展開式二級圓柱齒輪減速器設計方案

1、展開式二級圓柱齒輪減速器設計方案第一章 緒 論減速器是指原動機與工作機之間獨立封閉式傳動裝置，用來降低轉 速并相應地增大轉矩。此外，在某些場合，也有用作增速的裝置，并稱 為增速器。減速器的種類很多，這里我們涉及圓柱齒輪組成的減速器，最普遍 的是展開式二級圓柱齒輪減速器，它是兩級減速器中最簡單、應用最廣 泛的一種。 二級圓柱齒輪減速器分為展開式、 分流式、同軸式， i=840 ， 用斜齒、直齒、人字齒。兩級大齒輪直徑接近，有利于浸油潤滑。軸線 可以水平、上下、垂直布置。它的齒輪相對于支撐位置不對稱，當軸產 生變形時，載荷在齒輪上分布的不均勻，因此，軸應設計的具有較大的 剛度，并使齒輪遠離輸入端或

2、輸出端。我們通過對減速器的研究與設計，我們能在另一個角度了解減速器 的結構、功能、用途和使用原理等，同時，我們也能將我們所學的知識 應用于實踐中。在設計的過程中，我們能正確的理解所學的知識，而我們選擇減速 器，也是因為對我們過控專業(yè)的學生來說，這是一個很典型的例子，能 從中學到很多知識。我們本次設計的題目是二級圓柱斜齒輪減速器，我們對這次設計的 對象有了更深入的了解。另外，我們通過設計可以更加詳盡的了解各部 分的功能和設計要求，比如，帶輪的設計、齒輪的設計及軸的設計、箱 體的各部分零件的尺寸計算等等。同時，我們還要選取其它附屬部件，如鍵、軸承、聯(lián)軸器等。在本次設計中，我們將運用 CADffl助

3、繪圖，這也給我們帶來了極大的便利第二章 展開式二級圓柱齒輪減速器的設計1、設計題目 用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如下 圖所示。1電動機 2 V 帶傳動 3 展開式雙級齒輪減速器 4連軸器 5 底座 6 傳送帶鼓輪 7 傳送帶(1) 帶式運輸機數(shù)據(jù)運輸機工作軸轉矩T=800/(N m)運輸帶工作速度 v=1.4/(m/s)運輸帶滾筒直徑 D=400/mm(2) 工作條件單班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運轉，工作中有輕微振動。運 輸帶速度允許速度誤差為± 5%。(3) 使用期限工作期限為十年，檢修期間隔為三年。（4）生產批量及加工條件 小批量生產。2、設計任務（

4、1）選擇電動機型號；（2）確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；（3）設計減速器；（4）選擇聯(lián)軸器。3、具體作業(yè)（1）減速器裝配圖一；（2）零件工作圖二（大齒輪，輸出軸）（3）設計說明書一份。4、數(shù)據(jù)表運輸機工作軸轉矩 T/（N m）800850900950800850900800850900運輸帶工作速度 v/（m/s）1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4運輸帶滾筒直徑 D/mm360370380390400410360370380390第三章電動機的選擇3.1 選擇電動機的類型和結構式選用三相鼠籠是異步電動機，有傳動方案選擇圓柱齒輪，無特殊要 求，采用丫系列電機，為防

5、止雜質侵入電機部，電動機采用封閉式。3.2 選擇電動機的容量運輸機的工作轉速60v60 1.4nw66.88r/minD 3.14 0.4運輸機的所需功率查表3-2得滾筒的效率為w 0.96，取皮帶傳動效率01 0.96，齒 輪傳動效率0.97 ,滾子軸承的傳動效率0.98，聯(lián)軸器的傳動效率0.99.I軸與U軸之間的傳動效率120.98 0.970.9506U軸與川軸之間的傳動效率230.980.970.9506川軸與滾筒之間的傳動效率3w 0.99 0.9820.9508電動機到滾筒的總效率PdPw所需電機功率:6.79kw0.8253.3確定電動機的轉速n 10 ii i 2 n wi0為

6、帶傳動比，取2411為高速級傳動比，取3513為低速級傳動比，取35且 ii (1.31.4)i2則 n=11706000為減小電動機的結構尺寸，降低成本，取n=1500r/min查表12-1取電動機型號 Y132M-4查表12-3電動機基本參數(shù)額定功率7.5Kw;滿載轉數(shù)1440r/min ;中心高度132mm表12-1電動機參數(shù)選擇電動機型號叡定 功率滿載轉速堵轉 轉矩最大 轉矩Y132S2-27.529202.02,2Y132M-47.514402,22.2額定功率單位為7.5KW，滿載轉速單位為1440r/min，堵轉轉矩與 最大轉矩單位都為2.2N m第四章 傳動裝置運動及動力參數(shù)計

7、算4.1傳動比分配傳動裝置的總傳動比要求為nmn144021.566.88式中：nm -電動機滿載轉速，r/min.多級傳動中，總傳動比為:i io ii i2分配傳動比要考慮以下幾點：(1) 齒輪各級傳動比要在要求的圍：i=3-5，帶傳動比圍:(2) 應使傳動裝置結構尺寸最小、重量最輕.(3) 應使各傳動尺寸協(xié)調，結構勻稱合理.避免干涉碰撞i=2-4;.可采用推薦的i1(1.3 1.5)i2，取i1=1.4i2，取帶傳動比io 2則i2L i 21.5V1.4 i01.4 22.77求得ii0 i221.52 2.773.88但是在實際傳動中有誤差，一般允許相對誤差為(3 5)%4.2 傳動

8、裝置的運動和動力參數(shù)設計計算傳動件時，要用各軸的轉速、轉矩或功率，因此要將工作 機上的轉速、轉矩或功率推算到各軸上。各軸轉速I軸:ninmi01440720r / minII軸:n2ninmiiio ii1440185.6r / min3.88n3n2i2nmi 0 i1 i2144067r / min2 3.88 2.77分別表示1，2，3軸的轉速r/min ； 1軸為高速軸、2軸為中速軸、3軸低速軸;i0 i1 i2分別表示帶輪、高速軸；高、中速軸；中、低速軸間的傳動比； 各軸功率I軸：Pi Pd01 6.79 0.96 6.52kwI軸：P2P12 6.52 0.9506 6.2kwm軸

9、:P3P223 6.2 0.9506 5.89kw滾筒軸:3wPl , P2 , P3, P4 1, 2, 3,滾筒軸輸入功率；01， 12， 23， 表示各傳動機構和摩擦副效率；各軸轉矩電動機軸輸出轉矩：I軸（電動機軸）1，2，3,滾筒軸輸入轉矩N m ；Pd兇益6.79kw6.79Td9550 亠955045.03N mn m1440I軸：T1P9550-19550 65286.5 N m720U軸：T29550 P9550-62-319N m185.6川軸：P35.89T395509550839.5N mn367滾筒軸:T49550 旦5.719550813.9N m67n0 nm 14

10、40r/ min45.6N mT09550Po 9550 679n01440II軸（高速軸）：PPd016.79 0.96 6.52kwninmi040 720r/min29550 EQ co955086.5 N m720m軸（中間軸）：F2126.52 0.95066.2kwn2nm1440i1i0i12 3.88185.6r / min9550 空9550185.6319N mW軸（低速軸）：P2236.20.95065.89kwn3n2nm1440i2i0 i1 i267r /min2 3.88 2.779550p39550589839.5N m匕67V軸（滾筒軸）：F4P3 0.98

11、0.995.89 0.98 0.995.71kwn4n32 3.88 2.7767 r /m inp5 71T495509550813.9N mn467見表4-2為各軸運動和動力參數(shù)數(shù)值，詳細介紹各軸的功率、轉速、 及轉矩等值。4-2各軸運動和動力參數(shù)軸名輸入功率Kw輸入轉矩N m轉速r/mi n傳動比i效率n電動機軸6.7945.03144020.96I軸6.5286.57203.880.9506n軸6.2319185.62.770.9506川軸5.89839.56710.9508滾筒軸5.71813.967第五章傳動零件的設計計算5.1 帶傳動的設計1. 確定計算功率由機械設計表8-7查得

12、工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pea Ka Pd 1.1 6.797.469KW2. 選取普通V帶帶型根據(jù)FCa,n1確定選用v帶，由表8-10得，A型3. 初選小帶輪的直徑dd1。并驗算帶速v1）初選小帶輪的直徑dd1，由表8-6和表8-8取小帶輪的基準直徑dd1 90mm2）驗算帶速vdd1 n190 1440v 口 16.78m/s60 1000 60 10005m/s v 30m/s故帶速合適3）大帶輪的基準直徑dd24. 確定V帶的基準長度和傳動中心距1)根據(jù)0.7 dd1dd2a°2 dd1 dd2，初步確定中心距a0=300mm2）計算帶所需的基準長度Ld02a°

13、; dd1 dd22dd2 dd14ao1030.65 mm由表8-2得取Ld 1000mm3）計算實際中心距aa a。LdLd 02285mm中心矩的變動圍amin a0.015Ld270mmamax a0.03 Ld315mm5.驗算主動輪上的包角aioo161.990查表 8-4a 得 P01.07 kwo d d 2 d d 1oa11804 口 57.3主動輪上的包角合適。6.計算V帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率5由 dd1 90mm 和 n11440r/ min根據(jù) n1 1440r/min，i 2和 A型帶。查表 8-4b 得 p0 0.17kw查表 8-5 得 k 0.

14、95 表 8-2 得 kl 0.892)計算v帶根數(shù)Pea7.469(PoPJKa©Pr1.057.117.計算單根v帶的初拉力的最小值(Fo)min由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m(F0)min500(2.5 KJ R2KaZ(2.5 0.95) 7.46925000.1 6.7820.95 8 6.78116.94N應該使帶的實際拉力F。 (Fohn8. 計算作用在軸上的壓軸力FP(Fp)min 2zFoSi n1847.75N29. 帶輪結構設計小帶輪采用實心式，大帶輪采用腹板式10. 調整高速軸的轉速和轉矩nmn1i01440720r / min2T1Td

15、i00.960.9845.032 0.96 0.98 84.7N m5.2 高速級齒輪設計計算1. 選取齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)：選取直齒圓柱齒輪傳動。 帶傳動為一般工作機器，速度不高，選取 7級精度(GB10095-88) 材料選擇：小齒輪材料為40Cr (調質)，硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS選小齒輪齒數(shù)Zl =24,則大齒輪齒數(shù)Z2 ilZl 93.12，取互=942. 按齒面接觸強度設計由設計公式22.323d1tKtT1 U 1 ZEd UH確定公式的各計數(shù)數(shù)值并計算（1）選取載荷系數(shù)Kt 1.3計算小齒輪傳遞的轉距T195.5 105 旦 8

16、.648 10°N mmn1選取齒寬系數(shù)d 1 ;材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8MPa 2齒面硬度查10-21d得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim1 600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限H lim2 550MPa（2）計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh 60 720 1 （1 8 300 10）1.04 109N2 叫 2.68 108i2接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 0.90,khn2 0.94（3）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1%安全系數(shù)S=1,0.90 600MPa 540MPa0.94 550MPa 517MPadit237 K"U 1(Ze )2 V d

17、 u h41.3 8.648 1014.88(189.8)23.88 ( 517 )61.97mm(5) 計算圓周速度v如 314 61.97 72060 1000 60 1000234m/s(6) 計算齒寬bb d d1t 1 61.9761.97 mm(7) 計算齒寬與齒高之高比b/hmtd1tZ161.97242.582mmKhni H limlSKhN2 Hlim2S(4) 試算小齒輪分度圓直徑dlth 2.25mt 2.25 2.582 5.8mmbh 61'975.8 10.68(8) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.33m/s，7級精度，查圖10-8查的動載系數(shù)Kv 1.08直齒

18、輪，假設處泊100N /mmKh。得Kf 1由表10-2得使用系數(shù)Ka 1，7級精度，非對稱布置223Kh1.12 0.18(1 0.6 d ) d 0.23 10 b1.12 0.18(1 0.6 12) 120.23 10 3 61.971.423由 % 10.68, Kh1.423，Kf 1.35，則載荷系數(shù)(9) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑didit61.97H153765.53mmV 1.3(10)計算模數(shù)蟲摯2.73z,243. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度計算公式m2KT1 YFaEdhF確定公式各計算數(shù)值(1) 小齒輪的彎曲疲勞極限FE1 500MPa，大齒輪的彎曲疲

19、勞極限 fe2 380 MPa(2) 由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)(3) 計算彎曲疲勞許用應力，取F1S1.4KFN 2 FE20.88 380F 22S1.4(4)計算載荷系數(shù)KKFN1 FE1 0.85 500K KaKvKf Kf 1 1.08 1(5)查10-5得齒形系數(shù)Yf 1Kfn1 0.85,Kfn2 0.88S=1303.57MPa238.86MPa1.351.4582.65, Yf 22.20(6)查10-5得應力校正系數(shù)Ys 1 1.58, Ys 21.78YFaYsa(7)計算大、小齒輪的F并加以比較Yf iYs 1fi2.65 1.58303.570.01379Yf

20、 2Ys 2F 22.18 1.79238.860.01639大齒輪的數(shù)值大。4. 設計計算42 1.458 8.648 101 2420.01639 1.93mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度設計計算的模數(shù) m大于由齒根 彎曲疲勞強度設計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲 強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，則可取模數(shù) m=2.0，直徑d165.53mm算出小齒輪齒數(shù)z1 色 32.77 33 mz2 i1z13.88 33 128.041285. 核算i1 玄空 3.88z1336. 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑d1 Z1m 3

21、3 2 66mmd2 z2m 128 2256mm(2) 計算中心距(d1 d2)(62 256)2 2(3)計算齒輪寬度161mmbdd1 1 66 66mm取 B2 70mm, B1 75mm(4)驗算Ft2T12 8.648 104d1662620.6N合適。KaF11 2620.639.71N /mm 100N /mmb665.3 低速級齒輪設計計算1. 選取齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選取直齒圓柱齒輪傳動。傳輸機為一般工作機器，速度不高，選取 7級精度材料選擇：小齒輪材料為40Cr鋼(調質)，硬度為240HBS大齒輪 材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS選小齒輪齒數(shù)z3=23

22、,則大齒輪齒數(shù)z4 i2z3 63.71，取Z4 642. 按齒面接觸強度設計由設計公式d2t3 KtT2 u 1Ze確定公式的各計數(shù)數(shù)值(1)選取載荷系數(shù)Kt 1.3計算小齒輪傳遞的轉距5 Pn5T395.5 10 3.19 10 N mmi.選取齒寬系數(shù)d 1 ；材料的彈性影響系數(shù)Ze 189-8MPa 2。 齒面硬度查10-21d得小齒輪的接觸疲勞強度極限H im3 600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim4 550MPa。(2) 計算應力循環(huán)次數(shù)N360n2jLh 60 185.6 1 (8 300 10)2.67 108N4 山 9.64 107>2(3) 接觸疲勞壽命系數(shù)

23、Khn1 用應力，取失效概率為1%0.95,KhN20.99 ；計算接觸疲勞許安全系數(shù)S=1,KHN1 H Iim3SK HN 2 H Iim4S0.950.99600 MPa550MPa570MPa544.5MPa3. 計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d3td3t2.323K"3 5'(I)22.323du 1(ZE -u h51.3 3.19 103.77(189.8)212.77(544.5)94.96mm(2)計算圓周速度d3t n2v0.895m/ s60 1000(3) 計算齒寬b(4) 計算齒寬與齒高之高比b/hmtd3tZ394.96234.129mmh 2.2

24、5mt 2.25 4.1299.290mmbh 94.969.29010.22mm(5) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v 0.895m/s , 7級精度，查圖10-8查的動載系數(shù)Kv 1.04 ,直齒輪，假設KaF" eON/mm。得Kh心1。使用系數(shù)Ka依7級精度，非對稱布置。Kh 1.12 0.18(1 0.6 d2) d20.23 10 3b2231.12 0.18(1 0.6 1 ) 10.23 1094.961.43由b h 10.22,心143得：心1.355，則載荷系數(shù)K KaKvKh Kh 1.25 1.04 1 1.431.859(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑R

25、-1.859d3 d3t3 94.963106.98mm：Kt. 1.3(7) 計算模數(shù)m乞淖Z3234.134. 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度計算公式確定公式各計算數(shù)值(1)小齒輪的彎曲疲勞極限FE3535MPa,大齒輪的彎曲疲勞極限 fe4 385 MPa由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 0.90,Kfn40.92。(2)計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.4KfN1 FE1SKFN 2 FE2S0.9 5351.40.92 3851.4343.93MPa253MPa(3)計算載荷系數(shù)KKKaKvKf Kf1.25 1.04 1 1.355 1.7615查10-5得齒形系數(shù)Yf 12

26、.69 Yf 22.28(5)查10-5得應力校正系數(shù)Ys 1 1.575, Ys 2 1.73YFaYs(6)計算大、小齒輪的F并加以比較YF 1Ys iFi2.69 1.575343.930.0123YF 2Ys 2F 22.28 1.732530.0156大齒輪的數(shù)值大。5. 設計計算0.01563.21mm3 2 1.7615 3.19 105X 1 232對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度設計計算的模數(shù) m大于由齒根 彎曲疲勞強度設計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲 強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，則可取模數(shù) m=3.5，直徑

27、d3 94.96算初齒數(shù)d394.96Z327.1328m3.5Z4i2Z32.772877.56786.核算z478i2一 2.7857Z3287.幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑d3 z3m 28 3.5 98mmd4z4m 78 3.5273mm(2) 計算中心距(d3 d4)(98 273)a2 2185.5mm(3)計算齒輪寬度b dd31 98 98mm ，取B493mm, B3 98mm0(4) 驗算Ft2Td352 3.19 10986510.2NKAFt 1.25 6510.2A 183.04N/mm 100N /mmb98合適。齒輪結構為標準型。(5) 因減速器的低速軸與

28、運輸機連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉速 較底不必要求具有較小的轉動慣量，但傳遞的轉矩較大，又因為減速器 與工作機不在同一底座上，要求有較大的軸線偏移補償，因此，選用無 彈性的擾性聯(lián)軸器，選用滾子鏈式聯(lián)軸器。Tca KAT31.5 839.5 1259.25N m ；n3 67r/min?查表 8-4 取型號 GL9第六章 軸的設計及計算6.1 高速軸設計P1 6.52Kw ，n1 720r /min ，T1 86.5N m ，? ? ?1. 結構設計取軸的材料為 45 鋼（調質），查表 15-3 ，取 A0 =115。因為有鍵槽，則dimin dimin(1 7%)23.97 (17%)25.65

29、mm,圓整取dimin 26mm(1) 確定各軸段直徑dl2 :最小軸段，dl2 dmin 26mmd23 :軸肩2處對帶輪定位，d23 dl2 7mm 33mmd34 :軸肩3處為過度部位，區(qū)分加工表面，軸段34與軸承配合,軸承僅承受徑向力，初取軸承型號 6307,其主要參數(shù)d D T 35 80 21 d34 35mm Ti 21mm。該軸跨距L1 2(c k) B1 s B3 T1 40 80 15 98 21 254 mmd45 ：由軸承對軸肩要求，查 6307得， d45 44mmd67 ：同理 d34 , d67 d34 44mm同理 d34 ，d78d3435mm2）確定各軸段長

30、度l12 ：由與 12 軸段配合的帶輪寬 B=52mm，l12 B 2mm (52 2)mm 50mml23 ：查表 11-1 ，地腳螺栓 df 0.036a 12mm 20mm ，得軸承旁連 由表 11-2 得 c1 22mm,c2 20mm接螺栓 d10.75df15mm 取 df16mm。箱體軸承孔長 Lc1 c2 (5: 10) 9 22 20 9 60mm軸承端蓋厚 e=10mm裝拆螺釘余量取L' 20mm則l23L e L' cl12 60 10 20 5 21 64l34 ：與軸承配合，取 l34T1 21mml56 ：軸環(huán)寬度l5615mml67 ：由與之相配合

31、的齒輪1寬B180mm l67B12mm(80 2)mm78mml78 ：l78 T1 ck(215 15)mm 41mml45L1 T1 ckB1l56(254 2120 80 15)mm 118mmo確定軸上倒角和圓角 c 2 45 ,R 1.62. 按許用彎曲應力校核軸強度軸上力的作用點及支點跨距的確定，齒輪對軸的力作用點按簡化原 則應在齒輪寬的中心，因此可決定軸上齒輪力的作用點位置ABl78T1l6741217869.52222TiB12180BCh(ck)254(5 15)183.5mm2222T1l1221645099.5mmCDl232222(2) 繪軸的受力圖(如下圖)(3)

32、計算軸上的作用力齒輪1的嚙合力紐 2 86-7 1000 mm 2312Nd,75FriFti ?tan2312 tan20°751.2NV帶作用的壓軸力Fp 1869N(4) 計算支反力 水平面fax FCX Ft1 0faxfcx 2312N 0Ft1 ?1 AB FCY ?lAC2312N 69.5mm fcx 275mm解得Fax 1727.70NFcx 584.31N彎矩M BX Fax ?lAB 120075.15 N ?mmM ax M cx 0垂直面FAY FCY Fr1 FPFay Fcy 751.2N1869N0Fr1?lAB FCY?lAC Fp?lAD 075

33、1.2 69.5 FCY 275 1869 339 0解得Fay 996.32NFcy2114.12N彎矩M by Fay ?lAB 69244.24N ?mmMay 0Mcy 185965.5N?mm兩平面合成，得Mb120075.15" 692442 138610.15N ?mmMc02 185965.52 185965.5N?mmT186.7N ?mFa 1994.39NFc 2193.38N受力彎矩圖F寸1S67 O'ONiDTn(5)計算當量彎矩因為材料為45鋼(調質),由表15-1查得 1 60MPa ;應力校正系數(shù)Mb2T1 2138610.15220.6 86

34、700W0.1443,Mc2T1 2185965.5220.6 86700nW0.13353caBcaC0.6 ； B，C為危險截面，分別校核:MPa 17.38MPa 145.04MPa1B,C截面強度足夠，高速軸安全;6.2 中速軸設計P2 6.2Kwn2 185.6r/minT2 319N m1.結構設計牙 F s F as es H_72_18_95處(1)取軸的材料為45鋼（調質），查表15-3，取A0=115odminAo3P6 22 1153 37.04mmn2' 185.6圓整取 dmin 38mm確定各軸段直徑最小軸段為使之與軸承相適應，選軸承型號6308 ,40 9

35、0 23，貝y d12 40mm , t223mm該軸跨距L22(c k) B s B3 T240 80 1598 23256mmd23 :軸肩2為過渡部位，區(qū)分加工表d23d12 4mm 40 4 44mmd34 :軸肩3處對齒輪2有軸向定位要求，取d34 d 23 6mm 44 6 50mmd56 .同理 di2,d67di2 40mm(3) 確定各軸段長度112:與軸承配合段112 T2 c k 2mm3mm (23 5 15 2 3)mm 48mm123 :與齒輪2配合段123 B1 2mm 3mm 3mm (80 2 3 3)mm 72mm145 :與齒輪3配合取145B3 3mm

36、(98 3)mm156 :與軸承配合156T2c k 3mm (23 5 15 3)mm 46 mm134 :軸環(huán)寬度134 L2 T2112 145156(25623 48 72 95 46)mm 18mm(4)確定軸上倒角和圓角c 2 45 ,R 1.62.按許用彎曲應力校核軸強度(1) 軸上力的作用點及支點跨距的確定；齒輪對軸的力作用點按 簡化原則應在齒輪寬的中心，因此可決定軸上兩齒輪力的作用點位置。To1032372EHL2256mm71EF2 231122 248272.5mm2123,45721895 1FG134 岀-101.5nm2222145,t2954623 “1Gh156

37、82mm2222繪軸的受力圖(3)計算軸上的作用力齒輪1的嚙合力Ft22T2d22 333 1000248mm2685.48NFr2 Ft2?tan2685.48 tan20o 977.44 NFt32T2d32 333 1000mm986795.92 NFr3Ft3?tan6795.92 tan 20o 2473.51 N(4) 計算支反力水平面FEX F2 F3 FHX 0Fex 2685.48 N 6795.92 FHX0F2?EF F3?EG Fhx?1ehHx 256im0解得Fex4141.58NFhx5339.82N彎矩Mfx Fex ?lEF300264.55N ?mmMgx

38、435195.33N垂直面Fey Fr2 Fr3 Fhy 0Fey 977.44N 2473.51N FHY 0片2?ef F3?EG FhY?EH 0977.472.N?mm2473.5174J?mmFHY 25mm0解得Fey 91.67NFhy 1404.40N彎矩Mfy 6646.08N?mmMgy 115160.8N ?mm兩平面合成，得Mf 300338.09N?mmMg 450174.39N?mmT2333000 N ?mmFe4142.59NFh5521.41NxFr31r U66«6" OSNum卜心冰 11X60.酬tup11 11 IM II1H H

39、Hrnrrmn3 曲 338” 09Mnnn仍只".MNnrnRyrrtTTnrnTnTnTR 3 3 3 HOHranII(5) 計算當量彎矩因為材料為45鋼(調質)，由表15-1查得 1 60MPa ;應力校正系數(shù)0.6 G , F為危險截面，分別校核W,450173.390.6 3330002caG0.1 44MPa 57.8MPa G截面危險'300338.390.6 333000?30.1 44MPa 42MPa 1F截面強度足夠；重新設計軸段45的直徑為保證軸的強度及鍵的削弱，取小23d4550mm則,d34d457 mm 57mm .7校核G截面強度'4

40、50173.390.6 333000?30.1 50MPa 39.40MPa 1重新設計后，G截面安全。6.3 低速軸設計P35.89Kw n367r/minT3 911.5 N ?m T3 839.5N m1.結構設計p取軸的材料為45鋼（調質），查表15-3，取Ao=1O&P3d45 72mmd67:對軸承軸肩的要求通過套筒來實現(xiàn)，dminA03n31083 5648.02mm因為有鍵槽 則 d3min d3min (1 7%) 48.02 (1 7%) 51 .38mm ；圓整 取 d1min 53mm(1)定各軸段直徑d12 :最小軸段，與聯(lián)軸器GL9相適應，取d12 55mm

41、d23 :軸肩2處對半聯(lián)軸器有軸向定位，d23 d12 7mm 62mmd34 :軸肩3處為過度部位，區(qū)分加工表面，軸段 34與軸承配合,軸承僅承受徑向力，因d23 62mm，查表6-1，處取軸承型號6013,其主要參數(shù) d D T 65 100 18，d34 65mm，T3 18mm 該軸跨距La 2(c k) B s E3 T3 40 80 15 98 18 251mmd45 :由軸承對軸肩要求，查表 6-1型號6013得,d78 .同理 d34d78 d34 65mmd67 d78565 5 70mmd56 :軸肩8對齒輪4有軸向定位要求,d56 d6710 80mm(2) 定各軸段長度

42、112 :由與12軸段配合的半連軸器孔長B=84mm112 B 2mm (84 2)mm 82mm得軸承旁連接螺栓d1°.7記15mm，取df 16mm由表 11-2 得 C1 22mm，C220mm箱體軸承孔長LC2(5:10)9 22 20 9 60mm軸承端蓋厚e=10mm裝拆螺釘余量取L' 20mml23L e L' c 13460 10205 18 67mmI34:與軸承6013配合，取l34 T318mml56:軸環(huán)寬度l56 15mml67:由與之相配合的齒輪4寬B493mm 得l67B4 3mm (93 3)mm 90mm15 2 3)mm 43mm1

43、78. I78 T3 c k 2 3 (18 5I45 L3 T3 I34 I56 l67 I78(25118 18 1490 43)mm104mmo(3)確定軸上倒角和圓角c 2 45 ,R 22.按許用彎曲應力校核軸強度(1)軸上力的作用點及支點跨距的確定；齒輪對軸的力作用點按 簡化原則應在齒輪寬的中心，因此可決定軸上齒輪力的作用點位置Ipr L3251mmIopI122I134123282267182117mm34I671890I67T39018PQ I45 I56 -1031417mm 1Iqr % 4379mm222272222繪軸的受力圖(3) 計算軸上的作用力齒輪4的嚙合力2T3

44、2 911.5 1000Ft4-mm 6510.71 Nd4280Fr4 Ft4?ta n6510.71 ta n20o 2369.71 N(4) 計算支反力水平面Fpx frx Ft4 0 frx fpx 6510.71 N 0Ft4 ?lPQFRX ?lPR6510.71N 171mm Frx 251mm解得FPX 2075.13NFRX 4535.58N彎矩M qx Frx ?l qr 358310.82 N ? mmM px M rx 0垂直面FpY Fry Fr4 0Fpy Fry 2369.71 N 0Fr4 ?lQR FRY ?lQP 02369.71N 79mm Fry 171

45、mm 0解得Fpy1274.93NFry1094.78N彎矩Mqy Fpy ?lQR100719.47N?mmM py M qy 0兩平面合成，得Mq 358310.822( 100719.47)2T3911500N ?mmFP 2435.49NFr 4665.84N91 I(5) 計算當量彎矩因為材料為45鋼(調質)，由表15-1查得 1 60MPa ;應力校W正系數(shù) 0.6，Q為危險截面，校核Q截面372197.602 0.6 911500 23MPa 19.29MPa 10.1 70Q 截面強度足夠，低速軸安全；第七章滾動軸承的選擇和計算7.1高速軸軸承由計算軸時初選軸承型號 6307,

46、因軸承支點跨距300mm采用兩端固定的軸承組合，兩軸承分別受的徑向力為Fa 1975NFc2265.5N 0 轉速 n1 720r / min 得當量動載荷 P Fr fc 2265.5N ；查13-4 得t 1.°°，傳動機構有輕微沖擊，查表13-6得載荷系數(shù)1.1 ;查表6-1得6037的基本額定動載荷Cr 33.2kN，所以L1106 ftCrh 60n fpP1061.00 33.2 103 360 7201.1 2265.554734.39!預期計算壽命：L' 10 300 8 24000hLh? L'h選取窄一點的軸承 6207;查表6-1得基本

47、額定動載荷C'r 25.5kNL1；24800h L'h106 ftC'r1061.00 25.5 10360n fpp 60 7201.1 2265.56207合適，多余寬度留與軸承與箱體端面的間隙。7.2 中速軸軸承由計算軸時初選軸承型號 6308,因軸承支點跨距300mm采用兩端固定的軸承組合，兩軸承分別受的徑向力為Fe3638.53Fh 4641.92。轉速n2 180/min得當量動載荷；查表13-4得ft 1.0°；傳動機構有輕微沖擊，查表13-6得載荷系數(shù)fp 1.1 查表 6-1得6013的基本額定動載荷Cr 40.8kN，所以106 fC10

48、61.00 40.860n fpp60 180 1.1 4641.923310347237hL"? L'h選取窄一點的軸承6208查表6-1得基本額定動載荷C'r 29-5kN宀106 ftC'rL h60n fp p106 1.00 25.5 103 360n1.1 4641.9217192h L'h但按三年間修期則L 'h323 300 8 7200h L ”h2L'h3，六年更換次。6208合適，多余寬度留與軸承與箱體端面的間隙。7.3 低速軸軸承由計算軸時初選軸承型號 6013，因軸承支點跨距300mm采用兩端 固定的軸承組合，兩軸承分別受的徑向力為Fp 1969N ,Fr 3971.67N。 轉速n3 63.20r/min得當量動載荷P Fr 39