機械設(shè)計課程設(shè)計-二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計T=1550 V=1.2 D=410

1、全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411機械設(shè)計課程設(shè)計說明書（二級斜齒圓柱齒輪減速器）姓名：學(xué)號：專業(yè)：教師：目 錄第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書.1第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.2第三部分 電動機的選擇.3第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4第五部分 V 帶的設(shè)計.6第六部分 齒輪的設(shè)計.7第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計.18第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.31第九部分 軸承的選擇及校核計算.32第十部分 減速器及其附件的設(shè)計.34第十一部分 潤滑與密封設(shè)計.35設(shè)計小結(jié).35參考文獻.36I第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩

2、級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為 0.97(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限 10 年(300 天/年),2 班制工作,運輸容許速度誤差為 5%,車間有三相交流,電壓 380/220V。二. 設(shè)計要求:1.減速器裝配圖一張(A1 或 A0)。2.CAD 繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3 或 A2)。3.設(shè)計說明書一份。三. 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. 設(shè)計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接

3、設(shè)計19. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 V 帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:2ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1

4、 為 V 帶的效率,h2 為軸承的效率,h3 為齒輪嚙合傳動的效率,h4 為聯(lián)軸器的效率,h5 為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度 v:v=1.2m/s工作機的功率 pw:pw=2TV1000D=2×1550×1.2410= 9.07 KW電動機所需工作功率為:pd=pwa=9.070.82= 11.06 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n =60×1000V×D=60×1000×1.2×410= 55.9 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 i1=24

5、，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比 i2=840，則總傳動比合理范圍為 ia=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = ia×n = (16×160)×55.9 = 894.48944r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y160L-4 的三相異步電動機，額定功率為 15KW,滿載轉(zhuǎn)速 nm=1460r/min，同步轉(zhuǎn)速 1500r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：3由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1460/55.9=26.

6、1（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i式中 i0,i1 分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i0=2.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=26.1/2.5=10.4取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 1.4i = 1.4×10.4 = 3.82則低速級的傳動比為:i23 =ii12= 10.4 3.82= 2.72第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 1460/2.5 = 584 r/minnII = nI/i12 = 584/3.82 = 152.9 r/minnIII =

7、nII/i23 = 152.9/2.72 = 56.2 r/minnIV = nIII = 56.2 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 11.06×0.96 = 10.62 KWPII = PI×h2×h3 = 10.62×0.98×0.97 = 10.1 KW4PIII = PII×h2×h3 = 10.1×0.98×0.97 = 9.6 KWPIV = PIII×h2×h4 = 9.6×0.98×0.99 = 9.31 KW則各軸

8、的輸出功率：PI' = PI×0.98 = 10.41 KWPII' = PII×0.98 = 9.9 KWPIII' = PIII×0.98 = 9.41 KWPIV' = PIV×0.98 = 9.12 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:pdTd = 9550×nm= 9550×11.061460= 72.3 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 72.3×2.5×0.96 = 173.5 NmTII

9、 = TI×i12×h2×h3 = 173.5×3.82×0.98×0.97 = 630 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 630×2.72×0.98×0.97 = 1628.9 NmTIV = TIII×h2×h4 = 1628.9×0.98×0.99 = 1580.4 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98 = 170 NmTII' = TII×0.98 = 617.4 NmT

10、III' = TIII×0.98 = 1596.3 NmTIV' = TIV×0.98 = 1548.8 Nm5第五部分 V 帶的設(shè)計1 選擇普通 V 帶型號計算功率 Pc:Pc = KAPd = 1.1×11.06 = 12.17 KW根據(jù)手冊查得知其交點在 B 型交界線范圍內(nèi)，故選用 B 型 V 帶。2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速取小帶輪直徑為 d1 = 140 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 2.5×140×(1-0.02) = 3

11、43 mm由手冊選取 d2 = 335 mm。帶速驗算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1460×140×/(60×1000) = 10.7 m/s介于 525m/s 范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長和中心距 a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(140+335)a02×(140+335)332.5a0950初定中心距 a0 = 641.25 mm，則帶長為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×64

12、1.25+×(140+335)/2+(335-140)2/(4×641.25)=2043 mm由表 9-3 選用 Ld = 2000 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm64 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(335-140)×57.30/619.75= 1620>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 12.17/(2.83+0.46)×0

13、.98×0.96) = 3.93故要取 Z = 4 根 A 型 V 帶。6 計算軸上的壓力：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×12.17×(2.5/0.96-1)/(4×10.7)+0.10×10.72 = 239.5 N作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×4×239.5×sin(162/2) = 1892.2 N第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動

14、的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1） 材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。7高速級大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1= 22，則：Z2 = i12×Z1 = 3.82×22 = 84.04 ?。篫2 = 842） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：d1t 32Kt T1 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt =

15、 2.52) T1 = 173.5 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd = 14) 由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.426) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2×(1/22+1/84)×cos150 = 1.6397) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×22×tan150 = 1.878) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea

16、1-eb + = 1ea = 11.639= 0.7819) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos15 = 0.98810) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×584×1×10×300×2×8 = 1.68×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.68×109/3.82 = 4.4×10812)

17、 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 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,得:sH1 =KHN1Hlim1S= 0.88×650 = 572 MPasH2 =KHN2Hlim2S= 0.9×530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:d1t 32Kt T1u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×173.5×100

18、0×3.82+1×1×1.639 3.822.42×189.8524.52= 80 mm4 修正計算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d1tcosZ1=80×cos15022= 3.51 mm取為標準值:3 mm。2) 中心距：9a =Z1+Z2 mn2cos=(22+84)×32×cos150= 164.6 mm3) 螺旋角：b = arccosZ1+Z2 mn2a(22+84)×3 2×164.6= arccos= 1504) 計算齒輪參數(shù)：d1 =Z1mncos=22×3cos150= 68

19、mmd2 =Z2mncos=84×3cos150= 261 mmb = d×d1 = 68 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 68 mm。5) 計算圓周速度 v:v =d1n160×1000=3.14×68×58460×1000= 2.08 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為 9 級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：1) 當量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 22/cos3150 = 24.4ZV2 = Z2/cos3b = 84/cos3150 = 93.22)eaV = 1.88-3.2×(

20、1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/24.4+1/93.2)×cos150 = 1.6563) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68104) 由圖 8-26 和eb = 1.87 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.875)Y=3.5091.639×0.68= 3.15前已求得:KHa = 1.74<3.15，故?。篕Fa = 1.746)bh=b*am+c*)mn(2h=68(2×1+0.25)×3= 10.07且前已求得:KHb = 1.37，由圖 8-12 查

21、得：KFb = 1.347) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.74×1.34 = 2.568) 由圖 8-17、8-18 查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.89) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.68×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 4.4×10811) 由圖 8-20

22、 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.8512) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：sF1 =KFN1Flim1S=0.84×5001.3= 323.1sF2 =KFN2Flim2S=0.85×3801.3= 248.511YFa1YSa1F1=2.63×1.59323.1= 0.01294YFa2YSa2F2=2.21×1.8248.5= 0.01601大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：mn322KT1Ycos YFaYSa×2dZ1 F=322×2

23、.56×173.5×1000×0.87×cos 15×0.0160121×22 ×1.639= 2.43 mm2.433 所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 68 mmd2 = 261 mmb = yd×d1 = 68 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 68 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 73 mm b2 = 68 mm中心距：a = 164.5 mm，模數(shù)：m = 3 mm（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都

24、選用軟齒面漸開線斜12齒輪。1） 材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3= 25，則：Z4 = i23×Z3 = 2.72×25 = 68 ?。篫4 = 682） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：d3t 32Kt T2 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt = 2.52) T2 = 630 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd = 14) 由表 8-5 查得

25、材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.456) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/25+1/68)×cos130 = 1.6397) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×25×tan130 = 1.838) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.639= 0.781139) 由式 8-21 得：Zb =

26、 cos = cos13 = 0.9910) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×152.9×1×10×300×2×8 = 4.4×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 4.4×108/2.72 = 1.62×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.9213)

27、 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,得:sH3 =KHN3Hlim3S= 0.9×650 = 585 MPasH4 =KHN4Hlim4S= 0.92×530 = 487.6 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:d3t 32Kt T2u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×630×1000×2.72+1×1×1.639 2.722.45

28、15;189.8536.32= 125.5 mm4 修正計算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d3tcosZ3=125.5×cos13025= 4.89 mm14取為標準值:4 mm。2) 中心距：a =Z3+Z4 mn2cos=(25+68)×42×cos130= 190.9 mm3) 螺旋角：b = arccosZ3+Z4 mn2a(25+68)×4 2×190.9= arccos= 1304) 計算齒輪參數(shù)：d3 =Z3mncos=25×4cos130= 103 mmd4 =Z4mncos=68×4cos130= 279

29、mmb = d×d3 = 103 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 103 mm。5) 計算圓周速度 v:v =d3n260×1000=3.14×103×152.960×1000= 0.82 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為 9 級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：1) 當量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 25/cos3130 = 27ZV4 = Z4/cos3b = 68/cos3130 = 73.52)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×

30、(1/27+1/73.5)×cos130 = 1.674153) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由圖 8-26 和eb = 1.83 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.895)Y=3.4911.661×0.68= 3.09前已求得:KHa = 1.73<3.09，故取：KFa = 1.736)bh=b*am+c*)mn(2h=103(2×1+0.25)×4= 11.44且前已求得:KHb = 1.39，由圖 8-12 查得：KFb = 1.367) K = KAKVKFaKFb = 1

31、×1.1×1.73×1.36 = 2.598) 由圖 8-17、8-18 查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.56 YFa4 = 2.25應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.62 YSa4 = 1.779) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 4.4×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.62×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.85 KFN4 =

32、0.8812) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16sF3 =KFN3Flim3S=0.85×5001.3= 326.9sF4 =KFN4Flim4S=0.88×3801.3= 257.2YFa3YSa3F3=2.56×1.62326.9= 0.01269YFa4YSa4F4=2.25×1.77257.2= 0.01548大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：mn322KT2Ycos YFaYSa×2dZ3 F=322×2.59×630×1000×0.8

33、9×cos 13×0.0154821×25 ×1.661= 3.44 mm3.444 所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 103 mmd4 = 279 mmb = yd×d3 = 103 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 103 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 108 mm b4 = 103 mm中心距：a = 191 mm，模數(shù)：m = 4 mm17第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率 P1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1:P1 = 10.62 KW n1 = 584 r/min T1

34、= 173.5 Nm2 求作用在齒輪上的力:已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 68 mm則:Ft =2T1d1=2×173.5×100068= 5102.9 Ntann cosFr = Ft×0tan20 cos15= 5102.9×0 = 1922.8 NFa = Fttanb = 5102.9×tan150 = 1366.6 N3 初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表 15-3，取 A0 = 112，得：3P13 10.62dmin = A0× = 29.

35、5 mm= 112×584n1顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大 4%，故選取:d12 = 31 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 68 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為:d23 = 36 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取:l23 = 35 mm。184 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端 III-IV、VII-VIII 上安裝軸承，其段滿

36、足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 40 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30208 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 40×80×19.75 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 19.75 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得 30208。型軸承的定位軸肩高度：h = 3.5 mm，故取 ：d45= d67 = 47 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 73 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 =

37、 s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 108+12+10+8 = 138 mml78 = T =19.75 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30208 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 20 mm帶輪中點距左支點距離 L1 = (70/2+35+20)mm = 90 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = (73/2+19.75+138-20)mm = 174.2 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (73/2+18+19.75-20)mm = 54.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = FtL3 L2+

38、L3=5102.9×54.2174.2+54.2= 1210.9 NFNH2 = FtL2 L2+L3=5102.9×174.2174.2+54.2= 3892 N19垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)L2+L3=1922.8×54.2+1366.6×68/2-1892.2×(90+174.2+54.2)174.2+54.2= -1978.1 NFNV2 = FrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L3=1922.8×174.2-1366.6×68/2+1892.2

39、5;90174.2+54.2=2008.7 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1210.9×174.2 Nmm = 210939 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1892.2×90 Nmm = 170298 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1978.1×174.2 Nmm = -344585 NmmMV2 = FNV2L3 = 2008.7×54.2 Nmm = 108872 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 C 處的合

40、成彎矩：2 2M1 = MH+MV1 = 404022 Nmm2 2M2 = MH+MV2 = 237378 Nmm作合成彎矩圖（圖 f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），20取a = 0.6，則有：sca = McaW=21+(T1)2MW=4040222+(0.6×173.5×1000)20.1×683MPa= 13.3 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的

41、裕度（注：計算 W 時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：21II 軸的設(shè)計1 求中間軸上的功率 P2、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2：P2 = 10.1 KW n2 = 152.9 r/min T2 = 630 Nm2 求作用在齒輪上的力:22已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 261 mm則:Ft =2T2d2=2×630×1000261= 4827.6 Ntann cosFr = Ft×0tan20 cos15= 4827.6×0 = 1819 NFa = Fttanb = 4827.6×tan150 = 1292.9 N已知低速級

42、小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 103 mm則:Ft =2T2d3=2×630×1000103= 12233 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 12233× 0 = 4569.4 Ncos13Fa = Fttanb = 12233×tan130 = 2822.7 N3 確定軸的各段直徑和長度:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表 15-3，?。篈0 = 107，得:3P23 10.1dmin = A0× = 43.3 mm= 107×152.9n2中間軸最小直徑顯

43、然是安裝滾動軸承的直徑 d12和 d67,選定軸承型號為：30209型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 45×85×20.75 mm，則：d12 = d67 =2345 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 50 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 66 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×50 = 3.5 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×3.5 = 4.9 mm，所以 ：d34 = d56 = 58 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑 d3 和 2d

44、34 相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 103 mm，l45 = 108 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 43.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 20.75+8+10-7 = 31.75 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30209 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 20 mm高速大齒輪齒寬中點距左支點距離 L1 = (68/2-2+43.25-20)mm = 55.2 mm中間軸兩齒輪齒寬中點距離 L2 = (68/2+14.5+b3/2)mm = 102.5 mm低速

45、小齒輪齒寬中點距右支點距離 L3 = (b3/2+7+31.75-20)mm = 72.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = Ft1(L2+L3)+Ft2L3 L1+L2+L3=4827.6×(102.5+72.8)+12233×72.855.2+102.5+72.8= 7535.1 NFNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3=4827.6×55.2+12233×(55.2+102.5)55.2+102.5+72.8= 9525.5 N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =Fr1(L2+L3)+Fa1

46、d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=1819×(102.5+72.8)+1292.9×261/2-4569.4×72.8+2822.7×103/255.2+102.5+72.8= 1302.9 NFNV2 =Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=241819×55.2-1292.9×261/2-4569.4×(55.2+102.5)-2822.7×103/255.2+102.5+72.8= -4053.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 B、C 處

47、的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 7535.1×55.2 Nmm = 415938 NmmMH2 = FNH2L3 = 9525.5×72.8 Nmm = 693456 Nmm截面 B、C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 1302.9×55.2 Nmm = 71920 NmmMV2 = FNV2L3 = -4053.3×72.8 Nmm = -295080 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 B、C 處的合成彎矩：2 2M1 = MH1+MV1 = 422110 Nmm2 2M2 = MH2+MV2 =

48、753627 Nmm作合成彎矩圖（圖 f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = McaW=21+(T2)2MW=4221102+(0.6×630×1000)20.1×503MPa= 45.3 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W 時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：25III 軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率

49、 P3、轉(zhuǎn)速 n3 和轉(zhuǎn)矩 T3：P3 = 9.6 KW n3 = 56.2 r/min T3 = 1628.9 Nm262 求作用在齒輪上的力:已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 279 mm則:Ft =2T3d4=2×1628.9×1000279= 11676.7 Ntann cosFr = Ft×0tan20 cos13= 11676.7×0 = 4361.6 NFa = Fttanb = 11676.7×tan130 = 2694.4 N3 初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)

50、計（第八版）表 15-3，取:A0 = 112，得:3P33 9.6dmin = A0× = 62.1 mm= 112×56.2n3輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處 d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機械設(shè)計（第八版）表 14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×1628.9 = 1954.7 Nm由于鍵槽將軸徑增大 4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT10 型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑63 mm，軸孔長度 107 mm，則 ：d12 = 63 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12

51、= 105mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 73 mm，左端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為：d23 = 68 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：27初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端 III-IV、VII-VIII 上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d78 = 70 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30214 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由軸承樣本查得 30214 型軸承的定位軸肩高度為：h

52、 = 4.5mm，故?。篸45 = 79 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 79mm，所以：d67 = 79 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 101 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T

53、3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 68+10+8+5+12+2.5-10 = 95.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30214 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 27.5 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = (103/2+10+95.5+26.25-27.5)mm = 155.8 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (103/2-2+48.75-27.5)mm = 70.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）

54、：FNH1 = FtL3 L2+L3=11676.7×70.8155.8+70.8= 3648.3 N28FNH2 = FtL2 L2+L3=11676.7×155.8155.8+70.8= 8028.4 N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3=4361.6×70.8+2694.4×279/2155.8+70.8= 3021.5 NFNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3=2694.4×279/2-4361.6×155.8155.8+70.8= -1340.1 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 3648.3×155.8 Nmm = 56