機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計--二級斜齒圓柱齒輪減速器

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文檔簡介

1、　　機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計　　說明書　　題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器　　系別：機(jī)械系　　專業(yè)： </p

2、>　　學(xué)生姓名：　　學(xué) 號：　　指導(dǎo)教師：　　職稱：　　二零

3、一五年五月一日　　目錄　　第一部分課程設(shè)計任務(wù)書-------------------------------3　　第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案-------------------------3　　第三

4、部分電動機(jī)的選擇--------------------------------4　　第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-----------------7　　第五部分齒輪的設(shè)計----------------------------------8　　第六部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計-------

5、--------17　　第七部分鍵連接的選擇及校核計算-----------------------20　　第八部分減速器及其附件的設(shè)計-------------------------22　　第九部分潤滑與密封----------------------------------24

6、　　設(shè)計小結(jié)--------------------------------------------25　　參考文獻(xiàn)--------------------------------------------25　　第一部分課程設(shè)計任務(wù)書　　一、設(shè)計課題：

7、　　設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機(jī)連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限10年(300天/年),1班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。　　二. 設(shè)計要求:&l

8、t;p>　　1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。　　2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。　　3.設(shè)計說明書一份。　　三. 設(shè)計步驟:　　1. 傳動裝置總體設(shè)計方案　　2.

9、電動機(jī)的選擇　　3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　　4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　5. 齒輪的設(shè)計　　6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計　　7. 鍵聯(lián)

10、接設(shè)計　　8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計　　9. 潤滑密封設(shè)計　　第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案　　1.組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。　　2.特點：齒輪相對于軸承不對

11、稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。　　3.確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：　　圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖　　初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。　　計算傳動裝置的總效率?a:&l

12、t;/p>　　?a=???????????0.983×0.972×0.99×0.96=0.84　　?1為軸承的效率,?2為齒輪嚙合傳動的效率,?3為聯(lián)軸器的效率,?4為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。　　第三部分電動機(jī)的選擇

13、　　1 電動機(jī)的選擇　　皮帶速度v:　　v=1.1m/s　　工作機(jī)的功率pw:　　pw= 1.65 KW<

14、p>　　電動機(jī)所需工作功率為:　　pd= 1.96 KW　　執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:　　n = 95.5 r/min　　經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比ia=8~40，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40

15、)×95.5 = 764~3820r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y112M-6的三相異步電動機(jī)，額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=940r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。　　2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　?。?）總傳動比：</p&

16、gt;　　由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:　　ia=nm/n=940/95.5=9.8　?。?）分配傳動裝置傳動比:　　取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:　　i12 =

17、;　　則低速級的傳動比為:　　i23 = 2.65　　第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　?。?）各軸轉(zhuǎn)速:　　nI = nm = 940 = 940 r/min

18、　　nII = nI/i12 = 940/3.7 = 254.1 r/min　　nIII = nII/i23 = 254.1/2.65 = 95.9 r/min　　nIV = nIII = 95.9 r/min　?。?)各軸輸入功率:　　PI = Pd

19、×?? = 1.96×0.99 = 1.94 KW　　PII = PI×????? = 1.94×0.98×0.97 = 1.84 KW　　PIII = PII×????? = 1.84×0.98×0.97 = 1.75 KW　　PI

20、V = PIII×????? = 1.75×0.98×0.99 = 1.84 KW　　則各軸的輸出功率：　　PI' = PI×0.98 = 1.9 KW　　PII' = PII×0.98 = 1.8 KW<

21、;/p>　　PIII' = PIII×0.98 = 1.71 KW　　PIV' = PIV×0.98 = 1.8 KW　　(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:　　TI = Td×??　　電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:<

22、/p>　　Td = = 19.9 Nm　　所以：　　TI = Td×?? = 19.9×0.99 = 19.7 Nm　　TII = TI×i12×????? = 19.7×3.7×0.9

23、8×0.97 = 69.3 Nm　　TIII = TII×i23×????? = 69.3×2.65×0.98×0.97 = 174.6 Nm　　TIV = TIII×????? = 174.6×0.98×0.99 = 169.4 Nm<

24、;p>　　輸出轉(zhuǎn)矩為：　　TI' = TI×0.98 = 19.3 Nm　　TII' = TII×0.98 = 67.9 Nm　　TIII' = TIII×0.98 = 171.1 Nm<

25、;p>　　TIV' = TIV×0.98 = 166 Nm　　第五部分齒輪的設(shè)計　　（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算　　1 齒輪材料、熱處理及精度：　　考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。</p&g

26、t;　　1）材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：　　Z2 = i12×Z1 = 3.7×21 = 77.7 ?。篫2 = 78　　2）初選螺旋角:? = 150。&

27、lt;/p>　　2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：　　確定各參數(shù)的值:　　1) 試選Kt = 2.5　　2) T1 = 19.7 Nm　　3) 選取齒寬系數(shù)?d = 1

28、;　　4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8　　5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42　　6) 由式8-3得：　　?? = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos?　　= [1.88

29、-3.2×(1/21+1/78)]×cos150 = 1.629　　7) 由式8-4得：　　?? = 0.318?dZ1tan? = 0.318×1×21×tan150 = 1.79　　8) 由式8-19得:　　Z????

30、?????? = 0.784　　9) 由式8-21得：　　Z? = = = 0.98　　10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:?Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:?Hlim2 = 530 MPa。　　11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：

31、;　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×940×1×10×300×1×8 = 1.35×109　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.35×109/3.7 = 3.66×108　　12) 由圖8

32、-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9　　13) 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,得:　　[?H]1 = = 0.88×650 = 572 MPa　　[?H]2 = = 0.9×530 = 477 MPa&l

33、t;p>　　許用接觸應(yīng)力:　　[?H] = ([?H]1+[?H]2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa　　3 設(shè)計計算:　　小齒輪的分度圓直徑:d1t:　　= =

34、 38.9 mm　　4 修正計算結(jié)果：　　1) 確定模數(shù)：　　mn = = = 1.79 mm　　取為標(biāo)準(zhǔn)值:2 mm。　　2) 中心距：</

35、p>　　a = = = 102.5 mm　　3) 螺旋角：　　? = arccos = arccos = 150　　4) 計算齒輪參數(shù)：　　d1 = = = 43 mm<

36、;p>　　d2 = = = 161 mm　　b = φd×d1 = 43 mm　　b圓整為整數(shù)為：b = 43 mm。　　5) 計算圓周速度v:　　v = = = 2.12 m/s　　由表8-8選取齒輪精度

37、等級為9級。　　6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.42。　　7) 由式8-3得：　　?? = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos?　　= [1.88-3.2×(1/21+1/78

38、)]×cos150 = 1.629　　8) 由式8-4得：　　?? = 0.318?dZ1tan? = 0.318×1×21×tan150 = 1.79　　9) ??????????????????　　10) 同前，取:??????

39、　　Z?????????? = 0.784　　11) 由式8-21得：　　Z? = = = 0.98　　12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。　　13) Ft =

40、= = 916.3 N　　= = 21.3 < 100 Nmm　　14) 由tan?t = tan?n/cos?得：　　?t = arctan(tan?n/cos?) = arctan(tan200/cos150) = 20.70　　15) 由式8-17得：&l

41、t;/p>　　cos?b = cos?cos?n/cos?t = cos15cos20/cos20.7 = 0.97　　16) 由表8-3得：　　KH? = KF? = ??/cos2?b = 1.629/0.972 = 1.73　　17) 由表8-4得：<

42、;p>　　KH??????????????d2+0.61×10-3b = 1.36　　18) K = KAKVKH?KH? = 1×1.1×1.73×1.36 = 2.59　　19) 計算d1：　　d1 ≥ &l

43、t;/b>　　= = 38.9 mm　　實際d1 = 43 > 38.9所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。　　5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：　　(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：　　1) 當(dāng)量齒數(shù)：</b&

44、gt;　　ZV1 = Z1/cos3? = 21/cos3150 = 23.3　　ZV2 = Z2/cos3? = 78/cos3150 = 86.5　　2) 　　??V = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]

45、cos?　　= [1.88-3.2×(1/23.3+1/86.5)]×cos150 = 1.648　　3) 由式8-25得重合度系數(shù)：　　Y? = 0.25+0.75cos2?b/??V = 0.68　　4) 由圖8-26和?? = 1.79查得螺旋角

46、系數(shù)Y? = 0.87　　5) 　　= = 3.09　　前已求得:KH? = 1.73<3.09，故?。篕F? = 1.73　　6) </p&g

47、t;　　= = = 9.56　　且前已求得:KH? = 1.36，由圖8-12查得：KF? = 1.33　　7) K = KAKVKF?KF? = 1×1.1×1.73×1.33 = 2.53　　8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：<

48、;/p>　　齒形系數(shù):YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.23　　應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.79　　9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：　　?Flim1 = 500 MPa ?Flim2 = 380 MPa<

49、/p>　　10) 同例8-2：　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.35×109　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 3.66×108　　11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：　　KFN1 = 0.85 KFN2 =

50、0.86　　12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：　　[?F]1 = = = 326.9　　[?F]2 = = = 251.4　　= = 0.01294　　= = 0.01588

51、;　　大齒輪數(shù)值大選用。　　(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：　　mn≥　　= = 1.21 mm　　1.21≤2所以強(qiáng)度足夠。<p

52、>　　(3) 各齒輪參數(shù)如下：　　大小齒輪分度圓直徑：　　d1 = 43 mm　　d2 = 161 mm　　b = ?d×d1 = 43 mm　　b圓整為整數(shù)為：b = 43 mm<

53、p>　　圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 48 mm b2 = 43 mm　　中心距：a = 102 mm，模數(shù)：m = 2 mm　?。ǘ?低速級齒輪傳動的設(shè)計計算　　1 齒輪材料、熱處理及精度：　　考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸

54、開線斜齒輪。　　1）材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 24，則：　　Z4 = i23×Z3 = 2.65×24 = 63.6 ?。篫4 = 64　　2）

55、初選螺旋角:? = 130。　　2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：　　確定各參數(shù)的值:　　1) 試選Kt = 2.5　　2) T2 = 69.3 Nm　　3) 選取齒寬系數(shù)

56、?d = 1　　4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8　　5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45　　6) 由式8-3得：　　?? = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cos?<

57、;p>　　= [1.88-3.2×(1/24+1/64)]×cos130 = 1.629　　7) 由式8-4得：　　?? = 0.318?dZ3tan? = 0.318×1×24×tan130 = 1.76　　8) 由式8-19得:&

58、lt;p>　　Z?????????? = 0.784　　9) 由式8-21得：　　Z? = = = 0.99　　10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:?Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:?Hlim2 = 530 MPa。　　11) 計算應(yīng)

59、力循環(huán)次數(shù)：　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×254.1×1×10×300×1×8 = 3.66×108　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 3.66×108/2.65 = 1.38×108

60、　　12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92　　13) 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,得:　　[?H]3 = = 0.9×650 = 585 MPa　　[?H]4 = = 0.92×530 = 487

61、.6 MPa　　許用接觸應(yīng)力:　　[?H] = ([?H]3+[?H]4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa　　3 設(shè)計計算:　　小齒輪的分度圓直徑:d3t:</

62、p>　　= = 60.4 mm　　4 修正計算結(jié)果：　　1) 確定模數(shù)：　　mn = = = 2.45 mm　　取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。

63、　　2) 中心距：　　a = = = 112.9 mm　　3) 螺旋角：　　? = arccos = arccos = 130　　4) 計算齒輪參數(shù)：　　d3 = =

64、 = 62 mm　　d4 = = = 164 mm　　b = φd×d3 = 62 mm　　b圓整為整數(shù)為：b = 62 mm。　　5) 計算圓周速度v:　　v = = = 0.82 m/s

65、　　由表8-8選取齒輪精度等級為9級。　　6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.45。　　7) 由式8-3得：　　?? = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cos?　　= [

66、1.88-3.2×(1/24+1/64)]×cos130 = 1.653　　8) 由式8-4得：　　?? = 0.318?dZ3tan? = 0.318×1×24×tan130 = 1.76　　9) ??????????????????&l

67、t;p>　　10) 同前，取:??????　　Z?????????? = 0.778　　11) 由式8-21得：　　Z? = = = 0.99　　12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。<p&

68、gt;　　13) Ft = = = 2235.5 N　　= = 36.1 < 100 Nmm　　14) 由tan?t = tan?n/cos?得：　　?t = arctan(tan?n/cos?) = arctan(tan200/cos130) = 20.50

69、　　15) 由式8-17得：　　cos?b = cos?cos?n/cos?t = cos13cos20/cos20.5 = 0.98　　16) 由表8-3得：　　KH? = KF? = ??/cos2?b = 1.653/0.982 = 1.72　　1

70、7) 由表8-4得：　　KH??????????????d2+0.61×10-3b = 1.37　　18) K = KAKVKH?KH? = 1×1.1×1.72×1.37 = 2.59　　19) 計算d3：&l

71、t;p>　　d3 ≥ 　　= = 60.4 mm　　實際d3 = 62 > 60.4所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。　　5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：　　(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：&

72、lt;b>　　1) 當(dāng)量齒數(shù)：　　ZV3 = Z3/cos3? = 24/cos3130 = 25.9　　ZV4 = Z4/cos3? = 64/cos3130 = 69.2　　2) 　　??V = [1.8

73、8-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)]cos?　　= [1.88-3.2×(1/25.9+1/69.2)]×cos130 = 1.666　　3) 由式8-25得重合度系數(shù)：　　Y? = 0.25+0.75cos2?b/??V = 0.68

74、　4) 由圖8-26和?? = 1.76查得螺旋角系數(shù)Y? = 0.89　　5) 　　= = 3.04　　前已求得:KH? = 1.72<3.04，故?。篕F? = 1.72<b&g

75、t;　　6) 　　= = = 11.02　　且前已求得:KH? = 1.37，由圖8-12查得：KF? = 1.34　　7) K = KAKVKF?KF? = 1×1.1×1.72×1.34 = 2.54　　8) 由圖

76、8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：　　齒形系數(shù):YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.26　　應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.76　　9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：　　?Flim3 = 500

77、MPa ?Flim4 = 380 MPa　　10) 同例8-2：　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 3.66×108　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.38×108　　11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：<p&

78、gt;　　KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.89　　12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：　　[?F]3 = = = 330.8　　[?F]4 = = = 260.2　　= = 0.0127<p&g

79、t;　　= = 0.01529　　大齒輪數(shù)值大選用。　　(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：　　mn≥　　= = 1.68 mm　　1.68≤

80、2.5所以強(qiáng)度足夠。　　(3) 各齒輪參數(shù)如下：　　大小齒輪分度圓直徑：　　d3 = 62 mm　　d4 = 164 mm　　b = ?d×d3 = 62 mm　　b圓整為整數(shù)

81、為：b = 62 mm　　圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 67 mm b4 = 62 mm　　中心距：a = 113 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm　　第六部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計　　Ⅰ軸的設(shè)計

82、;　　1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:　　P1 = 1.94 KW n1 = 940 r/min T1 = 19.7 Nm　　2 求作用在齒輪上的力:　　已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:　　d1 = 43 mm

83、　　則:　　Ft = = = 916.3 N　　Fr = Ft× = 916.3× = 345.3 N　　Fa = Fttan? = 916.3×tan150 = 245.4 N

84、　　3 初步確定軸的最小直徑:　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機(jī)械設(shè)計（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：　　dmin = A0× = 112× = 14.3 mm　　輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的

85、計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT1，查《機(jī)械設(shè)計（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:　　Tca = KAT1 = 1.2×19.7 = 23.6 Nm　　由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT3型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑16 mm，軸孔長度30 mm，則：d12 = 16 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12

86、= 28 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 26 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 21 mm。右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。　　4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:　　初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足

87、軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 25 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 25×52×16.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 31 mm。

88、　　齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d1≤2d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 48 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:　　l67 = s+a = 10+8 = 18 mm　　l45 = b3+c+a+s = 67+12+10+8 = 97 mm

89、　　l78 = T = 16.25 mm　　5 軸的受力分析和校核:　　1）作軸的計算簡圖（見圖a）:　　根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.5 mm　　齒寬中點距左支點距離L2 = (B1/2+16.25+97-13.5)mm = 123.8 mm<

90、/p>　　齒寬中點距右支點距離L3 = (B1/2+18+16.25-13.5)mm = 44.8 mm　　2）計算軸的支反力：　　水平面支反力（見圖b）：　　FNH1 = = = 243.5 N　　FNH2 = = = 672.8 N

91、　　垂直面支反力（見圖d）：　　FNV1 = = = 123 N　　FNV2 = = = -222.3 N　　3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：　　截面C處的水平彎矩：　　MH = F

92、NH1L2 = 243.5×123.8 Nmm = 30145 Nmm　　截面C處的垂直彎矩：　　MV1 = FNV1L2 = 123×123.8 Nmm = 15227 Nmm　　MV2 = FNV2L3 = -222.3×44.8 Nmm = -9959 Nmm

93、;　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。　　截面C處的合成彎矩：　　M1 = = 33773 Nmm　　M2 = = 31747 Nmm　　作合成彎矩圖（圖f）。　　4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。

94、　　5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：　　通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取? = 0.6，則有：　　?ca = = = MPa　　= 4.5 MP

95、a≤[???] = 60 MPa　　故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：　　II軸的設(shè)計　　1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：　　P2 = 1.84 KW n2

96、 = 254.1 r/min T2 = 69.3 Nm　　2 求作用在齒輪上的力:　　已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:　　d2 = 161 mm　　則:　　Ft = = = 860.9

97、 N　　Fr = Ft× = 860.9× = 324.4 N　　Fa = Fttan? = 860.9×tan150 = 230.6 N　　已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:　　d3 = 62 mm&

98、lt;b>　　則:　　Ft = = = 2235.5 N　　Fr = Ft× = 2235.5× = 835 N　　Fa = Fttan? = 2235.5×tan130 = 515.8 N　　3 確定軸的各段

99、直徑和長度:　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機(jī)械設(shè)計（第八版）》表15-3，?。篈0 = 107，得:　　dmin = A0× = 107× = 20.7 mm　　中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：30205型單列圓錐滾子軸承

100、，其尺寸為：d×D×T = 25×52×16.25 mm，則：d12 = d67 = 25 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 30 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 41 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×30 = 2.1 mm，軸肩寬度：b≥1.4h = 1.4×2.1 = 2.94 mm，所以：d34 = d56 =

101、35 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 62 mm，l45 = 67 mm，則：　　l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.75 mm　　l56 = 10-3 = 7 mm　　l67 = T2+s+a-l56 =

102、 16.25+8+10-7 = 27.25 mm　　4 軸的受力分析和校核：　　1）作軸的計算簡圖（見圖a）:　　根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.5 mm　　高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (43/2-2+38.75-13.5)mm = 44.8

103、 mm　　中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (43/2+14.5+b3/2)mm = 69.5 mm　　低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+27.25-13.5)mm = 54.2 mm　　2）計算軸的支反力：　　水平面支反力（見圖b）：</p&

104、gt;　　FNH1 = = = 1351.1 N　　FNH2 = = = 1745.3 N　　垂直面支反力（見圖d）：　　FNV1 = = = 174.6 N　　FNV2 = = = -685.2 N<p

105、>　　3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：　　截面B、C處的水平彎矩：　　MH1 = FNH1L1 = 1351.1×44.8 Nmm = 60529 Nmm　　MH2 = FNH2L3 = 1745.3×54.2 Nmm = 94595 Nmm　　截

106、面B、C處的垂直彎矩：　　MV1 = FNV1L1 = 174.6×44.8 Nmm = 7822 Nmm　　MV2 = FNV2L3 = -685.2×54.2 Nmm = -37138 Nmm　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。

107、　截面B、C處的合成彎矩：　　M1 = = 61032 Nmm　　M2 = = 101624 Nmm　　作合成彎矩圖（圖f）。　　4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。　　5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：<p

108、>　　通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取? = 0.6，則有：　　?ca = = = MPa　　= 27.4 MPa≤[???] = 60 MPa　　故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕

109、度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：　　III軸的設(shè)計　　1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：　　P3 = 1.75 KW n3 = 95.9 r/min T3 = 174.6 Nm　　2 求作

110、用在齒輪上的力:　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:　　d4 = 164 mm　　則:　　Ft = = = 2129.3 N　　Fr = Ft× = 2129.3× =

111、 795.4 N　　Fa = Fttan? = 2129.3×tan130 = 491.3 N　　3 初步確定軸的最小直徑:　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機(jī)械設(shè)計（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得:　　dmin

112、= A0× = 112× = 29.5 mm　　輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查《機(jī)械設(shè)計（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:　　Tca = KAT3 = 1.2×174.6 = 209.5 Nm</p&

113、gt;　　由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT6型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑32 mm，軸孔長度60 mm，則：d12 = 32 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 58 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 42 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 37 mm。　　4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

114、和長度：　　初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 40 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30208型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 40mm×80mm×19.75mm。由軸承樣本查得30208型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5

115、 mm，故?。篸45 = 47 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。　　齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 47 mm，所以：d67 = 47 mm，為使齒輪定位可靠取：l67 = 60 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×47 =

116、 3.29 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.4×3.29 = 4.61 mm，所以：d56 = 54 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：　　l34 = T3 = 19.75 mm　　l45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 43+10+8+5+12+2.5-10 = 70.5 mm<

117、/p>　　l78 = T3+s+a+2.5+2 = 19.75+8+10+2.5+2 = 42.25 mm　　5 軸的受力分析和校核:　　1）作軸的計算簡圖（見圖a）:　　根據(jù)30208圓錐滾子軸承查手冊得a = 20 mm　　齒寬中點距左支

118、點距離L2 = (62/2+10+70.5+19.75-20)mm = 111.2 mm　　齒寬中點距右支點距離L3 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm　　2）計算軸的支反力：　　水平面支反力（見圖b）：　　FNH1 = = = 671.3

119、 N　　FNH2 = = = 1458 N　　垂直面支反力（見圖d）：　　FNV1 = = = 498.8 N　　FNV2 = = = -296.6 N　　3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：<

120、p>　　截面C處的水平彎矩：　　MH = FNH1L2 = 671.3×111.2 Nmm = 74649 Nmm　　截面C處的垂直彎矩：　　MV1 = FNV1L2 = 498.8×111.2 Nmm = 55467 Nmm　　MV2 = FN

121、V2L3 = -296.6×51.2 Nmm = -15186 Nmm　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。　　截面C處的合成彎矩：　　M1 = = 93000 Nmm　　M2 = = 76178 Nmm<p&g

122、t;　　作合成彎矩圖（圖f）。　　4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。　　5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：　　通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取? = 0.6，則有：

123、　　?ca = = = MPa　　= 13.5 MPa≤[???] = 60 MPa　　故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：　　第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算　　1 輸入軸鍵計算：

124、　　校核大帶輪處的鍵連接：　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 5mm×5mm×25mm，接觸長度:l' = 25-5 = 20 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×5×20×16×1

125、20/1000 = 48 Nm　　T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。　　2 中間軸鍵計算：　　校核高速大齒輪處的鍵連接：　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×36mm，接觸長度:l' = 36-8 = 28

126、 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×7×28×30×120/1000 = 176.4 Nm　　T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。　　3 輸出軸鍵計算：　　(1) 校核低速大齒輪

127、處的鍵連接：　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接觸長度:l' = 50-14 = 36 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×9×36×47×120/1000 = 456.8

128、Nm　　T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。　　(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接：　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-10 = 40 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T

129、 = 0.25hl'd[?F] = 0.25×8×40×32×120/1000 = 307.2 Nm　　T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。　　第八部分軸承的選擇及校核計算　　根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：　　Lh = 10

130、5;1×8×300 = 24000 h　　1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:　　(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P:　　因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:　　P = XFr+Y

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