二級斜齒出入聯(lián)軸器設(shè)計(jì)說明書.doc

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300mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 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(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計(jì)6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計(jì)7. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9. 潤滑密封設(shè)計(jì)10. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動方案特點(diǎn)1.組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，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：選擇電動機(jī)-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。二. 計(jì)算傳動裝置總效率ha=h13h22h32h4=0.9930.9720.9920.96=0.859h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作裝置的效率。第三部分 電動機(jī)的選擇3.1 電動機(jī)的選擇皮帶速度v:v=1.3m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 3.38 KW電動機(jī)所需工作功率為:pd= 3.93 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 82.8 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i=840，則總傳動比合理范圍為ia=840，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (840)82.8 = 662.43312r/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-4的三相異步電動機(jī)，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG112mm40026519014012mm28608243.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 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=1440/82.8=17.39（2）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 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.66第四部分 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm = 1440 = 1440 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 1440/4.75 = 303.16 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 303.16/3.66 = 82.83 r/min工作機(jī)軸：nIV = nIII = 82.83 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pdh3 = 3.930.99 = 3.89 KW中間軸：PII = PIh1h2 = 3.890.990.97 = 3.74 KW輸出軸：PIII = PIIh1h2 = 3.740.990.97 = 3.59 KW工作機(jī)軸：PIV = PIIIh1h3 = 3.590.990.99 = 3.52 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI = PI0.99 = 3.85 KW中間軸：PII = PII0.99 = 3.7 KW中間軸：PIII = PIII0.99 = 3.55 KW工作機(jī)軸：PIV = PIV0.99 = 3.48 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Tdh3 電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 26.06 Nm 所以：輸入軸：TI = Tdh3 = 26.060.99 = 25.8 Nm中間軸：TII = TIi12h1h2 = 25.84.750.990.97 = 117.68 Nm輸出軸：TIII = TIIi23h1h2 = 117.683.660.990.97 = 413.61 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIIIh1h3 = 413.610.990.99 = 405.38 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI = TI0.99 = 25.54 Nm中間軸：TII = TII0.99 = 116.5 Nm輸出軸：TIII = TIII0.99 = 409.47 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIV0.99 = 401.33 Nm第五部分 齒輪傳動的設(shè)計(jì)5.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 244.75 = 114，取z2= 113。（4）初選螺旋角b = 14。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 25.8 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos24cos20.561/(24+21cos14) = 29.982aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos113cos20.561/(113+21cos14) = 23.005端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 24(tan29.982-tan20.561)+113(tan23.005-tan20.561)/2 = 1.66軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 124tan(14)/ = 1.905重合度系數(shù)：Ze = = = 0.665由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.985計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60144011030028 = 4.15109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 4.15109/4.75 = 8.73108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.85、KHN2 = 0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 510 MPasH2 = = = 489.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 489.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 33.732 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 2.54 m/s齒寬bb = = = 33.732 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 2.54 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.12。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100025.8/33.732 = 1529.705 NKAFt1/b = 1.251529.705/33.732 = 56.69 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.448。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 1.251.121.41.448 = 2.8383）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 33.732 = 40.833 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z1 = 40.833cos14/24 = 1.651 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a = = = 141.19 mm中心距圓整為a = 140 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 11.889即：b = 115320（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 49.051 mmd2 = = = 230.949 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = sdd1 = 149.051 = 49.051 mm取b2 = 50 mm、b1 = 55 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1 = Z1/cos3b = 24/cos311.889 = 25.612ZV2 = Z2/cos3b = 113/cos311.889 = 120.588計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan11.889cos20.561) = 11.152當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.66/cos211.152= 1.724軸面重合度：eb = dz1tanb/ = 124tan11.889/ = 1.608重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.724 = 0.685計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-1.608 = 0.841由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.448，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.418則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.251.121.41.418 = 2.779計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.81、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 289.29 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 72.138 MPa sF1sF2 = = = 68.172 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 24、z2 = 113，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 11.889= 115320，中心距a = 140 mm，齒寬b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z24113螺旋角左115320右115320齒寬b55mm50mm分度圓直徑d49.051mm230.949mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha53.051mm234.949mm齒根圓直徑dfd-2hf44.051mm225.949mm5.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 25，大齒輪齒數(shù)z4 = 253.66 = 91.5，取z4= 92。（4）初選螺旋角b = 13。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 117.68 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos13) = 20.482aat1 = arccosz3cosat/(z3+2han*cosb) = arccos25cos20.482/(25+21cos13) = 29.661aat2 = arccosz4cosat/(z4+2han*cosb) = arccos92cos20.482/(92+21cos13) = 23.462端面重合度：ea = z3(tanaat1-tanat)+z4(tanaat2-tanat)/2 = 25(tan29.661-tan20.482)+92(tan23.462-tan20.482)/2 = 1.665軸向重合度：eb = dz3tanb/ = 125tan(13)/ = 1.837重合度系數(shù)：Ze = = = 0.672由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.987計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60303.1611030028 = 8.73108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 8.73108/3.66 = 2.39108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 56.678 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 0.9 m/s齒寬bb = = = 56.678 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 0.9 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1 = 2T2/d1t = 21000117.68/56.678 = 4152.581 NKAFt1/b = 1.254152.581/56.678 = 91.58 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.455。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 1.251.051.41.455 = 2.6743）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 56.678 = 67.261 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z3 = 67.261cos13/25 = 2.622 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a = = = 180.112 mm中心距圓整為a = 180 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 12.845即：b = 125042（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 76.923 mmd2 = = = 283.077 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 176.923 = 76.923 mm取b2 = 77 mm、b1 = 82 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3 = Z3/cos3b = 25/cos312.845 = 26.973ZV4 = Z4/cos3b = 92/cos312.845 = 99.26計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan12.845cos20.482) = 12.058當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.665/cos212.058= 1.741軸面重合度：eb = dz3tanb/ = 125tan12.845/ = 1.814重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.741 = 0.681計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-1.814 = 0.806由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.8計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.455，結(jié)合b/h = 11.41查圖得KFb = 1.425則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.251.051.41.425 = 2.618計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 79.632 MPa sF1sF2 = = = 75.791 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z3 = 25、z4 = 92，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 12.845= 125042，中心距a = 180 mm，齒寬b3 = 82 mm、b4 = 77 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2592螺旋角左125042右125042齒寬b82mm77mm分度圓直徑d76.923mm283.077mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha82.923mm289.077mm齒根圓直徑dfd-2hf69.423mm275.577mm第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 3.89 KW n1 = 1440 r/min T1 = 25.8 Nm2.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 = 49.051 mm 則:Ft = = = 1052 NFr = Ft = 1052 = 391.3 NFa = Fttanb = 1052tan11.8890 = 221.4 N3.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)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 15.6 mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT1 = 1.525.8 = 38.7 Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20 mm故取d12 = 20 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 38 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 36 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7206C，其尺寸為dDT = 306216 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 55 mm，d56 = d1 = 49.051 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 82 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 82+12+16+8-15 = 103 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (55/2+31+103-14.2)mm = 147.3 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (55/2+9+31-14.2)mm = 53.3 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 279.5 NFNH2 = = = 772.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 131 NFNV2 = = = -260.3 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 279.5147.3 Nmm = 41170 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 131147.3 Nmm = 19296 NmmMV2 = FNV2L3 = -260.353.3 Nmm = -13874 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 = = 45468 NmmM2 = = 43445 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： 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a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 4.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.2 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 3.74 KW n2 = 303.16 r/min T2 = 117.68 Nm2.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 = 230.949 mm 則:Ft1 = = = 1019.1 NFr1 = Ft1 = 1019.1 = 379 NFa1 = Ft1tanb = 1019.1tan11.8890 = 214.4 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 76.923 mm 則:Ft2 = = = 3059.7 NFr2 = Ft2 = 3059.7 = 1142.2 NFa2 = Ft2tanb = 3059.7tan12.8450 = 697.3 N3.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)處理，根據(jù)表，取：A0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 24.7 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 24.7 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7205C，其尺寸為dDT = 255215 mm，故d12 = d56 = 25 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 30 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 50 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 30 mm查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 36 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 30 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 82 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 80 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 15 mm，則l12 = T+s+2 = 15+16+8+2 = 41 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 15+8+16+2.5+2 = 43.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7205C軸承查手冊得a = 12.7 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (50/2-2+41-12.7)mm = 51.3 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (50/2+14.5+82/2)mm = 80.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (82/2+43.5+-12.7)mm = 71.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1841.3 NFNH2 = = = 2237.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 134 NFNV2 = = = -897.2 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 1841.351.3 Nmm = 94459 NmmMH2 = FNH2L3 = 2237.571.8 Nmm = 160652 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 13451.3 Nmm = 6874 NmmMV2 = FNV2L3 = -897.271.8 Nmm = -64419 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 94709 NmmM2 = = 173086 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： 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a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 43.8 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.3 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 3.59 KW n3 = 82.83 r/min T3 = 413.61 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 283.077 mm 則:Ft = = = 2922.2 NFr = Ft = 2922.2 = 1090.9 NFa = Fttanb = 2922.2tan12.8450 = 666 N3.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)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 39.3 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT3 = 1.5413.61 = 620.4 Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45 mm故取d12 = 45 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 50 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 55 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7211C，其尺寸為dDT = 55mm100mm21mm，故d34 = d78 = 55 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 21+15 = 36 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7211C型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 64 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 60 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 77 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 75 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 60 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 72 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 21 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 50 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 50+12+5+2.5+16+8-12-15 = 66.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 21+8+16+2.5+2 = 49.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7211C軸承查手冊得a = 20.9 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (77/2+12+66.5+36-20.9)mm = 132.1 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (77/2-2+49.5-20.9)mm = 65.1 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 964.7 NFNH2 = = = 1957.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 838.1 NFNV2 = = = -252.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 964.7132.1 Nmm = 127437 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 838.1132.1 Nmm = 110713 NmmMV2 = FNV2L3 = -252.865.1 Nmm = -16457 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 = = 168812 NmmM2 = = 128495 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： 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a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.4 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)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(jì)算7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm32mm，接觸長度:l = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.2 中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm45mm，接觸長度:l = 45-8 = 37 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0