1、機械設計課程設計設計說明書設計題目:帶式輸送機的減速器院系名稱:機電工程學院專業班級:機制FO901學生姓名：學號：指導教師:曹憲周2011年12月28日目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機選擇44. 分配傳動比55. 傳動系統的運動和動力參數計算66. 設計高速級齒輪77. 設計低速級齒輪128. 設計帶輪149. 鏈傳動的設計1610. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計181軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計182軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計243軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計2911. 潤滑與密封3412. 箱體結構尺寸3513. 設計總結3614. 參考文

2、獻36一. 題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅動，輸送帶的牽引力F=5500，運輸帶速度v0.7m/s，卷筒直徑為D=480mm。單向傳動，工作連續，有輕微震動，起動載荷為公稱載荷的1.4倍。工作壽命為6年，每年240個工作日，每天工作10小時，具有加工精度8級（齒輪）。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。高速級一般做成斜齒，低速級

3、可做成斜齒。整體布置如下：1,電動機2，帶輪3，減速箱4，鏈輪5，卷筒明德厚學、求是創新4輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。二. 各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大角接觸球軸承帶輪結構簡單，耐久性好帶輪鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三. 電動機的選擇目的過程分析結論類型根據一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式三相異步電動機工作機所需有效功率為P=FXVW電動機輸出功率為圓柱齒輪傳動（8級精度）效率（兩對）為n=0.972滾動

4、軸承傳動效率（四對）為n2=0.994帶輪n3=0.96P'4814.6W功率輸送機滾筒效率為n4=0.96鏈傳動的效率n5=0.96P比二十卡仃偌I1右*材*斗p'w一48146IW電動機輸出有效功率為pw分。丄分.OW耳xqxqxqxq12345選用型號Y160M-4封閉式三相異步電動機查得型號Y132M-4封閉式三相異步電動機參數如下額定功率p=7.5kW型號滿載轉速1440r/min四. 分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比.n傳動系統的總傳動比i一f其中i是傳動系統的總傳動比，多級串聯傳nw動系統的總傳動等于各級傳動比的連乘積；n是電動機的滿載轉速，mr/min；n為

5、工作機輸入軸的轉速，r/min。w計算如下n二1440r/min,n=6凹=27.85r/minmW兀di=51.7nw取i二211 =1=12.92 i*i311 =ixi2 lh取i=3,i=4.3,i3=2ihi:總傳動比i:帶傳動比i:低速級齒輪傳動比i:高速級齒輪傳動1ih比i，鏈傳動比3i=211 =12.92i=4.3hi=3ii=23明德厚學、求是創新五.傳動系統的運動和動力參數計算目結論傳動系統的運動和動力參數計算軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉速n(r/min)n0=144On1=720n=167.442n3=55.81n=27.94功率P(kw)P=5.5

6、P1=4.5758P2=4.3941P3=4.2197P=4.01044轉矩T(Nm)T=60.693T=250.6192T3=722.059T=1372.7354兩軸聯接帶輪齒輪齒輪鏈輪傳動比iioi=2i12=4.3i23=3i34=2傳動效率nn01=0.96n12=0.97n=0.97123n=0.96134過程分析設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分別為©、幻、啊、S；對應各軸的輸入功率分別為戶1、馬、理、片；對應名軸的輸入轉矩分別為“、；相鄰兩軸間的傳動比分別為、也、滋；相鄰兩軸間的傳動效率分別為尬、也、蜩。六.設計高速級齒輪1選精度

7、等級、材料及齒數，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇.小齒輪材料為4OCr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。3）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數Z=24，大齒輪齒數Z2=iiZ=4.1X24=103.2，取Z2=1045）選取螺旋角。初選螺旋角0=142按齒面接觸強度設計u+1.ZZ(HEuQH)2,i'2kT按式(1021)試算，即dn3J-da1）確定公式內的各計算數值(1) 試選K二1.6(2) 由圖1030，選取區域系數ZH=2.433(3) 由圖1026杳

8、得s1二0.78s二0.81a1a2s=s+s=1.59aa1a24）計算小齒輪傳遞的轉矩T=95.5x105P/n=6.0693x104N-mm111（5）由表10-7選取齒寬系數d=1(6)由表106查得材料的彈性影響系數Z=189.8MPai/2E(7)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限b=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限b二550MPaHlim1Hlim2(8) 由式1013計算應力循環次數N二60njL=6.22x10s1hN二6.22X109/4.1二1.45x1092(9) 由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數K=0.95K=0.98HN1HN210)計算

9、接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%,安全系數為S=1，由式1012得Kbb=hn1_hiim1=0.95x600MPa=570MPaH1SKbb*h-nm=20.9<8M55a0=M53a9H2Sb=(b+b)/2=(570+539)/2MPa=554.5MPaHH1H22) 計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d=46.3m2m1t(2) 計算圓周速度兀dn28/v=n1=2.8m/s60x1000(3) 計算齒寬b及模數mntb二d=46.32mmd1t.8mm74m.m21dcops.m=1t=1ntZ1h=2.2m5=ntb/h=10.99(4) 計算縱向重合度

10、祁£=0.318Ztan卩二1.903pd1(5) 計算載荷系數K已知使用系數KA=1.25根據v=1.75m/s,7級精度，由圖108查得動載荷系數K=1.13V由表104查得由圖1013查得K=1.36FPKF假定一<100N/mm，由表103查得KHa=KFa=1.4故載荷系數K=KKKK=1.25x1.25x1.4x1.417=2.87AVHaHP(6) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得d=d3K/K=55.95mmii八t(7)計算模數mndcoPsm=t=2.2mmnZ13按齒根彎曲強度設計7117-Q12KTYcos2P由式1017m>

11、;3屮niZ28d1a1) 確定計算參數(1) 計算載荷系數K=KKKK=1.25X1.25x1.4x1.36=2.71AVFaFP(2) 根據縱向重合度8P=1.903，從圖1028查得螺旋角影響系數YP=0.88(3) 計算當量齒數Z24Z=%=26.27V1COS3PCOS3140Z99Z=2=113.84V2COS3PCOS3140(4) 查取齒形系數由表105查得Y=2.60Y=2.18Fa1Fa25) 查取應力校正系數由表105查得Y=1.595Y=1.79Sa1Sa2(6)由圖1020c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE1=500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限bfe2=380M

12、Pa(7) 由圖1018查得彎曲疲勞強度壽命系數K二0.90K二0.95FN1FN28)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式1012得r.Kb0.90x500b=fn1fe1=321.43MPaF1S1.4Kb0.95x380b=fn2fe2=257.86MPaF2S1.4YY(9)計算大小齒輪的FaSabFY Y2.60x1.595Fa1Sa1=0.01287b321.43F1Y Y2.18x1.79Fa2Sa2=0.01514b257.86F2大齒輪的數據大2) 設計計算m>1.657mmn對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算

13、的法面模數，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。4幾何尺寸計算計算中心距a=(Z1+Z2)mn=153.56mm2cos0將中心距圓整為154mm按圓整后的中心距修正螺旋角(Z+Z)m0=arccos+2n=14.642a因0值改變不多，故參數ea、K、zH等不必修正。3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑Zmd=1_n1COSP=57.87mmd=250.12mm2COSP4）計算大、小齒輪的齒根圓直徑d=d2.5m=52.87mmf11nd=d2.5m=245.12mmf22n5）計算齒輪寬度b=d=57.87mmd1圓整后取B=60mm；B=65mm215驗算t2T1=2172.650N=4

14、8.60N/mm<100N/mmb合適高速級齒輪參數：齒輪壓力角模數中心距齒數比齒數分度圓齒根圓齒頂圓齒寬旋向小齒輪2021544.322857.5852.8761.8765右旋大齒輪121250.12245.12254.1260左旋七.設計低速級齒輪1選精度等級、材料及齒數，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇.小齒輪材料為4OCr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。3）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數Z=24，大齒輪齒數Z2=iZ=2.9X24=70。2按齒面接觸疲勞

15、強度設計由設計計算公式109a進行試算，即|亠(-H”沁dbUQh1）確定公式各計算數值（1）試選載荷系數K=1.6t2）計算小齒輪傳遞的轉矩T二95.>55P0n豐25N0mh91 22（3）由表107選取齒寬系數0d二1（4）由表106查得材料的彈性影響系數ZE=198.8MPa1/2（5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限bH=600MPaHlim1大齒輪的接觸疲勞強度極限b二550MPaHlim26）由式1013計算應力循環次數N=60njL二1.447x10s11h(7)由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數Khni二0.92Khn2二°.91(8)

16、計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%,安全系數為S=1，由式1012得KQQ二一HN1Hliml二0.92x600MPa=552MPaH1SKcQ二HN2_Hlim2-二0.91x550MPa=500.5MPaH2S2)計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入宙H中的較小值d>74.61mm1t計算圓周速度v兀dnv=4=0.6541m/s60x1000計算齒寬bb二d二74.61mmd1t計算齒寬與齒高之比b/h模數m=3.016mmntZ1h=2.25m=6.787mm齒高ntb/h二10.991.27計算載荷系數K根據v二0.6541m/s,7級精度，由圖108查得動載荷系數化假設

17、KAFt/b<100N/mm，由表103查得KHa=K=1.4Fa由表102查得使用系數K=1.25A由圖1023查得K=1.38f0故載荷系數K=KKKK=2.582AVHaH0(6) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得d=d3K/K=87.513mm11tt(7) 計算模數mm二d/Z二3.583113按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度的設計公式為m>3空匚%Gn3dZi2bF1) 確定公式內的計算數值(1) 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE1=500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE2=380MPa(2) 由圖1018查得彎曲疲勞壽

18、命系數K二0.85K二0.88FNiFN2(3) 計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數為S=1.4，由式1012得b二Kfnibfei=0.85%500MPa=321.43MPafiS1.4Kb0.88%380b=fn2fe2=MPa=247MPaF2S1.4(4) 計算載荷系數K=KKKK=2.439AVFaF卩(5) 查取齒形系數由表105查得Y=2.592Y=2.232Fa1Fa2(6) 查取應力校正系數由表105查得Y=1.596Y=1.774Sa1Sa2YY(7) 計算大小齒輪的FaSa，并比較bFYYFa1Sa1=0.01362bF1YYFa2Sa2=0.01675bF2

19、大齒輪的數據大2) 設計計算m>2.6134mm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模數,可取有彎曲強度算得的模數2.2,并就近圓整為標準值m=3mm。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=90.00mm來計算應有的齒數。于1是有Z二d/m二28.3取Z二29111大齒輪齒數Z二iZ=87取Z=872 2124幾何尺寸計算1) 計算分度圓直徑d二Zm二90.00mm11d二Zm二270.00mm222) 計算齒根圓直徑d二m(Z2.5)二82.5mmf11d二m(Z2.5)二262.5mmf223) 計算中心距a二(d+d)/

20、2二179.326mm124) 計算齒寬b=0d二90.00mmd1取B=95mmB=100mm215驗算2TF=i=5569Ntd1r=77.35"/mm<100n/mm合適低速級齒輪參數：齒輪壓力角模數中心距齒數比齒數分度圓齒根圓齒頂圓齒寬旋向小齒輪2031803299082.596100左旋大齒輪87270262.527695右旋八，V帶的設計（1）確定計算功率Pc由表8.21查得KA=1.2，由式（8.12）得AP二KP二5.77752kWcA（2）選取普通V帶型號根據P=5.77752kW、n=1440r/min,選用A型普通V帶。c1（3）確定帶輪基準直徑dd1、d

21、d2d1d2選取dd1=90mm,大帶輪基準直徑為d1d二2xd二180mmd2d14）驗算帶速v6.78m/s兀dnVd1160x1000帶速在525m/s范圍內。（5）確定帶的基準長度Ld和實際中心距ad按結構設計要求初定中心距a0=400mm。選取基準長度Ld=1250mm。d由式（8.16）的實際中心距a為l-1a沁a+ro沁410mm02中心距a的變化范圍為aa-0.015l189mmmindaa+0.03L54m0mmaxd(6) 校驗小帶輪包角a1由式(8.17)得d-da18Oo-d2d1x57.3o167o>12Oo1a(7) 確定V帶根數z由式(8.18)得根據dd1

22、=90mm，n1=1440r/min,根據內插法可得取Po=1.o64kW。由式（8.11）得功率增量為AP0.17kw0根據傳動比i=2,由表8.4查得帶長度修正系數Kl=0.93，由圖8.11查得包角系數K=0.968,laP（P+AP）xkxk1.11kwr00alP得普通V帶根數zp5.204圓整得z=6。(8) 求初拉力F0級帶輪軸上的壓力由表8.6查得A型普通V帶的每米長質量q=0.17kg/m，根據式(8.19)得單根V帶的初拉力為(F)=500x(2.5匚)P+qv2=117N0minkxZXVcaa由式(8.20)可得作用在軸上的壓力為(F)=2xzx(F)xsin=1395

23、Np0min2(9) 帶輪的結構設計按本章8.2.2進行設計(設計過程及帶輪零件圖略)(10) 設計結果Pca傳動比帶速帶型根數單根帶初壓力壓軸力小帶輪直徑5.7826.78A6117139590壓軸力小帶輪直徑大帶輪直徑中心距基準長度帶輪寬度小帶輪包角139590180410125093167八鏈傳動的設計1選擇鏈輪齒數和材料取小齒輪齒數Z=19，大齒輪的齒數為Z=ixZ=2x19=38121材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火2確定計算功率由表96查得K二1.1,由圖913查得K二1.36，單排鏈，則計算功率為：AzP=KKP=5.18kWcaAZ3選擇鏈條型號和節距根據P二5.18kW及n

24、二n二55.81r/min查圖911，可選28A-1。查表91，鏈條ca3節距為p=38.1mm。4計算鏈節數和中心距初選中心距a=(3050)p=11431905mm。取a=1200mm。相應得鏈長節數為00aZ+ZZZPL=2-o+i2+(ti)291.78，取鏈長節數L=92節。查表98得P0P22兀aP0到中心距計算系數f二0.248856,則鏈傳動的最大中心中心距為：1a=fP2L(Z+Z)q1204mm1P125.計算鏈速v,確定潤滑方式=0.67m/snZP1_160x1000由v=0.67m/s和鏈號28A1,查圖914可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6.計算壓軸力P有效圓周

25、力為：F=1000=6267Nev鏈輪水平布置時的壓軸力系數K=1.15,，則壓軸力為F沁KF=7207NFpPFpe7.鏈輪的基本參數和主要尺寸名稱符號計算公式結果分度圓直徑dd=p800、sm()Z小鏈輪：d=231.5mmz1大鏈輪：d461.4mmz2齒頂圓直徑dad-d+p(11.6)daminZ1d=d+1.25p一damax1小鏈輪：d=244.4mmaz1mind=256.9mmaz1max大鏈輪：d=475.7mmaz2mind=486.8mmaz2max齒根圓直徑dfd=d一df1小鏈輪：d=209.3mmfz1大鏈輪：d=439.17mmfz2齒高hah=0.5(p一d)

26、amin1h=0.625p-0.5d+amax1Zh=7.9mmaz1minh=14.3mmaz1max確定的最大軸凸緣直徑dgd=pcot1800-1.04h-0.76gZ2小鏈輪：d=189.9mmgz1大鏈輪：d=421.4mmgz2九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1.1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率P=1.5758kw,轉速n=720r/min11轉矩T=6.0693x104N-mm2.3.1求作用在齒輪上的力2TF=1=2172Ntd1tanaF=Fn=817NrtcosPF=FtanP=568Nat初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表153，取A=

27、112（以下軸均取此值），于是由式152初步估算軸的最小直徑d=A3Pn20.7mmmin3114.軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為滿足帶輪的軸向定位要求，1軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度h=0.070.1d,故取2段的直徑d=35mml=50mm。帶輪與軸配合的轂22孔長度L=91mm.。1（2）初步選擇滾動軸承參照工作要求并根據d=35mm，初選型號7009c軸承，2其尺寸為dxDxB=45x75x16,基本額定動載荷C=11.5KN,故rd=d=45mm，軸段7的長度與軸承寬度相同，故取l=50,l=46mm3 737明

28、德厚學、求是創新23取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取丁124mm。為減小應力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段4的直徑應根據7009c的深溝球軸承的定位軸肩直徑d確定ad二d二51mm4a軸段6上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝，d65應略大與d7，可取叮50mm齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠緊,軸段5的長度15應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b二50mm，故取l二61mm。齒輪右端6用肩固定,由此可確定軸段5的直徑,軸肩高度h二0.070.1d，取d二63mm,l二1.4h，故取l二12mm566(5)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得Li二5如丄廣168-5

29、mm，L3二104-5mm(6)參考表152，取軸端為lx450，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸入軸的結構布置明德厚學、求是創新5受力分析、彎距的計算(1) 計算支承反力在水平面上FxLF=3=1613NF=F-F=560NAXBXtAX23F二F二568NAYa(2) 在垂直面上YM=0,F=1321NBAZ故F二F-F二1899NBZrAZ總支承反力F亍2+F2+F2=7375.82+337.02+215.32二548.8NA'AXAYAZFB'丁2BX+F2BZ='972.52+290.52二1015.0N2)計算彎矩并作彎矩圖(1)水平面彎矩圖M二FxL=94

30、361N.mmAXAX2M二M二94361N.mmBXAX2)垂直面彎矩圖M二FxL二77279N-mmAZAZ2M二FxL二319982N-mmBZBZ3(3) 合成彎矩圖M二JM2+M2二121967N-mmAAXAZM二JM2+M2二333605N-mmBlBXBZ3) 計算轉矩并作轉矩圖T二T=28.14N6m16作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：v帶：選普通平鍵(A型)bxh=8mmx7mmL=80mm4T由式61,b=a=16.05MPaPdhl1查表62，得bp=100120MPabp<Qp，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，C處左側承受最

31、大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據式155，并取Q二0.6，軸的計算應力b=Qm2+(aT)2/W二44.09MPacaA1由表151查得b_1=60MPa，bca<b_1，故安全9校核軸承和計算壽命(1)校核軸承A和計算壽命徑向載荷F=JF2+F2=2085NAryAZAX軸向載荷F=F=568NAaa由F/F=0.272<e,在表135取，故X=1,Y=0。AaAr由表136取f=1.2貝y,A軸承的當量動載荷pP=f(XF+YF)=2502N<C，校核安全ApArAar該軸承壽命該軸承壽命LAh2)校核軸承B和計算壽命1A10660X14401

32、4000"1011.7)3=25381h徑向載荷FBr:F2+F2=1980N*BZBX當量動載荷P=fF=2375N<C，BpBr該軸承壽命該軸承壽命LBh校核安全=29675h2.2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.中間軸上的功率P=4.3941kw,轉速n=167.44r/min22轉矩T二25.0619x104N-mm22. 求作用在齒輪上的力高速大齒輪:2TF=2=2004Nt1d2tanaF=Fn=754Nr1t1COSPF=FtanP=524Na1t1低速小齒輪:2TF=2=5569Nt2d1F=Ftana=2097Nr2t2nFa2=FtanP=1475Nt

33、23.初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表153，取A=120，于是由式152初步估算軸的最小直徑d=A3-P/n=19.43mmmin理220這是安裝軸承處軸的最小直徑d=40mm14.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）初選型號7208c的深溝球軸承參數如下dxDxB=40x80x18d=d=30mm。軸段1和7的長度與軸承寬度相同，故取15l=l=48mm。17（2）軸段2上安裝高速級大齒輪，為便于齒輪的安裝，可取d=45mm。齒輪左端用套3筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段3的長度13應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b=60mm，取

34、1=56mm。小齒輪右端用軸肩固定由此可12確定軸段3的直徑，軸肩高度h二0.07O.ld,取d二57mm,14=1.4h,故取441二12mm4(3) 軸段5上安裝低速級小齒輪，為便于齒輪的安裝，可取d45mm。齒輪右端用套筒5固定，為使套筒端面頂在齒輪右端面上，即靠緊，軸段5的長度1應比齒輪轂長略短，若5轂長與齒寬相同，已知齒寬b100mm，取196mm。5取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L57mm,L92mm，L80mm1 23(4) 參考表152,取軸端為12x450，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。中間軸的結構布置5.軸的受力分析、彎距的計算1)計算支承反力：在水平面上F3451NAX

35、FF951NAYa1F4122NBX在垂直面上：2M=0,F=742=1080.7NBAZ故F二601NBZ總支承反力：F=JF2+F2+F2二3656NAAXAYAZF=Qf2+F2=4166NB、BXBZ2）計算彎矩在水平面上：M=FxL=329760N.mmBXBX3M=FxL=196707N.mmAXAX1在垂直面上：M=FxL=48080N.mm1BZBZ3M'=114455N.mm1BZM=FxL=42294N.mm1AZAZ1M'=23237N.mm1AZM=M=66922.1N-mm2Z2AZ故M=201202N-mmAM'=198075N-mmAM=3

36、33247N-mmBM=349058N-mmB3）計算轉矩并作轉矩圖T=T=112390N-mm26作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵1）低速級小齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型）bxh=14x9L=90mm2T由式61,b=2=32.57MPapkdl查表62,得Rp=100120MPaop<Qp，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型）bxh=14x9L=50mm2T由式61,o=2=68.76MPapkdl查表62，得op=100120MPaop<Qp，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危

37、險截面根據式155，并取a二0.6o=、；M2+（aT）2/W二42.51MPa2 a2由表151查得o_=60MPa，o<Q，校核安全。丄2a-19校核軸承和計算壽命1）校核軸承A和計算壽命徑向載荷F=-F2+F2=3530NAr*AXAZ軸向載荷F=F=951NAaAYF/F二0.2右9,查表13-5得X=1,Y=0，按表13-6,f二1.01.2,取f二1.2,AaArpp故P二f(XF+YF)二4236NApArAa因為p<cr，校核安全。106C該軸承壽命該軸承壽命L=（甘）3=65262hAh60nP2A2）校核軸承B和計算壽命徑向載荷F=,：F2+F2二4166NBr

38、*BXBZ當量動載荷P=fF=4999N<C，校核安全BpBrr106C該軸承壽命該軸承壽命L=(=)3=39708hBh60nP2B查表13-3得預期計算壽命L=12000<L，故安全。hBh33軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計1. 輸入功率P=4.2197KW轉速n=55.81r/min33轉矩T二722059N-mm32. 第三軸上齒輪受力2TF=3=5349Ntd2F=Ftana=2014NrtnF=1416Na3. 初定軸的直徑軸的材料同上。由式152，初步估算軸的最小直徑d=A3'P/n=50.74mmmin33o這是安裝鏈輪處軸的最小直徑d，取d=d=55m

39、m，查機械手冊可得到安裝在鏈輪k1k孔的軸的長度：dl=4x(f+0.01d+9.5mm)=81.9mm，為保證鏈輪與箱體的距離，取l=82mm16z114. 軸的結構設計1) 擬定軸的結構和尺寸(見下圖)2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)軸段3和軸段7用來安裝軸承，根據d=55mm，初選型號7014c的深溝球軸承，1參數基本：dxDxB=70x110x20d=77mmD=103mm由此可以確定：aad=d=70mml=20mm,l=50mm3 727(2)為減小應力集中，并考慮左右軸承的拆卸，軸段3和6的直徑應根據7014c角接觸球軸承的定位軸肩直徑d確定，即d=d=d=7

40、5mm。a46a(3)軸段5上安裝低速級大齒輪，為便于齒輪的安裝。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪右端面上，即靠緊，軸段5的長度l應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,5已知齒寬b=90mm，取1=92.5mm。大齒輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段55的直徑，軸肩高度h=0.070.1d，取d=82mm，/=1.4h，故取1=12mm。545(4) 取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取1=84mm4(5) 取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L=126mm,L=136.5mm，L=83mm123(6)參考表152，取軸端為l2x450,各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸出軸的結構布置5.

41、軸的受力分析、彎距的計算(1)計算支承反力在水平面上工M=0F二2053NBXAXF=3296NBX在垂直面上工M=0,F=11397NBZAZ故F二2176NBZF二F二1416NBYa1總支承反力：F二11580NAF二4196NB（2）計算彎矩1）水平面彎矩在C處，M二FL二277778N-mmAXAX1在B處，M=277778N-mmBX2）垂直面彎矩在A處M二1555691N-mmAZ在B處M二1555691N-mmBZ（3）合成彎矩圖在A處M二1580295N-mmA在B處，M=333723N-mmB（4）計算轉矩，并作轉矩圖T二T二722059N-m36作受力、彎距和扭距圖7選用

42、校核鍵1）低速級大齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型）bxh二20xl2L二80mm2T由式61,b=3=47.2MPapkdl查表62,得bp=100120MPabp<Qp，鍵校核安全2）高速級鏈輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型）bxh=16x10L=70mm2T由式61，b=3=87.5MPapkdl查表62，得bp=100120MPabp<Qp，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據式155，并取a二0.6b=Jm2+（aT）2/W二42.87MPaBa'3由表151查得b_=60MPa,g<Q，校核安全。丄2a-19校核軸承和計算壽命1）校核軸承A和計算壽命徑向載荷F=pF2+F2=11580NAr*AXAZ當量動載荷P=fF=12738NApAr因為P<Cr，校核安全。106C該軸承壽命該軸承壽命L=）3=16179hAh60nP3A2）校核軸承B和計算壽命徑向載荷F=JF2+F2=3950NBr*BXBZ軸向載荷F=1416NBaF/F=0.3<5,查表13-5得X=1,Y=0