曲疲劳寿命系数 .,=0.85, .v2 =0.8808) 计算弯曲疲劳许用应力 由高速级齿轮则有：°>3=233.715mpa4=279.714mpa9) 计算大、小齿轮的,并加以比较,用插值法算得加11込 00172 3 3 .7 1 5 *丫皿4丫帥4 .*4=2.237x1.753 =0()14279.714

30、经比较小齿轮的数值大。(2) 设计计算mn > 32口丫如0必。乙？ £a<7尸x0.017 = 2.194mm(2x1.613x16 6.738xl0'x0.87(cosl5 尸v0.8x242xl.580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 度计算的法面模数，取m=2.5mm,已可满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接 疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数于是有：= 34.4dcos/3 _ 86.54cosls itl2.5取 zs=34,贝iz4=z2 xz3 =2.268x34= 90.18»取 z4

31、 = 904. 儿何尺寸计算(1)计算中心距_m(z3+z4) _ 2cos0圆整取a= 160mm按圆整中心距修正螺旋角05加+护252a=arcos14°2r36m(34 + 91)2x145 计算大小齿轮分度圆直径.2.5x34-.cl = = 87.74/2'cos0 cosl4°2r36m=竺zl = _25x91= 234.84mmcos/? cosl4°21'36"计算齿轮宽度b3=0/x3 =0.8x87.74= 70.16nm取乞=70?观 2 = 15mm5、结构设计(1)小齿轮结构查表得齿顶导系数h： = 1，顶隙系

32、数c* =0.25查表得齿顶导系数h： = 1，顶隙系数c* =0.25分度圆直径d=8 7.74】齿顶高 ha = hr m = 1x2.5 = 2.5mm齿跟高 hf =(h；+c")m( 1+0.25x2.5=3.75mm 齿顶圆直径 da=di + 2ha = 87.7外2.5x2二92.74.mn 齿根圆直径 d = di'2hr = 87.74-2x3.75= 80.24mn(2)大齿轮结构查表得齿顶导系数h； = 1，顶隙系数/ = 0.25查表得齿顶导系数h； = 1，顶隙系数/ = 0.25分度圆直径 d = 238.84齿顶高 ha = hr m = 1x

33、2.5 = 2.5mm齿跟高 hf =(ha+c)m-( 1+0.25x2.5=3.75mm齿顶圆直径 da =d + 2ha = 138.84+2x2.5= 14384mn 齿根圆直径 d( =d2hft3&572x3.75= 131.07mn5.大小齿轮各参数见下表5齿轮齿数模数分度圆齿宽形式0127255. 565013°35'24”21142234. 574513°3524h3342.587. 747514°21,36m4912. 5238. 847014°2t36第四章轴的设计及计算4. 1 v带齿轮各设计(1) v带齿轮各设计

34、参数附表1) 各传动比v带高速级齿轮低速级齿轮3. 14. 2392. 6822) 各轴转速n(r/min)%(r/min)(r/min)nlv (r/min)458. 07119. 1340. 2940. 293) 各轴输入功率pp$ (kw)& (kw)p迢(kw)p1v (kw)2. 1662. 0861.9771.9574) 各轴输入转矩t(n m)(n m)氐(n m)t/v (n m)45. 16166. 74473. 38463. 905) 带轮主耍参数小轮直径右(mm)大轮直径血(mm)中心距a(mm)基准长 度6(mm)带的根 数z90280410140044. 2主

35、动轴设计(1) .求输出轴上的功率片，转速®,转矩人p 严 2.17kw® =45&07i7min£=45.16n. m(2) .求作用在齿轮上的力己知高速级小齿轮的分度圆直径为仏=55.56m卡2t、2x45.16xl()3 行“而 f = = 1625.56v£55.56fr = ft 凹玉=929.8 x 型空一=6087ncos/?cos13"35 24mfa =瑋翊= 1625.56tanl335,24,= 392.96b圆周力f径向力f及轴向力巧的方向如图示(3) .初步确定轴的最小肓径先按初步估算轴的最小肓径，选取轴的材料

36、为45钢，调质处理,根据表15-3,tt 1 = 45mpg o719550兀1000 片/ 9550000x2.17“vv 0.2x45x458.07%因最小真径与大带轮配合，故春二键槽，'可将轴径加大5%,即d = 17.12x105% = 1血亦!选用普通v带轮，取大带轮的毂孔直径为/0 = 20mm, 大带轮的基准直径/=28&,采用3根v带传动，查手册得大带轮宽度 60丄，兀 _4_ _i_5(4) .轴的结构设计主动轴设计结构图：此轴采用齿轮轴结构11ol（主动轴）1）各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取dx =l&7zm；大带轮定位轴肩的高度取

37、 h = 2ivni,则d2 = 22mm；因轴同吋受有径向和轴向力的作用，故选用单列圆锥 滚子轴承，根据=1&加，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组，标准精度 级的单列圆锥滚子轴承30305型轴承，则其尺寸为dxdxt=25mmx72mmxl8. 25mm, 所以3 = £ = 25mm,左端轴承定位轴肩高度去h = 2.5mm ,则d4 = 30mm ；此 轴采用齿轮轴结构，5段为齿轮轴段。2）轴上零件的轴向尺寸及其位置带轮段l = 60mm,轴承端盖总长为20mm,带轮和端盖距离为30mm,所以 乙= 50mm轴承宽度厶=乙= 18.2%加，右端轴承得人左面用套筒定位。

38、空轴 段乙二110. 5mm齿轮宽度l5 =5（h?/n,齿轮与箱体内侧的距离£6 = 2o.5mrr。至此，已初步确定轴的各段长度和直径3）确定轴上圆角和尺寸参考表格15-2,取轴端倒角为2x45°,各轴肩的圆角半径为r1. 64）.求轴上的载荷分布简图首先根据周的结构图，做出计算简图，在确定轴承支点位置吋，从手册中查取沪13mm,因此可作出轴的弯矩图和扭矩图如下：呱牺mu -9514d753x75从轴的结构的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出齿轮轴处是轴的危险截面.5）计算轴的水平面各支点的受力及弯矩，由上图可得轴向力 fa 产生的弯矩 虬二 f“xd/2二395x55.

39、56/2二 10918n mm由轴受力常衡得f +匕+ f2-fo=°对右支点取矩ml + f(厂 fnv!(95+1 40.75f50.73 一 pv x50.75= 0 联立方程解得危险截面弯矩m =x50.75m）=17.8x50.5-10918= -38275 n mm6）计算轴的垂直平面各支点的受力及弯矩，由上图可得， 由轴受力平衡得pnhi+fefn?=°对右支点取矩得m】+ f（厂尸呵（95+140.7550.73-丘 x50.75=°联立方程解得fnh=znfnh2=ti91n危险截面弯矩mh = fm”x50.75=1 191x50.75=61

40、194 n mm7）计算合成弯矩m = v611942 +382752 =72718- nvn8）将齿轮危险截面处的各值列于下表载荷水平面v垂宜面h支反力ff*产一73.2n, fw2 = 77.8vf"343/v,几"2"119闪弯矩m7v/v = -3827f n mmmh 61194 n mm总弯矩m = jm；+m： =72718wmm扭矩tt1=45158 n mm9）按弯扭合成力校核州的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面强度。根据以上 数据以及轴单向旋转，扭动切应力为脉动变应力，取a =0.6,轴的计算应力jm2+(q7；)2 _

41、j7217$+(0.6x4515図w _0.1x55.56=6.2mpa前选定轴的材料为45钢，调制处理。有表15-1查得a i = 60mpa, 因此cq故安全。4. 3中间轴的设计求输出轴上的功率卩2，转速"2，转矩爲p2=2.080kw/22 = 1 19.133r/mint2=166.738n. m（2）.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径为d2 = 234.57nm,d3 = 87j4nm坐= 2x166.73&"=45 6nf；厂竺= 2x166.73&w=5576 52vf = f= 1415.6i<二53q08

42、ncos/?cos13"35'24m234.5787.74診"57652x 册罷= 209522n巧 2 =2ta 叩= 14156xtanl335'24'=342.2n巧 3 =比ta 叩=5576.52< tan 142136'= 1427.66b.初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理,根据表15-3,rt = 45mpao_ 9550x1000 £0.2tth2i 9550000x2x)8v 0.2x45x119.133=26.46 mm因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂

43、孔直径。.轴的结构设计中间轴设计结构图:i 1丨2丨 3|4|5丨匕7(中间轴)1)各轴段直径的确定与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选30308型轴承，则j, =d7 =35mm； 与左边齿轮配合的轴段直径d?=3加加，齿轮的左端面用套筒定位，右端面轴肩 高度取 =4mm ,则£ = 48m加，右边齿轮左端面用轴键定位，轴肩高h二4mm, 右端面用套筒定位，所以。右边齿轮配合的轴段直径出= 40mm,出= 37mm2)轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度b二20. 75mm为,齿轮宽度= 45mm, 3 = 75mm箱体内侧与齿轮端面间隙15mm,考虑到箱体内侧误差为8mm,为了齿轮可

44、靠 定位，齿轮处的轴段处轴段长比齿轮轮毂短4mm,所以l2=l6 = 15+5+4=27两齿轮 之间的距离取15mmo与之对应的轴各段长度分别为匚二i？二20. 75mm, l2 =l6 =27mm, l3 =75-4=71 mm, l4=l5mm, l5=45-4=41mm。至此，已基本确定此轴的基本直径与基本长度。(5). 求轴上的载荷1)画出轴的受力简图，如图所示。t从轴的结构的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出齿轮轴处是轴的危险截面.5）计算轴的水平面各支点的受力及弯矩，由上图可得轴向力尸；产生的弯ma2 = /7a2xj2/2=342. 2x234. 57/2=40140n mmma3

45、= /7a3xj3/2=1727. 7x87. 74/2=62633n mm由轴受力平衡得f + f3 f2+fm" 对右支点取矩得fw（6&2*71 + 532+ 斤（71 + 53.25片2 + 73一凡=° 联立方程解得fmz2 = -33o6n危险截面弯矩= f，、“x68.25= 1741x68.25=1 1925, n - mmm、c = fw x53.25= -3306x53.2 = -17064 n mm6）计算轴的垂直平面各支点的受力及弯矩，由上图可得，由轴受力平衡得fnh! +ftl + f + fnh2 = 0对右支点取矩得（68.254-71

46、+53.25 + /7t3x（71+53.25>pt2x53.25=0联立方程解得f 朋产39 空nfw2 = 3004n危险截面弯矩mh = fmx68.25= 3988x68.2* 271 184 n mmm” = f，v_x53.25= 3004x53.25= 15921： n mm7）计算合成弯矩al, = jm： +m； = vl 19259 2+2711842 = 295899 n nvnm2 = jm爲 +刈爲=v1706452 +1592122 = 269573 n mm8）将齿轮危险截面处的各值列于下表载荷水平面v垂直面h支反力f丽"74皿 fw2"

47、3069vfw广3398v,尸粉2 = 300创弯矩m= 11925 n - mma/、，2 = j7604f n mmmm = 271184 n - nun m” = 159212 n mm总弯矩mi = jm： += 295899 n nvnm2 = jm爲 + m；2 = 269573 n mm扭矩tt2 =166738 n mm9）按弯扭合成力校核州的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面强度。根据以上 数据以及轴单向旋转，扭动切应力为脉动变应力，取a = 0.6,又m>m2, 轴的计算应力m ： + （叭丫 j295890+（0.6x16678）2rr = ；=

48、 4smpaucaw0.1 x4d前选定轴的材料为45钢，调制处理。有表15-1查得bj = 60mpa, 因此（j（a <_,b故安全。4. 4从动轴的设计（1）.求输出轴上的功率p3，转速幻，转矩人p 产 1.997kwn3 =40.288r/min厶二473.375n. m（2）.求作用在齿轮上的力己知低速级大齿轮的分度圆宜径为（ = 238.80经= 2x473.375<"=5873.wd4238.84fz4 =和翊= 5875lxtanl42t36'=15036 卜齿轮受力方向如载荷分析图所示。.初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料

49、为45钢，调质处理,根据表15-3,rt = 45mpa。19550000x1.997v 0.2x45x40.288=37.5 mm_ 19550x1000/(m,n=|0.2rrh3因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%,故可取 d =38mm,选用联轴器，输出最小直径显然是联轴器处直径，为了使所选直 径与联轴器的孔径相适合，故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩，查表14-1,考虑到转矩很小，选取k = 1.37 = ka7"3i3x473.3pxlooo=615387.5nmm按照计算转矩7；a应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用lx3型弹性 柱销联轴器，公

50、称转矩为1250000n - mm,半联轴器的孔径*38,半联轴器的长 度l=82mm,半联轴器与轴配合与轴配合的毂孔长度为l二60mm。（4）. 轴的结构设计传动轴总体设计结构图：7 /27.25j113if00a00u7疋&十羽忑十66f1创3|4|5 i 6 i 7|8（从动轴）1）各轴段直径的确定与联轴器相连的轴段是最小直径，取=38m加；联轴器定位轴肩的高度取 h = 3mm ,则j7 =44/nm；选30309型轴承,则dj = 6?6 = 45mm ,右端轴承定 位轴肩高度去h = 4.5mm ,则d5 = 54fnm；与齿轮配合的轴段直径3 = 50mm, 齿轮的定位轴

51、肩高度取h = 4mm ,则d4 = 58mm。2）轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度b = 27.25mm ,齿轮宽度b4 =omm,为了使齿轮左端面与套筒可靠 定位，齿轮段轴长比齿轮宽烧4血，l$二70-4二66mm,联轴器与轴配合的毂孔长度 为厶=60/7/7?,轴承端盖宽度20mni.联轴器与箱体距离30mni,所以l 7 二20+30二 50mm,齿轮左端面与箱体内壁距离为l2=15+8+（75-70）/2+4二29. 5mm,齿轮右端面的轴肩宽l4>1.4h,所以取l4=8mm0与之对应的轴各段长度分别为厶=27.25nm, l2 =29.、nm, l3 = 66fnm,&#

52、163;4 = 8mm, l5 = 11l（、=27.25nm, l7 =5o7?m, l8=60mm至此，已初步确定轴各段的直径和长度。（5）.求轴上的载荷从动轴的载荷分析图：nh£t4从轴的结构的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出齿轮轴处是轴的危险截面.5）计算轴的水平面各支点的受力及弯矩，由上图可得轴向力 曲产生的弯矩二/?.i4x72=1503x238. 84/2二 176552n mm由轴受力平衡得 fm fr4+fw2=°对右支点取矩fjw/ (69.2h 125.254- 一 尸衬 x 125.25 ma4 = 0联立方程解得fm/1 = 2328.wfz'22.7 卜危险截面弯矩m、= favix69.25= 2328.7x65 =161262 n mm6）计算轴的垂直平面各支点的受力及弯矩，由上图可得， 由轴受力平衡得f nh