卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置的減速器設(shè)計(jì)

1、目 錄第一章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì) 2第二章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 52.1高速級(jí)齒輪的計(jì)算 52.2低速級(jí)齒輪的計(jì)算 92.3軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算 122.4鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核 162.5軸的校核 16第三章 輸出軸的工藝設(shè)計(jì) 23第四章 結(jié)論 27第五章 致謝語 28第六章 參考文獻(xiàn) 29卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置的減速器設(shè)計(jì)摘要 齒輪傳動(dòng)是現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用最廣的一種傳動(dòng)形式。它的主要優(yōu)點(diǎn)是：瞬時(shí)傳動(dòng)比恒定、工作平穩(wěn)、傳動(dòng)準(zhǔn)確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力；適用的功率和速度范圍廣；傳動(dòng)效率高工作可靠、使用壽命長；外輪廓尺寸小、結(jié)構(gòu)緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)

2、或執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間,起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用,在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用極為廣泛。 所謂齒輪傳動(dòng)，最重要的就是齒輪和軸的設(shè)計(jì)，因?yàn)樗麄兯_(dá)到的目的就是把電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速降低到工作機(jī)所需要的速度，這就要通過齒輪的大小轉(zhuǎn)換、軸的連接等等一系列設(shè)計(jì)來完成的。首先是要選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)，然后根據(jù)工作機(jī)的要求來計(jì)算，計(jì)算齒輪之間的傳動(dòng)比，再根據(jù)一些數(shù)據(jù)來計(jì)算軸的尺寸，計(jì)算之后，還要進(jìn)行校核，看是否達(dá)到要求，能否滿足加工的強(qiáng)度，則設(shè)計(jì)達(dá)到要求。在設(shè)計(jì)減速器的過程中要合理的選擇加工刀具，一些參數(shù)以及電動(dòng)機(jī)選擇的合理性，提高加工精度，從而提高減速器的加工精度，保證加工質(zhì)量。關(guān)鍵詞 減速器 齒輪傳動(dòng) 傳動(dòng)軸 校核 傳動(dòng)比第一章

3、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)1.1 設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)電動(dòng)卷揚(yáng)機(jī)的傳動(dòng)裝置，采用兩級(jí)圓柱直齒齒輪減速器傳動(dòng)。1.2 設(shè)計(jì)要求 外形美觀，結(jié)構(gòu)合理，性能可靠。 按畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）要求完成相關(guān)資料整理裝訂工作。1.3 原始數(shù)據(jù) 鋼繩拉力 F=10KN 鋼繩速度 V=19m/min=0.32m/s卷筒直徑 D=250mm齒輪傳動(dòng)效率（8級(jí)精度）=0.971.4 工作條件滿載工作占5%，3/4負(fù)載工作占10%，半載工作占5%，循環(huán)周期30min；工作中有中等振動(dòng)，兩班制工作，鋼繩速度允許誤差±5%。小批量生產(chǎn)，設(shè)計(jì)壽命10年。1.5 確定傳動(dòng)方案圖1-1 卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置圖為展開式兩級(jí)圓柱齒輪減速器，其推薦傳動(dòng)

4、比=840。展開式圓柱齒輪減速器的特點(diǎn)是其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪的位置不對(duì)稱。在本設(shè)計(jì)中，我將采用展開式圓柱齒輪減速器為設(shè)計(jì)模版。1.6 電動(dòng)機(jī)的選擇1.6.1 電動(dòng)機(jī)的容量選擇根據(jù)已知條件可以計(jì)算出工作機(jī)所需有效功率PW=FV/1000=10000×0.32/1000=3.2kW (1-1)設(shè) 1 彈性聯(lián)軸器效率 1=0.992 閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率(8級(jí)) 2=0.97 3 滾動(dòng)軸承效率 3=0.994 卷筒效率 4=0.96 5 開式圓柱齒輪傳動(dòng)效率(8級(jí)) 5=0.97估算運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)總傳遞效率：=01·12·23·34·45 (1-2)式中：

5、01=0.99×0.96=0.9504 12=0.99 23=0.99×0.97=0.9603 34=0.99×0.97=0.9603 45=0.99×0.97=0.9603得傳動(dòng)系統(tǒng)總效率總=0.992×0.973×0.995×0.96=0.8166工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率Pd=PW/總=3.2kW/0.8166=3.92kW (1-3)由下表所列Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足條件PWPd的電動(dòng)機(jī)額定功率應(yīng)取為4kW。表1-1 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)表電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩

6、額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-649602.02.0Y132M2-65.59602.02.0Y160M-67.59702.02.0Y160L-6119702.02.0Y180L-6159701.82.01.6.2 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件由計(jì)算得工作機(jī)的工作轉(zhuǎn)速 nw=6000V/3.14·d=6000×0.32/3.14×25024.46r/min (1-4)i總=nm/nw=960/24.4639.25 (1-5)1.6.3 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定 根據(jù)工作條件：滿載工作占5%，3/4負(fù)載工作占10%，半載工作占5%，循環(huán)周期30min；工作中有中等振動(dòng)

7、，兩班制工作，鋼繩速度允許誤差±5%。小批量生產(chǎn)，設(shè)計(jì)壽命10年。工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率Pd=3.92kW，選用Y系列三項(xiàng)異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，型號(hào)為Y132M-6， 其主要性能數(shù)據(jù)如下：電動(dòng)機(jī)額定功率 PW=4kW 電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 nm=960r/min1.6.4傳動(dòng)比的分配帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 i總=nm/nw=960/24.4639.25由傳動(dòng)系統(tǒng)方案知 i12=1 i45=1 根據(jù)查表得外齒輪傳動(dòng)比取 i=4減速器的總動(dòng)比 i=39.25/4=9.8125為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩對(duì)齒輪材料相同、齒面硬度HBS350、齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度

8、接近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比 (1-6)低速級(jí)傳動(dòng)比 i23=i/i34=9.8125/3.572=2.747傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比分別為 i01=4，i12=1，i23=2.747，i34=3.572 , i45=11.6.5 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算：2軸（減速器輸入軸）：n2=n5/i12=960/1=960r/minP2=P5·01=3.92×0.99=3.8808kWT2=T5·i12 ·12=39×0.99×1=38.61kN·m3軸（減速器中間軸）：n3=n2/i23=960/

9、2.747=349.47r/minP3=P2·23=3.8808×0.9603=101.85kW T3=T2·i23·23=38.61×2.747×0.9603=101.85kN·m4軸（減速器輸出軸）： n4=n3/i34=349.47/3.572=97.84r/min P4=P3·34=3.7267×0.9603=3.5788kW T4= T3·i34·34=101.85×3.572×0.9603=349.37kN·m5軸（電動(dòng)機(jī)軸）：n5= nm=9

10、60r/minP5= Pd=3.92kW T5=9550×P4/n4=9550×3.92/96039kN·m第二章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算減速器要求要求瞬時(shí)傳動(dòng)比不變，齒輪的強(qiáng)度高、耐磨性好，在預(yù)定的使用期限內(nèi)不出現(xiàn)斷齒等失效現(xiàn)象，則采用閉式傳動(dòng)、軟齒面(硬度350HBS)，選40Gr ,經(jīng)滲碳后淬火，則齒輪齒面硬度高，齒心強(qiáng)度低，則需要計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。2.1 高速級(jí)齒輪的計(jì)算2.1.1齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 (1)初步計(jì)算轉(zhuǎn)矩T5 T5=39 kN·m 齒寬系數(shù) 查2表12-13得 =1.0 接觸疲勞極限 =710MPa =580MP

11、a初步計(jì)算的許用接觸應(yīng)力 0.9×=0.9×710=639MPa 0.9×=0.9×580=522MPaAd值 查2得 Ad =85初步計(jì)算小齒輪直徑 （2-1） = =48.3mm初步齒寬 b=d1=85mm d1 =50mm(2)較核計(jì)算圓周速度V V= （2-2） = =2.51m/s精度等級(jí) 查2表12-6,選8級(jí)精度齒數(shù)和模數(shù) 初取齒數(shù)Z1=25; Z2= i34 ×Z190 m=d1/z1=50/25=2查2表12-3,取m=2 則Z1=d1/m50/2=25 Z2= i34 ×Z190使用系數(shù)KA 因?yàn)楣ぷ鲿r(shí)有輕微振動(dòng),

12、取KA=1.35 查2表12-9動(dòng)載系數(shù)KV KV =1.2 查2圖12-9齒間載荷分配系數(shù)KHa Ft=2×39000/50=1560N/mm （2-3） =46.8 N/mm<100 N/mm （2-4） （2-5） = =1.71 （2-6） 由此得KHa=齒向載荷分布系數(shù) 查8表12. 11 KHß=A+B(b/d1)2+C×10-3×b =1.17+0.16+0.61×10-3×50 =1.36載荷系數(shù)K K=KAKVKHaKHß =1.35×1.2×1.73×1.36 =4.3

13、彈性系數(shù)ZE 查2表12.15得ZE =189.8MPa節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH 查2 查文獻(xiàn)2表12. 16得 ZH=2.5接觸最小安全系數(shù)SHmin 查2表12.15得 SHmin=1.05總工作時(shí)間th th=10×365×8×0.2=5840應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL 查2 表12.15,估計(jì) 107< NL109則指數(shù)m=8.78 （2-7）=60×1×960×5840×(0.2+0.50.87×0.5+0.20.87×0.3) =6.76×107 原估計(jì)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確 NL2=NL1/i34=

14、1.56×107接觸壽命系數(shù) ZN1=1.18 ZN2=1.25許用接觸應(yīng)力 =×ZN1/ SHmin=798MPa =×ZN2/ SHmin=690MPa驗(yàn)算 （2-8） =668.3 MPa< 計(jì)算結(jié)果表明,接觸疲勞強(qiáng)度較為適合,齒輪尺寸無需調(diào)整.否則,尺寸調(diào)整后還應(yīng)再進(jìn)行驗(yàn)算.(3)確定傳動(dòng)主要尺寸實(shí)際分度圓直徑d d1= mz1=2×25=50mm （2-9） d2= mz2=2×90=180mm中心距a a=m (Z1+ Z2)/2=115mm （2-10） 齒寬b b=×d1=50mm 取b1=55mm b2=50m

15、m2.1.2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算(1)初步計(jì)算重合度系數(shù)Y Y=0.25+=0.25+=0.69齒間載荷分配系數(shù)KFa KFa=1/ Y=1.45齒向載荷分配系數(shù)KFb b/h=50/(2.25×2.5)=8.89 查2圖12.14, 得KFb =1.38載荷系數(shù)K K= KA KVKFa KFb=1.35×1.2×1.38×1.24=3.65齒形系數(shù)YFa 查2圖12.21, 得YFa1=2.46 YFa2=2.19應(yīng)力修正系數(shù)YSa 查2圖12.22, 得YSa1=1.65 YSa2=1.8彎曲疲勞極限 查2圖12.22, 得=600MPa =450

16、 MPa彎曲最小安全系數(shù) 查2表12.14, 得=1.25應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL 查2表12.15,估計(jì)3×106< NL1010,則指數(shù)m=49.91 （2-11） 原估計(jì)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 = NL1/ i12=1.55×107彎曲壽命系數(shù)YN YN1=0.95 YN2=0.97查2圖12.24尺寸系數(shù)YX YX=1 查2圖12.24許用彎曲應(yīng)力 1= YN1 YX/=456 MPa 2= YN2 YX/=349 MPa驗(yàn)算 （2-12） = =93.8 MPa< =91.1 MPa<傳動(dòng)無嚴(yán)重過載,故不作靜強(qiáng)度較核2.2低速級(jí)齒輪的計(jì)算2.2.1齒面

17、接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算（1）初步計(jì)算轉(zhuǎn)矩T3 T3=101.85 kN·m 齒寬系數(shù) 查2表12-13得 =1.0 接觸疲勞極限 =710MPa =580MPa初步計(jì)算的許用接觸應(yīng)力 0.9×=0.9×710=639MPa 0.9×=0.9×580=522MPaAd值 查2表12-13得 Ad =85初步計(jì)算小齒輪直徑 =67.9mm 取d1=68初步齒寬 b=d1=73mm d1 =68mm(2)較核計(jì)算圓周速度V =1.56m/s精度等級(jí) 查2表12-6,選8級(jí)精度齒數(shù)和模數(shù) 初取齒數(shù)Z1=30; Z2= i23 ×Z183 m=d1/

18、z1=68/30=2.27查1表12-3,取m=2.5 則Z1=d1/m68/2.5=28 Z2= i23 ×Z177使用系數(shù)KA 因?yàn)楣ぷ鲿r(shí)有輕微振動(dòng),取KA=1.35 查1表12-9動(dòng)載系數(shù)KV KV =1.2 齒間載荷分配系數(shù)KHa Ft=2×101850/68=2995.59N/mm =61.55 N/mm<100 N/mm （2-16） Z=0.87 由此得KHa=1/ Z2=1.32齒向載荷分布系數(shù) 由查8表12.11 KHß=A+B(b/d1)2+C×10-3×b =1.17+0.16+0.61×10-3×

19、;73 =1.37載荷系數(shù)K K=KAKVKHaKHß =1.35×1.2×1.73×1.37 =3.28彈性系數(shù)ZE 查8表12.12得ZE =189.8MPa節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH 查8表12.12得 ZH=2.5接觸最小安全系數(shù)SHmin 查8表12.14得 SHmin=1.05總工作時(shí)間th th=10×365×8×0.2=5840應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL 查2表12.15,估計(jì) 107< NL109則指數(shù)m=8.78 =60×1×349.47×5840×(0.2+0.50.87

20、15;0.5+0.20.87×0.3) =2.46×107 原估計(jì)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確 NL2=NL1/i34=1.56×107接觸壽命系數(shù) ZN1=1.18 ZN2=1.25許用接觸應(yīng)力 1=×ZN1/ SHmin=798MPa 2=×ZN2/ SHmin=690MPa驗(yàn)算 （2-18） =610.76 MPa<2 計(jì)算結(jié)果表明,接觸疲勞強(qiáng)度較為適合,齒輪尺寸無需調(diào)整.否則,尺寸調(diào)整后還應(yīng)再進(jìn)行驗(yàn)算.(3)確定傳動(dòng)主要尺寸 實(shí)際分度圓直徑d d1= mz1=2.5×28=70mm d2= mz2=2.5×77=192.5

21、mm 中心距a a=m(Z1+ Z2)/2=131.25mm 齒寬b b=×d1=68mm 取b1=73mm b2=68mm2.2.2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算（1）初步計(jì)算重合度系數(shù)Y 齒間載荷分配系數(shù)KFa KFa=1/ Y=1.47齒向載荷分配系數(shù)KFb b/h=73/(2.25×2.5)=12.98 查2圖12. 14, 得KFb =1.38載荷系數(shù)K K= KA KV KFa KFb=1.35×1.2×1.38×1.24=3.65齒形系數(shù)YFa 查2圖12.21, 得YFa1=2.46 YFa2=2.19應(yīng)力修正系數(shù)YSa 查2圖12.22

22、, 得YSa1=1.65 YSa2=1.8彎曲疲勞極限 查2圖12.22, 得=600MPa =450 MPa彎曲最小安全系數(shù) 查2表12.14, 得=1.25應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL 查2表12.15,估計(jì)3×106< NL1010,則指數(shù)m=49.91 原估計(jì)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確 NL2 = NL1/ i23=0.89×107彎曲壽命系數(shù)YN YN1=0.95 YN2=0.97查2圖12.24尺寸系數(shù)YX YX=1 查2圖12.24許用彎曲應(yīng)力 = YN1 YX/=456 MPa = YN2 YX/=349 MPa驗(yàn)算 = =165.36 MPa< =160.59 MP

23、a< 傳動(dòng)無嚴(yán)重過載,故不作靜強(qiáng)度較核2.3軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算2.3.1軸的設(shè)計(jì) 軸是減速器的主要零件之一，軸的結(jié)構(gòu)決定軸上零件的位置和有關(guān)尺寸?？紤]相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸s，可取s=10mm?？紤]齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸k，可取k=10mm。保證滾動(dòng)軸承放在箱體軸承座孔內(nèi)，計(jì)入尺寸c=5mm。初取軸承寬分別為n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。(1)中間軸的設(shè)計(jì)圖2-1 中間軸軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查書確定C值。 （取d0 min=34mm） (2-13)即取段上軸的直徑d1=40mm。 由d1=40mm可初選軸承，查5選N208型軸

24、承，其內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm,寬度B=18mm,C=16mm。 處軸肩的高度h=(0.070.1)d1=2.84mm,但因?yàn)樵撦S肩幾乎不受軸向力，故取h=2mm，則此處軸的直徑d2=44mm。又因?yàn)榇颂幣c齒輪配合，故其長度應(yīng)略小于齒寬，取l2=80mm。齒輪的定位軸肩高度h=(0.070.1)d2=3.084.4mm，但因?yàn)樗惺茌S向力，故取h=4mm，即d3=44+2×4=52mm。而此處軸的長度： l3=1.4h=1.4×4=6.4mm（取l3=8mm）處也與齒輪配合，其直徑與處相等，即d4=44mm。該處的長度應(yīng)略小于齒輪寬度，取l4=57mm。結(jié)合圖和段

25、處軸的長度： (2-14) (2-15)所以，中間軸各段長度和直徑已確定： l1=60mm l2=80mm l3=8mm l4=57mm l5=62mm d1=40mm d2=44mm d3=52mm d4=44mm d5=40mml總= l1+l2+l3+l4+l5=60+80+8+57+62=267mm(2) 輸入軸的設(shè)計(jì)圖2-2 輸入軸軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理, 查2確定C值。a 估算軸的最小直徑d0 min (2-16)單鍵槽軸徑應(yīng)增大57即增大至18.73219.089mm（取d0 min=19mm）。b 選擇輸入軸的聯(lián)軸器 計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩Tca Tca=KA·T (

26、2-17)查2確定工作情況系數(shù)KA=1.3 Tca=KA·T2=1.3×38.61=50.193N·m 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按TTca=50.193N·m,n960r/min，查3取標(biāo)GB/T5014-85，選用HL2型彈性聯(lián)軸器T=315 N·m，n=5600r/min。半聯(lián)軸器長度L L=52mm與軸配合轂孔長度L1 L1=38mm半聯(lián)軸器孔徑d2 d2=22mm c 確定軸的最小直徑d1=dmin 應(yīng)滿足d1=dmind0 min（取dmin=19mm） d 確定各軸段的尺寸 段軸的長度及直徑 l1應(yīng)略小于L1取l1=36mm d1=19

27、mm段軸的尺寸 處軸肩高度h=(0.070.1)d1=1.331.9mm（取h=1.8mm），則d2=d1+2h=19+2×1.8=22.6mm；為便于軸承端蓋拆卸，取l2=50mm。段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應(yīng)與軸承配合，查書選N206型軸承，其內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62,寬度B=16mm。 d3=d=30mm，l3=B=16mm。段軸的尺寸 該處軸的直徑應(yīng)略大于處軸的直徑，取d4=35mm；可知l4=81mm。段軸的尺寸 該軸處為齒輪軸，該處為齒輪，故l5=30mm段軸的尺寸 l6=k+c=10+5=15mm , d6=d4=35mm段軸的長度 d7=d3=30mm

28、，l7=B+1=17mm l總=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7=36+50+16+81+30+15+17=245mm(3) 輸出軸的設(shè)計(jì)圖2-3 輸出軸軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理,查書取C值。 a 估算軸的最小直徑d0 min 37.178mm (2-18)單鍵槽軸徑應(yīng)增大57即增大至39.036939.78046mm （取d0 min=39mm）。b 選擇輸出軸的聯(lián)軸器 計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩Tca Tca=KA·T (2-19)查2確定工作情況系數(shù)KA=1.3 Tca=KA·T4=1.3×349.37=454.181N·m 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，

29、按TTca=454.181N·m,n97.84r/min，查2取標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-85，選用HL5型彈性聯(lián)軸器T=2000N·m，n=2500r/min。半聯(lián)軸器長度L L=142mm與軸配合轂孔長度L1 L1=107mm半聯(lián)軸器孔徑d2 d2=55mmc 確定軸的最小直徑d1=dmin 應(yīng)滿足d1=dmind0 min（取dmin=39mm） d 確定各軸段的尺寸 段軸的長度及直徑 l1應(yīng)略小于L1 取l1=105mm d1=39mm段軸的尺寸 處軸肩高度h=(0.070.1)d1=2.733.9mm（取h=3mm），則d2=d1+2h=39+2×3=45m

30、m；為便于軸承端蓋拆卸取l2=40mm。段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應(yīng)與軸承配合查2選N213型軸承其內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120,寬度B=23mm。 d3=d=65mm，l3=B=23mm。段軸的尺寸 該處軸肩高度h=(0.070.1)d3=4.556.5（取h=6mm），取d4=65+6=71mm。段軸的尺寸 該處軸肩高度h=(0.070.1)d4=4.977.1mm（取h=6mm）即d5=71+2×6=83mm,軸肩寬度l5=1.4h=1.4×6=8.4mm段軸的尺寸 此處安裝齒輪，故其長度應(yīng)略小于齒輪寬度l6=53mm；d6=d4=64mm。段軸的長 d

31、7=d3=60mm, l7=44mm , l4=53mm l總=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7=105+40+23+53+8.4+53+44=326.4mm2.4 鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核2.4.1選用普通平鍵（A型）按低速軸齒輪處的軸徑d=39mm，以及輪轂長l=107mm，查表，選用鍵20×80 GB109679。2.4.2 強(qiáng)度校核鍵材料選用45鋼，查2表知=100120MPa，鍵的工作長度l=L-b=80-60=20mm，k=h/2=12/2=6mm，按公式的擠壓應(yīng)力=2T×103/kld=2×1462.16×103/(6×60

32、×80)=101.53MPa (2-20)，故鍵的聯(lián)接的強(qiáng)度是足夠的。 2.5 軸的校核2.5.1輸入軸的校核(1) 求軸上受力a 計(jì)算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 d1=50mm 圓周力 Ft=2T2/d1=2×38610/50=1544.4N (2-21) 徑向力 Fr=Fttana=1544.4×tan200=562.12NFa對(duì)軸心產(chǎn)生的彎矩 Ma=Frd1/2=562.12×50/2=14053N·mb 求支反力 軸承的支點(diǎn)位置 由N206型角接觸軸承可知a=12.2mm 齒寬中心距左支點(diǎn)的距離 L2=68.3mm 齒寬中心距右支點(diǎn)的距離

33、 L3=35.8mm 左支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力 MB=0，F(xiàn)NH1=L3Ft/(L2+L3)=531.12N (2-22) 右支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力 MB=0，F(xiàn)NH2=L2Ft/(L2+L3)=1013.28N (2-23)左支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力 FNV1=(L3Fr+Ma)/(L2+L3)=328.31N (2-24)右支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力 FNV2=(L2Fr-Ma)/(L2+L3)=233.81N (2-25) 左支點(diǎn)的軸向支反力 FNV=Fr=562.12N(2) 繪制彎矩圖和扭矩圖 圖2-4 輸入軸受力分析圖截面C處水平彎矩 MH=FNH1L2=531.12×68.3=362

34、75.496N·m (2-26) 截面C處垂直彎矩 MV1=FNV1L2=328.31×68.3=22423.573N·m (2-27) MV2=FNV2L3=233.81×35.8=8370.398N·m (2-28) 截面C處合成彎矩 M1=42646.55N·mm (2-29) M2=37228.69N·mm (2-30)(3) 彎矩合成強(qiáng)度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度 截面C處計(jì)算彎矩 考慮啟動(dòng)，停機(jī)影響，扭矩為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力， a=0.6，Mca=48532.38N·mm (2-31

35、) 截面C處應(yīng)力計(jì)算 = Mca/W=48532.38/(0.1×403)=7.58MPa (2-32) 強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由書查8得=60MPa ，彎矩合成強(qiáng)度滿足要求(4) 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核a 經(jīng)判斷，齒輪面為危險(xiǎn)截面 b 截面左側(cè)截面校核 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×353=4287.5mm (2-33) 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×353=8575mm (2-34) 截面左側(cè)彎矩 M1=42646.55N·m 截面上的彎曲應(yīng)力 b=M1/W=42646.55/4287.5=9.95MPa (2-35) 截面上的扭

36、轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =T2/WT=38610/8575=4.503MPa (2-36) 平均應(yīng)力 =(max+min)/2=4.503/2=2.2515 , =0 (2-37) 應(yīng)力幅 a=(max-min)/2=b=9.95 (2-38) =2.2515 材料的力學(xué)性能 b=640MPa ,-1=275MPa ,=155MPa 軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù) 查3值計(jì)算=1.7,=1.3 材料的敏感系數(shù) 由b=640MPa查3得=0.82，=0.85 有效應(yīng)力集中系數(shù) =1+(-1)=1+0.82×(1.7-1)=1.574 (2-39) =1+(-1)=1+0.85×(1.3-1)=1.2

37、55 (2-40) 尺寸及截面形狀系數(shù) 由h=5mm、d=35mm查3得=0.8 扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由d=35mm查3得=0.87 表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由b=640MPa查3得=0.9 表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理=1 疲勞強(qiáng)度綜合影響系 =/+1/-1=1.574/0.8+1/0.9-1=2.079 (2-41)=/+1/-1=1.255/0.87+1/0.9-1=1.554 (2-42) 等效系數(shù) 45鋼： =0.10.2 取=0.1 =0.050.1 取=0.05 僅有彎曲正應(yīng)力時(shí)計(jì)算安全系數(shù) =/()=13.29 (2-43) 僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時(shí)計(jì)算安全系數(shù) =/()=10.024 (2-44) 彎扭聯(lián)合作用下的計(jì)算安全系數(shù) Sca=/=7.94 (2-45)設(shè)計(jì)安全系數(shù)材料均勻，載荷與應(yīng)力計(jì)算精確時(shí)：S=1.31.5 取S=1.5 疲勞強(qiáng)度安全系