機械設計課程設計一級圓柱齒輪減速器設計說明書姓 名學 號學 院機械電氣化工程學院專 業(yè)機械設計及其自動化班 級指導教師張 涵機械設計基礎課程設計任務書目錄一 前言二 設計題目5三 電動機的選擇6四 傳動裝置動力和運動參數(shù)7五 傳動零件的設計計算9六 減速器軸的設計17七 滾動軸承的驗算24八 鍵的選擇的驗算26九 聯(lián)軸器的選擇 26十 鑄鐵減速器結構主要尺寸 2829一小結十二 致謝 29十三 參考文獻 30VV機械設計基礎 >>課程設計任務書一、機械設計課程的目的和意義機械設計基礎課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計 訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)。其基本目的是：（1）通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合 生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深 化和擴展。（2）學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理 和過程。（3）進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、 標準和規(guī)范等）以及使用經驗數(shù)據，進行經驗估算和數(shù)據處理等。（4）機械設計基礎課程設計還為專業(yè)課課程設計和畢業(yè)設計奠定了基礎。二、機械設計課程的內容選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。課程設計的內容通常包括：確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(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和聯(lián)接件的選擇及校 核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。在設計中完成了以下工作： 減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）； 零件工作圖23張（傳動零件、軸、箱體等）； 設計計算說明書1份，60008000字。三、機械設計課程設計的步驟機械設計課程設計的步驟通常是根據設計任務書，擬定若干方案并進行分析比較，然后確 定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最后用圖紙表達設計結果，用設 計計算說明書表示設計依據。機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行：1設計準備 分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內容和步驟。 了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。 浮系課程有關內容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。 準備好設計需要的圖書、資料和用具，并擬定設計計劃等。2傳動裝置總體設計 確定傳動方案一一圓柱斜齒齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。 計算電動機的功率、轉速、選擇電動機的型號。 確定總傳動比和分配各級傳動比。 計算各軸的功率、轉速和轉矩。3各級傳動零件設計 減速器外的傳動零件設計（帶傳動、鏈傳動、開式齒輪傳動等） 減速器內的傳動零件設計（齒輪傳動、蝸桿傳動等）。4減速器裝配草圖設計 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。 選擇聯(lián)軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結構設計。 確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。 分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結構設計。5減速器裝配圖設計 標注尺寸、配合及零件序號。 編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。 完成裝配圖。6零件工作圖設計 軸類零件工作圖。 齒輪類零件工作圖。 箱體類零件工作圖。四、課程設計的基本要求1、認真、仔細、整潔。2、理論聯(lián)系實際，綜合考慮問題，力求設計合理、實用、經濟、工藝性好。3、正確處理繼承與創(chuàng)新的關系，正確使用標準和規(guī)范。4、學會正確處理設計計算和結構設計間的關系，要統(tǒng)籌兼顧。5、所繪圖紙要求準確、表達清晰、圖面整潔，符合機械制圖標準；說明書要求計算準確、書 寫工整，并保證要求的書寫格式。五、減速器的設計計算、校核、說明和結果1. 設計任務書1.1 設計任務 設計一用于帶式運輸機上的三角帶單級圓柱齒輪減速器，傳動系統(tǒng)為采用兩級圓柱齒輪減速器和圓柱齒輪傳動。1.2 原始數(shù)據運輸帶拉力：F=4750N運輸帶速度： V=1.6m/s卷筒直徑： D=390mm1.3 工作條件 工作機空載啟動，載荷變化不大，單向運轉使用期限10 年，每天工作8 小時，每年工作300 天。運輸帶允許速度誤差±5%。2. 傳動系統(tǒng)的方案擬定 傳動方案如圖：3電動機的選擇31選擇電動機類型按按工作要求和條件，選用三相籠形異步電動機，封閉式結構，電壓380V, Y型。3.2選擇電動機的容量電動機所需工作功率為=-pw KWa因為PwFV1000KW見機械設計課程 設計手冊第12 頁因此KWFV10001a由電動機至運輸帶的傳動總效率為n = n 121 na 12 34式中：n ,n , n ,n分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率。1234取n =0.96,n =0.98,n =0.97,n =0.96 貝 y1234n =0.96 X 0.983 x 0.97 X 0.96=0.85a所以FV10001a4750 x 1.610001a=8.94kW3.3確定電動機轉速卷筒機工作轉速:60 x 1000Vn=60 x 1000 x 1.63.14 x 390=78.35 r/min.P =8.94KWdn= 78.35r/min按表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比i1 =24，一級圓柱減速器傳動比i' =36,2則總傳動比合理范圍為：i，=624，故電動機轉速可選范圍為:an'd= i' Xn= (624)X78.35= (4701880.4) r/min.a符合這一范圍的同步轉速有：750, 1000和1500 r/min.性能如下頁表1根據容量和轉速，由有關手冊查出，列表如下表，綜合考慮選第二方案較合適，因此選型號Y160L6,表1電動機轉速電傳動裝置的傳動額定功r/min動比方電動機率機V減案型有同步滿載重總傳帶、擊P kw速ed轉速轉速量動比傳器呂N動Y160M1 111500146012318.63 3.5 5.324Y160L2 11100097014712.38 2.8 4.426Y180L3 117507301849.322.5 3.7384計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比41總傳動比n970由式（7） i = -m- 12.38a -78.354.2分配傳動裝置傳動比由式（8） i =i Xiao式中i ,i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶oi 12.38/ “傳動外廓尺寸不致過大，初步取i =2.8,則i丁 - co442° 1 2.8on=87.31r/min.4.3分配減速器的各級傳動比因為為一級齒輪，故齒輪傳動比為：1=4.425計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.1各級軸轉速n 970I 軸n = 346.43 r/minI i2.8o4、 346.43 巾“II 軸n - J 一-1 一 78.38 r/minn ii4.421卷筒軸n 皿 一 n u =78.38 r/min5.2各軸輸入功率I 車由P =P Xn 尸 P Xn -8.94X0.96-8.5824KWI d01 d1II軸p 一 P Xn = P Xn Xn =8.5824 X 0.98 X 0.97=8.158KWII I12I23電動機的選擇見機械設計課程設 計手冊第167頁i =12.38ai =2.8oi=4.42n=78.38r/min.見機械設計課程 設計指導書第15 頁n =346.43r/minIn =78.38 r/minIn 皿=78.38 r/min卷筒軸P = P xn = P xn Xn =8.158X0.98X0.96= 7.84KWmn23n24其輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98。I 軸P ' = P X 0.98=8.5824X0.98=8.41kw11II軸P ' = P X 0.98=8.158 X0.98=7.99kwnn卷筒軸P ' = P X 0.98=7.84 X0.98=7.68kwmm5.3各軸輸入轉矩p8 94電動機輸出轉矩：T =9550 =9550X = = 88n m dn970mI、II軸輸入轉矩：I軸：T = T Xi Xn = T Xi Xn =88x2.8x0.96二236.54 n mIdo01do1II軸：T = T Xin =T XiXn Xn =236.54x4.42x0.98x0.97二993.85 n m nI12I23卷筒軸輸入轉矩：T = T Xn Xnmn24= 993.85 x 0.98 x 0.98 二 954.5 n m各軸輸出轉矩I 軸：T' = T X0.98=236.54X0.98=231.8 mII軸：T '=T X 0.98=993.85 X 0.98=973.97 N mnn卷筒軸輸出轉矩：T '=丁皿 X0.98=954.5X0.98=935.41 N mIII的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98.6傳動零件的設計計算6.1 V帶的設計6.1.1 已知：電動機轉速 n =970r/min, I 軸 n =346.43 r/min,mI電動機輸出功率P =8.94KW。d查表 13-8 得 K =1.1,故 P = K XP=1.1X8.94=9.83KwAcA6.1.2選V帶型號由 P =9.83KW, n =970 r/min,由圖 13-15 查知，選 V.帶 B 型帶。cm6.1.3求大小帶輪基準直徑d , dd 1d 2P=8.5824KWP =8.158KW nP =7.84KWmP '=8.41KWIP '=7.99KWnP '=7.68KW mT = 88N m dT =236.54 N m IT =993.85 N m nT =954.5 N m mT '=231.8N m IT ' =973.97 N m nT ' =935.41 N m m由表13-9,取小帶輪的基準直徑dd 1 =160mm,現(xiàn)取160mm由式表13-9得,rnd =1 d .d 2 n12(1-e ) =2.8X160X(1-0.02)=448mm由表（13-9）取2=450訕（雖使n略有減小但其范圍小于5%,允許）。6.1.4驗算帶速V兀d nV= m60 X100060 x 1000V在525 m/s范圍內，合適。-KX160X970 = 8.11m/s6.1.5求V帶基準長度L和中心距ad初步選取中心距hi" dd 1+ dd2 ) =1.5(160+450) =915mm取 a =600mm,符合 0.70式（13-2）得帶長(d + d )Va <2(d +d 1 d 20d 1=2a表13-8見機械設 計基礎第218頁P =9.83KWc表13-9見機械設 計基礎第219頁d =160mmd 1d =450mmd 2V=8.11m/s兀(d d )2兀(450 160)2(d + d ) + 2 x 600 + (160 + 450) + 2d 1d 24a24 x 6000=2158mm查表13-2，對A型帶選用L =2240mm,再由式(13-16)計算實際中心距: dL L “八 2240 2158 一aa + d o 600 + 6410 2mm。616驗算小帶輪包角a 1由式13-1 )得d d a =180°-1a6.1.7求V帶根數(shù)丹X57.3。-180。 450 160 X57.3。-154。>120°，合適。641由式(1315)得 z=(p +" )« k00 a i令 n =970 r/m, d =160mm, i=2.8md 1查表(13-3)得 P0=2.67KW式（13-2）見機械 設計基礎第205 頁a =600mm0式（13-16）見機 械設計基礎第220 頁L d =2240mma641mm查表（13-5 ）得 乂=°33 KW由。1= 15777。查表（13-7）得Ka =0.925查表（13-2）得Ki "0,由此可得式（13-1）見機械 設計基礎第205 頁9.834Z= （2.67 + 0.33） x 0.925 x 1.0 =3.546.18求作用在帶輪軸上的壓力（F ）O .min表（131）得q=0.18 kg/m，故由式（1317）得單根v帶的初拉力 （F ） = 600（2.5 - ka）pc + qv2。mink ZVa= 600 x°5 - 0.925）x 9.83 + 0.18 x 8.112 = 321.41N0.925 x 4 x 10.76應使帶的實際初拉力F0 >（F。）mm作用在軸上的壓力Q ） =2z（F ） sin = 2x4x321.41xsin=2570NP min。min 226.1.9帶輪結構設計小帶輪轂孔徑d=D電動機i42mm小帶輪基準直徑dd 1=84 '即:故小帶輪采用實心式大帶輪基準直徑d 2=450d 1<350mm,故采用腹板式6.2齒輪的設計已知：載荷變化不大，傳動比：2=442,小齒輪軸轉速n=n【=346.43 r/min,傳動功率P=8.94KW。6.2.1決定傳動形式因為 i =4.42,2直齒圓柱齒輪傳動比iW4斜齒圓柱齒輪傳動比iW7 所以選擇斜齒圓柱齒輪傳動。6.2.2計算齒輪轉矩P8 94T 二 9.55x 106 xnn 二 9.55x 106 xx0.99x0.98 二 82806 N m1n 1 2346.4316.2.3選擇齒輪材料、精度等級及熱處理方法a = 154。1式（1315）見機 械設計基礎第218 頁表（13-3）見機械 設計基礎第214 頁表（13-5）見機械 設計基礎第216 頁表13-7見機械設計基礎第217頁K =0.925a表13-2見機械設 計基礎第212頁K i J0Z=4表131見機械 設計基礎第212 頁（F ）=321.41NO .min式（1317）見機 械設計基礎第220 頁）W =2570Np min考慮減速器功率不大（結構尺寸要?。?，中速中載材料的工藝性、價格等因素，決定 大小齒輪均選用45#鋼制造。采用軟齒面HBS < 350標準齒形（«二20°）n小齒輪調質處理HBS=241286取260 大齒輪?；ㄕ穑┨幚聿閳D(1020c), (1020b)HBS =217255 取 2402得：查圖8=420 MPaFeiim1(10-21d), (10-21c)8=350 MPaFeiim2得：8=550 MPaHlim2查表8=590 MPa（10 8） 選8級精度的齒輪。6.2.4初選小齒輪的齒數(shù)Z和螺旋角0初選"21，則叨Z1=21X4-41=92-82取 z2=92實際齒數(shù)比:92 二 4.3821傳動比誤差:z u = f =z14.42 4.38 100% x 100% <5%4.42所以所選齒數(shù)可用。選0二12°6.2.5按齒面接觸疲勞強度設計參數(shù)由式（1021） 得：d =3't1 l'初選kt =1.3(表 11-3)(2)查表（10-7）對稱布置、軟齒面° d=0.9-1.4取1(3)查表(10-6)ZE =188(4)查圖(10-30)Z H =245(5)査圖(10-26)可根據公式計算= 1.645表101見機械設計211頁圖 10-20c, b 見機械設計第 208, 207 頁圖 10-21d, c 見機械設計第 209頁 表（10 8）機械 設計第210頁z1=21丁92式（10-21）見機械設計第218 頁表10-7見機械設(6)計算許用應力t 、t FH應力循環(huán)次數(shù)N =60n jL11h=60 X 342.9 X1X8X300X10= 7.48X108應力循環(huán)次數(shù) N =60n jL /i =7.48X108/4.4221h2= 1.69X108查圖(10-18), (10-19) 得：K =0.89K =0.94FN1HN1K =0.92K =0.98Fn 2HN1SF =1.251.50取sf =1.4 (發(fā)生折斷)SH =1 (點蝕破壞)r K xb0.89 x 420所以：P=267MPaf 1S1.4Fr 10.92 x 350b=230 MPaF 21.4LK Xb0.94x590h 1 = hn 1 _h lim1 =1=554.6MPaS1Hr10.98 X 550b=539M PaH 21(7) 計算小齒輪的分度圓直徑由式(1021)3(2kT u +1/Z Z =48.62 mm(8) 初算圓周速度Vt兀d tn3.14x48.62x346.43Vt =60x1000=60 x1000=0.88m/s(9) 查表(10-2)載荷平穩(wěn) 電動機KA=1.0查圖(10-8)V =0.888 級 K =1.08tv2T2x88x103F=3619.91Nt d48.62t1計第205頁表10-6見機械設 計第201頁圖10-30見機械設 計第217頁圖10-26見機械設 計第215頁N =7.48X1081N =1.69X1082圖 10-18 , 10-19 見機械設計第 206, 207 頁K =0.89Fn 1K =0.92FN 2K =0.94Hn 1K =0.98Hn 1lb = 267MPaF1t =230MPaF 2 h 1 "=554.6MPab =539M PaH 2圖10-21見機械設計第209頁d =48.62mmt1v =0.88 m/stb=0 d =1 x 48.62=48.62ditK F 1 x 3619.91A 一_774.45N/mm<100N/mmb48.62查表 10-3 k _ k _1.2HaFa查表10-4對稱布置 0 _1b_48.62mmdK二 1.15 + 0.180 2 + 0.31x10-3bH Bd_1.15+0.18+0.31 x 10-3 x 48.62 =1.342d cos B 48.62 x cos12。m _=2.37nz211h_ (2h * +c * ) m _ (2+0.25) 2.37_5.33anb = 48-62 = 9.12h 5.33查表 10-4K =1.34H B查圖(10-13)K _1.3FBK _ k k k k _1 x 1.1 x 1.2 x 1.34_1 74 nA v Ha HBK _ k k K k c_1 x1.1x1.2x1.29_1.671FAv Fa fB(10) 校正d di'1.74d =d 31嚴_48.62 x 3_53.58mm1 叫k冷1.3丫t(11) 重新計算模數(shù)m d cos B 53.58xcos12。m - _"_2.496n乙211(12) 計算實際中心距(Z+Z)m (26 +115)x2 a12 r =16709mm2cosB2cos1厶取整數(shù)a= 167mm(13) 校正螺旋角表10-2見機械設 計第193頁圖10-8見機械設 計第194頁表10-3見機械設 計第195頁表10-4見機械設 計第196-197頁 k _ k _1.2HaFam 取nh_9表10-4見機械設 計第196-197頁 圖10-13見機械設 計第198頁K =1.34h BK _1.29FBK _1.74NK 廠 _1.671Fd = 53.58mm1(Z+Z )(26 +115)X2B = arccos 1亠=arccos=11.7 °2a2X167在8-20范圍內且與假設值像接近，故其他參數(shù)無需修正。(14) 計算分度圓直徑d、d1 2人Z m26 x 2d1一_61.58mm1 cos B cos11.98°月Z m115 x 2d2一 “ _272.15mm2 cos Bcos11.98。d1、d2不能圓整,而且后面的小數(shù)部分相加應為整數(shù)(15) 計算齒寬b =° d _1 X 61.58-61.58mm(實際嚙合寬度)d 1取一65mm，b _65mm2 1(16) 驗算取 b2_60b _65 bb2 5102 1 1 2查圖(10-22)在8級精度范圍內，所以選8級精度合適 設計匯總：Z1 _26 d _85.88mmb _65mm1 1Z _115 d _272.15mm_60mm2 2 2m _2a_167mm0 = 11.7 °n6.2.6 齒根彎曲疲勞強度校核Z _ Z21v1 = cos3 B _0.94 -22.447Z92Z =2 =_98.3v 2 coS3 B 0.94查表(10-5)用插入法求得：查取齒形系數(shù)。由表 105 查得Y_2.705，Y _2.185Fa1Fa 2取應力校正系數(shù)。由表 105 查得 Y _1.577，Y _1.788sa1sa2a =167mmB = 11.98 °d = 61.58mm1d = 272.15mm2b _78mm2b _84mm1圖10-22見機械設計第210頁Z = 22.44v1Z = 98.3v 2bsin P 65 x sinll.98。e =1.419p兀m兀x 2nY =2.705, Y =2.185FaiFa2Y =1.577, Y =1.788Sa、Sa?查圖(10-28) 得:Y p =0.90按式(1016)驗算輪齒彎曲強度(按最小齒寬52計算)62KT y y y =22.66MPaW t F1 =1 pF1bdm 1nay yb=<5 _-Sar1F2F1 y y =20.72W b Fa1 Sa1 F1.齒根彎曲疲勞強度安全6.2.7齒輪結構設計 齒頂圓直徑：(z + 2h* )m (26 + 2) x 2d =a=66.36mmcos pcos11.98。(z + 2h* )m (115 + 2) x 2d =a = =277.3mma 2cos pcos11.98。齒根圓直徑：d -2(h * a + c *)m - 26 - 2(1 + 0.25)x 2 =55.7mmf 1cos pCOS11.98.d _z 2(h* ” + c *)m = 115 2(1 + 0.25) x 2 =266 63mmf 2cos Pcos 11.986.2.8齒輪的潤滑因為.v=0.88m/sv12m/s，所以米用浸油潤滑，浸油深度為最大齒頂向上10m m,計算：h=2 (2+0.25) =4.5 按 10 計算。查表10-12, 45#鋼，v=0.88m/s,選取150v/cst運動黏度的潤滑油。查表10-11,選用工業(yè)齒輪潤滑油SY1172-88牌號為：150# v= (135-165) cst7軸的設計計算71.求各軸的轉矩I 軸：Ti = Td Xio Xn 01= Td Xio Xn 1=88x2.8x0.96二236540 n mmII軸：表10-5見機械設 計第200頁表10-5見機械設計第200頁Y =2.705,Fa1Y =2.185Fa 2Y =1.577,sa1Y =1.788sa 2表10-5見機械設 計第200頁圖10-28見機械設計第217頁式10-16見機械設 計第216頁d =66.36mma1d =277.3mma 2d =55.7 mmf 1d =266.63mmf 2T n= T xin =T XiXn xn =993860N mmI12 I237.2計算作用在齒輪上的力已知.大小齒輪分度圓直徑d=61.58mmd2=167mmFt1Fr12T 2 x 236540=r = 7682.4( N)d 61.581tan a=F才=927.09( N)11 cos pF = F tan p= 530.82(N)a1t1匸2T2 x 993860F = 2 = 11902.5( N)12d 1672F = 885.17( N)F = 506.82( N)a 2式中耳為圓周力，F(xiàn)r為徑向力，F(xiàn)a為軸向力ta7.3選擇材料，決定最小直徑731輸入軸最小直徑(1) 選擇材料因為沒有特殊要求，軸的材料選用45#鋼，調質處理。HBS=217255MPa取 240MPaA0=107 126取 120(2) 初步決定輸入軸的最小直徑由公式得：d A P 3 : 8.584 dt= Ao 丫 n =120: 34653 =34.97mm軸上可能有一個鍵槽dmm=34.97X(l+7%) =37.53mm 取 d=40mm7.3.2 輸出軸最小直徑(1)選擇材料因為沒有特殊要求，HBS=217 255MPaAo=106126軸的材料選用45#鋼，調質處理。 取 240MPa取106(2)初步決定輸出軸的最小直徑由公式得：=106|fmm=49.86mmTI =236540 N mmT 11=993860 NmmF 二 2490.92 (N)11F =927.09 (N) r1F =530.82 (N) a1F =11902.5 (N)12F =885.17 (N)r 2F =506.82 (N)a 2d = 34.97mmt軸上可能有一個鍵槽d = 49.8mm12%=49.86(1+7%) =53.35mm其為外伸軸，最小軸徑在聯(lián)軸器處。 查手冊，選用LT9聯(lián)軸器。其dmin=55mm7.4軸的結構設計mmdmin =55mm741高速軸的結構設計(1) 擬訂裝配方案軸套，擋油環(huán)，左軸承及軸承端蓋從左邊裝入。齒輪，軸套，右軸承及軸承端 蓋從右邊裝入。(2) 根據定位要求確定各段軸的直徑和長度 因為其為斜齒輪傳動，所以預選30209軸承。查手冊，d=45mm， D=85mm。 d n=45 x 346.43=1.56 x104 < 16 x1°4則該軸承采用脂潤滑。取軸承端面到殼體內壁的距離為8mm,齒輪端面到殼體內壁的距離為20mm。 1段軸用于安裝帶輪，故取直徑為35mm,軸長為61 mm。2段軸用于安裝軸承端蓋及一部分外伸軸，外伸軸是便于拆卸。由于帶輪需要 軸肩定位，所以軸肩高度h=1 mm,因此軸徑取為42 mm。軸承端蓋的外端面與半連 軸器右端面間的距離l=73mm，軸承端蓋凸緣厚度為t=(11.2)d3 取t=10mm。 因此軸長取73 mm。3 7段軸用于安裝軸承和擋油環(huán)，則直徑為45mm.，軸長為d =20 mm。III-IV5段軸用于安裝齒輪,，則直徑為54mm.，軸長為1=65 m。4 6段軸定位軸承l(wèi)=20.5則軸的總長 L=61+73+20+20.5+65+20.5+20=280mm。根據軸承內徑d=45mm,得齒輪的孔徑d=54mm。 查手冊 鍵 bXh=14X9 t=5.5 q=3.8mm。2 一 3.8=7.03>2m此軸為齒輪軸。7.4.2低速軸的結構設計(1) 擬訂裝配方案齒輪，軸套，擋油環(huán)，軸承，軸承端蓋，聯(lián)軸器從左邊裝入； 軸套，擋油環(huán)，軸承，軸承端蓋從右邊裝入。(2) 根據定位要求確定各段軸的直徑和長度裝聯(lián)軸器的軸徑最小，d=55mm。查手冊 d=55mm, L1=84mmo預選用30213軸承，查手冊d=65mm, D=140mm。d n<16X 104取軸承端面到殼體內壁的距離為8mm,齒輪端面到殼體內壁的距離為20mm。I-II段軸用于安裝聯(lián)軸器，故取直徑為 55mm,半聯(lián)軸器也軸配合孔長度L =84m m,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在收的端面上，故1 1段的長度比L稍小，現(xiàn)取1=821ill2段軸用于安裝軸承端蓋及一部分外伸軸，外伸軸是便于拆卸螺栓和聯(lián)軸器。 由于聯(lián)軸器需要軸肩定位，所以軸肩咼度h_3.5 mm,因此軸徑取為62 mm。軸承端 蓋凸緣厚度為t= (11.2) d3取t=10mm,軸承端蓋的外端面與半連軸器右端面 間的距離1=6070mm, 取t=10mm。因此軸長取76 mm。III- IV段軸用于安裝軸承和擋油環(huán)，則直徑為65mm.，軸長為44 m。IV- V段軸用于安裝齒輪，此時為非軸肩定位，則直徑為68mm.，軸長為L=58 m。V- VI段軸為軸環(huán)，因為齒輪需要軸肩定位，則軸肩高度H=2 m,因此直徑為72 mm,軸環(huán)長 b>1.4h 取 1=23 mm。V-VIVI- VIII段軸安裝擋油環(huán)和軸承，直徑為65mm.,軸長為20 mm。 則軸的總長 L=84+76+44+58+23+20=305 mm。查手冊軸的總長無需圓整。7.5軸的校核 7.5.1高速軸的校核F = 2卩=2 X106960 = 2490.92( N) d85.88itan a_小小小八F = F -n = 927.09( N)r111 cos pF = F tan p= 530.82(N) a1t1 求垂直面的支承反力F - r 2F = =390.02 (N)1vLF = F F=539.05 (N)2vr 求水平面的支承反力(圖c)F F =F = =1245.46 (N) 1H2 H2 繪垂直面的彎矩圖(圖b)LM =F=83.55 N maVaV2L M = F =60.45 N m a V1v 2 繪水平面的彎矩圖(圖c)LM =F =193.05 N maH1H2F 二 2490.92 (N)11F = 927.09 (N) r1F 二 530.82 (N) a1F =390.02 (N)1vF = 539.05 (N) 2vF =F =1245.46 1H2 H(N)M =83.55 N m aVM =60.45 N ma/V求合成彎矩圖（圖e）。M =、；M 2 + M 2 = 210.35N maavaHM /=”a/乂 + M 2 = 202.29 N m avaH求軸傳遞的轉矩（圖f）dT= F X=106.96 N mt 2求危險截面的當量彎矩 校正系數(shù) a=o-1/o0=0.6a T=0.6X 106.96=64.18M =193.05 N m aHM = 210.35N maM / =202.29 N maT= 106.96 N mF-FF'111.1.1Mav1.7v""l.l.ll圖（d） MaHMnraH'- ImM 圖（f）圖（g）M圖（h）表14-3見機械設 計基礎第245頁從圖可見，a-a截面最危險，其當量彎矩為M =、；M 2 +Q T2 =226.07ea計算危險截面處軸的直徑軸材料為45號鋼，調質處理，由表141查得。廠=650 MP ,Ba由表143查的許用彎曲應力L =55 MP，則-1bai M i226.07 x 103”d三 J1 = 3= 33 mm0.11a5 0.1 x 601-1b考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5%,故d=1.05 X 33=34.65 mm取軸徑，合適，安全。7.5.2氐速軸的校核F =玉=2 X 583620 = 2378.29( N)12d 490.792F = 885.17( N)F = 506.82( N)a 2求垂直面的支承反力(圖b)F -F =2 =94 (N)1v LF = F F=791.17 （N）2vr 求水平面的支承反力（圖C）FF =F =t =1189.15 （N）1H2 H 2 繪垂直面的彎矩圖（圖b）L =141.2 N m 2L =16.78 N m2M =FaV aV 繪水平面的彎矩圖（圖c）LM =F =212.26 N maH1H2 求合成彎矩圖（圖e）。M =X：M 2 + M 2 = 258.27N maavaH/+ MaH2 = 21691 NmM / =a求軸傳遞的轉矩(圖f)dT= F X -+=424.5 N m t 2F 二 2378.2912F =885.17 (N) r 2F =506.82 (N) a 2F =94 (N)1vF =791.17 (N)2vF =F =1189.151H 2 H(N)M =141.2 N m aVM =16.78 N ma/VM =212.26 N maHM = 258.27N maM / =216.91 N maT= 424.5 N m表14-3見機械設 計基礎第245頁表14-3見機械設MT圖（h）M 圖（f）計基礎第245頁Ft圖（a,b）MaHM =334.54 N me求危險截面的當量彎矩校正系數(shù) a=o-l/o0=0.6 a T=0.6X 424.5=254.7FFF-圖（c）圖（d） MaH.Mav”Mavi3|*-丄 LF圖（g）從圖可見，a-a截面最危險，其當量彎矩為表143見機械 設計基礎第246 頁M =:M 2 +QTJ2 =334.54 N m計算危險截面處軸的直徑ea軸材料為45號鋼，調質處理，由表141查得。q=650 MP ,Ba由表143查的許用彎曲應力L =55 MP，貝9-1ba.'M,1334.54 x 103“d# 311 = 3= 38 mm3,0.1b 30.1x 601-1b考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5%,故 d=1.05X38=39.9mm取軸徑，合適，安全。8.滾動軸承的校核8.1高速軸：預選30209軸承。d=45mm, D=85mm。軸承端蓋的選擇：選用凸緣式軸承端蓋（根據結構），HT150。螺釘直徑：10螺釘數(shù)：4d =d +1=10+1=11mm03D = D+2.5 d =135mm03D = D +2.5 d =160mm203e=1.2* d =12mm3D4=D-（1015）=100mmD = D -3 d =105mm503d =11mm0D0=135mmD2=160mme=12mmD4=100mmD5=105mmD6=107mmC =53.5KNrC0r=472 KND6=D-（24）=107mm1）基本額定動載荷：C =53.5KNr基本額定靜載荷：C =47.2 KN0 rP=722.4N極限轉速：5600 r/min所需軸承的壽命為：L =8x300x 10=24000hh2）求相對軸向載荷對應的e值與Y值。已知Fa=530.52N,所以相對應的軸向載荷為F 530.52f = -=0.01124C 4720003）在表中可查得X=1,Y=0。當量動載荷 P=f （XF +YF ） =722.4Npra4）驗算軸承7310的壽命7106 /C、10689800“1 二kX（一）3 二 “ r x（7T）3=1.97x 107>24000hn60np60 x 59.7722.4經計算，所需軸承壽命：L / >L =48000 h.hh5）故所選7310型號角接觸軸承合適。8.2低速軸：軸承端蓋的選擇：預選7313軸承，d=65mm, D=140mm。選用凸緣式軸承端蓋（根據結構），HT150。螺釘直徑：10螺釘數(shù)：6d =d +1=10+1=11mm03D = D+2.5 d =135mm03D = D +2.5 d =160 mm2 03e=1.2* d =12 mm3D4=D-（1015）= 100 mmD = D -3 d =105 mm503D6=D-（24）=107 mm1）基本額定動載荷：C =89.8KNr基本額定靜載荷：C =75.5 KN0 r極限轉速：4500 r/min所需軸承的壽命為：L =8x300x 10=24000hh2） 求相對軸向載荷對應的e值與Y值。已知Fa=506.82N，所以相對應的軸向載荷為F 506.82C = 75500 =0.006703）在表中可查得X=1,Y=0。l = 1.97 x 107 nd =11mm0D =135mm0D = 160 mm2e=12 mmD =100 mm4D =105 mm5D =107 mm6C =89.8KNrC =75.5 KN0 rL =24000hhP=1062.204Nl = 2.94 x 107 n當量動載荷 P=f (XF +YF ) =1062.204Npra4) 驗算軸承7313的壽命7106 /C、10689800“l(fā) 二X ()3 二X () 3 =2.94X 107>24000hn 60np60 X 342.91062.204經計算，所需軸承壽命：L / >L =24000 h.hh5) 故所選7313型號角接觸軸承合適。所以采用脂潤滑方式潤滑。軸承端蓋的選擇：選用凸緣式軸承端蓋(根據結構)，HT150。軸承外徑D=140mm,螺釘直徑d3=12,螺釘個數(shù)：6個9聯(lián)軸器的選擇：計算轉矩：T =K T,(查表141得，K =1.3)caAA貝yT = K T=1.5X 316.64= 736.398N mcaA按照計算轉矩T ，半聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。選LT9型ca公稱轉矩：T=100Nmn=2850r/minL=112mm L =84D=250mmd=50mm1材料：鑄鋼10鍵聯(lián)結的選擇與驗算10.1鍵聯(lián)結的選擇10.11高速軸鍵所需開鍵槽I軸徑分別為：d =40 mm1軸段長度為：L =61mm，1選擇A型圓頭普通平鍵，其參數(shù)分別為：鍵I：鍵寬b=10 mm鍵高h=8 mm鍵長 L=22110，取 L=50mm鍵槽 t=5.0 mm， t =3.3 mm，1鍵槽倒角r=0.250.410.1.2低速軸鍵所需開鍵槽I、W的軸徑分別為：d =55 mm， d =68 mm1 2軸段長度分別為：表14-1見機械設 計第351頁T =736.398N mcaL =82 mm, L =58mm,1 2鍵I：鍵寬b=14 mm鍵高h=9 mm 鍵長 L=36160,取 L=70 mm鍵槽 t=5.5 mm, t =3.8 mm,1鍵槽倒角r=0.250.4鍵II：鍵寬b=20 mm鍵高h=12 mm 鍵長 L=36160,取 L=50 mm鍵槽 t=7.5 mm, t =4.9mm,1鍵槽倒角r=0.250.4