二級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計（論文）說明書 題 目：二級斜齒圓柱齒輪減速器 系 別： xxx系 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 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第三部分 電動機的選擇-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-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設(shè)計小結(jié)-25參考文獻-25第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題： 設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不

2、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),2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: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. 電動機的選擇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. 設(shè)計v帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體

3、設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：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：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將v帶設(shè)置在高速級。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v帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.960.9830.9720.990.96=0.81h1為v帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機的

4、選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=1.2m/s工作機的功率pw:pw= 2.52 kw電動機所需工作功率為:pd= 3.11 kw執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 65.5 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比i1=24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)65.5 = 104810480r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為y112m-4的三相異步電動機，額定功率為4kw,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500

5、r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1440/65.5=22（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=22/2.5=8.8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 = 2.51第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:ni = nm/i0 = 1440/2.5 = 576 r/minnii = ni/i1

6、2 = 576/3.51 = 164.1 r/minniii = nii/i23 = 164.1/2.51 = 65.4 r/minniv = niii = 65.4 r/min（2)各軸輸入功率:pi = pdh1 = 3.110.96 = 2.99 kwpii = pih2h3 = 2.990.980.97 = 2.84 kwpiii = piih2h3 = 2.840.980.97 = 2.7 kwpiv = piiih2h4 = 2.70.980.99 = 2.62 kw 則各軸的輸出功率：pi = pi0.98 = 2.93 kwpii = pii0.98 = 2.78 kwpiii

7、 = piii0.98 = 2.65 kwpiv = piv0.98 = 2.57 kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:ti = tdi0h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:td = = 20.6 nm 所以：ti = tdi0h1 = 20.62.50.96 = 49.4 nmtii = tii12h2h3 = 49.43.510.980.97 = 164.8 nmtiii = tiii23h2h3 = 164.82.510.980.97 = 393.2 nmtiv = tiiih2h4 = 393.20.980.99 = 381.5 nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：ti = ti0.98 = 48.4 nmtii = tii

8、0.98 = 161.5 nmtiii = tiii0.98 = 385.3 nmtiv = tiv0.98 = 373.9 nm第五部分 v帶的設(shè)計1 選擇普通v帶型號 計算功率pc:pc = kapd = 1.13.11 = 3.42 kw 根據(jù)手冊查得知其交點在a型交界線范圍內(nèi)，故選用a型v帶。2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,則：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5100(1-0.02) = 245 mm 由手冊選取d2 = 250 mm。 帶速驗算：v = nmd1/(601000)= 1440100/(601

9、000) = 7.54 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+250)a02(100+250)245a0700 初定中心距a0 = 472.5 mm，則帶長為:l0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2472.5+(100+250)/2+(250-100)2/(4472.5)=1506 mm 由表9-3選用ld = 1600 mm，確定實際中心距為：a = a0+(ld-l0)/2 = 472.5+(1600-1506)/2 = 519.5 mm4 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 18

10、00-(d2-d1)57.30/a= 1800-(250-100)57.30/519.5 = 163.5012005 確定帶的根數(shù)：z = pc/(p0+dp0)klka)= 3.42/(1.32+0.17)0.990.96) = 2.42故要取z = 3根a型v帶。6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有：f0 = 500pc(2.5/ka-1)/(zv)+qv2= 5003.42(2.5/0.96-1)/(37.54)+0.107.542 = 127 n 作用在軸上的壓力：fq = 2zf0sin(a1/2)= 23127sin(163.5/2) = 754 n第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速

11、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。 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：274286hbw。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255hbw。取小齒齒數(shù)：z1 = 21，則：z2 = i12z1 = 3.5121 = 73.71 取：z2 = 74 2） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選kt = 2.5 2) t1 = 49.4 nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料

12、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：ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/21+1/74)cos150 = 1.627 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydz1tanb = 0.318121tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.784 9) 由式8-21得：zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:shlim1 = 650 mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:shlim2 = 530 mpa。 11) 計算應(yīng)

13、力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n1 = 60nkth = 6057611030028 = 1.66109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n2 = 60nkth = n1/u = 1.66109/3.51 = 4.73108 12) 由圖8-19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:sh1 = = 0.88650 = 572 mpash2 = = 0.9530 = 477 mpa許用接觸應(yīng)力:sh = (sh1+sh2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 mpa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:

14、d1t:= = 53.1 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.44 mm取為標準值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 122.9 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 14.90 4) 計算齒輪參數(shù)：d1 = = = 54 mmd2 = = = 191 mmb = dd1 = 54 mmb圓整為整數(shù)為：b = 54 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 1.63 m/s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 = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1

15、.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/21+1/74)cos14.90 = 1.628 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydz1tanb = 0.318121tan14.90 = 1.78 9) eg = ea+eb = 3.408 10) 同前，取:eb = 1ze = = = = 0.784 11) 由式8-21得：zb = = = 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 = = = 1829.6 n = = 33.9 53所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1)

16、確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)：zv1 = z1/cos3b = 21/cos314.90 = 23.3zv2 = z2/cos3b = 74/cos314.90 = 82 2) eav = 1.88-3.2(1/zv1+1/zv2)cosb= 1.88-3.2(1/23.3+1/82)cos14.90 = 1.646 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：ye = 0.25+0.75cos2bb/eav = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.78查得螺旋角系數(shù)yb = 0.87 5) = = 3.08前已求得:kha = 1.733.08，故取：kfa = 1.73 6) = =

17、 = 9.6且前已求得:khb = 1.36，由圖8-12查得：kfb = 1.33 7) k = kakvkfakfb = 11.11.731.33 = 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)：齒形系數(shù):yfa1 = 2.66 yfa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):ysa1 = 1.59 ysa2 = 1.77 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sflim1 = 500 mpa sflim2 = 380 mpa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n1 = 1.66109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n2 = 4.73108 11) 由圖8-2

18、0查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：kfn1 = 0.84 kfn2 = 0.85 12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取s=1.3，由式8-15得：sf1 = = = 323.1sf2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01588大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.64 mm1.642.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 54 mmd2 = 191 mmb = ydd1 = 54 mmb圓整為整數(shù)為：b = 54 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 59 mm b2 = 54 mm中心距：a = 122.5

19、 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm（二） 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：274286hbw。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255hbw。取小齒齒數(shù)：z3 = 24，則：z4 = i23z3 = 2.5124 = 60.24 取：z4 = 60 2） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選kt = 2.5 2) t2 = 164.8 nm 3) 選

20、取齒寬系數(shù)yd = 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：ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/60)cos130 = 1.627 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydz3tanb = 0.318124tan130 = 1.76 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.784 9) 由式8-21得：zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:shlim1 = 650 mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:s

21、hlim2 = 530 mpa。 11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n3 = 60nkth = 60164.111030028 = 4.73108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n4 = 60nkth = n3/u = 4.73108/2.51 = 1.88108 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:sh3 = = 0.9650 = 585 mpash4 = = 0.92530 = 487.6 mpa許用接觸應(yīng)力:sh = (sh3+sh4)/2 = (585+487.6)/

22、2 = 536.3 mpa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 81.1 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3.29 mm取為標準值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 150.9 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.10 4) 計算齒輪參數(shù)：d3 = = = 86 mmd4 = = = 216 mmb = dd3 = 86 mmb圓整為整數(shù)為：b = 86 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 0.74 m/s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

23、數(shù)為:zh = 2.44。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/60)cos13.10 = 1.649 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydz3tanb = 0.318124tan13.10 = 1.78 9) eg = ea+eb = 3.429 10) 同前，取:eb = 1ze = = = = 0.779 11) 由式8-21得：zb = = = 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。 13) ft = = = 3832.6 n = = 44.6 81

24、.3所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)：zv3 = z3/cos3b = 24/cos313.10 = 26zv4 = z4/cos3b = 60/cos313.10 = 64.9 2) eav = 1.88-3.2(1/zv3+1/zv4)cosb= 1.88-3.2(1/26+1/64.9)cos13.10 = 1.663 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：ye = 0.25+0.75cos2bb/eav = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.78查得螺旋角系數(shù)yb = 0.88 5) = = 3.06前已求得:kha

25、 = 1.723.06，故?。簁fa = 1.72 6) = = = 10.92且前已求得:khb = 1.38，由圖8-12查得：kfb = 1.35 7) k = kakvkfakfb = 11.11.721.35 = 2.55 8) 由圖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 = 2.58 yfa4 = 2.27應(yīng)力校正系數(shù):ysa3 = 1.61 ysa4 = 1.75 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sflim3 = 500 mpa sflim4 = 380 mpa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n3 = 4.731

26、08大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n4 = 1.88108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：kfn3 = 0.85 kfn4 = 0.88 12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取s=1.3，由式8-15得：sf3 = = = 326.9sf4 = = = 257.2 = = 0.01271 = = 0.01545大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.25 mm2.253.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 86 mmd4 = 216 mmb = ydd3 = 86 mmb圓整為整數(shù)為：b = 86 mm圓整的大小齒輪寬度為：

27、b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 151 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率p1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩t1:p1 = 2.99 kw n1 = 576 r/min t1 = 49.4 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 = 54 mm 則:ft = = = 1829.6 nfr = ft = 1829.6 = 689.1 nfa = fttanb = 1829.6tan14.90 = 486.6 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)），根

28、據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取a0 = 112，得：dmin = a0 = 112 = 19.4 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 20 mm。帶輪的寬度：b = (z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取ii-iii段軸直徑為:d23 = 23 mm。大帶輪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，

29、其段滿足軸承內(nèi)徑標準，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:ddt = 255216.25 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，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 59 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 =

30、 b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mml78 = t = 16.25 mm5 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 = 12.5 mm 帶輪中點距左支點距離l1 = (52/2+35+12.5)mm = 73.5 mm 齒寬中點距左支點距離l2 = (59/2+16.25+121-12.5)mm = 154.2 mm 齒寬中點距右支點距離l3 = (59/2+18+16.25-12.5)mm = 51.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：fnh1 = = = 456.1 nfnh2 = = = 1373

31、.5 n垂直面支反力（見圖d）：fnv1 = = = -788.1 nfnv2 = = = 723.2 n3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面c處的水平彎矩：mh = fnh1l2 = 456.1154.2 nmm = 70331 nmm截面a處的垂直彎矩：mv0 = fql1 = 75473.5 nmm = 55419 nmm截面c處的垂直彎矩：mv1 = fnv1l2 = -788.1154.2 nmm = -121525 nmmmv2 = fnv2l3 = 723.251.2 nmm = 37028 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 = =

32、140409 nmmm2 = = 79483 nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = mpa = 9.1 mpas-1 = 60 mpa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，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 = 2.84 kw n2 = 164.1 r/min t2 =

33、164.8 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 = 191 mm 則:ft1 = = = 1725.7 nfr1 = ft1 = 1725.7 = 649.9 nfa1 = ft1tanb = 1725.7tan14.90 = 458.9 n 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 86 mm 則:ft2 = = = 3832.6 nfr2 = ft2 = 3832.6 = 1432.2 nfa2 = ft2tanb = 3832.6tan13.10 = 891.4 n3 確定軸的各段直徑和長度: 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)機械

34、設(shè)計（第八版）表15-3，?。篴0 = 107，得:dmin = a0 = 107 = 27.7 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：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：ddt = 306217.25 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 52 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.0735 = 2.45 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.42.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14

35、.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 = 86 mm，l45 = 91 mm，則：l12 = t2+s+a+2.5+2 = 39.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = t2+s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30206圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.8 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離l1 = (54/2-2+39.75-13.8)mm = 51 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離l2 = (54/2+14.5+b3/2

36、)mm = 87 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離l3 = (b3/2+7+28.25-13.8)mm = 67 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：fnh1 = = = 2549 nfnh2 = = = 3009.3 n垂直面支反力（見圖d）：fnv1 = = = 420.9 nfnv2 = = = -1203.2 n3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面b、c處的水平彎矩：mh1 = fnh1l1 = 254951 nmm = 129999 nmmmh2 = fnh2l3 = 3009.367 nmm = 201623 nmm截面b、c處的垂直彎矩：mv1 = fnv1l1 =

37、 420.951 nmm = 21466 nmmmv2 = fnv2l3 = -1203.267 nmm = -80614 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 = = 131759 nmmm2 = = 217142 nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = mpa = 38.4 mpas-1 = 60 mpa

38、故設(shè)計的軸有足夠的強度，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：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 = 2.7 kw n3 = 65.4 r/min t3 = 393.2 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 = 216 mm 則:ft = = = 3640.7 nfr = ft = 3640.7 = 1360.5 nfa = fttanb = 3640.7tan13.10 = 846.8 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)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3

39、，取:a0 = 112，得:dmin = a0 = 112 = 38.7 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 = 1.2393.2 = 471.8 nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:lt7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 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 = 50 mm，左端用軸肩

40、定位，故取ii-iii段軸直徑為：d23 = 43 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，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d78 = 45 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30209型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：ddt = 45mm85mm20.75mm。由軸承樣本查得30209型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故?。篸45 = 52 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。

41、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 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 84 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.0752 = 3.64 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.43.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = t3 = 20.75 mml45 = b2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mml78 = t3+s+a+2.5+2 = 20.75+

42、8+10+2.5+2 = 43.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30209圓錐滾子軸承查手冊得a = 18.6 mm 齒寬中點距左支點距離l2 = (86/2+10+81.5+20.75-18.6)mm = 136.6 mm 齒寬中點距右支點距離l3 = (86/2-2+43.25-18.6)mm = 65.6 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：fnh1 = = = 1181.2 nfnh2 = = = 2459.5 n垂直面支反力（見圖d）：fnv1 = = = 893.7 nfnv2 = = = -466.8 n3）計算軸的彎矩，并做彎矩

43、圖：截面c處的水平彎矩：mh = fnh1l2 = 1181.2136.6 nmm = 161352 nmm截面c處的垂直彎矩：mv1 = fnv1l2 = 893.7136.6 nmm = 122079 nmmmv2 = fnv2l3 = -466.865.6 nmm = -30622 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 = = 202331 nmmm2 = = 164232 nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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）的強度。必要時也對其他危險截面

44、（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = mpa = 22.1 mpas-1 = 60 mpa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，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：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm45mm，接觸長度:l = 45-6 = 39 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2563920120/1000 = 140.4 nmtt1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高

45、速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 10mm8mm45mm，接觸長度:l = 45-10 = 35 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2583535120/1000 = 294 nmtt2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 16mm10mm80mm，接觸長度:l = 80-16 = 64 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.25106452120/1000 = 998.4 nmtt3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接：

46、該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm70mm，接觸長度:l = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2585840120/1000 = 556.8 nmtt3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：lh = 1028300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷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+yfa = 1689.1+0486.6 = 689.1 n(2

47、) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值c為:c = p = 689.1 = 6385 n(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30205軸承，cr = 32.2 kn，由課本式11-3有：lh = = = 1.05107lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷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+yfa = 11432.2+0891.4 = 1432.2 n(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值c為:c = p = 1432.2 = 9102 n(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30206軸承，cr = 43.2 kn，由課本式11-3有：lh = = = 8.58106lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷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+yfa = 11360.5