同軸式二級圓柱齒輪減速器

1、機械工程學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計說明目:同軸式二級圓柱齒輪減速器業(yè):機械設(shè)計制造及其自動化級: 名: 師:2016年 6月30日0一、設(shè)計任務(wù)書.二、傳動方案的擬定及說明三、電動機的選擇.四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)六、傳動件的設(shè)計計算10七、軸的設(shè)計計算.28八、滾動軸承的選擇及計算九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算3335十、聯(lián)軸器的選擇.卜一、減速器附件的選擇和箱體的設(shè)計35十二、潤滑與密封.36十三、設(shè)計小結(jié).37十四、參考資料.38設(shè)計計算及說明結(jié)果、設(shè)計任務(wù)書題目：用于帶式輸送機傳動裝置的同軸式二級圓柱齒輪減速器。1. 基本數(shù)據(jù)：D=360mm ；2

2、. 工作情況：3. 工作壽面：已知輸送帶的工作拉力F=2800N,輸送帶速度v=1.2m/s,及卷筒直徑兩班制工作, 使用期限為4. 制作條件及生產(chǎn)批量：5. 部件：（1）電動機（5）輸送帶鼓輪6. 設(shè)計工作量：（1）繪制減速器裝配圖一張（A0或A1）o（2）繪制減速器零件圖 2兩張。（3）編寫設(shè)計說明書1份。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)10年，每年300個工作日，每日工作 16小時；中等規(guī)模機械廠制造，可加工7-8級齒輪，小批量生產(chǎn):（2）減速器（3）聯(lián)軸器（4）輸送帶二、傳動方案的擬定及說明如圖一所示，傳動方案采用同軸式二級圓柱齒輪減速箱，減速器的軸向尺寸較大, 中間軸較長，剛度較差。常用于輸

3、入和輸出軸同軸線的場合。T I31電動機;圖一帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖2, 4 聯(lián)軸器；3 減速器；5 滾筒；6 輸送帶三、電動機的選擇和計算1. 電動機類型選擇IP44)系列三相異步電動機。它為臥按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y( 式封閉結(jié)構(gòu)。2. 電動機容量(1)卷筒軸的輸出功率FWFv巳 10002800 2303泳W(wǎng)1000Pw3.36 kW電動機的輸出功率 PdPdPw傳動裝置的總效率式中,1,4為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由機械設(shè)計課程設(shè)計(以下未作說明皆為此書中查得)表2-2查得：圓柱齒輪傳動10.98 ；彈性聯(lián)軸器0.99 ；運輸機滾筒3 0.96 ；滾

4、動軸承 40.98，則0.86故Pd3.681 kW0. 86Pd3.618 kW0.86電動機額定功率Ped由第16章表16-1選取電動機額定功率 Ped4kW。Ped4kW3.電動機的轉(zhuǎn)速工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為60 1000vnw 59.68r/m in經(jīng)考慮，選定電動機型號為Y132M1-6。1.電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 由表16-1、表16-2查出Y132M1-6型電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸, 并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉(zhuǎn)速(r/mi n)滿載轉(zhuǎn)速(r/mi n)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-6410009602.02.2HDEGKL1323

5、8803312515四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1.傳動裝置總傳動比nm960i J 二：15.07nw63.6915.073.883.882. 分配各級傳動比因為減速器為同軸式減速器，所以兩級減速比相同i=15.07i 1 i 2Ji3.88五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸轉(zhuǎn)速減速器高速軸為I軸，中速軸為n軸，低速軸為m軸，各軸轉(zhuǎn)速為2.nnnmnii；i3各軸輸入功率960r / min空 247.42 r / min3.88247.42 63.76 r / min3.88按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即PmPd 1Pi 1P21Pm0. 983. 9603.

6、 8033. 652kW3. 960kW0. 980. 980. 980. 983. 803kW3. 652kW3.各軸轉(zhuǎn)矩Td9550 955039.79 N mn：960TiTd139. 790.9939.39N mTnTii12439.393.990.980. 98146.78 N mTmTn i233146.783.880.980.98546.95N mT卷Tm12546. 950. 990. 98530. 65Nm7電動機軸高速軸I中速軸n低速軸m卷桶軸轉(zhuǎn)速(r/mi n )960960247.4263.7663.76功率（kW）43.963.8033.6523.436轉(zhuǎn)矩（N m）

7、39.7939.39146.78546.95530.62六、傳動件的設(shè)計計算1.斜齒輪傳動設(shè)計計算按低速級齒輪設(shè)計：小齒輪轉(zhuǎn)矩T,h146.78 N m,小齒輪轉(zhuǎn)速n1n口 247. 42r / min，傳動比 ii 23.88。(1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用斜齒圓柱齒輪 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7 級精度(GB10095-88)由機械設(shè)計(斜齒輪設(shè)計部分未作說明皆查此書)40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS大齒輪材料為硬度差為40HBS45鋼表 10-1選擇小齒輪材料為 (調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS 二者選小齒輪齒數(shù)z124:大齒輪齒數(shù)Z2Z13. 882493

8、初選取螺旋角14(2)按齒面接觸強度設(shè)計按式(10-21 )試算，即d 32KtT1d1t Vt")確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a)試選載荷系數(shù)Kt1.6b)由圖10-20選取區(qū)域系數(shù) Zh2.433c)由圖10-26查得 10.78,20.88，0.780.88 1.66d)小齒輪傳遞的傳矩T1146. 78N me)由表10-7選取齒寬系數(shù)d 1f)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) Ze1189.8M Pa2g)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600M Pa ；h)大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 550MPa由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):斜齒圓柱齒輪

9、7級精度Z12414Ni 60 ni j Lh 60 576 1 (2 8 365 10)2.02 109N2 N 霽 5.44 108設(shè)計計算及說明結(jié)果i)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 0.90, K hN 20. 94j)計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得k)K HN 1H lim10.90600S1 'KHN 2H lim 20.94550打接:觸應(yīng)Sp -力1u接:觸應(yīng)H1乞力H 254051722H1H2528.5 MPaH試算小齒輪分度圓直徑MPa 517M PaMPa 540 M Pa;計算a)d1t，由計算公式得d

10、1tb)J2 1.6 422.36 103計算圓周速度3.713 11 1.663.7132沁型 mm 92.40mmd1t 92.40mm528.5d1tn160 100092.40 155.13 -ms60 10000.7505m sv 1.196 msc)齒寬b及模數(shù)mtdd1t1.0 92.40mm92.40mmmntd1t cos92.40 cos14mm 3.74mmZ124d)e)2.25mnt 2.25b/h 92.40/8.41計算縱向重合度0.318 d z1 tan計算載荷系數(shù)K3.74mm8.41mm10.760.318 1 24 tan14 1.903由表10-2查得

11、使用系數(shù) KA 1根據(jù)v 1. 196 ms，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv 1.04 ；由表10-4查得Kh的值與直齒輪的相同，故Kh 1.321因 KAFt/b1 422.36/(92.4/2)/92.498.9N/mm100N/mm表 10-3 查得 KhKf 1.4 ;圖 10-13 查得 Kf 1.28故載荷系數(shù):KkA Kv Kh Kh 1 1.04 1.4 1.3211.92f)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得d1 d1t 90.40 彳 192mm 98.19mmg)計算模數(shù)mn'"nZ124(3)按齒根彎曲強度設(shè)計由式(

12、10-17)2KT1Y cos2YFaYsamn321dZ1fa)確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)d1 COS 98.19 cos14 mm 3.97mmmn 3.97 mmb)c)d)e)f)K KA KV Kf根據(jù)縱向重合度計算當(dāng)量齒數(shù)zv1Zv2Kf1.903，1.04 1.4 1.281.86從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y 0.88z13COSz23COS查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YSa124cos3 1493cos3 142.592,YFa21 .596, Ysa2計算彎曲疲勞許用應(yīng)力26. 27101.802.1851.787由圖10-20C

13、查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE2 380MPa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KfN1 0.84, Kfn2 0.88K FN1 FE1F1SK FN2 FE2F2 S1.4取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式(10-12)得0.84 500 cc 300.0M Pa1.40.88 500 238.9M Pa設(shè)計計算及說明結(jié)果g) 計算大、小齒輪的Yf，并加以比較fY Fa1 Ysai2.592 g 0.01379F1300Y Fa2 Ysa2F2彎護 0.01634大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計計算mn3(2 1.86 422.36 1030.88

14、 cos14 23"0.01634mm2.81mmmn2.81mm1 242 1.66對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn 3mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d198.19mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由d1 cos98.19COS1431.76mnZ132取z132，則 z2UZ13. 88 24125Z2125(4)幾何尺寸計算計算中心距a Z1 Z2 mn2 cos321253mm2 cos 142241. 16mm241mm將中心距圓整為 241mm按圓整后的中心距修

15、正螺旋角arccos .£1_2aarccos 巴旦工 13 13552233因值改變不多，故參數(shù) ,K,ZH等不必修正 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1323COSmm 98.75mmcos 13 13 55d2乙m.cos1243mm 381. 79mm13 55COS 13 計算齒輪寬度b d d1198.75mm98.75mm圓整后取B1105mm,B2100mmd1d298. 75mm381. 79mmB1B2105mm100mm因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完由于是同軸式二級齒輪減速器，故咼速級小齒輪米用左旋，全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞

16、強度以及彎曲疲勞強度 一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。高速級低速級小齒輪1大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.88模數(shù)(mm)3螺旋角13 13 55中心距(mm)241齒數(shù)3212532125齒寬(mm)105100105100直徑(mm)分度圓98.75381.7998.75381.79齒根圓91.25375.0491.25375.04齒頂圓104.75388.54104.75388.54旋向左旋右旋右旋左旋為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分, 大齒輪米用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。設(shè)計計算及說明結(jié)果七、軸的設(shè)計計算1.高速軸的設(shè)計高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（r/min）高

17、速軸功率（kw）轉(zhuǎn)矩T ( N m)9603.9639.39作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為d =98.75 mm，根據(jù)機械設(shè)計（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式 （10-14），則FtFr2T2 39. 39d 98. 75_Ft tan nJL 797.77797. 77Ncostg 20298. 53Ncos 13 13 55FaFt tan797.77tan 20108. 66NFtFrFa797. 77N298. 53N108. 66N初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取A。112,于是得dmi

18、nJ p1396A店 112 待麗 17.96mmd min17. 96mm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）n出wV W2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，1-n軸段右端需制出一軸肩，故取n -m段的直徑dn -m =32mm。聯(lián)軸器與軸配合的長度Li=80mm。 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，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dn-m=18mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7204AC軸承，其尺 寸為d X D X B=20mmX 47mm X 14mm， 故 d m-iv =

19、dw -扯=20mm； Lm -iv =14+20=34mm, Lv-燈=10mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 7204AC軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，套筒左端高度為 3mm，dv-可=26mm。 取安裝齒輪的軸段V - V的直徑dv- v=45mm，取5-v =102mm齒輪的左 端與左端軸承之間采用套筒定位。 軸承端蓋的總寬度為36mm （由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。 根據(jù)軸承端蓋的裝拆，端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間有一定距離，故取 Ln -m =60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位選用平鍵6mm X

20、 6mm X 63mm，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/r6;齒輪與軸的周向定位選用平鍵 6mm X 6mm X 70mm，為了保 證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6 ;滾 動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公 差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角1.2 45，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明I -n7518與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合n -m6019定位軸肩m -V3520與7204AC軸承配合，套筒定位V-V10245與小齒輪鍵聯(lián)接配合V -w1049定位軸環(huán)w-w3020角接觸球軸承7204AC軸承

21、總長度311mm（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取值。對于7204AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=14.9mm。因此，軸的支撐跨距為L1=118.5mm , L2+L3=67+57=124mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以 看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的Mh、Mv及M的值列于下表。FrV,'A®FrFrFhhiFmiFnviFnviF»tiFwiFt卄.TcFrFtMhM41FaMvFnV2Mv載荷水平面H垂直面V支反力FFnhi 1143N，F(xiàn)nh

22、2 1262NFnv12237N，F(xiàn)nv2 1516NC截面 彎矩MM H FnH2 L385185N mmM VFNV2L3M a145551N mm總彎矩Mmax Jm； M；<8518521455512168646N mm扭矩T 118750N mm設(shè)計計算及說明結(jié)果(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 算應(yīng)力0.6，軸的計2._JM2( T)2ca J1686462O.6 118750 Mpa0.1 40328.61M pa已選定軸的材料 為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由 表15-1查得ca -1，故安全。中速軸的設(shè)計-170M

23、 Pa。轉(zhuǎn)速(r/min)中速軸功率(kw )轉(zhuǎn)矩T( N m )247.423.83146.78中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩381. 79mm 根據(jù)式(io-14)，則作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為d 1Ft1Fr12T 2146.78d381. 7910 3Oj768. 90768. 90Ntan 20因此ca 28.61M pa安全cos288. 42Ncos 14 "Fa1Ft tan768.90tan 14191.70N已知低速級齒輪的分度圓直徑為d298.75mm根據(jù)式(10-14)，則F22 146.7832970. 76NFr298.7510F tan n2

24、970.76costan 201115. 12Ncos 154Fa2Ft tan2970. 76ta n 14741. 19N初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取Ao 112,于是得d min 27. 85mmdmin咚112需親27. 85mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）0!2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)di - n =dv-可=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的7206AC型角接觸球軸

25、承，其尺寸為d X DX B=30mm x 62mm x 16mm ,故 Li-n=Lv-可=16+20=36mm 。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得7206AC型角接觸球軸3mm。承的定位軸肩高度h=3mm，因此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為 取安裝大齒輪出的軸段n - m的直徑d n -m =45mm ;齒輪的左端與左端軸承之間采用 套筒定位。 為了使大齒輪軸向定位，取dm-w =50mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取Lm-w =100mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵10mm X 8mm x 70m

26、m，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角1.2 45，各圓角半徑見圖軸段編號長度(mm)直徑（mm）配合說明I -n3630與7209AC型角接觸球軸承配合，套筒定位n -川9845與大齒輪鍵聯(lián)接配合川-W9050定位軸環(huán)W-V10345與小齒輪鍵聯(lián)接配合V -W3630與7209AC型角接觸球軸承配合總長度363mm（5）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取值。對于7206AC型角接觸

27、球軸承，由手冊中查得a=18.7 mm。因此，軸的支撐跨距為Li=65.3mm， 12=190.5, L3=65.8mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以 看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面 C處的Mh、Mv及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F NH168NFnv1 1382NFFnh2 6186NFnv22682 NC截面 彎矩MM H Fnh2 L3 460875 N mmM VFNV2 L3 M a2353536N mm總彎矩扭矩Mrnax yMMJ J4608752353536?580856N mmT 422360N mmFrtvi

28、tlFr2Ft27羈-I'lFw?I Fnvy74,5 JFinviFnhiMhaFlflTJ丁丁FrlMaiFalFmviFr2Ffl2MvMilaFp(V2MvTh.設(shè)計計算及說明結(jié)果（6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度0.6，軸的計根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 算應(yīng)力JM2(T)2ca J58085620.6 422360'Mpa0.1 50350.70Mpaca=50.70 Mpa.1】70MPa。因此安全已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得ca -1，故安全。3.低速軸的設(shè)計轉(zhuǎn)速（r/min）中速軸功率（kw ）轉(zhuǎn)矩T(

29、 N m )63.763.652546.95低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩381.79mm 根據(jù)式（10-14），則作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為dFtFr2r2 546. 95d 381.7910 3F tan n2865.19cos2865. 19N濟1074.771NFaFt tan2865. 19tan 14714. 37N選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。取A。112，于是得 dmin11243652 63. 7643 17mmdmin 43. 17mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計計算及說明結(jié)果2）根據(jù)軸向定位的要

30、求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，W-四軸段左端需制出一軸肩，故取V-W段的直徑d V -w=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Li=i07mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故W-四段的長度應(yīng)比 Li略短一些，現(xiàn)取 Lw-17210AC=105mm。 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，故選用型角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dw -W =45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的 7210AC型角接觸球軸承，其尺寸為 d X DX B=50mm xLiv-V =20+20=40mm。7210AC型角接觸球軸90mm X 20m

31、m，故 d® =dw-v=50mm ;而 Li-n=20mm ,左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得承的定位高度 h=3.5m m,因此，取得 d n -m=52mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為3.5mm。 取安裝齒輪出的軸段川-V的直徑dm-v =50mm ;齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取Im-v=98mm。 軸承端蓋的總寬度為 30mm （由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm

32、，故取Lv-w=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為14mm X 9mm x 80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為 16mm X 10mm x 80m m,為了保證齒輪與軸 配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角2.0 45，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明i -n2050與7214AC型角接觸球軸承配合n -m1054軸環(huán)m-V4052與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位V-V4450與7214AC型角接觸球軸承

33、 配合V -w6047與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位w -110545與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合FrFt7Fat _Cl>iFfiHiJFtFshiMh亠-、7_r-7«r1 _f LJ 1 Ic-FaFiwMhFim-| Ma=FaD/2AMvFwzF槪設(shè)計計算及說明結(jié)果(5) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取值。對于7210AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=26.3mm。因此，軸的支撐跨距為L11_247.9 62 109.9mm根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以 看出截面B是軸的危險截面。先

34、計算出截面B處的Mh、Mv及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力Fnh1 3943.35NFnv12039.50NFFnh2 3522.72NFnV2 4831.04NB截面 彎矩MM hFnH1 L1 264204 N mmM V FnV2 L2362325N mm總彎矩M max JmH M； J26420423623252448423N mm扭矩T 1370920Nmm(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 算應(yīng)力0.6，軸的計ca 22.21M paJ M2(T)2ca WJ44842320.6 313709202 m p

35、a 22.21m pa0.1 753已選定軸的材料為 45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得.170MPa。因此ca -1 ,安全故安全。(7) 精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險截面截面VW%只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的 疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面VW%無 需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面川和W處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán) 重；從受載情況來看，截面 B上的應(yīng)力最大。截面川的應(yīng)力集中影響和截面W的相 近，但截面川不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引

36、起的應(yīng)力集中均在兩端)，而這里軸的直徑也大，故截面 B不必校核。截面in顯然更不必校核。由機械設(shè)計第 三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面W左 右兩側(cè)。2）截面W左側(cè)抗彎截面系數(shù)W 0. 1d30. 1 503mni12500mm抗扭截面系數(shù) W0.2d30. 2503mm25000mm截面W左側(cè)的彎矩為M 44842350485017936. 92N m截面w上的扭矩為1370920N mm截面上的彎曲應(yīng)力蘭匯MPa125001. 43MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力1370920 MPa250005. 48MPa軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得b 735

37、M Pa,1 355M Pa,1200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2丄竺0.027, D匹D 75d 701.07經(jīng)插值后可查得2.3,1.32軸的材料的敏性系數(shù)為q0.82, q 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為尺寸系數(shù)扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工,1 1 0.8211 0.850.650.802.3 12.071.32 11.27附圖 3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即Bq = 1,則得綜合系數(shù)值為K J丄1匹丄13.270.650.92設(shè)計計算及說明K L丄1凹丄1 1.670.800.92又由§ 3-1和§ 3-2查得碳鋼的特性系

38、數(shù)0.1 0.2,取0.05 0.1,取于是,計算安全系數(shù)SS1K amS1K amScaS Sf 2徑S2故可知其安全。3）截面W右側(cè)抗彎截面系數(shù)W0. 1d3抗扭截面系數(shù)W0.2d3截面w右側(cè)的彎矩為0.15 ；0.075 ；,按式(15-6)(15-8)3553.271.430. 150200則得1.67 型 0.0755.4827. 4854. 78M 448423504850截面w上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力結(jié)果7. 4854. 78J7. 485224. 788. 88S 1. 5Sca8.88S 1.5安全0. 10. 2503mni503mm17936. 92N

39、 m1370920N mm四6衛(wèi)MPa12500軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表b 735MP a, 1 355M Pa,12500mm25000 mm1. 43MPa空空MPa2500054. 83 M Pa15-1查得200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-22. 0500. 040,52501.04設(shè)計計算及說明結(jié)果經(jīng)插值后可查得22,1.30又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為q0.82, q 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為0.822.2 11.980.851.30 11.26由附圖3-2得尺寸系數(shù)0.67由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.82軸按磨削加工，附圖3-4

40、得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)表面強化處理,即Bq = 1,則得綜合系數(shù)值為1.980.6713.040.921.260.820.1 0.2,取0.15 ;0.05 0.1,取0.075 ;11 1.620.92又由§ 3-1和§ 3-2查得碳鋼的特性系數(shù)于是，計算安全系數(shù)Sea值，按式(15-6)(15-8)貝U得3553. 041.430. 15081.662004. 3.“54.83 c CK 54. 831.62 0. 0752Sea81.664. 3故可知其安全。V81. 6624. 324. 2S 1.5Sea4. 2S 1.5安全八、滾動軸承的選擇及計算軸承預(yù)

41、期壽命Lh' 10 365 8 2 5.84 104h1.高速軸的軸承選用7204AC型角接觸球軸承，查表13-5，得e 0.68(1)求兩軸承所受到的徑向載荷 Fr1和Fr2由高速軸的校核過程中可知:F NH 11143N，F(xiàn)nh21262NLh45.84 10 hF NV12237N，F(xiàn)nv21516NFr1JFnh1 F NV1J11432 ( 2237).22512NFr2JFnh 2FNV2J12622151621973 N(2) 求兩軸承的計算軸向力Fa1 和 Fa2由機械設(shè)計表13-7得FdFr2YFd12512659NFd22 0.4ctg11 51 3519730.4

42、ctg11 51 35518N因為Fae875N所以F ae1393 N Fd1Fa1Fa2FaeFd2Fd2 1393N518N(3)求軸承當(dāng)量動載荷 P和P?Fa1Fa 21393N518NFa1Frl13930.55452512Fa2空8 0.26251973由機械設(shè)計表13-6,取載荷系數(shù)fp 1.1P1fp 0.4Fr1 YFa11.1 (0.4 25120.4ctg11 51 351393)4024NP2fp Fr2 1.1 1973 2170N(4)驗算軸承壽命因為RP2，所以按軸承1的受力大小驗算PiP24024N2170NI 10L Ch 60n p10660 7302934

43、.0244.18 105h Lh'LhLh'4.18 105h故所選軸承滿足壽命要求。2.中速軸的軸承選用7206AC角接觸球軸承，查課程設(shè)計表13-5，得 e 0. 68，滿足壽命要求(1)求兩軸承所受到的徑向載荷 Fr1和Fr2由中速軸的校核過程中可知:F NH 168N，F(xiàn)NH2 6186NF NV11382N，F(xiàn)nv22682NFr1iF2F2VNH 1 F NV16821382.21384NFr2JFnh22 Fnv22J61862268226742 N(2) 求兩軸承的計算軸向力Fa1 和 Fa2由機械設(shè)計表13-7得Fd 主Fd11384398NFd22 0.4ctg12 57 10 6742 0.4ctg12 57 101938N因為FaeFa2Fa131138372276N所以F aeFd24214NFd1Fa1Fa2FaeFd2Fd2 4214N1938N(3)求軸承當(dāng)量動載荷 p和F2Fa1Fr142143.045 e1384Fa2F2竺 0.28756742由機械設(shè)計表 13-6，取載荷系數(shù)fp 1.1P1fp 0.4Fr1 YFa18671N1.1(0.413840.4ctg12 57 104214)P2fp Fr2