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、机械设计课程设计说明书题目：带式输送机 班级：机械0901 学号：20090214010121目录1. 题目及总体分析2 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12&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

2、力f = 7ooo2v ,运输带速度v = 0.5m/5,运输机滚筒直径为d = 290/77777 o单向运转，载荷平稳，室内工作，冇粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作口，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。高速级齿伦布置 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:图示：5为电动机，4为联轴器，3为减速器，2为链传

3、动，1为输送机滚筒，6为低速级齿 轮传动，7为高速级齿伦传动，。辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞,通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩淀位销，启盖螺钉，轴 承套，密封圈等.。二各主要部件选择部件凶索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 三相异步电动机功率工作机所需有效功率为pw=fxv=7000nx0. 5m/s 圆柱齿轮传动（8级精度）效率（两对）为h i=0.972 滚动轴承

4、传动效率（四对）为h 2=0.98 4 弹性联轴器传动效率h 3=0.99输送机滚筒效率为n 4=0.97链传动的效率115=0.96电动机输出有效功率为p'=化=7000x0.5=4374 6"7）x 72 x 帀3 x % x z 0.972 x 0.984 x 0.99 x 0.97 x 0.96电动机输出功率为pq4374.6w型号查得型号y132s-4封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率p=5.5 kw满载转速1440 r/min同步转速15（）（） r/min选用型号y132s-4封闭式三相界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i =亠其中i

5、是传动系统的总传动比，多级串联传 %动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；是电动机的满载转速， r/min；皿为工作机输入轴的转速，r/min。计算如 卜斤加=1440广/min , n.-二 60x0.5=32.95"mina =3l =14.6s = 4-2i, = 3.5"w 7id 3.14x0.29分配传动比取厶=3144032.95i _43.7= 43.7= 14.6取 2； = 3.5, l =4.2 i：总传动比 人：链传动比/；：低速级齿伦传动比ih：高速级齿轮传动比五传动系统的运动和动力参数计算h的过程分析设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3

6、轴、4轴；对应于各轴的转速分别为勺、勺、对应各轴的输入功率分别为珂传动系统的运动和动力参数计算对应名轴的输入转矩分别为i、上、x;相邻两轴间的传动比分别为匕、3、二；相邻两轴间的传动效率分别为也、知、巧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= 1440m=1440=342.86n3=97.964=32.65功率p(kw)p=5.5p)=4.244p2=4.034p3=3.834p4=3.607转矩t(n m)1>2&146th 112.390t3=373.869t4= 1055.326两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比iioi=l112=4.2i2

7、3=3.5»34=3传动效率hn oi=o.99h 12=0.97n 23=0.97n 34=0.96六设计高速级齿轮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林斜齿轮2) 材料选择.小齿轮材料为4 0 c r (调质)，硬度为2 8 0 hb s,大齿轮材料为4 5钢(调质)，硕度为2 4 ohbs,二者材料硬度差为4 ohbs。3) 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= i) z 1=4.2x24=100.&取z2=101o5) 选取螺旋角。初选螺旋角0 = 142. 按齿面接触强度设计

8、按式(io2i)试算，即 d” n jlsduz忑i)确定公式内的各计算数值(1 )试选(=1.6(2 )由图1 0 3 0,选取区域系数z” = 2.433(3 )由图 1 0 2 6 查得比=0.78=0.87比=%+ 62=1&(4 )计算小齿轮传递的转矩7； =95.5x10/ =95.5x105x4.244/1440 = 2.8146x104 n mm(5)山表1 0 7选取齿宽系数 =1(6 )由表1 0 6査得材料的弹性影响系数乙=189.8mp,/2(7 )由图1 0 2 1 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6门inn = 600mpa，人齿轮的接触疲劳强度极限

9、ahim2 =55qmpa(8 ) ih式1 0 1 3计算应力循环次数/v, = 60njlh =60x1440x1x(16x300x8) = 3.32xlo9n2 = 3.32 x 109 / 4.2 = 0.790 xlo9(9 )由图1 0 1 9杳得接触疲劳强度寿命系数kni = 0.90 52 = 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=l,由式1 0 1 2得crhl= khns 間=09 x 600mpa = 540mpa ah2= khn2che2 = 095 x 55qmpa = 522.5mpa ah = (ah + ah2)/2 = (5

10、40 + 522.5) / 2mpa = 531.25mp。2 ）计算（1）试算小齿轮分度圆直径dt, iii计算公式得=37.10mmj2xl.6x2.8146xl()41x1.655.2 f2.433x189.8?xx 4.2 (531.25 丿（2）计算圆周速度=2.8m/ s7idxlna _ 兀 x 37.10x144060x1000" 60x1000（3）计算齿宽b及模数加川h =1 x 37.10 = 37.10/nmdu cos0 _ 37.10 x cos 14ntz,24=1.50mmh = 2.25innt = 2.25 x 1.50 = 3.375mm/?/z

11、 = 37.10/3.375 = 10.99（4 ）计算纵向重合度£0£p =0.318dz tan/? = 0.318xlx24xtanl4° = 1.903(5)计算载荷系数k已知使用系数ka =1根据v = .2m/sf 7级粕度，由图1 0 8查得动载荷系数kv=a由表1 0 4查得 k二 12 + 0.18(1 + 0.6：)0)； + 0.23 x0'3h=1.12 + 0.18(14-0.6xl2)xl2+0.23xl0_3x370 = 1.417由图 1 0 1 3 查得 kfp - 1.34假定込v100n/加加，由表1 0-3査得kha

12、 =kfa =1.4故载荷系数 k = ka kv kna k" =1x1.11x1.4x1.42 = 2.21(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆肓径，由式1 0 1 0 a得=心站 kik =37.1(k/2.21/1.6 = 41.32伽(7 )计算模数®3. 按齿根弯曲强度设计由式1017 m1)确定计算参数(1)计算载荷系数« =心心心尼0 =1x1.11x1.4x1.34 = 2.08(2 )根据纵向重合度£0 = 1.903，从图1 0 2 8杏得螺旋角影响系数yp =0.88(3)计算当疑齿数724zv2=- =- = h0.56zv

13、1= = 26.27(4 )查取齿形系数由表 1 0-5 查得 丫几1 =2.592*“2=2.172(5)査取应力校止系数由表 1 0 5 杏得 ysai =1.596y2= 1.798(6 )由图1 0 20c查得，小齿轮的弯illi疲劳强度极限afe = 5oompa大齿轮的弯曲疲劳强度极限crfe2 = 3sompa(7)由图1 0 1 8查得弯曲疲劳强度寿命系数（8）计算弯曲疲劳许用应丿j取弯1111疲劳安全系数s=1.4,由式1 0 1 2得卄仏严晋严25®计算大小齿轮的鴛= 2.592x1.596=()()1363 刁303.57y=2j72xl798 =0()1635

14、 o2238.86人齿轮的数据人2)设计计算x0.01635 = 1.186mm2 x 2.08 x 2.8146 x 10" x 0.88 x cos' 14°v1x242x1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数加/人于由齿根弯illi疲劳强度计算的法面模数，取/nw= 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=41.32/77/77来计算应有的齿数。于是有d. cos b 41.32 x cos 14 叫15取z =27 ,则z2 =z1z1 =4.2x27=113.4«1144. 几何

15、尺寸计算1 )计算中心距a =(z+z2)m” =(27 + 114)x1.5 j。&99,”加2 cos p2xcosl4将中心距圆整为109mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角a(乙+乙)叫(27 + 114)x1.5 “心p = arccos! = =arccos= 14.032a2x109因0值改变不多，故参数 %、5、zr等不必修正。3 ）计算大、小齿轮的分度圆直径=41.75mm=17625mmd _ z| 叫 _ 27x1.51 cos/? cos 14.03°z2/n2 _ 114x1.5 cos/? cos 14.03°4 ）计算人、小齿轮的齿根圆直

16、径dfl =- 2.5mn = 41.75 - 2.5 x 1.5 = 38mmdf2 =d2 -2.5叫=176.25-2.5x 1.5 = 172.5mm5）计算齿轮宽度b = d£ = 1 x 41.75 = 41.75mm闘整后取 b2 = 45mm ； b、= 50mm5. 验算27； _ 2x28146. iid、 4175=1348.37v1x1348341.75合适=32.3n / mm < won / min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点齿轮2）材料选择.小齿伦材料为4 0 c r （调质），硬度为2 8

17、 0 ii b s ,大齿轮材料为4 5钢（调质），硬度为2 4 0 hbs,二者材料硬度差为4 ohbso3 ）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= i ! - z , = 3.5x24=8402.按齿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1）确定公式各计算数值（1 ）试选载荷系数kt =1.3（2 ）计算小齿伦传递的转矩tx = 95.5 x10s 马/2 = 95.5 xl05x 4.034/342.86= 11.239xl04-mm(3)由表107选取齿宽系数0 = 1(4 )由表1 0-6杳得材料的弹性影响

18、系数ze = 198.8mp6/172(5 )由图1 0 2 1 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限criiini = 600mpa大齿轮的接触疲劳强度极限ahhm2=55ompa(6 )由式1 0 1 3计算应力循环次数n、= 60 叫 js =60x 342.86 xlx(2x8x300xl5) = 1.481xl09=1.481x109/3.5 = 0.423x109(7 )由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数khn =0.96 khn2 t°5(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=l由式10 12得crh= khnlbhliml = o 96x

19、600mpa = 576mpa (yh2= khn2bhhm2 = j 05 x mpa = 5 力.5mpa2 )计算(1)试算小齿伦分度圆肓径d”，代入”丹中的较小值血 > 2.323=63.39 mm1.3x11.239x1(/ 4.5 189.8 ,()13.5 576(2)计算圆周速度v(3 )计算齿宽bb =屛=lx 63.39 = 63.39mm(4 )计算齿宽与齿高之比b / h cl 63.39模数 - = 2.64 mmnt 乙 24齿高h = 2.25加刚=2.25 x 2.641 = 5.94/777hh/z = 63.39/5.94 = 10.67(5)计算载荷

20、系数k根据v = 1.14/h/5, 7级和度，由图1 0 8查得动载荷系数kv = 1.07假设kaft /b<00n/mm ,由表 1 0 3 查得由表1 0 2查得使用系数ka =1由表1 0 4查得=1.12 + 0.18(1 + 0.6 ;)0)； + 0.23 xl03/?=12 + 08(1 + 0.6x12)x12+0.23><10冬6339 = 1.422 由图1 0 2 3查得k邛1.35故载荷系数 k = ka kv kha= 1x1.07x1x1.422 = 1.522(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1 0 1 0 “得 d、= d

21、lf k/kt = 63.391.522/1.3 = 66.8 mm(7) 计算模数mm = d/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fasa%1)确定公式内的计算数值(1 )由图1 0 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限*e1 = 500mpa 人齿轮的弯曲疲劳强度极限afe2 = 3s0mpa(2 )由图10 18查得弯曲疲劳寿命系数kfni =0.85kfn2 =0.88计算弯illi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0.85x5001.4mpa = 303.51 mpa_ kfnocfz

22、 0.88x380 虑" 小“升j =f、2 fe2 =mpa = 23&s6mpaf2 s1.4(4 )计算载荷系数k = kakv kfakfp =1x1.07x1x1.35 = 1.4445(5 )查取齿形系数由表 1 0 5 查得 丫尸川=2.65丫&2 = 2.212(6)査取应力校正系数由表 1 0 5 杏得 =1.581.774(7 )计算人小齿轮的臥 ,并比较%l/li加讪379大齿轮的数据大2）设计计算x 0.01643=2.1 mm2x1.4445x11.239x10°lx242对比计算结果，由齿而接触疲劳强度计算的模数m人于由齿根弯曲疲

23、劳强度计算的模数, 可取冇弯曲强度算得的模数2.11,并就近圆整为标准值m = 2.2mmo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 =66.81血加來计算应有的齿数。于是有z严/加= 66.81/2.2 = 30.4取乙=31大齿轮齿数 z? =i2z, =3.5x31 = 108.5 取 z2 =1094. 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径d = zyin = 31x 2.2 = 68.2/wmd2 = z2m = 109 x 2.2 = 239.8mm2) 计算齿根圆直径d仆=/n(z _2.5) = 2.2x(31-2.5) = 62.7mmdf 2 = m(z2

24、- 2.5) = 2.2 x(109 - 2.5) = 234.3mm3) 让算中心距a = (£ + d?) / 2 = (6&2 + 239.8)/2 = 154m/?4）计算齿宽b = 0/£ = 1 x 68.2 = 68.2/77/77取 b： = loinm b = 75mm5. 验算272x112390_682-= 3295.9n合适i x 3295 9=48.33n /加加 v won /mm6&2八.链传动的设计1. 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数z严19,大齿轮的齿数为z2=zxz, =3x19 = 57材料选择4（）钢，热处理：淬火、回

25、火2. 确定计算功率由表9-6查得心=1.0,由图9-13查得k1.35，单排链，贝u计算功率为：二心眼1.0x1.35x3.834 = 5.18hv3. 选择链条型号和节距根据 pca = 5及 n = n3 = 97.96r / min 查图 9 11,可选 24a-1 查表 9 1,链条节距为p =。4. 计算链节数和屮心距初选中心距 q 二（30 50） 二（30 50） x 38.1 = 1143 1905加加。取 q i 200mm。 相应得链长节数为乙0=2色+纽空+（玉二三）2£約02.15 ,取链长节数p 2171 q-=102节。查表98得到中心距计算系数=0.2

26、4521,则链传动的最大中心中心 距为：cz = /,p2l/5-（z1+z2）«11 96mm5. 计算链速v,确定润滑方式nz.p 97.96x19x38.1 t 1o zv =-!= 1.1 om / s60x100060x1000由v = 1.18m/5和链号24a-1,查图9一14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6. 计算压轴力p3 x34有效圆周力为：r=1000- = 1000x-« 3249/v则压轴力为v1.18链轮水平布置时的压轴力系数k®=1.15,纬 uk印=1.15x3249q3736n7.链轮的基木参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分

27、度圆 直径d心卩0.z180 z)小链轮：dz= 231.5mm 大链轮：d=694.5mm齿顶圆 直径da佥nin-d + p(l z) d 佥唤=d + 1.25p-/小链轮:<zlmin= 244.2mmazlmax = 2569呦 大链轮：心品=732.6”<z2max =770.7齿根圆 直径dfd f =d - da小链轮：dm = 209.3m/n 大链轮：df:2 = 672.3mm齿高ha爲 min =05(p_£)他 max = 0.625 p-0.5d +小链轮：hmn = 1.9mm/?azimax = 143 加加 大链轮：haz2m.n = 2

28、3.smm2max = 429肋确定的 最大轴 凸缘直 径£1 qnod = p cot1.04 人 0.76小链轮：d叨=191.4加加 大链轮：6/gz2 = 574.2mm九减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1 .输入轴上的功率片=4.244hv,转速比=1440r/min转矩 7； =2.8146xlo4n"加2.求作用在齿轮上的力27；=2x2.8146xl0>=i348 3jv'%41.75铃誌沁=1348.3 x 上型_ = 505.8n cos0cos 14.03fa=fftanj3 = l 348.3 x tan

29、 14.03° = 337.on3 .初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表1 5-3,取4。=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心讪=a用 pj g = 1124.244/1440 = 16.05/nm输出轴的最小宜径显然是安装联轴器处轴的肓径-2 为了使所选的轴直径d-2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=k/t】,查表141,考虑到转矩的变化很小，故収心=1.3,则，tca=kjx =1.3x2.8146xl04 = 36589.82v/n/n查机械设计手册，选用hl 1型弹性柱销联轴器，其公称

30、转矩为160000nmmo半联轴器的孔径 = 18/t7/7 ,故取 = 18z/7m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启，轴启高度/? = 0.07 ().1，故取2段的直径= 20mm i? =2lmm。半联轴器与轴配合的毂孔长度厶二30mm.,为了保证轴端扌肖圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故厶的长度应该比厶略短一点，现取/, = 28mm(2) 初步选择滚动轴承 参照t作要求并根据d2 =

31、2qmm ,初选型号6205轴承，其尺寸为dxdxb = 25x52xl5,基本额定动载荷c=14.()kn 基本额定静载荷 cr = 7.88k/v , da = 3 mm da = 46mm ,故 d? = 25加加，轴段 7 的长度与轴承宽度相同，故取l3=l,=15mm(3) 取齿轮左端而与箱体内壁间留有足够间距，取z4 = 94mm 0为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段4的肓径应根据6 0 0 5的深沟球轴承的定位轴肩宜径血 确定4 = 3 mm(4) 轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装，心应略人与4,可取=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，

32、轴段5的长度&应比齿轮 毂长略短,若毂长与齿宽相同，已知齿宽二50如2 ,故取人二48/777h o齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段6的直径，轴肩高度h = 0.07 o.ld ,取 d6 = 40mm , /6 = 1.4/?，故取 /6 = 5mm为减小应力集屮，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 承的定位轴肩直径心确定，即d1 = clu = 3 mm , /7 = 12mm(5)取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得厶=55.5加加,厶=125.5加加，z= 48.5mm(6)参考表15-2,取轴端为1 x45°，各轴肩处的圆角半径见cad图。输

33、入轴的结构布置00v40w4inj0v 40in oj 05受力分析、弯距的计算(1) 计算支承反力 在水平而上fbx=ft-fax=972.5nfax =耳=375.8n厶+厶fay=f= 337.0at(2 )在垂直i何上12 + 厶= 215.3nfr7=fr-fa7 =505.8-215.3 = 290.5总支承反力fa = jf： + 碣 +殆=375.*+337.0,+ 215.3? = 548.8nfb = jf； +f；z = a/972.52+290.52 = 1015.022)计算弯矩并作弯矩图(1 )水平面弯矩图max =fax x =375.8x125.5 = 4716

34、2.92v.manm bx = m ax =47629n.rmn(2) 垂直面弯矩图maz =yzx 厶2 =215.3x1252.5 = 27020.2“ "加mbz = fbz x 厶=290.5x48.5 = 14089.3n - mm(3)合成弯矩图ma = jm；x +m；z = j47162.9?+27020.22 = 54354 6n mmmr = (mj +m： = v47126.92+14089.32 = 49184.2n mm3) 计算转矩并作转矩图t = t =2846n - m6. 作受力、弯距和扭距图7. 选用键校核键连接：联轴器：选单闘头平键（c型）bxh

35、 = 6mm x6mm l = 25mm齿伦：选普通平键(a 型)bxh = smmx 1mml = 45mm联轴器:由式 6-1, b 二处二4><28皿=47 4mp°p d、hl 18x6x(25-3)xlo9査表 6 2,得ap = 00-20mpaap <apf 键校核安全齿轮:= 4.5mpa_ 47； _4x28.146ap 一顽 30x7x(45-8)x1()-9查表 62,得a/? = 00-20mpaap <ap,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处左侧承受最大弯矩和扭矩，并仇冇较多的应力集中，故 c截面为

36、危险截面。根据式1 5-5,并取a = 0.6,轴的计算应力込“ =jmj + sg'/w = 14.7mpa由表 1 5 1 查得cr_j = 60mpa , <yca < c-,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 far =f； + f： = a/215.32 +375.82 = 433. in轴向载荷faa=fa=331n 由心“/代=°778£,在表1 3 5取x=0.56。相对轴向载荷为q 7 c亠=二一=0.0427 ,在表中介于0.040-0.070 z间，对应的e值为0.24-0.27 c。 7880之间，对

37、应y值为1.8-1.6,于是，用插值法求得y = 16+（1.8-.6）x（0.07-0.0427）=1 782> 故 丸知“亦。0.07-0.04由表13 6取力,=1.2贝ij, a轴承的当量动载荷耳二乙（xfa+ yfg = 1011.7n<c；,校核安全=30670/?106,14000 .该轴承寿命该轴承寿命厶从=x ()60x14401011.7（2 ）校核轴承b和计算寿命径向载荷 fbr = j f： + f： = v290.52+972.52 = 1015.0n当量动载荷 pb = fpfbr =1.2x1015.0 = 1218.0n < c,，校核安全该轴

38、承寿命该轴承寿命lbh60® pb 60x14401218.0= 17576/22. 2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率笃=4.034bv,转速n? =342.86" min转矩笃=11.239xlo4n加加2. 求作用在齿轮上的力 高速大齿轮：厂 27；2xll.239xl04“f八= 1275.4?/"d2 176.25巴严你沁二1275.4x型一二478.5n r， r，cos pcos 14.03°= f；1 tan /? = 1275.4 x tan 14.03° = 318.72v低速小齿轮：fr2 = ft2

39、tan an = 3295.9x tan 20° = 1199.62v3. 初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表1 5-3,取ao =112,于是由式1 5-2初步佔算轴的最小直径jmin = a用 pjn? = 1124.034/342.86 = 25.5mm这是安装轴承处轴的最小直径4. 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t/xdxb = 30x62x16 da = 36mm da = 56mm 基本额定动载荷 cr = 9.5kn基本额定静载荷cql5kn 故d严如=30伽。轴段1和7的长度与轴承宽度相同，故取

40、 /( = /7 = 16mm , d、=d6= da = 36mm , /2 = /6 = 20mm(2 )轴段3上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，心应略人与,可取=40加加。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端而顶在齿轮左端而上，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bt5mm ,取厶=70加加。小齿轮右端用轴肩固定，山此可确定轴段4的直径，轴肩高度h = 0.07 0.16/ ,収d4 = 44mm , /4 = 1 ah,故取 /4 = 6mm(3) 轴段5上安装高速级人齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大与，可取= 40mm。 齿轮右端川套筒固定，为使套筒端面

41、顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段5的长度人应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，己知齿宽b = 45mm , lrz5=41m/77o大齿轮左端用轴 启固定，由此nj确定轴段4的直径，轴启高度h = 0.07 o.ld ,取 d4 = 44mm , /4 = 1 ah ,故取 la = 6mm。取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得厶=63加加，l2 = 62mm ,厶=5mm(4) 参考表15-2,収轴端为1.2x45°,各轴启处的圆角半径见cad图。中间轴的结构布置141516175轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力:在水平面上 2匕雹丁）=25心fay=fai =318.1 nfb

42、x=ftft2-fax=2051.0n在垂直面上:工m厂0,心=弘+巧2乂（厶+厶）= 1o8o.77v故 fbz=fn+f“ faz= 597.4n总支承反力：fa = jf； + 硝 + f爲=v2514.32 +318.72 + 1080.72 = 2755.2nfb = jf； +f：z =2057.()2+597.42 = 2142.07v2) 计算弯矩在水平面上：mbx = fbx xl3 = 2057.0x51 = 104907m2ax =/x x 厶=2514.3x63 = 158372.9n.zn加册抹=m、bx = 104907.mmm2x =m2ax =158372.9n

43、 力伽在垂总而上：mibz = fbz x 厶=30461 an .mm= 5s552.8n .mmm 1bz = fbz x 厶 + 巧 i xm2az = fa7 x 厶=1080.7 x 63 = 66922an .mmm： = m、bz =304674n - mtnmz =m = 58552.87v-mmm1z = m1az = 66922. in nw7故m 严 jm： +m： = 71049072+30467.42 =109340.0 mmm =m；x +m'： = v1049072 + 58552.82 =120196.7/v mmm2 = jm；x +m；z = v15

44、3372.32 + 669 22.12 = 167353.4n mm3）计算转矩并作转矩图6.t =t> = 11239o7v mm7. 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）bx/? = 12x8 l = 56mm k 0.5/? =i l-h 44mm由式 6 1 , （7 = 32.0mp°卩kdl查表 6 2,得ap = qq-20mpa ap <apf 键校核安全2）高速级人齿轮的键由表6 1选用圆头平键（a型）bxh = 12x8 l = 36mmk = 0.5/? = 4mm1 = l 一 b = 24mm由式 6 - 1 , ap -

45、=2笃=58.5mpa kdl查表 6-2,得ap = 00-20mpa ap <ap,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处当量弯矩最人，并且有较多的应力集屮，为危险截面 根据式15 5,并取a - 0.66“ = ym2+（at2）2/w = 2&2mpa由表 1 5 1 查得cr_ = 60mpa , a2a < cr_,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 far = j f； + f； = 2736.7 w轴向载荷 faa = fay=3ls.lnfaa/far=q.12<e,査表 13-5 得

46、x=l,y=0,按表 13-6,九=1.0 1.2,取厶=1.0,故pa=fp（xfar + yfaa） = 2136jn 因为p<c，校核安全。ri（）6 r该轴承寿命该轴承寿命乙二（二）3 =17715 "60n2 pa2 ）校核轴承b和计算寿命径向载荷 frr = j f； + f； = 2142.0/v当量动载荷pli=fpflir=2m2n<cr，校核安全该轴承寿命该轴承寿命厶劭=洪自7850查表133得预期计算寿命4=12000<l ,故安全。33轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1 .输入功率厶=3.834kw 转速® =97.96r/min

47、转矩 3=373.8692"2. 第三轴上齿轮受力27； _ 2x373869d2 239.8= 3118.2nf；=f；tan=3118.2xtan 20=1135. on3. 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jmin = a用 pj n? = 1123.834/97.96 = 3&1加加这是安装链轮处轴的最小直径心，取dx = dk = 40mm ,查机械手册可得到安装在链轮 孔的轴的长度：/, = 4x(牛+ 0.01/| + 9.5mm) = 14.0mm ,为保证链轮与箱体的距离,取/, = 80mm4. 轴的结构设计1) 拟定轴的结构和

48、尺寸(见下图)2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段肓径和长度(1)轴段2和轴段7用来安装轴承，根据j, = 40mm ,初选型号6309的深沟球轴承，参数基本：dxdxb = 45x100x25 cla = 54mm da = 9imm 基木额定动载荷cr=52.8kn 基本额定静载荷c“=31.8kn。由此可以确定:= 45mm /2 = /7 = 25mm(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6309的深沟球轴承的定位轴肩宜径&确定，即£ = 6 = da = 54mm ,取厶=18mm(3) 轴段5上安装低速级人齿轮，为便于齿轮的安装，心应

49、略人与6,可取=5smm。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的长度人应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽h = 70mm , l5=65mmo大齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段4的直径，轴肩高度/2 = 0.07o.ld ,取d4 = 68/nzn, z4 =1.4/?,故取 /4 = 7mm。(4) 取齿轮左端而与箱体内壁间留有足够间距，収厶=58/71777(5) 取齿轮齿宽屮间为力作用点，则可得厶=63加加，= 1 qmrn ,厶=55.5mm(6)参考表152,取轴端为1.2x45%各轴肩处的圆角半径见cad图。输出轴的结构布置、76冷u 3i?

50、11in 寸810(lcin 寸©000©-0c5轴的受力分析、弯距的计算(1) 计算支承反力在水平面上工叽厂o比/><厶+律+厶+厶）=5426.8“jx =ft-fbx = 940.4n在垂直而上工 z=0,faz=t- = 721.7n乙1 +5故 fbz = f一 faz =1135-721.7 = 4133n（2）计算弯矩1）水平血弯矩在 c 处，mcx =faxli = 940.4x 63 = 59425.2a-m/?在 b 处，mbx = -fpl3 = -3249x55.5 = -180319.5n -mm2）垂直面弯矩在 c 处 mcz = f

51、az厶=7217x63 = 45467.1nnw?（3）合成弯矩图在 c 处 mc= jm；x+m：z = a/59425.22+45467.12 = 74823.9w在 b 处，mb = yjmlix2 = 180319.5/v - mm（4）计算转矩，并作转矩图t = t3= 373.869/v m （cd 段）6. 作受力、弯距和扭距图f £v4mcxfbx1111111111l7、/zyj7. 选用校核键1）低速级人齿轮的键由表6 1选用圆头平键（a型）bxh = 16x10 l = 56mm k = 0.5/1 = 5mm 1 = l-b = 40mm由式 6 1 , （7 =耳1 = 64.5mpa卩kdl查表6 2,得b = 100120mpd ap < <y p ,键校核安全2）高速级链轮的键由表6 1选用圆头平键（a型）z?x/? = 12x8 l = 63mm k = 0.5/? = 4mmi = l-b = 5 mm由式61, 经= 91.6mpdp kdl查表6-2,得q = 100120mpg ap <apf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处当量弯矩最人，并且有较多的应力集屮，为危险截面 根据式15 5,并取a = 0.6% =加+空亍 /w