TOC\o"1-5"\h\z一.設(shè)計任務(wù)書3二、傳動方案擬定3三、電動機的選擇4.四、計算總傳動比及分配各級的傳動比5五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算7六、皮帶輪的設(shè)計計算8七、齒輪的設(shè)計計算10八、滾動軸承的選擇及校核計算19九、鍵聯(lián)接的選擇及計算31十、聯(lián)軸器的選擇33十一、潤滑與密封34十二、總結(jié)35十三、參考文獻37十三、附錄（零件及裝配圖）計算及說計算及說明結(jié)果計算及說計算及說明結(jié)果L'L'=12000hhF=5500NV=sD=300mm分流式二級圓柱齒輪減速器．工作條件與技術(shù)要求：?連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微震動，戶外工作有粉塵。?兩班制工作，3年大修，使用期限10年（卷筒支撐及卷筒與運輸帶之間摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮）。設(shè)計內(nèi)容減速器裝配圖1張（A0或A1）?零件圖2張?設(shè)計說明書1份設(shè)計參數(shù)運輸帶工作拉力F（N）：F=2600N運輸帶工作速丫（m/s）：v=1.1m/s卷筒直徑D（mm）：D=300mm4.4二.傳動方案的擬定輸送機由電動機驅(qū)4.4動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3,運輸機傳動方案41—電動機2—聯(lián)軸器3—城速器運輸機傳動方案41—電動機2—聯(lián)軸器3—城速器4一聯(lián)軸器3—覆篙E一法送帶計算及說明結(jié)果器結(jié)構(gòu)較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。

計算及說明結(jié)果三.電動機的選擇P=w1選擇電動機類型n=70r/min按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步w電動機2選擇電動機的容量n=1）滾筒所需功率P：3p=P=T-n/9550=3dP=4kw滾筒的轉(zhuǎn)速n：ed3n=60X1000V/nD=51r/min電動機型號為32）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為n：其中n,n，n，n，n分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器、帶傳動12343Y112M-4效率、齒輪傳動及軸承的效率，n是滾筒的效率，3n=0.99,n=0.96,n=0.96,n=0.99,n=0.9612343i=n=n3*n1-n2*n3-n1二i=123433）確定電動機的額定功率P1edi=電動機的輸出功率為Pdp=p/n—=d3確定電動機的額定功率Ped選取功率儲備系數(shù)為K=1P—K-P—edd選定電動機的額定功率P=ed3、選擇電動機的轉(zhuǎn)速n=51r/min3i初選25n—i-n—min3電動機Y132M-4查得：2計算及說明結(jié)果方案電動機型號額定功率(KW)電動機轉(zhuǎn)速n/(r/min)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速Y132M-415001440由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比，即選定電動機Y132M-4四.總傳動比確定及各級傳動比分配計算總傳動比由參考文獻［1］中表16-1查得：滿載轉(zhuǎn)速n=1440r/min；總傳動比i=n/n=1440/=m①分配各級傳動比查閱參考文獻［1］《機械設(shè)計課程設(shè)計》中表2—3各級傳動中分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比"二，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為二

計算及說明結(jié)果(1.3~1.4)i取高速級的圓柱齒輪傳動比『(二，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為i=i/i==21

計算及說明結(jié)果五.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).各軸轉(zhuǎn)速電動機軸為軸I,減速器高速級軸為軸II,中速軸為軸III,低速級軸為軸IV,滾筒軸為軸V,則解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為±5%范圍內(nèi)2按電動機額定功率勺計算各軸輸入功率P=P=4kwIedP=P.刈=4Xkw=iiiiP=P?叩?“=XXkwIIIII23P=P?“?”=XXkwIVIII23P=P?“?”=XXkwVIV31=kw.各軸轉(zhuǎn)矩T=9550xP=9550X4/1440N?mInI=N?mPT=9550xi=9550X533N?mIInii=N?mP=4kwIP=kwIIP=IIIP=kwP=kw~~P=T=9550x-tIniN?mP=T=9550x-itIIniiN?mc…P=T=9550x—777-iiiniiiN?m=N?mA帶V=sL=1846ma=377mmZ=27級精度(GB10095-88)小齒輪：40Cr(調(diào)質(zhì))280HBS

計算及說明結(jié)果PT=9550x*=9550Xn.miiiniii=N.mPCiiT=9550xi=9550X70n?mIVnIV=N.m表3軸的運動及動力參數(shù)大齒輪：45鋼(調(diào)質(zhì))240HBsZ=20Z=12638二14。巾=1dk=11T=N,miZ=Z=2，MpaHE、￡=￡=a1a2￡二a[o]=552MPaH1[o]=H2[o]=565MPaHN=6.14x10N=X1082b=m=mmnth=b/h二項目電動機軸I高速級軸II中間軸III低速級軸IV帶輪軸V轉(zhuǎn)速(r/min)144053370功率(kw)4轉(zhuǎn)矩(N?m)傳動比11效率H0..94六、皮帶輪設(shè)計和計算1.求P口=1.1查表13-8得：KA

計算及說明結(jié)果2.選V帶型號8=P選用普通V帶，由p=44kw和小帶輪轉(zhuǎn)速n=1440r/minK=1A查圖13-15得此坐標位于B型區(qū)域內(nèi)K=V3、求大小帶輪基準直徑K-K=HaFa大帶輪的基準直徑d=id=2.7義180=486K=21FP14、驗算帶速VK=1帶的速度合適m=n15、求V帶基準長度L和中心距adK=1初定中心距a-400mmY=P0查表得L-1800mmZ-27.37V1d6、驗算小帶輪包角Z-131.36Y=V2Fa1故小帶輪上的包角符合要求。Y=Fa27、確定V帶根數(shù)ZY=Sa1查表得p-4.39kwAP-0.46kwY=Sa200則pZ-f-1.109(P+AP)KK0aS=K=故取2根FN1K=o=5008、求作用在帶輪軸上的壓力FFN2FE1aMpao=380MPa查表13-1得：q-0.1kg/m,由式13—17得：單根V帶初拉FE1[o]=Mpa力1[o]=MPa作用在帶輪軸上的壓力F為：a2

計算及說明結(jié)果9、帶輪結(jié)構(gòu)尺寸YY_YYBe1L=1-OF1F2七、齒輪傳動設(shè)計=1.高速級齒輪傳動設(shè)計m=2n1（1）選擇材料、精度及參數(shù)Z=271a.按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動Z=852a—b.帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用17級精度（GB10095-88）d—mm1c.材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280口85，大齒輪材料為45d―2b―1鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，=者的硬度差為40HBS。B=55mm1d.初選小齒輪齒數(shù)Z=20，1則大齒輪齒數(shù)B=60mm2Z=X20=637級精度u=1(GB10095-85)e.初選螺旋角8=14。小齒輪：40Cr（調(diào)f.選取齒寬系數(shù)巾：巾=1dd質(zhì))280HBS2）按齒面接觸強度設(shè)計大齒輪：45鋼（調(diào)按下式試算質(zhì)）240HBS；Z=2539=d2K=12,JkTu+1d23?.1t39￡udda11)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值，ZZ、口】;、H72①

計算及說明結(jié)果a.試選k=11T==X3b.分流式小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=T/21II105N?mm二N.mZ二MPa2Ec.查圖表（P217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)Z=Ho=550MpaHlim3（表10-6）選取彈性影響系數(shù)Z=MPa2Eo=530MPaHlim4d.查圖表（P215圖10-26）得N=X1083￡二，￡二a1a2K二HN3￡=￡+￡=+=aa1a2K二HN4e.按齒面硬度查表：小齒輪接觸疲勞強度極限：0二Hlim1大齒輪接觸疲勞強度極限：O二Hlim2查表得接觸疲勞強度系數(shù)二600MPa5550MPa：K=0.92[o]=540MpaH3[o]=H4b二3K二V2K=0.97HN2HN1K=1424HP2取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1K=FP2許用接觸應(yīng)力[o]=552MPa，[o]H1H2則[o]=([o]+[o])/2HH1H2=K=2d=mm3=(600+530)/2=565MPam=2f.由式o=500MpaFE3N=60njLh②o=380MpaFE4計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)K=FN3二60X533X1X19200=X108K=S=FN42

計算及說明結(jié)果二X108/二X1082）計算a.按式①計算小齒輪分度圓直徑d11b.計算圓周速度=XX533/（60X1000）m/s=sc.計算齒寬b及模數(shù)mntb=巾d=1X=d1tm=dcos8/Z=nt1t1h=m=X=ntb/h==d.計算縱向重合度EPE=巾Z8Pd1=X1X20Xtan14。=e.計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K=1,根據(jù)V=s,7級精度查圖表（P194圖A110-8）得動載系數(shù)K=V查圖表（P195表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)K=K=HaFa由公式K=1.12+0.18。2+0.23x10-3bHPd[O]=F3[O]=F4K=2Y=Y=Fa4Fa3Y=，Y=sa3sa4YY_Fa3qa3=LoJF3YY_Fa4qa4=LoJF4d=90mm3d=219mm4B=90mm3B=95mm4F=11F=Nr1F=Na1d>nmind=30mmIImin

計算及說明結(jié)果③得K=1.12+0.18x1.22+0.23x10-3x49.392Hp1查圖表（P198圖10-13）得K=FP1由式K=KKKK④AVHaHP得載荷系數(shù)K1=1XXX=f.按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式d=d3K⑤得d=50.67x巴mm=55.48^%16g.計算模數(shù)mn1m=dcosB/Z=Xcos14。/20mmn1113）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計士史葉2KTYc0s2pYY.筲按式m>11p--fa坪計算n19Z2￡"Jd11aF確定計算系數(shù)a.計算載荷系數(shù)

計算及說明結(jié)果由式K=KKKK⑥AVFaFP得K=1XXX=1根據(jù)縱向重合度e二查圖表（P圖10-28）P得螺旋角影響系數(shù)y=p計算當量齒數(shù)d.查取齒形系數(shù)查圖表（P表10-5）Y=,Y=FalFa2e.查取應(yīng)力校正系數(shù)查圖表（P表10-5）Y=,Y=SalSa2f.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S二，彎曲疲勞壽命系數(shù)K二，F(xiàn)N1K=。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限o=500MPa,FN2FE1大齒輪彎曲疲勞強度極限o=380MPa，由式FE1[o]=KN°lim⑦S得[o]=X500/MPa=MPa1[o]=X380/MPa=MPag.計算大小齒輪的y°ya并加以比較FYY—一Fa1Sa1—X—101TF1

計算及說明結(jié)果yy--Fa2qa2一入一LcJF2大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算由以上計算結(jié)果，取m=2,按接觸疲勞強度得的分度圓n1直徑d=mm計算應(yīng)有的齒數(shù)1Z=dxcosP/m=Xcos14。/2=2711n取Z=27,則Z=uZ=X27=851211（4）幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為115mm2）按圓整的中心距修正螺旋角因P值改變不多，故參數(shù)s,K,Z等不必修正aPH3）計算大小齒輪的分度圓直徑d=Zm/cosP=27X2/cos15.11n1°d二Zm/cosP=85X2/cos15.102n1°4）計算齒輪寬度=^d=1X=1d1圓整后取B=55mm,B=60mm12

計算及說明結(jié)果5）結(jié)構(gòu)設(shè)計由e<2m，小齒輪做成齒輪軸11由160mm<d<500mm，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)a22.低速級齒輪傳動設(shè)計（1）選擇材料、精度及參數(shù)a.按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b.選用7級精度（GB10095-85）c.材料選擇小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBs大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBsd.初選小齒輪齒數(shù)Z=20,Z=Zl=20X=483432e.選取齒寬系數(shù)巾=1d2（2）按齒面接觸強度設(shè)計按下式試算d>2.323，272?"2+1]⑧333。u1LcJ1dd22'H71）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a.試選K=12b.確定小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=T=Nm3III=X105N?mmc.查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù)Z=MPa2Ed.查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限

計算及說明結(jié)果o=600MPa,o=550MPaHlim3Hlim4e.由式②確定應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60X533X1X19800=X10833hN二N/2.42=X108/=X10f.查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù)K=,K=HN3HN4g.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,由式⑦得[o]=X600MPa=540MPaH3[o]=X550MPa=H42）計算a.由式⑧試算小齒輪分度圓直徑d，代入[o]中的較小31H值[o]二得H4b.計算圓周速度V3=XX533/60000m/s=sc.計算齒寬b3b=。d=1Xmm=3d231d.計算模數(shù)、齒寬高比模數(shù)m=d/Z=20=12313"齒高h=m=X=mm312

計算及說明結(jié)果則b/h==33e.計算載荷系數(shù)根據(jù)V=m/s,7級精度，查圖表（P圖10-8）得3動載荷系數(shù)K二，直齒輪K=K=1，由巾=1和V2Ha2Fa2d2b二，根據(jù)式③得K=3HP2由b/h和K二查圖表（P圖10-13）得K=33HP2FP2故根據(jù)式④得K=2f.按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。由式⑤得d=d=dJ=—=3t3Kg.計算模數(shù)m2m=d/Z=20mm=mm233（3）按齒根彎曲強度設(shè)計計算公式為2KKT（YY]em＞』-；—jFa2用2⑨23巾Z21[o]1Yd23、F/1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a.查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限o=500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3o=380MPa。FE4b.查圖表（P圖10—18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=,K=FN3FN4C.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S二，由2

計算及說明結(jié)果式[。]=黑鼠得卜]二KfnFfe3=X500/=FSF3S2卜]=KFN40FE4=X380/二F4S2d.計算載荷系數(shù)K。由式⑥得K=1XX1X=22e.查取齒形系數(shù)。查圖表（P表10-5）得Y=Y=Fa3Fa4f.查取應(yīng)力校正系數(shù)。查圖表（P表10-5）得Y二，sa3Y=sa4g.計算大、小齒輪的冷，并加以比較FYY[a3]a3=X=F3YY一-Fa4Sa4=X-lcJF4大齒輪的數(shù)值大2）設(shè)計計算由以上計算結(jié)果，取模數(shù)m=3mm。按分度圓直徑d二計算應(yīng)有的23齒數(shù)得Z=d/m=3=30,則Z=uZ=X30-73332423（4）幾何尺寸計算1）計算中心距a=m2（Z3+ZJ=3X（30+73）/2mm-155mm222）計算分度圓直徑d=mZ=3X30mm=90mm323

計算及說明結(jié)果d=mZ=3X73mm=219mm4243）計算齒輪寬度b=。d=1X90mm=90mm3d23取B=90mm,B=95mm345）結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪（齒輪3）采用實心結(jié)構(gòu)大齒輪（齒輪4）采用腹板式結(jié)構(gòu)八、滾動軸承的選擇及校核計算高速軸的設(shè)計已知P=kw,n=1440r/min,T=N.mT=T/2=iiiiiiiii.求作用在齒輪上的力F=2T1CosB=2XX103Xcos14.0876。/t1diF=FtanP=Xtan。=a111圓周力F,徑向力F及軸向力F的方向如圖t1r1a1所示1.初步確定$由的最小直徑。先按式d>A§區(qū)⑩0Vn初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r,調(diào)計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果質(zhì)處理。查圖表（表15-3），取A=126,得0IId=AP=1263.86=24.38mmn3.nn533nminon該軸直徑dW100mm,有一個鍵槽，軸頸增大5%?7%,安全起見，取軸頸增大5%’則d=1.05xd=1.07x24.30=26.08mm，圓整后取2min2mind=26mm。2輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩公式為T=KT

caA(11)查圖表（P351表14—1）,取K=,則T=XNmAcall=N.m根據(jù)T=Nm及電動機軸徑D=48mm,查標準callGB4323-84,選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑d=30mmIImin2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)分析比較，選用如圖所示的裝配方案

1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度聯(lián)軸器采用軸肩定位，I-II段dI〃=301mm，由式h=()d，取dIII=35rnm，軸端用軸端擋圈固定，查圖表(指導書表13T9)，取擋圈直徑D=40mm，L=50mm1I-II初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)d=44mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的II-III深溝球軸承6010,其尺寸為dXDXB=50mmX90mmX20mm,故d=d=52mmIII-IVVII—VIII3)取d=34mm,L=L=54mmV-VIIV-VVI-VII由指導書表4-1知箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離L=6+C+C+(510)mm,取L=60mm,采用凸緣式軸1121承蓋，取軸承蓋的總寬度為，到聯(lián)軸器的距離為，則L=45mmII-III取小齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為a=12mm,大齒輪2和2’1與齒輪3之間的距離c=10mm,滾動軸承端面距箱體內(nèi)壁TOC\o"1-5"\h\zS=12mm則UL=B+S+a-(L-B)1III-IVIV-V1=15+12+12-5=34mmL=L=34mmVII-VIIIIII-IVL=B+2c-5=108mmV-VI3(3)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按d=20=mm，L=50mm查圖表（P表6T）選用鍵bxhxl=8mmI—III—IIX4mmX40mm。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15T2）,取軸端倒角為X45。，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III軸）的設(shè)計TOC\o"1-5"\h\z已知P=,T=N?m,n=minIIIIIIIII1.求作用在齒輪上的力F=F=N,F=F=,F=F=N1211r2r1a2a12T八，F(xiàn)=——n=2X=t3d3F=Ftan20o=r313軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑根據(jù)式（10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3）,取A=120，于是0III得d>3356s-。該軸的最小直徑為安裝軸承IIImin120x3[=33.12mm1169.20處的直徑，取為d=33mmIIImin計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖(2)確定軸的各段直徑和長度1)根據(jù)d=35mm取d=40mm，軸承與齒輪2，2’之間IIIminI—II采用套筒定位，取d=d=44mm，齒輪2與齒輪3II-IIIV—VI之間用套筒定位，取dIIIIV=50mm,齒輪3采用軸肩定位，取h=3mm,則d=45mm,由于軸環(huán)寬度bN軸IV-VII的設(shè)計，取L=b=c=10mm因為B=mm,IV-VIV-V3B=B=55mm取L=92mm,則22,III-IVL=B+c+(B-L)-3=55+10-7-3mm=55mmII-III23III-IVL=B-2=55-2mm=53mmV-VI2,2)初步選擇滾動軸承由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II相對于機座固定，則III軸應(yīng)兩端游動支承，選取外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取0組游隙，0級公差的N系列軸承N206,其尺寸為dXDXB=30mmX62mmX16mm。由于軸承內(nèi)圈受軸向力，軸端不受力，軸承內(nèi)圈軸端采用圓螺母與墊片緊固，根據(jù)GB812-88(指導書表13-1)選用M27X規(guī)格的圓螺母及相應(yīng)的墊片，圓螺母厚度m=10mm,墊片厚度s=1mm,則取L=L=16mm,由a=12mmS=12mm取a=,I'-IVII-VII'112計算及說明結(jié)果S=11mm,則2=+11+16+3-2mm二選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為27mm3）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按d=50mm，L=92mmIII—IVIII—IVd=44mm，B=55mmII-III2d=45mm，L=53mmV-VIV-VI查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為III—IV段：bXhXL=10mmX8mmX80mmII-III段及V-VI段：bXhXL=8mmX8mmX40mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m61）確礙軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2）,取軸端倒角為X45。，各軸肩處的圓角半徑為R1（三）低速軸（軸IV）的設(shè)計已知P=,T=N.m,n=minIVIVIV.求作用在軸上的力F=F=F=F=1413r4r3.初步確定軸的最小直徑按式（10）初步確礙軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3）取A=112,于是得0IV該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)式（11），查圖表（P表14-1），取K二，則AT=XN?m=N?mcaIV根據(jù)TNm，查標準GB5014-85（指導書表17-4）考慮到帶式caIV運輸機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=45mm,其軸孔長度L=107mm,則軸的最小直徑d=45mmIVmin3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)比較，選取如下圖所示的方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取dVIIIIX=45mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（）d,取dVIIVI〃=50mm,聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13T9）,取D=75mm,2L=130mmVIII-IX2）初步選擇滾動軸承根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6313,其尺寸為dXDXB=65mmX140mmX33mm故d=d=55mmI-IIVI-VII3）軸承采用套筒定位，取d=d=60mm,L=L=36mmII-IIIV-VII-IIVI-VII計算及說明結(jié)果4）根據(jù)軸頸查圖表（P表152,指導書表1321）取安裝齒輪處軸段d=d=66mm，齒輪采用軸肩定位，根據(jù)III—III'IV-IVh二（）d=，取h=5mm,則d=74mm，軸環(huán)寬度bN二XIV—V5mm=7麗，取L=10mmIV—V5）查圖表（指導書表13-21）,已知B=90mm。取d=,L=4III'—IV'III'—IV'（S=2mm）L=,L=8mmIV'—IVIII—III'6）根據(jù)軸II,軸III的設(shè)計，取滾動軸承與內(nèi)壁之間的距離S=10mm,則UL=S+a+B+c+（n+S）-163II—III322=（10++70+10+）mm=81mmL=S+a+B+c+LV—VI322IV—V=（10++70+10+）mm=81mm6）根據(jù)箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離L=60mm,及1S=10mm,B=20mm,根據(jù)指導書表9-9,取軸承蓋3的總寬度為，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為S=蓋-聯(lián)貝UL=60mm—VIII3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)d=62mm,L=IV'—IVIV'—IVd=42mm,L=110mm—IXVIII—IX查圖表（P表6-1）得計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果IV’-IV段：bXhXL=16mmX11mmX60mmVIH-IX段：bXhXL=12mmX8mmX100mm滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12）,取軸端倒角尺寸為X45。。軸上圓角R二R=R=R=,R=R=R=IIVIVIIVIIIIIIIVV4.求軸上的載荷軸的計算簡圖如下圖所示，由機械設(shè)計圖15-23知，深溝球軸承6210,a=10mm,從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處是危險截面，L=162mm,將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表表4危險截面所受彎矩和扭矩載荷水平面H垂直面V支反力FF=F=NH1NH2F=F=NV1NV2彎矩M=N,mmHM=N?mmV總彎矩MM=N?mm扭矩TT=N?mm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a二，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查圖表（P表15-1）得[o1]=60MPa，因此oV[oj,故軸安全。七、軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為Lh=72000h.輸入軸承的選擇與計算由軸II的設(shè)計知，初步選用深溝球軸承6008,由于受力對稱，只需要計算一個，其受力F=JF2+F2=N,F=0,￡rYri11a=3，轉(zhuǎn)速n=1440r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15—3）知深溝球軸承6008的基本額定動載荷C=13200N,基本額定靜載荷C=9420N0結(jié)結(jié)果結(jié)結(jié)果計算及說明2）求軸承當量動載荷P因為F=0,徑向載荷系數(shù)X=1,軸向載荷系數(shù)Y=0,因工作a情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取f二，則pP=f（XF+YF）=X（1X+0）Npra3）驗算軸承壽命二106278h>L=72000hh故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6008.軸III上的軸承選擇與計算由軸III的設(shè)計已知，初步選用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206,由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力F=,rF=0,￡=10/3,n=533r/mina1）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206的基本額定動載荷C=36200N,基本額定靜載荷C=22800N02）求軸承當量動載荷P因為F=0,徑向載荷系數(shù)X=1,軸向載荷系數(shù)Y=0,因工作a情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6）,取P=f（XF+YF）=Xpra（1X+0）N3）驗算軸承壽命計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果二777446h>L=72000h

h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N2063.輸出軸上的軸承選擇與計算由軸IV的設(shè)計知，初步選用深溝球軸承6210,由于受力對稱，只需要計算一個，其受力F=、,:F2+F2=N,F=0,r'r414a￡=3，轉(zhuǎn)速n=min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6210的基本額定動載荷C=27000N,基本額定靜載荷C=19800N

02）求軸承當量動載荷P因為F=0,徑向載荷系數(shù)X=1,軸向載荷系數(shù)Y=0,因工作a情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6）,取f二，則

pP=f（XF+YF）=1.XC1X+0）Npra3）驗算軸承壽命二118139h>L=72000hh故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。計算及說明結(jié)果九、鍵連接的選擇與校核計算.輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接1）由軸n的設(shè)計知初步選用鍵C10X70,T=N-mII2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力[o]=100-120MPa，取[。]=110MPa鍵的工作長度p」|_p-1/=L-b/2=70mm-5mm=65mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==X8mm=4mm。由式o=2T*1°3可得pkldo=2Ti*103=2Xx1034X65X35MPapkld=<[o]=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵C10X70.齒輪2（2,）與軸HI的鍵連接1）由軸III的設(shè)計知初步選用鍵10X56,T=T/2=NmIII2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力[o]=100-120MPa,取[o]=110MPa鍵的工作長度l=L-b=56mm-10mm=46mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==X8mm=4mn。由式。=2T*103可得pkld

計算及說明結(jié)果o=2Txl03=2XX1034X46X32MPapkld=<［。］=110MPap_i可見連接的強度足夠，選用鍵10X56.齒輪3與軸III的鍵連接1）由軸III的設(shè)計知初步選用鍵10X80,T=T=N-mIII2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力［o］=100-120MPa,?。?。］=110MPa鍵的工作長度p」pp_|l=L-b=80mm-10mm=70mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==X8mm=4mn。由式0=2T*103可得pkldo=2Ti*103=2x*1034X70X34MPapkld=<To］=110MPap_i可見連接的強度足夠，選用鍵10X80.齒輪4與軸IV的鍵連接1）由軸IV的設(shè)計知初步選用鍵18X80,T=T=NmIV2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力［o］=100-120MPa,取［o］=110MPa鍵的工作長度p」p」l=L-b=80mm-18mm=62mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==X計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果計算及說明結(jié)計算及說明結(jié)果11mm=。由式o=2T*103可得

pkld11mm=。由式o=2T*103可得

pkldo=2TIxl°3=2XX103X62X62MPapkld=<=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵18X805.聯(lián)軸器與軸IV的鍵連接1）由軸IV的設(shè)計知初步選用鍵12X100,T=T=N-mIV2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用=100-120MPa,取「。一p_i=110MPa鍵的工作長度/=L-b=100mm-12mm=88mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k==X8mm=4mm。由式o=2T*103可得pkldo=2Ti*103=2Xx1034X88X42MPapkld二＜[o]=110MPa

p_i可見連接的強度足夠，選用鍵12X100十、聯(lián)軸器的選擇1.輸入軸（軸II）的聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸II的設(shè)計，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號()N?m\n](r/mind(mm)2L(mm)轉(zhuǎn)動慣量(kg?m2)計算及說明結(jié)果)TL6250380035822.輸出軸（軸IV）的聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸IV的設(shè)計，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T晨)N-m}](r/min)d(mm)2L(mm)轉(zhuǎn)動慣量(kg-m2)HL3630500042112十、減速器附件設(shè)計.視孔蓋選用A=120mm的視孔蓋。.通氣器選用通氣器（經(jīng)兩次過濾）M18X.油面指示器根據(jù)指導書表9-14,選用2型油標尺M16.油塞根據(jù)指導書9-16,選用M16X型油塞和墊片.起吊裝置

計算及說明