1、1編號：林電孑科核大玲GUILIN UNIVERSITY OF ELECTRONIC TECHNOLOGY機械設計課程設計說明書題目：二級斜齒 圓柱齒輪減速器院（系）：機電工程學院專業： 機械設計制造及其自動化學生姓名：學 號： 1100110409指導教師單位：桂林電子技大機電工程學院姓 名： 唐高宋職 稱：2014年7月10日71 .設計題目1.1 帶式運輸機的工作原理主要由兩個端點滾筒及緊套具上的閉合輸送帶組成。帶動輸送帶轉動的滾筒稱為驅動滾筒（傳動滾筒）；另一個僅在于改變輸送帶運動方向的滾筒稱為改向 滾筒。驅動滾筒由電動機通過減速器驅動， 輸送帶依靠驅動滾筒與輸送帶之間的 摩擦力拖動。

2、驅動滾筒一般都裝在卸料端，以增大牽引力，有利于拖動。物料由 喂料端喂入，落在轉動的輸送帶上，依靠輸送帶摩擦帶動運送到卸料端卸出?？梢杂糜谒竭\輸或傾斜運輸，使用非常方便，廣泛應用于現代化的各種工 業企業中，如：礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中。 根據輸送工藝要求，可以單臺輸送，也可多臺組成或與其他輸送設備組成水平或 傾斜的輸送系統，以滿足不同布置型式的作業線需要。據所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置傳動方案如下1.2 工作情況2 .總體傳動方案的選擇2.1 設計數據卷筒效率刀=0.96 （包括軸承與卷筒的效率損失）；鋼繩速度允許速度誤差土 5%工作情況：兩班制，間歇工作

3、，載荷變動較?。皇褂谜叟f期：15年；工作環境：室內，灰塵較大，環境最高溫度 35度；動力來源：電力，三相交流，電壓:380/220檢修間隔期：四年一次大修，一年一次小修；制造條件及生產批量：專門機械廠制造， 小批量生產。數據內容:運輸帶工作拉力 F（KN）5.35運輸帶工作速度v（m/s）1.2滾筒直徑D （mm）4302.2 設計要求1 .減速器圖紙1張（計算機繪圖，圖幅A0貨A1 ,用A3圖幅打?。?；2 .零件（大齒輪，輸出軸）工作圖 2張（計算機繪圖，用A3圖幅打印）3 .打印設計說明書1份，約10000字，有減速器裝配三維模型和零件三維模 型截圖；4 .減速器裝配三維模型，減速器裝配圖

4、紙，零件三維模型，零件工作圖和設 計說明書電子圖版。3電動機類型的選擇3.1 電機的選擇按工作要求和工作條件選用 Y系列鼠籠三相異步電動機。具結構為全封閉自扇 冷式結構，電壓為380V。3.2 電動機功率的確定工作機有效功率Pv = -Fv,根據任務書所給數據 F=5.35KN, V=1.2mso則有: 1000_ F v 5350 M2 一一 = 5350 1.2=6.42KW10001000從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為_82=1234式中1,2,3,4,分別為滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯軸器效率，卷筒效率。據機械設計手冊知 1=0.99,2 =0.97,3=0.99,4=0.96

5、,則有:= 0.998 0.972 0.99 0.96=0.825所以電動機所需的工作功率為：T潦=7.78KW取 Pd=7.78KW3.3 確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I齒=840工作機卷筒的轉速為60 1000V 60 1000 1.2 nw = 53.32 r / minD 3.14 430所以電動機轉速的可選范圍為nd = I齒 nw= (840)53.32r/min=(426.62132.8)r/min符合這一范圍的同步轉速有 750r/min,1000r/min和1500r/min三種，由于本次課 程設計要求的電機同步轉速是1000r/min。查詢機械設

6、計手冊(軟件版)【常有電 動機】-【三相異步電動機】-【三相異步電動機的選型】-【y系列三相異步電動 機技術條件】-【電動機的機座號與轉速對應關系】確定電機的型號為 Y160M-6.其滿載轉速為970r/min,額定功率為7.5KW。4.傳動裝置運動及動力參數計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1)傳動裝置總傳動比I =型 -970- 18.19nw53.322)分配到各級傳動比傳動比1總=I56 I 34 I 12因為卷筒齒輪齒數分別為Z5 22 , Z6 33 ,所以卷筒傳動比I56 3/ 2,112 3.8,134 3.2電動機軸：轉速：no=970r/min輸入功率：P0=Pd

7、 =7.78KW輸出轉矩：To=9.55 106 巳=9.55 106 778no9704=7.65 10 N mmI軸（高速軸）n。970 ,. 八 ，.轉速：n1 =r/ min 255r / minI123.8輸入功率：P = P001 P01 7.78 0.96 7.45KW輸入轉矩T1 = 9.55 106 P1 9.55 106 75 2.79 1 05 N mm m255II軸（中間軸）轉速：n2 = n1 255 67.1r/ mini123.8輸入功率：P2 R 12 P12 3 7.45 0.97 0.99 7.15KW輸入轉矩： a P26 7 15T 2 =9.55 1

8、09.55 101 10 N mmn267.1田軸（低速軸）轉速：n3= 671 21.6r/mini343.1輸入功率：P3 P223 P22 37.15 0.99 0.976.86KW輸入轉矩：T3 9.551 06 -p39.55 106艇3.03 106N mmn321.63卷筒軸:轉速：n卷=I56 n3 14.4r /min輸入功率：P卷=P34 P324=6.86 0.99 0.99=6.72KW輸入轉矩：T卷 9.55 106 或 9.55 106 612 1.8 106 N mmn 卷32.4各軸運動和動力參數表4.1軸號功率(KW)轉矩（N mm）轉速（*n ）電機軸7.7

9、86.75 1049701軸7.452.79 1052552軸7.151 10661.73軸6.242.76 10621.6,同軸6.863.03 10614.4圖4-15齒輪傳動的設計及其參數計算5.1 傳動參數展開式減速器的高速級傳動比I1和低速級傳動比I2的分配方式 I12 （1.11.5）I34所以取I12 1.2I34分別為I12 3.8, I34 3.2，取小齒數1的齒數 乙25,則大齒輪2的齒數Z2 25 I12 25 3.8 95;取小齒輪小齒輪3的齒數 Z3 30則大齒輪 Z4 I34 Z3 3.2 30 965.2 高速級、低速級齒輪傳動材料1.選定齒輪類型，精度等級，材料

10、及模數1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用 8級精度；（GB10095-88）3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBs 大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBs兩者硬度差為40HBS#5.3高速級齒輪傳動材料及強度計算1.按齒面接觸疲勞強度設計按公式：KtT1 u 1 ZH 2dit 2.32 3 t 1（ H ）2d d u H （1）確定公式中各數值1）試選 Kt =1.3。2）由2表10-7選取齒寬系數d=1。3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：5 .=2.79 10 N mm。 14）由2表

11、10-6查的材料的彈性影響系數 ZE=189.8MP5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim1 =580MP ；大齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 2 =560MP。6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95;KHN2=1.057）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數S=1,有H1 = KHN1 Hlim 1=0.95 580=551MP SH2 = KHN1 Hlim1=1.05 560=588MP S（2）計算 確定小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值1）計算小齒輪的分度圓直徑d”由計算公式可得:d1t2.323 1.3 2.79

12、 105 5.7 ,189.8、214.7 ( 551 )2）計算圓周速度。v= v -d1tn160 10003.14 86.7 255/1.16m/s60 10003）計算齒寬bb= d d1t =1 86.7=86.7mm4）計算模數與齒高模數 mt J 867 3.47mm425齒高 h 2.25mt 2.25 3.47 7.8mm5）計算齒寬與齒高之比bb 86.7h11.12h 7.86）計算載荷系數Ko由2圖由2圖已知使用系數KA=1,據v=1.12%, 8級精度。 10-8 得 Kv=1.07, KH =1.35。由2圖 10-13 查得 KF =1.40, 10-3查得 KH

13、 =KH =1故載荷系數：K=Kv KA KH KH=1 1.07 1 1.35 = 1.447）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑:, K1.44d1 d1t3j86.7 3： 89.7mm8）計算模數mn 一d189.7mn = mn- 3.58mm乙 253.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式:15mn 3I2KT1 ?YFaYsa2- ，dZ1 f（1）確定計算參數1）計算載荷系數。K=K AKVKF KF =1 1.07 252 1.40=2.352）查取齒形系數由2表 10-5 查得 YFa1=2.65, YFa2=2.173）查取應力校正系數由2表 10-5 查得 YSa1=1.5

14、8, YSa2 = 1.804）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極FE1=330MP,大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=310MP5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.90, KFN2=0.956）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,則有：F1KFN 1 FE10.90 3301.4=212MpF2K FN 2 FE 2S0.95 310 =210MP1.4YFaYSa7）計算大、小齒輪的F,并加以比較212YFajYSa1 2.65 1.58 =0.01 975fiYFa2YSa2F 22 17 1 8=0.0186210經比較大齒輪的數值大。（2）設計

15、計算2 2.79 1.3 1050.01975 2.84mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取m =3mm,已可滿足彎曲疲勞強度。于是有：Zi 5 = 897=29.9 m 3取Z1=30,則Z2八Zi 3.8 30 = 108,幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1 mz1 3 30 90 mmd2 mz2 3 108 324mm(2)計算中心距(乙 Z2)m (30 108) 322=207mm(3)計算齒輪寬度b= dd1 1 90 90mmB1=95mm, B2=90mm(4)大小齒輪各參數見下表表5-1高速級齒輪相關參數(單位mm)名稱

16、符號計算公式及說明模數m3H力角20o貞高hahaham 3，根高hfhf =(ha +c )m=3.751齒高hh=(2 ha+c)m=6.75“度圓直徑d1d1=m Z1=90d2d 2 mz2 324X頂圓直徑da1da1 = (乙 2ha)m=96da2da2= (z2 2ha) m=330X根圓直徑df1(Zi 2ha 2c )m=82.5d f 2(z2 2ha 2c )m=316.5,圓直徑db1d1 cos84.57db2=d2 cos304.46中心距a(d d2)-20725.4低速級齒輪設計1 .選定齒輪類型，精度等級，材料及模數1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；

17、2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095 88）3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45 （調質）硬 度為240HBS,大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS,兩者 硬度差為40HBS;4）選小齒輪齒數為Z3 25,大齒輪齒數Z2可由Z4N34Z3得 Z2=80,取 80;2 .按齒面接觸疲勞強度設計按公式:KtT3 u 1 dit 2.32 3 t 3(ZH )2h（1）確定公式中各數值1）試選 Kt =1.3。2）由2表10-7選取齒寬系數d=1。3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：T2 = 1 106N mm。14）由2表10-6查的材料

18、的彈性影響系數 ZE=189.8MP5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 1 =580MP ；大齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 2 =560MP。6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=1.07;KHN2=1.13。3 ）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數S=1,有H1 KHN1 Hlim1=1.07 580=620.6MPSH2 KHN2 Hlim2 =1.13 560=632.8MPS（2）計算 確定小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值1）計算小齒輪的分度圓直徑at,由計算公式可得:d1t 2.32= 125.6mm3 1.3

19、1 106 4.27 (189.8)213.27(620.6)172）計算圓周速度。dim60 10003.14 125.6 61.7 =0.41m/s60 10003）計算齒寬bb= d d1t =1125.6=125.6mm4）計算模數與齒高125.65.02mm25齒高h=2.25mt 2.25 5.02 11.3mm按公式:5）計算齒寬與齒高之比hb 125.6- 11.12h 11.36）計算載荷系數Ko已知使用系數 心=1,據v=0.396%, 8級精度。由2圖10-8得 Kv = 1.03, KH =1.47。由2圖 10-13 查得 KF =1.38,由2圖 10-3 查 得

20、KH =KH =1故載荷系數：K=Kv KA KH KH=1 1.03 1 1.47 = 1.517）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑:d1=d 1tK =125.6-Kt3 1.51 =130.03mm . 1.38）計算模數mnn d1130.03mn 5.2Z1253 .按齒根彎曲疲勞強度設計21mn 32KTiYFaYsa2 ?dZi f（1）確定計算參數1）計算載荷系數。K=K akv k F k F =i 1.03 1 1.38= 1.422）查取齒形系數由2表 10-5 查得 YFa1 =2.65, YFa2=2.2243）查取應力校正系數由2表 10-5 查得 YSa1=

21、1.58, YSa2 = 1.7664）由2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 =310MPfei=330MP,大5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.95,6）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,則有：KFN2=0.97F1 KFN1 FE1 0.95 330 =223.9MpS1.4F2 KFN2 FE2 0.97 310=214.8MP S1.47）計算大、小齒輪的YFaYSa,并加以比較FYFa 1YSa1F12.65 1.58223.90.0187YFa 2YSa22.224 1.766F 2214.80.0182經比較

22、大齒輪的數值大。(2)設計計算2 1.421 1 106 20.0187 4.4mm1 252對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞所決定的承載能力，僅與齒 輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，可取有彎曲強度計算得的模數4.4,并就近圓整為標準值 m =4.5mm,已可滿足彎曲疲勞強度。于 是有:r di 130.03乙二一28.9m 4.5取Zi=29,則 Z2 i23乙 3.2 29=92.8取Z2 =93,新的傳動比i23 93 3.21294 .幾何尺寸計算(1)計算分度圓直

23、徑d1mz1 4.5 29 130.5mm d2 mz2 4.5 93 418.5mm(2)計算中心距(乙 Z2)m(29 93) 4.5a A7 274.5mm(3)計算齒輪寬度b dd1 1 130.5=130.5mmB1=135.5mm, B2 =130.5mm5 .大小齒輪各參數見下表表5-2低速級齒輪相關參數單位（mm）名稱符號計算公式及說明模數m4.5壓力角20o齒頂高haha = ha m 4.5齒根高hfhf =(ha +c )m=5.625全齒高hh=(2ha +c )m=10.125分度圓直徑did1 =m Z1=130.5d2d2=mz2 418.50齒頂圓直徑da1da

24、1= ( z1 2ha) m=139.5da2da2= (Z2 2ha)m=427.5齒根圓直徑df1=(z1 2ha 2c )m=119.25d f 2=( Z2 2ha 2c )m=407.25基圓直徑db1d1 cos122.6db2d2 cos393.36 .齒輪傳動的潤滑減速器傳動零件和軸承都需要良好的潤滑，其目的是為了減少摩擦、提高效率防銹、冷卻和散熱。傳動零件的潤滑絕大多數減速器傳動零件都采用油潤滑，其潤滑方式多采用 浸油潤滑，對于高速傳動則采用壓力噴油潤滑。由于高速級齒輪圓周速Vd1tni3.14 83.59 255=l.l2m/s 12m/s所以采用浸油潤滑。60 10006

25、0 1000圖6-1箱體內應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要，為了避免大齒輪回時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于3050mm為保證傳動零件充分潤滑且避免攪油損失過大，傳動零件應有合適的浸油深度， 二級圓柱齒輪減速器傳動零件浸油深度推薦值如下：高速級大齒輪，約為 0.7 個齒高，但不小于10mm低速級大齒輪，約為1個齒高（1/61/3）個齒輪 半徑。7 .軸類零件設計7.1I軸的設計計算1 .求軸上的功率，轉速和轉矩5由前面算得 P=7.45KW, n=255r/min,工=2.79 10 N mm2 .求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=90m

26、m而圓周力：學 d1徑向力：FM Ft' ncos軸向力：Fa1 Ft1 tan2 279000 =6200N906200tan20ocos15o2336N6200 tan15o 1661N3.初步確定軸的最小直徑現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3,取A0=110,于是得：dmin = A01107.4522535.32 mm因為軸上應開1個鍵梢，所以軸徑應增大 3%故d=35.32mm, 所以取取dmin 38mm,及下圖中的A-B段直徑為dA b 38mm（1 r擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-137圖7-1軸I裝配示意圖(2)據

27、軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為滿足半聯軸器的軸向定位，A-B右端需制出一軸肩，左端用 軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑 D=45mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長 為60mm,為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故A-B段長度應比ii略短一些，現取1a b 58mm.2) B-C段是固定軸承的軸承端蓋 e=12mm。據dB c 40mm和方 便拆裝可取1b C 66mm3)初選軸承，因為用的是斜齒輪有較大的軸向力故選用圓錐滾 子軸承，參照工作要求de d 45mm,由軸承目錄里初選30209號其尺 寸為d D B=45mm 85mm 24.75mm,右端的齒輪左側用套筒定位 取le d

28、 66由于齒輪右邊是軸肩定位，齒輪寬為95mm,因為右邊與套 筒之間有縫隙，所以軸比齒輪寬略短，所以取dDE 50mm,lD E 93mm, dE f 60mm , 1e f 10mm , dF G 54mm,lF G 79mm。 最右端安裝圓錐 滾子軸承，用軸肩定位，軸肩高 h=4.5mm,所以 dGH 45mm,lGH 24.75mm。(3)軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器 與軸之間的定位均采用平鍵連接。按dA b 38mm P06表6-1查得平鍵截 面b h 10 8鍵梢用鍵梢銃刀加工長為 45mm。選擇半聯軸器與軸之 間的配合為 叱，同樣齒輪與軸的連接用平鍵b h 16 10mm齒輪與

29、軸 之間的配合/也軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此 處選軸的直徑尺n導公差為 m6。(3)確定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為2 45 .個軸肩處圓角取R=1.6mm。4.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖現將計算出各個截面處的 M h , M V和M的值如下:(1)計算作用于軸上的支反力 水平面內支反力：F NH1FNH 2垂直面內支反力：165F r265100F r 2657-6。FnV1j (Fr12Fa1652336 1454.5N2651002336 881.5N265d 145)(2336 165 1661) 1595.5N2265

30、21FnV2一(Frl11d21452)(2336 100 1661) 1022.5N22652(2)計算軸的彎矩，并畫彎、扭矩圖水平面彎矩:MhFnh1 l1 FNH2 l2 145450N MMMv1 FNV1 l1 199550N MMMV2FnV2 l2168700N MM分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g,并按""十進行彎矩 合成。M1M h 2 Mva2 246932N MMM2,Mh2 Mvb2 222745.1N MM(3)計算并畫當量彎矩圖扭矩按脈動循環變化計算，取以二° 6 ,則T 0.6 59000 53400N MM4.按彎扭合成應力校

31、核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 B是軸的危險截面，則根據上面的數據，取 =0.6,軸的抗彎界面系數：,3冗d 一 3W 0.1d3230.1 385487.2軸的計算應力caMi2( T3)2W2469322 (0.6 59000)25487.245MPa前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，查表得i=60Mp, ca i, 故安全。7.2 n軸的結構設計1 .求軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算得 P> 6.78KW,n2 61.7 rmin ,?2 9.3 105 N MM2 .求作用在齒輪上的力已知中間軸大小齒輪的分度圓直

32、徑為 d2 =324.5mmd3=130.5mm而大齒輪的圓周力：Ft2 紅 2 5.9 10363.6Nd 2324.5徑向力：Fr2Ft 2 tan n363.3tan 20ocoscos15o137N軸向力：Fa2Ft2tan137 tan15o 36.7N小齒輪的圓周"Ft3魯V0S 14252.8N徑向力:Fr3Ft3tan ncos14252tan20ocos15o5370.2 N軸向力：Fa3Ft3tan14252 tan15o 3818.8N3 .初步確定軸的最小直徑現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3,取A0=110,于是得：dmin

33、 A0 3! 110527mm；n2, 61.7因為軸上應開2個鍵梢，所以軸徑應增大5%-7%故 dmin=55.3mm,又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上 承受徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子球軸承，參照工作條件可選32212具尺寸為：d D B =60 110 23故dA B=60mm右端用套筒與齒 輪定位，套筒長度取41.75mm所以1AB =41.75mm(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖 7-3圖7-3軸H裝配示意(2) .據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) B-C段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為90mm,為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段

34、應略短于齒輪輪轂寬度。故取 1b C 88, dB C 64mm。2) C-D段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得 lc D 20mm , de d 70mm o3) D-E段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為135.5mm可取 lD E 132.5mm, dD E 65mm4) E-F段為軸承同樣選用圓錐滾子軸承 23212,左端用套 筒與齒輪定位，取套筒長度為 15mm則Ie f 59.75mm , dE f 65mm o (3)軸上零件的周向定位兩齒輪與軸之間的周向定位均采用雙圓頭平鍵連接。按 dB c 65mm 教科書表 6-1 查得平 b h L 16 11 80m

35、m,按 dEF 65mm 得 平鍵截面b h l = 18 11 110其與軸的配合均為 小。軸承與軸之間的 n6周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考教科書取軸端倒角為2 45 .個軸肩處圓角見圖。4.求軸上的載荷先現將計算出的各個截面的 M h , M V和M的值如下：(1)計算作用于軸上的支反力水平面內支反力對 A 點的彎矩MA 0,FNH2l Fr2(l1 l2) Fr3l2 0解得：Fnh2 3738.5N對 B 點的彎矩Mb 0, Fnh/Fr2(l l1)Fr3(l L 3 0解得：Fnh1 1764.6N垂直面內支反力F NV

36、1怔2 (l h)Fa2Fr3 (l11dB cFNV2 -(Fr2 (l l1) Fa2 l2(2)計算軸的彎矩，并畫彎、 水平面彎矩：Fr3 (l1扭矩圖l2)l2)Fa3好dD E3939.4 N4161.1NMH1 FNH1 l1 176460N MMFnh 2(l l1 l2) 393477N MMMNV1 FNV1 11393940 N MMMnv2 Fnv2 (1 11 I2) 414621.85 N MM分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g,并按“二仙“進行彎 矩合成。M11MH12 MNV12 394326N MMM2:MnH22 MnV22 571607.1N MM。(3

37、)計算并畫當量彎矩圖扭矩按脈動循環變化計算，取以二0 6 ,則T 0.6 930000 355000N MM圖7-4軸n上的載荷分析圖5.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩 圖和扭矩圖中可以看出截面B和E的右側是軸的危險截面，對該軸進行詳細校核，因為E和B段的直徑相等，所以根據上面的數據，取=0.6,軸的計算應力caM2 ( 丁3)2(0.6 3.55)2 10530.1 65=22.3MP前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，查表得i=60Mp, ca 1對于VI的右側333W 0.1 d 0.1 6527462.5mm33Wt 0.2 655

38、4925mm414621.8515.1MPa27462.5355000Wt6.5MPa54925查表得B 640MPa1 275MPa155MPa表查得幺 2.64- 2.11查表得0.92查表得碳鋼的特性系數，取 0.1,0.05故綜合系數為k 11K1 2.641 2.730.92k 11K1 2.111 2.200.92故E右側的安全系數為2752.73 15.1 0.1 06.67155_ _ 0.05 21.2Sca6.67 7221.226.36 >S=1.5故該軸在截面E的右側及B的左側的強度也是足夠的綜上所述該軸安全。7.3 III軸的

39、設計計算1 .求軸上的功率，轉速和轉矩2 .求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4 418.5mm3 .初步確定軸的最小直徑現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據表取Ao =110,于是得：同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca KaT3查2表14-1WKA = 1.3.貝U： Tca KaT3 1.3 2.76 106 3588000N mm按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件查表可選用GY9Y型凸緣聯軸器。其公稱轉矩為6300000N mm。半聯軸器孔徑d=75mm,故取dAB 75mm半聯軸器長度L=142mm,半聯軸器與軸配 合的轂孔長度lAB=1

40、38mm。軸承選用32217型。擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖 7-5由前面算得 P 6.24KW,n3 21.6r, min ,T3 2.76 106N MM2T32.76 106mFt436594.9Nd4418.5Ft 4 tan n4cos6594.9 tan20ocos15o2485.1NFa4 Ft4 tan 6594.9 tan15o 1767.7Nmin6.2411021.672 mm圖7-5 軸in裝配示意圖(2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)初選軸承，因為用的是斜齒輪有較大的軸向力故選用圓錐滾 子軸承，為滿足軸承的軸向定位，A-B左端需制出一軸肩

41、，因為此軸 用的軸承的型號為32217具尺寸為d D T 85 150 38.5,所以 dA b 85mm,lAB 38.5。2) B-C段大齒輪定位，大齒輪周向定位由鍵梢承擔，因為大齒 輪的軸孔直徑為100mm,寬度B=130.5mm,所以查表選用鍵 b h l 28 16 110mm,因此在軸上需開梢為 b h l 28 16 110右端用 套筒定位，左端位軸肩定位，所以左端應該制出一軸肩軸肩高 h=0.070.1d,取 h=10mm,同 時左端軸 承定位高度為0.7mm,所 以 dBc 100mm，右端套筒長度為22.25mm所以1b c 152.75便于套筒齒輪 的拆裝。3) C-D段

42、左端用于大齒輪的軸端定位所以左端需制出高度為 h=10mm的軸肩，所以de D 120mm ,為滿足工作需要去1c D 20mm。4) D-E端右端用于軸承的的軸向定位，所以右端需制出高度為 h=7mm的軸肩，取軸承與C-D段右端的距離為123mm。故取1d e 123mm。5)為了滿足安裝軸承端蓋，軸承端蓋的 e=9.6mm (由減速器及 軸的結構設計而定)。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油 的要求，取端蓋與E-F段右端的距離為55mm。故取1e f 120mm。6) F-H為輸出軸，與減速器外的第一個軸承配合取 dF h 75mm,lF h 142mm 。軸承與軸之間的配合為 比，

43、齒輪與軸的連k6接用平鍵，齒輪與軸之間的配合為Hz軸承與軸之間的周向定位是用 過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺等公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為2 45 .個軸肩處圓角取R=2mm4.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6?，F將計算出各個截面處的 M h , M V和M的值如下：(1)計算作用于軸上的支反力水平面內支反力225225Fnhi一Fr4 2485.1 1694.4N330330105105Fnh2Fr42485.1 790.7N330330垂直面內支反力FNV11(Fr4 11 Fa4 dE-) (2485.1 225 1

44、767.7 竺)1922NNV1 l r4 1233021c1ABi85Fnv2 -(Fr4 12 Fa4 'B)(2485.1 105 1767.7 ) 1018.4N123302(2)計算軸的彎矩，并畫彎、扭矩圖水平面彎矩:MH1 FNH1 11 1694.4 225 381240 N mmmm并按時進行彎矩MH2 FNH2 (1 11) 790.7 105 83023.5NMV1 FNV1 11 1992 225 432450N mmMV2FnV2 121018.4 105106932N分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g,合成。M1,MH12 MV12 576504N mmM

45、2 MH22 MVB2 135378.5N mm(3)計算并畫當量彎矩圖扭矩按脈動循環變化計算，取以=,則T 0.6 2,76 106 1656000N mm圖7-6軸田載荷分析圖6.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以 及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 F是軸的危險截面，則根據上面的 數據，取 =0.6,軸的計算應力Mi2( T3)2ca#5765042 (0.6 2.76 106)23-41.6MPa 0.1 753前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由 查得1=60MPa,ca 1,故安全。8.軸承的壽命計算8.1 I軸上的軸承30209壽命計算預

46、期壽命：Lh 12 365 15 65700 h已知 n 255r/min,C 83500 N N ,31 .計算兩軸承受到的徑向載荷Fr1和K。由上述表二得兩軸承的水平反力Fnh和垂直反力Fnv。Fr1, FNH1+FNV1=.1451.52+1595.Cn=2157NFr2, FNH2+FNV2 = 881.52+1022.1 N =1300N2 .求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于30209型軸承，按機械設計,軸承派生軸向力 Fde 0.4,Y0.8。 Fae 1661NFr1 2157Fd1 上1294.2N 2Y 1.6有徑向力產生的派生軸向力為：Fd2Fr22Y13001.68

47、12.5N按式(13-11)得Fd2+FaeFd149即 Fa1 Fd1 1294.2N , Fa2Fd2 Fa 812.5 1661 2743.5N3 .計算軸承當量動載荷P和P2中4Fa11294.2 - 八,因為 0.6 e 0.4Fr12157Fa2Fr2274313002.11 e=0.4由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為由于軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6, fP 1.21.8,取fP 1.5。則當量載荷PfP(0.4Fr1 YFa1) 1.5 (0.4 21570.8 1294.2) N2847.2NF2fP(0.4Fr2 YFa2) 1.5

48、(0.4 1300 0.8 2743)N 4071.6N4 .驗算軸承壽命因為P2 P）,所以按軸承2的受力大小驗算Lh鼾）106,83500、9()360 255 4071.61543049h>Lh故所選軸承滿足壽命要求。9.鍵連接的校核9.1I軸上鍵的強度校核1.固定半聯軸器的鍵連接: 選擇鍵連接的類型和尺寸（1）根據A-B段直徑d 38mm從機械設計表6-1中查得鍵的截面尺寸: 寬度b 10mm ,高度h 8mm ,由于輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L 45mm （比輪轂寬度小些）。（2一）校核鍵連接道德強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力 p 100120

49、MPa , 取其平均值p 110MPa , 鍵的工作長度 l L b 45 10 35mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0.5h 0.5 8 4mm,由式(6-1)可得2T 1032 2.5105p110 MPap 93.98 MPakld 4 35 38即鍵的強度滿足要求。鍵的標記為：鍵20 64GB/T1096 20032T2 130kld0.5 8 60 32 1033.8MPa p 110MPa故此鍵能安全工作2.固定齒輪鍵的類型和尺寸選擇根據D-E段直徑d 50mm查表得，鍵的截面尺寸：寬度b 14mm,高度h 9mm,由于輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L 80mmH -m段與

50、鍵梢接觸疲勞強度l L b 80 14 66mm2Tkld2 2,5 1050.5 9 66 4537.4MPap 110MPa故此鍵能安全工作9.2 II軸上鍵的校核查表得許用擠壓應力為p 110MPa因為齒輪1和齒輪2的軸徑大小均為d 65mm鍵的截面尺寸：寬度b 18mm ,高度h 11mm ,由于輪轂寬度度不同所以 取得長度不同，分別為鍵1長L1 125mm，鍵2長L2 80mm所以只需校核鍵2的強 度77.65MPa p 110MPa2T22 9.3 105kld 0.5 11 67 65故此鍵能安全工作IV-V段與鍵梢接觸疲勞強度1L b 100 16 84mm2T2 560kld

51、一一一一一90.51084561047.6MPa p 110MPa故此鍵能安全工作9.3 III軸上鍵的校核1 .固定齒輪鍵的類型和尺寸選擇根據D-E段直徑d 100mm查表得，鍵的截面尺寸：寬度b 28mm,高度h 16mm,由于輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L 110mmFl L b 110 28 82mm2T 2 2.76 106p kld 0.5 16 82 100 故此鍵能安全工作。84MPa p 110MpaI 0.聯軸器的選擇與計算II 軸I上聯軸器的選擇最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的輸出軸的直徑dA B ,為了使所選軸的直徑dA B與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩Tca KaT,查表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取Ka 1.5,則：Tca KAT1 1