減速器課程設(shè)計計算說明書

1、U N分 院:機電與能源工程分院專業(yè)班級:機械設(shè)計制造及其自動化 094班療戶大學(xué)字波理工學(xué)院Ningbo Institute of Technology, Zhejiang University機械設(shè)計課程設(shè)計膠帶輸送機傳送裝置減速器說明書姓 名:學(xué) 號:指導(dǎo)老師:日 期:2012年4月精品文檔一、設(shè)計任務(wù)3二、分析4三、設(shè)計內(nèi)容5（一）傳動裝置總體設(shè)置5（二）齒輪的設(shè)計7（三）軸的設(shè)計16（四）軸承的校核27（五）鍵連接強度校核28四、設(shè)計小結(jié)29五、參考文獻29-、設(shè)計任務(wù)設(shè)計一用于膠帶輸送機卷筒（如圖）的傳動裝置原始條件和數(shù)據(jù)：膠帶輸送機兩班制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動 ，室內(nèi)工

2、作，有粉 塵；使用期限10年，大修期3年。該機動力源為三相交流電，在中等規(guī)模機 械廠批生產(chǎn)。輸送帶速度允許誤差為土 5%選擇組數(shù)據(jù)原始數(shù)據(jù)編號I07輸送帶工作拉力F（N）25009歡;卬下栽輸送帶速度（m/s） 卷筒直徑（mm）1.6450二、分析1、題目分析根據(jù)題目，此膠帶輸送機每日工作16小時，載荷平穩(wěn)，空載起動，無需考 慮起動力矩。在室內(nèi)工作，因此，結(jié)構(gòu)不能太大。有粉塵，采用閉式結(jié)構(gòu)，密封 要求較高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期時更換滾動軸承等零部件。 使用期限較長。在中等規(guī)模機械廠小批生產(chǎn)。2、傳動方案的擬定根據(jù)以上的條件，決定采用普通齒輪傳動。因為齒輪傳動具有外廓尺寸小， 傳

3、動精度高，工作壽命長等優(yōu)點。因為有較大的傳動比，采用兩級閉式齒輪傳動。考慮工況，要求箱體的長度 較小，因此采用二級展開式圓柱齒輪傳動。3、傳動裝置運動簡圖如下圖：三、設(shè)計內(nèi)容設(shè)計內(nèi)容計算及說明備注(一)傳動裝置 的運動和動力參 數(shù)計算1、選擇電動機(1)選擇電動機舊(2 )確定電動機功率(3 )確定電動機轉(zhuǎn)速按已知條件和工作要求選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機PW = Fw vw KW 1000 %,Fw=2500N, Vw=1.6ms, %=0.94Fw V2500 M 1.6Pw 一4.26KW1000%1000 M 0.94電動機的輸出功率 po按如下公式計算po =

4、-pwkw 尸°式中，”為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率。由公式計算n ="c m；力2，式中，”為電動機和I軸之間聯(lián)軸器的效率；一nr為一對滾動軸承的效率；4為一對齒輪的效率；"c為田軸和工作軸之間g聯(lián)軸器的效率，由118 頁表 24得，=,'=0.992=0.995 ,、=0.96?！?nc 叫 力2 q=0.992乂0.996父 0.962x0.992=0.89故p0 kw 4.78kwn0.89因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率Pm只需略大于P°即可。按1327 頁中表8-169Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率巳為Pm 5.5kw(3

5、)確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸作為工作軸，其轉(zhuǎn)速為：6X104Vw 6X104 1.4 c - nw -一一67.91 r/minnD4 x450傳動裝置總傳動比：按111頁中表2-1推薦的各傳動機構(gòu)傳動比的范圍：兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比范圍為in =8 40,可見電動機轉(zhuǎn)速的可g選范圍為 5次迎下載5p0 = 4.78kwpm = 5.5kwnw= 67.91r/min精品文檔n'=i' nw =(840) 67.91 = 543.282716.4 / min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000r/min、1500r/min ,為減少電動機的重9量和價格，由1327頁中表8184

6、選常用的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的Ynm= 1440 r min2、計算傳動裝 置的總傳動比和 分配各級傳動比(1)傳動裝置總傳動比(2)分配傳動裝置各傳動比3、計算傳動裝 置的運動和動力 參數(shù)系列電動機Y132S-4,其滿載轉(zhuǎn)速為nm = 1440r/min。nm i =nw1440= 21.267.91對于兩級展開式圓柱齒輪減速器,直徑相近的條件分配傳動比，常取速器高速級和低速級的傳動比。取 if=1.£解 is計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)般按齒輪浸油潤滑要求，即各級大齒輪if蟲1.31.6米，式中if、is分別為減21.2._= 4.04 if =5.25 1.3由120

7、頁式(26)已知 i。產(chǎn)14口 =if =5.25,"皿=is = 4.04,Mw=1isif: 21.2= 4.04= 5.251各軸轉(zhuǎn)速計各軸轉(zhuǎn)速計算nnniii nnm 1440r1440 r miniOi 11440=274.29 r. min5.25nmnnin m274.29 =67.9r min4.04nwnmi m w“irmin 1(2 )各軸輸入功各軸輸入功率計算率計算由121頁中式(2 -7 )po =4.78kwp = poc r =4.78 0.992 0.995-4.72kw精品文檔(3 )各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算(二)齒輪的 設(shè)計一)減速器的高 速級齒輪傳動設(shè)計

8、1、選定齒輪類 型、精度等級、P= pjxnr xng =4.72x0.96x0.995 = 4.51kwp= pjjS M* =4.51 m0.96m0.995 =4.31kwPw=P/，=4.31M 0.992 = 4.26kw各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算由121頁中式(28)T0 =95501 =9550父"8 = 31.70N m nm1440Ti =9550旦=9550K2 = 31.30N m ni1440Pn4.51Tn =9550 =9550父=157.03N mnn274.29Pm4.31Tm =9550 = 9550 m=606.19N m nm67.9TW =9550生=9

9、550 父 46 =599.16N m nw67.9軸名 參數(shù)、電動機軸I軸n軸出軸工作軸轉(zhuǎn)速n(r/min 2967.967.9功率P(kw )4.784.724.514.314.26轉(zhuǎn)矩T(N m )31.7031.30157.03606.19599.16傳動比i15.254.041效率n0.9870.9550.9550.992選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1 )選用直齒圓柱齒輪傳動。(2肺送機為一般工作機器，速度不高，故選用八級精度。材料及齒數(shù)（3）材料選擇。由2191頁中表10-1選擇小齒輪材料為 40 Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為

10、45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬 度差為40HBS。2、按齒面接觸 強度計算（4慳小齒輪齒數(shù) 乙=24,大齒輪齒數(shù)Z2 = 24父5.25= 126按齒面接觸強度計算由如下設(shè)計計算公式進行試算，即|KT1u±1ZE '2 d1t >2,32 3 1一 # u 1后h叮（1 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt =1.3。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 _ 5 _ 5_95 510 P 95 5M10 X4724T1 =P =-472 = 3.130父104 N mm叫1440 由2205頁中表10 7選取齒寬系數(shù)*d=1 0 1 由2201頁中表10 6查得

11、材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPao 由2210頁中圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlm1 -600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim2 -550MPao由如下公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60nljLh =60父1440乂1乂（2乂8乂300乂3）=1.244乂1099N 1 244 父 1099N2 1 - ,-2.370X1095.255.25式中，j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；Lh為齒輪的工作壽命（單位為h , 一年工作300天）。 由2207 頁中圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.90;Khn2 =0.95。計算接觸疲勞許用應(yīng)

12、力取失效I率為1% ,安全系數(shù)S=1,得： = KHN<- lm1 =0.90 600MPa =540MPaH 1 SnKHNlm2 = 0.95m 550= 522.5MPaH 2 Sb-H I - I；* *n =522.5MPa(2)計算 試算小齒輪分度圓直徑 dit,代入hH 中較小的值c u±1 i'ZE 2 c )1.3-3.130，104 5.25+1 門89.8；dit >2.323 1 -r-E-. =2.3231父父 I I mm1 句 u (hH L 115.25 1522.5J=43.056mm計算圓周速度v二 dm二 43.056 144

13、0v =60 100060 1000m s = 3.25 m s計算齒寬b及模數(shù)mntb = d % -1 43.056mm-43.056mmmntd1t43.056 = 1.794mm24一b齒局之比- h齒高 h =2.25mnt =1.794 2.25mm = 4.04mmb 43.056h 4.04= 10.66計算載荷系數(shù)根據(jù)v = 3.25m/s,八級精度，由2194頁中圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv =1.15。由2195 頁表 103查得 KHOf= KFa=1由2193頁中表10 2查得使用系數(shù) Ka=1。由2196 頁表 10 4查得 KhP=1.450,由2196 頁中圖

14、1013查得 KFp=1.41；精品文檔故載荷系數(shù)K =KAKVKHotKH|3 = lMl.15MlMl.45 = 1.668。按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由如下公式計算得,K1.668d1 =d1t 343.056 3 mm = 46.786mm Kt 1.3計算*II數(shù)mn3、按齒根彎曲z 6 -7QCdi 46.786強度計算m= mm = 1.95mmZ124按齒根彎曲強度計算 彎曲強度的設(shè)計式為計算載荷系數(shù)。(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 K = KAKVKFKF 1 =1 1.15 1 1.41=1.622查取齒形系數(shù)。由2200 頁表 105查得 YFa1 =2.65

15、； YFa2=2.16查取應(yīng)力校正系數(shù)。由2200 頁表 105 查得 YSa1 =1.58； YSa2 =1.81 由2208 頁中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限仃FE1 =500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 =380MPao 由2206 頁中圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.88,Kfn2 =0.90計算彎曲疲勞許用應(yīng)力(2 )設(shè)計計算取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得1 KFN1 二FE1 0.88 550I、 FN1 FE1 =MPa =314.29MPa1 S1.410忒迎下載15精品文檔11狀迎下載17,1KFN2 0 FE20.90 380l；F

16、|_FN； FE2.=.4 MPa =244.29MPa計算大、小齒輪的YFaYSa 并加以比較*f 1YFaYsa1二12.65 1.58 , 0.01332314.29YFa 2YSa2|<F 22.16 1.81 0.01600244.29大齒輪的數(shù)值大，取大齒輪數(shù)據(jù)；.2 1.622 3.130 104 八八 ” “m _ 320.016mm = 1.41mm1 244、幾何尺寸計算計算中心距(2)計算齒輪寬 度圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mmd146.786小齒輪齒數(shù)乙= 1 =： 32m 1.5大齒輪齒數(shù) Z2 =5.25 32 =168幾何尺寸計算計算中心距（乙 Z2）m32 1

17、68 ma1 =mm = 150 mm22d1 =Z1M -32 1.5mm u48mmd2 =Z2M -168 1.5mm-252mm計算齒輪寬度b = dd1 =1 48mm-48mm二)減速器的低速級齒輪傳動設(shè)齒輪1齒輪2模數(shù)m1.5mm中心距a150mm齒數(shù)Z32168分度圓直徑d48mm252mm齒頂圓直徑da51mm255mm取 B2 =48mm, B1 =52mm精品文檔21計1、選定齒輪類 型、精度等級、 材料及齒數(shù)齒根圓直徑d f44.25mm248.25mmB52mm48mm減速器的低速級齒輪傳動設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)2、按齒面接觸 強度計算由如下設(shè)計計算公

18、式進行試算，即d3t -2.323(1 )選用直齒圓柱齒輪傳動。(2唧送機為一般工作機器，速度不高，故選用八級精度。(3 )材料選擇。由2191頁中表10-1選擇小齒輪材料為 40 Cr (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推小齒輪齒數(shù)24,大齒輪齒數(shù)Z4 =24x4.04=96.96,取Z4= 97。按齒面接觸強度計算(1 )確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) Kt =1.3。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩95.5 105 P25上=1.570 10 N mm色 由2205頁中表10 7選取齒寬系數(shù) %=1。 1 由22

19、01頁中表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa4。 由2210頁中圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim1 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim2 = 550MPa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 =60n)jjLh =60父274.29 乂1 父(2乂8黑300M3) =2.370 黑 108N7N43 =5.866 1074.04Lh為齒輪的工作壽命式中，j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù);(單位為h , 一年工作300天)。 由2207 頁中圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3=0.95;Khn4 =0.98。計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效I率

20、為1 % ,安全系數(shù)S = 1,得I， | _ KHNr-lm1 =0.95 600MPa =570MPaH , S.KhN2二 lim2- H J20.98 550 = 539MPaS!<h - " *n =539MPa(2 )計算 試算小齒輪分度圓直徑 dt,代入Lh 中較小的值c1KT2 u±1 1 Ze 2 11.31.57M105 4.04+1，189.8d >2 323 - =3xx t 句 u 尻(14.04 1539 )7 73.326mm計算圓周速度v二 d3tn2v :3t 2 = 1.053 m s60 1000計算齒寬b及模數(shù)mntb=d

21、 d3t=1 73.326mm-73.326mmd3t73.326mt = 3.055mmZ324一b齒局之比一h齒高 h= 2.25mt =2.25 3.055mm = 6.874mmb =73.326h 6.874-10.67計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.053m/s,八級精度，由2194頁中圖10 8查得動載荷系數(shù)精品文檔3、按齒根彎 強度設(shè)計KV =1.08。由2193頁中表10 2查得使用系數(shù) Ka=1。按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得曲計算*II數(shù)mnmd3Z3mm = 3.26mm按齒根彎曲強度設(shè)計(1 )確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值彎曲強度的設(shè)計式為計算載荷系數(shù)。查取齒形系數(shù)。由2

22、200 頁表 105查得 YFa3 =2.65； YFa4=2.19查取應(yīng)力校正系數(shù)。由2200 頁表 105查得 YSa3 =1.58； YSa4 =1.785 由2208 頁中中圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限仃FE3 =500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限仃FE4 = 380MPa由2206 頁中圖10 T8取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 = 0.91 ,由2195 頁表 10 3查得 Kh0t= Kfg=1由2196 頁表 10-4查得 KhP =1.463由2196 頁中圖 1013查得 KfP=1.42；故載荷系數(shù)K =KaKvKhKh r = 1m1.08m"

23、1.463=1.58 。A V H .H _ 1d3 = d3t 3 K = 73.326 3 mm = 78.253mm78.25324K =KaKvKf：.K叫=1 1.08 1 1.42 = 1.534Kfn4 =0.95計算彎曲疲勞許用應(yīng)力(2 )設(shè)計計算取彎曲疲勞安全系數(shù) S =1.4，得l<F L =KFN30FE3 =325MPa 3 SL 1 = Kfn2fe4 =257.86MPa計算大、小齒輪的 YFaYSa 并加以比較1YF*3 =0.01288F 3YFa4YSa4 =0.015164大齒輪的數(shù)值大，取大齒輪數(shù)據(jù);mn2 1.534 1.57 10521 2420

24、.01516mm = 2.33mm圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2.5mm4、幾何尺寸計算(1)計算中心距小齒輪齒數(shù) Z3 = d3 = 78.253 31mn 2.5大齒輪齒數(shù)Z4 -4.04 31 125幾何尺寸計算計算中心距a3(Z3 ZQm231 125 m=mm = 195.5mm2(2)計算齒輪寬 度d3=Z3Mn=31 2.5mm 78mmd4=Z4Mn=125 2.5mm : 313mm計算齒輪寬度b = dd3 =1 78mm = 78mmd 3取 B4=78mm, B3 =82mm23螃a下載14精品文檔（三）軸的設(shè)計 一）第一根軸的 設(shè)計（高速軸） 1、確定軸上的功 率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)

25、矩2、確定作用在齒 輪上的力齒輪3齒輪4模數(shù)m2.5mm中心距a195.5mm齒數(shù)Z31125分度圓直徑d78mm313mm齒頂圓直徑da83mm318mmB82mm78mm3、初步確定軸的 最小直徑高速軸的設(shè)計第一根軸的設(shè)計確定軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知 p =4.72kw, n =l440r/min , T =31.30N mm確定作用在齒輪上的力4 = mz = 48mm-32T 2 31 30 103Ft =1.=231.300_ =1.30 103Nd 48Fr = Ft tan 二 n =1.30 103 tan 20' = 474.68NFa =0初步確定軸的最小直徑先按

26、1101頁中式5-1 ,初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。，根據(jù)1102頁中，取C=110,于是得d "3伊=110x |-4172mm = 16.34mm,n1，1440高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑di -。為了使所選的軸的直徑di與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的方t算轉(zhuǎn)矩Tca =KAT1,查2351頁中表14 -1 ,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka =1.3,則：Tca = KAT1 =1.3 31.30 1000N mm = 40690.0N mm按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查1317頁中表4、軸的結(jié)構(gòu)

27、設(shè)8-177,選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為400x103 N，mm。半聯(lián)軸器的孔徑 &=30mm故取dz -n=32mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L =82mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計#螃a下載14 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=82mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故I- H段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取 I=80mm。 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-II軸段右端需制出一軸肩，故取n- m段的直徑d=36mm。 初選深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)dwq=40mm,查1291頁中 表8-155初步選取深溝球軸承6008，其尺寸為 d m D m B =40m

28、mM 68mmM15mm , 故 dr =dWJ1 =40mm ;l =-=15mm。 根據(jù)算彳#的iv -V段的寬度11V。為Bi =52mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離 a =12mm。半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按di口由1217頁中表8-615、求軸上的載荷查得平鍵截面bxh =10mmx8mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 70mm。 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，選軸的直徑尺寸公差為 m6。求軸上的載荷計算力精品文檔19螃ffl下載31FFrZZ得:MV =142.5 120.53=17175.53N mmFNV1 F20.53NFNV2 =354.15NM =0

29、Fnvi (142.5 48.5)-Fr 48.5 = 0F =0 Fnvi FnV2 - Fr =0垂直面F HI-111425_87.5_14包昌48.5 _y7水平面FNH1七NH2r87.5L42.5_ 48,5 _ 6、按彎扭合成應(yīng) 力校核軸的強度二）第二根軸的 設(shè)計（中間軸）,S7.5.142.548.5' F =0 Fnhi Fnh2 -Ft =0M =0 FNH1 (48.5 142.5)-Ft 48.5 = 0得：Fnhi -330.10NFnh2 =969.90NMh =330.10 142.5-47039.25N mm總彎距 M1 = (17175.53)2 (4

30、7039.25)2 = 50076.84 N mm1=31300N mm仃=而12 *(町)2 J50076.842 +(0$313跡=484MpacaW0.1 483選用45號鋼白b= 60MPa .0ca<b=安全1、確定軸上的功 率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩2、確定作用在齒 輪上的力Ft2 157.0310d278_ 3= 4.02610 3 N第二根軸的設(shè)計確定軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知 P2 =4.51kw,=274.29r/min , T2 =120.7N m。確定作用在齒輪上的力d2 = 78mmFr =Fttan:n =4.026 1 03 tan 20 =1465.49N3、初步確定

31、軸的 最小直徑Fa =0初步確定軸的最小直徑-110先按1101頁中公式5-1 ,初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1102頁中，取C =110,于是得4.51 mm = 27.97mm274.29中間軸的最小直徑下顯然是安裝軸承處軸的直徑du和dv。為使所選 的軸直徑di和dv與滾動軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取滾動軸承的 型號。參照工作要求并根據(jù)dmin =28mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)計算 選擇深溝球軸承，由1291頁中表8T55深溝球軸承6209,其尺寸為d 父 D 父 B =45mmM85mmM 19mm ,故 d =dvI =45mm °

32、 因安裝齒輪白- in段和iv - v其直徑dum =diY、=50mm,齒輪3的齒根圓20精品文檔直彳df3=7l.75mm 故采用。 軸段m-W為軸肩，直徑dw=60mm。 取齒輪2和齒輪3距箱體內(nèi)壁的距離為12mm和12mm,考慮到箱體的 鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s ,取s=5mm。 齒輪的周向定位采用平鍵連接。按du=d1V、=60mm,由1 217頁中表8-61查得平鍵截面bxh=14mmx9mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工， 長分另1J為40mmf口70mm；滾動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m6。5、求軸上的載荷求軸上的載荷計

33、算力#Ft,=2T2 = 2 157-03 103 =1.25 103N d2'252_'_ 't _ _Fr =Ft tan20 =453.61 N垂直面NV221噓迎下載- -精品文檔Mv75 513'、F =0 Fnv1 Fnv2 -F-F=0 _ _ . . ' _ _ M =0 Fnvi (68.5 75 51.5)-F(75 51.5)-F51.5=0得：Fnvi =830.89N Fnv2 =1088.21NMV 二FNV2 51.5-56042.815N mm水平面i F NHL 十p 7 jNHErL!II一6M5一75一 "

34、S 一Mh 73 513“ F =0Fnh1 Fnh2 - Ft -Ft =022灰迎下載33精品文檔6、按彎扭合成應(yīng) 力校核軸的強度三）第三根軸的 設(shè)計及計算（低 速軸）1、確定軸上的功 率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩2、求作用在齒輪 上的力3、初步確定軸的 最小直徑% M =0FNH1 (68.5 75 51.5)-Ft (75 51.5)-Ft 51.5 = 0得：Fnh1 =2317.26NFnh2 = 2958.74NMV =FNH2 51.5-152375.11N mmM2 =，J(56042.815)2 (152375.11)2 =162345.46N mm耳=157030N mm_ _ . M

35、12 (： T1)2 _ 162345.46" (0.6 157030)2 _W = 0.1 503- 14 9 (14-9)2=15.2 50選用 45 號鋼白fcr=60MPa crca < fcr_,安全 ca第三根軸的設(shè)計確定軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知 p3 =4.31kw, n3 =67.9r/min , T3 =606.19N m。確定作用在齒輪上的力d3 = 313mmFr u Ft tan、=3.873 103 tan 20 =1409.81 NFa =0初步確定軸的最小直徑先按1101頁公式5-1 ,初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1

36、102頁中，取C=110,于是得dmin 之 cj旦=110父mm = 43.88mm,r367.9中間軸的最小直徑下顯然是安裝軸承處軸的直徑dm.。為使所選的軸直徑d皿事和d皿與滾動軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取滾動軸承的型號。參照工作要求并根據(jù) dmin =45mm。32T32 606.19 103Ft 二二二 3.873 10 Nd331323精品文檔聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca =KaT3,取Ka=1.3,則：Tca =KaT3=1.3 606.19 103N mm = 788047 N mm按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查1317頁中表8-177,選用GYS6型凸緣聯(lián)軸器，其公

37、稱轉(zhuǎn)矩為900N mo半聯(lián)軸器的孔徑d=45mm ,故取d目=45mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L =112mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計I工 m ivv vlw 11 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，II-III段左端需制出一軸肩， 故取1- II段的直徑d - u = 45mm ；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L =112mm,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I-II段的長度應(yīng)比L短一些，現(xiàn)取l目=110mm。 初步選擇滾動軸承。選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dvi-w =54mm,由1291頁中表8-155選才16010深溝球軸承，其尺寸為 d 父 D 父

38、 B =50mmM 80mmM 16mm。故 d1V =d皿-皿=50mm。 取安裝齒輪的軸段 VI- VU的直徑dvi=54mm ；齒輪的左端與右邊的 軸承之間采用套筒定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 dvu =54mm,由1217頁中表8-61查得平鍵截面bMh=16mmM 10mm,鍵槽用鍵槽銃 刀加工，長為70mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為巨工；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為r616mmM 10mmM 90mm。滾動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 m6。求軸上的載荷計算力5、求軸上的載

39、荷37精品文檔F垂直面INVi F1Q2AMvF =0 FnV1 FnV2 -Fr =0M =0Fnv2 (65 125) - Fr 65 = 0得:Fnvi =927.51NFnv2 =482.30NMV =FNV1 125-60287.5N mm水平面FNH2NH1Mh.二 F=0FNH1 , FNH2 - Ft - 0、M =0Fnh2 (125 65)-Ft 65 = 0得：FNH1 =2548.03NFNH2 =1324.97N6、按彎扭合成應(yīng) 力校核軸的強度Mh =Fnh2 125 =165621.25N mmM3 ="(60287.5)2 (165621.25)2 =1

40、76252.61N mm1-606190N mmtjcaMi2 (F)2W176252.6? (0.6 606190)2_30.1 5416_10_(16二 10)22 54=23.20MPa選用45號鋼白】=60MPa .oca<k=安全（四）軸承的校 核高速軸的軸承壽命校核1、初步確定當(dāng)量動載荷P,根據(jù)公式26一）高速軸的軸 承壽命校核P = fp(XF,+YFa)按照2321 頁表 13-5 ,取 X=1, 丫=0。表 13-6 ,取 fP =1 OP = fp Fr =1x7354.152 +969.902 =1032.53N2、確定軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值C,根據(jù)公式對于球軸

41、承，名=3。160nL卜3/60x1440x2x8x300x10C = P。一1032.53x 6- =16589.03N1 106V106根據(jù)1291頁，取深溝球軸承 6008基本動載荷Cr =17kN .16589.03N <17000kN所以選擇一對6008軸承合適。二）中速軸的軸 承壽命校核中速軸的軸承壽命校核1、初步確定當(dāng)量動載荷 P,根據(jù)公式P = fp（XFr +YFa）按照2321 頁表 13-5 ,取 X=1, 丫=0。表 13-6 ,取 fp =1 PP = fP Fr =1父,1088.212 +2958.742 =3152.51N2、確定軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值

42、C,根據(jù)公式對于球軸承，名=3。l60nLh3160£274.29381300110C=3152.51< 6。ow_29142NV 106V106根據(jù)1291頁，取深溝球軸承 6209基本動載荷Cr=31.5kN.29142N <31.5kN所以選擇一對6209軸承合適。三）低速軸的軸 承壽命校核低速軸的軸承壽命校核1、初步確定當(dāng)量動載荷P,根據(jù)公式27精品文檔P = fp(XFr YFa)按照2321 頁表 13-5 ,取 X=1, Y=0O 表 13-6 ,取 fP =1oP = fp Fr =1927.512 2548.032 =2711.59 N2、確定軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值C,根據(jù)2319頁公式13-6 ,60nLhC = P10649對于球軸承,60nLh3C=P ； 106h =27"59 .60 67.9 2 8 300 10106= 15739.04N根據(jù)1291頁，取深溝球軸承6208基本動載荷Cr = 22kN .15