分流式圆柱直齿二减速器

1、2018级机械设计制造及其自动化专业二级减速器课程设计2018级机械设计制造及其自动化专业1、课程设计题目设计带式输送机中的传送设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。每日三班制工作 每班制8小时/天），工作期限为_10年计300天/年）。已知条件：输送带带轮直径d=380_mm输送带运行速度v=_0.9 m/s，输送带轴所需拉力F=2800 N。教师姓名：平芳1234567输送带带轮直径d<mm 口40018211436420400400380输送带运行速度v<m/s)20J 182 114360.90.91.31.31.1P91.1输送带轴所需拉力姓名3000

2、李W智0030003000350028002800专业：机械设计制造及其自动化指导老师：平芳MiItffi 1陶级展开式IN柱悔轮威速器传动装鬣简图1-电功机2帯恂动3離速器4-談铀話3-1* iS带裕轮5输選帝2、分组名单题号1234567一班制杨帆杨其峰张登辉张爽章伟赵辉左霖两班制杨密尹炎焜张俊张文龙赵成勇赵清左泽青三班制杨峰袁峰张青松张祥赵东培朱露翔李智目录一、设计任务书二、传动方案拟定三、电动机的选择 四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计六、传动零件的设计计七、轴的设计计八、滚动轴承的选择及校核计九、键联接的选择及计十、联轴器的选择十一、润滑与密十三、附录 零件及

3、装配图）Lh=24000hF=3500NV=1.1m/sD=400mm分流式二级圆柱 齿轮减速器一.设计任务书1,技术条件与说明以及设计要求1.1 技术条件与技术要求：设计一带式运输机，用分流式直齿圆柱齿轮传动二级减速器。单向传动，单班 制，每天工作 8小时，工作寿命十年，每年按 300天计算，封闭式环境，电源 方式为三相交流，电压为380伏，联轴器采用 HL型。采用软齿面，材料为45号钢调质，轴的材料为45号钢，调质处理。毂轮直径400mm运输带的带速V=1.1m/s。1.2设计要求1. 1)输出轴零件图<A4);2)设计计算说明书一份 < 标准格式)；2. 原始数据运输带曳引力

4、 F<N : 2800 运输带速度V<m/s): 0.9 滚筒直径D (mm> 380.传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器 3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带 动输送带6工作。传动系统中 采用两级分流式圆柱齿轮减速 器结构较复杂，高速级齿轮相 对于轴承位置对称，沿齿宽载 荷分布较均匀，高速级和低速 级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿 圆柱齿轮传动。运输机传动方槃"1电动机2联轴器3毎速器4联轴器5-离筒 6-传送带 a计算及说明结果三.电动机的选择1选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2选择电动机的容量

5、1)毂轮所需功率pw:Pw=FV/1000=<2800 沃 0.9/1000)kw=2.52kw毂轮的转速nwnw =(60 x V/ n D>r/min=45.26r/min2)电动机至毂轮之间传动装置的总效率为n :234H =叫汉“3 汇口2 汉口閒= 0.99 汉0.97 汇0.99 汉0.97 =0.83其中叫，“2，口3 , nw分别为传动系统中联轴器，轴承及齿轮传动的效 率， 是毂轮的效率，H1 =0.99 , n2 =0.99，林3 =0.97 , nw =0.973)确定电动机的额定功率Ped设电动机的输出功率为PdPd =巳/ n =2.52/0.83=3.04

6、kw确定电动机的额定功率Fed选定电动机的额定功率巳=4 kw3、选择电动机的转速因：nw=45.26r/min该传动系统为分流式圆柱直齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为i<2=8 40则总传动比可取 8至40之间 则电动机转速的可选范围为1nd1 =8 nw=8 x 45.26=362.08r/min1nd 2 =40 nw =40 x 45.26=1810.4r/min可见同步转速为1000r/min , 1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min , 1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：由参考文献1中表16-1查得：Pw=2.52kwn

7、w=45.26r/minn =0.83R =3.04kwRd =4 kwnd1 =362.08r/min1n d2 =1810.4r/mi n电动机型号为Y132S-4i=31.8211 = 6.5512 =4.86方 案电动机型 号额定功 率<KW)电动机转速n/(r/mi n>堵转转矩最大转矩质 量/kg额定转矩额定转矩同步 转速满载 转速1Y112M-44150014402.22.3432Y132M1-6410009602.02.273由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比， 即选疋方案1.四.总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比计算及

8、说明结果由参考文献1中表16-1查得：满载转速 nn=1440 r / min;总传动比 i=n m/ nw =1440/45.26=31.824.2 分配各级传动比 查阅参考文献1机械设计课程设计中表2 3各级传动中分配各级传动比取咼速级的圆柱齿轮传动比i1 =寸(1.3 1.4)i =6.55，则低速级的圆柱齿轮的传动比为i2 = i / i1=31.82/6.55=4.86m =1440r/minn2 = 219.85r/ minn3 = n4 二 45.24r /minP =3.96 kwP? =3.8kwPs =3.65 kwP =3.58kw=26.26 N mT2 =165.07

9、 N mT3 =770.5 N mT =755.73 N m7 级精度 <GB10095-88)齿轮：45钢 < 调质)240HBS乙=25 乙=163.75比=6.55kt1=1.3£=13.13 N md =1.01Ze=189.8 MPa2二 Him = 600MpaN6.21 x8109 N2 =9.48x 10Knh * 1 .°；JH I - 600MpaV2.19m/sb=29.08mmmb = 1.163mmh=2.617mm b/h=11.11Ka=1Kv=1.12Kh：二心、£=1Kh' =1.285=26.26NmT2 =

10、9550 良= 9550 x 3.8/219.85N m=165.07N mF3T3 =9550 -= 9550x 3.65/45.24N mg=770.5N mT4 = 9550 P4=9550 x 3.58/45.24N m=755.73N m2. 各轴转矩P1T1 =9550 = 9550 x 3.96/1440 N m项目电动机轴0高速级轴1中间轴2低速级轴3带轮轴4转速 <r/mi n 8545.2445.24功率kw)43.963.83.653.58转矩(N m>26.5326.26165.07770.5755.73传动比16.554.861效

11、率n0.990.960.960.98表3轴的运动及动力参数五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速设电动机轴为轴0，减速器高速级轴为轴1，中速轴为轴2,低速级轴为轴3,滚筒轴为轴4，则 Mm =1440 r/minn 2 =巴= 1440/6.55 r/min=219.85 r/mi n iin2 n4 = n3 =219.85/4.86 r/mi n= 45.24r/mi ni2解得滚筒速度在输送带速度允许误差为土5%范围内2.按电动机额定功率巳计算各轴输入功率巳=4kwP = P；/11 =< 0.99kw=3.96kwR = F1n/,3=3.96 x 0.99 x 0.97

12、kw=3.8kwF3 =P2 2 3=3.8 x 0.99 x 0.97 kw=3.65kwR 1 2=3.65 x 0.99 x 0.99kw=3.58 kw六、齿轮传动设计计算及说明结果1.高速级齿轮传动设计<1）选择材料、精度及参数a .选用直齿圆柱齿轮传动b .带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度<GB10095-88）c .材料选择。齿轮材料为 45钢 <调质），硬度为240 HBS。d .初选小齿轮齿数 Zi=25，则大齿轮齿数Z2=6.55 X 25=163.75q =6.55e .选取齿宽系数 :札=1.0<2）按齿面接触强度设计按下式试算

13、dit =2.32寸务也（禹21 ）确定公式内的各计算数值a .试选 kt1 =1.3b.分流式小齿轮传递的转矩 71=1； /2=13.13 N mc. 由表查取齿宽系数 =1.01d. 查图表选取弹性影响系数ZE =189.8 MPa 2e. 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限<yHim =600Mpaf. 由式N=60njLh 计算应力循环次数N60n1jLh=60X 1440 X 1X 72000=6.21 X 109N2 = NJh8=6.21 X 109/6.55 =9.48 X 10g. 由图，取接触疲劳寿叩系数Knh 1.0；h. 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%

14、安全系数S=1，得玩】=仏旦虹= 1.0疋600Mpa =600MpaS2）计算a.按式计算小齿轮分度圆直径d1t带入数据计算：.、2 32打1"13.13 汇 103 "6.55+1） 189.8、2d1t 仝 2.32 汎勺x （） mmbV6.55600=29.08 mm心0=1.18K1=1.439d1 = 27.52mm m=1.10mm o>e =640MpaKFN = 0.88S=1.25kF 】=450.56 MpaK1=1.552YF 症=2.74YF搭=2.20YS01 =1.59YS0 =1.83=0.01406 乍¥ =0.01300

15、mn1 =1.5Z"i =30Z2 =196 dr = 45mm d2 = 294mm a1 = 170mmB| =45mm ,B2 =40mm7 级精度 <GB10095-85)齿轮：45钢 < 调质)240HBS;Z3 =25Z4 = 117d2=1.2Kt2=1.3T3 =1.6507X510 N mm1Ze=189.8 MPa2 Hiim =600Mpa9N3 = 1.04177X 10计算及说明结果b.计算圆周速度N4 =2.4628X108Vi =jrd1tn1 /60"000Khn =.O=3.14X 29.08 X 1440/<60 X 1

16、000)m/sla h 】=600Mpa=2.19m/sc.计算齿宽bd3t 启 10.68mmb=% d1t =1 X 29.08mm=29.08mmV3 =0.12mm/sd.计算齿宽与齿高之比b/hb3 = 12.816mm模数 m1t =d1t /召=1.163mmh =2.25m1t =2.617mm叫2 = 2.2732mm32.450 = 5.1147mmb/h=11.112.921R 小= 13.33e.计算载荷系数KKV2=1.06使用系数KA =1，根据V1 =2.19m/s，7级精度查图表得动载系数Kv=1.12Kg =気2=1查图表得齿间载荷分布系数Kh = K=1.1

17、Kh 血=1.255查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，K 叩=1.285 ;心皆1.24由 b/h=11.11 KhB = 1.285查得心0=1.18；©=1.3302由式d3 = 57.27 mmm2 = 2.29 mm得载荷系数 K1=1X 1.12 X 1X 1.285=1.4390 fe =440MPaf.按实际载荷系数校正所得分度圆直径Kfn =0.9由式$=1.25IkBF 】=316.8MPad-诃KtK2 =1.3144/曰1.439丫F«3 =2.74 丫尸刖=2.22得 d1 =26.60 汉 3mm=27.52mm1 1.3Ys(/3 =1.5

18、9 Yt4 =1.82g.计算模数mYFa 3Ysa3.一m=d1 / 乙=27.52/25 mm=1.10 mmk =0.013753)按齿根弯曲疲劳强度设计丫Fa4 丫Sa4八"一，按式m=%：答普mm计算& =0.02954"dZ； "f】丿m2 = 3.0mm1)确定计算系数乙=25a.由图表查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe =640Mpa ；乙=106b.由图表取弯曲疲劳寿命系数Kfn= 0.88 ；a2 = 190mmc.计算弯曲疲劳许用应力d3 =75mm去弯曲疲劳安全系数 S=1.25，得d4 = 318mm屛=450.56MpaB3=90

19、 mmS1.25B 4 =85mmd.计算载荷系数片=451.5N由式Fr1 =164.33N计算及说明结果K -KaKvKfAfBd2 min A 15.69mm得 K1=1X 1.12 X 1.1 X 1.26=1.552d1min =28 mme.查取齿形系数查图表 Yf已=2.74 , 丫电2=2.20f.查取应力校正系数查图表 丫01=1.59 , 丫進=1.83丫 丫g.计算大小齿轮的丫事丫単并加以比较+Gf 1丫 丫Fa1 Sa1 =2.74 X 1.59/309.76=0.01406环丫雪丫5：2 =2.20 X 1.83/309.76=0.01300bF小齿轮的数值大(2&g

20、t;设计计算3 cmn1 M f2x 0.01406 mmH1 x 252=0.95mm由以上计算结果，取m=1.5，按接触疲劳强度得的分度圆直径d1 =29.08mm计算应有的齿数取 Z1 =30，则 乙=口乙=6.55 X 30=196(4)几何尺寸计算1)计算分度圆直径d1 =zm =301.5= 45mmd2 = z2m =196 汉 1.5 = 294mm2)计算中心距1.5 汉（30+196）-169.5mm2将中心距圆整为 170mm3)计算齿轮宽度bi =°抽=1 X 45mm=45mm圆整后取 R=45mm , B2 =40mm4)结构设计由ev 2 mt1，小齿轮

21、做成齿轮轴由160mm<da2<500m m,大齿轮米用腹板式结构2.低速级齿轮传动设计<1)选择材料、精度及参数a.按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b. 选用7级精度<GB10095-85）c. 材料选择：齿轮：45钢 <调质)，硬度为240HBSd.初选小齿轮齿数 Z3=25 , Z4=Z3i2=25X 4.51=117e.选取齿宽系数*d2=1.2<2)按齿面接触强度设计计算及说明结果按下式试算 KT 3 卩 2 十 1 # Z E 2d3t>2.323 _32V*d2比易丫1) 确定公式内各计算数值a.试选 Kt2=1.3b.确定小齿轮传递

22、的转矩 T3=T2 =165.07 N m=1.6507x 105 N mmc.取表10-7选取齿宽系数 2=1.21d.查图表选取弹性影响系数 ZE =189.8 MPa2e.查图表得齿轮的接触疲劳强度极限bHiim =600Mpa ；f.由式确定应力循环次数N3=60n2jLh =60x 241.15 x 1X 72000=1.04177 x 109 +N4 = N3 /4.23=1.04177 x 109/4.23=2.4628 x 108g.查图表，取接触疲劳寿命系数Khn =1.0 ；h.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数S=1，由式得bH 1=1.0 x 600MPa=

23、600MPa2)计算a.由式试算小齿轮分度圆直径d3t，代入丘H =600MPa得K2T3 巴Ze、2d®32仏=10.68mmb.计算圆周速度V3V3 =帀3七门口=3.14 x 10.68 x 219.85/60000m/s=0.12m/sc. 计算齿宽b3b3 =°d2d3t =1.2 x 10.68 mm=12.816mmd.计算模数、齿宽咼比b/h模数 mt2 = d3t / Z3=10.68/25=2.2732mm齿高 h3=2.25 叫2=2.25 x 2.2732mm=5.1147 mm则 b3/ h3 =68.196/5.1147=13.33e.计算载荷系

24、数根据V3 =0.72 m/s , 7级精度，查图表得动载荷系数Kv2 =1.06 ，直齿轮 KHQ2=KFQg=1 ,由 2 =1.2 和 b3 =100 mm，根据式得KH匾=1.255由 b3/ hfe =10.666 和 Kh 血=1.255 查图表得 Kf检=1.24故根据式得K2 =1.3302f.按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得计算及说明结果,IKds =d=ct 3 =57.27mmKtg. 计算模数m2m2 =d3/Z3 =57.27/25mm=2.29mma）按齿根弯曲强度设计计算公式为m2坯丫當丫竽1）确定公式内各计算数值a.查图表得齿轮的弯曲疲劳强度极限cf

25、Fe =440MPa。b.查图表P图10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数Kfn=0.90c.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S2 =1.25 ，由式屛】-得Sr 1 Kfnfe0.9° 疋 440bF=316.8MpaS1.25d.计算载荷系数 K2。由式得 K2=1X 1.06 X 1 X 1.24=1.3144e.查取齿形系数。查图表得 YFq3 =2.74 , YFa4=2.22f.查取应力校正系数。查图表得 Yw=1.59 , 仏=1.82g.计算大、小齿轮的YY，并加以比较虹F J丫 丫Fa3 曽3 =2.74 X 1.59/316.8 =0.01375tyj丫 丫Fa

26、4 字=2.22 X 1.82/316.8=0.02954大齿轮的数值大2）设计计算、3 2心.3144汉1.0969汇105 门12 工时2x 0.02954 mm=2.25mm1.2 汉 252由以上计算结果，取模数m2 =3.0mmb按分度圆直径 d3 =56.83mm计算应有的齿数得 Z3 =d3 /m2 =56.83/3.0=18.94取 Z3=25，则 Z4 = U2Z3=4.23 X 25=106b）几何尺寸计算1）计算中心距叫（乙+ Z4）a? = 3 =3.0 X <25+106） /2 mm=196.5mm2厶2）计算分度圆直径d3 =m2Z3 = 3.0 X 25m

27、m=75.0mmd4 = m2Z4 =3.0 x 106 mm=318mm3）计算齿轮宽度b3 = d2d3 =1.2 x 75.0mm=90mm取 B3=90mm, B4 =85mm5）结构设计小齿轮 齿轮3）采用实心结构大齿轮 齿轮4）采用腹板式结构轴的设计< 一)高速轴的设计已 知 R =3.96 kw ，ni=1440r/min，Ti=26.26 N mT( =/2=i3.13 N m1.求作用在齿轮上的力2T1Ft11 =451.5Nd1Fr1 = Ft1 tan ： = 164.33NNH2图7-1圆周力Ft1 ，径向力Fr1的方向如图所示2）初步确定轴的最小直径。先按式d

28、_ A° 3P ；n初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。查图表，取 A01 =112，得d1min = 旦=112 鋼 3.96 mm=15.69mmV ni、1440输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计 算转矩公式为J 二 KaT1J）查图表，取 KA=1.5，贝U Tea =1.5 x 26.26 N m=39.39N m根据Tea =39.39 N m及电动机轴径D=28mm查标准 GB4323-84，选用HL2型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径d1min =28 mm3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图

29、所示的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，1-2段d1-2 =28mm，由式h=<0.07-0.1 ）d ，取=32mm，轴端用轴端挡圈固定，查图表，取挡圈直径D1 =35mm L1-2=44mm2）初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据 d2-3=32mm查GB276-1994初步取0 组游隙，0级公差的轻系列深沟球轴承6007，其尺寸为 d X DXB=35mmc 62mnX 14mm,故 d®4 = d7=35mm3）取 d5-6=40mm L4j = L6_z =50mm4） 采用凸

30、缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为37.2mm,到联轴器的距离为 12.8mm,贝V L2=50mm5）大齿轮2和2与齿轮3之间的距离 c=10mm滚动轴承端面距箱体内 壁 S1 =4mm则 L7=L3A =14+4+10-3=25 mmL5£ =B3 2c-5=90+20-5=105mm<3）轴上零件的周向定位按 d1-2=28mm滚动轴承与轴的周向定半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，L1-2=44mm查图表选用键 b汉h汉丨=8mnX 7mnK 36mm。位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸R1查图表，取轴端倒角为 1.6 x 45】

31、，各轴肩处圆角半径为<二）中速轴VII轴）的设计已知 P2=3.8kw , T2 =165.07 N m ,巳=219.85r/min1 求作用在齿轮上的力Ft2 二 Ft1 =440.67 N , Fr2 二 Fr1 =160.39N ,2T22"65.07x103R32=4401.87Nd375Fr3 =Ft3ta n200 =1602.15 N轴上所受力的方向如下图所示ri>4s图7-3初步确定轴的最小直径根据式<10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表，取Aq2=112，于是得I 2 77d2min _112 x 3mm=25.27

32、mm。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，241.15取为 d2min =30mm3.轴的结构设计<1 ）拟定轴上零件的装配方案，如图1 ）根据d2min =30mm取di-2 =30mm轴承与齿轮2, 2之间采用套筒定位，取d2 3二d5_6=32mm齿轮 2与齿轮 3之间用套筒定位，取 d3-4 =34mm，齿轮 3采用轴肩定位，取h=2mm，贝U d4_5=38mm，取L4-5 =12mm 因为 B3 =90 mm , B2 =85mm 取 L3-4 =89 mm ,则 L2-3 =52mmL5 _e = B2 - 2=39mm2 ）初步选择滚动轴承因为无轴向力作用，选取深沟球轴承，

33、初步选取0组游隙，0级公差的轻系列的深沟球轴承6006，其尺寸为 d x DX B=30mn¥ 55mnK13mm。由 a =13mm S| =4mm取 a2 =12.5mm, S2 =4mm ,贝VJ n = L6 口 二 a2 S2 B 3 2=13+4+12.5+3-2mm=30.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为？?mm3 ）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接按d3 4 =34mm , L3 4 =89mmd2=32mm , L2=52mmd5 _e =32mm , L5 6 =39mm查图表，取各键的尺寸为3-4 段：bx h x L=10mnX

34、8mrX 80mm2-3 段及 5-6 段：bx hx L=10mnX 8mmX 32mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证,选公差为m61）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表，取轴端倒角为 1.0 x 45：,各轴肩处的圆角半径为R1三）低速轴 轴3）的设计已知 P3=3.65kw , T3=770.5 N m , n3=45.24r/min1 求作用在轴上的力Ft 4 二 Ft3 =4401.87NFr4 二 Fr3=1602.15N2初步确定轴的最小直径按式10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表，取代3=112 ,于是得d3min -112 x 3' 2.66

35、 mm=40.32mm=该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，57.00选取联轴器的型号。根据式<11）,查图表，取 KA=1.5 ，贝VTca3 =1.5 X 445.70 N m =668.55 N m根据Tca3 =668.55 N m，查标准 GB5014-85<导书表17-4 ）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=45mm其轴孔长度L=112mm则轴的最小直径 d3min =45mm3.轴的结构设计<1 ）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案II叭即V vVI '.'11皿 I）：图7

36、-4<2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1 ）取d8=45mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=<0.07-0.1 ） d，取d7$=48mm联轴器用轴端挡圈紧固，查图表，取D2=50mm H=5mm, L8 9 =84mm2 ）初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的轻系列的深沟球轴承 6010,其尺寸为 dX DX B=50mrX 80mnX 16mm 故 d1 = d6=50mm3 ）轴承采用套筒定位，取 d2-3 = d5一6 =52mm Lu = L6_?=28mm4 ）根据轴颈查图表，取安装齿轮处轴段d3=d4，/=54

37、mm齿轮采用轴肩定位，根据 h=<0.07-0.1 ） d=5.74mm-8.2mm,取 h=7mm 则 d4-5 =58mm , 轴环宽度 b> 1.4h=1.4 X4mm=5.6mm取 J# =6mm5 ） 查图表，已知 B4 =85 mmo 取 d3,4 =52mm , L3，/ =2.5mm<S=2mr） Lr 4 =85mm, L3-3, =5.5mm6）根据轴2,轴3的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离S3 =4mm则L2_3=51mmL5.6 =53mm7>杳表知S3 =4mm取轴承盖的总宽度为35mm轴承盖与联轴器之间的距离为S盖罪=15mm则 L7-8

38、=50mm3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据 d4' _4=54mm , L4, / =85mmd8-9 =45mm, L8-9 =84mm查图表，得计算及说明结果4' -4 段：bx h x L=16mnX 10mm< 80mm8-9 段：bx h x L=14mnX 9mnX 80mm滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6<4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表，取轴端倒角尺寸为1.6 x 45。轴上圆角& =农=R7 = f =l.Omm R3 = R4 =甩=1.6mm4.求轴上的载何 轴的计

39、算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承 6010,a=10mm从轴的结构图及弯矩图和扭矩图<见下图）可以看出 Ft作用处是危险截面，L=243mm将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表表4危险截面所受弯矩和扭矩水平面H垂直面V支反力FFnh1 = Fnh 2 =1462.54NFnvi = Fnv 2 =532.32N弯矩N mmMh =177698.61MV =6467.88 N mm总弯矩MM =189102.9 N mm扭矩TT=465090.0 N mmMMl TTTtt>-图7-55.按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应

40、力为脉动循环变应 力，取a =0.6，轴的计算应力a *M 2 +0T）2J189102.92 十（0.6汉 465090.0）2飞一 W 一:543/32=21.82MPa前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查图表 <P表15-1 ）得krJ=60MPa因此 ca v 丘4】，故轴安全。/八、轴承的选择和校核计算计算及说明结果已知轴承的预计寿命为Lh =72000h1 输入轴承的选择与计算由轴1的设计知，初步选用深沟球轴承6209，因为受力对称，只需要计算一个，其受力 Fr = jFri2 +Fti2 =1195.42 N， Fa =0，£ =3 ,转速n=970r/m i

41、n1）查滚动轴承样本 指导书表15-3 ）知深沟球轴承6209的基本额定动载荷C=24500N基本额定静载荷C0=17500N2 ）求轴承当量动载荷 P因为Fa=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数 Y=0,因工作情况平稳，按课本P表13-6 )，取 fp=1.2，则P=fp<xFr+YFa ) =1.2 X <1X 1195.42+0 ) N=1434.504N3 ）验算轴承寿命,106 (C、名106尹,3(24500 1 xh60n f 丿60 7701 11订434.504 丿=85599.25h> Lh =72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承62

42、092.轴2上的轴承选择与计算由轴2的设计已知，初步选用深沟球轴承6208，因为受力对称，故只需要校核一个。其受力 Fr =*Fr3+Ft3匚2匚 2匚=2(Fr2 + Ft2 =2174.35N, Fa=0,£ =3, n=225.6r/min1）查滚动轴承样本 指导书表15-5 ）知深沟球轴承6208的基本额定动载荷C=22800N基本额定静载荷C0=15800N2）求轴承当量动载荷 P因为Fa=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数 Y=0,因工作情况平稳，按课本P表13-6)，取 P=fp<XFr+YFa) =1.2 X <1X 2174.35+0 ) N=2609

43、.22N3）验算轴承寿命,106(C、芯106(22800Lh -r60n <P 丿60 疋 225.612609.22 丿=89292.6h> Lh=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6208.3.输出轴上的轴承选择与计算由轴川的设计知，初步选用深沟球轴承6214，因为受力对称，只需要计算一个，其受力 Fr=JF2 2r4 +Ft4 /2=3369.772 N , Fa =0, £ =3 ,转速n=70.5/m in1 ）查滚动轴承样本 指导书表15-3 ）知深沟球轴承6214的基本额定动载荷C=46800N基本额定静载荷C0=37500N2）求轴

44、承当量动载荷 P因为Fa=0，径向载何系数X=1，轴向载荷系数 Y=0,因工作情况平稳，按计算及说明结果课本<P表13-6 )，取fp=l.2，则P=fp<XFr+YFa ) =1.2 X <1X 3369.772+0 ) N=4043.7264N3)验算轴承寿命,1O6C¥106( 46800 仁Lh = l ='心1 h60n f 丿 60 x 70.5<4043.7264 丿=366481h> Lh=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6214。九、键连接的选择与校核计算1.输入轴与联轴器的键连接1>由轴1的设计知

45、初步选用键C12X 80GB109-79，T1 =67.4 N m2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本 <P表6-2 ）查得许用应力二 p =100-i20MPa 取卜rp | =110MPa 键的工作长度 I =L-b/2=80mm-6mm=74mm 键与2T x 103轮毂键槽的接触咼度 k=0.5h=0.5 X 8mm=4mmi由式；_-p可得p kid2110P -kid3=2 X 67.4103/4 X 74X 42MPa=10.843MPa< 囤 可见连接的强度足够，选用键C12X 80GB1096-792.齿轮2<2'）与轴2的键连

46、接1> 由轴 2 的设计知初步选用键 12X 50GB109-79 , T =T2/2=137.745 N m 2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本 <P表6-2 ）查得许用应力卜i =100-'5 p |=110MPa 键的工作长度 I =L-b=50mm-12mm=38mm键与轮120MPa 取=110MPa毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 X 8mm=4mm由式二p2T 10可得 kid32T 103二 P - =2X 137.74510 /4 X 38 X 42MPakid=110MPa=43.16MPa<p可见连接的强度足够，选用

47、键12X 50GB109-793 .齿轮3与轴2的键连接1> 由轴12 X 90GB109-79II 的设计知初步选用键T =T2 =275.49 N m2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本 <P表6-2 ）查得许用应力12 X 90GB109-79 ,二 p =100-120MPa 取何 p=110MPa 键的工作长度 I =L-b=90mm-12mm=78mm键与轮2T x103毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 X 8mm=4mmi由式二p可得p kid2T2 1033匚P =2=2 X 275.4910 /4 X 78 X 44MPakid=110

48、MPa=40.14MPa< |：二 p |可见连接的强度足够，选用键12X 90GB109-794 .齿轮4与轴3的键连接1>由轴3的设计知初步选用键 22 X 90GB109-79 , T =T3=863.97 N m计算及说明结果2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本<P表6-2 ）查得许用应力<ip=100-120MPa 取a p=110MPa 键的工作长度 1 =L-b=90mm-22mm=68mm键与轮 2T x 103毂键槽的接触咼度 k=0.5h=0.5 x 14mm=7mm由式<rp可得pkld2T103“3CTp =2 x 8

49、63.97 "0 /7 x 68 x 82MPakld=44.27MPa< ep=110MPa可见连接的强度足够，选用键22 x 90GB109-795.联轴器与轴皿的键连接1>由轴4的设计知初步选用键 C16x 90GB109-79 , T =T3=863.97 N m2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本<P表6-2 ）查得许用应力p =100-120MPa 取 e p=110MPa 键的工作长度 l =L-b=90mm-8mm=82mm与轮 2T x 103毂键槽的接触咼度 k=0.5h=0.5 x 10mm=5mm由式p =可得pkld2

50、T103“3CTp = =2 x 863.97 =<10 /5 x 82 x 55MPakld=76.63MPa< ep=110MPa可见连接的强度足够，选用键C16x 90GB109-79、联轴器的选择十、联轴器的选择1 .输入轴由I ）的联轴器的选择根据轴1的设计，选用HL3型弹性套柱销联轴器 <35钢），其尺寸如下 表所示型号T< N m)n 】<r/min)d2<mmL<mm转动惯量2 <kg m ）HL36305000421120.62.输出轴 <轴3）的联轴器的选择根据轴3的设计，选用HL4型弹性柱销联轴器<35钢），其尺寸如下 表所示型号T< N m)tn 】<r/min)d2 <mmL<mm转动惯量. 2 <kg m )HL412504000551123.4计算及说明结果十、减速器附件设计1 .视孔盖