1、機械設計課程設計（論文）題 目：二級直齒圓柱齒輪減速器學生姓名專 業(yè)學 號班 級指導教師成 績工程技術學院2012年1 月目錄1前言 42傳動裝置的總體設計52.1比較和選擇傳動方案 52.2選擇電動機 52.3計算總傳動比和分配各級傳動比 62.4計算傳動裝置運動和動力參數 73傳動零件的設計計算 83.1第一級齒輪傳動設計計算 83.2第二級齒輪傳動設計計算 124畫裝配草圖 164.1初估軸徑 164.2初選聯(lián)軸器 164.3初選軸承 174.4箱體尺寸計算 185軸的校核計算 195.1高速軸受力分析 195.2中速軸校核計算 235.3低速軸校核計算 266 軸承驗算 306.1高速

2、軸軸承驗算 306.2中速軸軸承驗算 316.3低速軸軸承驗算 317鍵聯(lián)接的選擇和計算327.1高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 327.2中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 337.3低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 337.4低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 338齒輪和軸承潤滑方法的確定338.1齒輪潤滑方法的確定 338.2軸承潤滑方法的確定 349密封裝置的選擇 3410結論 34參考文獻 353計算及說明結果丄 、F亠一1刖言機械設計課程設計是在完成機械設計課程學習后， 一次重要的 實踐性教學環(huán)節(jié)。是高等工科院校大多數專業(yè)學生第一次較全面的設 計能力訓練，也是對機械設計課程的全面復習

3、和實踐。 其目的是培養(yǎng) 理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計和有關選修課程的 理論，結合生產實際分析和解決工程實際問題的能力， 鞏固、加深和 擴展有關機械設計方面的知識。本次設計的題目是帶式運輸機的減速傳動裝置設計。根據題目要求和機械設計的特點作者做了以下幾個方面的工作： 決定傳動裝置 的總體設計方案，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數， 傳動零件以及軸的設計計算，軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的 選擇及校驗計算， 機體結構及其附件的設計和參數的確定， 繪 制裝配圖及零件圖，編寫計算說明書。關鍵詞：減速器帶式運輸機機械設計疲勞強度42傳動裝置的總體設計2.1比較和選擇傳動方案1、

4、設計要求：卷筒直徑 D=220mm牽引力F=1500N線速度V=1.1m/s，連續(xù) 單向運轉，載荷平衡，空載啟動，使用年限8年，批量生產，兩班制工作，運輸帶的速度誤差允許土 5%2、電動機直接由聯(lián)軸器與減速器連接，減速器由聯(lián)軸器與卷筒連接3、減速器采用二級圓柱齒輪減速器4、方案簡圖如下：1|1b)F =1.5kNv = 1.1m/sP =1.65KW w5#2.2選擇電動機按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V, 丫型系列的三相交流電源電動機。（1）、傳動滾筒所需要的有效功率 輸送帶工作拉力 F=1.5kN ； 輸送帶工作速度 v = 1.1m/s ；=1.65KW

5、F 1500 ".1pW 10001000(2)傳動總效率#(1、2、3、4分別是聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率)分別取 1 =0.99、2=0.98、3=0.97、4=0.96=0.992 0.984 0.972 0.96 =0.817F V1000 * n1500 1.11000 0.817-2.020KW(3)電動機的轉速卷筒軸的工作轉速為60* 1000V60 1000 1.1n95.54 r minn* Dn 220按教材表18 1，二級圓柱齒輪減速器的傳動比i = 8 60 故電動機轉速的可選范圍nd =i2* n =(8 60)* 95.54 =(764.325

6、732.4)r min根據容量和轉速，由設計手冊取電動機型號：Y100L1-42.3計算總傳動比和分配各級傳動比電動機型號為 Y100L1-4nm =1430r minn 1430則總傳動比為：ia =14.968n 95.54兩級齒輪傳動比公式： * ia = i1 i2 i(1.31.5)i2取系數1.4有i2 =3.270 h =4.5782.4計算傳動裝置運動和動力參數1)計算各軸轉速對高速軸n1430r min中間軸n2 =應=1430 "min= 312.363 r/mini14.578n2312.363 r?低速軸 n3 = =r/min = 95.524 rl min

7、i23.2702)計算各軸輸入功率n = 0.817P = 2.020KWn = 95.54r/min電動機型號：Y100L1-4nm = 1430r/minia = 14.968h =4.578i2 =3.270nm = 1430r/ minn2 = 312.363“ minn3 =95.524r/minP = 2.020KWR 二 1.9998KWP2 =1.901KW7電機軸輸出功率p =2.020KW8叭 1.807KW#高速軸輸入功率P =巳* 叫=2.020匯0.99KW =1.9998KW#中間軸輸入功率P4 -1.753KW#r訂*叮5=1.9998 0.98 0.97KW T

8、.901KW#低速軸輸入功率Td =13.49N * m#叭B* 2* 3= 1.901 0.98 0.97KW = 1.807KW#卷筒軸輸入功率=13.355N 5#出=13.088N m= 1.807 0.98 0.99KW =1.753KWT2 =58.1N m3）計算各軸輸入轉矩 電動機輸出轉矩T955P=955<220N m =13.49N *m nm1430#高速軸輸入轉矩T2出二 56.938N m#T1 =Tj* 1 =13.49 0.99N m =13.355N *m#高速軸輸出轉矩T3 =180.60N#T3出二 177N m人出=T1* 2 =13.355 0.9

9、8N m = 13.088N *m中間軸輸入轉矩T4 =175.22NT2 =t* 2* 3*h =13.355 0.98 0.97 4.578N m = 58.1N «m中間軸輸出轉矩T4出二 171.71 N mT2出二T2* 2 =58.1 0.98N m =56.938N *m低速軸輸入轉矩T3 二T2* 2* 3*i2 =58.1 0.98 0.97 3.270N m = 180.60N m低速軸輸出轉矩T3出二T3* 2 =180.60 0.98N m = 177N m卷筒軸輸入轉矩T4 =T3* 2* 1 =180.60 0.98 0.99N m=175.22N *m卷

10、筒軸輸出轉矩T4出二T4* 2 =175.22 0.98N=171.71N *m9效率P(KW)轉矩T(N *m)轉速n(r/mi n )輸入輸出輸入輸出電機r 2.0213.491430軸軸11.991.9613.313.08143080558軸21.901.8658.156.93312.363138軸31.801.77180.17795.5427160卷筒1.751.71175.171.795.542軸382211.0傳動 比i4.578301.00.990.950.950.973傳動零件的設計計算3.1第一級齒輪傳動設計計算（高速級減速齒輪設計）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）

11、選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，由有機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-883）材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調質），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS4）選小齒輪齒數為乙=23 ,大齒輪齒數乙=Z1* i =23 4.578 =105.294 取乙=1062、按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a ）進行試算，即KT1 U _1 Ze223 d u乩】丿（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數 Kt =1.32）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1 =13.355 0.9

12、8=1.309 104選用直齒圓柱齒輪傳動乙=23,Z2 =1064T1=1.309 10103）由表10-7選取齒寬系數 'd二14）由表10-6查得材料的彈性影響系數Ze =189.8MPa 125）由圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限 6訕1 =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限；Hiim2 =550MPa ；6）由式10-13計算應力循環(huán)次數汕=60mjLh =60 1 430 1 （2 8 300 8）=3.295 1 09hN2 側 h =3.295 109- 4.578 = 7.197 108h7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數Khn1 -

13、0.90 Khn2 =0.958)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%安全系數S=1,得：式 1 = KHN®Hlm1漢600 =540 MPaS'KHN2；-Hlim2. H 20.95 550 =522.5 MPa2S(2)計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，U =玉=4.61,代入數值:Z13 1.3 1.309 1043 14.61 14.61189.8 f522.5mm 二 32.43mm2）計算圓周速度v5 nv =60 勺 0003）計算齒寬b: 32.43 143060000m s = 2.427 m sb = d d1t =1 32.43mm = 32.43

14、mm4）計算齒寬與齒高比b/h模數mt =d1t = 32.43mm= 1.41mmz1231Ze 二 189.8MPa 2 匚 H iim1 = 600MPa 匚 H lim2 二 550MPa9M =3.295 10 hN2 二 7.197 108hKHN1 = 0.90KhN2 = 0.95 tH ' =540MPa l；H 12 二 522.5mpad1t _ 32.43mmv = 2.427m sb = 32.43mmmt = 1.41mmh = 3.17mmb/h =10.2312齒高 h =2.25mnt =2.25 1.41mm = 3.17mmb/ h =32.43

15、“3.17 =10.235）計算載荷系數根據2.427m/s, 7級精度，由圖10-8 （機設書）查得動載系數Kv = 1.1由表10-2查得使用系數Ka =1由表 10-3 查得 KHa =KFa -1.4由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式=1.414由 b/h =10.23, K=1.414 查圖 10-13 得 K =1.350,故載荷系數K = K a KV Kh-.Kh-：=1 1.1 1 1.414=1.55546）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a ）得冋 cc J1.5554c,d1=d1t332.43 3mm = 34.43mmV

16、 Kt 1.37）計算模數md134.43 d “mnmm =1.497 mmz,233、按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為dZ1l>F（1）確定公式內各計算數值1）計算載荷系數K =KaKvKf-.KfE=1 1.1 1 1.350=1.4852 ）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；FE1 =500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限fe2 =380MPa3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn1 二 0.86 Kfn2 二 0.914）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式（10-12）得K =1.55544 = 34.43mm g =

17、1.497mmK =1.485；fe 1 = 500MPa；fe 2 = 380MPaKfn1 = 0.86K fn 2 二 0.91F 1 =307.14MPa14-F 15）查取齒形系數由表10-5查得K FN1匚 FE1SK FN 2 二 FE 2S0.86 5001.4MPa =307.14MPa= 0.91 380 MP 247MPa 1.4Yf：1 =2.69 丫巳.2 =2.1756）查取應力較正系數由表10-5查得Ys“ =1.575Ys：2 =1.795X L 二 247MPaYf-2.69Yf- 2.175Ys. 1.575Ys： 2 =1.79515#7）計算大、小齒輪的

18、丫；8丫；并加以比較F ,治匕 2.611.57= 0.01379307.14饑隘75 795巾。247#大齒輪的數值大。（2）設計計算：#m = 1.051mm#0.0158mm = 1.051mm#對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數，由于齒輪模數 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（即模數與齒數的乘積） 有關，可取由彎曲強度算得的模數1.051mm并就近圓整為標準值m_,=1.25mm.但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑4 = 34.43mm，來計算應有的齒數，

19、于是有小齒輪齒數z1 = =27.544 取= 28mn1.25大齒輪齒數z2門憶=4.578汶28 =128.18418取 z2 =128這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲 勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =z1 m = 28 1.25 二 35mmd2=z2m =128 1.25= 160mm計算中心距z-i - z235 160a1mm = 97.7 mm2 2(4)計算齒輪寬度b 二 dd1 =1 35mm = 35mm取 Bi = 35mm , B2 = 40mm3.2低速級減速齒輪設計1、選定齒輪類

20、型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，由有機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-883）材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調質），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS4）選小齒輪齒數為乙-23，大齒輪齒數Z2 =Z1* i23 3.270 = 75.21 取 Z2 =762、按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a ）進行試算，即（1）確定公式內的各計算數值Zf = 28 z2 =128d1=35mm d2=160mmb = 35mmB = 35mmB2

21、二 40mm乙=23Z2 二 76201）試選載荷系數Kt =1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 T2 =58.1 0.98=5.6938 104#3）由表10-7選取齒寬系數'd二14）由表10-6查得材料的彈性影響系數Ze =189.8MPa 125）由圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限 6訕1 =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 6訕2 =550MPa ；6）由式10-13計算應力循環(huán)次數汕=60mjLh =60 312.4 1 (2 8 300 8)=7.198 108hN2 側 i2 =3.295 109 - 3.27 = 2.201 108h7)由

22、圖10-19查得接觸疲勞壽命系數KHN1 =0.95KHn2 =0.988）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%安全系數S=1，得:&H 1 =Khn1'h 嘰=0.95 600 =570 MPa S&H ( = Khn2口円訕2=0.98x550 =539MPa2S（2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，U =Z2乙= 3.304，代入數值:T2=5.6938 1041Ze =189.8MPa 2 二 h 訕=600MPa；Hlim2 =550MPa8N1 二 7.198 10 hN2 = 2.201 108hKhn1 二 0.95Khn2 = 0.98Lh = 5

23、70Mpa tH 2 二 539MPa2)3)4)KT1 u±V Ze血】d1t -2.323丄丫 1卜u2.32 3空進竺匹竺沁空fmm = 53.05mm3.304. 539計算圓周速度v如1 J 53.05 比“飛"867 ms60000v =60 勺 000計算齒寬b計算齒寬與齒高比d1t =1 53.05mm = 53.05mmb/h模數mt，5305mm= 2.307mm23v = 0.867m sb = 53.05mm22齒高 h = 2.25mnt = 2.25 2.307mm = 5.19mmb/ h =53.05 “5.19 =10.2215）計算載荷系

24、數根據v=0.867ms, 7級精度，由圖10-8 （機設書）查得動載系數 K 1.05由表10-2查得使用系數Ka =1由表 10-3 查得 KHa 二 KFa =1由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式=1.414由 b/h =10.221 , K=1.414 查圖 10-13 得 Ky =1.350,故載荷系數K 二 KaKvKh 一.Kh，1 1.05 1 1.420 = 1.4916）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a ）得K1 49153.05 3 'mm 二 55.53mmI 1.3Kt7）計算模數m叫=2.307mmh = 5.

25、19mmb/h =10.221K =1.4914 = 55.53mmg 二 2.414mmd155.53nmm 二 2.414mmz,233、按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為（2）確定公式內各計算數值1）計算載荷系數 K =KaKvKh：.Kh=1 1.05 1 1.420=1.4912 ）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限任1 =500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限fe2 =380MPa3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn1 二 0.86 Kfn2 二 0.914）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式（10-12）得K =1.491F

26、E1 = 500MPa；fe 2 = 380MPa24-F 15）查取齒形系數由表10-5查得K FN1匚 FE1SK FN 2 二 FE 2S0.86 5001.4MPa =307.14MPaK fn i = 0.86= 0.91 380 MP 247MPa 1.4Yf：1 =2.69 丫“ =2.236）查取應力較正系數由表10-5查得Ys“ =1.575Ys：2 =1.767）計算大、小齒輪的丫并加以比較F ,g 269 “75.0.01379307.14KFN 2 = 0.91lcF 1 =307.14MPa tF 2 = 247MPa丫十 2.69Yf-2.23"1.575

27、Ys”1.7625#皿2 2.23 1. 0.0159247大齒輪的數值大。（2）設計計算：#26#0.0159mm = 1.72mmm 丄 1.72mm3 2 1.485 5.6938 104 勺仆232對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數，由于齒輪模數 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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.72mm并就近圓整為標準值m,=1.5mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑4 = 56.32m m，來計算應有的齒數 ，

28、于是有:小齒輪齒數乙=直=56.32 =37.55 取=38mn1.5大齒輪齒數z2 =i1 =3.27 38=124.26取 z2 =125Zf = 38這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲 勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。z2 =1254、幾何尺寸計算（1）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=57mmdj =zm= 38>d.5 = 57mmd2 =z2m =12545 = 167.5mmd2=167.5mm計算中心距乙 +z257 +167.53 一mm 112mm2 26 = 81.5mm（4）計算齒輪寬度b=%d1 = 1><57mm =

29、 57mmR =60mm,取 B1 =60mm , B2 =65mmB2 =65mm4畫裝配草圖4.1初選軸徑1）高速軸的設計（1）選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料 40Cr鋼,調質處理.dmin = 20mm（2）初步計算軸的最小直徑用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d,計算公i'p式：d AAo.i ，選用40Cr調質鋼，查機設書P370表15-3，取 民=105V n軸上有鍵槽時，會削弱軸的強度。對于直徑d蘭100mm的軸，單鍵時軸徑增大5%-7%雙鍵時增大10%-15% 故P1.99d1 min 工人3=105

30、j=11.72mm斗 1430在第一部分中已經選用的電機 Y100L1-4,D=28。查指導書P99,選用彈性柱銷聯(lián)軸器，故dmin =20mm。（3）結構設計如零件圖2）中間軸的設計（1）選擇材料：45鋼調質，如上，取 A 0=110（2） 確定軸的最小直徑：d2畠代3戶_110乂1.901 20.08mm仆2V312.36考慮鍵槽的影響，取 d2 min= 30mm（3）結構設計如零件圖。3）低速軸的設計（1）材料，45鋼調質，如上，取 A0=110I p1 807（2） 確定軸的最小直徑：d3蘭人3 3 =110“ *=29.30mm如3 95.524取 d3min=30mm（3）結構設

31、計如零件圖。4.2、聯(lián)軸器初步選擇選擇原則：高速軸輸入端選彈性聯(lián)軸器，聯(lián)軸器要與電機軸匹配低速軸輸出端選無彈性元件撓性聯(lián)軸器根據設計手冊101頁表8-9和第94頁表8-2有：高速軸：彈性柱銷聯(lián)軸器LX2 ZC28”62YC25 匯 62低速軸：凸緣聯(lián)軸器 GY54.3軸承的初步選擇1）高速輸入軸6005, d=25mm D=47mm, B=12mm2）中間軸6206, d=30mm,D=62mm， B=16mm3）低速輸出軸6208， d=40mm D=80mm, B=18mm4.4箱體尺寸計算箱體尺寸計算 a=81.5mmd2 min = 30mmd3min=30mm6005,d=25mmD

32、=47mm, B=12mm6206, d=30mm,D=62mmB=16mm6208，d=40mmD=80mm, B=18mma=81.5mm名稱符號尺寸關系結果箱座壁厚0.025a+3=5.04 > 88mm箱蓋壁厚S i0.02a+3=4.63 > 88mm箱蓋凸緣厚度bi1.5 S 112mm箱座凸緣厚度b1.5 S12mm箱座底凸緣厚度b22.5 S20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=14.9318mm地腳螺釘數目na < 250,n=4; a > 250 500,n=6 , a> 500 時，n=84軸承旁聯(lián)接螺栓 直徑di0.75df12mm蓋

33、與座聯(lián)接螺栓 直徑d2(0.5 0.6 ) df10mm連接螺栓d2的間 距L150200180mm軸承端蓋螺釘直 徑d3(0.4 0.5 ) df6mm視孔蓋螺釘直徑d4(0.3 0.4 ) df6mm定位銷直徑d(0.7 0.8 ) d26mmdi d2 df至外箱壁距離Ci表 11-2Cif=24mmCii=18mmCi2=16mmdi df d2凸緣邊遠距離C2表 11-2C2f=22mmC2i=16mmC22=14mm軸承旁凸臺半徑RiC2116mm凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確 定，以便于扳手操作外箱壁至軸承座 端面距離li6+C2 + ( 5 10)40mm鑄造過渡尺寸x,y表

34、 1-38x=3mm y=15mm大齒輪頂圓與內 壁距離 i> 1.2 S10mm齒輪端面與內箱 壁距離 2> S10mm箱蓋箱座肋厚mi,mmi 0.85 S 1, m 0.85 Smi=7mm m=7mm軸承端蓋外徑D2D+ (55.5) d3D2i=85mmD22=107mmD23=85mm軸承旁聯(lián)接螺栓 距離S盡量靠近，Md i和Md 2互不干涉為準，一般取 s D2Si=85mmS2=107mmS3=85mm5、軸的設計與校核計算5.1高速軸尺寸設計與分析1 ）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案：（1）高速軸結構考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（da c2d

35、），選用齒輪軸。選用圓頭（A型）普通平鍵，鍵的尺寸為 bx hxl =6mmx6mmx45mm，半聯(lián) 軸器與軸的配合為H7。角接觸軸承與軸的周向定位是由過渡配合來K6保證的，此時選軸的直徑尺寸公差為 m6。L1Ls.L3 .L.4Ls.Le d1 =20d2 =23d3 =25d4 =28d5 =35d6=25L| = 50mmuOJ寸LDIQJ11pp75（2）確定軸各段直徑和長度I各軸段直徑名稱依據確定結果（mm）d1考慮與聯(lián)軸器內孔標準直徑配合，聯(lián)軸 器選WH4型,且軸的最小直徑為11.72mm20d2聯(lián)軸器定位“2©07=20 + (2.84) =22.82423d3考慮軸承

36、d3 >d2選用代號為6005 d=25mmD=47mm, B=12mm25d4考慮軸承定位28d5考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（da =2d），選用齒輪軸35d6d6 = d3251軸段安裝聯(lián)軸器：半聯(lián)軸器寬度L=52mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上取 L| =50mm。2軸段的長度：L2 = Lsi a e，其中J為聯(lián)軸器的內端面至軸承端蓋凸緣厚度，Lsi=1520mm ，取Lsi =18mm ； t為軸承端蓋凸緣厚度， e=1.2d3=6 1.2=7.2mm； a為軸承蓋的上端面至軸承座孔邊緣的距離，取 齒輪距箱體內壁之間的距離 亠=8mm,考慮到箱體鑄造誤

37、差，在確定軸承位置 時，應距內壁一段距離.-：3，取屯=10mm，已知軸承寬度B =12mm ,箱座厚度=8mm，L=C1 C2 5，查手冊則得 L=43,則 L 26 7.2 1 51.2mm。取 L2 = 52mm3軸段的長度L3 : L3應考慮軸承的定位擋油環(huán)和軸承的內壁的距離，L3 =25mm。4軸段長度L4 :取二軸上兩齒輪間的距離c =10mm，AE B2八4035L4 ：2 B4 c - T 2 L2 ：3 B = 8 65 103 二 77.5mm。4242355軸段長度L5 :其長度與齒寬相同，L 40mm。L2 = 52mmL3 二 25mmc = 10mmL4 =77.5

38、mmL5 = 40mmL6 =30mm6 軸段長度 L6 : L6 m；2 6+B =8 10 12 =30mm。各段軸長度列表如下名稱L1L2L3L4L5Lb長度/mm50522572.54030高高速軸受力分析如下小齒輪分度圓直徑 d1 =35mm廠2Ti2燈3.355燈03 “一“Ri = =N = 763.14Ndi35Fr1 = Ft "an20 =763.14漢0.37=277.76NFn =Ft /cos20“=812.12N首先根據軸的結構圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時， 深溝球軸承的中心，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為12 +I3 =116.5+5

39、0=166.5mm，根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從 軸的結構圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，計算該截面出的力 與矩：Ft1l3763.14 X50FNHiN =209.21 Nl2+l3116.5+50Ft1l2763.14X116.5Fnh2=N =534.33 Nl2+l3116.5+50MH1 = FNH*2 = 209.21江 116.5N mm = 24.37N *mM H2 = FNH2l3 =534.3344N *mm = 24.37NFr1l3277.76 50FNV1 =N =76.15Nl2 +l3116.5+50Fr1l2277.76016.5FN

40、V2 =N =201.61Nl2+l3116.5+50M V1 = FNV1l2 = 76.15116.5“ *mm = 8.87NMV2 = FNv2l3 =201.61x44N *mm = 8.87N *mM1 = Jmv12 +MH12 = J24.372 +8.87N m =25.93N *mT=13.36N *mFnh1 =209.21NFNH2 =534.33NFnvl76.15NFnv2 = 201.61N35Z I三zm <c= >IFt= rj j_T_rTTTTrnrrTl l fl IrifrfnTil TrTrrrrE 一，訂rlTnWlTir 仃iTlTl

41、TrrrnY1Mh =24.37N *m載荷水平面H垂直面V支持力FFnhi =209.21NFNH2 =534.33NFnvi=76.15N Fnv2 = 201.61NM廣 25.93N *mM2 二 25.93N m37d2 min = 30mm11p11I. LaL.L.1 231562由前面計算可知軸的最小直徑取d2 min =30mm3、軸的結構設計(2)各軸的直徑和長度1)根據dmin =30mm，選用深溝球軸承6306,尺寸d D 30 62 164 = d5 二 30mmd2 二 35mmd3 = 42mmd4 二 35mmL5 二 38.5mmL1 = 37mmL2 =62

42、mm,L4 =33mmL3 = C = 10mm彎矩MMh =24.37N mMV1 =8.87N mMV2 =8.87N *m總彎矩M1 =25.93N mM2 =25.93N m扭矩T =13.35NmT =13.35N m5.2中間軸的尺寸設計1選擇軸的材料 該軸同樣選取40Cr鋼，調質處理。得d d 30mm，為了使齒輪3便于安裝，故取d2 =35mm，軸承第三段起軸向定位作用，故d3二d2+2d2(0.07 : 0.1)=39.9 : 42=42mm第四段裝齒輪2，為了齒輪2的軸向定位，取直徑d 35mm2)第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的齒寬

43、略小所以L2 =62mm,L4 =33mm，由指導書得 L3 =C=10mm ，L =37mm ， L5 = 38.5mm則中間軸的尺寸如下(3)軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接，根據d2 = 35mm， L2 = 62mm，查表6-1得第二段鍵的尺寸為b h l 10 8 56mm，同理可得第四段鍵的尺寸 為b h l 10 8 25 mm滾動軸承與軸采用過度配合來保證，選用直徑尺寸公 差m6（4）軸上零件的軸向定位軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與擋油環(huán)定位，齒輪采用擋油環(huán)與軸肩 定位；5）確定軸上圓角和倒角尺寸參照表15-2，取軸端倒角1.6 45，各軸肩出圓角半徑為1m

44、m（6）求軸上的載荷39#已知 P =1.901KW,n2 =312.36r min, T2 =58.1N *mFt22Td22 58.1 103160N =726.3N#巳 二 Ft2tan20 N = 726.3 0.364 = 264.4NFt32T32 58.1 103d357N = 2038.60N#40FNH 3Ft21 3 _ Ft3(1 21 3 )ll 1213726.3 44-2038.60 (65 44)65+44+53.5N = -1175.8NMH2 =FNh2I3 =141 44N mm = 6.3N *mMH3 二 Fnh311 =1176 53.5N *mm =

45、62.9N mF NVFr2 (112)- Fr311111213264.4 (53.5 65) -741.99 53.5 “ N = 52N 65+53.5+44l一Fr3(12 +13)+珀3FnV3 :111213-741.99 (65 44)264.4 4465 +53.5+44N 428.5NMV2 二 FNv213 二 52 43.5N = 2.5N * mMV3 二 Fnv =428.5 58.5N = 25.05N «mMmax 二.Mh32 Mv3 '62.9225.052 N m=67.8N *m支持力FFnh 2 =141NFnh3 =1175NFnv2

46、 = 52NFnv3 =428.5N彎矩MMH2 =6.3N *mM H 3 =62.9N *mMV2 = 2.5N mM V3 = 25.2N *m總彎矩M max = 67.8N m扭矩T =58.1 N *mT =58.1N *mFnh 2 = 141NFnh3175NFNV2 二 52NFnv3 = 428.5NM H 2 = 6.3N mM H 3 二 62.9N * mMV2 = 2.5N mMV3 二 25.2N * mM max =67.8 N *mT = 58.1 N *mFr3=Ft3tan20 =2038.60 0.364 = 741.99N首先根據軸的結構圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時, 對于深溝球軸承支撐點位置在其中心，根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭 矩圖，從軸的結構圖以及彎矩圖可以看出兩齒輪中心截面受彎矩較大，分別計 算兩截面處的力與矩：如圖所示Ft2(l11 2 ) _ Ft3l1ll 1213型.3 (如 65)-2038.60 竺IN53.5 65 44d3min=30mm5.3低速軸尺寸計算與受力分析校核1選擇軸的材料 該軸同樣選取40Cr鋼，調質處理。2、初步計算軸的最小直徑有前面計算的d3min=30mm3、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案:一-4-©