機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)——雙級(jí)齒輪圓柱齒輪減速器

1、目錄、設(shè)計(jì)任務(wù) .2二、傳動(dòng)方案擬定 .2三、電動(dòng)機(jī)的選擇 . .3四、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比 . .3五、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 . .3六、齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 . . . .41、高速級(jí)大，小齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算2、低速級(jí)大，小齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 91、高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算2、中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算3、低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算八、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算 .21九、鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 . 25 十、聯(lián)軸器的選擇與校核 . 25 十一、減速器箱體及附件設(shè)計(jì) . 26 十二、潤(rùn)滑與密封 27 十三、設(shè)計(jì)小結(jié) 28 十四、參考資料目錄 . . . .29一、設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的三軸線

2、雙級(jí)斜齒輪減速器。1. 總體布置簡(jiǎn)圖圖1卷筒帶武運(yùn)輸機(jī)聯(lián)軸器圓柱齒輪減速器2. 工作情況工作有輕震，經(jīng)常滿(mǎn)載，空載起動(dòng)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)2. 原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶拉力F: 1600N 卷筒的直徑D: 400mm 運(yùn)輸帶速度V: 1.0m/s 帶速允許偏差：5%使用期限：5年 工作制度：1班/日二、傳動(dòng)方案擬定傳動(dòng)方案如圖1所示，整個(gè)系統(tǒng)由電動(dòng)機(jī)，減速器，聯(lián)軸器, 卷筒，帶式輸送機(jī)組成。減速器為三軸線雙級(jí)斜齒輪減速器。三、電動(dòng)機(jī)的選擇1. 選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型按題目要求，選擇丫系列三相異步電動(dòng)機(jī)2. 選擇電動(dòng)機(jī)容量 計(jì)算工作所需功率PwPw=FV/1000=1600X 1/1000=1.6KWnw=60X 1000

3、V/ n D=60 X 1000X 1/400 n =47.75r/min 傳動(dòng)總效率機(jī)械傳動(dòng)概率值：圓柱齒輪(閉式)n =0.97；滾動(dòng)軸承n =0.98；彈性聯(lián)軸器n =0.99。n 總=0.992x 0.983x 0.97=0.87 電動(dòng)機(jī)輸出功率Pd=Pw/n總=1.84KW 電動(dòng)機(jī)額定功率Ped根據(jù)表20-1，選取電動(dòng)機(jī)額定功率Ped=2.2KW 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速先根據(jù)工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nw和傳動(dòng)系統(tǒng)中各級(jí)傳動(dòng)比的常用 范圍，推算出電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍。根據(jù)表2-1，單級(jí)圓柱斜齒輪傳動(dòng)比i=35，則電動(dòng)機(jī)可選范圍nd= nw. X i =4301194r/min。符合 這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有

4、750r/mi n,1000r/min。綜上，根據(jù)電動(dòng)機(jī)容量和轉(zhuǎn)速，參考表 20-1，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào) Y112M-6。其主要指標(biāo)：額定功率：2.2KW，同步轉(zhuǎn)速1000r/min，滿(mǎn)載轉(zhuǎn) 速940r/min，轉(zhuǎn)矩比2.0，質(zhì)量45Kg。四、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1. 總傳動(dòng)比 i=nm/nw=940/47.75=19.69i=i1X i2=19.692. 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比i1= (1.11.5) i2；取 i1=1.2i2所以 i1=4.86，i2=4.05五、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算低速軸川中速軸11高速軸【1. 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速m =940r/mi nnn =ni /ii=193.4r

5、/minnm=n” /i2=47.75r/m in2. 計(jì)算各軸功率Pi =Pd n 0i=1.84*0.99*9.98=1.785KWPn =Pn n i2=1.785*0.97*0.98=1.697KWPm=Pn n 23=1.697*0.97*0.98=1.60KW3. 計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩Ti =9550Pi/ni =18.1N mT n =9550Pn/n n =83.8N mTm =9550Pm/nm=323.23N m項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸i中間軸n低速軸m轉(zhuǎn)速(r/min )940940193.447.75功率（KV）1.841.7851.6971.616轉(zhuǎn)矩（N m）18.118.1

6、83.8323.23傳動(dòng)比14.864.05效率0.97|0.92|0.88六、齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算選擇齒輪材料及精度等級(jí) 按題目要求，選擇斜齒圓柱齒輪。精度選擇：根據(jù)減速器為通用減速器，選擇齒輪為7級(jí)精度。材料選擇：小齒輪選用40Cr （調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS;大齒輪選用 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS, 二者硬度差為40HBS。設(shè)計(jì)高速級(jí)大，小齒輪（注：公式，圖表均查自機(jī)械設(shè)計(jì)）選小齒輪 乙=20,按照傳動(dòng)比，大齒輪 Z2=97初選螺旋角B =14-按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算，即按照公式 10-21W u 3h.丿進(jìn)行試算A :確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1. 試選 Kt=1.62. 由圖10-30,選

7、取區(qū)域系數(shù) Zh=2.4333. 由圖 10-26,查得 a 1 =0.76， a2=0.87， a = a 1 =+ a2=1.634. 計(jì)算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩TI =9550Pi/m =18.1N m5由表10-7選取齒寬系數(shù)d=16. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa1/27. 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(THiimi =600MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(T Hiim2=550MPa。8由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60*940*1* (1*8*250*5 ) =5.64*108 N2=N4.86=1.16*1

8、08由此，根據(jù)圖10-19查取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.92,Khn2=0.97。9.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力去失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，由式10-12得：(T h 1 =Khn1(T Hiim1/S=0.92*600=552MPa(T h 2 =Khn2 ct Hiim2/S=0.97*550=533.5MPac h 1=( c h 1+ c h 2)/2=542.75MPaB:設(shè)計(jì)計(jì)算1試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計(jì)算公式得：d1t (2*1.6*18.1*1000/1/1.63)*(5.86/4.86)*(2.433*189.8/54 2.75 )2 1/3=31.42mm2.

9、計(jì)算圓周速度 V= ( n d1t ni) / (60*1000) =1.55m/s3. 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb= d* d1t=31.42mmmnt= d1t cosB /Z1=31.42*cos14 /20=1.52mmh=2.25mnt=3.42mm, b/h=9.194. 計(jì)算縱向重合度& b=0.318d Z1tanB =1.5865. 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka=1.25;根據(jù)V=1.55m/s, 7級(jí)精度，由圖10-8查 得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.09;由表10-4查得Kh b的值為1.42;由圖10-13 查得 Kfb =1.35;由表 10-3查得 KHa =KFa =1.2

10、故載荷系數(shù) K= Ka*Kv*Khb*KHa =1.25*1.09*1.2*1.42 =2.326. 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑1/31/3由式 10-10a,得 d1= d1t (K/Kt) =31.42*(2.32/1.6) =35.56mm7. 計(jì)算模數(shù)mnmn= d1 cos B /Z1=35.56*cos14 /20=1.73mm-按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即按照公式10-172KTYpcos2E YFaY.a mr g A:確定計(jì)算參數(shù)1計(jì)算載荷系數(shù) K= Ka*Kv*K Fa*Kfb =1.25*1.09*1.2*1.35=2.212. 根據(jù)縱向重合度&b=1.586,從圖

11、10-28查得螺旋角影響系數(shù)丫 b =0.883. 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)33Zv1 =乙 /cos B =21.89; Zv2= Z2 /cos B =99.624. 查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1=2.73, YFa2=2.1825. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Ysa1=1.568, Ysa2=1.7896. 求(T h 1 , CT h 2彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c,查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度 c FE1=500MPa,大齒輪彎 曲疲勞強(qiáng)度cFE2=380MPa；由10-18圖，取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.87, Kfn2=0.92計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安

12、全系數(shù)S=1.4,由式10-12得c f 1 =Kfn1 c FE1/S=310.71MPac f 2 =Kfn2 c FE2/S=244.29MPa7. 計(jì)算大，小齒輪的YFaYSa/ c F，并加以比較，選擇較大值 小齒輪 YFa1Ysa1/ C F 1 =0.01378大齒輪 YFa2YSa2/ C f 2 =0.01597大齒輪的值更大B:設(shè)計(jì)計(jì)算221/3mn (2*2.21*18.1*1000*0.88* cos 2 B /1*202*1.63)*0.01597 =1.175mm根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度確定模數(shù)，取 mn=1.5mm 按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑 35.56mm來(lái)計(jì)算齒數(shù)。

13、 于是由Z1= d1C0sB / mn=35.56* cos14 /1.5=23.00 取乙=23則 Z2= uZ1=112C:幾何尺寸計(jì)算1.中心距計(jì)算a= (Z1+Z2) mn /2cosB =104.35mm,將中心距圓整為 104mm2. 按圓整后中心距修正螺旋角B =arc cos (Z1+Z2) mn /2a = arc cos (135*1.5/2/104) =13.21B值改變不多“，K B, ZH不修正3. 計(jì)算大，小齒輪分度圓直徑d1= Z1 mn /cosB =35.44mm； d2= Z2 mn /cos B =172.57mm；4. 計(jì)算齒輪寬度 b=O d* d 1

14、=35.44mm圓整后去 B2=36mm, B1=41mm。.設(shè)計(jì)低速級(jí)大小齒輪(注：公式，圖表均查自機(jī)械設(shè)計(jì))選小齒輪Zi=20,按照傳動(dòng)比，大齒輪 Z2=81 初選螺旋角B =14-按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算，即按照公式10-21dit討2KT1込1屆百”如 u IWh )進(jìn)行試算A :確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1. 試選 Kt=1.62. 由圖10-30,選取區(qū)域系數(shù) Zh=2.4333. 由圖 10-26,查得 a 1 =0.76, a2=0.87, a = a 1 =+ a2=1.634. 計(jì)算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩Tn =9550Pn/nn=83.8N m5由表10-7選取齒寬系數(shù)d=16. 由表10-

15、6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa1/27. 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(THlim1 =600MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(T Hlim2=550MPa。8由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60mjLh=60*193.4*1* (1*8*250*5 ) =1.16*108 N2=N1/4.05=2.87*107由此，根據(jù)圖10-19查取接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.97,Khn2=0.995。9.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力去失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，由式10-12得：(T H 1 =K hn1 t Hlim1 /S=0.97*600=582M

16、Pat h 2 =Khn2 t Hiim2/S=0.995*550=547.25MPaT h 1=( T h田 T h 2)/2=564.625MPaB:設(shè)計(jì)計(jì)算1試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計(jì)算公式得：d1t (2*1.6*83.8*1000/1/1.63)*(5.05/4.05)*(2.433*189.8/ 564.625 ) 2 1/3=51.57mm2. 計(jì)算圓周速度 V= ( n d1t nn) / (60*1000) =0.52m/s3. 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb= d* d1t=51.57mmmnt= d1t cosB /Z1=51.57*cos14 /20=2.5785mmh

17、=2.25mnt=5.8mm, b/h=8.894. 計(jì)算縱向重合度 b=0.318d Z1tanB =1.5865. 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka=1.25;根據(jù)V=0.52m/s, 7級(jí)精度，由圖10-8查 得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.8;由表10-4查得Khb的值為1.42;由圖10-13 查得 Kfb =1.35;由表 10-3 查得 Kh“ =Kf“ =1.2故載荷系數(shù) K= Ka*Kv*Khp*K Ha =1.25*0.8*1.2*1.42 =1.7046. 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由式 10-10a,得 d1= d1t (K/Kt)1/3=51.57*(1.704/1.6

18、)1/3=52.66mm7. 計(jì)算模數(shù)mnmn= d1COsB /Z1=52.66*cos14 /20=2.55mm-按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即按照公式10-17*3 mn -A:確定計(jì)算參數(shù)1. 計(jì)算載荷系數(shù) K= Ka*Kv*K Fa*Kfb =1.25*0.8*1.2*1.35=1.622. 根據(jù)縱向重合度=1.586,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)丫 b=0.883. 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)33Zv1= Z1 /cos B =21.89; Zv2= Z2 /cos B =88.674. 查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1=2.73, YFa2=2.2055. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5

19、 查得 Ysa1=1.568, Ysa2=1.7796. 求(T h 1 , CT h 2彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c,查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度 c FE1=500MPa,大齒輪彎 曲疲勞強(qiáng)度cFE2=380MPa；由10-18圖，取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.92, Kfn2=0.945計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得c f 1 =Kfn1 c FE1/S=328.6MPac f 2 =Kfn2 c FE2/S=256.5MPa7. 計(jì)算大，小齒輪的YFaYSa/ c F，并加以比較，選擇較大值小齒輪 YFa1Ysa1/ C F 1 =0.013大齒

20、輪 YFa2YSa乳 C f 2 =0.0153大齒輪的值更大B:設(shè)計(jì)計(jì)算2 2mn (2*1.62*83.8*1000*0.88* cos 2 B /1*202*1.63)*0.0153 =1.74mm根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度確定模數(shù)，取 mn=2mm 按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑 52.66mm來(lái)計(jì)算齒數(shù)。 于是由Z1= d1cosB / mn=52.66* cos14 /2=25.55取乙=26則 Z2= uZi=105C:幾何尺寸計(jì)算1. 中心距計(jì)算a= (Zi+ Z2) mn /2cosB =135.01mm,將中心距圓整為 135mm2. 按圓整后中心距修正螺旋角B =arc cos (Z

21、1+Z2) mn /2a = arc cos (131*2/2/135) =13.98B值改變不多6 a, K B, Zh不修正3. 計(jì)算大，小齒輪分度圓直徑d1= Z1 mn /cosB =53.59mm； d2= Z2 mn /cosB =216.41mm；4. 計(jì)算齒輪寬度 b=O d* d 1=53.59mm圓整后去 B2=54mm, B1=59mm。注(Fp, 土fpt, ff, Fb, 土fa查自機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)P178-179頁(yè), 表 19-3, 19-4, 19-6)七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算A :高速軸直徑的確定(注：公式，圖表均查自機(jī)械設(shè)計(jì))1. 求出高速軸功率 P

22、=1.785KW，轉(zhuǎn)速n=940r/min，轉(zhuǎn)矩T=18.1Nm。2. 求作用在齒輪上的力Ft=2T1/d1=1021.44NFr=Ft - tan a/cosB =381.88NFa=Ft - tan B =239.76N力的方向如圖3所示3初步確定軸的最小直徑按15-2式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料，為 40Cr,調(diào)質(zhì) 處理，根據(jù)表 15-3,取Ao=112,于是得 dmin=Ao(P/T)1/3=112( 1.785/940) 1/3=13.87mm。為了便于高速軸與電動(dòng)機(jī)軸連接，且高速軸上需要開(kāi)鍵槽，所以將 軸最細(xì)處直徑適當(dāng)放大至 20mm。所以選用滾動(dòng)軸承為30305,其 尺寸

23、為 d=25mm， D=62mm，T=18.25mm4.高速軸受力情況如圖4所示，上為垂直方向力矩，下為水平方向 力矩圖4F 叫 faFF J卜M=Fa米D/己1IXV一一DD1.1JDDM EdXTF1v=(Fr 130.125-Fa- d/2)/L=244.65N; F2v=Fr-F1v=137.23NMmaxv=17857.65N mmF1h=715.56N， F2H=305.88N,MmaxH=39802.64N mm總彎矩為2 2 1/2M max=( Mmaxv + MmaxH ) =43625.06N mm扭矩 T=18099.91N mm5. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上

24、承受最大彎矩和扭矩的截面。 根據(jù)式15-5所求數(shù)據(jù)，以及 軸為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a =0.6，根據(jù)：ca,.Mmax2 (- T)2W=(43625.0&+0.62 T8099.912) /0.1/203=56.2MPa軸材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表15-1，查得(T -i=70MPa 所以軸合格。B:高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1. 擬定軸上零件裝配方案 裝配方案如圖5所示2. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1- U軸左端需制出一軸肩，故取II - E段D=24mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈 D=26mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂

25、孔長(zhǎng)度 52mm，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- I段長(zhǎng)度為50mm。 選擇滾動(dòng)軸承，因?yàn)檩S承同時(shí)受到徑向和軸向力，故選用單列圓 錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)I -川段D=24mm,選擇圓錐滾子 軸承30305,其尺寸為25*62*18.25mm，故川-W和區(qū)-X段D=25mm， 川-W段長(zhǎng)度為17mm。左，右兩端滾動(dòng)軸承采用軸肩定位， 故取W -V和毗-區(qū)段D=32mm。 取制齒輪軸的V -毗段D=26mm，齒輪分度圓D=35.44mm，W-W 段長(zhǎng)度45mm。 I -川段考慮到軸承蓋寬度，取76mm，IX-X段長(zhǎng)度為氈圈加軸承 長(zhǎng)度，為26mm。其他考慮其他

26、軸的定位及齒輪與齒輪，齒輪與箱 體直接距離，取W -V段長(zhǎng)度11mm,V-W段長(zhǎng)度86mm，W-毗段 長(zhǎng)度9mm，W-X段長(zhǎng)度7mm。至此已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采取平鍵連接。按I-I段直徑查表17-1得平鍵截面b*h=6*6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm,同時(shí) 為了保證半聯(lián)軸器和軸的連接，取半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡或過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸 的直徑尺寸公差為k6,軸承內(nèi)圈與軸的配合為 H7/k6。4.確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表11-5,11-6,取軸端倒角1X 45,各軸肩處圓角半徑為1mmC

27、:由于滾動(dòng)軸承沒(méi)有重新選擇，經(jīng)過(guò)前面的彎扭合成應(yīng)力校核得(T cav (T -1,故安全。D:精確校核軸的疲勞強(qiáng)度考慮到軸直徑，應(yīng)力大小，應(yīng)力集中及扭矩作業(yè)，校核截面區(qū)左 右兩側(cè)1.截面區(qū)左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1*253=1562.5 mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2*253=3125 mm3截面區(qū)左側(cè)的彎矩 M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N mm截面區(qū)上的扭矩T=18099.91N mm截面上的彎曲應(yīng)力 (T b=M/W=19.32MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t T=T/WT=5.79MPa軸的材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1

28、查得c B=735MPa； c -1 =355MPa； t -1=200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a c及a t按附表3-2查取，因 r/d=1/25=0.04, D/d=32/25=1.28，查得 a c =2.09, a t=1.79 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為qc=0.77, qT =0.8 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為kc=1+qc(a c-1)=1.84kt =1+qT (a t-1)=1.63由附圖3-2的尺寸系數(shù) c=1；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) t =0.97。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為B c= p t =0.93 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處

29、理，即B q=1,則按式得綜合系數(shù)為K c =k c/ c+1/ B c-1=1.92K t =k t / t+1/b t-1=1.71又得碳鋼的特性系數(shù) c =0.10.2,取 c=0.1； t =0.050.1,取 t =0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按公式得Sc = c -1/ ( K c c a+ c c m )=9.57St = t -1/ ( Kt t a+ t t m) =41.1222 1/2Sca=ScSJ(S c2+St 2) =9.32S=1.6故可知其安全。2. 截面區(qū)右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1*323=3276.8mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d

30、3=0.2*323=6553.6 mm3截面區(qū)右側(cè)的彎矩 M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N mm 截面區(qū)上的扭矩T=18099.91N mm截面上的彎曲應(yīng)力（T b=M/W=9.21MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t T=T/WT=2.76MPa軸的材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1查得c B=735MPa； c -1 =355MPa； t -1=200MPa右側(cè)半徑大于左側(cè)，故可知其安全。所以高速軸強(qiáng)度是足夠的。中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算A :中速軸直徑的確定（注：公式，圖表均查自機(jī)械設(shè)計(jì) ）1. 求出中間軸功率 P=1.697KW ,轉(zhuǎn)速 n=193.4r/min ,

31、轉(zhuǎn)矩 T=83.8N m。2. 求作用在齒輪上的力大齒輪所受力：Ft=2T2/d2=971.2NFr=Ft tan a/cosB 2=363.1NFa=Ft tan B 2=227.97N小齒輪所受力：Ft=2T1/d1=3127.45NFr=Ft tan aVcosB 1=1173.04NFa=Ft tanB 1=778.6N力的方向如圖6所示3初步確定軸的最小直徑按15-2式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料，為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表 15-3，取 Ao=112，于是得 dmin=Ao(P/T)1/3=112 1/3(1.697/83.8)=23.1mm。將軸最細(xì)處直徑適當(dāng)放大至30m

32、m。所以選用滾動(dòng)軸承為30306，其尺寸為d=30mm，D=72mm，T=20.25mm4.中間軸受力情況如圖4所示，上為垂直方向力矩，下為水平方向 力矩圖7F1v=(Fr1 69.625-Fa1 d/2- Fr2 131.125-氐 d2/2)/187.75=-34.47N F2V= Fr1- Fr2-F1V=844.41NMmaxv1=-1951.86N mm，Mmaxv2=58792.05N mmF1h=1840.65N，F(xiàn)2h=2258NMmaxH1=104226.8N - mm， MmaxH2=157213.24N - mm總彎矩為22 1/2M1=( Mmaxv1 + MmaxvH

33、1 ) =104245.07N mm22 1/2M2=( Mmaxv2 + MmaxvH2 ) =167846.69N mm扭矩 T=83800N mm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面。 根據(jù)式15-5所求數(shù)據(jù)，以及 軸為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a =0.6，根據(jù)：caX M max2 (- T)2W=(167846.69+0. 838002) /0.1/303=64.89MPa軸材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表15-1，查得(T -1=70MPa 所以軸合格。B:中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1. 擬定軸上零件裝配方案 裝配方案如圖8所示1 -1巧 qpppaIV

34、III2. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度擇滾動(dòng)軸承，因?yàn)檩S承同時(shí)受到徑向和軸向力，故選用單列圓錐 滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)I -U段D=30mm,選擇圓錐滾子軸 承 30306,其尺寸為 30*72*20.75mm，故 I -U和切-叫段 D=30mm。 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩定位，故取U -川段D=40mm。所以制齒輪軸的U -V段D=40mm，齒輪分度圓D=53.59mm，考慮 大齒輪寬度，V -W段長(zhǎng)度取34mm，D=35mm，E -W段取59mm I -U段長(zhǎng)度為氈圈加軸承長(zhǎng)度，為 28mm。其他考慮其他軸的定 位及齒輪與齒輪，齒輪與箱體直接距離，取U-川段長(zhǎng)度22mm，

35、W-V段長(zhǎng)度14mm，W-%段長(zhǎng)度51mm。至此已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3軸上零件的周向定位大齒輪與軸的周向定位采取平鍵連接。按I- U段直徑查表17-1得平鍵截面b*h=10*8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 28mm,同時(shí) 為了保證齒輪和軸的連接，取齒輪與軸的配合為H7/r6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡或過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺 寸公差為k6,軸承內(nèi)圈與軸的配合為 H7/k6。4. 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表11-5,11-6,取軸端倒角1X 45，各軸肩處圓角半徑為1.6mmC:由于滾動(dòng)軸承沒(méi)有重新選擇，經(jīng)過(guò)前面的彎扭合成應(yīng)力校核得 (T cav (T -1,故安

36、全。D:精確校核軸的疲勞強(qiáng)度考慮到軸直徑，應(yīng)力大小，應(yīng)力集中及扭矩作業(yè)，校核截面切左 右兩側(cè)1. 截面切左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1*303=2700 mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2*303=5400 mm3截面切左側(cè)的彎矩 M=104245.07*40.625/56.625=74789.51N mm 截面切上的扭矩 T=83800N mm截面上的彎曲應(yīng)力 (T b=M/W=27.7MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t T=T/WT=15.52MPa軸的材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1查得c B=735MPa； c -1 =355MPa； t -1=200MPa截面上

37、由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ac及a t按附表3-2查取，因 r/d=5/30=0.167，D/d=35/30=1.167,查得ac=1.46，a t=1.17 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為qc=0.82, qT =0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為kc=1+qc(a c-1)=1.38kt =1+qT (a t-1)=1.15由附圖3-2的尺寸系數(shù) c =0.88;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)& =0.9。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.93 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即B q=1,則按式得綜合系數(shù)為K c =k c/ c+1/ B c-1=1.64K t =k t

38、/ t+1/b t-1=1.35又得碳鋼的特性系數(shù) c =0.10.2,取 c=0.1； t =0.050.1,取 t =0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按公式得Sc = c -1/ ( K c c a+c c m ) =9.29St = t -1/ ( K t t a+ t t m) =18.412 2 1/2Sc=ScSt/(Sc +St ) =8.29S=1.6故可知其安全。1.截面區(qū)右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1*353=4287.5 mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2*353=8575 mm3截面切右側(cè)的彎矩 M=104245.07*40.625/56.625

39、=74789.51N mm截面切上的扭矩 T=83800N mm截面上的彎曲應(yīng)力 （T b=M/W=17.44MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t T=T/WT=9.77MPa軸的材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1查得c B=735MPa； c -1 =355MPa； t -i=200MPa過(guò)盈配合處的kc/ c由附表3-8查得，并取kt/=0.8kc/g c于是得 kT/ t=3.05 kc/ c=2.44軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =p t =0.93軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即p q=1,則按式得綜合系數(shù)為K c =k c/ c+1/ p c-1=3.13Kt =kt/ t+1/

40、 p t-1=2.52又得碳鋼的特性系數(shù) c =0.10.2,取 c=0.1; t =0.050.1,取t =0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sea值，按公式得Sc = c -1/ ( K c c a+ c c m) =6.48St = t -1/ ( K t t a+ t t m) =31.602 2 1/2ScfScSt/(Sc +St ) =6.35S=1.6故可知其安全。所以中間軸強(qiáng)度是足夠的。低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算A :低速軸直徑的確定（注：公式，圖表均查自機(jī)械設(shè)計(jì) ）1. 求出低速軸功率 P=1.616KW，轉(zhuǎn)速 n=47.75r/min，轉(zhuǎn)矩 T=323.23N m。2. 求作用在齒輪上的力

41、Ft=2T/d=2987.2NFr=Ft tan aVcosp =1120.44NFa=Ft tan p =743.69N力的方向如圖9所示圖93初步確定軸的最小直徑按15-2式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料，為 40Cr,調(diào)質(zhì) 處理，根據(jù)表 15-3，取 Ao=112，于是得 dmin=Ao(P/T)1/3=112(1.616/323.23) 1/3=36.23mm。將軸最細(xì)處直徑適當(dāng)放大至 40mm。 所以選用滾動(dòng)軸承為 30309,其尺寸為 d=45mm，D=100mm， T=27.25mm4.低速軸受力情況如圖10所示，上為垂直方向力矩，下為水平方向 力矩JnFa-1JM,“IJI

42、t丄1uuMn1F1v=(Fr 73.125+Fa- d/2)/L=833.91NF2v=Fr-F1v=286.53NMmaxv=101424.3N mmF1h=1121.64N，F(xiàn)2H=1865.56N,MmaxH=136419.47N mm總彎矩為2 2 1/2M max=( Mmaxv + MmaxvH )=169991.65N mm扭矩 T=323230N mm5. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面。 根據(jù)式15-5所求數(shù)據(jù)，以及 軸為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a =0.6，根據(jù)：ca,.Mmax2 3 (- T)2W=40.3MPa軸材料為40

43、Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表15-1，查得(T -i=70MPa 所以軸合格。B:低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.擬定軸上零件裝配方案 裝配方案如圖11所示圖11半聯(lián)軸器與軸的周向定位采取平鍵連接。按I-U段直徑查表17-1得平鍵截面b*h=12*8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 80mm,同 時(shí)為了保證半聯(lián)軸器和軸的連接，取半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/n6 o 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡或過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸 的直徑尺寸公差為k6,軸承內(nèi)圈與軸的配合為 H7/k6o4. 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表11-5, 11-6,取軸端倒角1 X45，各軸肩處圓角半徑為1.6mm，H處圓角半徑為 0.5mmC:由

44、于滾動(dòng)軸承沒(méi)有重新選擇，經(jīng)過(guò)前面的彎扭合成應(yīng)力校核得 (T cav (T -1，故安全。D:精確校核軸的疲勞強(qiáng)度考慮到軸直徑，應(yīng)力大小，應(yīng)力集中及扭矩作業(yè)，校核截面切左右 兩側(cè)1截面切右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1*453=9112.5 mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2*453=18225mm3截面切右側(cè)的彎矩 M=138019.13*48.125/73.125=90833.1N mm截面切上的扭矩 T=323230N mm截面上的彎曲應(yīng)力 (T b=M/W=9.97MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t T=T/WT=17.74MPa軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1查得

45、c B=735MPa； c -1 =355MPa； t -1=200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a c及a t按附表3-2查取，因 r/d=5/40=0.125, D/d=45/40=1.125,查得 a c=1.56, a t=1.26 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為qc=0.82, qT =0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為kc=1+qc(a c-1)=1.46kT =1+qT (a T-1)=1.22由附圖3-2的尺寸系數(shù) c =0.75;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)&=0.7。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為B c= p t =0.93 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處

46、理，即B q=1 ,則按式得綜合系數(shù)為K c =k c/ c+1/ B c-1=2.02K t =k t / t+1/b t-1=1.82又得碳鋼的特性系數(shù) c =0.10.2,取 c=0.1； t =0.050.1,取 t =0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按公式得Sc = c -1/ ( K c c a+ c c m) =17.63St = t -1/ ( K t t a+ t t m) =12.562 2 1/2ScofScSt/(S c2+St 2)=10.23s=1.6故可知其安全。1.截面區(qū)右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1*453=9112.5 mm3抗扭截面系數(shù) WT

47、=0.2d3=0.2*453=18225mm3截面切右側(cè)的彎矩 M=138019.13*48.125/73.125=90833.1N mm截面切上的扭矩 T=323230N mm截面上的彎曲應(yīng)力(T b=M/W=9.97MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t T=T/WT=17.74MPa軸的材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1查得c B=735MPa； c -1 = 355MPa； t -1=200MPa過(guò)盈配合處的kc/ c由附表3-8查得，并取kt/ t =0.8kc/g于是得 kt/ t=3.05 kc/ c=2.44軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.93 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處

48、理，即B q=1,則按式得綜合系數(shù)為K c =k c/ c+1/ B c-1=3.13; K t =kt/ t+1/ B t-1=2.52又得碳鋼的特性系數(shù) c =0.10.2,取 c=0.1； t =0.050.1,取 t =0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sea值，按公式得S c = c -1/ ( K c c a+ c c m ) =11.38St = t -1/ ( K t t a+ t t m) =8.772 2 1/2Sea=ScSt/(S c +St ) =6.95S=1.6故可知其安全。所以低速軸強(qiáng)度是足夠的。八、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算高速軸軸承的校核受力分析如圖12所示1 FtF

49、-fcFd亠升dQoR1.求兩軸承受到的徑向載荷Fir和F2rFt=2Ti/di=1021.44NFr=Ft tan a/cosB =381.88NFa=Ft tan B =239.76NFiv=(Fr 130.125-Fa- d/2)/L=244.65NF2v=Fr-Fiv=137.23NF1h=715.56N, F2h=305.88NF1r=( F1V2+ F1H2)=756.23N2 2 1/2F2r=( F2v2+F2h2)=335.25N2計(jì)算兩軸承的計(jì)算軸向力F1a和F2a對(duì)于30305型軸承，按表15-7, e=1.5 tana =0.3,查資料得X=0.4 , Y=2由公式 F

50、d=Fr/2Y 得：Fp =F1r /4=189.06N;F2d=F2r /4=83.81NFa +F2d F1d按公式 F1a =Fa +F2d ； F1a =323.57NF2a =F2d =83.81N3. 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2F1a /F1r=0.43eF2a /F2r=0.25Pr2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算610 C 尹636根據(jù)公式 Lh( ) =106/60/940 ( 44800/949.63) 3=1.86*10660n Ph10000h故所選軸承滿(mǎn)足壽命要求。.中間軸軸承的校核受力分析如圖13所示圖13oFriooLoF密L F Cai rri1.求兩軸承受到的徑

51、向載荷 Fir和F2r大齒輪所受力：Ft=2T2/d2=971.2NFr=Ft tan a/cosB 2=363.1NFa=Ft tan B 2=227.97N小齒輪所受力：Ft=2Ti/di=3127.45NFr=Ft tan a/cosB i=1173.04NFa=Ft tanB i=778.6NFiv=(Fri 69.625-Fai di/2- Fr2 i3i.i25-Fa2 d2/2)/i87.75=-34.47N F2V= Fri- Fr2-FiV=844.41NFih=1840.65N, F2h=2258N2 2 1/2Fir= (FiV + FiH )=1840.97N2 2 1/2F2r= ( F2v2+F2h2)=2410.72N2計(jì)算兩軸承的計(jì)算軸向力 Fia和F2a對(duì)于30306型軸承，按表15-7, e=15tana =0.31,查資料得X=0.4, Y=1.9由公式 Fd=Fr/2Y 得：Fid =Fir /3.8=484.47N;F2d=F2r /3.8=634.4NFa +F2d Fid按公式 Fla =Fa +F2d ； Fla =1