二级减速器课程设计说明书82549.docx

机械设计课程设计任务书书目：机械设计课程设计任务书书目I,设计题目：惴史未定义书签.二 .传动荷图:2三 .原始数据2P1.HIH'（-k”“"“”“”“”“”“”“”“”2五 .传动装置的总体设计31 .拟定传动方案：32 .选择电动机：33 .确定传动袋置的总传动比及其安排：44,计算传动装置的运动及动力参数4六 .设计计算传动零件51 .高速齿轮组的设计与盗僮校核错误:未定义书签.".：M错误:未定义书签.3 .低速齿轮姐的设计与强度校核惴期未定义书筌.4 .低速齿轮组的结构设计储谀:未定义书筌.5 .校验传动比错误:未定义书签.七 .设计计算箱体的结构尺寸15八 .设计计算轴（如图六A所示）161 .低速轴的设计与计算幡幔:未定义书筌.2 .中间轴的设计与计算管馔:未定义书签.3 .高速轴的设计与计算幡误：未定义书签.兀.选拧浓动轴承及：汁未定义书签.十.选择和校核健联接检幔:未定义书签.十一.选择联轴器错俣:未定义书签.十：.选择润滑方式、河滑剂牌号及函时件管谀:未定义书签.卜三.设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进看法等）30十四.参考资料（包括资料编号.作者、书名、出版单位和出版年月）31螺旋输送机第五组一.设计题目：运输原料的带式运输机用的眼柱齿轮诚速器五.传动装置的总体设计1.拟定传动方案；采纳二级闽柱齿轮减速器,适合于繁重及恶劣条件下长期工作，运用与维护便利.（缺点：结构尺寸将大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度高速拨火轮在远离转知输入端，以削诚因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象.常用于载荷较平稳的场合,应用广泛.传动比范阚：i=8-402.选择电动机I选用Y系列三相异步电动机1 .蠕族运输机所需功率Pm=1.2Kr2 .初估电动机额定功率Pif-左1国把齿轮效率7=0,95,两对闭式圆柱斜齿轮传动效率%=%=0.97,四对向心推力球轴承效率%=%=%=小=0.99(油涧滑),弹性联轴涔*=0.99=，7用2.尿=0.95x0.97-×0.99,×0.99=0.85P.=*=-1.1.AIV=1.4Mw"0.853.确定电动机转递选择同步转速为100OrZmin电动机,型号为Y1001.-64.各尺寸及土要性能如下额定功率(KM)同步转速(rnin)满规转速(rnin)额定转矩(jVm)最大转矩(NM质加(kg)1.5940100O2.02.023机座号中心高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸外形尺寸1001.100ABDEb×hG1.IIDC2AD160IW28608×724380245100.251803 .确定传动装置的总传动比及其安排;”-7.6丸25推荐值:锥齿轮比%=24齿轮传动比Zwft=3-5初取椎齿轮传动比1.=3则两科网柱齿轮取=13；,则算得：高速级/；=4.(乩低速级弓=3.10i1.=4.04综上取传动比J2=3.10h=3.004 .计算传动装置的运动及动力参数1.各轴转速电动机轴=940r!minI轴11,=940r11in="=r，mjn=232.67r/nini1.4.(MII轴HI轴n.=rInin=75.06"Inin,"i23.1锥齿轮输出轴Mfv=r1nin=25.01rnin2 .各粕输入功率I 轴P1=Pa%=0.99×1.4Ih-=1.396AhII 轴P=P12i=0.97X0.99x1.396-W=I.340%WIn轴P111=P,3i=0.97X().99X1.34AW=1.287TW锥齿轮输出轴Pv=P1.UThFt,rh=0.95X0.99x0.99X.287>W=1.I98IW3 .各轮输入转矩轴T1=9550X=955<)X1Nm=14.183-m,”,940,Tft,nP11955()1.34O«nmvII轴T11=9550×-1.1.=N-m-55.()00N-m“n1.1.232.6711轴T111=9550×-=9550x1287川z11=163.747N-mnm75.06椎齿轮输出轴Tiv=955OXCE=955021.198可m=457831n.mnv25.01六.设计计算传动零件减速器外传动零件的设计计算联轴零的选择由于她高速轴,所以采纳弹性套柱篇联轴器二,开式锥齿轮传动设计1 .选定齿轮类鞭,精度等娘,材料及火数D大小齿轮都选用硬齿面,H1.表101选大小齿轮材料为45号钢,并经调质及表面淬火.齿而硬度为48-55HRC2）初选7级精度3)选用小齿轮齿数Z1=22,大齿轮班数Z2=Z3-Z1=572 .按齿根弯曲疲惫强度设计mR(1.-0.5R)ZJ+1.团F确定公式内的各计M数值D试选载荷系数K,=1.62)计尊小齿轮传递的转电T1=1.594×1()'/V-/WJ3)选取出宽系数/?=%4)i=§=COtH咯.f=3Z1.Z>1.=1«.432=71.6当量齿数Z1.,=-=-cos1.cos18.3=23.2780Z16=-=209.1cosjcos71.65)由表10-5杳得齿形系数和应力校正系数rf01.=2.69.r=1.575;Ym=2.12,=1.8656)计算应力撕环次数(每年按300天)N尸60“J1.h=60×75.(X)3×1.×(38×3×IO)=3.24XI伊M=丛=理m=1.08×Kh37)计算大小齿轮的学3由图10-2Od杳得大小齿轮的弯曲疲急强度极限b阳=a,£2=8U)”¾由图10-18在得弯曲坡急寿命系数Kfni=0.90,Kw2=0.98取弯曲疲惫强度的平安系数S=1.%由式IoT2得ti="'Sg=S00"a=514.29A44S1.4Nz1.2.69.575f1514.29=0.(X)822.1.2x1.865560=0.(X)7068）.小齿轮的数值大3.验算“广I4.61.5940s0.0078(1-0%)2×222×3,+1=2.91)d；=mZx=2.28×22=63.8/wnW=11Z>=2.28×66=I91.41111必=4(1-05?)=63.8(1.-°%)=53.2mm<2=J(1.-O.5?)=191.4X(1-0%)=159.5mm2)160×I(MX)3.1453.274.96()×I(XX)=0.20911/s由V,查图10-8得Kv=1.0X8级精度）（井假设色100Vnun）h3)已知传动平稳,原动机为电动机KA=14)由于锥齿轮，则K1.1.a=Kta=I5)由Kffi=Kiv=1.5KA吠,且小齿轮和大齿轮均工业用悬臂，即Kf1.fitv=1.50则KV=KMzJ=1.5×1.5O=2.25所以K=KAK,KfjK”=1x1.03x1x2.25=2.3186) 4=62.04x2,31%$=702mm修正模数m'=d1.Z1.=3.191开式齿轮传动招模数加大1佻20取=4,符合弯曲鼓.惫强度则4=&=期=17.55,例整为18m4Z='=21竺=52.65,例整为53*m4所以/,=-=2.944Z118故i3=2.994i1.=4.23i2=3.02阅历算,与假设一样,故不用修正.修正各轴转速：I：nC%in11:n11=940/4.23=222.2么111: n”,=222.2/3.02=73.58%皿减速器内传动零件的设计计算一.第一对斜齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级,材料及齿数1大齿轮材料为45钢常化硬位为200HBS,小齿轮材料为45.调Ja)硬度为210HBS,硬度差为40HBS2取7姒精度等级3选小齿轮齿数4=23,大齿轮齿数4=离=974选取螺旋角.初选夕=142 .按齿面接触强废设计按式o-2i计算，即4,Ydsu1.1.D确定公式内的各计徵数值1试选K,=1.52出图10-30选取区域系数Z“=2.433由图10-26杳得a,=0.768,ai=0.88,则a=oi+fff2=1.6484由表10-7选取齿宽系数d=1.,小齿轮传动转矩7；=9.55XKrN皿5出表10-6变得材料的弹性影响系数Zt=I898MPu6由图10-21.d杳得大小齿轮的接触坡电强度/=500M&b”M=4,W¼7大小齿轮应力新环次数为M=6()/J1j1.h=60X940×1×(3×8×30010)=7.586×IOhN,=丛=驾位="93XUi1.4.23=0.95由图10-19宜得接触戒电寿命系数KMV1.=O9.K“,s9计算接触疲惫许用应力取失效概率为1%，平安系数s=1.O,由式10-12得"I用=£般乌小M=450P4=KH'夕'2=380MPas则许用接触应力b|“=(,1.1.+w,)2=(450+380)/2=415MPa2)计算1试算小齿轮分度圆直径d”,由计W公式得jJ2×1.5×1.361×1O44.23+1z2.433×189.8,d.,-()*=33.4“1V1×1.6484.234152计算Ia周速度t.mi3.I4×33.4×94O,/“,V=I1.J-=1.64，/s60x10()060(M)03计算位宽b及模数叫Wh=JJh=Ix33.4=33.4mmd.,cosS33.4×cos!4,4,f1.n1.23=1.41=2.25,Mn1.=2.25x1.417=3.17%=33%j7=1.054计算纵向更合度p=0.31W-Zitg=0318×1.×23xg1.4=1.8245计算载荷系数K己知运用系数KA=I,由v-1.47Ws,7级精度，由图10-8杳得动载系K=1.08由表10-1杳得K1.1.fi=1.415,由图10-13强得K1.fi=1.43出表10-3S19Ktta=KfaA故我荷系数K=KAKVK,°KWJ=Ix.08.415X1.4=2.14按实际的段荷系数校正所得的分度掰直径，由式IO-IOa加4du=36×/5=41.22nm7计算模数，孙J1.cos741.22×COS4,Cetn=-=1.74,取i11=2.0nZ1233）校核由式g6,明衿Vd1.fzj1.1>确定计算参数计算我荷参数，K=KAKjKta-Kttfi=×.03×1.43×1.4=2.06依据纵向型合度4=1.824.从图1028查得螺旋角影响系数O=O.88计算当量齿数M=岛=高不=2578Z,.=-=-V-=106.18'COSj?COSjII由表10-5查取齿形系数和应力校正系数%=2.62.Yse1.1.59：YFa2=2.175.Ki1.2=1.795由图1020c查得大小齿轮弯曲疲惫强度极限b田=500A2.bnf2=350MP由图1018查得弯曲疲惫寿命系数KFf1.n=O.86.Kq2=088计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数s=1.4,由式10-12得=307/r2=-=计算大小齿轮的与“乌,并加以比较,>1.=2.62x1.59=ao|17307=0.0177Yg%.2.175X1.795r2220大齿轮数值大2设计计算J2x2.06x0.88XCOS-141×232×1.648×0.01.77×1.361×10i=0.99J1Cos1.441.22×COsI4三=20nn2IRZ1=2()Z2=i1.Z,=4.23x20=84.6,取Zjj=85符合设计3几何尺寸计算计算中心矩q=(ZZ三(20÷85)×2三ii72cos/?2×cos1.4圆整取=116zw按照整后的中心距修正螺旋角a(Z+Z,)"I”(20+85)×2m=arccos!=-=arccos=13.06201.2×1I6P计算大小齿轮的分度圆直径.ZIm1.t20×2.1,u,(I.=41.06”cos/?cos13.06,Z,tn1.1.85×2.(I-=174.5nvncoscos1.3.06'5计算齿轮宽度b=4=IX41.()6-45，r”用整后.=4211w11,B1=A1.mm二.低速级斜齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材科及次数1大小齿轮都选用硬齿面，由表10-1选大小齿轮为45'调质剂，调顺处理及表面淬火,小齿轮硬度等于大齿轮为10-50HRS,2取7组精度等级3选小齿轮历数Z1.24,大齿轮齿数乙=iR=72.484选取螺旃角,初选夕=142 .按齿面接址强度设计按式10-21计算，即d,Yedq“91“1)确定公式内的各计算数值1试选K,=1.52由图10-30选取区域系数Z“=2.4333出图10-26杳得ai=0.765,ai=0.87,则a=oi+%=1.6354由我10-7选取齿宽系数4=1.,小齿轮传动转矩7；=5.59x1.'N5由表10-6变得材料的弹性影响系数Zf=I898MPa36出图10-21d杳得大小齿轮的接触坡急强度=55OM&，b”E=500WR/7大小齿轮应力衙环次数为M=&)%他=60×222.2×1.×(3×8300×1.0)=9.61.0i23.02H由图10-19查得接触疲惫寿命系数=1.01.h.4=1.29计曾接触坡惫许用应力取失效概率为1%,平安系数s=1.0,由式10-12.,1.=KweHfm、=550x101=555.5s1.()1.H2则许用接触应力w=(Iwj+1.1.4)/2=(555.5+472.5)/2=514N2)计算1>试算小齿轮分度B1.直径4,由计算公式得,j2×1.55.59×1043.02+1z2.43389.8,<1.,()"=47.9“1.,Y1.×1.,6353.025142计算BI周速度血”，46()×I(XM)=0.511in/s3.14x47.9x222.26()×IO(M)3计口齿宽b及模数加“b=d-di,=1×47.9=47.9“”%,cos/47.9XCos1.4,.17,.%=-j÷-c=-=1-93651.Ih=2.25%=2.25×1.9365=4.357%=47%357"994计簿纵向揖合度p=().318JZJKP=0.318×1×24×14,=1.9035计算载荷系数K已知运用系数KA=I,由v=0.577ms,7级精慢，由图1卜8食得动我系K1=1.05由我10-4SW=1.419,由图10-13查得Ka=I.4由表10-3杳得K.=K=1.4故教荷系数K=KKvKfa勺0=1X1.05X1.419×1.4=2.0866按实际的毂荷系数校正所得的分度回宜径.由式10IOa得d,=4厂护彳=47.9*,2。8%§=53.466;，"7计算模数，几，叫=4f°s".=2.62,W1.w11=2Z1.3)校核由警N镑.V由Z1./r)确定计算参数计第投荷参数.K=KcK,K“KW)=IX1.O5X1.4x1.4=2.(68依据纵向重合度4=1.903,从图10-28查得螺扰角影响系数匕=0.88计眸当做齿数z=24=26277=Z2=73=7522S-COSR一西14一','由表10-5查取齿形系数和应力校正系数Yf-at=2.60,1.=1.595:Yfaz=2.23.Ysa2=1.76(g)由图10-20c查得大小齿轮弯曲疲惫强度极限b,r=45OMzkqG=400.WPt/由图1018吞得弯曲疲惫寿命系数KFN1.=O95.Kq4=0.96计算弯曲疲惫许用应力取弯曲家惫平安系数S=1.4,由式10T2得1.=KM-=095×45°=305.36MPas1.4j,=联=°96-4tx=27429P0s1.4计算大小齿轮的,并加以比较1.r上江=0.0135821=0.0M3h大齿轮数值大2设计计算、2x2.058x0.88Xeo$14"._ni,ii.1.tf.ht.,1.1.,inJ；×0.0143×5.59×IQ=1.44比较计罄结果."V1×242×1.635山齿面接触疲惫强度H算的法而桢数大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数Z1=生或=空竺且£=25.939.IRZ1=26m2Z2=AZ1=78.52.I1.ZZ2=79符合设计3几何尺寸计算计算中心距=(可Zdpi=洋+砌：2=磔214”,中心距偕小，会影响到32cos/72×cos1.4轴和高速级大齿轮，故增大模效，IRZM11=2.5.(Zi+Z,)h(26+79)x2.5所以：a,=!=135.2f>mn0整为135rrm2cos?2×cos1.4按圆整后的中心距修正螺旋角C(Z1.+Z,)M(26+79)x2.5.=arccos-!=-=arccos=13.542ai2×I354>计算大小齿轮的分度圆直径.Z1m1126×2.5(I.=-1.-i1.=66.85"MCOSBcos13.54,Z2mn79×2.5WvJ.,.dy=9=203.146nuncos/ycos13.545>计尊齿轮宽度b=(1.-dt=1.×66.85=66.85"网整后B2-61mm,B1-72mn3.计算总传动比=iij5=36.5四=立62536.5-37.637.6=2.9%<3%符合要求七.设计计算箱体的结构尺寸名称代号尺寸每注底座壁浮IOmm箱盖壁厚仇8iIm箱盅凸缘厚度5am轴承座连接竭栓凸绿厚度B54mm底座加强肋厚度m1011m箱底加强肋厚度mIOnim炮脚螺栓直径小20mm抱脚端性数目n6轴承座连接螺怆直径d.16mm箱体内壁与齿顶圆的距黑AI15mm底座高度Ih15mm箱前高度h335Hni轴承藤固定螭打孔深度25mm其他同角R2nm八.设计计算轴（）轴I的设计求轴I的功率P,转速,，转矩7；巴=1.34KW,n,=940r/nin,7；=1.361.x1.O4rvn求作用在齿轮上的力因己知高速级小齿轮的分度阀直径4=41mmc.27；2×1.36I×IO4A,_.vF1.1.=-=662.93N"441则尸“=小叵=24769NCoScos13.06Ftir=Fatg1.=7662.93XrK1.3.06=153.78N国周力工、径向力E和轴向力E1.的方向如图二所示初步确定轴的最小直径按式152初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45铜,周质处理依据表15-3,取A,="2,于是汨此轴的最小ft径明雅是安装联粕器处的最小H径,为使所选釉径d,.与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩几<=K./"杳表14T,考虑到转矩改变很小,故取KA=I.3,则小=3I.2VM依据计算*矩KX应小于联轴零公转转矩的条件,查收手册,选用T1.24!弹性柱销联轮器，其公转转矩为315N.M,半联轴器I的孔径4=20W.故取d,=20h；半联轴器长度A=52，华联轴器与轴1.作的毅孔长度1.1=52rum.IIIIIIVVVIVI1.图轴的结构设计i.拟定轴上零件的装配方案如上图一ii.依据轴向定位的要求确定轴的各段H径和长度<1)为满意半联轴涔的轴向定位要求,IH轴段右断雷制出一轴肩.故取d1.1.,1.1.=24w：左湘用轴附片圈定位，按轴端直径取挡Ia直径D=3(¼m.华联轴器与轴例作的较孔长度1.1=52三,为保证粕端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故取入”=50".<2>初步选择角接触球轴承参照工作要求并依据dw=24w?,由轴承产品书目中初选角接触球轴承7206C,其尺寸为dXOX8=30x62x16,故d,1.n,=(1.vrv,1.1.=30而,考虑到挡油板，则/_八，=%_“=22M.两轴承均采纳轴肩定位，由手册上查督7206C型轴承的定位轴H高度h=3/w,因此以d,vv-V1.1.=36"".mm载荷水平而H垂直面V支反力FFw=192.15NFw2=170.I1.NFw,=71.79/Fftv2=175.896N弯矩MM”=23538.38N”,/1,1=8791.275,jWv,=8797.43Vww总穹矩M1.=JMj+M%=25127,57rmmM2=+M；,2=2512&67Nmm扭矩Tr=1.3611.OVw11计算穹矩MCM=JMj+(0.6T)-=26407.296NmmVi.按期扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知C点外侵弯矩最大,是危急翻面，由式15-5及上表中的数值可得Mca26407.296f-1=r-=5.66MPaeh0.1×36'依据所选定的材料,由衣15-1.jS.1.J=TOMR/,因此<tg,<.,.故平安.v三.（1）校核轴承寿命,=,÷F,=205.12f心=扃不成=50256N对于7205AC型轴承,按表137查得派生轴向力Fd=0.68户r.则有%=0.68%=34I.74NQ=O.687=”9.48N由于Fn+Fufi=139.4«+153.7S=293.26(Fn=W1.74,所以轴承2因长紧=E1.Et=34174-153.78=187.96,轴承1被放松，£4=FK=X1.74N(3)依据乙=理m=0.68=。=0.68,端=更型=0.916>e.查表Frt502.56Ffi205.1213-5f?)X,=0.41.K=0.87:X1=1.Y1=0.帝微冲击,联工,=1.则有A=O(XEI+Y%)=I.Ox1X502.56=502.56鸟=4(X2/+=10x(041×205.12+0.87×187.96)=247.62W计算载荷寿命由于E>鸟，角接触球轴承£=3.动载荷C=I5.8K.V,则寿命竺£上出幽,=皿勘=27年1。年所60P«)x94()703.58以合格闻.键联接强度的校核依据所选平键6x6x45杳表6-1得键的许用挤压应力b,=I(X)MRj,因=11.63A"“<<p27；×10,2×1.361X10×10,为"j>=kid3×39×2O所以键令格校核用细轴经处的强度，由于联轴处的轴只承受扭距.轴的材料为45捌,查得rj=25ASMPa【3更罂=8.5i故轴平安0轴H的设计求轴II的功率匕，咕速，转矩7“先=1.30KW,Zf,=222.2r11,T=5.59×104fM求作用在火轮上的力已知2、3齿轮的分度网直径分别为,d,=175wn.di=41W1.r27；2×5.59×IO4,.n.nv/、=-*-=64().69'出175r27、2×5.59×IO4F,=-=1672.4,di66.85则心=斗仁=64°69xg0'=239.84Ncos71.Cos1.3.()6%=监k=626JINcos/?,Cos1.3.54*Fr2=F1.2tgt=640.69×Ag1.3.06=233.19NF1.rj=FNM=1627.4×3.54'=402.74Ar【同周力/；、径向力工和轴向力身的方向如图四所示初步确定轴的最小直径按式152初步估算轴的最小宜径.选取轴的材料为45“纲,网防处理依据表15-3,取A=I1.0,于是得出此可透角接触的轴承7206AC,其尺寸为dXDxB=30x62x16轴的结构设计i.拟定轴上零件的装配方案ii .依据轴向定位要求确定各段I1.径和长度(I)由轴承的型号7206AC尺寸为dx)x7=30621.6依据所选轴承知<=30ttvn=dv,vt,可为=8+16+3=27nan依据轴同可取="“，、=36".乂知两齿轮中间的定位轴肩高度h=2/，可取d“IV=36+4=4()tfvn.考虑轴承内端至箱体内壁距面，可求得：1.1.JVJ=68?1.“I、，=38"轴承推祕与轴I的轴承端筋相同,匀称凸缘式,数据相同.iii .柏上零件的周向定位由轮与轴的周向定位均采纳平tit联接.齿轮2处可以选用平键10x8x36.齿轮3处可以选10870,齿轮轮能与轴的协作为%>v.确定轴上的上角和角角尺寸由表15-2杳得取轴端例角1.0x45'各轴向圆周半径见附图二.V.求轴上就上依据结构图，可作出轴的计算简图如下:T=5.59×104Vw1175908.42+(0.6x5.59x10'10.1×4(>,=13.08MPa裁荷水平面H垂直面Y支反力FFwi-1244.4NFftw1.=1068.68ffw=335.69NFftvj=50.57N弯矩MM”75908.4NmmM111=49159.74Nnunv.1.=-20190.055NmmMv2=2339.93Nnun总有矩W1=JM江蓝=78625.36NnunMI-GM+vr1=93958.70/VrnrnMi=W*,+=49215.4N-mmM2=f2+M2=21307.40/Vmm扭矩TT=5.59×I04Vwnvi.按弯扭合成应力校核轴的强度出以上分析可知B点外侵驾斑M大,是危急截面,由式15-5及上去中的数做可得依据所选定的材料，由表151查剑明=60%,因此qi1.（1.J,故平安.vi.校核轴承寿命a）&=扃7高=28886N2=M=1.69.88N对7206AC轴承，按衣13-7查得派生轴向力Fa=0.68F则有Fj1.=0.68七=87642N%=0.68%=727.52Nb).；,+=K76.42+233.19-402.74=7()6.87<F1.i2=727.52N.1被压紧，T=-乙+=706.87；2被放松，Fo2=Ft12=727.52Nc)依据-=1.068>e=982.86T-14453K=0.68=e克表13-5得x1.=0.41,Yi=0.87；X,=,r2=0.稍微冲击,取,=1,则有f=fp(XtF1.i+Y1.Fa)=×(0.41X1288.86+0.87X706.87)=1395.547P2=f1.,(X21+Y2F,2)=×(×069.88+O)=I(X>9.88d)计算俄荷寿命由于片>鸟，角接触球轴承c=3,动载荷C=22KV,则寿命=135948.46j>I0年IO，C,=10"X220,丽A)=60×222.2X1395.547所以合格Vii.键联接强度校核依据所选平槌12X8X34和12X8X66交衣6-1得链的许用挤压应力。|均为100MPa因为,27；X10'2x55.9x10''"一''Idd4×22×4()=3.16MPa<p=12.94Pw</.27jzXI02X55.9XIO3kid4×54×40均合格.轴I1.I的设计求轴上的功率P一转速/和转矩/6=1.25Xv.wj=73.58rnin.=1.594×10,N-m求作用在齿轮上的力已知齿轮4、S的分僮圆点径分别为%=203w以$=58.5三则=1569.28N2×1,594×105JZ1.CA、,=-=5449.6iV58.5=5875Ncos/7,Fr5=Fcosrf1.=sr>fcosrJ1=5449.6×20×cos1.8.43=1881.76fJ=Gg四=377.91NFati=FsinJ1=F,stgasinJ1=5449.6×/,g20'×sin18.34'=627.IN圆同力/；,径向力工及轴向力£的方向如图六所示初步确定轴的最小轴径按式152估算轴的最小直径,所取轴材料为45“调质纲.依据表15-3取A)=I1.0,于是得此轴的收小直径明显是安装齿轮处的轴径，可取45mm轴的结构设计i.拟定轴上写件的装配方案如下图3所示IIIIIIVVVIIVIIIii.依据装配方案确定轴的各段口径和长度取安装斜齿轮初的轴径d,_=45"，由于锥齿轮与轴协作的长度/=(11.2河_,取/=5b>un.为了更好的轴向固定椎齿轮，轴应内缩一些,取In=54",(/_,=45+2X3.5=52nn初选IH锥滚子轴承30210,其尺寸dxDxT=55x100x22.75,故dm.,v=dv1.,vm=55三,vw.wm=3275"w.考虑轴承内端至箱体内壁距离4“，以及小齿轮3至箱体内联电阳12/，以及安装齿轮处轴内缩4n,则可得/”,“V=T+4+>+1-BJ=43.25"“由于斜齿轮4齿宽4=65三,n,=63w11,Jn,.v=60。,斜齿轮右端制肯定为轴成,则轴环H径=60+8=68”,并取1.v.v=10/,w圆锥滚子轴承轴肩力=3.5阿.则4i=64w”,又考虑各方面因素可求得IVJVU=0"”依据轴承外径O=9(M"，取螺钉百径&股，则轴承然薪的尺寸计算如下：4=4+1=9mnt,D0=D+2.5%=11OmmD2=D11+2.5<1.=130>fim.e=1.2<,=9.6“为端盖厚度由e2e,取e=IOzzvn,可算得，=61-421.75=35.25/故可初选/,=35.25+9.6+(25.3)=90，斌III .轴向事件的周向定位惟齿轮与轴的周向定位采纳平键联接,选用平健为14x9x52,斜齿轮与轴选用平键18X11X60,齿轮与轴的协作为IV .确定轴上的圆角和倒角尺寸参考我15-2取轴端例为1.2x45,各轴用圆角半径见附图3V.求轴上的载荷依据结构图可做出轴的计算简图如下Fa凡V产28806V经过以上分析可得，A截面为危急被面，而进行校核。或荷水平面H垂克面V支反力FX1.N52NFwj=-3004.12?VFvi=-2880.6NFw2=-3184.65/V鳄矩MM,n=-6727827NnunM”、-35493678N”/v-23035.5Nmn,MM-212819.87NnunMv.-299735.44NnunMr-22320448Nmm总驾矩M="m+m=2SO35.5rmmM1.jM0+M%=70564074Nmm/,="A/，+M；3=464565.87NmmM*=Qm+j4=419285.53Nmm扭矩TT=23451QVWMZi计算驾矩Mca1.=yM'+(0.6Ty=142579.15N-turnMS=7+(O.6)2=71.95325hVMGT?yM+(0.6)j=4844()6.66fmmMdM：+(0.6T)2=44226523NmVi.按弯矩合成应力校核轴的强度由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危急被面，由式15-3及上表中的数值可得纱印5J1.57.253,