展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)

1、 計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書一. 設(shè)計(jì)題目用于帶式運(yùn)輸機(jī)機(jī)的展開式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如下圖所示。 展開式減速器(1) 帶式運(yùn)輸機(jī)數(shù)據(jù)如下:運(yùn)輸帶工作拉力F/=1800 N；運(yùn)輸帶的工作速度V=1.3m/s；運(yùn)輸帶滾筒直徑=250mm；(2) 工作條件:單班制工作，空在啟動，單向連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，工作中有輕微震動。運(yùn)輸帶速度允許速度誤差為5%。（3）使用期限:工作期限為十年，檢修期間隔為三年。(4) 生產(chǎn)批量及加工條件：小批量生產(chǎn)。二設(shè)計(jì)任務(wù)1）選擇電動機(jī)的型號；2）確定帶傳動的主要參數(shù)集尺寸；3）設(shè)計(jì)減速器；4）選擇聯(lián)軸器；三具體作業(yè)1）減速器裝配圖一張；2）零件工作圖兩張（中

2、間軸及中間軸大齒輪）;3)設(shè)計(jì)說明書一份。第二章 電動機(jī)的選擇一.選擇電動機(jī)類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機(jī)，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為 =W=2.43kW從電動機(jī)到工作機(jī)書容帶間的總效率為： 總=1w取聯(lián)軸器的效率=0.98，高速級滾動軸承效率，中間軸軸承效率低速軸軸承效率和滾筒軸承效率為=0.995，取一級齒輪傳動的效率,二級齒輪傳動效率為=0.97，取卷筒和帶傳動的傳動效率w=0.94則總=0.982×0.9954×0.972×0.94=0.85由于電動機(jī)工作平穩(wěn)，取使用系數(shù)=1.0，

3、則電動機(jī)所需要的工作功率為 =kW=2.919k 二. 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速綜合考慮，電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使轉(zhuǎn)速傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500的電動機(jī)。根據(jù)電動機(jī)的類型、容量和轉(zhuǎn)速，查參考資料2表12-1（系列電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)）由電機(jī)產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選定電動機(jī)型號為Y100L2-4 型，其主要性能如下表所示。表1-1 Y100L2-4 型電動機(jī)的主要性能型號額定功率/kW滿載時轉(zhuǎn)速)最大轉(zhuǎn) 矩額定轉(zhuǎn) 矩質(zhì)量kgY100L2-4314302.238第三章 減速器的運(yùn)動及動力參數(shù)的確定一.確定各級傳動比1. 滾筒轉(zhuǎn)速的確定 =99.36r/min2. 計(jì)算總傳動比

4、14.393.分配傳動比取1.4則=4.5 所以中間軸的轉(zhuǎn)速=4.5×1430r/min=457.6r/min二.確定各軸的功率電動機(jī)軸的轉(zhuǎn)速nd=1430r/min1.輸入軸的轉(zhuǎn)速 n1=1430r/min 2 .中間軸的轉(zhuǎn)速 n2=5.54×1430r/min=457.6r/min3.輸出軸的轉(zhuǎn)速 99.36r/min三.確定各軸的輸入功率1.電動機(jī)軸的輸出功率為Pd=3 kW2.輸入軸的功率 P1=Pd1=3×0.98×0.995×0.97=2.84 kW3.中間軸的功率P2= P1=2.84×0.995×0.97=2

5、.74 kW4.輸出軸的功率 P3= P=2.84×0.995=2.72kW5.卷筒軸的功率P卷= P32w=2.72×0.98×0.995×0.94=2.50kW四.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩1.電動機(jī)軸的實(shí)際輸出轉(zhuǎn)矩為9550×N·m9550× N·m20034.69 N·mm2.高速軸的轉(zhuǎn)矩 9550×9550× N·m19325.42 N·mm3.中間軸的轉(zhuǎn)矩9550×9550×N·m57162.26N·mm4.輸出軸的轉(zhuǎn)矩955

6、0×9550× N·m398477.14 N·m 5.卷筒的轉(zhuǎn)矩 T卷=9550× =9550× N·m=365.57225 N·m將上述計(jì)算結(jié)果匯總于下表，以備查用。軸名功率P kw轉(zhuǎn)矩T轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i電機(jī)軸320034.691430輸入軸2.84193254.2114304.5中間軸2.7457162.26457.63.2輸出軸2.72398477.1465.25卷筒軸2.50365572.2565.25第四章 減速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算第一節(jié) 高速級及中間軸齒輪的設(shè)計(jì)及校核一.選擇齒輪的精度等級材料和齒

7、數(shù)1. 材料及熱處理查參考資料2表10-1選小齒輪的材料均為40Gr,并經(jīng)調(diào)制處理及表面淬火后齒面硬度為48-55HRC。2.查參考資料1表10-4選用7級精度3.選小齒輪的齒數(shù)為Z1=22，則大齒輪齒數(shù)=22×4.5=994.為提高齒輪傳動的平穩(wěn)性和承載能力選用斜齒輪傳動，初選螺旋角=一.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按查參考資料2式（10-21）計(jì)算，即1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)=1.6。2）查參考資料2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.4253）查參考資料2圖10-6選取材料的彈性系數(shù)=189.84）查參考資料2圖10-26查得=0.75，=0.895，則1.645。5）由于兩

8、齒輪均采用硬齒面，故選稍小的齒寬系數(shù)查參考資料2表10-7選取齒寬系數(shù)=1.06）查參考資料2圖10-21d按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=1100 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。7）查參考資料2式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=6014301（836510）=2.50×109=4.52×108查參考資料2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.91，=0.955。8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，查參考資料2式（10-12）得=0.881100=968=0.9661100=525.25 =535.6 9)第三章已求得=57

9、162.26N·m2.計(jì)算1)試算高速級齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得=21.19mm2）計(jì)算圓周速度=1.59 m/s3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)。b=0.821.19=16.95 mm=0.93mmh=2.25mnt=2.250.93=1.49mm =8.064)計(jì)算縱向重合度。=0.318=0.318×0.822tan15=1.495)計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=1.59m/s，7級精度，由參考資料2圖 10-8查得動載系數(shù)=1.05；參考資料2表10-3查得=1.2使用系數(shù)=1；由參考資料2表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支撐（非對稱布置，7級精度）用插值法求得=1.27

10、0；故載荷系數(shù) K=11.051.21.27=1.6014另由圖10-3查得=1.186）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由查參考資料2式（1010a）得=25.4=25.8 mm7）計(jì)算模數(shù)mn。mn=1.005 mm三.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考資料2式（1017）計(jì)算mn1.確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K=11.051.21.18=1.48682）根據(jù)縱向重合度=1.4996，由參考資料2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.853)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)=24.9=105.34）查取齒型系數(shù)由參考資料2表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.75； YFa2=2.165。5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考

11、資料2表10-5查得Ysa1=1.5725； Ysa2=1.8156）由參考資料2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限等于大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限= =620MPa7） 由參考資料2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.82； KFN2=0.88。8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2，由參考資料2式（10-12）得=423.67 MPa=454.67 MPa9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=比較可以看出小齒輪的數(shù)值大。2.計(jì)算 mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=1.0 mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足

12、接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=22.72mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取Z1=29，則大齒輪齒數(shù)，為使大小齒輪齒數(shù)互質(zhì)，取Z2=131這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。四.幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距 mm將中心距圓整為94 mm。2.將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、ZH等不必修正。3.計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑=29.99 mm=158.39 mm4.計(jì)算齒輪寬度 mm圓整后取B1=34mm；B2= 29 mm5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以

13、選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 名稱公式齒數(shù)29131模數(shù)（mm）1壓力角螺旋角齒頂高系數(shù)1分度圓直徑（mm）29.99158.39齒頂高（mm）1齒根高（mm）1.25齒頂圓直徑（mm）31.99160.39法面頂隙系數(shù)0.25齒根圓直徑（mm）27.49157.89第二節(jié) 中間軸小齒輪和輸出軸齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算一選擇齒輪的精度等級材料和齒數(shù)1. 材料及熱處理查參考資料2表10-1選大小齒輪的材料均為40Gr,并經(jīng)調(diào)制處理及表面淬火后齒面硬度為48-55HRC2.查參考資料1表10-4選用7級精度3.第一節(jié)求得高速級和中間軸大齒輪的傳動比為=4.52,為?？倐鲃颖葹?1.92，則

14、中間軸和輸出軸之間的傳動比應(yīng)為 =3.17選小齒輪的齒數(shù)為Z3=30，則大齒輪齒數(shù)=30×4.01=120.304.為提高齒輪傳動的平穩(wěn)性和承載能力選用斜齒輪傳動，初選螺旋角=二.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按查參考資料2式（10-21）試算，即1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)KT=1.3。2）查參考資料2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。3）查參考資料2圖10-6選取材料的彈性系數(shù)ZE=189.84）查參考資料2圖10-26查得=0.8，=0.90，則1.75）由于兩齒輪均采用硬齒面，故選稍小的齒寬系數(shù)查參考資料2表10-7選取齒寬系數(shù)=0.86）查參考資料2圖10-21d

15、按齒面硬度查大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限等于齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限即=1100 MPa7）查參考資料2式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=60457.61（836510）=4.52×109=1.14×109查參考資料2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.93，KHN4=0.915。8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由查參考資料2式（10-12）得=0.931100=1023=0.951100=1045 =10349)第三章已求得T2=57162.26 N·mm2.計(jì)算1)試算高速級齒輪分度圓直徑d3t，由計(jì)算公式得=36.51mm2）計(jì)

16、算圓周速度。=m/s=0.50 m/s3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)。b=0.836.51=29.21 mm=1.21mmh=2.25mnt=2.251.21=2.64mm =11.044)計(jì)算縱向重合度。=0.318=0.318×0.830tan15=2.045)計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=0.50m/s，7級精度，由參考資料2圖 10-8查得動載系數(shù)KV=1.008；參考資料2表10-3查得KHa=KF=1.2使用系數(shù)KA=1；由參考資料2表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支撐（非對稱布置，7級精度）用差值法求得=1.279；故載荷系數(shù) K=11.0081.21.279=1.547另由

17、圖10-3查得KF=1.196）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考資料2式（1010a）得 =36.51=38.69 mm7)計(jì)算模數(shù)mnmn=1.28 mm三.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考資料2式（1017）計(jì)算1.確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K=11.081.21.19=1.4392）根據(jù)縱向重合度=1.499，由參考資料2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=2.0453)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)=33.29=106.54）查取齒型系數(shù)由參考資料2表10-5查得齒形系數(shù)YFa3=2.52； YFa4=2.1755）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考資料2表10-5查得Ysa3=1.625； Ysa4=1.816

18、）由參考資料2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限等于大即=620MPa7）由參考資料2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.89； KFN4=0.91；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2，由參考資料2式（10-12）得=459.83MPa=470.17 MPa9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=中間軸小齒輪的數(shù)值大。2.設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=1.5 mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度,但為了 同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d3=38.69mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取Z3

19、=29，則大齒輪齒數(shù) =3.18×29=92.8為使大小齒輪齒數(shù)互質(zhì)，取Z4=93這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。四.幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距 mm將中心矩圓整到94mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、ZH等不必修正。3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑=45.13 mm=181.79 mm4）計(jì)算齒輪寬度36.12 mm圓整后取B3=42mm；B4= 37 mm。5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。名稱公式齒

20、數(shù)2993模數(shù)（mm）1壓力角螺旋角齒頂高系數(shù)1分度圓直徑（mm）45.13181.79齒頂高（mm）1齒根高（mm）1.25齒頂圓直徑（mm）47.13183.79法面頂隙系數(shù)0.25齒根圓直徑（mm）42.63179.29 第五章 中間軸及其組件的設(shè)計(jì)與核校第一節(jié) 中間軸的受力分析一. 求中間軸的運(yùn)動參數(shù)前面已經(jīng)求得P2=2.74kW；=454.6r/min；T2=57162.26N.mm;d2=158.39mm；d3=45.15mm二.求作用在齒輪上的力;； ;；;其中Ft2,Ft3分別為中間軸大齒輪和小齒輪受的圓周力；Fr2,Fr3分別為中間軸大齒輪和小齒輪受到的徑向力； Fa2，F(xiàn)a

21、3分別為中間軸大齒輪和小齒輪受到的軸向力。第二節(jié) 初步確定中間軸的最小直徑先按參考資料2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Gr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考資料2表15-3，取A0=112，于是得 mm第三節(jié) 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一.-，-段軸的軸向和徑向尺寸的確定 中間軸的最小直徑為兩端安裝軸承段的直徑，上已求得中間軸最小直徑為dmin=31.25mm，查3表6-6（GB/T 292-1994）選定內(nèi)徑為40mm的7007C角接觸球軸承，故d-=d-=35mm為對兩端的軸承定位的方便取取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16.75mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段

22、距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=18.25mm，則=T+s+a=18.75+8+16.25=43.7 mm ，L-=37mm。二.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定由于中間軸小齒輪的分度圓直徑為d3=45.15mm，摸數(shù)為mnt=1mm，則其齒頂圓直徑為=45.15+2×（1+0）mm=48.15mm，由于小齒輪的齒頂圓直徑和安裝軸承段的軸的直徑相差不多，故決定將其做成齒輪周的形式，d-=48.15mm，取其長度為L-=B4=42mm。三.-軸的軸向和徑向尺寸的確定 -段軸主要用于安裝中間軸大齒輪，為安裝的方便在選定d-=35的情況下選取-段的直徑為d-=39，為使齒輪軸向定位可

23、靠其長度應(yīng)比中間軸大齒輪的寬度B2=29小，取段的長度為L-=25。四.確定軸上倒角和倒角尺寸查參照資料2表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見圖。 至此中間軸的軸和徑向尺寸已基本確定。第四節(jié) 軸上零件的定位 軸上需要定位的零件主要是中間軸大齒輪（小齒輪為齒輪軸的形式，故不需定位），對其周向采用普通平鍵定位，由于d-=39mm，查2表6-1選取鍵寬×鍵高=10×8，選取鍵長為L=22mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。 第五節(jié) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（見下圖）做出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。

24、對于7007C型角接觸球軸承，由3表6-6（GB/T 292-1994）查得a=16.5mm。1.著力點(diǎn)位置確定和力的分析由軸上零件的裝配關(guān)系可得L1=54.5mmL2=35.5mmL3=45mm因此，作為簡支梁的軸的支撐L=L1+L2+L3=54.5+35.5+45mm=135mm2.水平面受力圖，彎距MV圖，見上圖= N=2124.25 NFNH2=Ft2 +FNH3-Ft3=2532.1-2124.25-4383.81N=322.54 N3.做垂直面受力圖，彎矩圖，如圖所示。=N=630.75 N=1653.05-953.15-630.75N=68.8N630.75×54.5N

25、.mm=51911.79N.mm=93776.38+51911.79N.mm=145688.17N.mm68.8×45N.mm=3096N.mm26799.46+3096N.mm=68025.73N.mm4)做合成彎矩圖，如圖2所示107186.02N.m173260.07N.mm49171.32N.mm73114.39N.mm5）做扭矩圖，如圖3所示T2=57162.26N.mm第六節(jié) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度按扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。進(jìn)行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù) 2 式（15-5）及第三節(jié)求得的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為其中W0.1

26、d3=0.1×393mm3=4287.5mm3所以=Mpa=35前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表215-1查得 ，故安全。第七節(jié) 精確校核中間軸的強(qiáng)度一.判斷危險(xiǎn)截面-段軸徑雖然稍大，但其所受到的彎矩最大，同時它還受到較大的扭矩，并且由于鍵槽的存在會引起極大的應(yīng)力集中，故需要對其進(jìn)行校核。而-段軸雖然軸徑和-段同樣大，但其所受的彎矩小的多，故不需校核。-段和-段由于彎矩較小且不受扭矩也不需要校核對。二.截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前已求得截面左側(cè)的彎矩M為中間軸上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理由2表15-1查得，截面上由于軸肩而形

27、成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按2附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由2附圖3-2的尺寸系數(shù);由2附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工,由2附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊得碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05則計(jì)算安全系數(shù)值，得故可知其安全三.截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前面已經(jīng)求得截面左側(cè)的彎矩M為中間軸上的扭矩T2=57162.26N.mm則截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過盈配合處的，由2附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量

28、系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為所以截面左側(cè)的安全系數(shù)為故中間軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因?yàn)闇p速器無瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故不需校核起靜強(qiáng)度。至此，中間軸已設(shè)計(jì)校核完畢。第八節(jié) 繪制中間軸的工作圖第九節(jié) 中間軸軸承的校核一求兩軸承上的載荷1.徑向載荷第四節(jié)已經(jīng)求得軸承受到的徑向力現(xiàn)列表如下 水平方向/N垂直方向/N左端FNH2=322.54FNV2=630.75右端FNH3=2124.25FNV3=68.82.求軸向力前面已經(jīng)求得兩齒輪的軸向力為Fa2=668.7N ，F(xiàn)a3=1187.13N所以，軸承受到的徑向力為得徑向力軸承受到的軸向力為對于7005C軸承查1表1

29、3-7（GB/ 292-1994）其派生軸向力為Fd=eFr其中e為判斷系數(shù)，其值有的大小決定，但現(xiàn)在軸承的軸向里Fa未知，故 初選e=0.40，因此可計(jì)算 所以 7005C軸承的當(dāng)量動載荷為C0=11500N則兩次計(jì)算的相差不多，因此確定，由于>，所以，<e=0.4，所以，在軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊，查2表13-6取fp=1.1則 二.驗(yàn)算軸承的壽命因?yàn)镻3>P2，所以按左端軸承驗(yàn)算Lh=10×365×8=29200h因?yàn)長h>Lh，所以所選軸承滿足壽命要求。至此，中間軸及其組件已設(shè)計(jì)校核完畢。第六章 輸出軸及其組件的設(shè)計(jì)與校核計(jì)算第一節(jié) 輸出軸的

30、受力分析一.求輸出軸的運(yùn)動和動力參數(shù)前面已經(jīng)求得P3=2.72kW；=64.87r/min；T3=398477.14N.mm；=181.79mm；二.求作用在輸出軸齒輪上的力輸出軸齒輪和中間軸小齒輪嚙合，它們受到的力為作用力與反作用力，所以有Ft4=Ft3=4383.81N；Fr4=Fr3=16533.05NFa4=Fa3=1187.13NFt4 、Fr4、 Fa4分別為輸出軸齒輪受的圓周力，徑向力和軸向力。第二節(jié) 初步確定輸出軸的最小直徑先按2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)2表15-3，取，于是得 mm第三節(jié) 輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一.-段軸的軸向和徑向尺

31、寸的確定-用于安裝聯(lián)軸器，為輸出軸的最小直徑。故需同時選定聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為Tca=2KAT，查3表14-1并考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則Tca=2KAT=1.3×398477.14N.mm根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于連軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查3表14-1（GB/T 4323-2002）選用KL6型滑快聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500000N.mm， 取半連軸器的直徑為d2=38mm，故d-=38mm，取半連軸器的長度為 L=60mm，故L-=60mm，查3表12-3選取電動機(jī)的軸徑為D=38mm故最終確定選用的聯(lián)軸器的型號為KL聯(lián)軸器 （GB/T 4323-2002）-段選用普通

32、平鍵對聯(lián)軸器進(jìn)行周向定位，根據(jù)軸徑d-=38mm，選用鍵寬×鍵高b×h=14×9，選取鍵長為L=56mm。二.-，-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-，-段軸用于安裝軸承，查3表6-7（GB/T 292-1994）選取內(nèi)徑為45mm的30209（GB/T 292-1994）型圓錐滾子軸承，因此，確定-段軸的軸徑為L-=L-=41，根據(jù)裝配關(guān)系取其長度為L-=22.375，L-=49三.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸用于安裝齒輪，為使安裝齒輪方便，取d-比d-大4mm，故d-=49mm。四.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段為軸肩，用于對齒輪定位，取其直徑為d-=65m

33、m，長度為L-=5mm五.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸的作用為對擋油環(huán)的大端進(jìn)行定位取其直徑為d-=50mm，長度為L-=23.125mm六.確定軸上倒角和倒角尺寸查參照資料2表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑見圖。 至此中間軸的軸和徑向尺寸已基本確定。第四節(jié) 軸上零件的定位 軸上需要定位的零件主要是齒輪，對其周向采用普通平鍵定位，由于安裝齒輪段的軸徑為49mm，查2表6-1選取鍵寬×鍵高=14×9，選取鍵長為L=32mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為 第五節(jié) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（見下圖）做出軸的計(jì)算簡圖。在

34、確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30209型圓錐滾子軸承，由3表65（GB/T 292-1994）查得a=17.5mm。一.著力點(diǎn)位置確定和力的分析由軸上零件的裝配關(guān)系可得L1=57.85mmL2=46.625mm因此，作為簡支梁的軸的支撐L=L1+L2=57.85+46.625mm=104.475mm二.求水平面內(nèi)水平面內(nèi)的力和彎矩受力圖、彎距MV圖，見上圖FNH4=Ft4+FNH1=4383.81-1402.08N=2981.73 NM=FNH3L1=1402.08×57.85N.mm=113177.74N.mm 三.求垂直面內(nèi)的力和彎矩FNV3=FNV4-Fr4=

35、1890.72-1653.05N=237.67NM1=FNV3L1=237.67×57.85N.mm=13749.036N.mmM2=M1+Ma4=13749.036+101904.18mm=115653.216N.mm四.做合成彎矩圖，見上圖-95196.02N.m113250.07N.mm五.做扭矩圖T2=57162.26N.mm第六節(jié) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度按扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。進(jìn)行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù) 2 式（15-5）及第三節(jié)求得的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為其中W0.1d3=0.1×453mm3=9112.

36、5mm3所以 =MPa=45MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表215-1查得 ，故安全。第七節(jié) 精確校核輸出軸的強(qiáng)度一.判斷危險(xiǎn)截面-段軸徑雖然稍大，但其所受到的彎矩最大，同時它還受到較大的扭矩，并且由于鍵槽的存在會引起極大的應(yīng)力集中，故需要對其進(jìn)行校核。而，-，-段軸雖然軸徑較小但其所受的彎矩小的多，故不需校核。-段只受到受扭矩也不需要校核。二.截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前已求得截面左側(cè)的彎矩M為中間軸上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理由2表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按2附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由

37、附表3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由2附圖3-2的尺寸系數(shù)=;由2附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺軸按磨削加工,由2附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊得碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05則計(jì)算安全系數(shù)值，得 故可知其安全三.截面右側(cè):抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 前面已經(jīng)求得截面左側(cè)的彎矩M為中間軸上的扭矩則截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過盈配合處的，由2附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，軸按磨削加工,由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為所以截面左側(cè)的安全系數(shù)為故中間軸在截面右側(cè)的強(qiáng)

38、度也是足夠的。因?yàn)闇p速器無瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故不需校核起靜強(qiáng)度。至此，中間軸已設(shè)計(jì)校核完畢。第八節(jié) 繪制中間軸的工作圖第九節(jié) 輸出軸軸承的校核一求兩軸承上的載荷1.徑向載荷第四節(jié)已經(jīng)求得軸承受到的徑向力現(xiàn)列表如下水平方向/N垂直方向/N左端FNH3=1890.72FNV3=237.67右端FNH4=2981.73FNV4=1130.03所以，軸承受到的徑向力為得徑向力軸承受到的軸向力為Fa=1187.13N2.求兩軸承的計(jì)算軸向力由于e=0.37，故 所以所以Fa4=Fae+Fd3=1892.2NFa3=Fd3=1179.81N30209軸承的當(dāng)量動載荷為C0=67800N，則

39、 所以 X3=1， Y3=0;所以X4=1，Y3=0在軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊，查2表13-6取fp=1.1則 二.驗(yàn)算軸承的壽命因?yàn)镻3>P4，所以按左端軸承驗(yàn)算811932.99hLh=10×365×8=29200h因?yàn)長h>>Lh，所以所選軸承滿足壽命要求。至此，輸出軸及其組件已設(shè)計(jì)校核完畢第七章 輸入軸及其組件的設(shè)計(jì)與校核計(jì)算第一節(jié) 輸入軸的受力分析一.求輸入軸的運(yùn)動和動力參數(shù)前面已經(jīng)求得P1=2.84kW；=1430r/min；T1=193254.2N.mm；d1=29.99mm；二.求作用在輸出軸齒輪上的力輸出軸齒輪和中間軸小齒輪嚙合，它們受到

40、的力為作用力與反作用力所以有Ft1=Ft2=2532.11NFr1=Fr2=953.15NFa1=Fa2=668.07NFt1、Fr1、Fa1分別為輸出軸齒輪受的圓周力，徑向力和軸向力。第二節(jié) 初步確定輸入軸的最小直徑先按2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Gr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)2表15-3，取A0=112，于是得 mm第三節(jié) 輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一. 段軸的軸向和徑向尺寸的確定-用于安裝聯(lián)軸器，為輸出軸的最小直徑。故需同時選定聯(lián)軸器。連軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為Tca=2KAT，查3表14-1并考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則Tca=2KAT=1.3×193254.2

41、N.mm根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于連軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查3表14-1（GB/T 4323-2002）選用LT3型彈性套拄銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為301500N.mm，取半連軸器的小端直徑為d2=18mm，錐度為1:10,故-段的大端軸徑為18mm，-段的錐度為1:10.取半連軸器的長度為L=42mm，故L-=60mm，查3表12-3選取電動機(jī)的軸徑為D=19mm故最終確定選用的連軸器的型號為LT3 聯(lián)軸器 （GB/T 4323-2002）-段選用普通平鍵對聯(lián)軸器進(jìn)行周向定位，根據(jù)軸徑d-=38mm，選用鍵寬×鍵高b×h=6×6，選取鍵長為L=14mm。二.-,-,-,-段

42、軸的軸向和徑向尺寸的確定-,-段用于安裝軸承,故需同時選定軸承,上面已經(jīng)確定-段軸的軸徑為18mm,所以-段軸的軸徑應(yīng)該大于18mm.查3表6-7(GB/T 297-1994)選擇內(nèi)徑為d=25mm的30205C型圓錐滾子軸承,所以d-=d-=d-=25mm.為安裝軸承的方便,選定-段軸徑為d-=23mm,其長度為L-=37.375mm.選定-段長度為L-=34.125mm。二.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸用于安裝齒輪，高速軸齒輪的分度圓直徑為d1=29.99mm,由于高速軸齒輪的分度圓直徑和d-相差較小,故決定將其作成齒輪軸的形式。高速軸齒輪的齒頂圓直徑為=29.99+2×1

43、×（1+0.25+0）mm=32.49mm，故取d-=32.49mm，取其長度為L-=B1=34mm。三.-段軸的軸向和徑向尺寸的確定-段軸的主要作用是對軸承進(jìn)行軸向定位，為節(jié)省材料，取-段的軸徑為d-=27mm，其長度為L-=49.5mm。四.確定軸上倒角和倒角尺寸查參考資料2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。 至此中間軸的軸和徑向尺寸已基本確定。第四節(jié) 軸上零件的定位 由于高速軸作成了齒輪軸的形式，故不需要對其進(jìn)行定位。軸承的定位見裝配圖。 第五節(jié) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（見下圖）做出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30205C

44、型圓錐滾子軸承，由3表6-5（GB/T 292-1994）查得a=16.25mm。一.著力點(diǎn)位置確定和力的分析由軸上零件的裝配關(guān)系可得L1=42.875mmL2=46.625mm因此，作為簡支梁的軸的支撐L=L1+L2=42.875+46.625mm=124.75mm二.做水平面受力圖，彎距MV圖，見上圖則= 2532.11-870.25N=1661.85 NM=FNH1L1=870.25×42.875N.mm=37290.25N.mm 三.做垂直面受力圖，彎矩圖，見上圖則FNV2=Ft1-FNV1=668.07-1460.75N=-800.67NM1=FNV1L1=1460.775

45、×42.875N.mm=62630.72N.mmM2=M1+Ma1=62630.72+10317.61N.mm=729448.33N.mm四.做合成彎矩圖，見上圖-24607.49N.mm-35762.77N.mm五.做扭矩圖，見上圖T1=193254.2N.mm第六節(jié) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度按扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。進(jìn)行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù) 2 式（15-5）及第三節(jié)求得的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為其中W0.1d3=0.1×253mm3=1562.5mm3所以=Mpa=38MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表

46、215-1查得 ，故安全。第七節(jié) 精確校核輸入軸的強(qiáng)度一.判斷危險(xiǎn)截面-段軸徑雖然稍小，但其所受到的彎矩也很小且不受扭矩，故不需要校核.-段同時受到了扭矩和彎矩,本應(yīng)該校核,但其所受到的彎矩較小,故不需要校核。-段雖然軸徑最大，但是它受到的彎矩也最大，同是這段周還受扭矩，并且由于在軸上加工齒輪會形成極大的應(yīng)力集中，故最需校核。二.截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前已求得截面左側(cè)的彎矩M為中間軸上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Gr,調(diào)質(zhì)處理由2表15-1查得，截面上由于加工齒輪而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按2附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由附表3-1可得軸的材料敏

47、感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由2附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.87;由2附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工,由2附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為查手冊得40Gr的特性系數(shù)=0.10.2，取=0.3=0.050.1，取=0.15則計(jì)算安全系數(shù)值，得故可知其安全1) 截面右側(cè):抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)前面已經(jīng)求得截面左側(cè)的彎矩M為中間軸上的扭矩則截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力所以截面左側(cè)的安全系數(shù)為故中間軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因?yàn)闇p速器無瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故不需校核其靜度。至此，中間軸已設(shè)計(jì)校核完畢。第八節(jié) 繪制輸入軸的工作圖 第九節(jié) 輸入

48、軸軸承的校核一求徑向載荷第四節(jié)已經(jīng)求得軸承受到的徑向力現(xiàn)列表如下水平方向/N垂直方向/N左端FNH1=870.25FNV3=1460.775右端FNH2=1661.85FNV4=800.67所以，軸承受到的徑向力為得徑向力軸承受到的軸向力為Fa=668.07N二.求兩軸承的計(jì)算軸向力由于e=0.37，故Fd1=eFr1=0.37×1700.385N=629.13NFd2=eFr2 =0.37×1875.93N=694.09NFa1+Fd2=668.07+694.09N=1362.16N>Fd1=629.13N所以Fa2=Fae+Fd2=1362.16NFa1=Fd1=629.13N30205軸承的當(dāng)量動載荷為C0=32200N則，所以X1=1， Y1=0所以 X2=1，Y2=0在軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊，查2表1