二減速器機械實施方案課程實施方案計算說明書

1、個人收集整理 -僅供參考學 號：機械設計課程設計題目熱處理車間清洗零件輸送設備地 傳動裝置教學院機電工程學院專業(yè)機械設計制造及其自動化班級姓名指導教師年 月日目錄目 錄 1b5E2R。一、傳動方案擬定 2p1Ean。二、電動機選擇 3DXDiT。1.電動機功率選擇 3RTCrp。2.確定電動機轉速 35PCzV。3.確定電動機型號 3jLBHr 。 三、理論總傳動比及各級傳動比分配4xHAQX。四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4LDAYt。五、傳動零件地設計計算4Zzz6Z。1.皮帶輪傳動地設計計算4dvzfv 。2.齒輪傳動地設計計算6rqyn1 。2.1 高速級齒輪設計計算及校核6Emxvx。2

2、.2 低速級齒輪設計計算11SixE2。3.軸地設計計算 146ewMy。3.1 中間軸地設計計算 14kavU4。3.1.1 初算軸徑 14y6v3A。3.1.2 鍵連接 15M2ub6。3.1.3 軸地受力分析 150YujC。3.1.4 校核軸地強度 16eUts8。3.1.5 鍵校核 18sQsAE。3.1.6 校核軸承壽命 18GMsIa。3.2 高速軸地設計計算 19TIrRG。3.2.1 初算軸徑 197EqZc。3.2.2 鍵連接 21lzq7I 。3.2.3 軸地受力分析 21zvpge。3.2.4 校核軸地強度 21NrpoJ。3.2.5 校核鍵連接地強度241nowf。3

3、.2.6 校核軸承壽命 24fjnFL 。3.3 低速軸設計計算 26tfnNh 。3.3.1初算軸徑及聯(lián)軸器地選擇 26HbmVN3.3.2鍵連接 27V7l4j 。3.3.3 軸地受力分析 2783lcP。3.3.4 校核軸地強度 28mZkkl。3.3.6 校核鍵地強度 30AVktR。3.3.7 校核軸承壽命 30ORjBn。六、潤滑方式及密封裝置地選擇312MiJT。1. 潤滑方式 31gIiSp 。2. 密封裝置 32uEh0U。七、箱體地結構設計32IAg9q。八、參考文獻34WwghW計算過程及計算說明V=0.9m/sD=380mmT=950N.m一、傳動方案擬定第六組：熱處理

4、車間清洗零件輸送設備地傳動裝置工作條件：該裝置單向傳送，載荷平穩(wěn)，空載起動，兩班制工作，使 用期限5年(每年按300天計算)，輸送帶速度容許誤差為土 5% .(1)原始數(shù)據(jù)：滾筒直徑 D=380N ;帶速V=0.9m/s 滾筒軸轉矩T=950N.m.26 / 3861 電動機2 V帶傳動3 減速器4 聯(lián)軸器5 滾筒6 輸送帶圖1清洗零件輸送設備地傳動裝置運動簡圖二、電動機選擇1. 電動機功率選擇(1)傳動裝置地總效率：32n總=n帶Xq軸承x n齒輪Xq聯(lián)軸器Xn滾筒=0.96 X 0.99 3 X0.98 X0.99 X0.96=0.84(2)電機所需地工作功率P 工作=FV/1000 n

5、總=5000 X 0.9/1000 X0.84=5.36KW2. 確定電動機轉速計算滾筒工作轉速：n 筒=60X 1000V/ n D=60 X 1000 X 0.9/3.14X380=45.3r/min按手冊P7表1推薦地傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動二級級減速器 傳動比范圍l'=840.取V帶傳動比I 1=24，則總傳動比理時范圍為 I a=624.故電動機轉速地可選范圍為n 'd=l 'a Xn 筒=(16160 ) X45.3=724.87248r/min 符合這一范圍地同步轉速有 750、1000、和1500r/min.根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用

6、地電動機型號：因此 有二種傳支比方案：如指導書P15頁第一表.綜合考慮電動機和傳動裝置 尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器地傳動比，可見第3方案比較適合，則選 n=1500r/min .3. 確定電動機型號根據(jù)以上選用地電動機類型，所需地額定功率及同步轉速，選定電 動機型號為Y132S-4.其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min ，額定轉 矩2.2.質量68kg.n 滾筒=45.3r/min n 總=0.84P 工作=5.36KW電動機型號Y132S-4三、理論總傳動比及各級傳動比分配1. 總傳動比：i總=門電動/n筒=1440/45.3=31.792. 分配各級偉動比（1

7、） V帶傳動比i帶=24 ，取V帶傳動比i帶=2.5（2）/ i 總=i 二級 xi 帶i 二級=i 總/i 帶=31.79/2.5=12.716齒輪傳動 i1= （1.31.5 ） i2 取 i1=1.4 i 2故 i1=4.2i2=3.02四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1. 計算各軸轉速（r/min ）nI= n w/i 0=1440/2.5=576r/minnII =n I/i 1=576/4.2=137r/minn 111 =n 11/i 2=137/3.02=45.4r/mi n2. 計算各軸地功率（KW）Pi=P d Xni=5.36 x 0.96=5.28KWPii =P i Xn=

8、P d xn XnI=5.36 x 0.96 X0.98=5.12KWPiii =P ii Xtiiii =5.12 x 0.98=4.97KW3. 計算各軸扭矩（N -mm ）TI=9.55 x 10 6P|/n |=9.55 x 106x5.28/576=87.6N - mTii =9.55 x 106Pii/n ii=9.55 x 106 X5.12/137=356.88N - mTin =9.55 x 106P|/n 111 =9.55 x 106 X4.97/45.4=1045N - m五、傳動零件地設計計算1.皮帶輪傳動地設計計算i 總=31.79 據(jù)手冊得i 帶=2.5 i1=4

9、.2 i2=3.02ni =576r/m in n ii =137r/min n in =45.4r/minPi=5.28KW Pii=5.12KWPiii =4.97KWTi=87.6N - mTii =356.88N - m Tiii =1045N - mdd2 =224mm(1) 選擇普通V帶截型由課本P83表5-9得：kA=1.1Pc=KaP=1.1 X 5.5=6.05KW由課本圖5-8得：選用A型V帶 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-10得，推薦地小帶輪基準直徑為 75100mm則取 ddi =90mm>dmin=75dd2= i 帶 dd1 =2.5 X90=225

10、mm由課本 P74 表 5-4，取 dd2=224mm實際從動輪轉速 n2 ' =ndd1/d d2=960 X 100/200=480r/mi n驗算帶速 V: V=nd d1n 60 X1000=n X90 X 1440/60 X 1000=6.78m/s在525m/s 范圍內(nèi)，帶速合適.(2) 確定帶長和中心矩根據(jù)課本P84式(5-14 )得0. 7(d d1 +d d2) Wa w 2(dd1 +d d2)0. 7(90+224) <a0 W 2 X 90+224)所以有：332.5 mnWa 0 W950mm初定中心距a°=500由課本P84式(5-15 )得

11、：Ld0 =2a °+1.57(d d1 +d d2 )+(d d2-d d1 )/4a 02=2 X 500+1.57(90+224)+(224-90)2/4 X500=1546mm根據(jù)課本P71表(5-2 )取Ld=1600mm根據(jù)課本P84式(5-16 )得：aa°+L d-L°/2=500+1600-1546/2=527mm(4)驗算小帶輪包角a1=180 0-(d d2-d d1)/a X57.3 0=180 °-(224-90)/462X57.3 0=165.4 °>120 0 (適用)V=6.78m/s332.5 mnWa

12、0 <950 mm取 a°=500Ld0=1546mmLd=1600 mma0=500mma1=165.4 0（5）確定帶地根數(shù)根據(jù)課本P78表（5-5 ）Pi=1.064KW根據(jù)課本P79表（5-6） P1=0.169KW根據(jù)課本P81表(5-7 ) Ka =0.9 5根據(jù)課本P81表（5-8 ） Kl=0.99由課本P83式（5-12 ）得Z=P c/P ' =R(P 1+ P1)K aKL=6.05心.064+00.169)X0.9552 X0.99=5.17取Z=6根(6)計算軸上壓力由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m ，由式(5-18 )單根 V帶地初

13、 拉力：F0=500P C/ZV (2.5/K a-1 ) +qV 2=500 X 6.05/6 X6.78 x(2.5/0.95-1)+0.1)6078 2=124.9N則作用在軸承地壓力Fq,由課本P87式(5-19 )Fq=2ZF 0sin a/2=2 X 4 X124.9sin162.6/2=1481.5N2.齒輪傳動地設計計算2.1高速級齒輪設計計算及校核（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面.小齒輪選用40Cr調質， 齒面硬度為280HBS.大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度240HBS ;根據(jù)課本P139表6-12選7級精度.齒面精糙度Ra <

14、 1.63.2 叩（2）按齒面接觸疲勞強度設計2KT1 u 1(ZeZh Z ；)26Z=6根F0=124.9NFq =1481.5NI1=4.2 乙=21 Z2=89T1=87540N mm確定有關參數(shù)如下：傳動比i1=4.2取小齒輪齒數(shù)Zi=21.則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ i=4.2 X 21=88.2 取 Z?=89初取B =14 0由課本 P138 表 6-10 取 ©d=1k t=1.6轉矩T1T1=9.55 X 106xp/n 1=9.55 X 106 X5.28/576=87540N mm(4) 載荷系數(shù)k由課本P128表6-7 取k=1(5) 許用接觸應力chc=0H

15、limZNT/SH 由課本 P134 圖 6-33 查得：CHlimZ1 =600 MpacHlimZ2 =550Mpa由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NlNL1 =60n1rth=60X 576 X 1 X(2 X8 X300 X 5)=8.294 X 108Nl2=N L1/i=8.294X108/4.2=1.97X108由課本P135圖6-34查得接觸疲勞地壽命系數(shù)：Znt1 =0.9 Z nt2 =0.95通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)Sh=1.0c 1 = cHiim1 Znt1 /S h=600 X 0.9/1.0Mpa=540Mpach 2= cHl

16、im2 Znt2/S h=550 X 0.95/1.0Mpa=522.5Mpac= cH 1+ C 2/2=531.25 Mpa故d 、.2Ku+1,Ze Zh 送心d1td1'(-_)®dU6 .*2江1.6匯87540 ,189.8 x 2.4332、2 (4.2+1),d1V()=54.15mmb1.65531.251.2V= nd d1t n60 X 1000=3.14x54.15x576/60x1000=1.63 m/s計算齒寬B及模數(shù)m ntb=% Gtmin =154.15 =54.15模數(shù) mnt= d 1t xcos B / Z 1=54.15xcos14

17、0/21=2.5mmh=2.25m nt =2.25x2.5=5.625 mmaHlimZ1 =600Mpa aHlimZ2 =550MpaNl1 =8.294 X 108NL2=1.97 X 108 Znt1 =0.9 Z NT2 =0.95ch 1 =540Mpa ch 2 =522.5MpacH=531.25Mpad1t =54.15mm m nt=2.5mmV= =1.63 m/s m nt=2.5mm h=5.625 mm£ b=1.989 b/h=9.62K A = 1m 3 2Kcos2 ： Yf：Ys;.2dZ1pKV=1.15K ； =1.455K =2.34d1=

18、61.46 mmm n=2.84Zv1 = 22.98zv2 =97.42(TFlim1 =500Mpa(TFlim2 =380MpaYn1 =0.85丫 N2 =0.88Sf=1.421.二 22.98Zv2Z2cos3 :cos31489 二 97.42許用彎曲應力可由參考文獻1 P147公式8.29算得：二fYNF limSfb/h=54.15/5.625=9.62計算縱向重合度 c b =0.318© d x Z1 xtan B=0.318x1x21xta n140=1.989計算載荷系數(shù)K查表10-2使用系數(shù)KA=1查圖10-8動載荷系數(shù)KV =1.15查表10-4齒向載荷

19、分布系數(shù)K =1.455查表10-3齒向載荷分布系數(shù)=1.4則載荷系數(shù)K K 二Ka Kv K K： =1x1.15x1.4x1.455=2.34由實際地載荷系數(shù)校正所得地分度圓直徑d1 = d 1t (K/k t)1/3 =54.15x(2.34/1.6)1/3 =61.46 mmmn =d1cos B / Z 1=61.46x cos140/21=2.84(6)按齒根彎曲強度設計查機械設計基礎表11-6,得齒寬系數(shù)'d =1小齒輪上地轉矩T87.6N m齒形系數(shù)Zv1二3 ：3cos P cos 14刁F1 =303.57MPa刁F2 二 238.86MP由參考文獻1 P146圖8

20、.28 (h)可得兩齒輪地彎曲疲勞極限應力分別為:匚Fim1 = 500 MPa 和二 F|im 2 二 380 MPa .由參考文獻1 P147表8.7,取安全系數(shù)Sf=1.4.由參考文獻1 P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為:YN1 - 0.85,Yn2 - 0.88故許用彎曲應力為二F1Yn1”J F limSf0.85 5001.4= 303.57MPa二F 2YN2；F Iim20.88 380 = 238.86MPSF1.4查機械設計基礎圖11-8得：丫巳.1二2.69 , 丫一2二2.2.19查機械設計基礎圖11-9得：Ys：.1 = 1.575 , Ys：.2 = 1.7

21、85因為Yf ：1 Ys：1fh2.69 1.575303.57= 0.01395 和Yf ：2 YS .2；十22.19 1.785238.86= 0.01636 比較所以對大齒輪進行彎曲強度計算 法向模數(shù)mn -32KT1COS2丫已 Ys：mnJ 2 2.17： 87.54： 103： cos214：V1.65 沢 2120.01636 二 2.01mm取 mn = 2.0mm由 Z1 =d1cos B /mn=29.81 取 Z1=30 則 Z2=4.2x30=126 計算中心距a(Z1 Z2)mna =:2 cos P圓整為161mm.確定螺旋角：(30126) 32 cos14mm

22、 = 160.82 mm，arccos(W)mn = arccos(3°126)22T612a二 14 3'1"確定齒輪地分度圓直徑:丫巳1 二 2.69 丫巳2 二 2.19Ys 卄 1.575Ys 1.785m 二 2.0mm乙=30Z2=126 a=161mm二 14 3'1"d廠 61.92mm d2 = 260.02mm召mn30漢2心d =n = 61.92mm1 cosBcos14%Tzn126 漢 2cccccd2 = f n = 260.02mm2 cosBcos14°3'1"齒輪寬度：b = *dd

23、V 61.4 61.46mm 圓整后取 B2 = 65mm ；= 70mm .b= 61.46mmB2 = 65mmB = 70mm11=3.02Z1=24Z2=73T1 =356000N mm2.2低速級齒輪設計計算(1)選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面小齒輪選用40Cr調質， 齒面硬度為280HBS.大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度240HBS ；根 據(jù)課本P139表6-12選7級精度.齒面精糙度Ra < 1.63.2 叩(2)按齒面接觸疲勞強度設計由 d 1 =3 由式(6-15 )2KT1 U 2 比 J：dU '二 h確定有關參數(shù)如下：傳

24、動比i1 =3.02取小齒輪齒數(shù)Z1=24.則大齒輪齒數(shù):Z2=iZ 1=4.2 X 24=72.48 取 Z?=73初取B =14 0由課本P138表6-10 取機=1kt=1.6(3) 轉矩T1=9.55 X 106XP/n 1=9.55 X 106 X5.12/137=356000N mm(4) 載荷系數(shù)k由課本P128表6-7 取k=1(5) 許用接觸應力chc= CHlimZNT/SH 由課本 P134 圖 6-33 查得:cHlimZ1 =600 MpacHlimZ2 =550Mpa由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NlNl1 =60n1rth=60 X 137 X 1 X(

25、2 X8 X300 X 5)=1.972 X 108NL2=N L1/i=8.294X10 8/4.2=6.53X107由課本P135圖6-34查得接觸疲勞地壽命系數(shù):ZNT1 =0.98 ZNT2 =1通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)Sh=1.0c 1 = cHlim1 Znt1 /S h=600 X 0.98/1.0Mpa=588Mpac2= cHlim2 ZNT2/S H=550 X 1/1.0MpaaHlimZ1 =600Mpa aHlimZ2 =550MpaNl1=1.972 X 108Nl2=6.53 X 107Z nt1 =0.98ZnT2 =1ch 1 =5

26、88Mpach 2=550Mpacci=569Mpad1t =84.56mm=550Mpaqh= oh 1 + 弔2/2=569 Mpa故d 一J2Ku+1/Ze Zh .2d it 亠di =31 ()ue2 如.6 漢 87540189.8 漢 2.4332 2 (4.2 +1 )d1t 蘭() ''=84.59mm1.65531.251.2V= nd d1t n60 X 1000=3.14x84.59x137/60x1000=0.61 m/s計算齒寬B及模數(shù)m ntb = ®d 'd1tmin = 1 漢84.59 = 84.59模數(shù) mnt= d 1t

27、 xcos B / Z 1=84.59xcos140/24=3.42mmh=2.25m nt =2.25x3.42=7.69 mmb/h=84.59/7.69=11計算縱向重合度 c b =0.318© d x Z1 xtan B=0.318x1x24xta n140=1.903計算載荷系數(shù)K查表10-2使用系數(shù)KA=1查圖10-8動載荷系數(shù)KV =1.05查表10-4齒向載荷分布系數(shù)K p=1.465查表10-3齒向載荷分布系數(shù)Ka =1.4則載荷系數(shù)K K = Ka Kv Kp Ka=1x1.05x1.4x1.465=2.15由實際地載荷系數(shù)校正所得地分度圓直徑d1 = d 1t

28、 (K/k t)1/3 =84.59x(2.15/1.6)1/3 =93.35 mmmn =d1cos B / Z 1=93.35x cos140/24=3.8(6)按齒根彎曲強度設計m 打2KT1cos2B YfoYs.mn a2V*dZ1Hf查機械設計基礎表11-6,得齒寬系數(shù) =1小齒輪上地轉矩T, =3.56N mz124齒形系數(shù)Zs -3R 一3 q - 2627cos P cos 14V=0.61 m/s m nt=3.42mm h=7.69 mmc b=1.903 b/h=11Ka=1Kv=1.05K 目=1.465K =2.15d1=93.35 mmm n=3.8zv1 = 2

29、6.27zv2 = 79.91(rFlim1 =500Mpa0Flim2 =380MpaZv2Z273COS3 :cos314二 79.91Yni =0.91 Y n2 =0.97 Sf=1許用彎曲應力可由參考文獻1 P147公式8.29算得：；f二丫N“l(fā)imSf由參考文獻1 P146圖8.28（h）可得兩齒輪地彎曲疲勞極限應力分別為：；Fimi =500 MPa 禾口二 Fiim2 - 380 MPa .由參考文獻1 P147表8.7,取安全系數(shù)Sf=1.由參考文獻1 P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為:Yn1 =0.91,Yn2 =0.97故許用彎曲應力為專09嚴=455MPa；小

30、2YN2；- F Iim2SF0.97 3801= 368.6MP查機械設計基礎圖11-8 得: Yf i =匸62， Yf ： 22.21查機械設計基礎圖11-9得：Ys：i = 1.595，Ys： 21.77因為YfYS：1pi1.62_1.595455二 0.0057 和二2".01061 比較所以對大齒輪進行彎曲強度計算 法向模數(shù)mn3 2KTiCOS2 Yf：Ys：''；dZi21mn3 2 1.98 3.56 103 cos214V1.65 江 2420.01061 二2.35mm取 mn 二 2.5mm由 Zi =d1cos B /mn=36.23二f1

31、 = 455MPa匚F2 = 368.6MPYfm=1.62Yf：2 二 2.21Ys 十 1.595Ys：2 二 1.77mn 二 2.5mmZ1=36Z2=110a=188mm取 Z1=36 則 Z2=3.02x36=109.4取 Z2=110計算中心距a（乙 Z2）mn（36 110） 2.5amm = 188.08mm2 cos 卩圓整為188mm.確定螺旋角：2 cos14一 arccos互32a確定齒輪地分度圓直徑:= arccos（36 110）込 13 89'2 188.08,Zjmn36 匯 2.5cos-92.71mmcos13 89'd2二補os110 2

32、.5cos13 898338mm:二 13 89'd廠 92.71mm d2 = 283.38mmb = 93.35mmB2 二 95mmB 100mm齒輪寬度:1 93.35 二93.35mm圓整后取B2二 95mm ； B1-100mm3.軸地設計計算3.1中間軸地設計計算3.1.1初算軸徑選用45鋼調質，硬度217255HBS根據(jù)課本P235 ( 10-2 )式，并查表10-2，取c=112 d > 112 (2.304/458.2)1/3 mm=37.42mm確定軸各段直徑和長度軸段1與軸段5上要安裝軸承，故其直徑既便于安裝軸承，又要復合 軸承內(nèi)徑系列，初選軸承為7310

33、C ,由表11-9 查得軸承內(nèi)徑45鋼調質c=112軸承為7310Cd=50mm,B=27mm故 d1=d5=50mm軸段2上安裝齒輪3，軸段4上安裝齒輪2，為了便于安裝，d2和 d4應分別略大于di和d5，可初疋d2=d4=55mm，齒輪左端米用軸肩固定，右端采用套筒固定，為使套筒能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段 2和軸 段4地長度應比相應齒輪輪轂略短，故取 L2=92mm,L4=62mm.軸段3為中間軸兩個齒輪提供定位，其軸肩咼度范圍為(0.070.1)d2=3.855.5，取其咼度 h=5 故 d3=62mm.齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均 取為10mm，齒輪2與齒輪

34、3距離初取為10mm，則像體內(nèi)壁之間地 距離 Bx=2x10+10+100+(65+70)/2=197.5mm，去齒輪 2、3 距離為10.5mm ，貝U Bx=198mm ，軸段3地長度為L3=10.5mm該減速器地圓周速度小于 2m/s，故采用脂潤滑，需要擋油環(huán)防止箱 體內(nèi)潤滑油進入到軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁地距離取為12mm ，則軸段1地長度為 L仁52mm，軸段5地長度為L5=(27+12+12.5+3)mm=54.5mm軸上力作用點地間距軸承反力地作用點距軸承外圈大端面地距離a3=22mm,則軸地支撐點及受力點地距離為h =(52+100/2-22-3)mm=76mm12 =(1

35、0.5+65+100/2)mm=93mm13 =(54.5+65/2-22-3)mm=62mm3.1.2鍵連接齒輪與軸間采用 A型普通平鍵連接，查表 4-1 ,地鍵地型號分別為鍵 16X10X90GB/T 1096-1990和鍵 16X10X56GB/T 1096-19903.1.3軸地受力分析2Tn2 漢 356.883Ft2 -勺0 -2745Nd2260.02Fr2Ft2ta not2 2745 匯 伽2° 1031Ncos14.31Fa2 =Ft2tan B =2745 匯 tan14.31 = 700.2Nd1=d5=50mmd2=d4=55mmL2=92mmL4=62mm

36、 d3=62mmL3=10.5mmL1= 52mmL5=54.5mm l1=76mm b=93mm l3=62mm鍵 16X10X90鍵 16X10X56Ft2 = 2745NFr2 =1031NFa2 =700.2NFt3 = 7698NFr3 = 2891NFa3 =1963N2 356.88 10392.71= 7698NR1H=2406N，與所設方向相R1H - -2406NR2H =546NRw 二 5862NR2v =4581NR1 =6336NR2 =4613NM Va 二 466615 N mmM Ha - -191517 N mmM Vb 二 295932 N mmM Hb

37、二 35271 N mmM a =504389 N mmM b =301139 N mmFr3 二 Ft3tan： t3 =7698tan20= 2891Ncos13 89"Fa3 =Fr3tan-7698 tan 13 89 = 963N水平方向，軸承1F2 62 Fr3 155-Fa3.130.01 - Fa3.46.3231反.軸承2 R2H =九_帀_卩3 =546".豎直方向，軸承 1 R = Ft3155+Ft262 =5862" 231軸承 2R2v = Ft343.3 Ft283.3 =458使231軸承 1 地總支撐反力：R R1H2 R1V2

38、二 24062 58622 = 6336 N軸承 2地總支撐反力：R2二.R2H2 R2V2二546245812=4613N3.1.4校核軸地強度a-a剖面左側，豎直方向 M Va =R1V1 =5862X76 =466615N mm水平方向 MHa = R1H 76 =-2406 76 二-191517N mmb-b 剖面右側，豎直方向 M Vb 二 R2v3 二 4581X 62 = 295932 N mm水平方向 MHb 二 R2H 62 =546 62 =35271N mma-a剖面右側合成彎矩為Ma = ,MVa2 MHa2 八 191517.624666占2 = 504389N m

39、m b-b 剖面左側合成彎矩為Mb njMVb2 M Hb2 h；'5576222959322 301139 N mmW = 14230mm3抗彎剖面模量W/mm3= 0.1(d3)3bt(d3 -t)22d3-0.1 40316 6 (55-6)22漢55-14230州=30555 mm3抗扭剖面模量WE"©八豊；I.2 55316 6 (55-6)22匯55= 30555叭=32.2MPa彎曲應力二b45843314230= 32.2MPa扭剪應力T雹35688030555= 11.6MPat =11.6MPa(re -36.18MPa兀 6-e 匕 Jb 1

40、軸地強度滿足要求3.1.5鍵校核輪 24Tnd2h(l2 -b)處 鍵 連4 35688055 10 (56 -16)接 地= 64.8MPa<iP =120150MPa力 crP2=64.8MPaO' P 2 < cr P(Te = Mb24(: T)2 =36.18MPa(Te> (T b查表16.3得卜b】 = 60MPa，滿足匚e卜辿1地條件，故設計地軸有足夠地強度，并有一定地裕度鍵地強度滿足要求7207C軸承Cr =53.5KNC。=4.72KN3 =2534.4NS2 二1845NA =1262.8NF. 3107.8NF：2 =1845NR1>R2

41、,Fa1>Fa2F1 =0.066,C0e = 0.46又 F 工二3107.8R1V6336= 0.49 >e,R2V1858.44646= 0.4 ： e取 X1 =0.44" =1.23;故 P1 -0.44 6336 1.23 3407.8 =6610.4NF： 1R1VR2Ve,取鍵及齒輪材料都為鋼，由表 8-33查得；p =120150MPa，顯然 鍵地強度足夠齒輪3處地鍵大于齒輪2處地鍵，故其強度也足夠3.1.6校核軸承壽命由參考文獻2P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負荷G=53.5KN，基本額定靜負荷C°=4.72KN軸承1地內(nèi)

42、部軸向力為：S)=0.4尺=0.4 6336 = 2534.4N軸承2地內(nèi)部軸向力為：S2 -0.4R2 =0.4 4613-1845NA=Fa3-Fa2=1262.8NS2+A>S1故軸承1地軸向力F = S2 A二3107.8N，軸承2地軸向力F：2 =S2 =1845NR1>R2,Fa1>Fa2故只需要校核軸承1地壽命由 * =3107.8 =0.066,由參考文獻1P220表 11.12可查得：e = 0.46 C047200X1 =0.44,丫1 =1.23;P 二 P根據(jù)軸承地工作條件，查參考文獻1P218219表11.9, 11.10得溫度系 個人收集整理-僅供

43、參考數(shù)仃=1.0，載荷系數(shù)fp =1.3，壽命系數(shù)；-3.由P218公式11.1c得軸承1地壽命106'fT C '1060n2f 'P丿60x137Lh1.3 6610.41.0 x53500 丫= 29354hR =6610.4N=1.0fP = 1.3Lh 二 29354hLh -Lh，故軸承壽命滿足要求Lh =24000hLh - Lh軸承壽命滿足要求已知工作年限為5年2班，故軸承預期壽命Lh =8 2 300 5 =24000h28 / 383.2高速軸地設計計算3.2.1初算軸徑選取45號鋼作為軸地材料，調質處理根據(jù)公式d = A計算軸地最小直徑，并加大3%

44、以考慮鍵槽地影響.查表取A=112高速軸45號鋼調質處理d > 112 (5.28/576)1/3 mm=24.6mm取 dmin =25mmA=112d >24.6mm dmin =25mmd1=30mm L帶輪=50mm個人收集整理 -僅供參考軸段1上安裝帶輪，此段軸地設計應與帶輪輪轂軸孔設計同步進行初定 d仁30mm ，帶輪輪轂地寬度為(1.52.0 )d仁45mm60mm ，結 合帶輪結構，取帶輪輪轂寬度為 L帶輪=50mm ，軸段1地長度應略小于 輪轂孔地長度，取L仁48mm ，鍵選擇8X7X45在確定軸段2地軸徑時，應考慮帶輪地軸向固定及密圭寸圈地尺寸、帶 輪用軸肩定位

45、，軸肩高度 h= (0.040.1) d1=2.1mm3mm，軸段2地軸徑d2=d1+2h=34.1mm36mm,，最終由其密圭寸圈確定.該出地圓周速度小于3m/s，可選用毛氈圈油封，查表7-12，選毛氈圈35， 則 d2=35mm.考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，暫取軸承為7308C,其內(nèi)徑d=40mm ，寬度B=23mm 外徑D=80mm ，軸承反力地作用點 距軸承外圈大端面地距離a3=18.5mm ，則d3=40mm.軸承米用脂潤 滑，需要擋油環(huán)防止箱體內(nèi)潤滑油進入到軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi) 壁地距離取為12mm，擋油環(huán)地擋油凸緣內(nèi)側凸出箱體內(nèi)壁12mm ，擋油環(huán)軸孔寬度初定為

46、B仁18mm，則L3=B+B1=(23+18)mm=41mm.通常一根軸上地兩個軸承應取相同型號，則d7=40mm ，L7=B+B1=(23+18)mm=41mm.軸段5上安裝齒輪，為便于安裝d5應略小于d3，可初定d5=42mm，由表4-1知該處鍵地截面尺寸為bXh=12mmX8mm ，則該出齒輪上齒 根 圓 與 輪 轂 鍵 槽 底 部 地 距 離 e=d f/2-d 3/2-t 1=(56.69/2-42/2-3.3)=4.16<2.5mn=5,故該軸設計成齒輪軸，則有d5= d f1L5=b1軸段4和軸段6地設計，該段軸徑可取略大于軸承定位軸肩地直徑， 則d4=d6=48mm,齒輪

47、右端距箱體內(nèi)壁為10mm,軸段6地長度為L6= (14+12-18) mm=8mm ，軸段 4 地長度為L4= (198+12-10-18-70) mm=112mm軸段2地長度，該軸段地長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度鍵 8X7X45L1= 48mm d2=35mm軸承為7308Ca3=18.5mmd3=40mmL3=41mmd7=40mmL7=41mm.d5= d f1 =56.92mmL5=b 仁70mmL6=8mmL4=112mmL2=83.5mm32 / 38及軸承端蓋等零件有關軸承端蓋地寬度為 L=8+24+20+(58 )=(5760 )mm，取L=58mm ，可取端蓋連接螺

48、釘為 M10X25，為方 便在不拆攜帶輪地條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端 面距離軸承端蓋表面地距離 K=28mm ，帶輪采用腹板式，螺釘?shù)夭鹧b 空間足夠.則 L2=58+8+28+2+( 95-50)/2-12-23=83.5mm.軸上力作用點地間距軸承反力地作用點距軸承外圈大端面地距離a3=18.5mm，則軸地支點及受力點地間距為li =(50/2+83.5+18.5)mm=127mml2=(41+112+70/2-18.5)mm=169.5mm l3=(70/2+8+41-18.5)mm=65.5mm3.2.2鍵連接帶輪與軸段1間采用A型普通平鍵連接，查表4-1得其型號為鍵

49、8X7X45 GB/T 1096-19903.2.3軸地受力分析Ft12T1d1=2一8.76 103 =2829.45N61.92Fr1 二 Ft1tan ： t2 =2829.45：怡口201062.8Ncos14.31Fa1 =Ft1tanl： =2829.45 tan 14.31 "=721.6N豎直方向，軸承Ft1 65.5169.5 65.52829.45 65.5235-188.6N軸承 2=Ft1 -氐=2829.45 -188.6 =2040.85N水平方向，軸承1RhQ(l1 l2 13) -Fr1 65.Fa1.d1/2235= 1890.8N軸承 2 &

50、;H =Q - Fr1 - RH = 1472.1N ，I軸承1地總支撐反力：尺二.R, 八1890.82 788.62 =2048.6N軸承 2 地總支撐反力：R2 =*R2hR2V V1472.6 2040.85 =2516.3N3.2.4校核軸地強度a-a 剖 面 左 側， 豎 直 方 向h=127mmI2=169.5mmI3=65.5mm鍵 8X7X45Ft1 =2829.45NFr1 =1062.8NFa1 = 721.6NR1v =188.6NR2v =2040.85NR1H =1890.8NR2H = -1472.1NR 2048.6 NR2 =2516.3NM V1133667.7N mmM H1 = -96422.55N mmM <1=188150.5“ mmMV2 = MV1 =T33667.7N M H2 = -74081.8N mmMV1 = R1V 169.5 =788.6 "69.5 = 133667.7N mm水平方向 MH1 =R2H.I3