整理二级减速器课程设计说明书

1、目录：机机械设计课程设计任务目录： 一.设计题目 : 二.传动简图 : 三 .原始数据 四 .设计工作量要求 五 .传动装置的总体设计 1.拟定传动方案； 2.选择电动机； 3.确定传动装置的总传动比及其分配； 4.计算传动装置的运动及动力参数 六 .设计计算传动零件 1.高速齿轮组的设计与强度校核 .2. 高速齿轮组的结构设计 3. 低速齿轮组的设计与强度校核 . 4低速齿轮组的结构设计 5. 校验传动比 七 .设计计算箱体的结构尺寸 八.设计计算轴 （如图六 A 所示） 1. 低速轴的设计与计算 2. 中间轴的设计与计算 3. 高速轴的设计与计算 九 .选择滚动轴承及寿命计算 十 .选择和

2、校核键联接 十一 .选择联轴器 十二 .选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件错误！未定义书签。错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 15 16错 误！ 错 误！ 错 误！ 错 误！ 错 误！ 错 误！ 错 误！十三 .设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进意见等） 十四 .参考资料（包括资料编号、作者、书名、出版单位和出版年月）未定义书签。未定义书签。未定义书签。未定义书签。未定义书签。未定义书签。未定义书签。3131.设计题目 :螺旋输送机第五组运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器二. 传动简图：*三. 原始数据1)

3、螺旋筒轴上的功率 P= 1.2KW;2)螺旋筒轴上的转速 n= 25 r/min （允许输送带速度误差为±5%）;3)工作情况：三班制连续单向运转，载荷较平稳;4)使用折旧期：10年5)动力来源：电力，三相交流，电压380V;6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。四. 设计工作量要求13张，具体每个同学独立完成设计总装图一张，设计计算说明书一份和主要零件工件图 要求由任课教师统一说明。五. 传动装置的总体设计1. 拟定传动方案;（缺采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。点：结构尺寸稍大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴

4、承不对称，要求轴具有较大的 刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 - 402. 选择电动机;选用丫系列三相异步电动机1.螺旋运输机所需功率 Pw = 1.2KW2.初估电动机额定功率Pd=（w圆锥齿轮效率 3=0.95,两对闭式圆柱斜齿轮传动效率J/3=0.97,四对向心推力球轴承效率n4小5 = %=0.99(油润滑),弹性联轴器*8 =0.99n 八叮叮 =0.95x0.972 x0.994 X0.99 = 0.853.确定电动机转速选择同步转速为1000r/min电动机，型号为Y100

5、L -64 .各尺寸及主要性能如下：额定功率(Kw )同步转速(r / min )满载转速(r / min )额定转矩(N m )最大转矩(N m质里(kg)1.594010002.02.023机座号中心高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸外形尺寸100L100ABDEbx hGLHDAC/2AD16014028608x724380245100.251803. 确定传动装置的总传动比及其分配;总=皿二940 =37.6%25推荐值锥齿轮比i锥=24齿轮传动比i齿轮=35初取锥齿轮传动比ig =3则两斜圆柱齿轮取i =1.3i2,则算得：咼速级h = 4.04,低速级=3.10|1综上取传动比i2= 4.

6、04= 3.1013= 3.004. 计算传动装置的运动及动力参数1.各轴转速电动机轴m =940r /minn, =940r/minIInii=2 _940 r / min = 232.67r / min i14.04IIIniii=nL =i2232.67 r/min =75.06r/min3.1锥齿轮输出轴nivi375.06r/min = 25.01r/min32.各轴输入功率Pi=Pd= 0.99x1.41kw =l.396kwIIPii=Pi“4 =0.97x0.99x1.396kW =1.340kWIIIPiii=% 6 5 =0.97x0.99".34kW=1.287

7、kW锥齿轮输出轴Piv=P川叫 叭 亠=0.95x0.99x0.99x1.287kW =1.198kW3.各轴输入转矩= 9550咒巴=9550M396 Nm=14 183N，m nI940IITii= 9550>c = 9550".340 Nm=55.000N rn n,232.67IIITiii= 9550>cP = 9550"287 nn III”m = 163.747N rn锥齿轮输出轴75.06Tiv=9550咒也 Z550".198”niv25.01m =457.831 N rn六. 设计计算传动零件减速器外传动零件的设计计算.联轴器的选择

8、 由于是高速轴，所以采用弹性套柱销联轴器.开式锥齿轮传动设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数45号钢,并经调质及表面淬火，1) 大小齿轮都选用硬齿面，由表10-1选大小齿轮材料为 齿面硬度为48-55HRC2) 初选7级精度3)选用小齿轮齿数 乙=22,大齿轮齿数Zi3込=572.按齿根弯曲疲劳强度设计m >3J彳 R(1 -0.5 R)2Z； Ju2 +1bF确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 Kt =1-62)计算小齿轮传递的转矩t3=1.594咒105 N mm3)选取齿宽系数R二少彳4)当量齿数Zv5Z520= 23.25)由表10-5cos®COS18.3Z

9、v6 =Z6一 =209.1COS71.6查得齿形系数和应力校正系数YFa1= 2.69,Ysj1 1.575；YFa6 =2.12,Ysa6 二1.8656)计算应力循环次数（每年按300天）Ni =60 n3jLh=60 X 75.003 咒 1 咒(3咒 8 咒 300X 10) = 3.24 咒 108N2 -N13.2恥108 “08“08i3二 6 =18.43： §2 =71.67)计算大小齿轮的YFa YSa可F由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限cTfej =crFE2 =800MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfnj =0.90, KFn2 =0

10、.98取弯曲疲劳强度的安全系数S=1.4，由式10-12得KFN1匡1800X0.90s1.4=514.29M PaF2 =KFn2 'bFE2800X0.981.4= 560M PaYFa1 YSa1升12.69 咒 1.575514.29= 0.00822.12x1.865560= 0.00706m 2严西药0迈歴= 2.92咒222 咒 J32 +13.验算1)d1'=mZ1 =2.28 X 22 = 63.8mmd； =mZ2 =2.28x 66= 191.4mmdmi =*(1-0.5 R) =63.8 咒=53.2mm酣2 =d；(1-0.5 R) =191.4x(

11、1-°.%) =159.5mm2)凹匹=314更空竺 mogm/sW "60 咒 1000600000由V5查图10-8得Kv =1.03（8级精度）（并假设KaF C100N /mm)b3)已知传动平稳，原动机为电动机 Ka=14)由于锥齿轮，则KHa=KFa=15)由KfP= KHp=1.5KHbe ,且小齿轮和大齿轮均工业用悬臂，即Kh匪=1.506)则KfP所以k=KhP =1.5X1.50 =2.25=Ka Kv K 3=1x1.03x1x2.25=2.318d1 7 习=62.04叫 2.31%6 = 70.2mm修正模数 m' =d1/Z1=3.191

12、开式齿轮传动将模数加大10%-20%取m=4,符合弯曲疲劳强度_ r a 70.2贝y Zr = =17.55 ,m乙鼻m4210.6 =52.654圆整为18圆整为53所以i3 =生乙53 = 2.94418故 i3=2.994 i1=4.23 i2=3.02 经验算，与假设一致，故不用修正.修正各轴转速：nm=n =94%: n n=940/4.23=222.2 %inIII: n III =222.2/3.02=73.58减速器内传动零件的设计计算一.第一对斜齿轮设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1> 大齿轮材料为45钢（常化）硬度为 200HBS小齿轮材料为45钢（调质

13、） 硬度为240HBS硬度差为40HBS取7级精度等级2>3>选小齿轮齿数Z1 =23 ,大齿轮齿数Z2 =i1乙=974>选取螺旋角，初选P =14”2.按齿面接触强度设计按式10-21计算,即 d1t彳d.2KtT1U 中1,Z h Z E )2h1)确定公式内的各计算数值1>试选Kt =1.52>由图10-30选取区域系数Zh =2.433>由图10-26查得E" =0.768 ,电2=0.88 ,贝+ Sot2 = 1.6484>由表10-7选取齿宽系数 d =1 ,小齿轮传动转矩T| =9.55X1O5N mm5>1由表10-

14、6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa26>由图10-21d查得大小齿轮的接触疲劳强度bHHmj =500MPacrHlim2 =400MPa7>大小齿轮应力循环次数为N1= 60n 1 jih =60咒9401咒(3咒8咒300天10)=7.586咒108N2N-E"88>由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1 = 0.9, K HN 2 = O.959>bH10N电iml=450MPabH20N空巴ml=380MPa则许用接触应力crH= (bH1 +6H2)/2 =(450+ 380)/2 = 415 MPa2)计算1>试算小齿轮分

15、度圆直径d1t ,由计算公式得d1t 二严茫豐仙 严389.8)33.4mm1x1.6484.234153>2>计算圆周速度田汕1v =60x1000= 323±i94£=1.64m/s60X1000计算齿宽b及模数mnt计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ,安全系数s=1.0 ,由式10-12得b=6d dt =1x33.4 = 33.4mmdosP 33.4xcos14° , 一23mnt =1.41乙h =2.25mnt =2.25x1.417=3.17%=33.%.17 = 10.544>计算纵向重合度邛=0.318d 乙tgP =0.

16、318x1x23xtg14" = 1.8245>计算载荷系数K已知使用系数Ka =1,由v=1.47m/s,7级精度，由图10-8查得动载系 仏=1.08由表 10-4 查得 KhP = 1.415,由图 10-13 查得 KfP=1.43由表 10-3 查得 KHa = KFa = 1-4故载荷系数 K =Ka Kv K -KhP =1x1.08x1.415x1.4 =2.146>按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得d1 工 d1t= 36x#2.1%5 =41.22mm7计算模数mnrnin =di cosP41.22"Os14 =1.7

17、4,3）校核Zi23取 rnin =2.0由式 10-16 , mn打2KT1Ypcos2P YFaYSa%乙2陀升1确定计算参数计算载荷参数，K =Ka Kv -Kf XhP=1 咒 1.03x1.43 咒 1.4 = 2.06根据纵向重合度邛=1.824,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yp=0.88计算当量齿数Zv1cos3 P23 0 = 25.178cos314Zv297二 cos 二coTt06*18Z2由表10-5查取齿形系数和应力校正系数YFa1 =2.62, Ysal = 59; YFa2 =彳175, Ysa2 =j795由图10-20C查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限cTf

18、ej =500MPa,crFE2 = 350MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfnj =0.86, KFn2 =0.88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得升1-KfN1 "FE1 0.86X500 = 307MPa1.4升2KfN2 0FE20.88心50 =220 MPa1.4计算大小齿轮的YFa YSa ,并加以比较FfYFa1 YSa1 J.62"59 =0.0117307升1Y FaZ/175"795=0.0177町2220大齿轮数值大2>设计计算rnin严2.0"0.88"。'

19、 14 咒0.0177咒1.361咒104 =0.991x232 咒 1.648 d1 cos14 41.22xcos14= 20,取 Zi =20rninZ2 = iZ =4.23x20 =84.6取 Z2 =852>符合设计3> 几何尺寸计算计算中心距印=0 + Z2)mn2cos P(20 +85)咒 22x cos14= 117mm ,圆整取aj =116mm 按圆整后的中心距修正螺旋角P =arccos(Z1 +Z2)mn = arccos(28513.062X1162ai4> 计算大小齿轮的分度圆直径di20"2 G =41.06mmcos P cos1

20、3.06d2=盼2 Q=174.5mm cos P cos13.065> 计算齿轮宽度b =<I>d a =1 X 41.06 = 45mm圆整后B2 =42mmBj =47mm二.低速级斜齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1>大小齿轮都选用硬齿面，由表10-1选大小齿轮为45#调质钢，调质处理及表面淬火,小齿轮硬度等于大齿轮为40-50HRS取7级精度等级3>选小齿轮齿数Z3 =24 ,大齿轮齿数Zi2Z72.484>选取螺旋角，初选P =14v =2.按齿面接触强度设计8>9>bH2 =KHNH'm472.5N则许用接触应

21、力crH= (bH3 +bH4)/2 =(555.5 + 472.5)/2 = 514 N2)计算1>试算小齿轮分度圆直径dit，由计算公式得a u Gh按式 1O-21 计算，即 d3t > 3I 2KtT2 ”竺 ”(Zh Ze '2 Yd弋1)确定公式内的各计算数值1>试选Kt =1.52>由图1O-3O选取区域系数 ZH =2.4333>由图1O-26查得£决=0.765 ,名口4 = O.87 ,贝y=名亦+=：1.6354>由表1O-7选取齿宽系数 d =1 ,小齿轮传动转矩TII =5.59X1O4N mm5>由表1O-

22、6查得材料的弹性影响系数1Ze =189.8 MPa26>由图1O-21d查得大小齿轮的接触疲劳强度crH'm1 =550MPa,crH'im2 =5OOMPa7>大小齿轮应力循环次数为N3 =6 On 2jlh =60%222.2>Mx(3x8x300x10) =9.6咒108由图1O-19查得接触疲劳寿命系数Khn3 =1.01, Khn4 =1.2计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ,安全系数s=1.0 ,由式10-12得bH1 =Khn戶H'm3 m550"01 =555.5 n1.Odf1护 5.59“o4 i.0 ,(2.43)

23、 47.9mmV 1X1.6353.O25142>计算圆周速度3>吋23.14如73222.2 =0.577m/s60x100060x1000计算齿宽b及模数mntb =ed，d3t = 1 X 47.9 = 47.9mmmnt-!业=47.9"os141.936524h =2.25mnt =2.25x1.9365 =4.357bh/7.%.357 =10.994>计算纵向重合度sp=0.318d "ZstgP =0.318x1>c24xtg14°= 1.9035>计算载荷系数K已知使用系数Ka =1,由v=0.577m/s,7级精度

24、，由图10-8查得动载系 仏=1.05由表 10-4 查得 KhP=1.419,由图 10-13 查得 KfP =1.4由表 10-3 查得 K = K=1.4故载荷系数 K =Ka -Kv -Kfu 'KhP = 1 咒 1.05x1.419咒1.4 =2.0866>按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得7>3)d3 = d3tt计算模数mnmn校核由mn=47.9甸2.08% 5 = 53.466mmd1cos 卩=2.162,取 min = 2Y FaYsa°dZ12 叱升1确定计算参数计算载荷参数，K =KaKv K KhP =1x1.0

25、5x1.4x1.4 =2.058根据纵向重合度邙=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yp = 0.88计算当量齿数Zv1 二 cos=24=26.27z2-旦-75 23 v2"cos3P coVgk 3由表10-5查取齿形系数和应力校正系数泉1 =2.6°，Ysa1 =j595；YFa2=2.23，Ysa2=1.76由图10-20C查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限ctfet =450MPaFE400MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfnj =0.95,Kfn4 =0.96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Fh -Kfn3

26、 <FE3 =0.95咒450 =305.36MPa s1.4町2 = Kfn2 ”bFE2 = O.9600-274.29MPa1.4计算大小齿轮的YFa Ysa ,并加以比较 f丫Fa1 Ysa1 =0.01358丫Fa2 YSa2 =0.0143升2大齿轮数值大2>设计计算2 云1x242x 1.635mn >y 2.058：0.88：c°s 14 XO.01伶5.59X104 =1.44比较计算结果,计算的法面模数由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度d1 cos14 _ 53.466X cos14= 25.939 ,Z2 =i2Zi =78

27、.52 ,取 Z2 =79符合设计3> 几何尺寸计算计算中心距a(ZZ4)mn2cos P（26中79）竽=108.214mm,中心距偏小，会影响到32Xcos14轴和高速级大齿轮，故增大模数，取mn =2.5所以：a2 =0 + Z2)mn =(26 +79)x2.5 =135.26mm 圆整为 135mm2cosP2xcos14 按圆整后的中心距修正螺旋角P =arccos(乙+Z2)mn=arccos(26 +7925=13.542x1352a24> 计算大小齿轮的分度圆直径dcos P26x2.5=66.85mmCOS13.545>d rnn cos P=79&quo

28、t;5= 203.146mmCOS13.54计算齿轮宽度b =ed q=1X 66.85 = 66.85mm圆整后 B2 =67mmBi =72mm3.计算总传动比i =ii i2 % =36.5i 4 =940 = 37.6 %2536.5 37.637.6= 2.9% c3%符合要求七. 设计计算箱体的结构尺寸名称代号尺寸备注底座壁厚10mm箱盖壁厚眾8mm箱盖凸缘厚度5mm轴承座连接螺栓凸B54mm缘厚度底座加强肋厚度m10mm箱底加强肋厚度m10mm地脚螺栓直径df20mm地脚螺栓数目n6轴承座连接螺栓直径d116mm箱体内壁与齿顶圆的距离 115mm底座高度b215mm箱盖咼度h33

29、5mm轴承盖固定螺钉孔深度25mm其他圆角R2mm八. 设计计算轴的设计 求轴I的功率PI ,转速nI ,转矩TIPI = 1.34Kw , n, =940r/min ,TI =1.36V<104 N mm求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径dr = 41mmFt1d141则Fri汀1 cosp1tgg662.93xtg20COS13.06= 247.69NFae=Ft1tg p1 = 7662.93X tg13.0 = 153.78N圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa的方向如图二所示初步确定轴的最小直径 按式15-2初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45#钢,调质处理 根

30、据表15-3,取A0 =112,于是得戸M 34dmin =哪nh112T940=15.32mm此轴的最小直径显然是安装联轴器处的最小直径,为使所选轴径d|jj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 aT| ,查表14-1,考虑到转矩变化很小，故取K 1.3 ,则Tca =31.2N M按照计算转矩Tca应小于联轴器公转转矩的条件，查取手册，选用TL2型弹性柱销联轴器,其公转转矩为315N M ,半联轴器I的孔径d =20mm,故取dI =20mm ;半联轴器长度L =52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L| =52mm .I II III IVV VI

31、VII轴的结构设计i .ii .压在轴端面上，故取LI_II= 50mm.初步选择角接触球轴承参照工作要求并根据d|i_iii =24mm,由轴承产品目录中初选角接触球轴承7206AC,其尺寸为dD咒B =3062X16,故d川亠=亠川=30mm,考虑到挡油板，则LIII 4V = LVII亠川=22 mm.两轴承均采用轴肩定位，由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高度 h =3mm,因此取dIV = dVII 36mm.拟定轴上零件的装配方案如上图一根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求,1-11轴段右断需制出一轴肩，故取dii 411 = 24mm;左端用

32、轴圈挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=30mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L| = 52mm ,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不齿轮处，Lv卫I = Br =50mm, dvAi =da1 =54mm,对齿轮内端面与箱体内壁距离为2 =12mm ,且轴承至箱体内壁距离为4mm ,所以Lviii =12-4-2= 8mm (考虑挡油板厚6mm).由于可求得箱体内壁宽度为 162mmL IV _V= 162 -12-50 -4+4 =100mm根据轴承外径 D =62mm,取螺钉直径d3=7mm,则轴承端盖的各尺寸可计算如下:d。=d3 +1 =8mm,D0 = D +2.5d77mmD2 =

33、D0 +2.5d3 =92mme=1.2d3 =7.2mm由耳 >e,取冃=8mm,可算得 m = 614 14 = 43mm.可计算 Lii=43 +7.2 +35 -15 =70mm轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，可选用平键为6X 6X 45,半联轴器与轴的配合为 %iv .确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2取轴端倒角1.0% 45：各轴肩处的圆角半径见附图一I轴强度校核：据结构图可作出轴的计算简图如下:Fnh2 = 470.77Nmm(b)4n mm载荷水平面H垂直面V支反力FFnH1=192.15 NFnv 1=71.79 NFnh 2=470.77 NF

34、nv2 =175.896 N弯矩MM H =23538.38 N mmM V1 =8794.275 N ”mmMV2 =8797.43 N -mm总弯矩M 1 = yjM+MV1 = 25127.57N mmM2 = Jm H +Mf2 =25128.67N mm扭矩T4T =1.361 心0 N mm计算弯矩Mca1 = Jm； +(0.6T)2 =26407.296N mmVi.按弯扭合成应力校核轴的强度 由以上分析可知C点外侵弯矩最大，是危险截面，由式15-5及上表中的数值可得26407.296 皿=云=5.66 MPa0.1 咒36根据所选定的材料，由表15-1查得CT=70MPa,因

35、此bca,故安全.0i.校核轴承寿命Fr1 = JfNh1 +fNv1 =205.12NFr 2 = JFnh2+Fnv2 = 50256 N对于7205AC型轴承，按表13-7查得派生轴向力Fd = 0.68Fr,则有已知2、3齿轮的分度圆直径分别为:Fdj =0.68Fr1 =341.74NFd2 =0.68Fr2 =139.48N由于Fd2 + Fa" =139.48 +153.78=341.74,所以轴承 2 被压Fa2 = Fd1 - Fae1 = 341.74 -S3"78 =B7"96,轴承 1 被放Fa1 = Fd1 = 341.74N根据电=34

36、1.74 = 0.68 = e = 0.68 ,皂Fr1 502.56Fr2=187.96 =0.916 A e ,查表205.1213-5 得 X0.41,Y =0.87；X1,Y =0 ,轻微冲击，取 fp =1,则有P = f p( X1Fr1 +YFa1)=1.0咒 1x502.56 =502.56F2 = f p(X2Fr2 +Y2Fa2)= 1.0X (0.41 咒 205.12 + 0.87X 187.96)= 247.62计算载荷寿命由于P A P2,角接触球轴承E =3,动载荷C =15.8KN ,则寿命L e(C)J 106h 60n P 60"403帖肿10 )

37、3 =200794.4h =27年 > 10年 所 703.58以合格w .键联接强度的校核根据所选平键6咒6x45查表6-1得键的许用挤压应力CTP =1OOMPa ,因为口 P-MF1.3”"10kld3咒39咒203-=11.63 MP a ccrP所以键合格轴的材料为45钢，查得校核最细轴经处的强度：由于联轴处的轴只承受扭距,可=2545M PaT片=wT1.361X1040.2 咒203= 8.51 vT故轴安全轴II的设计求轴II的功率P,转速nII ,转矩T|PII =1.30Kw ,nII =222.2r/minT, =5.59X104 N 匍求作用在齿轮上的力

38、d2 =175mm,d3 =41mmFt2= 2155 =64O.69N175Ft3F5"59 皿=1672.4N66.85则Fr2=Ft2 COS p1jfOdtg20 =239.84NCOS13.06Fr3匹 J672.20 =626.11NCOS13.54=Ft3 nCOS P2Fae2 =Ft2tgp1 =640.69xtg 13.06 "=233.19 NFae3 =Ft3tgp2 = 1627.4 X tg 13.54402.74 N圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa的方向如图四所示初步确定轴的最小直径按式15-2初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45#钢,调

39、质处理根据表15-3,取A0 =110,于是得dmin=饵譽1叫蛊=19.82mm由此可选角接触的轴承 7206AC,其尺寸为d X DX B = 30X 616轴的结构设计i .拟定轴上零件的装配方案ii .根据轴向定位要求确定各段直径和长度由轴承的型号 7206AC尺寸为d X D X T = 30咒62X16根据所选轴承知d|斗=30mm=dvM,可得L,I =8中16+3 = 27mm根据轴肩，可取d|斗I =d|V7 =36mm,又知两齿轮中间的定位轴肩高度h=2mm,可取 dIII _|V =36+4 =40mm.考虑轴承内端至箱体内壁距离，可求得：Lvi =68mmL|v =38

40、mm轴承端盖与轴I的轴承端盖相同，均匀凸缘式，数据相同.iii.轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键联接，齿轮2处可以选用平键10X 8咒36,齿轮3处可以选10 X 8 X 70,齿轮轮毂与轴的配合为 H%iv .确定轴上的圆角和倒角尺寸由表15-2查得取轴端倒角1.0X45：各轴肩圆周半径见附图二V .求轴上载荷根据结构图，可作出轴的计算简图如下(a)+ FtiFt26162 546F NH 2F NH 1(d)A TZNmm垂直面V水平面H载荷支反力FFnhi =12444 NFNV 1 =335.69 NFnH2 =1068.68 NFnv2 =50.57 N弯矩MM H 1

41、 = 75908.4 N mmM v1=-20490.055 N mm Mv2=2339.93 N mmM H2 =49159.74 N -mm总弯矩Mj uJmHj+mV, =78625.36N mmM 1 = Jm H1 +MV1 =93958.70N mmM2 =JmH2 +M；2 =49215.4N mmM2 = JmHL +Mv22 =21307.40N -mm扭矩TT =5.59x104N -mmvi.按弯扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知 B点外侵弯矩最大，是危险截面，由式15-5及上表中的数值可得#5908宀(0"5.5"104 匚 13.08MPa0.1

42、 咒403根据所选定的材料,由表15-1查得crJ=60MPa,因此bca qb，故安全.a) Fr1 =JfNh1 +fNv1 =1288.86NFr2 =UFNh2 +FNV2 =1069.88N对7206AC轴承，按表13-7查得派生轴向力 Fd=0.68Fr,则有Fd1 =0.68Fr1 =876.42NFd2 =0.68Fr2 =727.52Nb)V Fd1 +Fae =876.42 +233.19 -402.74 = 706.87 v Fd2 = 727.52N/. 1 被压紧，Fa1 = -Fae + Fd2 = 706.87 ；2 被放松，Fa2 = Fd2 = 727.52N

43、c)根据学!“.06，莘二瑟“心。，查表13-5得d)计算载荷寿命由于P > F2,角接触球轴承s =3,动载荷C =22KN ,则寿命-=蓉(訂=10660n P3咒(22咒10)3 =135948.46h >10年60X222.21395.547所以合格W .键联接强度校核根据所选平键12x8x34和12咒8咒66查表6-1得键的许用挤压应力crp均为100MPa因为crp12Tii X1032天55.9"03 一”.=31.76MPa cbp4x22x40kidbp22T存 103 -kidF55护103 =12.94M Pa<mp4x54x40均合格.轴II

44、I的设计 求轴上的功率P3 ,转速ns和转矩T3P3 =1.25Kw,门3 =73.58r/min, T3 =1.594咒 105 N rn求作用在齿轮上的力已知齿轮4、5的分度圆直径分别为d4 = 203mm dm5 = 58.5mm则X1 =0.41,丫1 =0.87;X2 =1,丫2 =0,轻微冲击，取 fp =1,则有=fp (XiFri +第Fai) =1x(0.41x1288.86 + 0.87x706.87) =1395.547P2fp (X2Fr2 +Y2Fa2)=1x(1x1069.88 + 0) =1069.88Ft4=玉=1569.28Nd4Ft5二玉严1.594皿=54

45、49.6Ndm558.5Fr4Fr5Fae4= Ft4-t=587.5N COSP2=f'cosE = Ft5tga 8S® =5449.6xtg20°x cos18.43°= 1881.76N= Ft4tgp2 =377.91NFae5 =F sin d = Ft5tga sin 色=5449.6x tg20t sin18.34G = 627.1N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图六所示初步确定轴的最小轴径按式15-2估算轴的最小直径,所取轴材料为45#调质钢,根据表15-3取Ao =110,于是得dmin 3 M旦 i10咒佢25 = 28.

46、28mm“3T 73.58此轴的最小直径显然是安装齿轮处的轴径，可取45mm轴的结构设计.拟定轴上零件的装配方案如下图3所示I II IIIii .IVV VIVIIVIII根据装配方案确定轴的各段直径和长度取安装斜齿轮初的轴径 d 4 = 45mm ,由于锥齿轮与轴配合的长度I =（11.2）di,取I =56mm,为了更好的轴向固定锥齿轮轴应内缩一些，取 I=54mm,dII jjI = 45 + 2 3.5 = 52mm 初选圆锥滚子轴承 30210,其尺寸dx DXT =55咒100X22.75,故dill 4 =dviiMi =55mm,Ivii Ml = 32.75mm ,考虑轴承

47、内端至箱体内壁距离4mm,以及小齿轮3至箱体内壁距离12mm,以及安装齿轮处轴内缩4mm,则可得 IIII 4V =T +4+ 也2 +1 （氏BJ = 43.25mm由于斜齿轮4齿宽%=6亦口则hvN =63mm,dIV0 =60mm,斜齿轮右端制一定为轴肩，则轴环直径dv卫=60 +8 = 68mm ,并取lVi =10mm圆锥滚子轴承轴肩 h=3.5mm,则dVII64mm,又考虑各方面因素可求得Ivim =48mm 根据轴承外径 D =90mm,取螺钉直径8mm,则轴承端盖的尺寸计算如下：d0 = d3 +1 = 9mm, D0 = D + 2.5d 110mmD2 = D 0+ 2.

48、5d3 =130mm,e = 1.2d3 =9.6mm 为端盖厚度由耳 >e,取耳=10mm,可算得 m = 61-4-21.75 = 35.25mm故可初选 l|=35.25 +9.6 +(25.3)=90mmiii.轴向零件的周向定位锥齿轮与轴的周向定位采用平键联接，选用平键为14X 9X 52,斜齿轮与轴选iv用平键18X11X 60,齿轮与轴的配合为.确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角1.2X45：各轴肩圆角半径见附图3 .求轴上的载荷根据结构图可做出轴的计算简图如下(a)IF tFt唱 129. 160.65F NH 1118. 15Fnh2 = 3004.12N

49、HFnv2 = 3184.65NfaFaF NV1 =288O.6NVM V3 = -299735.44 N mmT =234510 N mmM c 由= 142579.15N mMca3 = 485406.66N ma)Fae =Fae5 +Fae4 =708.62 +511.90 =1220.52NMca4 = 442265.23N m载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =10452 NFnv1=-2880.6 NFnh2=-3004.12 NFnv 2 = 3184.65 N弯矩MM h1 = -6727827 N mmM V1 = -23035.5 N mm, M v1 =212819.8