(手繪)(zhao623796302)--聯(lián)軸器-一級蝸桿-開式圓柱齒輪,P=3.5,n=9.3,16小時(shí)300天6年(左側(cè)_向上)

1、 目錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書31.1設(shè)計(jì)題目31.2設(shè)計(jì)步驟3第二部分 選擇電動(dòng)機(jī)32.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇32.2確定傳動(dòng)裝置的效率32.3計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量42.4確定電動(dòng)機(jī)功率及轉(zhuǎn)速42.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比5第三部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)53.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)53.2高速軸的參數(shù)53.3低速軸的參數(shù)63.4工作機(jī)軸的參數(shù)6第四部分 開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算74.1選精度等級、材料及齒數(shù)74.2確定傳動(dòng)尺寸94.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度94.4計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸104.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)11第五部分 減速器蝸桿副傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算115.1選擇蝸桿傳動(dòng)類型115.2

2、選擇材料115.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)115.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸125.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度135.6驗(yàn)算效率135.7熱平衡計(jì)算14第六部分 軸的設(shè)計(jì)146.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算146.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算18第七部分 滾動(dòng)軸承壽命校核247.1高速軸上的軸承校核247.2低速軸上的軸承校核25第八部分 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算268.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核268.2低速軸與渦輪鍵連接校核278.3低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核27第九部分 聯(lián)軸器的選擇279.1高速軸上聯(lián)軸器27第十部分 減速器的密封與潤滑2810.1減速器的密封2810.2軸承的潤滑28第十一部分 減速器附件28

3、11.1油面指示器2811.2通氣器2911.3放油孔及放油螺塞2911.4窺視孔和視孔蓋3011.5定位銷3011.6啟蓋螺釘3011.7螺栓及螺釘30第十二部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸30第十三部分 設(shè)計(jì)小結(jié)31第十四部分 參考文獻(xiàn)31第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 一級蝸桿減速器，工作機(jī)所需功率Pw=3.5kW，轉(zhuǎn)速nw=9.3r/min，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：6年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2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)

4、 5.開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二部分 選擇電動(dòng)機(jī)2.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。2.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 軸承的效率：2=0.98 開式圓柱齒輪的效率：o=0.96 蝸桿的效率：3=0.8 工作機(jī)的效率：w=0.97a=1×2×3×o×2×2×w=0.6942.3計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為

5、Pw=3.5kW2.4確定電動(dòng)機(jī)功率及轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=3.50.694=5.04kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=n=9.3rpm，經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，開式圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為：25，一級蝸桿傳動(dòng)比范圍為：1040，因此理論傳動(dòng)比范圍為：20200。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(20200)×9.3=186-1860r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號為：Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)

6、速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 電機(jī)主要尺寸參數(shù)中心高H外形尺寸L×HD安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E鍵部位尺寸F×G132515×315216×1781238×8010×332.5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)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=9609.

7、3=103.226 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取開式圓柱齒輪傳動(dòng)比：ic=5 減速器傳動(dòng)比為i1=iaic=20.65第三部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)3.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=5.04kWn0=nm=960rpmT0=9550000×P0n0=9550000×5.04960=50137.5Nmm3.2高速軸的參數(shù)P=P0×1=5.04×0.99=4.99kWn=n0=960rpmT=9550000×Pn=9550000×4.99960=49640.1Nmm3.3低速軸的參數(shù)P=P×2×3=4.99×

8、;0.98×0.8=3.91kWn=ni1=96020.65=46.49rpmT=9550000×Pn=9550000×3.9146.49=803194.24Nmm3.4工作機(jī)軸的參數(shù)P=P×o×2×2×w=3.91×0.96×0.98×0.98×0.97=3.5kWn=ni2=46.495=9.3rpmT=9550000×Pn=9550000×3.59.3=3594086.02Nmm 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/m

9、in)傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸5.0450137.596010.99軸4.994.8949640.148645.3196020.650.784軸3.913.83803194.24786760.5946.4950.93工作機(jī)軸3.608247422680413.53705243.323594086.029.3第四部分 開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4.1選精度等級、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS （2）選小齒輪齒數(shù)Z1=30，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=30×5=151。 實(shí)際傳動(dòng)比i=5.

10、033 （3）壓力角=20°。 （1）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF 1）確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.773=0.673 計(jì)算YFa×YSa/FYFa1=2.506，YFa2=2.128YSa1=1.625，YSa2=1.851 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 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.99

11、1，KFN2=1.165 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.991×5001.4=353.929MPaF2=KFN2×Flim2S=1.165×3801.4=316.214MPaYFa1×YSa1F1=0.01151YFa2×YSa2F2=0.01246 兩者取較大值，所以YFa×YSaF=0.01246 2）試算齒輪模數(shù)mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×803194.24

12、5;0.6730.8×302×0.01246=2.897mm （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 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d1=mt×z1=2.897×30=86.91mmv=×d1t×n60×1000=×86.91×46.4960×1000=0.211 齒寬bb=d×d1=0.8×86.91=69.528mm 齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=2×han*+cn*×mt=6.518mmbh=69.5286.518=10.667 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF 查圖得動(dòng)

13、載系數(shù)Kv=1.054 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KF=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.403 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.075 實(shí)際載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.054×1.2×1.075=1.36 3）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mt×3KFKFt=2.897×31.361.3=2.941mm，取m=3mm。 4）計(jì)算分度圓直徑d1=m×z1=3×30=90mm4.2確定傳動(dòng)尺寸 （1）計(jì)算中心距a=z1+z2×m2=271.5mm，圓整

14、為272mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=30×3=90mmd2=z2×m=151×3=453mm （3）計(jì)算齒寬b=d×d1=72mm 取B1=80mm B2=75mm4.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為H=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH 1） KH、T、d和d1同前 由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 查表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×cos

15、z1+2×han*=arccos30×cos20°30+2×1=28.241°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos151×cos20°151+2×1=21.966°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=30×tan28.241-tan20°+151×tan21.966-tan20°2=1.773Z=4-3=4-1.7733=0.862 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖

16、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=60×46.49×1×16×300×6=8.033×107NL2=NL1u=8.033×1075=1.607×107 由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.998，KHN2=1 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力H1=KHN1×Hlim1S=0.998×6001=599MPaH2=KHN2×Hlim2S=1

17、×5501=550MPaH=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z=469.77MPa<H=550MPa 故接觸強(qiáng)度足夠。4.4計(jì)算齒輪傳動(dòng)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）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=96mm da2=d2+2×ha=m×z2

18、+2han*=459mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=82.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=445.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.254.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30151齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d90453齒頂圓直徑da96459齒根圓直徑df82.5445.5齒寬B8075中心距a272

19、272第五部分 減速器蝸桿副傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選擇蝸桿傳動(dòng)類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）5.2選擇材料 考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度未4555HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。5.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) （1）確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按Z1=4，故取效率=0.8 T2=9.55×106×P2n2=803194.24Nmm （2）確定載荷系數(shù)K 因工作載

20、荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù)K=1；由表11-5選取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)Kv=1；則K=KA×KV×K=1×1×1=1 （3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ZE=164MPa。 （4）確定渦輪齒數(shù)z2z2=z1×i12=4×20.65=83 （5）確定許用接觸應(yīng)力H 根據(jù)渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應(yīng)力H'=268MPa。應(yīng)力循環(huán)系數(shù) NL=60

21、5;n×j×Lh=8.033×107 故壽命系數(shù)為：KNH=8107NL=81078.033×107=0.77H=KNH×H'=206MPa （6）計(jì)算m2×d1值m2×d1K×T2×480z2×H2=1×803194.24×48083×2062=633.01 因z1=4，故從表11-2中取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）中心距a=12×d1+d2=0.5×50+415=232mm

22、（2）蝸桿 軸向齒距pa=15.7mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=60mm；齒根圓直徑df1=38mm；分度圓導(dǎo)程角=21°48'0"；蝸桿軸向齒厚sa=8mm （3）渦輪 渦輪分度圓直徑d2=m×z2=5×83=415mm 渦輪齒頂圓直徑da2=d2+2×ha2=415+2×5=425mm 渦輪齒根圓直徑df2=d2-2×hf2=415-2.4×5=403mm 渦輪咽喉母圓半徑r02=a-da22=232-4252=19.5mm5.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F=1.53×K×T2

23、d1×d2×m×YFa2×YF 當(dāng)量齒數(shù)zv2=z2cos3=83cos21.83=103.69 根據(jù)zv2=103.69，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.16。 螺旋角系數(shù)Y=1-140°=1-21.8°140°=0.84 許用彎曲應(yīng)力F=F'×KFN 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用應(yīng)力F'=56MPa。 壽命系數(shù)KFH=9106NL=91068.033×107=1F=F'×KFN=0.61×56=34.16MPaF=1

24、.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×Y=1.53×1×803194.2450×415×5×2.16×0.84=21.49MPa 彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。5.6驗(yàn)算效率=0.950.96×tantan+v=0.96×tan21.8tan21.8+2.58=0.847 已知=21°48'0"；v=arctanfv；fv與相對滑動(dòng)速度Vs有關(guān)。Vs=×d1×n160×1000×cos=

25、15;50×96060×1000×cos21.8=2.71 代入得=0.847，因此不用重算。5.7熱平衡計(jì)算 取油溫t=70，周圍空氣溫度t0=20，通風(fēng)良好，取Ks=15W/(m2)，傳動(dòng)效率為0.847，則散熱面積為：A=1000×P1×1-Ks×t-t0=1000×4.99×1-0.84715×70-20=1.02m2第六部分 軸的設(shè)計(jì)6.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=4.99kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=49640.1Nmm （2）軸的材料選擇并確定許

26、用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度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，故取A0=112。dA0×3Pn=112×34.99960=19.4mm 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+0.05×19.4=20.37mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取dmin=30 （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 為方便安裝和調(diào)整渦輪軸。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序。

27、b.確定各軸段的直徑和長度。 第1段：d1=30mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（軸肩），L2=62mm 第3段：d3=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=20mm 第4段：d4=45mm（軸肩），L4=159mm 第5段：d5=60mm（蝸桿段），L5=80mm 第6段：d6=45mm（軸肩），L6=159mm 第7段：d7=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7=20mm （5）蝸桿的受力分析 a.畫蝸桿的受力圖 如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在蝸桿的力 蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Ft1=Fa2=2×T1d1=1985.6N 蝸

28、桿所受的徑向力（d2為渦輪的分度圓直徑）Fa1=Ft2=2×T2d2=3870.82N 蝸桿所受的軸向力Fr1=Fr2=Ft2×tann=1408.09N 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=111mm，軸承中點(diǎn)到蝸桿中點(diǎn)距離Lb=208mm，蝸桿中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=208mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) 軸承A和軸承B在水平面內(nèi)的支承反力為：RAH=RBH=Ft1×L

29、cLb+Lc=1985.6×208208+208=992.8N 軸承A在垂直面內(nèi)的支承反力為：RAV=Fr1×Lc+Fa1×d12Lb+Lc=1408.09×208+3870.82×502208+208=936.67N 軸承B在垂直面內(nèi)的支承反力為：RBV=Fr1-RAV=1408.09-936.67=471.42N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=992.82+936.672=1364.92N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=992.82+471.422=1099.04N e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 在水平

30、面上，蝸桿受力點(diǎn)截面C處彎矩為：MCH=RAH×Lb=992.8×208=206502.4Nmm 在垂直面上，蝸桿受力點(diǎn)截面C左側(cè)彎矩為：MCV左=RAV×Lb=936.67×208=194827.36Nmm 在垂直面上，蝸桿受力點(diǎn)截面C右側(cè)彎矩為：MCV右=RBV×Lc=471.42×208=98055.36Nmm 合成彎矩，蝸桿受力點(diǎn)截面C左側(cè)為MC左=MCH2+MCV左2=206502.42+194827.362=283903.05Nmm 合成彎矩，蝸桿受力點(diǎn)截面C右側(cè)為MC右=MCH2+MCV右2=206502.42+9805

31、5.362=228600.29Nmm f.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=48647.3Nmm g.校核軸的強(qiáng)度 由彎矩圖可知，蝸桿受力點(diǎn)截面左側(cè)為危險(xiǎn)截面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=45.21MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=3.95MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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=45.46MPa 查表得調(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，

32、所以強(qiáng)度滿足要求。6.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n2=46.49r/min；功率P2=3.91kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=803194.24Nmm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度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，故取A0=112。dA0×3P2n2=112×33.9146.49=49.07mm 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×d=1+0.07×49.07=52

33、.5mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為55mm故取dmin=55 （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=20×12mm(GB/T 1096-2003)，長L=70mm；定位軸肩直徑為60mm；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。 已知渦輪寬度b2=38.17mm 第1段：d1=55mm，L1=40mm 第2段：d2=60mm（軸肩），L2=50mm 第3段：d3=65mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=43

34、mm（由軸承寬度確定） 第4段：d4=70mm（與渦輪內(nèi)徑配合），L4=b2-2-10=38.17-2-10=82mm（等于渦輪輪轂寬度-2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第5段：d5=80mm（軸肩），L5=5mm 第6段：d6=65mm（與軸承內(nèi)徑配合），L6=38mm軸段123456直徑(mm)556065708065長度(mm)40504382538 （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 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 渦輪所受的圓周力（d2為渦輪的分度圓直徑）Ft2=Fa1=2×T2d2=3870.82N 渦輪所受的

35、軸向力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Fa2=Ft1=2×T1d1=1985.6N 渦輪所受的徑向力Fr2=Fr1=Ft2×tan=1408.09N c.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Lc=81.5mm，軸承中點(diǎn)到渦輪中點(diǎn)距離Lb=44.585mm，渦輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=44.585mm a.支反力 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=1408.09×44.585+1985.6×415244.585+44.585= 5325NRBH=Fr-RAH=-1408.0

36、9-5325=-3917N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=3870.82×44.58544.585+44.585= 1935NRBV=Ft×LbLa+Lb=3870.82×44.58544.585+44.585= 1935N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=53252+19352=5665.67N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=-39172+19352=4368.88N b.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

37、受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：MCH右=RAH×La=5325×44.585=237415Nmm 在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：MCH左=RAH×La-Fa×d2=5325×44.585-1985.6×4152=-174597Nmm 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，渦輪所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBV×La=1935×44.585=86272Nmm

38、 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm c.繪制合成彎矩圖 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 截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-1745972+862722=194748Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV右2=2374152+862722=252604Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm d.繪制扭矩圖T=803194.24Nmm e.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6×787130.362=481917Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：

39、MVB=MB=0Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左=194748Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右2+T2=2526042+0.6×803194.242=544107Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6×803194.242=481917Nmm f.校核軸的強(qiáng)度 因渦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=×d332=26947.58mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=53895.16mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=7.23MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=14.9MPa

40、按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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=19.29MPa 查表得調(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。第七部分 滾動(dòng)軸承壽命校核7.1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(dòng)載荷(kN)3020840801863 根據(jù)前面的計(jì)算，選用30208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/

41、Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=28800h。 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=992.82+936.672=1364.92NFr2=RBH2+RBV2=992.82+471.422=1099.04NFd1=Fr12Y=426.54NFd2=Fr22Y=343.45NFa1=Fae+Fd2=4214.27NFa2=Fd2=343.45NFa1Fr1=3.088eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2

42、=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1364.92+1.6×4214.27=7288.8NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1099.04+0×343.45=1099.04N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=33964.92h>28800h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2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

43、動(dòng)載荷(kN)302136512023120 根據(jù)前面的計(jì)算，選用30213軸承，內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。 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(dòng)載荷Cr=120kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=28800h。 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=53252+19352=5665.67NFr2=RBH2+RBV2=-39172+19352=4368.88NFd1=Fr12Y=18

44、88.56NFd2=Fr22Y=1456.29NFa1=Fae+Fd2=3441.89NFa2=Fd2=1456.29NFa1Fr1=0.607eFa2Fr2=0.33e 查表得X1=0.4，Y1=1.5，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×5665.67+1.5×3441.89=7429.1NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×4368.88+0×1456.29=4368.88N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L

45、h=10660n×ft×Crfp×Pr103=38265.67h>28800h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第八部分 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算8.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，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45，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=17MPa<p=120MPa8.2低速軸與渦輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=20mm

46、15;12mm（GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。 鍵的工作長度 l=L-b=50mm 渦輪材料為45，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=76MPa<p=120MPa8.3低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長28mm。 鍵的工作長度 l=L-b=12mm 開式圓柱齒輪材料為40Cr，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×

47、;d=91MPa<p=120MPa第九部分 聯(lián)軸器的選擇9.1高速軸上聯(lián)軸器 （1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=64.53Nm 選擇聯(lián)軸器的型號 （2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動(dòng)端孔直徑d=30mm，軸孔長度L1=82mm。 Tc=64.53Nm<Tn=1250Nm n=960r/min<n=4700r/min第十部分 減速器的密封與潤滑10.

48、1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。 蝸桿副及高速級軸承選擇全損耗系統(tǒng)用油L-AN100潤滑油潤滑，潤滑油深度為7.5cm，箱體底面尺寸為457×80.2c

49、m，箱體內(nèi)所裝潤滑油量為V=7.5×457×80.2cm3=274885.5cm3 該減速器所傳遞的功率為5.5kW。對于單級減速器，每傳遞1kW的功率，需油量為V0=350cm3，則該減速器所需油量為：V1=P0×V0=1925cm3 潤滑油量滿足要求。10.2軸承的潤滑 滾動(dòng)軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于渦輪圓周速度2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時(shí)候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。第十一部分 減速器附件11.1油面指示器 用來指示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。11.2通氣器 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫