圓錐圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)說明書

1、目錄設(shè)計(jì)任務(wù)書.2傳動方案的擬訂及說明.3電動機(jī)的選擇4計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù).6傳動件的設(shè)計(jì)計(jì)算15滾動軸承的選擇及計(jì)算34鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.38聯(lián)軸器的選擇.41潤滑與密封.42箱體大體尺寸計(jì)算.42參考資料目錄.44設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運(yùn)輸機(jī)驅(qū)動卷筒的圓周力（牽引力）F=12000N，帶速v=16cm/s，卷筒直徑D=240mm，輸送機(jī)常溫下經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉(zhuǎn)。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制。傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案傳動方案傳動方案已給定，后置外傳動為開式圓柱齒輪傳動，減速器為二級圓錐圓柱減速器

2、。電動機(jī)的選擇1選擇電動機(jī)類型 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y112M系列三相異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2確定傳動裝置的效率 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表2-3得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.98 閉式圓錐齒輪的傳動效率：3=0.97 閉式圓柱齒輪的傳動效率：4=0.97 開式圓柱齒輪傳動效率：5=0.95 工作機(jī)效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率a=1224345w=0.783選擇電動機(jī)的容量 工作機(jī)所需功率為Pw=F×V1000=12000×0.266661000=3.2kW4確定電動機(jī)參數(shù) 電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=3.2

3、0.7=4.09kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.266663.14×240=21.23r/min 由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表2-1、表2-2、表2-5查得主要數(shù)據(jù),并記錄備用。5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計(jì)算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=144021.23=67.829（2）分配傳動裝置傳動比取開式圓柱齒輪傳動比：ic=5因?yàn)槭菆A錐圓柱齒輪減速器，所以 則低速級的傳動比為i2=4.52 減速器總傳動比ib=i1

4、15;i2=13.56計(jì)算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)1電動機(jī)輸出參數(shù)功率：P0=Pd=4.09kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=1440r/min扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×4.091440=27124.65Nmm2各軸功率p0×1=4.09×0.99=4.05kWP2=P1×2×3=4.05×0.98×0.97=3.85kWP3=P2×2×3=3.85×0.98×0.97=3.66kWPw=P3×w×1×2

5、2=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98 =3.2kW3各軸轉(zhuǎn)速n1=n0=1440r/minn2=n1i1=14403=480r/minn3=n2i2=4804.52=106.19r/minnw=n3icid=106.1955=21.23r/min4各軸扭矩T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.051440=26859.38NmmT2=9.55×106×P2n2=9.55×106×3.85480=76598.96NmmT3=9.55×

6、106×P3n3=9.55×106×3.66106.19=329155.29NmmTw=9.55×106×Pwnw=9.55×106×3.221.23=1439472.44Nmm減速器高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(?；?，硬度為190HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3=73。實(shí)際傳動比i=3.042（3）壓力角=20°。2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即d

7、1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)KHT=1.3 2）查教材圖標(biāo)選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5T=9550000×Pn=9550000×4.051440=26859.38Nmm 4）選齒寬系數(shù)R=0.3由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-25按齒面硬度查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 6）由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-5查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5 7）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=6

8、0×n×j×Lh=60×1440×1×16×300×10×1=4.147×109NL2=NL1u=4.147×1093=1.382×109 8）由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.802，KHN2=0.862 9）計(jì)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H1=KHN1×Hlim1S=0.802×6001=481MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.862×5501=474MPa 取H1和

9、H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=474MPa （2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入H中較小的值d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2=34×1.3×26859.380.3×1-0.5×0.32×3×2.5×189.84742=48.25mm 2）計(jì)算圓周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=48.25×1-0.5×0.3=41.01mmvm=×dm1×n6

10、0×1000=×41.01×144060×1000=3.09 3）計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)db=R×d1t×u2+12=0.3×48.25×32+12=45.774mmd=bdm1=45.77441.01=1.12 4）計(jì)算載荷系數(shù) 查由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-2得使用系數(shù)KA=1.25 查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-8得動載系數(shù)KV=1.113 查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-3表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1 查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-4表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.42 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV

11、15;KH×KH=1.25×1.113×1×1.42=1.976 5）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=48.25×31.9761.3=55.477mm 6）計(jì)算模數(shù)m=d1z1=55.47724=2.31mm，取m=2.5mm。3確定傳動尺寸（1）實(shí)際傳動比u=z2z1=7324=3.042mm（2）大端分度圓直徑d1=z1×m=24×2.5=60mmd2=z2×m=73×2.5=182.5mm（3）齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dm1=d1×1-0.5×R=6

12、0×1-0.5×0.3=51mmdm2=d2×1-0.5×R=182.5×1-0.5×0.3=155.125mm（4）錐頂距為R=d12×u2+1=602×3.0422+1=96.06mm（5）齒寬為b=R×R=0.3×96.06=28.818mm 取b=29mm4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa×YSaF1） K、b、m和R同前2）圓周力為F=2×T1d1×

13、;1-0.5R=2×26859.3860×1-0.5×0.3=1011N齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos1=24cos18.1992°=25.3大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z2cos2=73cos71.8008°=230.3查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-17,10-18表得：YFa1=2.57，YFa2=2.105YSa1=1.595，YSa2=1.882由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖20-24查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）

14、圖10-22查得齒形系數(shù)取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.714，KFN2=0.775取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1×Flim1S=0.714×5001.7=210MPaF2=KFN2×Flim2S=0.775×3801.7=173MPaF1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=116.223MPa<F1=210MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=112.323MPa<F2=173MPa

15、故彎曲強(qiáng)度足夠。5計(jì)算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù) 并備錄. 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(?；?，硬度為190HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×4.52=104。實(shí)際傳動比i=4.522（3）壓力角=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d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3T=955000

16、0×Pn=9550000×3.85480=76598.96Nmm選取齒寬系數(shù)d=1由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Za1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos23×cos20°23+2×1=30.172°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos104×cos20°104+2×1=22.785

17、76;=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=23×tan30.172-tan20°+104×tan22.785-tan20°2=1.724Z=4-3=4-1.7243=0.871計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-25圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×480×1×16×300×10=1.382

18、15;109NL2=NL1u=1.382×1094.52=3.058×108由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.862，KHN2=0.95取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.862×6001=517MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.95×5501=522MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=517MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=3

19、2×1.3×76598.961×4.52+14.52×2.46×189.8×0.8715172=53.191mm（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v=×d1t×n60×1000=×53.191×48060×1000=1.336齒寬bb=d×d1t=1×53.191=53.191mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-2表得使用系數(shù)KA=1.25查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.077齒輪的圓

20、周力。Ft=2×Td1=2×76598.9653.191=2880.147NKA×Ftb=1.25×2880.14753.191=68Nmm<100Nmm查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-8得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-4得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.442 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.077×1.4×1.442=2.7183）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=53.191×32.7181.

21、3=68.015mm4）確定模數(shù)m=d1z1=68.01523=2.957mm，取m=3mm。3確定傳動尺寸（1）計(jì)算中心距a=z1+z2×m2=190.5mm，圓整為190mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=23×3=69mmd2=z2×m=104×3=312mm （3）計(jì)算齒寬b=d×d1=69mm 取B1=75mm B2=70mm4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2×K×Tb×m×d1×YFa×YSa×YF1） K、T、m和d1

22、同前齒寬b=b2=70齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表10-17表得：YFa1=2.69，YFa2=2.156YSa1=1.575，YSa2=1.814得重合度系數(shù)Y=0.685查機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖20-24c得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.775，KFN2=0.877取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1×Flim1S=0.775×5001.4=276.786MPaF2=KFN2×Flim2S

23、=0.877×3801.4=238.043MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y=58.021MPa<F1=276.786MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=53.56MPa<F2=238.043MPa故彎曲強(qiáng)度足夠。5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm （2

24、）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=75mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=318mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=61.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=304.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25開式圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算，有傳動比與扭矩可以根據(jù)上面的計(jì)算計(jì)算出開式齒輪的參數(shù)（這里就不詳細(xì)計(jì)算）軸的設(shè)計(jì)1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速

25、n=1440r/min；功率P=4.05kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=26859.38Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表15-3取A0=112。dA0×3Pn=112×34.051440=15.81mm由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×15.81=16.6mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取d1=30（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a.軸的結(jié)構(gòu)分析高速軸設(shè)計(jì)成普

26、通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為35mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.初步確定軸的直徑和長度 第1段：d1=30mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（軸肩），L2=44mm 第3段：d3=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=18mm 第4段：d4=47mm（軸肩），L4=77mm 第5段：d5=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5=18mm 第6段：d6=35mm（與主動錐齒輪內(nèi)孔配合），

27、L6=47mm（6）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力Ft1=2×T1dm1=1053N小錐齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan×cos1=364N小錐齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1×tan×sin1=120N第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=93mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=95mm，齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=41.5mm c.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內(nèi)的支反力RAH=Fa1×dm1

28、2-Fr1×LcLb=120×512-364×41.595=-126.8N軸承B在水平面內(nèi)的支反力RBH=Fr1-RAH=364-126.8= 490.8N軸承A在垂直面內(nèi)的支反力RAV=Ft1×LcLb=1053×41.595= 459.99N軸承B在垂直面內(nèi)的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1053+459.99= -1512.99N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-126.82+459.992=477.15N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6Nd.繪制水平面彎矩

29、圖截面A在水平面內(nèi)彎矩MAH=0Nmm截面B在水平面內(nèi)彎矩MBH=-Fr1×Lc+Fa1×dm12=-364×41.5+120×512=-12046Nmm截面C在水平面內(nèi)彎矩MCH=Fa1×dm12=120×512=3060Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面B在垂直面內(nèi)彎矩MBV=RAV×Lb=459.99×95=43699.05Nmm截面B處合成彎矩MB=MBH2+MBV2=-120462+43699.052=45328.94Nmm截面C處合成彎矩MC=MCH2+MCV2=30602+02=3060Nmmg.繪制扭矩

30、圖T=26322.19Nmmh.計(jì)算當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩MVA=MA2+T2=02+0.6×26322.192=15793.31Nmm截面B處當(dāng)量彎矩MVB=MB2+T2=45328.942+0.6×26322.192=48001.47Nmm截面C處當(dāng)量彎矩MVC=MC2+T2=30602+0.6×26322.192=16087.02Nmm截面C處當(dāng)量彎矩MVD=MD2+T2=02+0.6×26322.192=15793.31Nmmi.校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=6280mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=12

31、560mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=7.64MPa剪切應(yīng)力為=TWT=2.14MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=8.06MPa查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=480r/min；功率P=3.85kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=76598.96Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=

32、60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）表15-3故取A0=115。dA0×3Pn=115×33.85480=23.02mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=25mm（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計(jì)成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與

33、軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=25mm（與軸承內(nèi)徑配合），L1=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定）第2段：d2=31mm（與小錐齒輪內(nèi)孔配合），L2=73mm（比小錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第3段：d3=41mm（軸肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（與大錐齒輪內(nèi)孔配合），L4=54mm（比大錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=25mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度

34、校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力Ft2=Ft1=1053N大錐齒輪所受的徑向力Fr2=Fa1=120N大錐齒輪所受的軸向力Fa2=Fr1=364N齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）Ft3=2×T2d3=2×76598.9669=2220N齒輪3所受的徑向力Fr3=Ft3×tan=2220×tan20°=808Nc.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到低速級小齒輪中點(diǎn)距離La=59.5mm，低速級小齒輪中點(diǎn)到高速級大齒輪中點(diǎn)距離Lb=82.5mm，高速級

35、大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=50mm軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22La+Lb+Lc=808×59.5-120×59.5+82.5+364×182.5259.5+82.5+50= 335N軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=808-335-120=353N軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=2220×59.5+1053×59.5+82.559.5+82.5+50= 1467N軸承B在垂直

36、面內(nèi)支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=2220×82.5+50+1053×5059.5+82.5+50= 1806N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=3352+14672=1504.76N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=3532+18062=1840.18Nd.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAH×Lc=-335×50=-16750Nmm截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=-RAH×Lc=-335&#

37、215;50=16465Nmm截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBH×La=353×59.5=21004Nmm截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBH×La=353×59.5=21004Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAV×Lc=1467×50=73350Nmm截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBV×La=1806×59.5=107457Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0Nmm截面C右側(cè)合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2

38、=-167502+733502=75238Nmm截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=164652+733502=75175Nmm截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=210042+1074572=109491Nmm截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=210042+1074572=109491Nmmf.繪制扭矩圖T2=75066.98Nmmg.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A和截面B處當(dāng)量彎矩MVA=MVB=0Nmm截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩MVC右=MC右2+T2=752382+0.6×75066.982=87689Nmm截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩MVC左=MC左2+T2=75

39、1752+0.6×75066.982=87635Nmm截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩MVD右=MD右2+T2=1094912+0.6×75066.982=118393Nmm截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩MVD左=MD左2+T2=1094912+0.6×75066.982=118393Nmmh.校核軸的強(qiáng)度因軸截面D處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=2923.24mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=5846.48mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=40.5MPa剪切應(yīng)力為=TWT=13.1MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對

40、于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=43.44MPa查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=106.19r/min；功率P=3.66kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=329155.29Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（

41、第九版）表15-3故取A0=112。dA0×3Pn=112×33.66106.19=36.45mm由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×36.45=39mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取dmin=40（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003)，長L=90mm；定位軸肩直徑為45mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸

42、承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（軸肩），L2=60mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=20mm（軸承寬度）第4段：d4=57mm（軸肩），L4=81.5mm（根據(jù)齒輪寬度確定）第5段：d5=67mm（軸肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（與大齒輪內(nèi)孔配合），L6=68mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第7段：d7=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7=39.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定）（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校

43、核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）Ft4=2×Td4=2×329155.29312=2110N齒輪4所受的徑向力Fr4=Ft4×tan=2110×tan20°=768Nc.計(jì)算作用在軸上的支座反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=63.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=137.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=125mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×LaLa+Lb=768×63.

44、563.5+137.5= 243NRBH=Fr-RAH=768-243=525N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=2110×63.563.5+137.5= 667NRBV=Ft×LbLa+Lb=2110×137.563.5+137.5= 1443N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=2432+6672=709.89N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nmm在水平面上，軸截面B處所

45、受彎矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RBH×La=525×63.5=33338Nmm在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RAV×La=667×63.5=42354Nmm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為MC=MC

46、H2+MCV2=333382+423542=53901Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmm轉(zhuǎn)矩為：T=322572.18Nmm截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6×322572.182=193543Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+T2=539012+0.6×322572.182=200909Nmm截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6×322572.182=193543Nmmh.校核軸的強(qiáng)度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=×d

47、332=18172.06mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=36344.13mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=11.06MPa剪切應(yīng)力為=TWT=9.06MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=15.51MPa查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。滾動軸承壽命校核1高速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020840801863根據(jù)前面的計(jì)算，選用3

48、0208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fre時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-126.82+459.992=477.15NFr2=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6NFd1=Fr12Y=149.11NFd2=Fr22Y=497.06NFa1=Fae+Fd2=

49、617.06NFa2=Fd2=497.06NFa1Fr1=1.293eFa2Fr2=0.31e查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×477.15+1.6×617.06=1178.16NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1590.6+0×497.06=1590.6N取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=133499

50、8h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。2中間軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020525521532.2查手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fre時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=32.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=3352+14672=1504.76NFr2=RBH2+RBV2=3532+18062=1840.18NFd1=

51、Fr12Y=470.24NFd2=Fr22Y=575.06NFa1=Fae+Fd2=939.06NFa2=Fd2=575.06NFa1Fr1=0.624eFa2Fr2=0.31e查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1504.76+1.6×939.06=2104.4NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1840.18+0×575.06=1840.18N取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L

52、h=10660n×ft×Crfp×Pr103=168175h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。3低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902073.2查得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。當(dāng)Fa/Fre時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=2432+6672=709.89

53、NFr2=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54NFd1=Fr12Y=253.53NFd2=Fr22Y=548.41NFa1=Fae+Fd2=548.41NFa2=Fd2=548.41NFa1Fr1=0.773eFa2Fr2=0.36e查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×709.89+1.4×548.41=1051.73NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1535.54+0×

54、548.41=1535.54N取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=33573308h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算1高速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接 高速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b=55mm聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=9MPa<p=120MPa

55、2高速軸與齒輪1配合處的鍵連接 高速軸與齒輪1配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長28mm。鍵的工作長度 l=L-b=18mm齒輪1材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=21MPa<p=120MPa3中速軸與齒輪2配合處的鍵連接 中速軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度 l=L-b=46mm齒輪2材料為鋼，可求得鍵連接

56、的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=27MPa<p=120MPa4中速軸與齒輪3配合處的鍵連接 中速軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。鍵的工作長度 l=L-b=30mm齒輪3材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=41MPa<p=120MPa5低速軸與齒輪4配合處的鍵連接 低速軸與齒輪4配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度 l=L-b=40mm齒輪4材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=