機械設(shè)計課程設(shè)計-展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計F=2200 v=0.9 D=300

1、減速器設(shè)計說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄第1部分 設(shè)計任務書11.1設(shè)計題目11.2設(shè)計步驟1第2部分 傳動裝置總體設(shè)計方案12.1傳動方案12.2該方案的優(yōu)缺點2第3部分 選擇電動機23.1電動機類型的選擇23.2確定傳動裝置的效率23.3選擇電動機容量23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3第4部分 動力學參數(shù)計算44.1電動機輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3中間軸的參數(shù)54.4低速軸的參數(shù)54.5工作機軸的參數(shù)5第5部分 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算65.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)65.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計65.3確定傳動

2、尺寸95.4校核齒根彎曲疲勞強度95.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸115.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)12第6部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算136.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)136.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計136.3確定傳動尺寸166.4校核齒根彎曲疲勞強度176.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸196.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)19第7部分 軸的設(shè)計207.1高速軸設(shè)計計算207.2中間軸設(shè)計計算297.3低速軸設(shè)計計算38第8部分 滾動軸承壽命校核478.1高速軸上的軸承校核478.2中間軸上的軸承校核488.3低速軸上的軸承校核49第9部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算509.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校

3、核509.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核509.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核519.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核519.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核51第10部分 聯(lián)軸器的選擇5210.1高速軸上聯(lián)軸器5210.2低速軸上聯(lián)軸器52第11部分 減速器的密封與潤滑5311.1減速器的密封5311.2齒輪的潤滑5311.3軸承的潤滑53第12部分 減速器附件5412.1油面指示器5412.2通氣器5512.3放油孔及放油螺塞5512.4窺視孔和視孔蓋5612.5定位銷5712.6起蓋螺釘5812.7起吊裝置59第13部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸60第14部分 設(shè)計小結(jié)62第15部分 參考文

4、獻62第1部分 設(shè)計任務書1.1設(shè)計題目 展開式二級直齒圓柱減速器，拉力F=2200N，速度v=0.9m/s，直徑D=300mm，每天工作小時數(shù)：8小時，工作年限（壽命）：5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)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 6.傳動軸的設(shè)計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計 9.聯(lián)軸器設(shè)計 10.潤滑密封設(shè)計 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第2部分 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪

5、減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點 展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第3部分 選擇電動機3.1電動機類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率a=12×24×32×w=0.877 1為聯(lián)軸器的效率0.99,2為滾動軸承的效率0.99,3為閉式圓柱齒輪的效率0.98,w為工作機的效率0.973.3選擇電動機容量 工作機所需功率為Pw=F×V1000=2200×0.91000=1.98kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=1.

6、980.877=2.26kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.9×300=57.32rmin 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：840，因此理論傳動比范圍為：840。可選擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(840)×57.32=459-2293r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-6的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(

7、kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002870圖3-1 電機尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=96057.3

8、2=16.748 （2）分配傳動裝置傳動比 高速級傳動比i1=1.35×ia=4.76 則低速級的傳動比i2=3.52 減速器總傳動比ib=i1×i2=16.7552第4部分 動力學參數(shù)計算4.1電動機輸出參數(shù)P0=2.26kWn0=nm=960rminT0=9550×P0n0=9550×2.26960=22.48Nm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×1=2.26×0.99=2.24kWn=n0=960rminT=9550×Pn=9550×2.24960=22.28Nm4.3中間軸的參數(shù)P=P×2×3

9、=2.24×0.99×0.98=2.17kWn=ni1=9604.76=201.68rminT=9550×Pn=9550×2.17201.68=102.75Nm4.4低速軸的參數(shù)P=P×2×3=2.17×0.99×0.98=2.11kWn=ni2=201.683.52=57.3rminT=9550×Pn=9550×2.1157.3=351.67Nm4.5工作機軸的參數(shù)P=P×1×2×2×w=2.11×0.99×0.99×0.9

10、9×0.97=1.99kWn=n=57.3rminT=9550×Pn=9550×1.9957.3=331.67Nm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nm)電機軸9602.2622.48高速軸9602.2422.28中間軸201.682.17102.75低速軸57.32.11351.67工作機軸57.31.99331.67第5部分 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20°。 2.參考表10-6選用7級精度。 3.材料選擇 由表

11、10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS 4.選小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=24×4.76=115。5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 1.由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2 (1)確定公式中的各參數(shù)值 (1)試選KHt=1.3 (2)計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×2.22960=22084.38Nmm (3

12、)由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 (4)由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 (5)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 (6)由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos115×cos20°115+2×1=22.537°=z1×tana1-tan'+z2

13、15;tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+115×tan22.537-tan20°2=1.73Z=4-3=4-1.733=0.87 (7)計算接觸疲勞許用應力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：NL1=60×n×j×Lh=60×960×1×8×300×5=6.912×108NL2=NL1u=6.912×1084.

14、76=1.452×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.05，KHN2=1.14 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=Hlim1×KHN1SH=600×1.051=630MPaH2=Hlim2×KHN2SH=550×1.141=627MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=627MPa (2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×22084.381×11524

15、+111524×2.49×189.8×0.876272=31.031mm 2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑 (1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 (1)圓周速度v=×d1t×n60×1000=×31.031×96060×1000=1.559ms (2)齒寬bb=d×d1t=1×31.031=31.031mm (2)計算實際載荷系數(shù)KH (1)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25 (2)根據(jù)v=1.559m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.03 (3)齒輪的圓周力。Ft=2&#

16、215;Td1=2×22084.3831.031=1423.375NKA×Ftb=1.25×1423.37531.031=57Nmm<100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.417 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.03×1.2×1.417=2.189 (3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=31.03

17、1×32.1891.3=36.917mm (4)確定模數(shù)m=d1z1=36.91724=1.54mm，取m=2mm。5.3確定傳動尺寸 1.計算中心距a=z1+z2×m2=139mm，圓整為139mm 2.計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=24×2=48mmd2=z2×m=115×2=230mm 3.計算齒寬b=d×d1=48mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2×KF×T×YFa×YSa×Yd×m3&

18、#215;z12F (1)T、m和d1同前 齒寬b=b2=50 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.65，YFa2=2.13 由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.58，YSa2=1.85 (1)試選KFt=1.3 (2)由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.734=0.683 (2)圓周速度v=×d1×n60×1000=×48×96060×1000=2.41ms (3)寬高比b/hh=2×ha*+c*×m=2&#

19、215;1+0.25×2=4.5mmbh=504.5=11.111 根據(jù)v=2.41m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.046 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4查得KH=1.42，結(jié)合b/h=50/4.5=11.111查圖10-13，得KF=1.079。 則載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.046×1.2×1.079=1.693 由圖10-24c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10-22查取彎曲疲勞

20、系數(shù)KFN1=0.91，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1×KFN1S=500×0.911.25=364MPaF2=Flim2×KFN2S=380×0.921.25=279.68MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yd×m3×z12=2×1.693×22084.38×2.65×1.58×0.6831×23×242=46.407MPa

21、<F1F2=2×KF×T×YFa2×YSa2×Yd×m3×z12=2×1.693×22084.38×2.13×1.85×0.6831×23×242=43.675MPa<F2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 (4)齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×48×96060×1000=2.41ms 選用7級精度是合適的5.5計算齒輪傳動其它幾何尺

22、寸 (1)計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2×1=2mm hf=m×han*+cn*=2×1+0.25=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm (2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=52mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=234mm (3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=43mm df2=d2-2×hf=m×z2-2h

23、an*-2cn*=225mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6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)mn22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螺旋角左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒數(shù)z24115齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d48230齒頂圓直徑da52234齒根圓直徑df43225齒寬B5550中心距a139139圖5-1 高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖第6部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)傳動方案

24、，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20°。 2.參考表10-6選用7級精度。 3.材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS 4.選小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=24×3.52=85。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 1.由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2 (1)確定公式中的各參數(shù)值 (1)試選KHt=1.3 (2)計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×1

25、06×Pn=9.55×106×2.15201.68=101807.32Nmm (3)由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 (4)由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 (5)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 (6)由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos85×cos20°

26、;85+2×1=23.351°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+85×tan23.351-tan20°2=1.72Z=4-3=4-1.723=0.872 (7)計算接觸疲勞許用應力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：NL1=60×n×j×Lh=60×201.68×1×

27、8×300×5=1.452×108NL2=NL1u=1.452×1083.52=4.125×107 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.14，KHN2=1.25 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=Hlim1×KHN1SH=600×1.141=684MPaH2=Hlim2×KHN2SH=550×1.251=687.5MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=684MPa (2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u

28、5;ZH×ZE×ZH2=32×1.3×101807.321×8524+18524×2.49×189.8×0.8726842=49.784mm 2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑 (1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 (1)圓周速度v=×d1t×n60×1000=×49.784×201.6860×1000=0.525ms (2)齒寬bb=d×d1t=1×49.784=49.784mm (2)計算實際載荷系數(shù)KH (1)由表10-2查得使用系數(shù)KA=

29、1.25 (2)根據(jù)v=0.525m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01 (3)齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×101807.3249.784=4089.961NKA×Ftb=1.25×4089.96149.784=103Nmm>100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.419 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.01×1×1.419=

30、1.791 (3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=49.784×31.7911.3=55.395mm (4)確定模數(shù)m=d1z1=55.39524=2.31mm，取m=3mm。6.3確定傳動尺寸 1.計算中心距a=z1+z2×m2=163.5mm，圓整為164mm 2.計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=24×3=72mmd2=z2×m=85×3=255mm 3.計算齒寬b=d×d1=72mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎

31、曲疲勞強度條件為F=2×KF×T×YFa×YSa×Yd×m3×z12F (1)T、m和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.65，YFa2=2.21 由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.58，YSa2=1.78 (1)試選KFt=1.3 (2)由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.718=0.687 (2)圓周速度v=×d1×n60×1000=×72

32、15;201.6860×1000=0.76ms (3)寬高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×3=6.75mmbh=756.75=11.111 根據(jù)v=0.76m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.014 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4查得KH=1.426，結(jié)合b/h=75/6.75=11.111查圖10-13，得KF=1.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.014×1.2×1.08=1.643 由圖

33、10-24c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10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.92，KFN2=0.96 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1×KFN1S=500×0.921.25=368MPaF2=Flim2×KFN2S=380×0.961.25=291.84MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yd×m3×z12=2×1.643×1

34、01807.32×2.65×1.58×0.6871×33×242=61.876MPa<F1F2=2×KF×T×YFa2×YSa2×Yd×m3×z12=2×1.643×101807.32×2.21×1.78×0.6871×33×242=58.134MPa<F2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 (4)齒輪的圓周速度v=×d1×n60

35、5;1000=×72×201.6860×1000=0.76ms 選用7級精度是合適的6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 (1)計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=3×1=3mm hf=m×han*+cn*=3×1+0.25=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm (2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=78mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=261mm (3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑

36、 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=64.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=247.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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螺旋角右旋0°0'0"左旋0°0'0"齒數(shù)z2485齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d72255齒頂圓直徑da78261齒根圓直徑df64.524

37、7.5齒寬B8075中心距a164164圖6-1 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖第7部分 軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算 1.已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=2.22kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=22084.38Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表15-1選用40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，許用彎曲應力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 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=112×32.22960=14.81mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05

38、15;14.81=15.55mm 查表可知標準軸孔直徑為20mm故取dmin=20圖7-1 高速軸示意圖 (1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮輕微沖擊，故取KA = 1.5，則:Tca=KA×T=33.42Nm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 6×6

39、mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=40mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B = 30×62×16mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 (3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 55 mm，d56 = 52 mm (4)軸承端蓋厚

40、度e=10，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 16 -10 = 65 mm (5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=80mm，則l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 1

41、5+ 10-2.5-2=100.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑20253036523630長度526528100.555828 4.軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td1=2×22283.3348=928.47N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan=928.47×tan20°=337.94N 根據(jù)6206深溝球查手冊得壓力中心a=8mm 第一段軸中點到軸承壓力中心距離: l1=522+65+8=99mm 軸承

42、壓力中心到齒輪支點距離:l2=28+552+100.5-8=148mm 齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=8+552+28-8=55.5mm (1)計算軸的支反力 水平支反力FNH1=Ft×l3l2+l3=928.47×55.5148+55.5=253.22NFNH2=Ft×l2l2+l3=928.47×148148+55.5=675.25N 垂直支反力FNV1=Fr×l3l2+l3=337.94×55.5148+55.5=92.17NFNV2=Fr×l2l2+l3=337.94×148148+55.5=245.7

43、7N (2)計算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面C處的水平彎矩MH1=FNH1×l2=253.22×148=37476.56Nmm 截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1×l2=92.17×148=13641.16Nmm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c） 截面C處的合成彎矩M1=MH12+MV12=37476.562+13641.162=39882Nmm (3)作合成彎矩圖（圖d）T=22084.38Nmm 作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 5.校核軸的強度 因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=

44、15;d332=×36332=4578.12mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=×36316=9156.24mm3 最大彎曲應力為=MW=398824578.12=8.71MPa 剪切應力為=TWT=22084.389156.24=2.41MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，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，則當量應力為ca=2+4××2=8.712+4×0.6×2.412=9.18MPa 查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限B=735MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，ca&l

45、t;-1b，所以強度滿足要求。 (1)精確校核軸的疲勞強度 (1)判斷危險截面 截面C左側(cè)承受彎矩最大，故需要對該截面進行精確校核。 (2)截面C左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1×d3=0.1×363=4665.6mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2×d3=0.2×363=9331.2mm3 截面C左側(cè)的彎矩M1=MH12+MV12=37476.562+13641.162=39882Nmm 截面上的扭矩T=22283.33Nmm 截面上的彎曲應力b=MW=39881.684665.6=8.55MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力T=TWT=22283.339331.2=2

46、.39MPa 軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS。由表查得：B=735MPa，-1=355MPa，-1=200Mpa。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表查取，由于：rd=0.0556 Dd=1 經(jīng)過插值后可以查得：=1.533 =1.37 查圖可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q=0.79 q=0.79 故有效應力集中系數(shù)為：k=1+q×-1=1+0.79×1.533-1=1.5k=1+q×-1=1+0.79×1.37-1=1.3查圖得尺寸系數(shù)=0.88，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.81。 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：=0.93 軸未

47、經(jīng)表面強化處理，即q=1，得綜合系數(shù)為：K=k+1-1=1.50.88+10.93-1=1.78K=k+1-1=1.30.81+10.93-1=1.68 碳鋼的特性系數(shù)為：=0.1=0.05 于是，計算安全系數(shù)Sca值，則得：S=-1K×a+×m=23.33S=-1K×a+×m=96.74Sca=S×SS2+S2=23.26>>S=1.5 故可知其安全。 (3)截面C右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1×d3=0.1×363=4665.6mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2×d3=0.2×363=9331

48、.2mm3 截面C右側(cè)的彎矩M1=MH12+MV12=37476.562+13641.162=39882Nmm 截面C右側(cè)的扭矩T=22283.33Nmm 截面上的彎曲應力b=MW=39881.684665.6=8.55MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力T=TWT=22283.339331.2=2.39MPa過盈配合處的，k，由附表用插值法求出，并取，k=0.8×k，于是得k=3.16，k=0.8×3.16=2.53 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：=0.93K=k+1-1=1.50.88+10.93-1=1.78K=k+1-1=1.30.81+10.93-1=1.68 所以軸在截

49、面C右側(cè)的安全系數(shù)為：S=-1K×a+×m=23.33S=-1K×a+×m=96.74Sca=S×SS2+S2=23.26>>S=1.5 故該軸在截面C右側(cè)的強度也是足夠的。7.2中間軸設(shè)計計算 1.已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=201.68r/min；功率P=2.15kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=101807.32Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表15-1選用45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，許用彎曲應力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。

50、dA0×3Pn=112×32.15201.68=24.65mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=30mm圖7-3 中間軸示意圖 (1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 24.65 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B = 30×62×16mm，故d12 = d56 = 30 mm。 (2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 33 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油

51、環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 50 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 33 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 15 mm。 (3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。 (4)考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 80 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 78 mm，d23=33mm。 (5)取低速級小齒輪

52、距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l12=B+1+2=16+10+10+2= 38 mml56=B+2+2=16+10+12.5+2= 40.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑3033433330長度3878154840.5 4.軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2×Td2=2×102754.36230=893.52N

53、高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2×tan=893.52×tan20°=325.21N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2×Td3=2×102754.3672=2854.29N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3×tan=2854.29×tan20°=1038.88N 根據(jù)6206深溝球查手冊得壓力中心a=8mm 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離: l1=38+782-8=69mm 低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離: l2=50+802+15=80mm 高速級大齒輪

54、中點到軸承壓力中心距離 :l3=40.5+482-8=56.5mm (1)計算軸的支反力 水平支反力FNH1=Ft3×l2+l3+Ft2×l3l1+l2+l3=2854.29×80+56.5+893.52×56.569+80+56.5=2141.58NFNH2=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=2854.29×69+893.52×69+8069+80+56.5=1606.23N 垂直支反力FNV1=Fr2×l3-Fr3×l2+l3l1+l2+l3=325.21×56.5

55、-1038.88×80+56.569+80+56.5=-600.65NFNV2=Fr2-FNV1-Fr3=325.21-600.65-1038.88=-113.02 (2)計算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面B處的水平彎矩MBH1=FNH1×l1=2141.58×69=147769.02Nmm 截面C處的水平彎矩MCH1=FNH1×l3=2141.58×56.5=120999.27Nmm 截面C處的垂直彎矩MCV1=-FNV2×l3=-113.02×56.5=6385.63 截面B處的垂直彎矩MBV1=-FNV1×l1=

56、-600.65×69=41444.85Nmm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c） 截面B處的合成彎矩MB1=MBH12+MBV12=147769.022+41444.852=153471.04NmmMB2=MBH12+MBV22=147769.022+02=147769.02Nmm 截面C處的合成彎矩MC1=MCH12+MCV12=120999.272+6385.632=121167.65NmmMC2=MCH12+MCV22=120999.272+02=120999.27Nmm 作合成彎矩圖（圖d）T=101807.32Nmm 作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖7-4 中間軸受力及彎

57、矩圖 5.校核軸的強度 因B左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B左側(cè)為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×33332=3526.32mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=×33316=7052.64mm3 最大彎曲應力為=MW=153471.043526.32=43.52MPa 剪切應力為=TWT=101807.327052.64=14.44MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，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，則當量應力為ca=2+4××2=43.522+4×0.6×14.442=4