福建農(nóng)林大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)二級(jí)圓柱圓錐齒輪減速器

1、1傳動(dòng)簡(jiǎn)圖的擬定12 電動(dòng)機(jī)的選擇23傳動(dòng)比的分配24傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算35圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算36圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算67軸的設(shè)計(jì)計(jì)算118鍵連接的選擇和計(jì)算209滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算2110聯(lián)軸器的選擇2211箱體的設(shè)計(jì)22設(shè)計(jì)總結(jié)25參考文獻(xiàn)26Pw =n =Pd= n=1500r/mi n 電動(dòng)機(jī)型號(hào)：Y112M- 4i總二11 =12 =13 =ni =1470r/mi nn 2 =min n 3=minn 4 =40r/m inR =P2 =Ps =P4 =T|= N m丁2= rnTa= m丁4= m Z1 =35z2=107滴油潤(rùn)滑m =3 mm d尸 mm d2 =321 m

2、m zi =241傳動(dòng)簡(jiǎn)圖的擬定技術(shù)參數(shù)：碾輪上的阻力矩為2800N碾輪軸的轉(zhuǎn)速n=40 r / min ,允許有土 5%的偏差。工作條件：混沙機(jī)由交流電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)，單班制工作，工作時(shí)經(jīng)常滿載、有輕微振動(dòng)，工 作年限為五年。 （語(yǔ)計(jì)日寸）。1.3 擬定傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)，減速器，工作機(jī)等組成。減速器為二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器。外 傳動(dòng)為齒輪傳動(dòng)。方案簡(jiǎn)圖如圖。2電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)的類型：三相交流異步電動(dòng)機(jī)（丫系列）功率的確定工作機(jī)所需功率Pw （kw）:Pw =Tn/9550=2800*40/9550=電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率n：n = 1X1X2X3X4X5= xxxxx =（1為聯(lián)軸器的效

3、率，2為軸承的效率，3為圓錐齒輪傳動(dòng)的效率，4為圓柱齒輪的傳動(dòng)效率，5為開(kāi)式圓錐齒輪傳動(dòng)的效率）所需電動(dòng)機(jī)的功率Pd （kw）:確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)因同步轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價(jià)格高，但可使傳動(dòng)比和機(jī)構(gòu)尺寸 減小，其中Pm=4kN,符合要求，但傳動(dòng)機(jī)構(gòu)電動(dòng)機(jī)容易制造且體積小。由此選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)：丫 180M- 4電動(dòng)機(jī)額定功率Pm=，滿載轉(zhuǎn)速=1470r/min電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率(kw)滿載轉(zhuǎn)速(r/mi n)起動(dòng)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y180M-41470選取B35安裝方式Z=91 m=Zi =30Z2=1 133傳動(dòng)比的分配3=總傳動(dòng)比：i總=nm/n出=1470/4

4、0=設(shè)高速輪的傳動(dòng)比為低速輪的傳動(dòng)比為i2,開(kāi)式圓錐齒輪傳動(dòng)比為I3，減速器的傳動(dòng)比為i減，開(kāi)式圓錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比推薦3-4，選i3=, 匕甯=總”3=12,選l1=,?=貝 U i =ii i? is = xx =i = (i i 總)/ i 總=0符合要求。4傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸I的轉(zhuǎn)速：ni = :nm =1470 r/mi n中間軸 U 的轉(zhuǎn)速：r)2 = =n 1 / ii =1470/= r/mindi=90mmd2=339,mmB2 =95mmBi =100mm d12=30mmd23 =35 mm軸全長(zhǎng)343mml45=105mm軸總長(zhǎng)：296mmd

5、i2=60 mmd34 =70mmde? =86mm低速軸川的轉(zhuǎn)速:na= :n 2 / i2 =490/=min碾輪軸W的轉(zhuǎn)速：n4 =03/ is =140/=40 r/rnin156 =12mm各軸的輸入功率P (kw)1X1X2X 3X4X5 軸總長(zhǎng)：477mm高速軸I的輸入功率： P|=PT* 1 =* =中間軸U的輸入功率：F2=p/ n 2* 3 =*=低速軸川的輸入功率：P3=P* n 2* 4 =碾輪軸W的輸入功率：F4=P* 5* n 2=*=各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(N - m)高速軸I的輸入轉(zhuǎn)矩：中間軸U的輸入轉(zhuǎn)矩:低速軸川的輸入轉(zhuǎn)矩：T1 9550 R / ni mT2 95

6、50 P2 / g mT3 9550F3/ n3 m碾輪軸w的輸入轉(zhuǎn)矩：T49550 P4 / r)45圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)選用閉式直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，按齒形制GB/T12369 1990齒形角20。，頂隙系數(shù)c* 0.2，齒頂高系數(shù)had，螺旋角m 0。，軸夾角90，不變位，齒局用頂隙收縮齒。根據(jù)課本表10-1，材料選擇，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根據(jù)課本表10-8，選擇7級(jí)精度。傳動(dòng)比U=Z2/乙=3節(jié)錐角，29018.4371.57不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)：Zmin 2ha* cos 1

7、/ sin2 =選 z-i =35 » Z2=uzi=35*3=1 05 選取 Z2 =107按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式：2fA=3mu試選載荷系數(shù)Kt =2計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩Ti=x 105 R/m = X104N mmH Iim1 600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hiim2 550MPa o選取齒寬系數(shù)R=由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù)Ze 188MPa1/2由圖10-21 d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限N2N1/U 2.76 10由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)計(jì)算接觸疲善許用應(yīng)力試算小齒輪的分度圓直徑代入H中的較小值得7 Ze 2KTi

8、dit> 即丁 = mm,I HR 10.5 R U計(jì)算圓周速度vdmi dit 1 0.5 R 88.663 (1 0.5 0.3) 75.364 mm=(XX 1470)/(60X 1000) s齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得Ka=。由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=。由表103查得齒間載荷分配系數(shù)Kh = Kf =0依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表19得軸承系數(shù)K v =由公式Kh =Kf=Kh be=接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K =Ka Kv Kh Kh =XX1 x =按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑di dnAK/Kt =x V2.13/1.3 = mmrn=/

9、 乙=35=取標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)di =mzi=3X 35=105 mmd2 =mz2 =3X 107=321 mm1 arctan 1/u 18.43 =18 6'47”2 =90 -1 =71 53,13H校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)K=Ka Kv Kf Kf =計(jì)算當(dāng)里齒數(shù)Zvi = Zi /cos 1 =35/cos 18.1 =Zv2 = Z2 /COS 2=1 07/ =查表 10 5 得 丫Fa1 =' sal =' 2=' Sa2 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 =試選載荷系

10、數(shù)Kt =計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=x 105 p?/n2= x10N-mm由表10-7選取齒寬系數(shù)d=11由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=1 88MPa2，由圖10-30查的區(qū)域系數(shù) Zh=O由圖 10-26 查的 0.7802 0.885 貝 U' 21.72558 522 5需用接觸應(yīng)力HH1H 2540.25Mpa|2 2由圖10-21 d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hiim600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限h imi =600Mpa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Ni 60n2jLh=60XX 1X( 8X 250X 5) =xN2=Ni/u= X 108/= X 10

11、8由圖19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni0.93 , Khn2 0.95。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1取失效概率1 %hi KHN1-Hlim1 =X 600=576MPa1 SH 2 KHN2Hiim2 =X600=588MPa S試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入H中的較小值得1 r% 3 ZhZe2 如(J¥ HdU計(jì)算圓周速度dnr)2 3.14 79.08 459.375 , v =m/s=s60 1000 60 1000計(jì)算齒寬bb ddit=1 X =計(jì)算齒寬與齒高之比- h模數(shù) mt d1=*cos14 /24=Zi齒高 h 2.25irint =X =b=h =計(jì)

12、算縱向重合度0.318 dZitan 0.318*1 * 26* tan 2.06計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=s,由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=;直齒輪，由標(biāo)10-3查的Kh = Kf =由表10-2查得使用系數(shù)Ka =由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，Kh = °由b= , Kh=查圖1013得Kf=；故載荷系數(shù)hK =K a Kv Kh Kf =1 xxx =按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑ddit=79.082 冷 2379 =Kt 1.3計(jì)算模數(shù)mmndlcos = xcos140/24= Z1按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 mnJ2KTlY2COS -

13、MaAa dZlF由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1450MPa，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度f(wàn)e2 450MPa據(jù)縱向重合度2.06，從圖10-28查的螺旋角影響系數(shù)Y 0.88計(jì)算當(dāng)里齒數(shù)和齒形系數(shù)當(dāng)量齒數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20C查的小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度f(wàn)ei 550Mpa小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度f(wàn)e2 600Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni=, Kfn2 二取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，則Kfi FN； FE1 =x 500/=325 MpaF2“N2FE2 =x380/= MpaS計(jì)算載荷系數(shù)KK =Ka Kv Kf Kf =1XXX =查取齒形系數(shù)由表105查得YF

14、a1=，YFa2查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 丫591=，Ysa1計(jì)算大、小齒輪的YFaYsa并加以比較Y Y Fa1 Sal » =丫 Fa2 丫 Sa2 =x =大齒輪的數(shù)值大。F2設(shè)計(jì)計(jì)算2 1.3 2.98 100 686 0.01452.374mm1 242對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取m=，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為同時(shí)滿足接觸疲 勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑di=111 mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由30d cos 791 cos14 ” 廣一Zi = j 29.597mn大齒輪齒數(shù)：Z2=30X = 即取

15、Z2=113這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距a=Zl Z2 mn38 1333 214.5mm2cos2 cos14圓整 a=265mm按圓整后的中心距修正螺旋角因B值改變不多，故參數(shù)、K、Zh等不必修正計(jì)算分度圓直徑和齒輪寬度dAzm/cos =30X 3/°=90mmd2 = Z2 nV cos =113x 3/=339mm b= d di=1 x 90mm=90mm取 B2 =95mmBi=100mm7軸的設(shè)計(jì)計(jì)算輸入軸設(shè)計(jì)求輸入軸上的功率Pi、轉(zhuǎn)速人和轉(zhuǎn)矩Ti5=ni=1470r/mi

16、nTi= N m表 15-3 , 取 Ao115,得求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小圓錐齒輪的分度圓半徑為d 1 0.5 r 102 (10.5 0.3)86.7mm mmFr Ft tan cosi 2491 tan 20 cos16.38869.9 NFa Ft tan sin 12491 tan 20 si n16.38初步確定軸的最小直徑45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%八15%取&2=35 mm左右。輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直 徑cli2，為了使所選的軸直徑a2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸

17、器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TeaKA，查課本表141，由于轉(zhuǎn)矩變化較大，故取Ka1.3，則TeaKAT 1.3 108130140569N mm 140.569N m，因輸入軸與電動(dòng)機(jī)相連，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y200L- 4,由指導(dǎo)書(shū)表12-4查得，電動(dòng)機(jī)的軸伸直徑D= 48 mm。查指導(dǎo)書(shū)表8-5，選LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250N m,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L, 112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為 84mm擬定軸上零件的裝配方案為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23=35 mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D

18、=40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)=84mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故比L略短一些,現(xiàn)取Ii2 82mm。1-2軸段的長(zhǎng)度應(yīng)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23 =35 mm,由指導(dǎo)書(shū)表67，初步選取03系列，30308軸承 其尺寸為d D T B 40 90 25.25 23，故d34d56 40mm，而為了利于 固定I34 23mm。由指導(dǎo)書(shū)表15-1查 得d45 50mm。取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d67 35mm ;齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為50mm應(yīng)使套筒端面

19、可靠地壓緊軸承，&由套 筒長(zhǎng)度，擋油環(huán)長(zhǎng)度以及略小于輪轂寬度的部分組成.，故匚75mm。為使套筒端 面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取Ise 23mm。軸承端蓋的總寬度為30mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離I 30mm，故取 l23 50mmI45 90mm至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按di2=30mm,查得平鍵截面b h 10 8mm，長(zhǎng) 70mm軸與錐齒輪之間的平鍵按d67 55mm，由課本表6-1查得平鍵截面bh

20、16 10mm，長(zhǎng)為42mm鍵槽均用鍵槽銃刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6，齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6 ;滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為m6確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，全部倒角為2 45。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖，確定軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算軸危險(xiǎn)截面處的M H、Mv及M的值列于下表:載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT3 =108000N- mm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計(jì)算Fc作用下的受力分析如圖f由受力平衡的Frd 2237.2 NFrc27

21、97.1N作彎矩圖Me,如圖g所示M總M Me,如圖h綜上可知：危險(xiǎn)截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處M=206778N/mm,T=108000N/mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(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。前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表151查得許用彎曲應(yīng)力160MPa，因此cai ,故安全。中間軸設(shè)計(jì)求輸入軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速門2和轉(zhuǎn)矩T2p2=n2 =min T2二 m求作用在齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑di =90 mm廣 2T2 2 370800八Ft1 -7490.9Ndi 90 已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑

22、dm2 d2tl 0.5 r339 (1 0.5 0.33) 288.15mmFr2 Ft2tan cos 12443.8 tan20 cos69.17316.3 N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)課本表 15-3,取 4 114,得中間軸的最小值顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑。因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%15%故%皿40mm擬定軸上零件的裝配方案如圖初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作 要求并根據(jù)a2=d5640mm，由指導(dǎo)書(shū)表67中初步選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單 列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為d D

23、 T 40 90 25.25，所以di2=d56=40mm這 對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度， 因此取套筒外直徑55mm內(nèi)直徑50mm取安裝圓錐齒輪的軸段d23 50mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪 輪轂長(zhǎng)L 60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故 取58m m,齒輪的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為d34 60mm。已知圓柱直齒輪齒寬R=106mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂 長(zhǎng)，故取 145=105mm箱體以小圓錐齒輪中心線為對(duì)稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推算出，箱體對(duì)稱則：

24、取軸肩13414mm156 64mm, I12 55mm軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位米用平鍵連接，按ch由課本表6-1查得平鍵截面b h 14 9mm，鍵槽 用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為51mm同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂 與軸的配合為工；圓柱齒輪的周向定m6位米用平鍵連接，按d45由課本表6-1查得平鍵截面b h 16 10mm，鍵槽用鍵槽鐵刀加工， 長(zhǎng)為97mm同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故 選擇齒輪輪轂與軸的配合為旦 工；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)m6保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，支承從軸

25、的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖，確定軸的危險(xiǎn)危險(xiǎn)截面。計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的Mh、Mv及M的值列于下表綜 上 可 知危 險(xiǎn) 截載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩 TT2 =370800N- mm習(xí)出心丹穴孑山右才口？孑山/于、乂,m心M =531046N - mm,T=370800N m 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(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)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表151查得許用彎曲應(yīng)力！60MPa，因此ca!，故安全。輸出軸的設(shè)計(jì)求輸入軸上的功率5、轉(zhuǎn)速屬和轉(zhuǎn)矩p3= n3=min求作用在齒輪上的力已

26、知大圓柱直齒輪的分度圓半徑d2=339mm孤 2 1360000hd2 3397619NFr Fttan =7619tan202773.3Ncos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)課本表 15-3，取 A 112，得中間軸的最小值顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑。因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%-15%故dmin 60mm擬定軸上零件的裝配方案如圖。由圖可得di2為整個(gè)軸直徑最小處選di2=60 mm。為了滿足齒輪的軸向定位，取d23 65mm。根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取卜2104mm » 123 55mm。初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承

27、同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)血二小了 70mm，由指導(dǎo)書(shū)表6-7中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30314,其尺寸為d D T 70 150 38，所以d34=d78=70mm這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由 表6-7查得30214型軸承的定位軸肩高度，因此取d45 82mm。去安裝支持圓柱齒 輪處直徑d56 86mm。已知圓柱直齒輪齒寬B2=96mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故取l67=93mm由于輸出軸在箱體內(nèi)部長(zhǎng)為235mm軸承30214寬為38mm可以得出134 36mm，I45 94mm »

28、 1?8 83mm 0d67由課本表6-1至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按查得平鍵截面b h 25 14mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為88mm同時(shí)為H 7保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為一；鏈m6輪的周向定位米用平鍵連接，按ck由課本表6-1查得平鍵截面bh1811mm鍵槽用鍵槽銃刀加工,長(zhǎng)為92mm同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為空；滾動(dòng)軸承與軸的周m6向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2 45。求軸上的載何根

29、據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面是軸的危險(xiǎn)截面。載荷水平面H垂直回V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT3 =1360000N- mm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計(jì)算Fc作用下的受力分析如圖（5）Frd 137386N由受力平衡的Frc2 4672.6N作彎矩圖Me，如上圖所示M總M Me,如上圖所示綜上可知：危險(xiǎn)截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處M=m,T=1360N/m按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)10

30、8mm，長(zhǎng) L=70mm 由指ti °圓角半徑r=。查課本表I =L-b °p滿足強(qiáng)度要求。10 8mm，長(zhǎng) L=42mm 由指ti °圓角半徑r=。查課本表1 60MPa，因此cai ,故安全。鍵連接的選擇和計(jì)算輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接軸徑di2 30mm，選取的平鍵界面為b導(dǎo)書(shū)表41得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度6-2得，鍵的許用應(yīng)力p 11 OMPa。有k=，32T 1032 108863p30.24MpaM I k 30 60 4輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接軸徑d67 35mm，選取的平鍵界面為b導(dǎo)書(shū)表41得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度6-2得，鍵的許用應(yīng)力 P1

31、1 OMPa。有k=，l=L-b。2T 103d2 10800048.29MpaI k 35 32 4滿足強(qiáng)度要求中間軸與大圓錐齒輪的鏈接軸徑d23 50mm，選取的平鍵界面為b h導(dǎo)書(shū)41得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度力14 9mm，長(zhǎng) L=51mm 由指圓角半徑r=。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力P11 OMPa。有k=，l=L-b32T 102 29728071.42MpaMl k 50 37 4.5中間軸與小圓柱齒輪的鏈接軸徑d45 55mm，選取的平鍵界面為b hp滿足強(qiáng)度要求。16 10mm，長(zhǎng) L=97mm 由指導(dǎo)書(shū)表41得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度匕6-2得，鍵的許用應(yīng)力P

32、110MPa。有k=，l=L-b。 32T 102 370800 “p35.02Mpa ppd I k 55 77 5p輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接。圓角半徑r=。查課本表滿足強(qiáng)度要求。軸徑d6782m m,選取的平鍵界面為b h 25 14mm，長(zhǎng)L=88mm由指導(dǎo)書(shū)表41得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度6-2得，鍵的許用應(yīng)力p 11 OMPa。有k=，32T 102 1360000P 75.21 Mpap d I k 82 63 7輸出軸與滾子鏈輪的鏈接軸徑di2 60mm，選取的平鍵界面為bti 。圓角半徑r=。查課本表 l=L-b °滿足強(qiáng)度要求。h 1811 mm，長(zhǎng) L=92m

33、m 由指導(dǎo)書(shū)表41得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度圓角半徑r=。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力P11 OMPa。有k=，2T 1032 1 360000p 102.1Mpad I k 60 74 5.5l=L-b °p滿足強(qiáng)度要求。9滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算輸入軸上的軸承計(jì)算（30308圓錐軸承）由已知可得：ni =1470r/min，F(xiàn)n 1662N , Fr2 4295 N , Fa300Ne= ' Y=108KN Cr90.8KN求兩軸承的軸向力 Fdi Fn /(2Y)1662/(2 1.7)N488.8NFFr2/(2Y)4295/(2 1.7)N1263N , Fai Fd2 Fa 1518.6Nd2Fa? Fd21263N求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷R和P2Fai15186 0 9 >eFa21263 o 29< eFri 1662Fr2 4295由指導(dǎo)書(shū)表 6-7 查的 R 0.4Fri1.7Fai= ,P2 F*4295N驗(yàn)算軸的壽命,106C106108000 10/3 uc ”5 匚 “qcmLh5.9 105h >14600h60n P 60 14704295故可以選用。中間軸上的軸承