機械設計程設計計算說明書題目二級分流式減速器指導教師王艾倫院系機電工程學院班級機械0906學號0808090717姓名陳良完成時間2012年3月目錄1. 設計任務書22. 傳動方案的擬定 23. 電動機的選擇和計算 24. 傳動比的分配 45傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 56. 齒輪的傳動設計 67. 軸的設計178. 軸的校核259. 軸承的選擇和校核計算 2710. 鍵聯(lián)接選擇與校核 2911. 聯(lián)軸器的選擇3212. 箱體附件設計3213. 潤滑方式及密封形式的選擇 3314. 箱體設計 3415. 課程設計總結 35參考資料361計算及 說明結 果1.23001 .設計任務書1.1.工作條件與技術要求：輸送帶速度允許誤差為土 5%。輸送機效率為n w=0.96;工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉，有輕微沖擊，工作年限 為5年，工作環(huán)境：室內，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380V ; 檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件 極其生產(chǎn)批量：一般機械廠，小批量生產(chǎn)。1.2設計內容(1) 確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖；(2) 選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；(3) 傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；(4) 繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1張(A0)；(5) 繪制減速器箱體零件圖 1張(A1 )、齒輪及軸的零件圖各 1張(A2 )1.3原始數(shù)據(jù)運輸帶曳引力 F( KN )： 2運輸帶速度V (m/s滾筒直徑D (mm):2.傳動方案的擬疋輸送機由電動機驅動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3,在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5,帶動輸送帶6工作。Lh =14600hF=2000NV=1.2m/sD=300mm兩級分流式圓柱齒輪減速器運輸機傳動方案機2聯(lián)軸器3M速器4聯(lián)軸器5-滾筒斤一傳送帶傳動系統(tǒng)中采用兩級 分流式圓柱齒輪減速 器結構較復雜，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計算及說明結果柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。3電動機的選擇和計算1選擇電動機類型按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2選擇電動機的容量1）滾筒所需功率巳：P=FV/1000=2000 x 1.2/1000=3.0kw滾筒的轉速入P =3.0kwnw =60 x 1000V/ n D=63.7r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為n :nw,w分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動及軸承w 是滾筒的效率，1=0.99,2 =0.98 ,3=0.98nw =63.7 r/miI . 2 .2 . 3123其中n n n其中 1 ,2 ,3的效率，w =0.96n =0.85-0.992 0.982 0.983 0.96=0.853）確定電動機的額定功率Rd電動機的輸出功率為PdPd = Pv/nFd =3.53kw=3.0/0.85=3.53kwRd =4 kw確定電動機的額定功率Ped選定電動機的額定功率P,d =4kw3、選擇電動機的轉速nw =63.7 r/mi該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為i 二片 “2=8 60則總傳動比可取8至60之間則電動機轉速的可選范圍為nd1 =8 nw=8 x 63.7=509.6r/minnd2 =60 nw =60 x 63.7=3822r/min可見同步轉速為 750r/min 1000r/min, 1500r/min , 3000r/min 的電動機計算及說明結果都符合，這里初選同步轉速為1000r/mi n,1500r/min的兩種電動機進行比較,如卜表：由參考文獻1中表16-1查得:電動機轉速電動機型額定功計算得最大轉矩質萬 案號率n/(r/mi n)總傳動額定轉矩量案(KW) 同步滿載比/kg轉速轉速1Y132M1-64100096015.72.273電動機型號2Y112M-641500144022.52.243為 Y132M1-8由表中數(shù)據(jù)可知，方案 1的總傳動比最小，傳種裝置結構尺寸最小，因此可米用方案1,選定電動機型號為 Y132M1-6電動機的技術參數(shù)和外型、女裝尺寸型號ABCDEFGH丫132 216178893880 1033132M1-6KABACADHDBBL12280135210315238515四.各級傳動比分配4.1計算總傳動比由參考文獻1機械設計課程設計中表20-2查得：滿載轉速nm= 960r / min ；i=15.07總傳動比 i=nm / n=960/ 63.7=15.074.2分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設計課程設計中表 23各級傳動中分配各級傳動比取高速級的圓柱齒輪傳動比i1 -1.4i2 ,則低速級的圓柱齒輪的傳i1 =4.59動比為i2= i / i1 = i /1.4 i72 12i2=3.28i1 =4.59i2=3.28計算及說明結果五計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1. 各軸轉速電動機軸為軸I,減速器咼速級軸為軸n,中速軸為軸川低速級軸 為軸W,滾筒軸為軸V,則n=門| = 960 r/min口|門川=960/4.58 r/min=209.2 r/mi niin inn 2 =入=一 =209.2/ 3.28=63.7r/mi ni2解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為土5%范圍內2按電動機額定功率Fed計算各軸輸入功率R =Rd=4kwFi = PI 叫=4 x 0.99 kw=3.96kwRii =Ri 宀=3.96 x 0.98 x 0.98 kw=3.80kwRv = Rii 出 =3.80 x 0.98 x 0.98 kw=3.65kwR =Rv d 巴=3.65 x 0.98 x 0.99 kw=3.54kw2. 各軸轉矩T = 9550 匯 R =9550 x 4/960 N mni=39.79 N mrTII =9550 漢丄=9550 x 3.96/960 N mnil=39.39 N mni = nn = 960r/mi n nin =209.2r/mi nn iv = nv =63.7 r/minR =4kwRi =3.96 kwRii =3.80kwRv =3.65 kwR/ =3.54kwTl =39.79 N mTll =39.39N m7計算及 說明結 果T|=173.47N mTIV =547.21N mT/ = 530.72N mPT| =9550：=9550 X 3.80/209.2 N m n川=173.47 N mpTIV =9550 ：IV =9550 X 3.65/63.7 N m n iv=547.21 N mTv =9550=9550 X 3.54/63.7 N mnv=530.72 N m表3軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸|高速級軸|中間軸|低速級軸IV滾筒軸V轉速（r/min）960960209.263.763.7功率 （kw）43.963.803.653.54轉矩(N m)39.7939.39173.47547.21530.72傳動比14.593.281效率n0.990.960.960.97六、齒輪傳動設計小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為260HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220HBS，1高速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數(shù)a .按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動b.帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度（GB10095-88）c .材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為 40Cr （調質），硬度為260HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220HBS，二者的硬度差為 40 HBS。9計算及 說明結 果#計算及 說明結 果初選小齒輪齒d .初選小齒輪齒數(shù) Zr =28,則大齒輪齒數(shù)數(shù)乙=24i2=4.59Z2=4.59 X 24= 110.16 取 z=110e .初選螺旋角3 =14 -f.選取齒寬系數(shù)d :d=0.82）按齒面接觸強度設計 按下式試算d1t _32k“1 U11 ZhZd ；a1）確定公式內的各計算數(shù)值a .試選 kt1 =1.6b.分流式小齒輪傳遞的轉矩TF/2=19.70 N mc.查圖表（P217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.4331（表10-6）選取彈性影響系數(shù) ZE =189.8 MPa2 d.查圖表（P215圖10-26）得；a1=0.77 ,；a2=0.89；a = ；a1；a2=.77+0.89=1.66Lh = 5 365 8=14600h則應力循環(huán)次數(shù)N1 =60j n丄山=60 1 730 14600 = 6.4 1088 8NN1 /i1=6.4 X 10 /4.16=1.6 X 10乙=1103 =14：d=0.8kt1=1.6T1=19.70ZH =2.433ZE =189.81MPa2；a=1.66Lh=14600hN6.4 108N2 =1.6 X108Khn1=0.91 ,Khn2=0.97。11計算及 說明結 果#計算及 說明結 果g、查閱參考文獻2機械設計中圖10-19查第2條線查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.91, Khn2=0.97。9、計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù) S=1。查閱參考文獻2機械設計中圖 10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Gmi =560MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限；缶2 = 520MPa。Bh 1 =凹吐=0.9仆 560MPa =509.6MPa1 S屛=KHN2Wm2 =0.97 x520MPa =504.4MPa2 S則=1=(匕 H 1+)/2=(509.6+504.4)/2=507MPaa. 按式計算小齒輪分度圓直徑d1t-2；1.6：19.7；103 4.59+1 ?2.433；189.8 *d1t 啟 3J , J mmV 0.6 0.664.59 I 507 丿=40.48mmb. 計算圓周速度M 之厲/601000=3.14 X 40.48 X 9600/( 60 X 1000) m/s =2.03m/sc. 計算齒寬b及模數(shù)口玳b= d d1t =0.8 X 40.48mm=32.38 mmmnt = d1t cos 3 /Z1 =1.64mmh =2.25 mnt =2.25 X 1.64 mm=3.69mm b/h=32.38 /3.69=8.77d.計算縱向重合度廠：H = 509.6Mt H 2 二 504.4MI；h l=507MPad1t =40.48mmV1 = 2.03m/b=32.38 mmmnt =1.64mm<=1.52IPa/IPa13計算及說明結果gp=0.318 % 乙 tan 3=0.318 x 0.8X 24x tan 14=1.52K A =1.25e.計算載荷系數(shù)KKv=1.09 ;根據(jù)有輕微沖擊，使用系數(shù)Ka=1.25,根據(jù)V=2.03 m/s, 7級精0=1.134度查圖表（P194圖10-8）得動載糸數(shù) Kv=1.09 ；查表10-4接觸疲KFp=1.221勞齒向載荷分布系數(shù)Kh p的值與直齒輪相冋得KhR=1.134Khq = Kfo(=1彎曲強度計算齒向載荷系數(shù)查圖（圖10-13）得KfR=1.221.4查表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)KHa=KFGt=1.4由式K1=2.16IZIZIZIZIZ n K - K A KV K H gK H B 得載荷系數(shù) K1=1.25 x 1.09 x 1.4 x 1.134=2.16f.按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑d1 = 44.74mm由式d d 31 1 mn1 =1.81mm得 d1= 40.48匯彳 mm=44.74mmg.計算模數(shù)l，m11 = d1 cos 3 /乙=44.74 x cos1/22mm=1.81mm3）按齒根彎曲疲勞強度設計按式 m J2KT便os歲0a計算 按式屯憶花foj計算計算及說明結果1）確定計算系數(shù)K1=2.33a.計算載荷系數(shù)由式IZ _ IZ IZ IZ IZ Y=0.88、-、a、v、f&、fp得 K1 =1.25X 1.09 X 1.4 X 1.221=2.33Zv 1 =26.3b.根據(jù)縱向重合度 邛=1.52查圖表（圖10-28）得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88Zv 2=120.4c.計十算當量齒數(shù)Zv1 =乙 / COS3 B = 24/ C0sh4O=26.3YFcd =2.588 ,ZV2 = Z2 / COS3 P =116/cos3140=120.4Yf2 =2.178d.查取齒形系數(shù)查圖表（P200 表 10-5）詐口 =2.588，YFa2 =2.178Y（_1 =1.596 ,e.查取應力校正系數(shù)丫3 =1.792查圖表（P200 表 10-5）Yso =1.596，Ysoe =1.792f.計算彎曲疲勞許用應力S=1.4,取彎曲疲勞安全系數(shù) S-1.4,彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 ,KfN1 =0.85Kfn2=0.88。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限aFE1=500 MPa ,Kfn 2 =0.88大齒輪彎曲疲勞強度極限crFE2 =380 MPa，由式x】1 =k 心303.57MPa卜SH :K HN1 lim 11 = HN1= 0.85 匯 500/ 1.4MPa = 303.57MPaS* H2 = 238.86MPa15_ J KHN2；lim2= 0.88 380/1.4MPa = 238.86MPa#g計算大小齒輪的Y YF并加以比較 lcF #* 匕：1 =2.588 X 1.596/303.57=0.01372Yi 2X2 =2.178 x 1.792/238.86=0.01634I- F L#大齒輪的數(shù)值大mn1 =1.59mm設計計算m打2K匹竺疋沁2 233 197 10 88 曲14= 0.01634mm0.8 242 1.653=1.59mm由以上計算結果，取叫1=2 ,按接觸疲勞強度得的分度圓直徑d1 =44.74mm計算應有的齒數(shù)Z1 =d1 COS ：/g =44.74 X cos14 :/2=23.05 取 23取乙=23,則 Z2 =U1 Z1 =4.59 X 23=105.57 取 106(4)幾何尺寸計算1)計算中心距乙=23Z2 =106ai = 133mm17#2cos :2 (23 106) L mm=14O515"2 cos14-=132.95mm將中心距圓整為133mm#2)按圓整的中心距修正螺旋角#計算及說明結果口mni(Zi +Z2)2x(23 +106)o -戸=arccos=arccos=14 5152ai2 X133因0值改變不多，故參數(shù) 名a ，Kp , ZH等不必修正3) 計算大小齒輪的分度圓直徑dZ1m11 /co =23 x 2/cos 14o515=47.4 mm 取整 47mmd2 = Z2mn/cosP =106 x 2/ cos 14o515=218.5. mm 取整 219mm4) 計算齒輪寬度b1 =*f)dd1=0.8 x 47.4mm=37.6mm圓整后取 B2 =35mm , B =40mm5) 結構設計由ev 2 mh，小齒輪做成齒輪軸，由160mm<da2 <500mm，大齒輪米用腹板式結構2.低速級齒輪傳動設計(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 (調質)，硬度為280HBS大齒輪：45鋼(調質)，硬度為240HBSd. 初選小齒輪齒數(shù) Z3=24 , Z4=Z3i2=24 x 3.28=78,7e. 選取齒寬系數(shù)*d2=1.0(2)按齒面接觸強度設計按下式試算dr = 47mmd2 = 219mmb| = 37.6mmB2 =35mm ,Bi =40mm小齒輪做成齒 輪軸，大齒輪 采用腹板式結 構小齒輪：40Cr(調質)，硬度為 280HBS大齒輪：45鋼(調質)，硬度 240HBSZ3=24,乙=78*d2=1.0#d3t -2.323Kt2T2 U2 1ZEd2Kt2=1.319#T3=173.471）確定公式內各計算數(shù)值#a.試選 Kt2=1.3b.確定小齒輪傳遞的轉矩程=T| =173.47 N mZeMPa2=189.8#H lim3=670c.查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數(shù) Ze =189.8 MPa2MPa ,d.查圖表（P圖10-21d ）得小齒輪的接觸疲勞強度極限J H lim3 =670MPa , h lim4 =610MPaH lim4N3 a=610MPa1.54 Xe.由式確定應力循環(huán)次數(shù)1085=1.73X 10 N mm#N4 =4.84 X 107Khn 3 =0.97 ,f.查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN 4 =1.068N3 =60n3jLh =60 X 175.48 X 1 X 14600=1.54 X 10#MPa3 =649.9Khn3=.97, Khn 4 =1.06g.計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1% ,安全系數(shù)S=1 ,由式#4 =646.6MPad3t =68.2mmlcH 13=0.97 X 670MPa=649.9MPatH 14=1.06 x 610MPa=646.6MPa2）計算a.由式試算小齒輪分度圓直徑d3t ,代入匕H丨中的較小值!<h 4=646.6MPa 得#d3t -2.323Kt2T2 U21 Zed2U2#計算及說明結果1.3疋 1.73漢105 3.28 +1 F189.8、-2322一I2mm厶 vJ 厶 J.1J討13.28646.6 丿V3 =0.76m/s-68.2mmb.計算圓周速度V3b3 =68.2mmV3 =xd3t 門| /60X000=3.14X 68.2 X 209.2/60000m/s=0.75m/smt2=2.84mmc.計算齒寬b3t)3 = d2d3t =1 X 68.2 mm=68.2mmd.計算模數(shù)、齒寬咼比模數(shù) mt2 = d3t /Z3=68.2/24mm=2.84mmKa=1.25齒高 h3 =2.25 mt2 =2.25 X 2.84mm=6.39mmV3 =0.75m/s貝U b3/h3=68.2/6.39=10.7KV2=1.02e.計算載荷系數(shù)(PKHq(2 = KFq2使用糸數(shù) Ka=1.25根據(jù)V3=0.75m/s ,級精度，查圖表=1圖10-8）得動載荷系數(shù)KV2 =1.02，直齒輪KHQg =Kf蜜=1 ,由KHp2 =1.312站2=1 和 b3=68.2mm , 查表 10-4 得 KH 及=1.31210-13)得Kf 02=1.352由 b3/h3=10.7 和 KHp2 =1.292 查圖表(P圖K2=1.59Kf 險=1.312d2 =72.9mm故根據(jù)式 K2 = KaKvKhKh 宦得 K2=1.59f.按實際載荷系數(shù)系數(shù)校正所得分度圓直徑。由式d =dt*m2 =3.04mm得征=72.9mm計算及說明結果g.計算模數(shù)m2m> =二 d3 / Z3 =72.9/24mm=3.04mmcrFE3 =500MPa(3)按齒根彎曲強度設計cFE4 =380MPa計算公式為Kfn 3 =0.892 Kfn 4 =0.92札2Z3 i 升11)確定公式內各計算數(shù)值=1.4a查圖表（P圖10-20C ）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限<iFE3=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限cFE4 =380MPa。b查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命糸數(shù)KFn3-0.892，KFN 4=0.92Gh 3 =318.57計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S2 =1.4，由式MPaa_KlimSH L =2497KQ-tH 3= HN3 lim3 =0.892 x500/1.4MPa =318.57MPa SMPaL 1K HN4lim 4c rr 2 ccc/1.4MPa =249.71MPaH% 一U 92 八 3804SK2=1.72c計算載荷系數(shù)K2。由式K =P丫fop=2.65得 K2=1.25 X 1.02 X 1 X 1.352=1.72YFO(4 =2.22d查取齒形糸數(shù)。查圖表（P表10-5）得Yfoc =2.65 YF側-2.22丫a=j58e查取應力校正糸數(shù)。查圖表（P表10-5 )得仏=1.58,丫心=1.77丫so(4 -1.77f.計算大、小齒輪的 辛浮，并加以比較丘F 121計算及 說明結 果Yf -.3Ys-.3產(chǎn) 嚴=2.65 X 1.58/318.57=0.013143 F k丫F ：4YS ：4l；F L=2.22 X 1.77/249.71=0.015746大齒輪的數(shù)值大2）設計計算m2 = 3mmm2 -3 2 1.72 1.73 105 V132420.0157346mm=2.45mmZ3=24，乙=78a2=1534 =72mmd4 =234mmB3 =75mm ，B 4 =70 mm齒輪3做成此輪軸齒輪4采用腹板式結構由以上計算結果 對比，由齒面疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞接觸強度計算的法面模數(shù)，取mn=3m m,已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強 度算的分度圓直徑d1=74.14mm來計算應有的齒數(shù) 計算應有的齒數(shù) 得Z3 = d3 / m2 =72.9/3=24.3 取 Z3 =24，則 Z4 =U2Z3 =3.28 X 24=78.7 取 z=78（4）幾何尺寸計算1）計算中心距m2（Z3 + Z4）a2 =3 X（ 24+78） /2 mm=153mm2圓整后得還=1532）計算分度圓直徑d3 = mZ3 =3 24 mm=72mmd4 =m2Z4 =3 78mm=234mm3）計算齒輪寬度b3 二 d2d3=1.0 X 72mm=72mm#計算及說明結果取 B3 =75mm , B4 =70 mm5）結構設計由ev 2mt1，齒輪3做成齒輪軸，由160mm< da2 <500mm，齒輪4采用腹板式結構Ft1 =813.0NFr1 =305.1 NFa1=204.2N齒寬模數(shù)齒數(shù)分度圓直徑中心距高速級小 齒輪4022347133高速級大 齒輪35106219低速級小 齒輪7532472153低速級大 齒輪7078234七、軸的設計1高速軸的設計已知 R| =3.96 kw ，m =960r/min ，T, =39.39 N m T1 =Tn /2=19.7N m1.求作用在齒輪上的力Ft1 1=2 X 19.7 X 10 X cos14 515 /47Nd1=813.0N<_Ft1 ta njta n2O0Fr1 o- 813.0漢o “ N=305.1 NcosPcos14 515Fa1 = Ft1 tan0 =813.0%n14o515 N=204.2N23計算及 說明結 果圓周力Ft1，徑向力Fr1及軸向力Fa1的方向如圖所示#計算及 說明結 果#計算及 說明結 果Aoii =110d2=18.52mm#計算及 說明結 果#計算及 說明結 果初步確定軸的最小直徑。先按式#計算及 說明結 果#計算及 說明結 果P初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調質處理。mm=17.64 mmd II min = A0查圖,取Aon=110 ,得該軸直徑d< 100mm有一個鍵槽，軸頸增大 5%- 7%,安全起見，取軸頸增大 5% d2min 1.05 d2min =1.05 17.64 =18.52mm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)軸器的計算轉矩公式為(11)查圖表（P351 表 14-1）,取 Ka=1.5，則 TcaII =1.5 X 39.39 N m=59.69 N m根據(jù)TcaII =213.71 N m及電動機軸徑D=38 mm ,查標準GB4323-84，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑Ka=1.5Tcaii =59.69N mdII min =32mm25計算及 說明結 果dI=32mm diiii =36mm d|V _V = dVIII -X=43mmdvi -vii =42mm d III _IV = dix _x=40mm深溝球軸承6008LI 4I =58mmLv _vi = Lvii _viii=6mmLv _vi = Lvii _viii=40mmLII Ji =55mmLIII -IV = LixXdi=32mm半聯(lián)軸器長度L=82半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Li=84mm。確定軸最小直徑 dII min =32mm1. 軸的結構設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IIIIIIIV VVIVIIVIII IXX)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 聯(lián)軸器采用軸肩定位，I-II段d_ =32mm，由式h= (0.07-0.1) d，取 du=36mm , LI=58mm2) 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)du=37mm ,查GB/T276-1994初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承 6008,其尺寸為 d x D x B=40mm x 68mm x 15mm , 故dm jv =dix =40mm 取 d|V 亠=川=43mmLiv 廠 Lviii 亠=6mm)取 dvI -vii =42mm , Lv “ = Lw=40mm4) 由指導書表4-1知箱體內壁到軸承座孔端面的距離=6十G +C2 + (5 “ 8) mm，取L =42mm ,采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為30mm，到聯(lián)軸器的距離為 25mm ,則 L| _4II =55mm5）取小齒輪距箱體內壁的距離為a =12mm，大齒輪2和2與齒輪3之間的距離 c=10mm ,滾動軸承端面距箱體內壁S =8mm則Liu _iv - B S a -Liv _v - Bi） -2-6=15+12+8-2-6=27mmL ix _x 二 L iii _iv =27 mmLvi -vii = B3 2c -5=95mm（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dI=32=mm , L=58mm 查圖表（P106 表 6-1）選用鍵 b h l =10mm x 8mmx 50mm。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（表15-12）,取軸端倒角為1.5x 45，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III軸）的設計已知 PIII =3.80 kw , TIII =173.74 N m ,門川=209.2r/min1 求作用在齒輪上的力Ft2 二 Ft1 =813.0 N , Fr2 二 Fr1 =305.1N , Fa2 二 Fa1 =204.2 N2T|Ft3=2 x 173.47/0.072N=4818.6Nd3Fr3 二 Ft3tan20=1753.8NLvi -vii =95mm鍵b h l =10m m x 8mm x 50mm倒角為1.5 x45 :：各軸肩處 圓角半徑為R1Ft2 =813.0 NFr2 =305.1NFa2=2.4.2 NFt3=4818.6NFr3=1753.8N軸上力的方向如下圖所示29計算及 說明結 果AOiii =110dIII min =30mm根據(jù)式（10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查圖表（P表15-3），取 A川=110，于是得#計算及 說明結 果#計算及 說明結 果III min3.80-110X 3.mm=28.9mmV 209.2。該軸的最小直徑為安裝軸承#計算及 說明結 果#計算及 說明結 果dI _LI = dVII -VIII40mmdii -iii - dVI-VII=43mmdIII -IV = dV-VI =50mmL| _ii = Lvii .viii -42LII -III = LVI -VII=33mmLIII -IV = LV -VI=10m處的直徑，取為dm min =30mm3 .軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖IIIIII IVV VIVIIVIII(2)確定軸的各段直徑和長度1)根據(jù) dm min =30mm 取 dI =40mm，則 dVII VIII =40mm軸承與齒輪2, 2之間采用套筒定位，取dn 4| = cLi -vii =43mm ,L| _iii = Lvi “I =35-2=33mm31計算及說明結果齒輪2與齒輪3之間用軸肩疋位，取dm av = dV-VI 50mm ,L| _LV = Lv JVI =10m齒輪3采用齒輪軸，LIV jv = B3=75mm2）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，故初步選取0組游隙，0級公差6208軸承，其尺寸為dx DX B=50mmx 90mm x 20mm ,由 a=12mm , S =10mm 取 a2=12mm , S2 =10mm，則L| jj = Lvii jviii = 42mm選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為36mm3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵型鍵連接d|i =dVi-Vii =43mm , B2 =35mmLii _ui = Lvi M =33mm查圖表（P表6-1 ）取各鍵的尺寸為II-III 段及 VI-VII 段鍵：bx h x L=14mm x 9mm x 40mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2）,取軸端倒角為1.0x 45，各軸肩處的圓角半徑為R1三）低速軸（軸IV）的設計已知 Rv =3.65kw , TIV =547.21 N m , n|V =63.7r/min1 求作用在軸上的力Lvi ii =75mm 滾動軸承6208 軸承軸承端蓋的總寬度為36mmII-III段及VI-VII 段鍵：b x h x L=14 x 9 x 40mmFt4=10541.8NFr4=3836.9NAbiv =110#計算及 說明結 果Ka=1.5TcaIV =2529.9N m輸出選HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器dIVmin =65mmdVIII _IX =45mmdVII Ml =52mmLviii _ix =82mm選深溝球軸承6211Ft4 = Ft3=4818.6NFr4 = Fr3=1753.8N2.初步確定軸的最小直徑按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖表（P表15-3）取A0IV =110，于是得divmin A110X 365 mm=42.4mm。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Ka=1.5，貝UT；aIV =1.5 X 547.21 N m=820.8 N m根據(jù)TcaIV =820.8 N m，查標準 GB5014-85 （指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉平穩(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=84mm，則軸的最小直徑 divmin =45mm3 .軸的結構設計（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33計算及 說明結 果#計算及 說明結 果d| _ii= dVi -viiIIIIIIIVV VIVIIVIII IX#計算及 說明結 果#計算及 說明結 果（2 ）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取dVIII 4X =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= （ 0.07-0.1） d，取dV2III =52mm，聯(lián)軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表 13-19）,取D2 =55mm , LVIII斗X =82mm=55mmdii _iii = _VI=62mm ,LI 4I =28mmLvi m =16mmdIII _IV =65mm#計算及 說明結 果diV =79mmLiV v = 10mmLiii JV =68mmLii| =58mmL/ _/i =46mm軸承蓋的總寬度為30mmL/ii _viii =48mmIV -IV 段選 C 型鍵：b x h xL=22 x 14 x 100mmVIII-IX 段：bx hx L=20 x 12x 100mm取軸端倒角尺寸為 1.6x 45 :2）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6211 ，其尺寸為 d x D x B=55mm x 90mm x 18mm 故dI _LI - dVI 衛(wèi)II =55mm3） 軸承一端采用套筒定位，一端采用軸肩，取dII dII二dVy =62mm ,L| _li =28Lvi yi =16mm4） 根據(jù)軸頸查圖表（P表15-2，指導書表13-21 ）取安裝齒輪處軸段dm jy =65mm，齒輪采用軸肩定位，根據(jù)h= （ 0.07-0.1 ） d取h=7.5mm ,貝U div _y =79mm,軸環(huán)寬度 b > 1.4h=1.4 x7.5mm=9.8mm，取 LIV v = 10mm5） 查圖表（指導書表 13-21）,已知 B4 =70mm。LIII JV =68mm ,6）根據(jù)軸II，軸III的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離Ss=12mm ,則 LIIii = S3 + E+ B2+C+2.5-10=（12+14.5+30+10+2.5-10 ） mm=58mmLv _vi = S + a? + B? +C+2.5-16-2-10=（10+14.5+30+10+2.5-10-10-2 ） mm=46mm6）根據(jù)箱體內壁至軸承座孔端面的距離L =57mm，及S3 =12mm ,B=45mm，根據(jù)指導書表選擇凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為30mm，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為S蓋罪=25mm則LVII _VIII =48mm3）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)dm _|V =65mm , LiV_|V=68mmdviii 必=45mm , L/m 啟=82mm35計算及說明結果查圖表（P表6-1）得IV -IV 段選 C 型鍵：b x hx L=18mm x 11mm x 63mmVIII-IX 段：bx hx L=14mm x 9mm x 70mm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（表15-12）,取軸端倒角尺寸為1.6x 45。軸上圓角Ri = Rvi = R/ii = R/iii =1Omm , Rii = Riv = Rv =16mm/八、軸的校核低速軸的校核齒輪上的作用力：Ft4 = Ft3 =4818.6NFr4 = Fr3=1753.8N再由下圖求出軸承對軸的作用力由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6211, a=12.5mm,從軸的結構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=172mm，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FNH 1 = Fnh 2 =18962.83NFNV1 = FNV2 =4984.52NM H =308245.2N mmMV =851201.23 N mmMV =851201.23 N mmT=1223504.3載荷水平面H垂直面V支反力FFnH1 =FnH2 =18962.83FnV1 = F NV 2 =4984.52N37計算及 說明結 果#計算及 說明結 果N彎矩M H =308245.2 N mmMV =851201.23 N mm總彎矩MM =905294.498 N mm扭矩T :T=1223504.3 N mm彎距圖和扭距圖如下:N mm二=28.16MPaj l=60MPa軸安全5.按彎扭合成應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，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a =0.6，軸的計算應力_ M2 (：T)2J905294.492 (0.6 1223504.3)2二 753 / 3239計算及 說明結 果=1165529.9/41417.5MPa=28.16MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查圖表（P表15-1 ）得深溝球軸承6008C=13200NC0=9420NP=1042.0Nlc丄l=60MPa，因此；ca v j ，故軸安全。九、軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為 Lh =14600h1. 輸入軸承的選擇與計算由軸II的設計知，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Fr = Fr12 - Ft12 =868.3N , Fa =0 , =3，轉速n=960r/min1 ）查滾動軸承樣本（指導書表12-1）知深溝球軸承6008的基本額定動Lh =35293h載荷C=13