二級(jí)斜齒出入聯(lián)軸器F=2000 V=14 D=325 10X15

1、機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書 題 目：二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 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(jì)任務(wù)書-3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-3第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇-4第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)-8第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-22第九部分 潤(rùn)滑與密封-24設(shè)計(jì)小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不

2、大,空載起動(dòng),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),3班制(1班4小時(shí))工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)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(jì)說(shuō)明書一份。三. 設(shè)計(jì)步驟:1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計(jì)6. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)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(rùn)滑密封設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.組成：傳動(dòng)裝置

3、由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)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(dòng)方案：考慮到總傳動(dòng)比不大，確定其傳動(dòng)方案如下：圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h13h22h3h4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為滾筒的效率（包括滾筒和對(duì)應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=1.4m/s工作機(jī)的

4、功率pw:pw= 2.8 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 3.33 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 82.3 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比ia=840，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×82.3 = 658.43292r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作

5、機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=960/82.3=11.7（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 = 2.89第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/4.05 = 237 r/minnIII = nII/i23 = 237/2.89 = 82 r/minnIV = nIII = 82 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h3 = 3.33×0.99 = 3.3 KWPII =

6、PI×h1×h2 = 3.3×0.98×0.97 = 3.14 KWPIII = PII×h1×h2 = 3.14×0.98×0.97 = 2.98 KWPIV = PIII×h1×h3 = 2.98×0.98×0.99 = 3.14 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.98 = 3.23 KWPII' = PII×0.98 = 3.08 KWPIII' = PIII×0.98 = 2.92 KWPIV'

7、 = PIV×0.98 = 3.08 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×h3 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 33.1 Nm 所以：TI = Td×h3 = 33.1×0.99 = 32.8 NmTII = TI×i12×h1×h2 = 32.8×4.05×0.98×0.97 = 126.3 NmTIII = TII×i23×h1×h2 = 126.3×2.89×0.98×0.97 = 347 NmTIV = TIII×

8、;h1×h3 = 347×0.98×0.99 = 336.7 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98 = 32.1 NmTII' = TII×0.98 = 123.8 NmTIII' = TIII×0.98 = 340.1 NmTIV' = TIV×0.98 = 330 Nm第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(chǎng)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(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪

9、：274286HBW。高速級(jí)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 = i12×Z1 = 4.05×21 = 85.05 取：Z2 = 85 2） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T1 = 32.8 Nm 3) 選取齒寬系數(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(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+

10、1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/21+1/85)×cos150 = 1.632 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.783 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 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 = 60×

11、960×1×10×300×1.5×8 = 2.07×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 2.07×109/4.05 = 5.12×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.9 13) 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:sH1 = = 0.87×650 = 565.5 MPasH2 = = 0.9×530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (565.5+4

12、77)/2 = 521.25 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 46 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.12 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 137.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d1 = = = 54 mmd2 = = = 220 mmb = d×d1 = 54 mmb圓整為整數(shù)為：b = 54 mm。 5) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 2.71 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15

13、查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/21+1/85)×cos150 = 1.632 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 9) eg = ea+eb = 3.422 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.783 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

14、數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1214.8 N = = 22.5 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.632/0.972 = 1.73 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b

15、 = 1.36 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.73×1.36 = 2.59 19) 計(jì)算d1：d1 = = 45.9 mm實(shí)際d1 = 54 > 45.9所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos3150 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 85/cos3150 = 94.3 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/23.3+1/94.3)&

16、#215;cos150 = 1.651 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 = 1.79查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87 5) = = 3.08前已求得:KHa = 1.73<3.08，故?。篕Fa = 1.73 6) = = = 9.6且前已求得:KHb = 1.36，由圖8-12查得：KFb = 1.33 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.33 = 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 =

17、2.66 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.8 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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 = 2.07×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 5.12×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 12) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 319.2sF2 = = = 248.5 = = 0.01325 =

18、= 0.01601大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 1.44 mm1.442.5所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 54 mmd2 = 220 mmb = yd×d1 = 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 = 137 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm（二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(chǎng)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(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒

19、面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級(jí)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 = i23×Z3 = 2.89×24 = 69.36 ?。篫4 = 69 2） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T2 = 126.3 Nm 3) 選取齒寬系數(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(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2

20、5;(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/24+1/69)×cos130 = 1.632 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.783 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 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 =

21、60×237×1×10×300×1.5×8 = 5.12×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 5.12×108/2.89 = 1.77×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92 13) 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:sH3 = = 0.9×650 = 585 MPasH4 = = 0.92×530 = 487.6 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 =

22、(585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 73.2 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.97 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 167 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d3 = = = 86 mmd4 = = = 248 mmb = d×d3 = 86 mmb圓整為整數(shù)為：b = 86 mm。 5) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.07 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。 6) 同前，ZE = 189.8

23、。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/24+1/69)×cos130 = 1.657 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76 9) eg = ea+eb = 3.417 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.777 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由

24、圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 2937.2 N = = 34.2 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos130) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.657/0.982 = 1.73 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61

25、5;10-3b = 1.38 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.73×1.38 = 2.63 19) 計(jì)算d3：d3 = = 73.5 mm實(shí)際d3 = 86 > 73.5所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos3130 = 25.9ZV4 = Z4/cos3b = 69/cos3130 = 74.6 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/25.9+1

26、/74.6)×cos130 = 1.67 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 = 1.76查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.89 5) = = 3.03前已求得:KHa = 1.73<3.03，故?。篕Fa = 1.73 6) = = = 10.92且前已求得:KHb = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.35 = 2.57 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)

27、:YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.25應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.77 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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 = 5.12×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.77×108 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(jì)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

28、.01285 = = 0.01548大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 2.07 mm2.073.5所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 86 mmd4 = 248 mmb = yd×d3 = 86 mmb圓整為整數(shù)為：b = 86 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 167 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 3.3 KW n1 = 960 r/min T1 = 32.8

29、 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 54 mm 則:Ft = = = 1214.8 NFr = Ft× = 1214.8× = 457.7 NFa = Fttanb = 1214.8×tan150 = 325.3 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)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 16.9 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca =

30、 KAT1，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.2×32.8 = 39.4 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20 mm，軸孔長(zhǎng)度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 36 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 = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 25 mm。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(zhǎng)度: 初選軸承的類型

31、及型號(hào)。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(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×17.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 17.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 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

32、 = 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 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mml78 = T = 17.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30206圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 16 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (B1/2+17.25+121-16)mm = 151.8 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (B1/2+18+17.25-16)mm = 48.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 295.5 NFNH2 =

33、 = = 919.3 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 155.1 NFNV2 = = = -302.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 295.5×151.8 Nmm = 44857 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 155.1×151.8 Nmm = 23544 NmmMV2 = FNV2L3 = -302.6×48.8 Nmm = -14767 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 = = 50660 NmmM2 = = 47225

34、 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(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)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 = 3.5 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(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計(jì)1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 3.14 KW n2 = 237 r/min T2 = 126.3 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高

35、速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 220 mm 則:Ft = = = 1148.2 NFr = Ft× = 1148.2× = 432.6 NFa = Fttanb = 1148.2×tan150 = 307.5 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 86 mm 則:Ft = = = 2937.2 NFr = Ft× = 2937.2× = 1097.1 NFa = Fttanb = 2937.2×tan130 = 677.8 N3 確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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(jī)械設(shè)計(jì)

36、（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 25.3 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號(hào)為：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 30×62×17.25 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(zhǎng)度應(yīng)略小于輪轂長(zhǎng)度，則：l23 = 52 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4

37、5;2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 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(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30206圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 16 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (54/2-2+39.75-16)m

38、m = 48.8 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (54/2+14.5+b3/2)mm = 87 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (b3/2+7+28.25-16)mm = 64.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 1817.7 NFNH2 = = = 2267.7 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 286.9 NFNV2 = = = -951.4 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 = 1817.7×48.8 Nmm = 88704 NmmMH2 = FNH2L3

39、 = 2267.7×64.8 Nmm = 146947 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 286.9×48.8 Nmm = 14001 NmmMV2 = FNV2L3 = -951.4×64.8 Nmm = -61651 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 = = 89802 NmmM2 = = 159356 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(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大

40、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 = 27.4 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(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設(shè)計(jì)1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 2.98 KW n3 = 82 r/min T3 = 347 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 248 mm 則:Ft = = = 2798.4 NFr = Ft× = 2798.4× = 1045.3 NFa = Fttan

41、b = 2798.4×tan130 = 645.7 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(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 37.1 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×347 = 416.4 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT7型，其

42、尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長(zhǎng)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，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 45 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度： 初選軸承的類型及型號(hào)。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(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 50 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30210型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 50mm

43、5;90mm×21.75mm。由軸承樣本查得30210型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故取：d45 = 57 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。 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 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，為使齒輪定位可靠取：l67 = 84 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×57 = 3.99 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×3.99 = 5.59 mm，所以：d56

44、 = 65 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 21.75 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 = 21.75+8+10+2.5+2 = 44.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30210圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 20 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (86/2+10+81.5+21.75-20)mm = 136.2 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (86/2-2+44.25-2

45、0)mm = 65.2 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 905.9 NFNH2 = = = 1892.5 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 736 NFNV2 = = = -309.3 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 905.9×136.2 Nmm = 123384 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 736×136.2 Nmm = 100243 NmmMV2 = FNV2L3 = -309.3×65.2 Nmm = -20166 Nmm分別作水

46、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 = = 158973 NmmM2 = = 125021 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(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)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 = 14.1 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(shí)，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1 輸入軸鍵計(jì)算

47、： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2 中間軸鍵計(jì)算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×45mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 45-10 = 35 mm，則鍵

48、聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×35×35×120/1000 = 294 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。3 輸出軸鍵計(jì)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：b×h×l = 16mm×10mm×80mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 80-16 = 64 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×64×57×120/1000 = 1094.4 NmTT3，故鍵滿

49、足強(qiáng)度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 10×1.5×8×300 = 36000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:

50、 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(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×457.7+0×325.3 = 457.7 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 457.7× = 4535 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30206軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 6.55×107Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5

51、查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1097.1+0×677.8 = 1097.1 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1097.1× = 7142 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30206軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.44×107Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×