華南理工大學二級減速器說明書兩套1

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計計算說明書本科課程設(shè)計（論文）說明書 減 速 箱二級圓柱齒輪減速箱設(shè)計院 （系） 機械與汽車工程學院 專 業(yè) 學生姓名 學生學號 指導教師 黃平 孫建芳 提交日期 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、 設(shè)計題目運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。設(shè)計內(nèi)容：根據(jù)給定的工況參數(shù)，選擇適當?shù)碾妱訖C、選取聯(lián)軸器、設(shè)計V帶傳動、設(shè)計兩級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯(lián)軸器。二、 傳動簡圖V滾筒輸送帶減速裝置電動機三、 原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力F= 3551.14（N）運輸帶速度V= 2.12（m/s）滾筒直徑D= 1330（mm）滾筒及運輸帶效率h

2、=0.94。工作時，載荷有輕微沖擊。室內(nèi)工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，允許總速比誤差<±4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時，試設(shè)計齒輪減速器（兩級）。四、 設(shè)計工作量及要求每個同學獨立完成總裝圖一張（一號圖紙），高速軸、低速大齒輪各一張（二號或三號圖紙）、設(shè)計計算說明書一份。設(shè)計內(nèi)容包括電機和聯(lián)軸器選用，軸承選用與校核，V帶、齒輪、軸、齒輪箱設(shè)計（包括V帶、軸、齒輪的校核）。具體內(nèi)容參見機械設(shè)計課程設(shè)計一書1。 教材:1 朱文堅，黃平.機械設(shè)計課程設(shè)計.廣州: 華南理工大學出版社主要參考文獻：2 朱文堅，黃平主編.

3、機械設(shè)計. 高等教育出版社，2005，2.3 機械零件設(shè)計手冊，北京:冶金工業(yè)出版社4 機械零件設(shè)計手冊，北京:化學工業(yè)出版社課程設(shè)計（論文）評語： 課程設(shè)計（論文）總評成績： 課程設(shè)計（論文）答辯負責人簽字： 年 月 日 計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定設(shè)計傳動圖如上圖所示第21組：運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，載荷有輕微沖擊，室內(nèi)工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，允許總速比誤差<±4%。軸承使用壽命不小于15000小時。滾筒及運輸帶效率h=0.94。（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力F=3551.1

4、4N；帶速V=2.12m/s；滾筒直徑D=2.12mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總效率：連軸器為彈性連軸器，軸承為圓錐滾子軸承，齒輪為精度等級為7的閉式圓柱斜齒輪，帶傳動為V帶傳動。根據(jù)<機械設(shè)計課程設(shè)計>表2-3則有:總=帶×3軸承×2齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.95×0.983×0.972×0.98×0.94=0.775(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/1000總=3551.14×2.12/（1000×0.7

5、75）=9.714KW3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.12/×1330=30.4583r/min按<機械設(shè)計課程設(shè)計>表2-4推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動高速級與低速級均為斜齒，傳動比范圍I1= I2=36（查表2-1得，兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比范圍i=840）。取V帶傳動比I3=24，則總傳動比范圍為Ia=16160。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=（16160）×30.4583=548.24944386r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500

6、r/min和3000r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選nd =1500r/min 。4、確定電動機型號根據(jù)以上計算選用的電動機類型，由所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，由表16-1選定電動機型號為Y160M-4。其主要性能：額定功率：11KW，滿載轉(zhuǎn)速1460r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1460/30.4583=47.9342、分配各級傳動比（1） 根據(jù)表2-4(以下無特殊說明則表格皆為機械設(shè)計課程設(shè)計一書表格)分配兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比與低速級傳動比i1=5.0 i2

7、=3.15根據(jù)傳動比關(guān)系式算得：V帶傳動比為：i帶=3.04四、計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）(0軸為電動機軸)n0=n電機=1460r/minnI=n0/i帶=1460/3.04=480.26(r/min)nII=nI/i 1=480.26/5.0=96.05(r/min)nIII=nII/i 2=96.05/3.15=30.49(r/min)2、 計算各軸的功率（KW） 輸入功率計算：P0=P工作=9.714KWP=P0×1=9.714×0.95=9.2283KWP=PI×2=9.2283×0.97=8.9515KWP=P

8、II×3=8.9515×0.97=8.6829KWP= PIII×4=8.6829×0.98=7.5284 KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）輸入各軸的扭矩：T=9550P/n=9550×9.2283/480.286=183.51N·mT=9550P/n=9550×809515/96.05=890.02N·mT=9550P/n=9550×8.6829/30.49=2719.64N·m 運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值可以整理列表備查：電動機輸出I軸II軸III軸N（r/min）1460480.

9、0696.0530.49P（kW）9.7149.22838.95158.6829T（Nm）63.54183.51890.022719.64五、傳動零件的設(shè)計計算1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算（1） 確定計算功率 Pca 由機械設(shè)計課本附表11.6得工作情況系數(shù)kA=1.2Pca=KA Ped=1.2×11=13.2KW（2） 選擇普通V帶截型根據(jù)Pca、nI，由機械設(shè)計課本的附圖2.1確定選用B型V帶。（3） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由教材附表2.5a和附表2.7 得，選取小帶輪基準直徑為D1=132mm，大輪的基準直徑為D2=400mm 帶的傳動比為： i帶=425/180=3.0

10、4驗算帶速V：V= D1 nI /60×1000=×132×1460/（60×1000）=10.09m/s <Vmax帶速合適。（4） 確定帶長和中心矩根據(jù)0.7(D1+ D2)a02(D1+ D2)0.7(132+400)a02×(132+400)所以有：372.4mma01064mm初步確定中心矩a0=600mm由機械設(shè)計課本式（11.26）得：Ld2a0+/2(D1+ D2)+( D2- D1)2/4a0=2×600+1.57(132+400)+(400-132)2/（4×600）=2056.56mm根據(jù)課本附表

11、2.3取Ld=2000mm根據(jù)課本式（11.27）計算實際中心矩a aa0+(Ld- Ld)/2=600+(2000-2056.56)/2=571.72mm(5)驗算小帶輪包角1=1800-( D2-D1)/a×600=1800-（400-132）/571.72×600=1520>1200（適用）2=1800+( D2-D1)/a×600=1800+（400-132）/571.72×600=2080（6）確定帶的根數(shù) 由nI=14600r/min、D1=132mm、i帶=3.04，根據(jù)機械設(shè)計課本附表2.5a和附表2.5b得P0=2.497KW（由

12、轉(zhuǎn)速800和轉(zhuǎn)速980插值而得），P0=0.46KW根據(jù)機械設(shè)計課本附表2.8得K=0.924根據(jù)機械設(shè)計課本附表2.9得KL=0.98由機械設(shè)計課本式（11.29）得Z= Pca/（P0+P0）KKL）=13.2/（2.497+0.46）×0.924×0.98）=4.937取Z=5根。(7)計算預(yù)緊力F0由機械設(shè)計課本附表2.2查得q=0.17kg/m，由式（11.30）得F0=500（Pca/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500×（13.2/（10.09×5）×(2.5/0.924-1)+0.17×10.092N=240.44

13、N（8）計算作用在軸承的壓力Q由機械設(shè)計課本式（11.31）得Q=2ZF0sin（1/2）=2×5×240.44xsin（1520/2）=2332.98N2、齒輪傳動的設(shè)計計算1）高速級斜齒輪傳動設(shè)計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設(shè)計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選8級精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=i1 z1=5.0x20=100D.初選螺旋角為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分

14、別按接觸強度和彎曲強度設(shè)計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)K：試選Kt=1.5小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=183510N·mm齒寬系數(shù)：由機械設(shè)計課本附表12.5選取=1彈性影響系數(shù)ZE：由機械設(shè)計課本附表12.4查得ZE=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面壓力角）=14.07670 （基圓螺旋角）則ZH=2.425端面重合度：=31.42760=23.33570代入上式得=1.625接觸疲勞強度極限Hlim：由機械設(shè)計課本附圖12.6按硬齒面查得Hli

15、m1=Hlim2=1000MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60x480.26x1x(2x8x360x10)=1.383x1010N2= N1/i1=1.420x109/4=2.766x109接觸疲勞壽命系數(shù)KHN：由機械設(shè)計課本附圖12.4查得KHN1=0.85，KHN2=0.87接觸疲勞許用應(yīng)力H通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.85/1.0Mpa=850MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.87/1.0Mpa=870Mpa因（H1+ H2）/2=

16、860 Mpa <1.23H2=1113.15MPa，故取H=860 MpaB.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3= 2×1.5×183510×(5+1) ×（2.425×189.8/850）2/1×1.625×51/3mm=48.833mm(2)計算圓周速度v1.228m/s(3)齒寬b：b=d dt1=48.833mm計算齒寬與齒高比b/h：b/h9.202(4)計算載荷系數(shù)K：由v1.228m/s，查機械設(shè)計課本附圖12.1，K=1.15 由附表12.2查得=

17、1.4，由附表12.2查得使用系數(shù)=1參考附表6.3中8級精度公式，估計>1.34=1.506取=1.505由附圖12.2查得徑向載荷分布系數(shù)=1.42載荷系數(shù)K=(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑=57.297mm模數(shù)：mn=cosxd1/Z1=57.297cos15°/20=2.767mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 (1) 確定公式中的參數(shù)1. 載荷系數(shù)KKa=1.4 KA=1 Kv=1.15 =1.42K=1.4x1x1.15x1.42=2.28622. 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=20，Z2=100當量齒數(shù) zv1=z1/cos=22.192 Zv

18、2=z2/ cos=112.07由機械設(shè)計課本附表12.6查得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.18 YSa2=1.792. 計算螺旋角影響系數(shù)Y：軸面重合度 0.318 1.704>1，所以取=1帶入下式運算：Y11x15°/120°0.8753.許用彎曲應(yīng)力F由機械設(shè)計課本附圖12-3查得：KNF1=0.83， KNF2=0.87由機械設(shè)計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數(shù)SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力F1= Flim1 KNF1/SF=296.429MPaF2= Flim2 KNF2/SF=310.71

19、4MPa5.計算確定YFYS/FYF1YS1/F1=0.01464YF2YS2/F2=0.01256所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數(shù)：m=2.489比較兩種強度校核結(jié)果，確定模數(shù)為mn2.5取小齒輪齒數(shù)為：21，則大齒輪齒數(shù)為：1054.幾何尺寸計算（1） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2.5*(21+105)/（2*cos150）=163.05mm取a163mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.92640（3） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos54.33mmd2mn*Z2/cos271.67mm

20、（4） 計算齒輪齒寬：b154.33mm調(diào)整后取B255mm，B160mm計算數(shù)據(jù)總結(jié)如下：（高速齒輪）齒數(shù)模數(shù)傳動比分度圓直徑齒寬小齒輪212.555403360大齒輪105271.67551）低速級斜齒輪傳動設(shè)計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設(shè)計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選8級精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=i2 z1=3.15x20=63D.初選螺旋角為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按

21、接觸強度和彎曲強度設(shè)計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)K：試選Kt=1.5小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=890020N·mm齒寬系數(shù)：由機械設(shè)計課本附表12.5選取=1彈性影響系數(shù)ZE：由機械設(shè)計課本附表12.4查得ZE=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面壓力角）=14.07670 （基圓螺旋角）則ZH=2.425端面重合度：=31.42760=24.77920代入上式得=1.596接觸疲勞強度極限Hlim：由機械設(shè)計課本附圖12.6按硬齒面查得Hlim1=

22、Hlim2=1000MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60x96.05x1x(2x8x360x10)=2.766x109N2= N1/i1=2.766x109/3.15=8.782x108接觸疲勞壽命系數(shù)KHN：由機械設(shè)計課本附圖12.4查得KHN1=0.87，KHN2=0.89接觸疲勞許用應(yīng)力H通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.87/1.0Mpa=870MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.89/1.0Mpa=890Mpa因（H1+ H2）/2=88

23、0 Mpa <1.23H2=1131.6MPa，故取H=880 MpaB.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=2×1.5×890020×(3.15+1)×（2.425×189.8）2/1×1.596×3.151/3mm=84.481mm(2)計算圓周速度v0.425m/s(3)齒寬b：b=d dt1=84.487mm計算齒寬與齒高比b/h：b/h9.202(4)計算載荷系數(shù)K：由v0.7999m/s，查機械設(shè)計課本附圖12.1，K=1.02 由附表12.2查得=1.

24、2，由附表12.2查得使用系數(shù)=1.25參考附表6.3中6級精度公式，估計>1.34=1.512取=1.512由附圖12.2查得徑向載荷分布系數(shù)=1.44載荷系數(shù)K=2.159(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑=95.385mm模數(shù)：mn=cosxd1/Z1=92.74cos15°/30=4.607mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 (2) 確定公式中的參數(shù)3. 載荷系數(shù)KKa=1 KA=1.15 Kv=1.02 =1.44K=1x1.15x1.02x1.44=2.056322. 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=20，Z2=63當量齒數(shù) zv1=z1/cos=22

25、.192 Zv2=z2/ cos=69.905由機械設(shè)計課本附表12.6查得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.27 YSa2=1.7364. 計算螺旋角影響系數(shù)Y：軸面重合度 0.318 1.704>1，所以取=1帶入下式運算：Y11x15°/120°0.8753.許用彎曲應(yīng)力F由機械設(shè)計課本附圖12-3查得：KNF1=0.80， KNF2=0.93由機械設(shè)計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數(shù)SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力F1= Flim1 KNF1/SF=285.714MPaF2= Flim2 KNF2/S

26、F=296.429MPa5.計算確定YFYS/FYF1YS1/F1=0.01519YF2YS2/F2=0.01329所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數(shù)：m=4.143比較兩種強度校核結(jié)果，確定模數(shù)為mn54.幾何尺寸計算（5） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=5*(20+63)/（2*cos150）=214.8mm取a215mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.17820（7） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos103.61mmd2mn*Z2/cos326.37mm（8） 計算齒輪齒寬：b1103.61

27、mm調(diào)整后取B2105mm，B1110mm計算數(shù)據(jù)總結(jié)如下：（低速齒輪）齒數(shù)模數(shù)傳動比分度圓直徑齒寬小齒輪2053.15103.61110大齒輪63326.37105六：軸以及軸承的設(shè)計計算輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)機械設(shè)計課本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (9.2283/480.26)1/3mm=29.46mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配有一個鍵槽，d29.46*（1+5%）=30.933，取裝帶輪處軸徑=30mm，按軸的結(jié)構(gòu)要求，取軸承處軸徑d=35mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-

28、1，選定圓錐滾子軸承（在后續(xù)計算中會發(fā)現(xiàn)，軸承承受的軸向力比較大，因此選用圓錐滾子軸承），由軸頸d=55mm選定軸承30207，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，T=18.25mm，B=17mm，a=13.8mm，e=0.37，Y=1.6，Cr=51.5KN，C0r=37.2KN（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸簡圖可見A1圖:(3) 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖（略）2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 Ft16755.4N徑向力 Fr12544.6N 軸向力 Fa1Ft1tan=1800.8N帶傳動作用在軸上的壓力為Q2332.98N計

29、算支反力：垂直面 RAV=5047.3N RBV=Ft1-RAV=1708.1N水平面 因為-RAH+ RAH =1290.8N因為=0， RBH=-RAH+Q-Fr1=3586.8N3.作彎矩圖垂直面彎矩：MCV=RBVx61.125=308516.2N*mm水平面彎矩：MAH=Qx84.225=-196495.2N*mmMCH1=-QxCD+RAHxBC=29976.0N*mmMCH2=RBHx56.75=-181585.81N*mm合成彎矩：MA=MAH=196495.2 N*mm MC1= =318445.4 N*mmMC2= =309969.0N*mm4.扭矩計算： T=48918.

30、7N*mm5.當扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取系數(shù)0.6計算彎矩為： MCAD=29351.2N*mm MCAA=198675.3 N*mm MCAC1=319795.2 N*mm MCAC2=311355.5 N*mm6.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650MPa，=30MPa由計算彎矩圖可見，C1剖面的計算彎矩最大，該處的計算應(yīng)力為:D剖面的軸徑最小，該處得計算應(yīng)力為:=29351.2/（0.1*303）=10.87MPa<，故安全。3.校核輸入軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：(2) 計算軸承的軸向載荷：e=0.37，Y=1.6兩軸的派生軸向力

31、為：因為：Fd2+Fa=1241.5+1800.8=3042.3N>Fd1=1628.0N軸左移，左端的軸承被壓緊，右端軸承放松，所以：Fa1 =Fd2+Fa=3042.3 Fa2 =1241.5（3）計算軸承當量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.3（輕微沖擊） 因為：Fa1/Fr1>e=0.42 所以：X1=0.4，Y1=1.4 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=9037.0N 又因為：Fa2/Fr2=0.23<e=0.42 所以：X2=1，Y2=0 P2=fp*X2*Fr2=5164.5N 因此取P=P1=9037.0N來校核軸承的壽命（4）校核軸承的壽命 因此初選的軸承3

32、0210滿足使用壽命的要求。中間軸的設(shè)計計算及軸承校核1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)機械設(shè)計課本9.14式，并查表10-2，取A=110110 (8.9515/96.05)1/3mm=49.87mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配由于有一個鍵槽，d49.87（1+5%）=52.36mm取裝軸承處軸徑=55mm，根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承（在后續(xù)計算中會發(fā)現(xiàn)，軸承承受的軸向力比較大，因此選用圓錐滾子軸承），由軸頸d=55mm選定軸承30211，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，T=22.75m

33、m，B=21mm，a=21mm，e=0.4，Y=1.5，Cr=86.5KN，C0r=65.5KN（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸可見A1圖（3）按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖（略）2.計算作用在軸上的力 大齒輪受力分析圓周力 Ft2=Ft1=6552.2N徑向力 Fr2Fr12468.1N 軸向力 Fa2Fa1=1746.4N 小齒輪受力分析圓周力 Ft3（2*T/d）=17180.2徑向力 Fr3671.4N 軸向力 Fa3Ft3tan=466.1N計算支反力：垂直面 RAV=12549.7N RBV=Ft2+Ft3-RAV=11182.7N水平面 因為 所以

34、RAH =1210.7N因為=0， RBH=RAH+Fr2 -Fr3=1928.8N3.作彎矩圖垂直面彎矩：MCV=-109079.738N*mm MDV=-680746.8625 N*mm水平面彎矩：MCH1=107145.0N*mmMCH2=170457.7N*mm MDH1=73701.4N*mmMDH2=-16770.9 N*mm合成彎矩：MA=0 N*mm MC1=1114243.2N*mmMC2=1122102.3N*mm MD1=684724.9N*mm MD2=680953.4N*mm5.扭矩計算： T=27159.6N*mm6.當扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取系數(shù)0.6計

35、算彎矩為： MCAC1=1114362.4N*mm MCAC2=1122220.6N*mm MCAD1=684753.8N*mmMCAD2=681148.4 N*mm7.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650MPa，=30MPa由計算彎矩圖可見，C1剖面的計算彎矩最大，該處的計算應(yīng)力為:D1處軸徑最?。ǔ惭b軸承處外），故應(yīng)校核此處軸的強度其他剖面處軸徑大于C1處（安裝軸承處除外）或者彎矩小于C1處，可以不做校核，因此中間軸也是安全的。8.校核輸入軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：(2) 計算軸承的軸向載荷：e=0.4，Y=1.5兩軸的派生軸向力為：因為：Fd1

36、+Fa>Fa2軸左移，左端的軸承放松，右端軸承被壓緊，所以：Fa13749.3NFa2 Fd1+Fa5029.6N（3）計算軸承當量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.3（輕微沖擊） 因為：Fa1/Fr1=0.333e=0.4 所以：X1=1，Y1=0 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=14622.4N 又因為：Fa2/Fr2=0.396e=0.4 所以：X2=1，Y2=0 P2= fp（X2Fr2+Y2Fa2）=16506.2N 因此取P=P2=16506.2N來校核軸承的壽命（4）校核軸承的壽命 因此初選的軸承30211滿足使用壽命的要求。低速軸的設(shè)計計算及軸承校核1、按扭矩初算軸徑選用

37、40Cr調(diào)質(zhì)，硬度260HBS，許用應(yīng)力-1b=70MPa根據(jù)機械設(shè)計課本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (8.6829/30.49)1/3mm=72.4mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配由于有兩個鍵槽，則d72.4（1+10%）=79.64，取安裝聯(lián)軸器處軸徑=80mm，按軸的結(jié)構(gòu)要求，取軸承處軸徑d=85mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承（在后續(xù)計算中會發(fā)現(xiàn)，軸承承受的軸向力比較大，因此選用圓錐滾子軸承），由軸頸d=85mm選定軸承30217，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=85mm，外徑D=140mm，T=30.5mm，B=

38、26mm，a=28.1mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=178KN，C0r=212KN（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸簡圖可見A1圖(4) 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度1.繪出軸的計算簡圖（略）2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 Ft4= Ft3=16666.0N徑向力 Fr4= Fr3=6285.2N 軸向力 Fa4Fa3=4521.1N計算支反力：垂直面 RAV=6187.3N RBV=Ft4-RAV=1048.7N水平面 因為RAH- RAH =-718.4N因為=0， RBH=-RAH +Fr1=7003.6N3.作彎矩圖垂直面彎矩：MCV=-RBVxAC=9

39、40469.6N*mm水平面彎矩：MCH1=-10919608N*mmMCH2=628573.1N*mm合成彎矩： MC1= =946787.7N*mmMC2= =1131188.4N*mm4.扭矩計算： T=737775.7N*mm5.當扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取系數(shù)0.6計算彎矩為： MCAD=442665.42N*mm MCAC1=1045160.1N*mm MCAC2=1214718.0N*mm6.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度由于軸材料選擇40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650MPa， 許用應(yīng)力-1b=60MPa 由計算彎矩圖可見，C2剖面的計算彎矩最大，該處的計算應(yīng)力為:D剖面的

40、軸徑最小，該處得計算應(yīng)力為:=1442665.42/（0.1*853）=7.2MPa<，故安全。3.校核低速軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：(2) 計算軸承的軸向載荷：e=0.42，Y=1.4兩軸的派生軸向力為：因為：Fd1+Fa=2224.6+4521.1=6745.7N>Fd2=2529.2N軸右移，右端的軸承被壓緊，左端軸承放松，所以：Fa1=2224.6 Fa2=Fd1+Fa=6745.7N（3）計算軸承當量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.3（輕微沖擊） 因為：Fa1/Fr1=0.357e=0.42 所以：X1=1，Y1=0 P1=fpX1Fr=8097.57N 又因為：Fa2/

41、Fr2=0.953>e=0.42 所以：X2=0.4，Y2=1.4 P2=15959.7N 因此取P=P2=15959.7N來校核軸承的壽命（4）校核軸承的壽命 因此初選的軸承30216滿足使用壽命的要求。七.鍵連接的選擇和強度校核1. 高速軸與V帶輪的鍵連接：（1）選用A型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸30mm，輪轂長度45mm，查表10-1得：選鍵8*7（GB/T 1095-1979），長度選用40mm，即鍵的代號為8*40（2）鍵的材料為45鋼，V帶輪的材料為鑄鐵，查機械設(shè)計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應(yīng)力為p=5060MPa，鍵的工作長度為：l=l-b=40-8=32mm，鍵與

42、輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=3.5mm，則鍵的工作擠壓應(yīng)力為： p=2T/（kld）=2*183510/（3.5*32*30）=49.2MPa<p=5060MPa所以此處鍵的強度符合要求。2. 中間軸與齒輪的鍵連接：（1）選用A型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸65mm，輪轂長度55mm，查表10-1得：選鍵16*10（GB/T 1095-1979），長度選用50mm，即鍵的代號為16*50（2）鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設(shè)計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應(yīng)力為p=100120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b=55-16=39mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k

43、=0.5h=5mm，則鍵的工作擠壓應(yīng)力為： p=2T/（kld）=2*890020/（5*39*65）=140.4MPa>p=100120MPa不安全，該用雙鍵（此處軸的直徑遠大于最小軸徑，故改用雙鍵之后不需要重新校核軸的強度） 改用雙鍵之后的工作及壓應(yīng)力為： p=2T/（nkld）=2*848667/（1.5*4*32*65）=93.6MPa<p=100120MPa故改用雙鍵之后，鍵的工作擠壓應(yīng)力滿足要求。3. 低速軸與齒輪的鍵連接：（1）選用A型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸90mm，輪轂長度105mm，查表10-1得：選鍵25*14（GB/T 1095-1979），長度選用100

44、mm，即鍵的代號為25*100（2）鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設(shè)計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應(yīng)力為p=100120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b=105-25=80mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=7mm，則鍵的工作擠壓應(yīng)力為： p=2T/（kld）=2*2719640/（7*80*90）=107.9MPa<p=100120MPa鍵的工作擠壓應(yīng)力滿足要求。安全4. 低速軸與聯(lián)軸器之間的鍵連接（1）選用A型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸80mm，輪轂長度172mm，查表10-1得：選鍵22*14（GB/T 1095-1979），長度選用160mm，

45、即鍵的代號為25*160（2）鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設(shè)計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應(yīng)力為p=100120MPa，鍵的工作長度為：l=l-b/2=172-11=161mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=7mm，則鍵的工作擠壓應(yīng)力為： p=2T/（nkld）=2*2719640/（7*161*80）=60.3MPap=100120MPa安全八.聯(lián)軸器的選定聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：TcaKAT1.25*2719.64=3399.55Nm故選用LX5彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T 5014-2003），其參數(shù)如下：聯(lián)軸器型號dDLnTZLD580192172400040

46、00九.減速器的潤滑v1=2.12m/s;v2=0.427m/s因為v <12m/s，所以齒輪采用油潤滑，選用L-AN68全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989），大齒輪浸入油中的深度約為12個齒高，且不少于10mm。對于軸承，因為v1<2m/s，故可以用脂潤滑.由表14.2選用鈣基潤滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987)，只需填充軸承空間的1/31/2，并在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)檔油環(huán)，使油池中的油不能進入軸承以致稀釋潤滑脂.F=3551.14NV=2.12m/sD=1330mm總=0.775P工作=7.5284KWPed=9.714KW電動機轉(zhuǎn)速：nd =1500r/min電動機型號Y160M-4i總=47.934V帶傳動比：i帶=3.04i1=5.0i2=3.15n0 =1460r/minnI=480.26r/minnII=96.05r/minnIII=30.49(r/min)P0=9.714KWP=9.2283KWP=8.9515KWP=8.6829KWP=7.5284KWT0 =6