安徽工业大学机械设计说明说-展开式二级斜齿圆柱齿轮

机械设计课程设计说明书带式输送机传动装置——展开式二级圆柱齿轮减速器不要谢我，因为我是你们的好学长呀〜还有就是机械设计一定要抓紧时间做，不要拖到最后，因为光画大图就要一星期（腰会断），修改电子版说明书也要四五天，加油吧，学弟学妹们〜学号.小组第四组.

姓名应万明成绩.指导老师路曼.安徽工业大学机械工程学院2017年3月27日目录TOC\o"1-5"\h\z第一章设计任务书4.已知条件4.设计要求4第二章传动方案的选择5电动机的选择及传动比的分配5第三章电机的选择及传动比的分配6电动机功率的选择6电动机转速的选择和传动比的分配6计算各轴转速7计算各轴转矩7第四章V带的设计8已知数据8计算功率8选择V带8确定带的基准直径dd验算带速u8确定V带的中心距a和基准长度8验算小带轮的包角9计算小带轮的根数9计算单根V带的初拉力F9计算压轴力Fp9主要设计结论9第五章齿轮的的设计10高速级齿轮的设计10按齿面接触疲劳强度设计10按照齿根弯曲疲劳强度校核12计算几何尺寸14设计结论14低速级齿轮的设计14第六章轴的的设计20.高速轴的设计20高速轴的校核22.中间轴的设计24中间轴的校核25低速级轴设计28低速轴的校核250第六章轴承和键的的校核36高速级轴承和键的校核33中间轴轴承和键的校核34低速级轴承和键的校核35第七章减速器润滑，密封方式的选择367.1润滑方式的选择367.2密封方式的选择36第九章减速器铸体箱主要结构尺寸409.1减速器箱体附件的设计419.1紧固件的选择45第十章参考文献48第十一章设计感言49第一章设计任务书尊41k1[k第一章设计任务书尊41k1[kXF.已知条件：.运输带工作拉力F=3.0KN..运输带工作速度V=1.3m/s..滚筒直径D=520mm..滚筒效率4=0.96..工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳..使用折算期8年..工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度350C..动力来源电力，三相交流，电压380/220V..检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修..制造条件及生产批量，一般机械厂制造，小批量生产..设计要求：设计用于带式运输机的动力及传动装置，完成减速器装配图(A0图纸，手工绘制)1张，轴和齿轮零件图2张(A3图纸，计算机绘图)，下箱体零件图1张(A2图纸，计算机绘图)，设计计算说明书1份。第二章传动方案的选择电动机的选择及传动比的分配传动装置总体方案的确定两缎曷柱齿轮减速器简图1-电动机轴1:一电动机13一带传动中间轴；』一高速铺$5-高速齿轮传动6—中间轴，7—低速齿轮传动।£一低速轴19一工作机।(1)减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器(2)该方案的优缺点：瞬时传动比恒定，工作平稳，传动准确可靠，镜像尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多优点。但减速器轴向尺寸及重量大，高级齿轮的承载能力不能充分利用；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。

第三章电机的选择及传动比的分配3.1电动机功率的选择选才¥丫系列和三相异步电动机，电压380V/280V选择电动机的容量，运用公式P0=匹0%一对齿轮的传动效率：0.98;g”一V带传动效率：0.95;，一对滚动轴承的效率：0.99;，联轴器效率：0.98;t工作机效率：0.96PwFv1000w31.3100010000.96=4.06KWPwFv1000w31.3100010000.96=4.06KW232232=b232=0.950.9820.9930.982=0.850电动机的输出功率P0为p0啜嘿=4.78KW根据P0求巳，匕=(1—1.3)P0=4.78—6.214KW,取Pm=5.5KW=0.850p=4.06KWww=0.850P0=4.78KWP=5.5KWm3.2电动机转速的选择和传动比的分配3.2电动机转速的选择和传动比的分配60v601.3103,.nw47.77r/min兀D兀父520i=位匕=18-100n=inw=(18-100)47.77=859.87-4777r/min查表10-78[1]选择电动机Y132S-4型电动机尺寸H=132mmD=38mm转速Nm=1440r/min,Pm=5.5kwnw=47.77r/minnm1440n1=-nm1440n1=-==480r/minib3_1480n2===128r/minig13.75n3ig21282.68=47.76r/minr=480r/minn2=128r/minn3=47.76r/minnw=n3=47.76r/minnw=n3=47.76r/min144047.77p1=5.23KWp144047.77p1=5.23KWp2=5.07KWp3=4.92KWPw=4.77KWT0=36.48N.mmT1=104.01N.mmT2=378.27N.mmT3=983.79N.mmT4=811.83N.mmTi=9550—=9550父n15.23=104.01N.mm480T2=9550p2=9550n2507378.27N.mm128T3=9550p3=9550%4.92=983.79N.mm47.76=30.19取ib=3,igi=3.75,ig2=2.683.3计算各轴转速p1=pm"=5.5X0.95=5.23KWp2=p1"1g=5.23父0.99M0.98=5.07KWp3=p2，＞1g=5.07父0.98父0.99=4.92KWpw=p/c,=4.92m0.98父0.99=4.77KW3.4计算各轴转矩T0=9550Pm=95505.5=36.48N.mmnm1440T4=9550pW=95504.06=811.83N.mmnw47.76参数轴名电动机轴1轴2轴3轴滚动轴转速r/min144048012847.76F47.76功率p/kw74.924.77转矩N.mm36.48104.01378.27983.79811.83传动比33.752.68效率T]0.950.980.98电动机部分设计完毕

第四章V带的设计已知数据n,=1440r/minib=3工作时间每天8h,两班制计算功率Pca取kA=1.1故pca=kAp=5.5>d.1=6.05KW选才?V带根据kA,上,查表8-11[2]选用B型带确定带的基准直径dd验算带速u初选小带轮直径dd1查表8-7[2]和8-9[2],取小带轮基准直径dd1=125mm冗dd1n冗父125父1440,V9.42m/s60M100060M1000验算带速因为5m/s<u<30m/s,故带速合适4.2.3计算大带轮的直径dd2=ibdd1=3父125=375,取dd2=400,4.5确定V带的中心距a和基准长度初定中心距根据式(8-20),取a0=700mm计算带的基准长度由式(8-22)一2A2\21q—-k(\+(dd2dd1)Ld0〜2a0+(dd1dd2)24a0一//CC2OCX2-2^700+(125+400)+()-2252mm24M700由表8-2选带的基准长度Ld=2180mm4.5.3计算实际中心距a,Ld-Ld0门…2180-2252、皿aa0+=(700+)=664mm22中心距的变化范围631-729mmdd1=125dd2=375V=5.03m/sa0=664mmLd0=2180mm验算小带轮的包角156.27°A120°a1-180°-(dd2-dd1)57.3-180°-(400-125)57.3=156.27°.120°156.27°A120°计算小带轮的根数计算单根V的额定功率p,由dd1=125,dd2=375查表8-4[2]的p0=2.82KW根据n1=1440r/min,ib=3和B带，查表8-5[2]得Ap°=0.46KW查表8-6[2]的ka=0.92,查表8-2[2]得K=0.99于是Pr=(p°p°)kak1=2.99计算V带的根数z=z=pcapr簿=2.12取3根2.994.8计算单根V带的初拉力4.8计算单根V带的初拉力F°由表8-3[2]得A型带的单位长度质量q=0.18kg/m,所以F0=500QfMqu2=500(2.5一0.92)6.。50.189.422=199.8NKazu0.9239.424.9计算压轴力4.9计算压轴力FpF。F。Fp=199.8N-1173.18Na1156.27°Fp-2zF°Sin-23199.8sin1173.18Np224.10主要设计结论选用B型普通V带3根，带基准长度2180mm带轮基准直径dd1=125mm,dd2=375mm,中心距控制在631-729mm单根V带的初拉力为F°=199.8N,V带设计完毕

第五章齿轮的的设计高速级齿轮的设计已知条件高速机齿轮轴输入功率p1=5.23KW,小齿轮转速n1=480r/min,传动比ig1=3.75,工作时间8年，每年300天，两班制，单向稳定转动。y选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数:圆柱斜齿轮，压力角a=20°:齿轮等级选择7级精度:材料选择。由表10-1,选择大齿轮材料为45号钢，调制处理，齿面硬度240HBS小齿轮选择40Cr,调制处理，齿面硬度280HBS,做相同处理。:初选小齿轮的齿数为z1=24,大齿轮为Z2=iz1=90,取Z2=915:初选螺旋角为14°5.2按齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径du-3du-32khtT1i1(ZhZeZ12Ji。]aat=20.562°°aat1=29.841aat2=23.149°；a=1.723确定公式中的各参数值⑴初选载荷系数Kht=1.6⑵由图10-20查取区域系数ZH=2.43⑶由式10-21计算解除疲劳强度用重合度系数Z工at=arctan(tanan/c°s)=arctan(tan20°/c°s14°)=20.562°aat1-arcc°s[Z|c°sat/(乙2h*nc°s:]=arcc°s[24c°s20.562/(242c°s14°]-29.841°aat2=arcc°s[z2c°sat/(z22hanc°s:]-arcc°s[91c°s20.562/(912c°s14°]=23.149°；a=[4(tanaat1—tanajz2(tanaat2—tanat)]/2几=[24(tan29.841°-tan20.562°)91(tana23.149°-tan20.562°)]/2兀=1.723p=%Z1tanP/冗124tan14o1.913.144-1.7231.91————(1-1.91)-0.64631.723厂=1.91Z;-0.6465.2.4螺旋角系数Zp由式10-23可得Z=cos:=cos14o=0.9855.2.5计算接触疲劳许用应力[仃h]由图10-25d查的小齿轮和大齿轮解除疲劳极限为600Mpa550Mpa由式10-15计算应力循环次数_9N1V60nljLh=604801283008=1.1110998N2=N"i=1.1110/3.75=2.9610由图10-23查取解除疲劳寿命系数Khni=0.92,KhN2=0.95取失效概率为1%安全系数S=1,由式10-14得KHNT-Hlim1S0.926001=552MPa[二H2]=Khn2、Hlim2S0.92550

1=522.5MPa[二hi]=552MPa[二H2]=522.5MPa[二h]=522.5MPa取较小值作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即[二H]=[入2]=522.5MPa5.2.6d5.2.6d1td1t=57.55mm2%Tii1,ZhZe、2

一二「id1t=57.55mm2M1.6父1.04M1053.75+12.43^189.82..()11.633.75537.25=57.55mm

.调整分度圆直径v=1.45m/s计算实际载荷系数的数据准备b=57.55mm.圆周速度冗d1tmi冗X57.55黑480v===1.45m/s60M100060M1000.齿宽bb=限1t=1父57.55=57.55mm2.计算实际载荷系数.由表10-2查得使用系数Ka=1.根据v=1.313m/s,7级精度，得Kv=1.09.齿轮的圆周力Ft1=21/d1t=2父104010/57.55=3.615父103,——一一3______KAFt〔/b=1父615M10/57.55=62.81N.mm<100N.mm.查表10-3得齿间载荷分配系数Khh=1.2.由表10-4用差值法查的7级精度，小齿轮相对支承Kh=1.86d1=60.51mmmKh=1.86d1=60.51mmmn=2.实际载荷系数Kh=KaKvKh：.K=11.091.21.419=1.86K1.86d〔=d1t357.55360.51mmKht、1.6.相应的模数mn=d1cos1/z1=60.51cos14o/24=2.45取模数Mn=22KFT12KFT1YFaYsaYY：cos2：二F1dmn，2

确定公式里面的参数值初选载荷系数KFt=1.3由式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y£：b=arctan(tan:cosat)=arctan(tan140cos20.5620)=13.140°；av=；a/cos2九=1.723/cos217.33°=1.891Y.=0.250.75/；av=0.250.75/1.891=0.647由式10-19,可得到计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yp14oY二=1二——o=1—1.91o=0.777120o120o计算会Ysa[二f]由当量齿数zv1=4/cos3:=24/cos314o=26.27,zv2=z2/cos3B=91/cos314o=99.62'查图10-17,得齿轮系数YFa1=2.592,YFa2=2.183TOC\o"1-5"\h\z查表10-18查得应力修正系数Ysa1=1.596，Ya2=1.812saIsa2求许用应力；：Fiim1=550MPa,二Fiim2=380MPa查表10-22查的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.87,[]=kfnFfum1=0.89500=317.86Mpas1.4kfn1i,92380=249.71Mpas1.4b=13.140；av=1.891b=13.140；av=1.891Y=0.647峰二0.777Zv1=26.27Zv2=99.62[；L]=317.86Mpa[二1]=249.71MpaYFA1Ysa1[%1]2.5921.596317.86=0.01301YFA2Ysa22.1831.812FA2sa20.01584［三］249.71因为小齿轮的大，所以取小齿轮的值丫FA1Ysa1=0.01301[二F1]Y…YcFA2池2=0.01584E二F1=114.89Mpa:二[二F1]仃F2=1O9.86MPa:二[二F1]二F1=114.89Mpa:二[二F1]仃F2=1O9.86MPa:二[二F1]5.6.3按齿面碗怫2)®度侬H113)父21).由式，算小2C0SG度闾忖cos14o=14-4mm2).15Omm...5.4.初选mco正KhZ2脚&arccos(3°113)2=17.573。2.43150由巴叮舁入小囚牝™由/Zm2^小时凝力贴/用重合度系数d1=n-=O=62.94mmcos:cos17.56da=147.4mm：=17.573od1=62.94mmd2=237.O6mmb|=7Ommb2=65mm75鬻望!辎密曲疲劳强度即搀置睁蝌,舍管峭嘀湍।卷瞥7嫩泡即0=114.89Mpa<[aF1l5.6.2选择小轮类型，然度等级，材料及齿数科_).丽旦丫至时Pa=2>0o1.3x1.O4MlO5M2.2.183。1.81210.647m0.777mcos，2)2齿轮等晒科27级精度1m2.53m242=139-86MPa择股皿fe1O-1,和高速级材料相同4).初选小齿轮的齿数为Z1=3O,大齿轮为Z2=ig2‛z1=80.1,取z2=81554.新逸螺14o5.4.1计算中心距at=arctan(tananZms口)=a13a网tan2Oo/cos14o)=2O.562ofj—2,‘1="7^='*2=237.O6mmoo“Z|cocosP(乙cosvcos#]=arccos[30cos2O.562/(3O+2cos14]=28.429.rq.5设计结论o~ccucco、4C“品/->OOOdo.fonon£：pno/今“dRR0—[W(ian-检IFJU4)(压为角角.3.881中心距tan20.*施可624圆儿—1.66齿根圆6分度圆齿轮mnzan3adadfdb小2242Oo17.57315O左66.9457.9462.9468大21132Oo17.57315O右241.06232.06237.0662aat2=Grbcbs[z2Gos^铃竟26ancosB]=arccos[81cos2O.564/(81+2cos14°]=23.881°%=[z1(tana&三tOdajG^tBba^70忸印4)]/2冗Z2.i5.5.1修正传动比：ig」=一=3.77;ig2==2.67；Z1ibigat=2O.562oaat1=28.429oaat2=23.881oat2；a=1.666ig1=3.77一'__ig2=2.6.51).2)...5.6.6B=%30tan:/兀=130tan14o/3.14=2.38243M1…)窄[4-1.666(1-2.382)2.382=0.5951.666螺旋角系数Zp由式10-23可得Z:=cos--cos14o=0.985计算接触疲劳许用应力［二h］由图10-25d查的小齿轮和大齿轮解除疲劳极限分别为600MPa550MPa由式10-15计算应力循环次数N〔二60nljLh=601281283008=2.95108N2=N"i=2.95108/2.67-1.10108由图10-23查取解除疲劳寿命系数Khn1=0.95KHN2=0.98取失效概率为1%安全系数S=1o取较小值作为齿轮副的接触疲劳许用应力即：KHN1--HLIM1SKhn2二HLIM2［二h］十S1H2]=539MPa0.95600570MPa10.98550539MPa计算小齿轮分度圆直径2khtT1i1ZhZe2d1t-3..()\」d二i[二h]21.63.781052.6712.43189.8।11.666=88.38mm.(2.67554.5)2工=2.382Z.=0.595N1-2.95108N2=1.10108叵H1]=570MPa叵H2]=539MPa叵h]=[Qh2]=539MPadit=88.38mm,调整分度圆直径计算实际载荷系数的数据准备1),圆周速度2).冗dit2).冗ditniv=601000齿宽b冗88.381280.59m/s6010000.59m/s88.38mmb=d%=188.38=88.38mm计算实际载荷系数1),由表10-2查得使用系数Ka=12).根据v=0.412m/s,7级精度，得Kv=1.053),齿轮的圆周力Ft1=2Tl/d1t=23.78105/88.38=8.554103,KAFt"b=18.554103/88.38=101.21N.mm100N.mm4),查表10-3得齿间载荷分配系数Khh=1.25),由表10-4用差值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时候,Kh：=1.428实际载荷系数为Kh=KaKvKh二K=11,051.21,428=1,799K1.799d1=d1t388.38391.9mm\Kht'1.6相应的模数mn=d1cos-z1=91.9cos14o/30=2.97Khd1=1.799=91.9mm取模数mn=35.6,9按照齿根弯曲疲劳强度校核校核公式_2KFT2YFaYsaYY：cos2：--F1=■,32dmn4

1.确定公式里面的参数值.初选载荷系数KFt=1.3.由式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y8Bb=arctan(tanCcosat)=arctan(tan140cos20.5620)=13.140°7V=%/cos2Pb=1.817/cos213.140°=1.866丫8=0.25+0.75/%=0.25+0.75/1.866=0.652.由式10-19,可得到计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpP14oYb=1-sr—o=1—2.382M—o=0.722HH120o120o.计算YA匕回]由当量齿数：zv1=4/cos3P=30/cos314o=32.8zv2=z2/cos3B=81/cos314o=88.7查图10-17,得齿轮系数YFa1=2.382,YFa2=2.213查表10-18查得应力修正系数Ysa1=1.642,Ysa2=1.775saisa2求许用应力仃Fiim1=500MPa,QFiim2=380MPa查表10-22查的弯曲疲劳无命系数KFN1=0.91,KFn2=0.89,Kfn^^0.i1x500=325Mpas1.42^^=0^0=241.57Mpas1.4求Yfa1-12.382M1.6420012['J-325一.YFA2Ysa22.213父1.775c〜cFA2sa2=0.016[%]241.57因为小齿轮的大，所以取小齿轮的值Pb=13.14Co%v=1.866Y产0.652Yp=0.722Zv1=32.8Zv2=88.7[%]=325Mpa[仃2]=241.57MpaYfa1丫sa1_0.0122f/-2—0.016产F2]二F12.校核弯曲疲劳强度2KFTNFaYsaYY”os2：：皿3422x1.3x3.78x105x2.382m1.642x0.652m0.722mcos1421m33M302=70.11Mpa“二F1]2KFTYFaYsaYY：cos”.7.-.32孙42x1.3x3.78x105x2.213父1.775x0.652父0.722父cos142133302=70.41MPa:二[二F1]5.6.10.计算几何尺寸；=F1=70.11Mpa:二[二fi]-F2=70.41MPa“二fi]1.计算中心距(Zi4)mna=—2cos(3081)o3=171.60mm2cos142.圆整中心距，取中心距为175mm修正螺旋角(ZiZ2)mn(3081)3o-=arccos=arccos17.9313.2a计算大小齿轮分度圆直径2175d13032八0=92.76mmcos17.9314.,Z2mln773d2=—-0=250.44mmcos：cos17.931°计算齿轮宽度b2=dd195mm,b1=100mm模数齿数压力角螺旋角中心距旋问齿顶圆齿根圆分度圆to齿轮mnzanadadfdb小33020o17.931175左98.7685.2692.76100大38120o17.931175右256.44242.94250.44955.6.11设计结论修正传动比：ig2”=出=2.70；d3,传动比相对误差：ig""*3.77-0一射52.68=1.28%<5%ig1ig23.752.68齿轮部分设计完毕a=175B-17.931°d1=92.76mmd2=250.44mmbi=100mmb2=95mmig2"=2.70ig1‘，2''—ig1~|g2

ig1-Ig2=1.28:二5%19第六章轴的的设计高速轴的设计已知数据：口=5.23KW,n1=480r/min,T已知数据：口=5.23KW,n1=480r/min,T1=104.01N.mm,小齿轮分度圆直径62.94mmb1=70mm求作用在轴上的力2工2104.01103Ft3305.05Nd162.94Frtanantan20=Ftn=3305.05：：0=1261.82Ncos-cos17.0340FtFrFa=3305.05N=1261.82N=399.62NFa=FttanB=1261.82tan17.0340=399.62N6.1.3估计最小轴径选轴45号钢，Ao=126jP」5.23d>A3-=126晨——=27.93,n；480考虑到轴上键槽，取d=30mm确定各段轴径对于1段，d1=30mm,由于和带轮相连接，带轮长61mm取L1=70mm对于2段，为了减少精加工长度，做一段阶梯轴，取d2=35mm,L2=40mmR=1.6对于3段，是安装轴承的轴段轴颈部分，d3Ad2为了区分加工表面,取d3=40mm,初选深沟球轴承6308系歹胖由承，参数d父D父B=40父90M23,左端为凸缘式端盖定位，右端为挡油环，R=1.6对于4段为过渡段，初选直径d4=45mm,L4=85mmR=1.6对于5段，安装齿轮轴头部分，齿轮宽70mm轴头应该内缩，取L5为70mm制作成齿轮轴，d5=42mm,R=1d6=d3，取L6=33mmR=16.1.5键槽的选取1段键槽，查表6-1,取bxhxl=10x8x50上图为轴基本尺寸图接下来为轴的校核部分

6.2.2按弯扭合成进行校核高速轴的所受的力及弯扭矩可简化为上图的力学模型：其中，L=217mmMa=FaD/2=12576.04Nmm水平向上受力分析：l54.5Ftccc-Fnhi==830.07NL_162.5Ft_.cwFnh2==2474.98NLMh=FNH1M162.5=134886.38Nam竖直面上受力分析：Frx54.5-MaFnvi==258.95NLlFrx162.5+Ma…。4Fnv2==1002.87NLMvi=Fnvi父162.5=42079.38NMV2=Mvi+Ma=54655.42NMi=JMh2+Mvi2=141297.59N却mM2=JMh2+Mv22=145538.83N^m将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：局速轴危险截向为扭矩表L=217mmMa=12576.04NFnhi=830.07NFnh2=2474.98NMh=134886.38NFnvi=258.95NFnv2=1002.87NMvi=42079.38NMv2=54655.42NM1=141297.59N*mM2=145538.83n髀T3=104010Nmm打m载荷水平向H垂直向V支反力FFnhi=830.07NFnh2=2474.98NFnvi=258.95NFNV2=1002.87N弯矩MMa=12576.04NmmMvi=42079.38NMv2=54655.42N总弯矩M1=141297.59N酊mM2=145538.83N新m扭矩TT3=104010N根据轴的弯扭合成条件取口=0.6,W=0.1d3=7408.8mm轴的计算应力为GcacaJM；(二T3)2_、145538.832(0.6104010)2W-7408.8-21.37MPa:二［二」］二ca=21.37MPa“二」］高速级校核合格轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》教材第358页表15-1查得［o」］=60MPa因止匕［＜!」］＜＜Tca，故安全。中间轴的设计已知数据p2=5.07KW,n=128/min,［=378.27N.mm,小齿轮分度圆直径d1=92.76mm,b1=100mm大齿轮分度圆直径d2=237.06mm宽度b2=65mm6.3.2求小齿轮作用在轴上的力大齿轮与配合的齿轮受力大小相同，方向相反Ft2Tl2Ft2Tl2387.27103d1一92.76=8155.89Nol「tanan〜一“tan20〜”八…Fr=Ft8155.89o=3120.05Ncos:cos17.55Ft=8155.89NFr=3120.05NFa=1009.61NF-Fttan：=3120.05tan17.55o=1009.61N估计最小轴径选轴45号钢，Ao=126dAA?/~=126M315.07=42.95d=d=45取d=45mm6.3.4确定各段轴径对于1段，d1=45mm,初选深沟球轴承6309,暂取dDB=4510025L1=40mm,R=1.6对于2段，放大齿轮的轴头，做一段定位轴肩，取d2=50mm,L2=61mm便于齿轮白定位，R=1.6

对于3段，是定位轴环，定位齿轮，取d3=60mm,L3=10mm,R=2对于4段，安装小齿轮白轴头部分，取d3=50mm,L4=96mm,轴头内缩便于轴向定位，R=2对于5段安装轴承，d5=45mm,L5=40mm做出结构图6.3.5选择键槽大齿轮键槽：查表6-1,八钎1=16父10M56齿轮键槽：查表6-1,bxh父1=16x10x906.4中间轴的校核做出受力图

6.4.2.按弯扭合成进行校核中间轴轴的所受的力及弯扭矩可简化为上图的力学模型:其中,L=221mmFaiDiMai==46825.71Nmm2Fa2D2

Ma247366.96Nmm2水平面上受力分析：Fnh1146.5Fti58Ft2

L=6257.29NMai=46825.71NMa2=47366.96卜mmmm=5187.05NF=5187.05NFnhi=6257.29NFnh2-5187.05N24.5Fti163Ft2Fnh2=LMhi=Fnhi74.5-466168.11N-mmMh2=Fnh258-300848.9N-mmMhi=466168.11N_mm竖直面上受力分析:Fri146.5-Mai-Fr274.5-Ma2Fnvi=L=1310.9NlFri74.5Mai-Fr2163Ma2…FNV2二=547.33NLMvi=Fnvi74.5=97662.05NMv2=MviMa-144487.76NMv3=Fnv258-31745.14NMi=.Mhi2Mv22-488046.53NmmM2=Mh22Mv32=302519.11Nmm将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表:中间轴轴危险截面弯扭矩表载荷水平向H垂直面V支反力FFnhi=6257.29NFnh2=5187.05NFnvi=1310.9NFnv2=547.33NMH2=Fnvi=1310.9NFNV2=547.33NMv『97662.05NMv2=144487.76卜Mv3=31745.14Nmi:488046.53ngm2=302519.11NmT=378270N-mm弯矩MMhi=466168.11N和mMh2=300848.9N却mMvi=97662.05NMV2=144487.76N总弯矩Mi=488046.53N却mM2=302519.11N却m扭矩TT=378270Nmm根据轴的弯扭合成条件=43.06MPa:二［二」］=43.06MPaca:二［二」］中间轴校核合格取a=0.6,=43.06MPa:二［二」］=43.06MPaca:二［二」］中间轴校核合格轴的计算应力为__,Mi2(二T3)2,488046.532(0.6378270)2-'ca———W12500轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》教材第358页表15-1查得［o」］=60MPa因此［。」］＜dca,故安全。6.5低速级轴设计.已知数据p3=4.92KW,n3=47.76r/min,T3=983.79N.mm,齿轮分度圆直径250.44mm齿轮宽度b1=95mm.求作用在轴上的力与配合的小齿轮受力大小相同，方向相反Ft=7856.49NFt=7856.49NFt=7856.49NFr=3005.51NFa=972.54Nd=60mmFa=972.54Na.估计最小轴径选轴45号钢，Ao=126d-A3,P=1263'4.92-59.07mm■n47.76求各段轴径和长度对于1段，选取凸缘联轴器，查表，选用YLD11型凸缘联轴器，d1=65mm,长度L=107mm取L1=104mm需要内缩一部分R=1.6对于2段，为满足轴肩定位要求，取d2=70mm,L2=50mgnR=2对于3段，选择深沟球轴承6215型，规格尺寸dxDxB=75x130x25d3=75mm,L3=25mmR=2此段为过渡段，右边为齿轮定位轴肩，取d4=84mm,L4=87mm,R=25段为轴头部分，取轴孔为75mmd5=80mm,齿宽为95,为了更好的定位齿轮，轴头应该内缩，取L5=92mmR=1.6,6段为轴承段，d6=75mm,取L6=41mm5.5画出结构图6.5.6轴的校核1.画出轴的受力图低速轴的所受的力及弯扭矩可简化为上图的力学模型：其中,L=219mmMa=FaD/2=121781.46NmmL=219mm水平面上受力分析：144.5FtFnhi5219.72NL73.5FtFnh2=2636.77NLMh=Fnhi73.5=383649.42Nmm竖直面上受力分析：Fr54.5MaFnvi=-2552.89NLFr162.5-Ma

Fnv2452.62NLMV1=Fnv173.5--187637.42NMaFnhi=5219.72NFnh2=2636.77NMh=383649.42NFnvi=-2552.89NFnv2=452.62Nmm-mmMMvi=Mv2=Fnv2145.5=65856.21Nh2Mvi2=427076.9N―mM2h2Mv22=389260.72N:mmMv2=65856.21N将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表:低速轴危险截面弯扭矩表M1=427076.9nmmM2=389260.73_mT3=983790载荷水平向H垂直向V支反力FFnhi=5219.72NFnh2=2636.77NFnv1=-2552.89NFNV2=452.62N弯矩MMh=383649.42N酊mMv1=-187637.42NMv2=65856.21N总弯矩Mi=427076.9N^imM2=389260.73N酊m扭矩TT3=983790根据轴的弯扭合成条件取a=0.6,W=0.1d3=51200mm

轴的计算应力为Jm；+(qT3)2J427076.92+(0.6m983790)2一…皿r.＜Tca—=\二14.22MPa＜［。)］W51200轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》教材第358页表15-1查得M,］=60MPa因此［仃［］＜0^,故安全。oca=14.22MPaca＜叵」］低速级校核合格第六章轴承和键的的校核尚I则询嘲怫戢龟的和刷燧修.6308秦矶海W斜龄心D类B之能砒的堂药.建森额定郁莪前师-29.2KN.塞源就!!前谶柿Cr=31.8KNNH1=6207)制即刷2=w47498NNNV1三四衣褥,即2三540238NNFrFr^FNFrFr^FNF1NH2l6.泰也帛幼孩柿Fa_6§9.62NFNVNV2=6绮0刎NFa=Fa1-Fa2=609.99NCor一29.8KN三0.020眼心理员三399.墨三G14怒ex=1y=q2693.43e苗三1p=%微耳*¥后)三1必&赞76267(6343.03N2670.44N飞•:,胸酬，,愉Lh]=2父300M8M2=9600h[%0啊爸3现父8倍=960融.一1一Lh=—Iv-J=反-TI不33843hA[Lh].60n10p①爷0M1加弋63哈12M03:K=———=,lb.r、.、、r1060黑480I2670.44=55376.2[Lh]6.2.2OOfei6.1.2键驰楙林勤钢，许用应力为[仃p]=120Mpa段甲吧^钢2000T应2000父[37且271204相…p2000T20005ft45。…一，34.68MPa二[二p]33.62Mpa二[二0]pkld59050p54.04Mpa二[二p]键1:键2:Lh=33843h>[Lh]校核通过均堂嗣6.咻]叫]校核通过

ffp=33.62Mpa40p]校核通过「：解0T二彳。叱褥力5=34.68MPa父应]

pp校核通过346.3低速级轴承和键的校核轴承的校核.低速级轴承为6215系列深沟球轴承，dmDmB=75x130x25.基本额定静载荷C0r=41.2KN.基本额定静载荷G=50.8KN,引於me,Fnh1=5219.72N,Fnh2=2636.77N.轴承的受力Fnv1=-2552.89N,Fnv2=452.62N.左端轴承受力更大，校核左端即可，轴承所受径向力Fr1=JFnh；+Fnv『=5810.57N,Fa=972.54N.求当量动载荷互=%5处=0.024，取e=0.22Cor41.2KN且;972.54=0.17x=iy=0Fr5810.57fd=1p=fd(XFr+YFa)=1m(1m5810.57+0)=5810.57N.校核轴承寿命，轴承许用寿命为两年，两班制，故[Lh]=2x300M8M2=9600h106。106’44父103'3Lh=———==233195h>[Lh]60nlp)60M47.76<5810.5J轴承校核通过键的校核键的材料为钢，许用应力为[Qp]=120Mpa.2000T2000M983.79r,键1:op-一一48.05Mpa<[op]pkld7M90M65p胸。2000T2000M983.79……rn键2:c---43.91Mpa<[%]pkld7M80M80p校核通过L「=233195hh>[Lh]校核通过op=48.05Mpa<[。]p0P=43.91Mpa<[仃]p校核通过7.2.WWMMM鞍尺寸7.1.1求各齿轮的速度第七章减速器润滑，密封方式的选择直径毛毡下用轴大1々轮V1=冗d1n1重量_4父6槽2.94父480=158m/s12dDd彳,60父100冗d2n20KG603.14D000<237.06d0£628.b642.耳J［同小齿，为9v2=人VVQ一60父100(冗d3n300700263.14x652100092.76m6)41/28J=3.0z.甲m/sm/s123低速轴垫圈参数典父100060X10003.山祟为由二乂奴爪」/d4n33.14x250.44x47.76…,3.低速轴齿轮V4=――==0.63m/s601000601000直径齿4滑"幅油润滑，选用种彳ujO!业一郁酚油(GB5903-2011),牌号d7.1.21.高D由承的'速轴、涧耕dn1=48B0x40=1KG9200(miD0nr/min'd0b672.中网由，辿轴，酰=62dn-=473845士育德:册582mn78min>m.r/mir61)712150润4.结幡赤意图.5M106mm.r/min,采用润滑脂润滑，采用（SH/T0386-1992型润滑脂7.2密封方式的选择,滚动轴承用毛也场铺密封1.高速轴，垫匿直径40毛圈D,53di895Vi=1.58m/sv2=7.79m/sV3=3.04m/sV4=0.63m/s齿轮采用浸油润滑轴承采用脂润滑KG0混6D052dC41b-W66Q12377.2.2轴承端盖的设计1.高速轴的透盖，闷盖，调整垫片闷盖参数DMeld2d11b140：610371819015P6透蛊参数DMeld2d11bd114061037]819015:635调整垫片参数bld00.59032.中间轴闷盖，调整垫片按上图示意图所示闷盖参数DMeld2d11b1508103519110015:6调整垫片参数bld00.5100