二級斜齒出入聯(lián)軸器F=5V=D=X

1、機(jī)械設(shè)計（論文）說明書題 目：二級斜齒圓柱齒輪減速器系 別： XXX 系專 業(yè)：學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：二零一二年五月一日目錄第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書 3第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 3第三部分 電動機(jī)的選擇 4第四部分 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 7第五部分 齒輪的設(shè)計8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計 17第七部分 鍵連接的選擇及校核計算 20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計 22第九部分 潤滑與密封 24設(shè)計小結(jié) 2525參考文獻(xiàn)第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級展開式圓柱齒輪減速器 . 運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn) 轉(zhuǎn),載荷變化不大 ,空

2、載起動,卷筒效率為 0.96（ 包括其支承軸承效率的損失 ）, 減 速器小批量生產(chǎn) ,使用期限 10年（300 天/年）,1 班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為 5%,車間有三相交流 , 電壓 380/220V。二 . 設(shè)計要求 :1. 減速器裝配圖一張（A1或A0）。2. CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3或A2）3. 設(shè)計說明書一份。三 . 設(shè)計步驟 :1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機(jī)的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計7. 鍵聯(lián)接設(shè)計8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計9潤滑密封設(shè)計第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案1.

3、組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2. 特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：圖一:傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率a：a二= 3 =0.983X 0.972x 0.99X 0.96=0.841為軸承的效率，2為齒輪嚙合傳動的效率，3為聯(lián)軸器的效率，4為滾筒的效率第三部分電動機(jī)的選擇1電動機(jī)的選擇皮帶速度V：v=1.1m/s工作機(jī)的功率pw：_ FX V pw= 10001500X 1.1飛廠=佃

4、KW電動機(jī)所需工作功率為：pd=pw1.65nWa= 0= 1.96 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為：60 X 1000Vn X D=60X 1000X 1.1= n X 22095.5 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比ia=840,電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = iaX n = (8X 40)X 95.5 = 7643820r/min。綜合考慮 電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為丫112M-6 的三相異步電動機(jī)，額定功率為 2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=940r/min,同步轉(zhuǎn)速 1000r/min。2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(

5、1) 總傳動比：由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比i a=n m/n=940/95.5=9.8(2) 分配傳動裝置傳動比 取兩級圓柱齒輪減速器咼速級的傳動比為ii2 =1.4ia =1.4 x 9.8 = 3.7則低速級的傳動比為ia123 = |129.837 =2.65第四部分計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速:ni = nm = 940 = 940 r/mlnnil = n i/i12 = 940/3.7 = 254.1 r/mlnniii = nii/i23 = 254.1/2.65 = 95.9 r/minniv = n iii = 95.9

6、r/min(2)各軸輸入功率：Pi = Pd x ； = 1.96 x 0.99 = 1.94 KWPii :=Pi x ； = 1.94 x 0.98 x 0.97 =:1.84 KWPiii:=Pii x=:1.84x 0.98x 0.97 =1.75 KWPiv =Piii x =1.75x 0.98x 0.99 :=1.84 KW則各軸的輸出功率:Pi = Pi x 0.98 = 1.9 KWPii = Pii x 0.98 = 1.8 KWPii = Pill X 0.98 = 1.71 KWPiv = Piv X 0.98 = 1.8 KW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩：Ti = TdX ；

7、電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td =9550X 巴=9550X1.96940=19.9 Nm所以:Ti = TdX s = 19.9X 0.99 = 19.7 NmTii = Ti X i12 X亍 19.7X 3.7X 0.98X 0.97 = 69.3 NmTiii = Tii X i23X y 69.3X 2.65X 0.98X 0.97 = 174.6 NmTiv = Tiii X ； = 174.6X 0.98X 0.99 = 169.4 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：Ti = TiX 0.98 = 19.3 NmTii = TiiX 0.98 = 67.9 NmTiii = Tiii X 0.98 = 1

8、71.1 NmTiv = Tiv X 0.98 = 166 Nm第五部分齒輪的設(shè)計(一)高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1齒輪材料、熱處理及精度:考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪1）材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HB。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HB。取小齒齒數(shù)：Zi = 21,則:Z2 = ii2X Zi = 3.7X 21 = 77.7 取: Z2 = 782 ）初選螺旋角：1 = 1502初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計:d1t舉墮2uH確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt =

9、2.52) T1 = 19.7 Nm3) 選取齒寬系數(shù)-d = 14) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze = 189.8 MPa5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Zh = 2.426) 由式8-3得：:.=1.88-3.2 X(1/Z1+1/Z2) X cos-=1.88-3.2 X (1/21+1/78) X cos15 = 1.6297) 由式8-4得：廠=0.318-dZ1tan ： = 0.318 X 1 X 21 X tan15 = 1.798) 由式8-19得：得:Z11.629 = 0.7849) 由式8-21Z I =cosB=cos15=0.9810) 查得小齒輪的接觸疲

10、勞強(qiáng)度極限：；Hlim1 = 650 MPa,大齒輪的接觸疲勞 強(qiáng)度極限:二Him = 530 MPa。11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60X 940x 1 x 10X 300x 1X 8 = 1.35X 10998大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.35X 10 /3.7 = 3.66X 1012) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：Khn1 = 0.88,Khn2 = 0.913) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,得:二 H2 =KHN1 c Hlim1S=0.88X 650 = 572 MPaK

11、HN2 c Hlim2S=0.9X 530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:刖=(；h1+；h2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3設(shè)計計算：小齒輪的分度圓直徑：d1t:d1t(/2X 2.5X 19.7X 10003.7+1V 1X 1.629 X 3.7 X2.42X 189.8 2I 524.5 丿=38.9 mm4修正計算結(jié)果:dcosB mn = _38.9X cosl*21=1.79 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值：2 mm。2) 中心距:2cosB(21+78) x 22X cos13)螺旋角：c0 嚴(yán)2 mn(21+78) x 20=arcco 2-= arccos2x

12、 102.5= 154)計算齒輪參數(shù)：a =102.5 mmd1 :Z1mn21 x 2=43 mm=cosBcos15d2 =Z2mn78 x 2=161 mmcos Bcos15b = dx d1 = 43 mmb圓整為整數(shù)為：b = 43 mmn dnv =v 60 x 10005) 計算圓周速度v:3.14X 43X 94060 x 1000= 2.12 m/s 由表8-8選取齒輪精度等級為9級6) 同前，Ze = 189.8 MPa。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為：Zh = 2.42。7) 由式8-3得：:.=1.88-3.2 x(1/Z1+1/Z2) x cos1=1.88-3.2

13、 x (1/21+1/78) x cos15 = 1.6298)9)10)11)12)13)14)15)16)17)18)19)= 0.318 -dZ1tan - = 0.318X 1 x 21 x tan15 = 1.79= 3.419=0.784Z： =cosB= cos15 = 0.98由表8-2查得系數(shù)：Ka = 1,由圖8-6查得系數(shù)：Kv = 1.1Ft =2T1d12X 19.7X 100043=916.3 NAFt1 x 916.343=21.3 100 Nmm由 tan： t = tan: n/cos:得:t = arctan(tan： n/cos ：) = arctan(t

14、an20/cos150) = 20.7由式8-17得:cos：b = cos cos： n/cos： t = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 由表8-3得：Kh :. = Kf：. = 38.9所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值:1) 當(dāng)量齒數(shù)：Zv1 = Z1/COS3 - = 21/coS3150 = 23.3Zv2 = Z2/COS3 - = 78/coS3150 = 86.52)；：v = 1.88-3.2X (1/Zv1+1/Zv2)cos -=1.88-3.2 X (1/23.3+1/86.5) X cos15 = 1.

15、6482) 由式8-25得重合度系數(shù)：Y ；= 0.25+0.75coS 怡/ ；w = 0.683) 由圖8-26和廠=1.79查得螺旋角系數(shù) Y = 0.875)3.419、/= 1.629X 0.68Ya =3.09前已求得:Kh :. = 1.733.09,故?。篕f：. = 1.73b43(2 X 1+0.25) X 2且前已求得：Kh = 1.36,由圖8-12查得：Kf： = 1.337) K = KaKvKf-Kf- = 1X 1.1 X 1.73X 1.33 = 2.538) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù)：YFa1 = 2.66 YFa2 = 2

16、.23應(yīng)力校正系數(shù)：Ysa1 = 1.59 Ysa2 = 1.799) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為:CFlim1 =500 MPa:Flim2 =380 MPa10) 同例 8-2 :小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.35X 109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 3.66X 10811) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：Kfn1 = 0.85Kfn2 = 0.8612) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式8-15得：；寸=KFN1 c Flim1S0.85X 500=326.9KFN2 c Flim2 0.86X 380用2 =S=1.3=251.4YY

17、YFa1YSa12.66X 1.59c F1=326.9=0.01294丫Fa2丫Sa2c F2_ 2.23X 1.79=251.4=0.01588大齒輪數(shù)值大選用=1.21 mm1.21 w 2所以強(qiáng)度足夠 （3） 各齒輪參數(shù)如下: 大小齒輪分度圓直徑:d1 = 43 mmd2 = 161 mmb = -d x d1 = 43 mmb圓整為整數(shù)為：b = 43 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 48 mm b2 = 43 mm中心距：a = 102 mm,模數(shù)：m = 2 mm（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面

18、漸開線斜 齒輪。1）材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBWV高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBWV取小齒齒數(shù)：Z4 = i23X Z3 = 2.65X 24 = 63.6取：Z4 = 642 )初選螺旋角:-=13 2初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計:d3t確定各參數(shù)的值：1) 試選 Kt = 2.52) T2 = 69.3 Nm3) 選取齒寬系數(shù)-;d = 14) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze = 189.8 . MPa5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Zh = 2.456) 由式8-3得:.=1.88-3

19、.2 X (1/Z3+1/Z4) X cos-=1.88-3.2 X (1/24+1/64) X COS130 = 1.6297) 由式8-4得：門=0.318-dZ3tan ： = 0.318 X 1 X 24X tan130 = 1.768)由式8-19得:1/ 1/ 1ZJ3 11巳廠= L=；1.629 = 0.784Vaj Sa9)由式8-21得:Z：=.cosB=.cos13=0.9910)查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：二Hlim1 = 650 MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:匚Hlm = 530 MPa。小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60X 254.1 X 1

20、 X 10X 300X 1 X 8 = 3.66X 1088 8大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 3.66X 10 /2.65 = 1.38X 1012) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：Khn3 = 0.9,Khn4 = 0.9213) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,得:二 H3 =KHN3 Hlim3S=0.9X 650 = 585 MPa二 H4 =KHN4 Hlim4S=0.92X 530 = 487.6 MPa許用接觸應(yīng)力:二H =(二 h3+二 h4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3設(shè)計計算:d小齒

21、輪的分度圓直徑3 2X 2.5X 69.3X 1000x 2.65+11 X 1.6292.65 X2.45 X 189.8 2=60.4 mm536.34修正計算結(jié)果:1) 確定模數(shù):mn =dgtCos B60.4 X cos1324=2.45 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值：2.5 mm2) 中心距:3) 螺旋角:=arccos2cosBZ3+Z4 mn2a(24+64) x 2.52X COS130=112.9 mm=arccos(24+64) x 2.52x 112.9=134) 計算齒輪參數(shù):Z3mn24x 2.5d3 = cos?=議0 = 62 mmZ4mn64 x 2.5d4 = 164 m

22、mcos?cos13b = dx d3 = 62 mmb圓整為整數(shù)為：b = 62 mmn dgn?60x10005) 計算圓周速度v:=0.82 m/s=3.14x 62 x 254.1=60x1000 由表8-8選取齒輪精度等級為9級6) 同前，Ze = 189.8.MPa。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為：Zh = 2.45。7) 由式8-3得：:=1.88-3.2 x(1/Z3+1/Z4) x cos-=1.88-3.2 x (1/24+1/64) x cos13 = 1.6538) 由式8-4得：二=0.318-dZ3tan ： = 0.318 x 1 x 24x tan13 = 1.

23、769) 二10) 同前，?。?；111)12)13)得:11.653 = 0.778Z由式8-21Z：=由表8-2查得系數(shù):Ka = 1,=cos13=0.99由圖8-6查得系數(shù)：Kv = 1.1。Ft =空d32X 693X 1000 = 2235.5 N62KAFtb14)1 X 2235.562= 36.1 60.4所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：1) 當(dāng)量齒數(shù)：330Zv3 = Z3/cos - = 24/cos 13 = 25.9Zv4 = Z4/cos3 - = 64/coS3130 = 69.22)；W = 1.88-3.2 X (1

24、/Zv3+1/Zv4)cos -=1.88-3.2 X (1/25.9+1/69.2) X cos1f = 1.6662) 由式8-25得重合度系數(shù)：Y ； = 0.25+0.75CO?詁/ ；：v = 0.683) 由圖8-26和廠=1.76查得螺旋角系數(shù) Y 1 = 0.895)3.4131.653X 0.68=3.04前已求得:Kh :. = 1.723.04,故取：Kf：. = 1.726)62(2 X 1+0.25) X 2.5=11.02b*(2h+c*)m am ) n且前已求得：KhI = 1.37,由圖8-12查得：Kf： = 1.347) K = KaKvKf：Kf： =

25、1X 1.1X 1.72X 1.34 = 2.548) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù):齒形系數(shù):YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.26應(yīng)力校正系數(shù)：Ysa3 = 1.61 YSa4 = 1.769) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為:CFlim3 =500 MPa :Flim4 = 380 MPa10) 同例 8-2 :小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 3.66X 108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 1.38X 10811) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：Kfn3 = 0.86 Kfn4 = 0.8912) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1

26、.3，由式8-15得：匚F3 =KFN3 c Flim3S0.86X 500=330.8二 F4 =KFN4 c Flim4S0.89X 380=1.3=260.2丫Fadsa4F4(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度:2X 2.54X 69.3X 1000X 0.89X cos 13X 0.015291 X 242X 1.653YFa3YSa32.61X1.61c曰3=0 0127330.80.02.26X 1.76=260.2 = 0.01529 大齒輪數(shù)值大選用=1.68 mm1.68W 2.5所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 62 mmd4 = 1

27、64 mmb = -dX d3 = 62 mmb圓整為整數(shù)為：b = 62 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 67 mm b4 = 62 mm中心距：a = 113 mm,模數(shù)：m = 2.5 mm第六部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計I軸的設(shè)計1輸入軸上的功率Pi、轉(zhuǎn)速ni和轉(zhuǎn)矩Ti:Pi = 1.94 KW n1 = 940 r/min T1 = 19.7 Nm2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 = 43 mm2T1Ft = 一d12X 197X 1000 = 916.3 Ntan aFr - FtXncosB0- 916.3X tan200 一 345.3 Nco

28、s15Fa = Ftta n ：=916.3X tan 15 = 245.4 N3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）表15-3，取Ao = 112,得:3dmin = Ao XP1 = 112X 3 需=14.3 mmn1輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處di2,所以同時需要選取聯(lián)軸器的型 號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：Tea = KaTi，查機(jī)械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn) 矩變化很小，故?。篕a = 1.2,則:Tea = KaT1 = 1.2X 19.7 = 23.6 Nm由于鍵槽將軸徑增大4%選取聯(lián)軸器型號為：LT3型，其尺寸

29、為：內(nèi)孔直徑16 mm，軸孔長度30 mm,貝U: d12 = 16 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：I12 = 28 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 26 mm， 左端用軸肩定位，故取11-111 段軸直徑為：d23 = 21 mm。右端距箱體壁距離為 20，?。?23 = 35 mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV 、VII-VIII上安裝軸承， 其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 25 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷 作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓錐滾子軸承，其

30、尺寸為：dX D X T = 25X 52X 16.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，?。簂34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm,故取: d45 = d67 = 31 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于：diw 2d56，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以：156 = 48 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：167 = s+a = 10+8 = 18 mm145 = b3+c+a+s = 67+12+10+8 = 97 mm178 = T = 16.25 mm5軸的受力分析和校核 1）

31、作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.5 mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L2 = （B1/2+16.25+97-13.5）mm = 123.8 mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = （B1/2+18+16.25-13.5）mm = 44.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L3=916.3X 44.8=123.8+44.8_ 916.3X 123.8=123.8+44.8=243.5 N=672.8 N垂直面支反力（見圖d）:Fnv1 =FrL3+Fad1/2L2+L3345.3X 44.8+

32、245.4X 43/2123.8+44.8=123 NFnV2 =Fad1/2-FrL2L2+L3=245.4X 43/2-345.3X 123.8=123.8+44.8=-222.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖: 截面C處的水平彎矩:Mh = FnhiL2 = 243.5 X 123.8 Nmm = 30145 Nmm截面C處的垂直彎矩:Mvi = FNV1L2 = 123X 123.8 Nmm = 15227 NmmMv2 = Fnv2 L3 = -222.3 X 44.8 Nmm = -9959 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩:M1 =M

33、2 =33773 Nmm=31747 Nmm作合成彎矩圖（圖f）4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 C）的強(qiáng)度。必要 時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4)，取 a = 0.6，貝U有:McaCca = WM：+(a T3)2W一19.7X 1000)20.1X 433MPa=4.5 MPa 1.4h = 1.4X2.1 = 2.94 mm,所以：d34 = d56 = 35 mm, I34 = 14.5mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒

34、輪段軸徑為：d45 = 62 mm, I45 = 67 mm,貝丨12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.75 mmI56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16.25+8+10-7 = 27.25 mm4軸的受力分析和校核: 1）作軸的計算簡圖（見圖a）根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.5 mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = （43/2-2+38.75-13.5）mm = 44.8 mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離 L2 = （43/2+14.5+b3/2）mm = 69.5 mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = （b3/2+7+2

35、7.25-13.5）mm = 54.2 mm 2）計算軸的支反力:水平面支反力（見圖b）:Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3=860.9X (69.5+54.2)+2235.5X 54.2=44.8+69.5+54.2=860.9X 44.8+2235.5X (44.8+69.5)=44.8+69.5+54.2=1351.1 N=1745.3 N垂直面支反力（見圖d）:Fnv1 =Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3324.4X (69.5+54.2)+230.6X 161/2-835X

36、54.2+515聯(lián) 62/2= 174.6 n44.8+69.5+54.2_Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2FnV2 =L1+L2+L3324.4X 44.8-230.6X 161/2-835X (44.8+69.5)-515.8X 62/2= -685.2 N44.8+69.5+54.23）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面B、C處的水平彎矩:M hi = FnhiLi = 1351.1 X 44.8 Nmm = 60529 NmmM H2 = Fnh2L3 = 1745.3X 54.2 Nmm = 94595 Nmm截面B、C處的垂直彎矩:Mv1 = Fnv1

37、L1 = 174.6X 44.8 Nmm = 7822 NmmMv2 = FNV2L3 = -685.2X 54.2 Nmm = -37138 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩:M1Mh1+M/1= 61032 NmmM 2 =，M+m/q = 101624 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 B）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6，貝U有:McaCca = WM1+(

38、a T2)2 _61O322+(O.6X 69.3X 1000)2W=0.1X 303MPa=27.4 MPaW = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：P3 = 1.75 KW n3 = 95.9 r/min T3 = 174.6 Nm2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 = 164 mm則：Ft =2T3d42X 174.6X 1000164=2129.3 Ntana ntan20Fr = FtX= 2129.3X= 795.4 Ncos B 0cos13Fa = Fttan ： = 2129.3X

39、 tan = 491.3 N3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計 （第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 X “ .= 112X 95 9 = 29.5 mm:,n3輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處 d12,所以同時需要選取聯(lián)軸器的型 號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：Tca = KaT3，查機(jī)械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn) 矩變化很小，故?。篕a = 1.2,則:Tca = KaT3 = 1.2X 174.6 = 209.5 Nm由于鍵槽將軸徑增大4%選取聯(lián)軸器型號為：LT6型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑32 mm，軸孔長度

40、60 mm,貝U: d12 = 32 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。篒12 = 58mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 42 mm，左端用軸肩定位，故取 II-III段軸直徑為： d23 = 37 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型號。 為能順利地在軸端 III-IV 、VII-VIII 上安裝軸承， 其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 40 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載 荷作用，查軸承樣本選用:30208型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dX D X T = 40mm x 80mmX 19.75mm。由軸承樣

41、本查得30208型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm,故?。篸45 = 47 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm,取端蓋的外端面與 半聯(lián)軸器右端面的距離為： l = 20 mm， l23 = 35 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。 取低速大齒輪的內(nèi)徑為： d4 = 47 mm,所以：d67 = 47 mm,為使齒輪定位可靠?。?67 = 60 mm,齒輪右端采用軸 肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07X 47 = 3.29 mm,軸肩寬度：b 1.4h = 1.4 x 3.29 = 4.61 mm,所以：d56 = 54 mm, 156 = 10 mm；齒輪的左

42、端與軸承之間采 用套筒定位,則：l34 = T3 = 19.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 43+10+8+5+12+2.5-10 = 70.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19.75+8+10+2.5+2 = 42.25 mm5 軸的受力分析和校核 :1) 作軸的計算簡圖(見圖 a):根據(jù) 30208圓錐滾子軸承查手冊得 a = 20 mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L2 = (62/2+10+70.5+19.75-20)mm = 111.2 mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm2) 計算軸

43、的支反力：水平面支反力（見圖b）:Fnh1 =FtL32129.3X 51.2=671.3 N=L2+L3=111.2+51.2FnH2 =FtL22129.3X 111.2=1458 NL2+L3=111.2+51.2垂直面支反力（見圖d）:Fnvi =FrL3+Fad2/2L2+L3795.4X 51.2+491.3X 164/2111.2+51.2=498.8 NFnV2 =Fad2/2-FrL2L2+L3491.3X 164/2-795.4X 111.2111.2+51.2=-296.6 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖: 截面C處的水平彎矩:Mh = FNH1L2 = 671.3X 1

44、11.2 Nmm = 74649 Nmm截面C處的垂直彎矩：M V1 = Fnv1 L2 = 498.8X 111.2 Nmm = 55467 NmmMv2 = Fnv2L3 = -296.6X 51.2 Nmm = -15186 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩:作合成彎矩圖（圖=93000 Nmm=76178 Nmm4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度:C）的強(qiáng)度。必要通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6，貝U有:

45、2 _ McaCca = WM 1+( a T3)2- 930002+(0.6X 174.6X 1000)2W=MPa=13.5 MPa Ti，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2中間軸鍵計算：校核高速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 8mmx 7mmx 36mm,接觸長度:l =36-8 = 28 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T = 0.25hldE = 0.25x 7x 28x 30x 120/1000 = 176.4 NmT T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。3輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 14mmx9mmx50mm,接觸長度:l =50-14 = 36 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T = 0.25hld匚f = 0.25x 9x 36x 47x 120/1000 = 456.8 NmT T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx