1、一、設計任務書設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器 設計數據及條件輸送帶有效拉力F =13000牛；輸送帶工作速度V =0.45米/秒；輸送帶滾筒直徑D = 420毫米；傳動比允許誤差 J = -(2%4% ；生產規模：單件；工作環境：清潔；載荷特性：稍有沖擊；工作期限：5年2班制其他條件：無。總體方案設計傳動系統的方案擬定帶式輸送機傳動系方案如下圖1所示4圖1帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過連軸器2將動力傳入減速器3,再經連軸 器4及開式齒輪5將動力傳至輸送機滾筒6,帶動輸送帶7工作。傳動系統中采用兩級 展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要

2、求軸有較 大的剛度，高速級和低速級都采用斜齒圓柱齒輪傳動。二. 電動機的選擇（1）電動機的功率由已知條件可以計算出工作機所需的有效功率Fv13000 7.45Pw5.858 kw1000 1000設：5w輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率c連軸器效率c = 0.99g閉式圓柱齒輪傳動效率g = 0.97g開式齒輪傳動效率g = 0.95b 一對滾動軸承的效率b = 0.99cy輸送機滾筒效率cy二0.96估算傳動系統總效率T| _ Y T| T| T| rj rj-a 12 3 34%式中，-尸0.99=b g=0.99 0.97=0.9603亍 b g=0.99 0.97=0.9603b c=

3、0.99 0.99=0.9801=b g=0.99 0.95=0.9405b cy=0.99 0.96= 0.9504總效率 =i.,小工作機所需電動機效率PrPw = 5.858n 0.7998= 7.32kw(2) 電動機轉速的選擇輸送機滾筒軸的工作轉速w60000v二 d60000 0.45jix 470=20.5r / min考慮到整個傳動系統為三級減速，總傳動比可適當取大一些，選同步轉速s =1500r/mim的電動機為宜。(3) 電動機型號的選擇根據工作條件：工作環境清潔、兩班制連續工作，工作機所需功率pr=7.32kw及 電動機的同步轉速 s=1500r/mim等，選用Y系列三相

4、異步電動機，臥式封閉結構,型號為丫132M 4,其主要性能數據如下：電動機的額定功率 pm =7.5kw電動機滿載轉速 nm =1440r / min電動機軸伸直徑 D = 38mm電動機軸伸長度 E = 60mm三. 傳動比的分配帶式輸送機傳動系統的總傳動比nm1440nw20.5-70.24由傳動系統方案知i01 =1 ; i34 -1按書1表3-1查取開式圓柱齒輪傳動的傳動比i45二4 由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比i 70.24i= hj3417.56i01i34i451 匯1 X 4為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS乞350、齒寬系

5、數相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動 比i12 = 13、1.3一17.56 =4.778低速級傳動比= 3.675G 17.56123 :i124.778傳動系統各傳動比分別為:i01 = 1,i2 = 4.778, ：23 = 3.675, ：34 = 1, i45 = 4四. 傳動系統的運動和動力參數計算 傳動系統各軸的轉速、功率和轉矩計算如下: 0軸（電動機軸）n i= nm=1440r/m inp0 = pr = 7.32kwT0 =9550 也=9550 空248.55Nmn°14401軸（減速器高速軸）n。1440.m1440r /mi ni01 1P

6、1 = p° 01 二 7.32 0.99 二 7.2468kwTT）i01 01 =48.55 1 0.99=48.0645NLm2軸（減速器中間軸）n.1440n21301.38r/mini124.778P2 = Pi 12 = 7.2468 0.9603 = 6.9559kwT2 =Tii2 12 =48.0645 4.778 0.9603 = 220.54NL_m3軸（減速器低速軸）n2301.38.門3-82.01 r / mini233.675P3 = p2= 6.9559 0.9603 = 6.6798kwT3 =123 23 = 220.54 3.675 0.9603

7、 = 6.6798kw4軸（開式圓柱齒輪傳動高速軸）門382.01 c.n4-82.01 r / mini341p4 = p3=6.6798 0.9801 = 6.547kwT4 =T3i34 34 =6.6798 1 0.980仁 762.82kw5軸（開式圓柱齒輪傳動低速軸）n482.01n520.5r /mi ni454p4 =p36.547 0.9405 = 6.157kwT5 =口45 45 =762.82 4 0.9405 = 2869.73kw五. 開式齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料、熱處理方式大小齒輪材料均選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度58- 62HRC（2）確定

8、許用應力確定極限應力-h lim和二Flim按齒面硬度查書2圖3-6得，二Hlim1 =1500MPa，二日阮=1500MPa ;查書2計算應力循環次數N、確定壽命系數ZN、Yn8Ni=60amt=60 1 82.01 (5 300 16)=1.18 10-N1 1.18燈08 * *N2-i14= 2.95 103 4 * * 7查書2的圖3-8得，Zn1 =Zn2 =1 ;查書2的圖3-9得，YnYn1計算許用應力由書2的表3-2取Sh min =1.1，SFiim =1.5,從而二 HP1-hheZn1152LJmP3 =1363.6 MPa1.1SH minHP 2- H Iim2 Z

9、N2 15001SH minMPa =1363.6MPa1.1取Yst =2，則匚FP1= (1-20%)J F Iim1 StYn1SF min-0.8 450 2 1 MPa =480MPa1.5FP2= (1-20%)F lim2 YSTYN2SF min= 0.8 450 2 1 MPa= 480MPa1.5 初選：一：=10z, =25,勺二卓=25 4 =100, , = 2二。，由書2的表3-6取'-d =0.5。 初步計算齒輪的主要尺寸由書2式（3-16）設計計算叫時，需要先確定系數K,Y,Y,YFa，Ysa因其是用電動機驅動，稍有沖擊，齒輪速度不高，非對稱布置，取K

10、=1.4 丫 =0.75 丫，0.88因當量齒數Zv二Z/cos3亠丁由書2圖3- 18和3-19查得詐a1 =2.65,Ysa1 =1.59;YFa2 二 2.23,Ysa 1.79因 YFa1Ysa1二 FP1700878YFa 2Ysa2二 FP2=0.00832"盤（乙Z2"4arccosmlccos4 (25 100) =1010542a2 254取小齒輪參數代入設計式2KT1Cos0.5 漢252480=3.4mm將g加大10%-15%后取標準模數 g = 4mm則中心距臥25 +100) = 253.86mm cos10圓整后取a =254 mm調整螺旋角：

11、YY： YFaM1宙d乙aFP13 2 1.4 762820 cos2100.75 0.88 2.65 1.59計算分度圓直徑:mnZ一 _d1mm =101.6mm4 25,mnz24x100“c ,d2mm = 406.4mmcos ： cos10、10 54計算齒輪圓周速度:mudv =6000082.01 n： 76.460000m/s = 0.32m/s滿足初估齒輪圓周速度v乞3m/ s計算齒寬:大齒輪 b2 nbVddi =0.5 101.6mm =50.8mm，圓整后取 b2 =51mm;小齒輪 0 二 b2(5 10) = (51 7) mm 二 58mm六. 減速器傳動零件（

12、齒輪）的設計計算高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料、熱處理方式小齒輪（齒輪1右旋）：45鋼，調質處理，硬度為217255HBS大齒輪（齒輪2 左旋）：45鋼，正火處理，硬度為169217HBS取小齒輪齒面硬度為230HBS大齒 輪為200HBS（2）確定許用應力 確定極限應力二H|im和二Flim按齒面硬度查書2的圖3-6得，匚屮咄=580MPa，二円阮=550MPa ;查參考 資料的圖 3-7 得，二Flim1 =220MPa，二Flim2 =210MPa。 計算應力循環次數N、確定壽命系數ZN、YnN60a門讓=60 1 1440 (5 300 16)=20.74 108N

13、2N1 20.74 108i14.778= 4.34 108查書2的圖3-8得，Zn1=Zn2=1;查書2的圖3-9得，Yn1=Yn2 =1 計算許用應力二 HP1二 H lim1ZN1SH min580 1MPa =580MPa1二 H lim2 ZN2SH minccn x 1MPa =550MPa1取論t =2，則FP1-F lim111SF min220 2 11.4MPa 二 314MPa"-'FP22F lim2SF min210 2 11.4MPa =300 MPa(2) 分析失效形式、確定設計準則由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數

14、過小， 也可能發生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動應按齒面接觸疲勞強度強度進行設計、 確定主參數，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。(3) 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸 小齒輪的名義轉矩T1 =48065N mm 選擇齒輪傳動的精度等級初估齒輪圓周速度v4m/s按估計的圓周速度，由書2的表3-3初步選用8級精度。 初選參數初選：2 =12：；乙=21,z2 =z,i12 =21 4.778 = 100, = 2 =0，由書2的表 3-6 初步計算齒輪的主要尺寸因電動機驅動，載荷稍有沖擊，非對稱布置，軸的鋼性較小，取K =1.4。由書2的圖3-15查得Zh -2.45 ；查書2的表3-5得Ze =

15、189.8 MPa ；取乙：=08 ；Z 二cos ： = cos12" = 0.989 ； - HP 二 &HP2 二 550MPa，從而ZhZeZ Z2 2KT1 i1 ' 1 丿，-iHPdi12.45 189.8 0.8 0.9895502 1.4 48065 4.778 11 4.778=41.760mmd1 cosP mnZ少760 cos12mm=1.945mm21按書2的表3-7 ,取標準模數g =2mm，則中心距mna1 _ 2cos2(N z2)(21 100)mm = 123.7mm2 漢 cos12圓整后?。篴1 = 125mm調整螺旋角:=a

16、rccosmn(Z1 勺)2a12(21+100)=arccos 2 125=14 32 2計算分度圓直徑:d2mnZ! 2 21cos :-cos14 32 2mnZ22 100mm 二 43.39mmd1cos ： cos14 32 2mm 二 206.61mm計算齒輪圓周速度:m 二 d1v =600001440 H 43.38860000m/s = 3.271m/ s滿足初估齒輪圓周速度v < 4m/ s計算齒寬:大齒輪 b2 二b - dd<i =1 43.388mm = 43.388mm，圓整后取 b2=44mm；小齒輪(5 10) = (44 6)mm 二 50mm(

17、4) 驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當量齒數= 23.2213 5Tcos314 32 2Zv2 =Z2cos3 :10835cos314 32 2= 110.2查書2的圖3-18得，YFa1 =2.7, YFa2 =2.2;查書2的圖3-19得，Y =1.57,Ysa2 =1.78計算彎曲應力2KT1bd1mnYFa1Ysa1Y Y ：二2 1.4 4806550 43.388 22.7 1.57 0.7 0.9MPa = 118.3MPa ： ；FP1cf ；-f1Yf =118.3 2.2 1.78 MPa =109.3MPa ：二FP2YFa1Ysa12.7 1.57強度滿足要求。（5）齒

18、輪結構設計 齒輪1的結構設計由于齒輪1的直徑太小，故應該將齒輪1做成齒輪軸的形式。選用標準結構參數（參看書4的110頁和書5的109頁），從而壓力角r =20，齒頂高系數han* =1，頂隙系數Cn* =0.25。 齒輪2的結構設計由于齒輪2的直徑在200500范圍內，故應該將齒輪2與軸分開來制造，且做 成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開 6個孔）。由于是單件生產，故采用自由鍛， 此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角:20，齒頂高系數han* =1,頂隙系數cn* =0.25。結構參數計算如下（df是齒根圓直徑，其它參數符號說明如右圖2所示）：因為2軸上滾動軸承的內徑為35mm （參見軸的結構設計部

19、分），故取d = 40mmd1 : 1.6d =1.6 40mm = 64mmmnZ2-2(1 0.25) 2mm =201.612mm.n_2*丄 *2"00df =C0_2(hanCn)mn =cos14；32 2取 l = 44mm、0 = (2.5 4)mn = (2.5 4) 2mm = 5 8mm，又、0 一 8 10mm，故、0 = 8mmD =df -2 0 =206.612-2 8 = 190.612mm，圓整后取 D 190mmC =0.3B =0.3 44mm=13.2mm，圓整后取 C = 13mmn 二 0.如=0.5 2mm = 1mm取 r =5mm ,

20、 q =2mm圖2低速級斜齒圓柱齒輪的傳動設計計算(1)選擇齒輪材料、熱處理方式小齒輪(齒輪3左旋)：45鋼，調質處理，硬度為217255HBS大齒輪(齒輪4 右旋)：45鋼，正火處理，硬度為169217HBS取小齒輪齒面硬度為230HBS大齒 輪為200HBS(2)確定許用應力根據高速級的確定方法可得"-'hp3 =580MPa；hp4 =550MPa匚 FP3 =314MPa:-fp4 = 300MPa (3)分析失效形式、確定設計準則由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數過小,也可能發生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動應按齒面接觸疲勞強度強度進行

21、設計、 確定主參數，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。(4) 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸 小齒輪的名義轉矩T3 =220540N mm 選擇齒輪傳動的精度等級初估齒輪圓周速度v_4m/s按估計的圓周速度，由書2的表3-3初步選用8級精度。 初選參數初選：1 =12lz3 =25,z4 二 z3i23 =21 3.675 = 92, 3 二 4=0，由書2的表 3-6 初步計算齒輪的主要尺寸因電動機驅動，載荷稍有沖擊，非對稱布置，軸的鋼性較小，取K =1.4。由書2的圖3-15查得ZH =2.45 ；查書2的表3-5得Z 189.8 MPa ；取Z； = 08 ；Z 一： = . cos ：

22、= cos12" = 0.989 ； - HP = HP4 = 550MPa，從而d一 3(ZHZEZZJ2 2KT1 A1V HPVd i12.45x 189.8X 0.8x 0.989)2 2 x 1.4 x 220540 3.675 +15503.675=70.574mmmn d3 cos :Z370.574 cos1225mm 二 2.76mm按書2的表3-7，取標準模數mn = 3mm，則中心距a2mn2cos :(Z3 乙)二22 cos12；(2592)mm = 179.4mm圓整后?。篴2 = 180mm調整螺旋角:2a2-二 arccosmn(Z3 Z4)=arcc

23、os2 (25 92) =12 50 192燈80mnZ33x25Th=ocos :cos12 50 19mnZ3 92damm = 76.923mm計算分度圓直徑：d4mm 二 283.077mmcos： cos12 50 19計算齒輪圓周速度:n3ird3301.38 漢兀汽 76.923 ,v -m/s = 1.214m/ s60000 60000滿足初估齒輪圓周速度v乞4m/s計算齒寬:大齒輪 b4=b=： dd3=1 76.923mm = 76.923mm，圓整后取 b4 -77mm；小齒輪 b3 =b4(5 10) = (77 8)mm 二 85mm(5) 驗算輪齒的彎曲疲勞強度計

24、算當量齒數乙4 -3coscos3 :3cos312 50 19Z9225Z3Zv3 二-399.26cos312 50 19= 26.97查書2的圖3-18得，YFa3=2.58 , YFa4 = 2.23;查書2的圖3-19得,Ysa3 =1.61, Ysa4=1.78計算彎曲應力2 KT2 疋 14 工 220540；F1-YFa3YSa3YY2.58 1.61 0.7 0.9MPa =82.38MPa zfp3bd3mn一 85 76.923 3二F4 =：；F3 丫刊4丫閔=82.38 2.23 1.78 MPa = 78.73MPa ： ；FP4YFa3Ysa32.58 1.61強

25、度滿足要求。(6) 齒輪結構設計齒輪3的結構設計由于齒輪3的直徑較小，根據書319章關于圓柱齒輪的論述，應該將齒輪 3 做成實心式的。選用標準結構參數（參看書4的110頁和書5的109頁），從而壓力角=20， 齒頂高系數g* -1，頂隙系數cn* =0.25。齒輪4的結構設計由于齒輪4的直徑在200500范圍內，故應該將齒輪4與軸分開來制造，且做 成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開6個孔）。由于是單件生產，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角n =20：，齒頂高系數han* =1,頂隙系數q* =0.25o 結構參數計算如下（df是齒根圓直徑，其它參數符號說明如圖2所示）:因為3軸上滾

26、動軸承的內徑為55mm （參見軸的結構設計部分），故取d =63mmd1 : 1.6d =1.6 63mm=100.8mm 圓整后取 101mmmnz2*df咤一 2（han Cn）mncos -3 922（1 0.25） 3mmcos12 50 19-275.577mm取 l = 77mm0 =（2.54）mn =（2.5 4） 3mm=7.5 10mm，又、0_8 10mm，故、0 =8mmD1 =df -2-o =275.577-2 8 = 259.577mm，圓整后取 D 260mmC -0.3B -0.3 33mm =23.1mm，圓整后取 C =23mmn =0.5mn =0.5

27、3mm = 1.5mm取 r =5mm，厲=2mm七. 軸及軸上零件（軸承，鍵）的設計計算與校核（1）聯軸器和滾動軸承的型號以及鏈輪輪轂寬度是根據軸端直徑確定的，而且 軸的結構設計是在初步計算軸徑的基礎上進行的，故先要 初算軸徑，如下：軸的材料選45號鋼，對于1軸（減速器高速軸），根據受載情況取C=118,則dmin1 二 C3PTHV=118 3 7.2468/1440mm 二 20.22mm考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，d增大5%即4 =（1 5%） 20.22mm = 21.231mm圓整后，di =22mm對于2軸（減速器中間軸），根據受載情況取C=113,則dmin2 CgF2 /r

28、h = 113x 6.9558/ 301.38mm = 32.17mm圓整后，d2 =33mm對于3軸（減速器低速軸），根據受載情況取C=107,則d3 =C3 F3/n3 =107 3 6.6798/82.01mm 二 46.38mm考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，d增大5%即d3 = （1 5%） 46.38mm 二 48.699mm圓整后，d3 =49mm對于4軸（開式齒輪傳動的高速軸），根據受載情況取C=107,則dC3 P4/n/-107 3、6.574/82.01mm= 46.13mm考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，d增大5%即d3 =（15%） 46.13mm = 48.437mm圓

29、整后，d3 =49mm（2）聯軸器的選用選擇聯軸器的類型由于軸的轉速較高且稍有沖擊，為了減小進去載荷，緩和沖擊，應選用具有較小 轉動慣量和具有彈性的聯軸器，由于彈性柱銷聯軸器結構簡單、安裝方便、耐久性好， 故選用彈性柱銷聯軸器。選擇聯軸器的型號查書2的表9-1得工作情況系數Ka=1.5,下面分別對電機外伸軸（0軸）與1軸的聯接和3軸與4軸的聯接選擇聯軸器:對于電機外伸軸與1軸的聯接計算轉矩Tea =KAT； =1.5 48.0645N m=72.097N m由于電機外伸軸徑（38mm）遠大于I軸的最小直徑（22mm），故按電機外伸軸徑 選擇。查書3的表13-7，選用HL3型彈性柱銷聯軸器。其技

30、術參數：公稱轉矩 人=630N m，滿足Tca :： Tn;其許用轉速n =5000r/min，滿足m盯n;結構參數:其軸孔直徑最小為30 mm，大于1軸的最小直徑，故聯軸器輸出端軸徑選擇 30mm ； 考慮到電機軸外伸長度，主動端選用有沉孔的短圓柱形軸孔 J型），因無特殊要求， 選用結構最簡單的平鍵單鍵槽（C型），電機輸出端孔徑及孔長為42 84mm ；因為無 特殊要求，從動端選用結構最簡單的長圓柱形孔 （丫型），A型鍵槽，減速器輸入端孔徑及孔長為30 82mm。該聯軸器標記為HL3JA42 84YA30 82GB5014-85對于3軸與4軸的聯接計算轉矩Tea=KATv ，m=1577.1

31、38N m同樣，根據軸徑和轉矩，查書3的表13-7，選用HL5型彈性柱銷聯軸器。其技術參數：公稱轉矩 人=2000N m，滿足Tea <Tn ;其許用轉速n=3550r/min，滿 足ni -n;孔徑范圍5075mm，故孔徑大小與相應的軸相同。結構參數：因無特殊要求，兩半聯軸器均選結構最簡單的 丫型軸孔和C型鍵槽，減速器輸出端孔徑及孔長為50 142mm ； 4軸轉矩輸入端孔徑及孔長為50 142mm。該聯軸器標記為HL5YA50 142YA50 142GB5014-85（3）選擇變速器中各根軸上的支承軸承滾動軸承類型選擇根據書2的表7-2，由于1、2軸轉速較高，載荷較小且同時存在徑向載

32、荷和 軸向載荷，先選用角接觸球軸承，接觸角 > 取15;由于3軸的轉速較低，徑向載荷較大，先選用深溝球軸承各軸軸承具體選用1軸：根據上面計算出的最小軸徑及軸1與連軸器相聯軸徑知，選用內徑為35mm 的軸承比較恰當，查書3表12-6，先選用7207C的角接觸球軸承，其內徑d=35mm， 外徑 D 二 72mm ,寬度 B = 17mm，安裝尺寸 damin 二 42mm， Damax 二 65mm。2軸：查參書3的表12-6根據軸2的最小直徑（33mm）初步選擇軸承代號為7307C,其內徑 d =40mm，外徑 D =80mm,寬度 B =21mm，安裝尺寸 dami49mm，Damax

33、=81mm。3軸：查書3的表12-6根據軸的最小直徑（49mm）及軸3與外傳動連軸器連接軸徑值50初步選擇軸承代號為 6211，其內徑d =55mm，外徑D = 100mm,寬度B =21mm，安裝尺寸 damin =64mm，Damax =91mm。（4）軸的基本結構設計根據以上軸最小直徑的計算，聯軸器的選用，滾動軸承的選用，以及齒輪的設計計算，初步設計軸的基本結構如下：圖32軸：如圖4圖43軸：如圖52DIP以上各軸的結構設計是綜合考慮三根軸在箱體中的布置和軸上各安裝件后綜合 考慮調整的結果（其中參考了書1的第五章和書3的第五章），詳細論述略 針對以上設計結果，本說明書選第 3根軸進行軸承

34、、鍵、軸的校核計算：（5）軸3低速軸的受力分析軸的受力簡圖，如圖6所示圖中 lAB =198.5mm,lBC =65mm,lAC =198.5-65 =133.5計算齒輪嚙合力Ft42OOOT3d42000 778.31283.077=5498.93NFr4 =Ft4ta n：-；宀乞tan 二=2001.45NFa4 二 Ft4tan - ；tan 12 5019 T253.22N求水平面內的支反力，作水平面內的受力簡圖如圖7所示:RAx Ft4l BClAB= 5498.93651800.66N198.5抵=Ft4 -RAx =5498.93-1800.66 = 3698.27NM Ax

35、= M bx =0M Cx 二 RaxSc 二 Rbx1 BC 二 240387.55L_mm軸在水平面內的彎矩圖如圖8所示：求垂直面的支承反力，作垂直面內的受力簡圖如圖 9所示:Fbc 4/2=20°1.45 65 I253© 283.°77/254&98NlAB198.5RBy =Fr4 -RAy =2001.45-1548.98= 452.46NM Ay = M By - 0M Cy1 二 Ryl AC - 206788.83 LmmMcy2 gylBc =29409.9NLmm軸在垂直面內的彎矩圖如圖10所示:圖10求支承反力，作軸的合成彎矩圖如圖

36、 11所示:作軸的合成彎矩圖如圖12示:圖12Ra = JrAx +R；y = J1800.662 +1548.982 = 2375.23 NRb Rx R；y 3698.272 452.462 二 3725.85NM A = M B - 0MC1 ；MCx MCy1 =240387.552206788.832 =317092.72NLmmMC2 = .MCx M Cy2 =、240387.55229409.92 = 242179.93NLmmT3 =778310NLmm(6) 這樣便可進行軸承的壽命校核使用機械設計手冊(軟件版)自動校核,結果如下：軸承類型：深溝球軸承軸承代號：6211軸承參

37、數：軸承內徑：55,軸承外徑：100,承寬度：21， 額定動載荷：33500,額定靜載荷：25000,極限轉速：6000潤滑方式：油潤滑工作參數：徑向載荷：3725.85,軸向載荷：1253.22,使用壽命：24000工作轉速：82.01，接 觸角：15,載荷系數：1.5計算結果：當量動載荷：6344.22,當量靜載荷：5588.77,計算壽命：29922 故軸3上軸承適用。（7）鍵強度的校核由書2的表5-1得鍵聯接的許用擠壓應力；p =100MPa3軸與齒輪4聯接（根據該段軸徑大小及長度選用 鍵18 X 70 GB10096-79）I = L- b = 70-18 = 52 mm4TdhI4

38、 7 7 831 0 1 03MPa =86.39MPa ： ；p63 11 52p3軸與聯軸器聯接（根據該段軸徑大小及聯軸器尺寸選用 鍵C14X140 GB10096-79b14I = L 140133mm22, 4T = 4 778310 103MPa =52.02MPa :二 pp dhI 50 9 133p(8) 軸的校核 判斷危險截面各可能的危險截面（S1 , S2, S3, S4, S5, S6, S7, S8）如下圖13所示圖13S1和S2左側因為沒有扭矩作用故不需校核。S3左側與S4右側兩截面均有圓角引起的應力集中，S3左側還有過盈配合引起的應力集中且其受載大于S4左側，故S4

39、右側不用校核。S5右側與S6左側的應力集中雖然一樣，但S5右側受載大于S6左側， 故S6左側不用校核。S6右側和S7右側均有圓角引起的應力集中，但 S7處軸的截面 較小，故S6右側不用校核。為安全起見，其余截面均需校核。 校核S3左側抗彎截面系數 W =0.1d3 =0.1 63mm3 = 25004.7 mm3抗扭截面系數 WT =0.2d0.2 503 mm3 = 50009.4mm3截面S3左側的彎矩為124 38.5M =317092.72N mm = 218640.54N mm124截面S3左側的扭矩為 T =778310N mm因齒輪單向運轉平穩，故截面上的彎曲應力可視為對稱循環變

40、應力，即218640.5425004.7MPa =8.74MPa，亦即二a= 8.74MPa因軸單向運轉平穩且轉矩變化小，故截面上的扭轉切應力可視為脈動循環變應力,T 778310 Mpa =15.56MPa，亦即 a = m 二156 MPa =7.78MPaWT 50009.42軸的材料為45鋼，調質處理。由書6的表1-4查得：二b =640MPa，300MPa，廠 155MPa。由于過盈配合而形成的有效應力集中系數可由書6的表1-1查得：k：； = 2.60，k =1.88圓角處的的有效應力集中系數可由書6的表1-2查得：2.228, k = 2.197 取其中的最大值得=2.60，k.

41、= 2.197由書2的附表1-4可得尺寸系數 ；一 -0.78， . =0.74循環次數 N =5 300 16 60 82.01 =1.18 109 N0=1O7，故取壽命系數 kN =1軸按精車加工，由書6的附表1-5可得表面質量系數=0.92從而2.600.78 0.92= 3.623(K )d2.1973.2270.74 0.92S；(KJdGTm1553.227 7.78 0.05 7.78-6.07(K )d a 宀.m、9.4Z2 6.072由書6的表1-1可得碳鋼的等效系數. = 0.1， =0.05從而可以算得安全系數值如下3009.473.623 8.74 0.1 0根據書

42、6的表1-3，取軸的疲勞強度許用安全系數S=1.5，因S S，故截面S3左側的強度足夠。 校核S5右側抗扭截面系數Wr=0.2d3=0.2 553mm3 -33275mm3截面S5右側的彎矩M為0截面S5右側的扭矩為T =778310N mm因軸單向運轉平穩且轉矩變化小，故截面上的扭轉切應力可視為脈動循環變應力，即T 77831023 39TMPa =23.39MPa，亦即 a = mMPa =11.70MPaWT332752截面上由于過盈配合而形成的有效應力集中系數可由書6的附表1-1查得，即k =1.50截面上由于圓角引起的應力集中系數可由書6的附表1-2查得k.二2.197由書6的附表1

43、-4可得尺寸系統；=0.74從而(K.)d2.1970.74 0.92= 3.227從而可以算得安全系數值如下(K )d a 宀.m1553.227 11.70 0.05 11.70= 4.04因S S，故截面S5右側的強度足夠校核S7右側抗扭截面系數W =0.2d3 =0.2 503 mm3 = 25000mm3截面S7右側沒有彎矩截面S7右側的扭矩為T =778310N mm因軸單向運轉平穩且轉矩變化小，故截面上的扭轉切應力可視為脈動循環變應力，即T = L 二 778310 MPa =31.13MPa，亦即 * Wt2500031 13MPa =15.57MPa2截面上由于圓角引起的應力

44、集中系數可由書6附表1-2得k =1.656由書6附表1-4可得尺寸系數；.=0.76從而1.6560.76 0.92-2.369從而可以算得安全系數值如下(K .)D a 宀.m1552.369 15.570.05 15.57-4.115因S S，故截面S5右側的強度足夠校核S8截面抗扭截面系數二 d3WT -bt(d -t)22d3二 50316214 5.5 (50 -5.5)22沃503=23006.45 mm截面S7右側沒有彎矩截面S7右側的扭矩為T =778310N mm因軸單向運轉平穩且轉矩變化小，故截面上的扭轉切應力可視為脈動循環變應力，即L = 778310 MPa =33.

45、83MPa，亦即 aWT23006.4533.83MPa =16.91MPa2截面上由于鍵槽引起的應力集中系數可由書6的附表1-1查得k =1.608截面上由于過盈配合引起的應力集中系數可由書6的附表1-1查得k =1.50取 k =1.608V由書6附表1-4可得尺寸系統；=0.84從而(K.)d1.6080.84 0.92-2.08從而可以算得安全系數值如下(K.)d-； , m1552.08 16.91 0.05 16.91-4.30因S S，故截面S5右側的強度足夠八.潤滑和密封方式的選擇，潤滑油和牌號的確定對于軸承蓋中的透蓋選擇氈圈油封的方式進行密封,具體根據軸承蓋處軸徑查書3表15

46、-8選擇軸承采用油潤滑方式潤滑,通過齒輪轉動帶起的濺油潤滑，這樣減速器機構較簡軸1的誘蓋氈圈為：氈圈35 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛氈軸3的透蓋氈圈為：氈圈55 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛氈詳細參數見表。單。查書3表15-3取潤滑油為CKC220。由于軸承采用油潤滑，故箱體需要開油箱體的密封采用水玻璃密封 箱體的結構設計（參照書3第五章設計）低速級中心距a=125mm箱體(座)壁厚、.一 0.025a 佇廣；=0.025 125 3=6.125mm,取、.=10mm箱蓋壁厚、1 > (0.8 0.85)、. =(0.8 0.85) 8mm，取=10mm箱座、箱

47、蓋、箱底座 凸緣的厚度b=1.5、： =1.5 10mm=15mmb| =1.5 1.5 10mm = 15mmb2 =2.5、= 2.5 10mm = 25mm箱座、箱蓋上的 肋厚 m _ 0.85、= 0.85 10mm = 8.5mm，取 m = 12mmm _0.85r =0.85 10mm = 8.5mm，取 m = 12mm地腳螺釘直徑 df = 16mm數目n =6F通孔直徑d f = 20mm沉頭座直徑D0二45mm底座凸緣尺寸 c =25mm,c2 =23mm聯接螺栓軸承旁聯接螺栓直徑取d1 =14mm通孔直徑d = 15.5mm沉頭座直徑D =30mm凸緣尺寸 g =22m

48、m,c2 =18mm箱座、箱蓋聯接螺栓直徑取d2=14mm通孔直徑d(15.5mm沉頭座直徑D =30mm凸緣尺寸 g =22mm,c2 =18mm定位銷直徑d =10mm軸承蓋螺釘直徑d3 =0.5df =0.5 16mm = 8mm視孔蓋螺釘直徑 d4 =0.3 0.4df =（0.3 0.4） 16 = 4.8 6.4mm,取d4 = 6mm箱體外壁至軸承座端面的距離 h二g C2 22 18 48mm大齒輪頂圓與箱體內壁的距離_12 =1.2 8mm = 9.6mm,齒輪端面與箱體內壁的距離；2 =10軸承旁凸臺的高度和半徑，h由結構要求確定，尺=C2 =16mm軸承蓋的外徑1 軸：D2二 D5d3 =7258 = 112mm2 軸：D2= D5d3 =8058 = 120mm3 軸：D2= D5d3 =10058 = 140mm大齒輪齒頂圓直徑為da4 二 d42（2ha* c*） m = 283.077 2 （2 1 0.25） 3 = 303.327