機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書帶式運(yùn)輸機(jī)的“展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)

1、目 錄第一部分 課題任務(wù)3第二部分 電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算4第三部分 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)7第四部分 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算15第五部分 潤滑密封30第六部分 減速器的附件及其說明31第一部分 課題任務(wù)一、 傳動(dòng)方案1. 題目：設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的“展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器”，圖示如下，2. 工作條件: 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，有輕微振動(dòng)，經(jīng)常滿載，空載起動(dòng)，單班制工作，使用期限5年，運(yùn)輸帶速度允許誤差為5%。3. 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶工作拉力f(n)運(yùn)輸帶工作速度v(m/s)卷筒直徑d(mm)2.41031.2300第二部分 電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算設(shè) 計(jì) 內(nèi) 容備 注.電機(jī)的選擇11) 選擇電動(dòng)機(jī)類型：按工作要求和工作條件選用y系列

2、三相鼠籠式異步電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)為全封閉扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380v。2) 選擇電動(dòng)機(jī)的容量：工作機(jī)的有效功率為pw=fv1000=24001.21000=2.88kw確定工作機(jī)各個(gè)部位的效率122432，分別表示聯(lián)軸器、軸承、齒輪和卷筒處的傳動(dòng)效率。由表9.1（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)書由）可知：0.99，=0.99，=0.99，=0.96，則0.9920.9940.9920.96=0.886所以電動(dòng)機(jī)的功率為：pdpw=2.880.886=3.25kw3) 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速：按機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表9.1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比在840的范圍，而工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為：nw601000vd=6010

3、001.2300=76r/min所以電動(dòng)機(jī)的可選范圍為：ndinw=84076=6083040r/min在綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)課設(shè)表15.1選擇y132m2-6型三相異步電動(dòng)機(jī)。其相關(guān)數(shù)據(jù)為：電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速(r/min)啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩y132m2-64.09602.02.0、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i并分配傳動(dòng)比1) 總傳動(dòng)比：i=nmnw=96076=12.632) 分配傳動(dòng)比：i=iiiii考慮減速器結(jié)構(gòu)，故ii=4，iii=3.63. 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的

4、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)(1) 各軸的轉(zhuǎn)速： 軸 ninm=960 r/min 軸 nii=niii=9604.2=228.6r/min 軸 niii=niiiii=228.63.467.2 r/min卷筒軸 n卷niii67.2 r/min(2) 各軸的輸入功率：軸 pi=pd1=3.250.99=3.21kw軸 pii=pi23=3.210.990.99=3.14kw軸 piii=pii23=3.140.990.99=3.08kw卷筒軸 p卷=piii21=3.080.990.99=3.02kw(3) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸的輸入轉(zhuǎn)矩td為td9.55106pdnw=9.551063.25960=3

5、.23104 nmm軸：ti=td1=3.231040.99=3.20104 nmm軸：tii=ti23ii=3.231040.990.994=13.2104nmm軸：tiii=tii23iii=13.21040.990.993.6=4.39105nmm卷筒軸：t卷=tiii21=4.391050.990.99=4.30105nmm，分別表示聯(lián)軸器、軸承、齒輪和卷筒處的傳動(dòng)效率。0.99，=0.99，=0.99，=0.96，將上述計(jì)算值都匯總于下表,以備查用。表1 帶式傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸 名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/(nmm)轉(zhuǎn)速n/(rmin-1)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸3.253.231049

6、6010.99軸3.213.2010496040.99軸3.141.32105228.63.60.99軸3.084.3910567.210.96卷筒軸3.024.3010567.2第三部分 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)（直齒圓柱齒輪）減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)由前面的計(jì)算得到的表1可以知道，該對(duì)齒輪傳動(dòng)的輸入功率為3.2kw，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=960 r/min，傳動(dòng)比為4，工作時(shí)間5年（按每年300天計(jì)算），單班制工作，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。由這些條件，就可以對(duì)齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。(該部分所用到的表都是在機(jī)械設(shè)計(jì)書中)1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 按照設(shè)計(jì)要求，選擇直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；2) 運(yùn)

7、輸機(jī)為一般工作機(jī)器，該對(duì)齒輪轉(zhuǎn)速不高，故可以選用7級(jí)精度；3) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs；4) 選小齒輪齒數(shù)z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=422=88，取z2=88；2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即：dd12.3232ktt1du1uzeh2(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)kt=1.32) 由表1可以得到小齒輪傳遞的扭矩t1=3.20104 nmm3) 由表10-7選齒寬系數(shù)d 14) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。n1=60n1jlh=6096018

8、3005=6.912108n2=n14=1.7281085) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.95；khn2=1.006) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa127) 由圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim2=550mpa。8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s1，由式（10-12）得，h1=khn1hlim1s=0.95600mpa=570mpah2=khn2hlim2s=1.00550mpa=550mpa(2)計(jì)算1) 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑dd1，由計(jì)算公式得dd1

9、2.3231.33.20104154189.8550242.603 mm2) 計(jì)算圓周速度v=dd1n1601000=42.603960601000 m/s=2.13 m/s3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=ddd1=142.603mm =42.603 mm m=dd1z1=42.60322=1.937 mmh2.25mt=4.36mmbh=42.6034.36=9.774) 計(jì)算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)ka=1.25，根據(jù)圓周速度v和7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.08；由表10-4查得kh1.418(插值法）；由表10-3查得khkf1.1。故動(dòng)載荷系數(shù)kkakvkhkh=1.25

10、1.0811.418=1.9145) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=dd13kkt=42.60331.9141.3=48.466 mm6) 計(jì)算模數(shù)m=d1z1=48.46622=2.203mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式m32kt1dz12yfaysaf(1) 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù)由表10-13查得kf1.38kkakvkfkf=1.251.0811.38=1.8632) 查取齒形和應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得yfa1=2.72 yfa2=2.204ysa1=1.57 ysa2=1.7783) 查10-20c得到彎曲強(qiáng)度極限flim1=500mpa，flim2

11、=380mpa由圖10-18查得kfn1=0.89， kfn2=0.924) 計(jì)算彎曲許用應(yīng)力取彎曲安全系數(shù)s1.4，f1=kfn1flim1s=0.89500mpa1.4=317.86mpaf2=kfn2flim2s=0.92380mpa1.4=249.71mpa5) 計(jì)算大、小齒輪的yfaysaf并加以比較yfa1ysa1f12.721.57317.860.01343yfa2ysa2f22.2041.778249.710.01569大齒輪的計(jì)算數(shù)值大(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算m321.8633.2010412421.660.01569=1.57mm對(duì)比兩種設(shè)計(jì)的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)

12、m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞的模數(shù)1.57并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0 mm，按齒面接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=48.466并算出小齒輪的齒數(shù)：z1=d1m=48.4662=24取z1=24，則z2iz1=424=96，取z2=964. 幾何尺寸計(jì)算(1) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=mz1=242=48 mmd2=mz2=962=192 mm(2) 計(jì)算中心距a=d1+d22=48+1922=120mm(3) 計(jì)算齒輪寬度b=dd1=148=48mm圓整后b1=5

13、5mm，b2=50mm至此，齒輪的相關(guān)設(shè)計(jì)已經(jīng)結(jié)束，齒輪零件圖由圖紙形式給出，其相應(yīng)的參數(shù)都在圖紙中標(biāo)出。附：齒輪參數(shù)及其受力分析，以備查表齒輪參數(shù) 表2名 稱值模 數(shù)m=2中心距a=120分度圓小齒輪d1=48大齒輪d2=192齒厚小齒輪b1=55大齒輪b2=50二、低速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)（直齒圓柱齒輪）由前面的計(jì)算得到的表1可以知道，該對(duì)齒輪傳動(dòng)的輸入功率為3.14kw，小齒輪的轉(zhuǎn)速n2=228.6 r/min，傳動(dòng)比為3.6，工作時(shí)間5年（按每年300天計(jì)算），單班制工作，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。由這些條件，就可以對(duì)齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 按照設(shè)計(jì)要求，

14、選擇直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；2) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，該對(duì)齒輪轉(zhuǎn)速不高，故可以選用7級(jí)精度；3) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs；4) 選小齒輪齒數(shù)z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=3.622=80，取z2=802.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即：dd12.3232ktt1du1uzeh2(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)kt=1.32) 由表1可以得到小齒輪傳遞的扭矩t2=1.312105 nmm3) 由表10-7選齒寬系數(shù)d 14) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。n1=

15、60n1jlh=60288.6183005=2.08108n2=n13.6=0.521085) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.96；khn2=0.986) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa127) 由圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim2=550mpa。8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s1，由式（10-12）得，h1=khn1hlim1s=0.96600mpa=576mpah2=khn2hlim2s=0.98550mpa=539mpa(2) 計(jì)算1) 試計(jì)算小齒輪

16、分度圓直徑dd1，由計(jì)算公式得dd12.3231.31.312105154189.8539269.112 mm2) 計(jì)算圓周速度v=dd1n2601000=69.112228.6601000 m/s=0.83 m/s3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=ddd1=169.112mm =69.112 mm m=dd1z1=69.11222=3.14mmh2.25m=7.07mmbh=69.1127.07=9.784) 計(jì)算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)ka=1.25，根據(jù)圓周速度v和7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.05；由表10-4查得kh1.424(插值法）；由表10-3查得khkf1。故動(dòng)載荷

17、系數(shù)kkakvkhkh=1.251.0511.424=1.8695) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=dd13kkt=69.11231.8691.3=78.003mm6) 計(jì)算模數(shù)m=d1z1=78.00322=3.55mm5. 按齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式m32kt1dz12yfaysaf(1) 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù)由表10-13查得kf1.32kkakvkfkf=1.251.0511.32=1.7332) 查取齒形和應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得yfa1=2.72 yfa2=2.204ysa1=1.57 ysa2=1.7783) 查10-20c得到彎曲強(qiáng)度極限flim

18、1=500mpa，flim2=380mpa由圖10-18查得kfn1=1.0， kfn2=1.054) 計(jì)算彎曲許用應(yīng)力取彎曲安全系數(shù)s1.4，f1=kfn1flim1s=1.0500mpa1.4=357.14mpaf2=kfn2flim2s=1.05380mpa1.4=285mpa5) 計(jì)算大、小齒輪的yfaysaf并加以比較yfa1ysa1f12.721.57357.140.01196yfa2ysa2f22.2041.7782850.01375大齒輪的計(jì)算數(shù)值大(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算m321.7331.31210512220.01375=2.35mm對(duì)比兩種設(shè)計(jì)的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算

19、的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞的模數(shù)2.35并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按齒面接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=78.003并算出小齒輪的齒數(shù)：z1=d1m=78.0032.5=32取z1=32，則z2iz1=3.632=115，取z2=1156. 幾何尺寸計(jì)算(1) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=mz1=322.5=80 mmd2=mz2=1152.5=288 mm(2) 計(jì)算中心距a=d1+d22=80+2882=184mm(3) 計(jì)算齒輪寬度b=dd1=18

20、0=80mm圓整后b1=85mm，b2=80mm至此，齒輪的相關(guān)設(shè)計(jì)已經(jīng)結(jié)束，齒輪零件圖由圖紙形式給出，其相應(yīng)的參數(shù)都在圖紙中標(biāo)出。附：齒輪參數(shù)及其受力分析，以備查表齒輪參數(shù) 表2名 稱值模 數(shù)m=2.5中心距a=184分度圓小齒輪d1=80大齒輪d2=288齒厚小齒輪b1=85大齒輪b2=80第四部分 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算一、 高速軸設(shè)計(jì)1. 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對(duì)其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.2. 初定軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，可得軸的直徑計(jì)算式da03 p n由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3查得a0=103126，取a0112，由第一部分的表1可查得p3.2

21、1kw，n=960 r/min；所以d1123 3.21kw 960 r/min=16.75 mm由于該軸有一個(gè)鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大57%，故dmin=16.75(1+57%)=17.817.9 mm綜合考慮，取dmin=18mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定零件的裝配方案，如下圖 (2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設(shè)計(jì)。1) 由于在l1段上所連接的是聯(lián)軸器，計(jì)算聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，查表可選用lx3型聯(lián)軸器?？扇÷?lián)軸器的孔徑di32m，故 d1=di=32m。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=60mm，l1的長度比l略短一些，取l158mm，一軸上要制出一軸肩，故d237mm

22、 2) 初選滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承，由d237mm 可選擇深溝球軸承6208，其尺寸是ddb=408018mm。故d3=d7=40mm ，左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，故可取d4d646mm。3) 由該說明書后面的箱體設(shè)計(jì)可以得到壁與齒輪的距離l8=10 mm，l6=l8-28mm 。 4) 如果再按照這種方法選擇下去，那么d5=48 mm，這樣會(huì)使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于2mt，齒輪很容易損壞，所以這里必須采用齒輪軸。則由表2齒輪寬度可取l553 mm。5) 軸承端蓋的總寬度為18mm，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器的右端面的距離為30mm，則l248mm，軸承寬度b1

23、8mm，故l3=l7=b軸12232mm，由中軸的小齒輪齒寬b1=85, 則l4=20+b1+=20+85+8=113mm, 至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課設(shè)表11.28采用bhl10mm 8 mm 24mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性。故與軸的配合為h7n6，滾動(dòng)軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸按照課設(shè)表9.8確定軸兩端的倒角均為245，各處圓角半徑都為1.6 mm。4. 軸的受力分析(1) 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖畫出軸的受力簡圖(2) 受力計(jì)算

24、1) 由前面的計(jì)算可得ft1=1333 n，fr1=484 n，2) 計(jì)算支反力在垂直面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算fv1=357.5n fv2=126.5n在水平面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算fh1=984.6 n fh2348.4n3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 nmm扭矩圖：單位 nmm 5. 由彎扭圖上看，截面b是危險(xiǎn)面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面b處的mh、mv及m的值列于下表3表3載荷水平面垂直面支反力ffh1=984.6nfh2=348.4nfv1=357.5 nfv2=126.5 n彎矩mmh=56614.5 nmmmv=20556.3 nmm總彎矩m=20556.32+56614.52=60230.7 nmm扭矩t

25、1=32000nmm6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度只對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=m12+t2w=60230.72+0.63200020.1483=5.7mpa根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課程設(shè)計(jì)表15-1查得-1=60 mpa。因此ca12000h故軸承的壽命足夠8. 鍵的強(qiáng)度校核 鍵1 108 l=24 gb1096-79 查機(jī)械設(shè)計(jì)表62得鍵的許用應(yīng)力是100120 mpa 則強(qiáng)度條件為 f=2tdlk=23.210424324=20.8mpa(100120) mpa 所以鍵的強(qiáng)度足夠。d

26、1=32mm d2=37mm d3=40mm d4=46mm d5=56mm d6=46mm d7=40mm二、中軸的設(shè)計(jì)1. 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級(jí)軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。2. 求作用在齒輪上的力 ft2=2t2d2=21.32105192=1375n fr2=ft2tan20=500.4n ft3=2t2d3=21.3210580=3300n fr3=ft3tan20=1201n3. 初定軸的最小直徑(1) 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，可得軸的直徑計(jì)算式da03 p n由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3取a0=112，由第一部分的表1可查得p3.14kw，n=228.6 r/mi

27、nt2=1.32105n.mm；所以 d1123 3.14kw 228.6 r/min=26.8 mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定結(jié)構(gòu)方案如下圖：(2) 根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 初選滾動(dòng)軸承。初選滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承，取d140mm， 則可選擇深溝球軸承6208，其尺寸是ddb=408018mm。故d5=d1=40mm ，左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，故可取d2d443mm，可取d550mm2) 軸承的寬度為b=12mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離l11mm，則l118+12+l+343mm，l5=l1=43mm。3) 齒輪2的齒寬為50mm，則

28、可取l2=48mm，齒輪3的齒寬為85mm，則可取l483mm，l3的長度則為 l32055-50222.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。(3) 軸上零件的周向定位齒輪的周向定位采用平鍵連接。按直徑d2d443mm由課設(shè)表11.28查得平鍵選為bhl=12 mm8 mm32 mm，配合為h7k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考課設(shè)表9.8，取軸端倒角為245，c、d、e處的圓角半徑r=2 mm，a、b處的圓角半徑r1.6 mm。5. 軸的受力分析（1） 畫出軸的受力簡圖（2） 進(jìn)行受力計(jì)算1) 由前面的計(jì)

29、算得ft2=1375 n，fr2=500.4 n，ft3=3300 n，fr3=1201 n，2) 支反力計(jì)算垂直面內(nèi)fnv1=40.6n fnv2=660 n水平面內(nèi)：fhn1=2143nfhn2=2532n3) 畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：nmm) 扭矩圖：(單位：nmm) 6. 由彎扭圖上看，截面c-d是危險(xiǎn)面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c-d處的mh、mv及m的值列于下表表4載荷水平面垂直面支反力ffh1=2143 nfh2=2532 nfv1=40.6nfv2=660 n彎矩mmh1=123758nmmmh2=191166nmmmv1=2344.7nmmmv2=49830 nmm總彎矩m1

30、2344.72+1237582=1.24105 nmmm2=498302+1911662=1.98105 nmm扭矩t2=132000 nmm7. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度只對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=m12+t32w=（1.98105）2+0.61320020.1433=24.9mpa根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課程設(shè)計(jì)表15-1查得-1=60 mpa。因此ca12000h故軸承的壽命足夠9. 鍵的強(qiáng)度校核 鍵1 128 l=32 gb1096-79 查機(jī)械設(shè)計(jì)表62得鍵的許用應(yīng)力是1001

31、20 mpa 則強(qiáng)度條件為 f=2tdlk=21.3210543324=48mpa(100120) mpa 所以鍵的強(qiáng)度足夠。d1=40mm d2=43mm d3=50mm d4=43mm d3=40mm l1=43mm l2=47.5mm l3=22.5mm l4=83mm l5=43mm三. 低速軸的設(shè)計(jì)1. 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對(duì)其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.2. 初定軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，可得軸的直徑計(jì)算式da03 p n由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3查得a0=103126，取a0112，由第一部分的表1可查得p3.08kw，n=67.2 r

32、/min；所以d1123 3.08kw 67.2r/min=40mm由于該軸有一個(gè)鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大57%，故dmin=40(1+57%)=4242.8 mm綜合考慮，取dmin=42mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定零件的裝配方案，如下圖(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設(shè)計(jì)。1) 由于在l1段上所連接的是聯(lián)軸器，計(jì)算聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，查表可選用lx3型聯(lián)軸器?？扇÷?lián)軸器的孔徑di45m，故 d1=di=45m。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=84mm，l1的長度比l略短一些，取l182mm，一軸上要制出一軸肩，故d251mm 2) 初選滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力作用

33、，故選用深溝球軸承，由d251mm 可選擇深溝球軸承6211，其尺寸是ddb=5510021mm。故d3=d6=55mm ，左端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，故可取d464mm。3) 由該說明書后面的箱體設(shè)計(jì)可以得到壁與齒輪的距離l7=8 mm，l6=b軸承寬+12+8+（85-80）46mm 。 4) 如果再按照這種方法選擇下去，那么d5=60mm，則由表2齒輪寬度可取l578 mm。5) 軸承端蓋的總寬度為18mm，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器的右端面的距離為30mm，則l248mm，軸承寬度b18mm，故l3=b軸12336mm，由1軸的小齒輪齒寬b1=55, 則l4=20+b1+=20+55+8

34、=83mm, 至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課設(shè)表11.28采用bhl18mm 11mm 62mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性。故齒輪與軸的配合為h7n6，與聯(lián)軸器配合的軸鍵采用bhl14mm 9mm 70mm配合,滾動(dòng)軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸按照課設(shè)表9.8確定軸兩端的倒角均為245，各處圓角半徑都為1.6 mm。10. 軸的受力分析(1) 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖畫出軸的受力簡圖(2) 受力計(jì)算1) 由前面的計(jì)算可得ft4=3048.6n，fr4=1109.6 n，2) 計(jì)算支反力在垂直面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算fv1=397.5n fv2=712.2n在水平面內(nèi)進(jìn)行計(jì)算fh1=1023n fh22025n3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 nmm扭矩圖：單位 nmm 43900011. 由彎扭圖上看，截面b是危險(xiǎn)面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面b處的mh、mv及m的值列于下表3表3載荷水平面垂直面支反力ffh1=1023nfh2=2025.5nfv1=397.4nfv2=712.2n彎矩mmh=150892.5nmmmv=