二級圓柱斜齒齒輪減速器(帶cad圖)課程設(shè)計.

1、目錄一、課程設(shè)計任務(wù)書 1二、傳動方案的初步擬定 - 2三、電機的選擇 3四、確定傳動裝置的有關(guān)的參數(shù) - 5五、齒輪傳動的設(shè)計 8六、軸的設(shè)計計算 18八、滾動軸承的選擇及校核計算 - 25九、連接件的選擇 27十、減速箱的附件選擇 30十一、潤滑及密封 31十二、課程設(shè)計小結(jié) 32十三、參考資料目錄 330、課程設(shè)計任務(wù)書題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計工作條件：單向運轉(zhuǎn)，輕微震動，連續(xù)工作，兩班制，使用 8年。原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=3500N;卷筒轉(zhuǎn)速n=60(rpm);滾筒直徑D=300mm。卷筒電動機聯(lián)軸器 減速器聯(lián)軸器1二、傳動方案的初步擬定2#電動機聯(lián)軸器聯(lián)軸器減速器#如圖，減

2、速器與電機、卷筒通過聯(lián)軸器連接#三、電機的選擇1、選擇電機類型和結(jié)構(gòu)型式電動機分交流和直流電機兩種。由于直流電機需要直流電源，結(jié)構(gòu)較 復(fù)雜，價格較咼維護不方便，因此用交流電動機，一般用三相交流電源。 交流電機有異步和同步電機兩類。異步電機有籠型和繞線型，其中一普通 籠型異步電機應(yīng)用最多。其機構(gòu)簡單、工作可靠、價格便宜、維護方便。根據(jù)工作要求和條件，選擇用三籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V，Y 型。2、選擇電動機的容量電動機所需工作功率：Pd =于 KWa式中Pw =竺 KW ；化=時??；?。?550“ 2、口 3、“ 4、分別為軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取口！ =0.9

3、8 （滾子軸承），口2 =0.97 （齒輪精度為7級，不包括軸承效率），S =0.99 （齒輪聯(lián)軸器），n4=0.96。貝現(xiàn)=0.984 x 0.972 x 0.992 x 0.96 = 0.83D300:TF n 3500 江0 況60所以Pd =林=2=2=3.97kW95509550葉 a9550 匯 0.833、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n = 60r /m in二級圓柱齒輪減速器傳動比i840,故電機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd =ian= （840）父 60= （4802400）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750、1000和1500 r/min。J =0.83Pd = 3.97 kwn

4、d =(4802400)3根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊及上網(wǎng)查出有三種適用的電機型號，因此有 三種傳動方案，如下表：凡1 kW電動從轉(zhuǎn)應(yīng)r/min電咄底A fitNX恃詡裂比的忖刊叱息傳韻比V帶傳軒1Y1I2M-I百1500144047(1乳5備902YL32M1 &4itfian頒T30A3- ?72-M29. 923Y11 *4750120IUD I50062, R32-523.13綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、 重量、價格和帶傳動、減速器的傳 動比，可見第2方案比較合適。因此選定電機型號為 Y132M1-6，其主要 性能如下表：11匕kW蒲就時USSmIffl楚界血11L袱t mnb)林民

5、-1!72 .UJ) v /P底腳安童尺1K抽仲址寸132515-X3；15y JIS21JS其丄利itX0I0X 11四、確定傳動裝置的有關(guān)的參數(shù)1、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比?？倐鲃颖鹊挠嬎?。由選定電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作主動軸轉(zhuǎn)速n ,可得傳動裝置總傳比ia =162m 二960 =i6n 60式中：nm =960r/min ； n =60 r/min。(2)分配傳動裝置傳動比式中i為減速器的傳動比。ii為高速級傳動比，i2為低速級傳動比。5#由二級圓柱齒輪減速器傳動比分配，圖(b)32ii =4.5，所以 i2 二一9ii=4.5i23296圖(b)各軸的轉(zhuǎn)速厲=n m =96

6、0 r/minn,i =n,960213.3 r/minii 4.5nm = =60 r/min i2n, =960 r/minm =213.3r/minnv = n m = 60卷筒軸n 二 n m =60 r/min式中：n,n|_,n：分別為I .n.m軸的轉(zhuǎn)速;nm電機滿載轉(zhuǎn)速。(2)各軸輸入功率P =pd 13 二 Pd 1 3 =3.97 0.98 0.99 = 3.85KWRi = R 12 =R 1 2 =3.85 0.98 0.97=3.66KWPm = Pn 12 =Pn 1 2 =3.66 0.98 0.97=3.48KW卷筒軸Piv = Pm * 13 =R| * 1

7、3 =3.48 0.98 0.99 =3.38 KWP =3.85KWPi =3.66 KWP川=3.48KWPv = 3.38KW式中：Pd 電動機的輸出功率，kw8P，也pni，u，川軸的輸入功率，kw氣=0.96，口2 =0.98 （滾子軸承），松0.97 （齒輪精度為7級， 不包括軸承效率），”4=0.99 （齒輪聯(lián)軸器），”5=0.95。（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機輸出轉(zhuǎn)矩Td =9550 巳=9550x 3.97 =39.49 Nnm960I 軸Ti =Td J3=39.49 漢 0.99= 39.09 N*mn軸Tii =Ti “ 叫2 =Ti “小2=39.09 x 4.5X0.98

8、X0.97= 167.25 N m川 軸J = Tn襯2 叫2 =Tn釘2小= 167.25X3.56X0.98X0.97= 565.29 N m卷筒軸Try = % n3= 565.29 7.99=559.64 N *m=39.09 NmTil =167.25 N mTin = 565.29 NmTy = 559.64 N * m9于K n limSkt =1.6 ZH =2.433Z1 =20Z21 = 90 一 14 : = 1.59五、齒輪傳動的設(shè)計（一）高速級齒輪設(shè)計1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240260H

9、BS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS; 根據(jù)教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度 Ra 1.63.2卩m2、按齒面接觸強度設(shè)計 由標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計公式：dit 3 2KtTl uJZhZe）2（教材 P218式 10-21）u叭（1）確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值1）試選 kt =1.62）由教材P218圖10-3選取區(qū)域系數(shù)Zh = 2.4333) 傳動比h =4.5取小齒輪 乙=20，大齒輪Z2 =Z1 i20 4.5 = 904）初選取螺旋角、-14查教材 P215 圖 10-26 得；5 =0.72，Z2 對應(yīng)的；：.2=0.87 所以- ；.,2 =1.595）許用

10、接觸應(yīng)力（7 H取失效概率為1%，通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安 全系數(shù)安全系數(shù)S=1.由教材205式10-12得10#92=2.691 x 109N2=0.598x 109由教材P209圖10-21查得：7 HiimZ1 =520Mpa7 HiimZ2 =460Mpa由教材P206式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN1=60njLh=60x 960 x 1 x (16 x 365x 8)9=2.691 x 109式中：n-齒輪轉(zhuǎn)速；j-每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的系數(shù)取; Lh-齒輪的工作壽命。99N2=N1/i=2.691 x 109/4.5=0.598x 109由教材P207圖10-1

11、9查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：Khni=0.90Khn2=0.94(T H1=504Mpa(T H2=432.4Mpa(T H=468.2Mpa(T hi=(T Hiimi KHni/S=560X 0.90/1.0Mpa =504Mpa(T h2=(T Hiim2 Khn2/S=460X 0.94/1.0Mpa =432.4Mpa所以 UH，1 Gb04 432.4 =468.2Mpa 2 26) 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩： =95.5x10計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka =1, 2.27m s,7級精度,由教材P194圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.1,由表10-4查得KH的值: R/ni =95.5

12、x105 x3.85,9604=3.85 10 N mm7) 由教材P205表10-7取 d=118) 由教材P201表10-6查得材料的彈性系數(shù)ZE =189.8MPa(2)計算1) 小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得：.3：2漢1.6 漢 3.85X044.5+12.43189.2d1t _3() mm = 45.164mm1 1.594.5468.22) 計算圓周速度呵汕13.14X45.164X960“/v2.27 m s60 1000 60 10003）計算齒寬b及模數(shù)mntb = dd1t = 45.164mmmnt45.164 cos1420二 2.19mmh = 2.25mn

13、t =4.93bh“.1644.93= 9.16=3.85 104N mmd|t = 45.164mm2.27b = 45.164mmmnt =2.19h = 4.931112:書：1.586#用差值法計算得:45.164 -4080 -40K” -1.4171.426 -1.417得出:Kh1.41813=1.418K =1.3K = 1.87由教材P198圖10-13查得Kf =1.3由教材P195表10-3查得K-二K. =1.2故載荷系數(shù) K 二KAKVKH 一 Kj =1 1.1 1.2 1.418 = 1.876）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材P式（10-10a）得

14、：#=47.59mm7）計算模數(shù)mnd1 =47.59#mnd1 cos :Z147.59 cos14 2.3mm20#3、按齒根彎曲強度設(shè)計由教材P218式（10-17）即（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)mn3,2KTMcos2 ： YFaYsa %Z12%Smn = 2.3#K =1.716- 0.88Zv1 = 21.894Zv2 二 98.521K =KaKvKf-.Kf1 1.1 1.2 1.3=1.7162）由縱向重合度 y =1.586,從教材P216圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y = 0.883）計算當(dāng)量齒數(shù)Zv13321.894cos 戸 cos 14Z290乙2 =8.

15、521cos P cos 144）查取齒形系數(shù)由教材P200表10-5計算如下：272-2.76 _22-21 得到：YFa1-2.72424YFa1 -2.7621.894-212.18- 2.14= 10-150 得到：YFa2 =2.1822.18 YFa210098.5215）查取應(yīng)力校正系數(shù)由教材P200表10-5計算如下：1.57 1.5621 20 晳刁曰 7a u7c=算得：匕=1.579論-1.57 21.894 -21 心化 150一100 算得：Ysa2=1.789Ysa2 -1.7998.5211006）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 =

16、410MPa ;大齒輪的彎曲疲勞極限FE2 =380MPa。7）由教材P206圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)Kfn1 =0.84, Kfn2 =0.91。8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)為S=1.4，由教材P205式（10-12 ）得：FKf=0L841O=246MPaS1.4KFNFN2 0.91 漢380jF2 = =247MPaS1.49）計算大小齒輪的YFaYFa并加以比較皿YFa1YFa1 2.72427579。仟Sh246YFa 2YFa22.1821.789 cckc=0.0158竹】2247小齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算3：2.87疋3.85漢104 父 cos21

17、45.87 小，cmn 蘭引2漢 0.017 1.48mmV202 匯1.59對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn=2mm，可滿足彎曲強度，但為了冋時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：YFa1 = 2.72424YFa2 =2.182YSa1= 1.579YSa2= 1.789rFE1 = 410MPa fe2 = 380MPa41=0.84, Kfn2=.91 = 246MPa叭2 =247MPamn 1.48mmmn =2mmZiW47.59 如4 =27.93取乙耳,Z1 =28Z1 =126則

18、Z2 =4.5 28=126126 實際傳動比u = 126 = 4.528傳動比誤差：i-u/i=|（4.5-4.5）/4.5|=0%5% 可用（3）幾何尺寸的計算1）計算中心距：(Z1 Z2)mn a 二2cosPJ28126) 2 .158.7mm2 cos14取中心距a = 159mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角一arccos(Zi PE rrccos2 (28 126) = 13.99 2158.72a由于一：值改變不多，故參數(shù)一.K f：；Zh等不必修正。3）算大小齒輪的分度圓直徑di乙mncos :28 257.71mmcos13.99d2=126*2 = 259.70mmco

19、s cos13.99=Z2mn4）計算齒輪寬度b 二 d d1 57.71 =57.71mm圓整后取 B_j = 60mm B2 = 65mma = 158.7mm- =13.99di = 57.71mmd2 = 259.70mmB=57.71B1 =60mm,B2 =65mm5）結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。（二）、低速級齒輪設(shè)計1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS; 根據(jù)教材P210表10-8選7

20、級精度。齒面粗糙度 Ra 1.63.2卩m2、按齒面接觸強度設(shè)計由標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計公式：d1t 32KTl0（jZZe）2（教材 P218 式 10-21）i d； u J（1）確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值1）試選 kt =1.62） 由教材P218圖10-3選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.433323）傳動比h = 932 取小齒輪乙=27，大齒輪Z? = Z1 * h = 27漢=9494） 初選取螺旋角B =14 查教材P215圖10-26得名兇=0.77, Z?對應(yīng)的農(nóng)按=0.85所以 =備十2 =125）許用接觸應(yīng)力（7 h取失效概率為1%,通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系

21、數(shù)安全系數(shù)S=1.由教材205式10-12得r1K n Fim5= S由教材P209圖10-21查得：7 HiimZ1 =520Mpa7 HiimZ2 =460Mpa由教材P206式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN 3=60nj Lh=60X 213.3 x 1X （16 x 365 x 8）=5.98X 108式中：n-齒輪轉(zhuǎn)速；j-每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的系數(shù)取；Lh-齒輪的工作壽命。N4=N3/i=5.98 X 108/3.56=2.126X 108由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：Khn1=0.94Khn2=0.967 h1= 7 Hlim1 KhnS=560X 0.94/1.

22、0Mpa=526.4Mpa7 h2= 7 Hlim2 Khn2/S=460X 0.96/1.0Mpa=443.52Mpa片小 -bHh+FHb 526.4 +443.52所以j 一 484.96Mpa2 26）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩：=95.505 P /nI =95.505 匯3.6&213.35=1.640 N mmkt =1.6Zh = 2.433Z3 =27Z4 = 94B =14” 0.77%2=0.85%=1.627 HlimZ1 =520Mpa7 HlimZ2 =460MpaN3=5.98X 108N4=2.126X 1087 H】1=526.4MpaoH2 =443.52Mp叭=44

23、3.52Mpa1.6405 N * mm207）由教材P205表10-7取 d=118）由教材P201表10-6查得材料的彈性系數(shù)Ze =189.8MPa2（2）計算1)小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得:3 2 1.666 105 3.56 1(2.433 1898)2mm = 72.484mm3.56484.961 1.622)計算圓周速度nd1t n160 10003.14 72.484 213.360 1000=0.809 m s3)計算齒寬b及模數(shù)mntb 二 dd1t = 72.484mm-d1tCOS 72484 COS1 2.6mmnt乙h = 2.25mnt =5.8627

24、bh=72.4845.86 =12.44）計算縱向重合度=0.318d z1 tan ： =0.318 27 tan 14=2.145）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka =1,v = 0.809m s,7級精度，由教材P194圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.05,由表10-4查得心 啲值:用差值法計算得:72.484 -40 _ 心 -1.417 得出80 -401.426 -1.417由教材P198圖10-13查得=1.32由教材P195表10-3查得K-K-1.2故載荷系數(shù) K =KaKvKh：.Kh，1 1.1 1.2 1.424 = 1.887）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，

25、由教材P式（10-10a）得： d=11Ze =189.8MPa2 dlt = 72.484v = 0.809m/ sb=72.484mmmnt 二 2.6mmh =5.86:書=2.14Kh ： = 1.424=1.3Kh ：二心：=2K =1.8822d3 = 76 .48 m1 k88d3 =d1t372.484 376.48mmKtL 1.68）計算模數(shù)mnmnd1 cos :Zi76.48 cos142.75mm273、按齒根彎曲強度設(shè)計由教材P218式（10-17 ）即 mn犖嚴(yán)丫竽丫以 dZ1g f （1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)K 二 KaKvKf-.Kf ：二1 1.1

26、1.2 1.32 =1.74242）由縱向重合度=1.586,從教材P216圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y = 0.883）計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Ur=3 29556cos cos 14Z294e 二9r102.9cos - cos 144）查取齒形系數(shù)由教材P200表10-5計算如下：2.52 二 2.53YFa1 -2.5330 二 2929.556-29得到:浪1 =2.524mn 二 2.75K =1.74242.18-2.142.18 -YFa2二 2.1785）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由教材P200表10-5計算如下:1-625 _16 冗 一29 算得：Ysa1YSa1 -1.6229

27、.556-29= 1.6231.83 -1.79150-100 電算得：Ysa2Ysa2 -1.79102.9 -100=1.7926）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限-FE1 =410MPa ;大齒輪的彎曲疲勞極限 二FE2 =380MPaY - 0.88Zv1 = 29.556Zv2 =102.9沿=2.524$2 =2.178YSa 1.623YSa2 792；FE1 = 410MPa23#二 fe2 =380MPa7）由教材P206圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)#K fn 1 = .92, K fn 2 - 0.95 o8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全

28、系數(shù)為S=1.4，由教材P205式(10-12 )得:二 F 1K FN1 FN1S0.92 4101.4= 269.4MPa二 F 2K FN 2 二 FN2S0.94 380255.1MPa1.49)計算大小齒輪的育并加以比較丫Fa1YFa1=12524 1. 0.0152269.4YFa2YFa2沁 179 0.0153255.1大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計計算mn3 2 1.7424 1.64 105 cos214 0.881 x 272 x 1.620.0153 = 1.83mm對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn =2mm，可滿足彎曲

29、強度，但為了同時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有:d1cos :Z3 =76.48 cos14mn-37.1 取 z3 =37，則乙=一 ： 37=131.6 取 Z4 =1329132實際傳動比U =竺=3.5737傳動比誤差：i-u/i=|(3.56-3.57)/3.56|=0.3%5% 可用(3)幾何尺寸的計算1)計算中心距：(Z1 Z2)mn2 cos :(37132) 22 cos14=174.17mm取中心距a = 174.2mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角二 arccos(Z1Z2)mn2a二 arccos2 (37132)十032 74.

30、2KFN1 =.92,KFN2=0.95bj =269.4MPaof2 = 255.1MPamn 二 1.83mmmn =2mmZ3=37Z4 -132-=14.0325由于B值改變不多，故參數(shù) 怙K pZH等不必修正。3）算大小齒輪的分度圓直徑ZEn37x2d _ 76.28mmcosE cos14.03z?mn132漢2dq = = 272.12mmcosP cos14.034）計算齒輪寬度b = % di = 1 匯 76.28 = 76.28mm圓整后取 B3 = 80mm, B4 = 85mm5）結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結(jié)

31、構(gòu)為宜。d3 = 76.28mmd4 = 272.12mmB1 =80mm,B2 =85mm26六、軸的設(shè)計計算(一)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)教材P370( 15-2)式，并查表15-3，取Ao=115, P為傳遞功率為P = R = 3.85 KVy n 為一級輸入軸轉(zhuǎn)速 n= n, =960r/min 。則:dA。3；(實心軸)d _115 3 3.85 =18.27mm 960考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則d=18.27X (1+5%) =19.18 mm。圓整后取 d=20mm。2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 軸上的零件定位，固定和裝配二級斜齒

32、輪減速器可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不對稱布置，兩 軸承分別以軸肩和端蓋固定，聯(lián)軸器軸向用軸肩和螺母固定，周向采用鍵 做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。(2) 確定軸的各段直徑和長度因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出軸的直徑，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1,取Ka=1.3則：Tca=KAT3=1.3X 39.09=50.82N - m查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-85選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 630N m， 半聯(lián)軸器孔徑d=3038mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm， L1=60mm 。初選32007型圓錐滾子軸承，其尺寸為dx

33、 D x T=35mmx 62mm x 18mm。 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，取齒輪距 箱體內(nèi)壁的距離a=18mm滾動軸承距箱體內(nèi)壁的距離 s=8mm,各段長度 及直徑如下：d=20mmTca=50.82N m28#(3)按彎扭復(fù)合強度計算#由于該軸兩軸承非對稱，根據(jù)幾何尺寸算得L1=155.5mmL2=67mmZFt=1354.7NFr=508.2NFa=126.7N 求分度圓直徑：已知 mt=2 di =竺；=28“2=57.71mmcos P cos13.99 求轉(zhuǎn)矩：已知Ti=39.09N m 求圓周力：Ft根據(jù)教材P213 (10-14)式得Ft=2Ti

34、/di=1354.7N 求徑向力Fr根據(jù)教材P213( 10-14)式得Fr=Ft tana n/cos=508.2N 求軸向力Fa根據(jù)教材P213 (10-14)式得Fa=Ft tan f=126.7N29#由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：Fbz=539NFdz=1616NFby=273NFdy=535NT1=76000N.mmMc=119630N mmM1=106722N.mmM2=54054N.mmT1=76000N.mm2 2 1/2 2 2 1/2Mc=(M 1 +M2 ) =(106722 +54054) =119630N mm轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取a

35、=0.6,截面C處的當(dāng)量彎矩:2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c2+( a T)2 =1196302+(0.6X 76000)2c e=3.96MPac -1b校核危險截面C的強度由式(15-5)(T e=Mec/0.1d33=3.96MPa c -1b=60MPa該軸強度足夠。(二) 中間軸的設(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)教材P370 (15-2)式，并查表15-3，取A0=115, P為傳遞功率為P = R = 3.66K0 n 為一級輸入軸轉(zhuǎn)速 n=訕二 213.3r/min 。30#則： d -115 3 3.66 =29.7mm213.

36、3d=32mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則d=29.7X (1+5%) =31.14 mm圓整后取d=32mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 軸上的零件定位，固定和裝配二級斜齒輪減速器可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不對稱布置，所以將齒輪Z3與軸做成一體，齒輪Z2用軸肩與套筒固定，兩個滾動軸承兩端分別用端蓋和套筒固定。齒輪Z2周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左 軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。(2) 確定軸的各段直徑和長度初選32008型圓錐滾子軸承，其尺寸為dX D X T=40mm X 68mm X 19mm。 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，取齒輪距 箱體內(nèi)壁的距離

37、a=18mm滾動軸承距箱體內(nèi)壁的距離 s=8mm,各段長度#37 m冋 炎 丄 be31及直徑如上圖。(3) 按彎扭復(fù)合強度計算 求分度圓直徑：已知mt2=2 d2 =勺叫cos P126 2259.70mmcos13.99d3 Zimncos :372cos14.03=76.28mm32#由于該軸兩軸承非對稱，根據(jù)幾何尺寸算得L3= 68.6mmtYFt2=1288NFt3=3310.2NFr2=483.1NFra=1241.7NFa2=321.1NFaa=825.33N 求轉(zhuǎn)矩：已知T2=167.25N m 求圓周力：Ft根據(jù)教材P213 (10-14)式得Ft2=2T2/d2=1288N

38、Ft3=2T2/d3=3310.2N 求徑向力Fr根據(jù)教材P213 (10-14)式得Fr2=Ft2 tana n/cosp=483.1N Fr3=Ft3 tana n/cos=1241.7N 求軸向力Fa根據(jù)教材P213 (10-14)式得Fa?=Ft2 tan f=321.1NFas=Ft3 tan p=825.33N#由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下:Faz=4754NFdz=593N#Fay=1087NFdy=2535N#T2=350000N.mmMc=765120N mmP P 3.48KW則:d _ A。(實心軸)d 釘帖材348 =44.5mm 60Mi=528891N

39、.mmM2=765120N.mmT2=350000N.mmM c=(M i2+M 22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765120N mm(三) 輸出軸的設(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)教材P370( 15-2)式，并查表15-3，取A0=115, P為傳遞功率為P = R皿=3.48KW n為一級輸入軸轉(zhuǎn)速n= n皿二60r/min。33#考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則d=47mmTca=734.9N md=44.5X (1+5%) =46.74 mm圓整后取d=47mm 因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出軸的直徑， 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)

40、矩Tca=KAT3，查教材表14-1,取Ka = 1.3則：Tca=KAT3=1.3X 565.29=734.9N m查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-85選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N -m， 半聯(lián)軸器孔徑d=48mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm， L1=84mm 。2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 軸上零件的定位，固定和裝配二級斜齒輪減速器聯(lián)軸器一端用軸肩固定另一端用螺母固定，齒輪相對 于軸承做不對稱轉(zhuǎn)動，齒輪一端由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向 用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩和套筒定位。(2) 確定軸各段直徑和長度1 段：d1 =48mm長度取 L1=82mm第錯誤！未找到引用源。為定位

41、軸肩h=3.5mm2 段：d2=d1+2h=55+2X 3.5=55mm d2=55mm取長度 L2=50mm3段為非定位軸肩 初選用32012型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dX D XT=60mmX 95mmX23mmd3 =60L3 =54因為第6段位定位軸肩取h=6mm d6=d3+2h=72mm L6=65mm4段為定位軸肩取d4=70mm為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度故取L4=78mm5段位定位軸肩取h=6mm則軸環(huán)直徑d5=d4+2X h=82mm L5 =5d6=60L6=4934#考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套 筒長為24mm

42、，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=18mm滾動軸承距箱體內(nèi)壁 的距離s=8mm 具體如下圖：#T3=565.29N mFt=4154.7NFr=1558.5NFa=1035.9N(3) 軸上零件的周向定位由表6-1按齒輪和半連軸器的直徑查得如下：1 段的鍵的尺寸：bx hx l=14mmx 9mmx 63mm 其配合為H7/m64 段的鍵的尺寸：bx hx l=16mm x 10mmx 70mm 其配合為H7/n6(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為2x45 圓角半徑R=1.6mm(5) 按彎矩復(fù)合強度計算 求分度圓直徑：已知 mt=2 d4 =勺：=272.12mmcos P cos14.03

43、 求轉(zhuǎn)矩：已知T3=565.29N m 求圓周力：Ft根據(jù)教材P213 (10-14)式得Ft=2T3/d4=4154.7N 求徑向力Fr根據(jù)教材P213 (10-14)式得Fr=Ft tana n/cos=1558.5N 求軸向力Fa根據(jù)教材P213 (10-14)式得Fa=Ft tan f=1035.9N由于該軸兩軸承非對稱，根據(jù)幾何尺寸算得L1=91mmL2=157mm#T3CL2A2B35#T3=1099N.m#T3=1099000N.m mc e= 24.2MPac -1b由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下:Fbz=5023NFdz=2479NFby=693NFdy=2121

44、NMi=381748N.mmM2=326663N.mmT3=1099000N.mmM c=(M i2+M 22)1/2=(3817482+32666351/2=502434N mm轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取a =0.6,截面C處的當(dāng)量彎矩:2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c2+( a T)2 =5024342+(0.6X 1099000)2校核危險截面C的強度由式(15-5)(T e=Mec/0.1d33=24.2MPaLh=10664113.9hLh=46720h故所選軸承可滿足壽命要求。(2)中間軸的軸承進行壽命校核= 0.665 .e=：0.38 查教材查機械設(shè)計手

45、冊第二版第四卷P321 表 13-5 得 X=0.4P39-81 得 Y=1.6P = fp(XFr YFa) =1 (0.4 1241.7 1.6 825.33) =1817.2則：Lh26 610 /ftC. 101.00 51800 3(t )= () 60nn P 60 213.3 1817.2=1809835hLh故所選軸承可滿足壽命要求。(3)輸出軸的軸承進行壽命校核=0.665 e = 0.43 查教材查機械設(shè)計手冊第二版第四卷P321 表 13-5 得 X=0.4P39-81 得 Y=1.4P = fp(XFr YFa) =1 (0.4 1558.5 1.4 1035.9) = 2073.66則:Lh26 610(ftC、= 10 F.00181800360n皿(P ) 60 60(2073.66Lh2 二 1809835hLhLk3 二 17050799hLh=17050799hLh故所選軸承可滿足壽命要求。九、連