二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器

1、一、設(shè)計(jì)題目1.設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)2已知條件：(1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35 C；(2) 使用折舊期：8年；(3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；(4) 動(dòng)力來源：電力，三相交流，電壓380/220V ;(5) 運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5% ;(6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶工作拉力 F： 2600N;運(yùn)輸帶工作速度 v: 1.1m/s ;卷筒直徑 D: 220mm ;二、方案及主要零部件選擇1.設(shè)計(jì)方案:二級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器111 運(yùn)輸帶2

2、卷簡(jiǎn)3 聯(lián)軸眾4 二級(jí)ISI柱齒輪減連器5 電動(dòng)機(jī)輔助件：觀察孔蓋，油標(biāo)和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位 銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。2各主要部件選擇目的分析結(jié)論動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)齒輪斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)兩對(duì)斜齒輪軸承軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三、電動(dòng)機(jī)的選擇Fv 2600 x 1. 10工作機(jī)所需有效功率巳-2. 86kW1000 1000傳動(dòng)裝置總效率二12 4 2 4查文獻(xiàn)【I1P141表二得各部分傳動(dòng)效率聯(lián)軸器傳動(dòng)效率3 = 0. 99（兩個(gè)彈性聯(lián)軸器）；滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率口2 = 0. 99（四對(duì)滾動(dòng)軸承）；圓柱斜齒輪傳動(dòng)效率 耳3 = 0.98（兩對(duì)7級(jí)精度

3、齒輪傳動(dòng)）；輸送機(jī)卷筒傳動(dòng)效率耳4 = 0. 96；所以電動(dòng)機(jī)所需工作效率為：P巳=上=3 3kWn工作機(jī)卷筒軸轉(zhuǎn)速為：60vcu 匚 /n）w = 95. 5r / minnd查文獻(xiàn)【1】P413兩級(jí)式同軸式齒輪傳動(dòng)比范圍i = 860nd = nw i = 7645730r / min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min、3000r/min三種，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，決定選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，有文獻(xiàn)2】P173查得，選用Y112M-4 ,萬案 號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn) 速/(r/mi

4、 n)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg1Y112M-4414402.22.343四、傳動(dòng)比及各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩計(jì)算n1440總傳動(dòng)比：i = 巴=蘭上 =15. 08nw95.5各軸的轉(zhuǎn)速n1 = nm = 1440r / minn.1440n2 = 371. 13r / mini 13. 88n2371.13 cn3 =2 = = 95. 69r / mini 23. 88n4 = n3 = 95. 69r / min各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即軸 1P =巳叩2 = 3. 23kW軸 2P2 =叩2% = 3. 13kW軸 3P3 = P2n2n3 = 3

5、. 04kW工作機(jī) P4 = P3HN2 = 2. 98kW各軸轉(zhuǎn)矩電機(jī)軸輸出 Td = 9. 55 x 106 x 旦=2. 19 x 104N mmnm軸 1T1 = TAJ = 2. 15 匯 104N mm軸21； uTiJi 1 = 8. 09 疋 104N mm軸3T3 =T2i 2 = 3. 05 漢 105N mm 工作機(jī) T4 = TsSJ = 2. 99 x 105 N mm五、高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪（2） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級(jí)精度（GB10095-88）（3） 選擇小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為

6、280HBS ；大齒輪材料為 45鋼（調(diào) 質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為 40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)Zi = 30 :大齒輪齒數(shù)z2 = i Z = 3. 88 x 30叱116（5）初選取螺旋角0 =14"2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)文獻(xiàn)1】機(jī)械設(shè)計(jì)第八版咼速級(jí)名稱符號(hào)小齒輪大齒輪螺旋角P14傳動(dòng)比i3.88齒數(shù)Z26101基圓螺旋角Pb14法面模數(shù)mn1.5端面模數(shù)m1.55法面壓力角20端面壓力角at20.5法面齒距Pn6.28mm端面齒距Pt6.50mm法面基圓齒距Pbn5.90mm法面齒頂咼系數(shù)h*n11法面頂隙系數(shù)c；0.25分度圓直徑d40.54157.46基圓直徑

7、db52.40mm260.07mm齒頂咼ha2mm齒根高h(yuǎn)f2.5mm齒頂圓直徑da43.5354160.4646齒根圓直徑df36.7854153.7146標(biāo)準(zhǔn)中心距a99齒寬b4540低速級(jí)名稱符號(hào)小齒輪大齒輪螺旋角P14傳動(dòng)比i3.88齒數(shù)z2099基圓螺旋角Pb14法面模數(shù)葉2端面模數(shù)m1.55法面壓力角20=端面壓力角20 5法面齒距Pn6.28mm端面齒距Pt6.50mm法面基圓齒距p bn5.90mm法面齒頂咼系數(shù)|*dn1法面頂隙系數(shù)c；0.25分度圓直徑d40.41157.59基圓直徑db52.40mm260.07mm齒頂咼ha2mm齒根高h(yuǎn)f2.5mm齒頂圓直徑da44.4

8、082161.5918齒根圓直徑df35.4082152.5918標(biāo)準(zhǔn)中心距a99齒寬b4540八減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)戶輸入軸1i. * l （中間軸）1輸出軸1 «i-1.1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)目的過程分析結(jié)論1.輸入軸上的功率 R = 3. 23kw,轉(zhuǎn)速m = 1440r / min選軸的材料為 4輸T| = 2. 15 漢 104N mm5鋼，調(diào)質(zhì)處理入 2.求作用在車輪上的軸 的 設(shè) 計(jì) 及 苴 丿、 軸 承 裝 置、鍵 的 設(shè)FtFrFa2T12 2. 15 104d140. 13F tan an二 1071.5=1071. 5Ntan 20cos

9、13 36'Ft tan 一： = 1071.5 tan 13 36'=按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件得，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）低速軸的裝配方案如下圖所示二 401.2N259. 2N，根據(jù)文獻(xiàn)2】中表8-7查560000。半聯(lián)軸器的半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)（2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個(gè)定位軸肩，根據(jù)文獻(xiàn)【3】（P379）可知軸肩高度h=（0.07-0.1）d，所以取直徑計(jì)；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應(yīng)取1-2段的長(zhǎng)度比聯(lián)

10、軸器轂孔稍短一些，?。?）初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由文獻(xiàn)2】中表6-7（P80）中初步選用圓錐滾子軸承30305型，其尺寸為內(nèi)徑，外徑，軸承寬度，；所以，,°右端滾動(dòng)軸承米用軸肩進(jìn)行軸向定位，根據(jù)文獻(xiàn) 2】表6-7 ( P80)查得,所以取。(4)由于高速小齒輪的齒根圓直徑，所以安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為B-50mm ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)稍短于齒輪輪轂寬度，故??；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩咼度h>0.07d ，故取h-3m

11、m,則軸環(huán)處的直徑。由文獻(xiàn)【3 ( P379 )軸環(huán)寬度b>1.4h ,所以取°(5) 軸承端蓋的總寬度為20mm °根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取°(6) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a-16mm ,考慮到箱體的鑄造誤差，在確疋滾動(dòng)軸承位置時(shí)°應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s-8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T-18.25mm ,貝U至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長(zhǎng)度°軸段直徑(mm )長(zhǎng)度(mm )1-220352-323503-42546.254-528465-634106-7321

12、47-82518.25總長(zhǎng)度249.5目的過程分析結(jié)論輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 苴 丿、 軸 承 裝 置、鍵 的 設(shè) 計(jì)軸的受力分析7 _Kh6r 1Frj(r w1c.1FmiTHrnrrnTf1皿TRnrrnzfHijTi ttti r 11vlT MsIhlrmTrnrrniMirrTrnWr屮丄e rJMe jRinTrniKiriIIEII 11in-根據(jù)軸的尺寸確定的長(zhǎng)度1、鍵的設(shè)計(jì)根據(jù)文獻(xiàn) 2】中表4-1 ( P56)按，查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，配合為H7/n6 ；鍵的型號(hào)為 GB/T1096鍵A X X 。聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，配合為H7/k6 ;鍵的型號(hào)為 GB

13、/T1096鍵A6 X6X18。2、(1 )在水平面上F1h = F2h = F 二 8：5 二 422. 5N hht(2) 在垂直面上Fr L3Fa d320 54.25 244 45- 28OF = =vL2L354.2554.25二 210. 9N所以 F2v 二 Fr _ 耳 二 320 一 210. 9 二 109. 1N(3) 求彎矩M11H = M2H = FihL2422. 554. 25 二 22920. 63N.mml_2 = 210. 954. 25 = 11441.33N.mm二 210. 954. 25 - 24445. 282plM2v = F1v 沢 L2 Fa

14、 2=5917. 17N.mm所以合成后的彎矩M1二、M2hM：二.22 9 20 . 63211441.332= 25617. 56NmmM2=、MhM2V二.22920. 6325917. 172= 23672. 10Nmm（4）計(jì)算扭矩3、軸的強(qiáng)度校核由文獻(xiàn)3】（P380）可知進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取a=0.6 ,軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)B】式15-5已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn) B】中表15-1查得丁1 = 60MPa 因此 ca,故安全。4、軸強(qiáng)度的精確校核截面A, 2, 3, B只

15、受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引 起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，2，3，B均無需校核。應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4和5處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面 5的應(yīng)力集中的影響和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時(shí)軸徑 也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大 （過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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4左右兩

16、側(cè)即可。（1） 分析截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)：o.1d3 = 0. 1 漢 253 = 1562.5mm 抗扭截面系數(shù)： W = 0. 2d = 0. 2匯25 = 3125mrfi截面4左側(cè)的彎矩：Lt54 2518 25M = M 漢-_L = 25617. 56 漢_= 16999. 67NmmL254. 25截面4上的扭矩：截面4上的彎曲應(yīng)力：% = 16999. 67 1562. 5 = 10. 88MPa截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：衍=E；WT = 19130/3125 = 6. 12MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)3】中表15-1查得% =640MPa 匚=275MPa j=1

17、55MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a疣及a，由文獻(xiàn)3】附表RJV3-2查取，因 r/d = 2/25 = 0. 08， Dd = 2&25 = 1. 12，經(jīng)插值后可查 得，比 1.74,。工比 1.28又由文獻(xiàn) B】附圖3-1( P41)可得軸材料的敏性系數(shù)為% 拓 0. 82,q 肚 0.85所以有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)B】附表3-4可得由文獻(xiàn)B】附圖3-2取尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 =0.92軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 人=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面咼頻淬火強(qiáng)化系數(shù)Pq =1，按照文獻(xiàn) B】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為

18、：備 + 1 / 目口 = 1.6仃 0.9 + 1/0.92= 2.8760 = kJ% + 1 / 斥=1.238/0.92 + 1/0.92= 2.433又由文獻(xiàn)B】3-1 ( P25)取碳鋼的屮u = 0.1 ，屮1 = 0.05計(jì)算安全系數(shù)，由式15-6,15-7和15-8得到目的過程分析結(jié)論2）計(jì)算支承反力在水平面上F ih = F2h = 483N輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 苴 丿、 軸 承 裝 置、 鍵 的在垂直面上401.247.5 紳.240.1323947. 5故 F2v 二斤-Fiv = 401.2 - 280 = 121. 3N總支承反力F1、F；Fj 二483228

19、02 二 651NF2 = F2HF2V = . 4832151. 52 二 506Na) 畫彎矩圖Mh = Fh 況 L2 = 483 江 39 = 22932N.mmM2H = F2hL3 = 483 47. 5 = 22943N .mmMlv二 F1vL2 = 28039 = 10920.mmM2v=F1VL2 - Fa d 2 = 5719N.mm故M-!二M1HM1V = 25399N mmm2二 m2HM2V 二 23645N mm4）畫轉(zhuǎn)矩圖6校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度二 280N對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)O =0.6,則JM2 十（aT

20、）2“ cc<Tca = 7W=12.98mpa查表 15-1 得cr 二_60mpa,因此口ca <°'/,故女全精確校核軸的疲勞強(qiáng)度C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)：W= 0.1d = 0. 1 X 25 = 1562.5mm抗扭截面系數(shù)：WT = 0. 2d3 = 0.2 漢 25 = 3125mm截面4左側(cè)的彎矩：LT54 2518 25M = M 漢- = 25617. 56 漢o25 =代999. 67NmmL254. 25目的過程分析結(jié)論M16999a-口 b -.,-=10. 88mpa =0

21、 muW1562% = T = 2. 48mpa= m =上=1. 24mpaW2輸軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理.由表15-1查得b=640mpa入坊 4 = 275mpa , 斗=155mpa.截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系軸r1數(shù)g及a按附表3-2查取因_=0.03 ,：- 36 -1.2，經(jīng)插值后可aTd 30d30的查得設(shè)口口 = 2.09a 工= 1.66計(jì)又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為及q 廠 0.74q 十 0.77苴丿、故有應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為軸Q = 1T)=1 +0.74(2.09-1) =1.81承k廣1 +q(叭-1) =1 +0.77(1.66-

22、1)= 1.51裝由附圖3-2得尺寸系數(shù)呂= 0.77;由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)= 0.88置由附圖 3-4 得Pa= Pt = °.92、軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即卩q =1，則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為鍵kJ+b1 -181+ 1備備0.770.92-1 =2.44的k亠1佃+ 1 1-1.81k 胃一n_ 1設(shè)叫 PT0.880.92計(jì)由匕3-1及© 3-2得碳鋼的特性系數(shù)怙=0.10.2,取怙= 0.1珥=0.05 0.1T，取賀= 0.05目的過程分析結(jié)論于是,計(jì)算安全系數(shù)Sea值按式(15-6)(15-8)貝U得2752.44 18.50.1 0= 6

23、.09鍵校核安全輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 苴 丿、 軸 承1551. 811.240.051.24二 67. 2SeaS； S= 3. 94 S = 1. 3 1.5S2s28校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器：4T1d/l421500257 (28 -=20. 5mpa故安查表得t =120 150mpa .匚p ： !p故強(qiáng)度足夠齒輪:cp4T1d1hl421500288(56 - 10)二 19mpa裝置、鍵的設(shè)計(jì)查表得L p L 120150mpa.匚p ：卜p故強(qiáng)度足夠9.校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向:Fr1 - F1651N軸向：Fa1 = Fa 二 259. 2N軸承 2 徑向：Fr2

24、 二 F2 二 506N軸向：Fa2 =0因此，軸承1為受載較大的軸承，按軸承1計(jì)算Fa1259.2Fr1 =651按表13-6, f p /.O 2 ,取fp =1.0按表13-5注1,對(duì)深溝球軸承取fo : 14.7 ,則相對(duì)軸向載荷為14. 7610. 65/8300-1.08在表13-5中介于1.031.38 之間,對(duì)應(yīng)的e值為0.280.3,丫 值為1.551.45線性插值法求 Y 值 丫 =1.45 (1.55 一 1.45)(1.380 一1.08) =1.541.380 -1.03故 P 二 fp(XFr YFa) =1.0(0.56 1311.28 1.54 610.65)

25、= 1674NLh106(C 3 60n ( P)106601440195003( 1674)二 18294h查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命Lh =1200 ： Lh輸入 軸的 設(shè)計(jì) 及其 軸承 裝置、 鍵的 設(shè)計(jì)軸校核安全軸承校核安全壽命（h）為L(zhǎng)h =271593. 3軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)目的過程分析結(jié)論輸1.輸出軸上的功率P3=3. 04kw,轉(zhuǎn)速譏=95. 69r / min出轉(zhuǎn)矩 T3 = 3. 05 x105 N mm軸2.求作用在車輪上的力及l(fā)2T32 x3. 05 x 105K1廠tVz11 >di157. 4苴ll tan antan 20 'F -

26、F 廠r 一廠trCOS戸一 3875 乂一 1454N軸cos 14 'Fa = F tan B =3875 漢 tan 14 " = 966N承3.初定軸的最小直徑裝選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15 3,取 A-112于是由式置、15 2初步估算軸的最小直徑dmm = AP3 /門3 = 36mm這是安裝聯(lián)鍵的軸器處軸的最小直徑d_2 ,由于此處開鍵槽，取設(shè)dmin = 36漢1.05 = 37. 8mm,聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA查表計(jì)14-1取Ka=13，則Tea = KAT = 1.3 匯 3. 05 匯 105 = 396500N mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc

27、a應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)2】中表8-7查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。 半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬定軸上零件的裝配方案(見前圖)2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度目的過程分析結(jié)論(1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度h=0.070.1d,故取2段的直徑d2 = 44mm軸的尺寸(m初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故m):選用單列圓錐滾子軸承 。參照工作要求并根據(jù) d2 = 44mm獻(xiàn)2】dj = 38中表6-7 ( P80)中初步

28、選用圓錐滾子軸承30309型，其尺寸為內(nèi)徑d2 = 44輸，外徑，軸承寬度，d3 = 45出;所以，。d4 = 50軸右端滾動(dòng)軸承米用軸肩進(jìn)行軸向定位，根據(jù)文獻(xiàn) 2】表6-7 ( P80)查得d5 = 60及，所以取。d6 = 54苴丿、d? = 45軸承裝 置、鍵 的 設(shè) 計(jì)軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大與d3 ,可取d4 = 50mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為B=45mm ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 ，此軸段應(yīng)稍短于齒輪 輪轂寬度，故取；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑。由機(jī)械設(shè)計(jì) （

29、P379）軸環(huán)寬度b>1.4h ，所以取。（5） 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。（6） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 =16mm ，考慮到箱體的鑄造誤差，在 確疋滾動(dòng)軸承位置時(shí)。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承 寬度 T=27.25mm ,貝U5、鍵的設(shè)計(jì)根據(jù)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)中表4-1 （ P56）按，查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，配合為H7/n6 ;鍵的型號(hào)為 GB/T1096鍵 C14 X9 X32。聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，配合為；鍵的型號(hào)為 GB/T1096 鍵 C10 X8X4

30、5。6、軸的受力分析1 , = 581 2 = 501 3 = 55. 251 4 = 41I 5 = 10I 6 = 14l 7 = 27。25L ll 一LE、D IKr-i匚.t1jIirrri1TTlTn11 lltl'i tlrrin¥空ikaT M«1 fll Im irni-TrrrMi rnrrnTT Tr1tTJHlrTITllTirnrmTT1ITEITT1rrn-根據(jù)軸的尺寸確定、的長(zhǎng)度(1) 在水平面上Fih = F?h = f = 387 1937. 5N(2) 在垂直面上Fad 2L2+ L3145452.4596615742 52. 4

31、552. 45二 1452N所以 Fr 二 Fr - F1v 二 1454 - 1452 二 2N(3)求彎矩M1H = 曬円=F1H X L2 = 1937. 5 X 52. 45 = 101621N.mmM1v = F1v 漢 L2 = 1452 漢 52.45 = 76157N.mmd157 4Mq F1v x L2Fa 1452 x 52. 45 - 966 x=133. 2N.mm所以合成后的彎矩M1 =M+ M：= J1016212 + 761572= 126991NmmM2 =p'Mh+ M；= J1016212 + 133. 22= 101621N mm(4)計(jì)算扭矩7

32、、軸的強(qiáng)度校核由文獻(xiàn)3】(P380)可知進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面 C)的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取a=0.6 ,軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn) B】式15-5已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn) B】中表15-1查得-1= 60MPa因此£凹4,故安全。8、軸強(qiáng)度的精確校核截面A, 2, 3, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A , 2, 3, B均無需校核。應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4和5處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重

33、；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面 5的應(yīng)力集中的影響和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時(shí)軸徑 也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大 （過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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 4左右兩側(cè)即可。（2） 分析截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)：0.1d = 0. 1 漢 45 = 9112.5mm抗扭截面系數(shù)： w = 0. 2d = 0.2 X 45 = 18225mm截面4左側(cè)的彎矩：一一 L2 -T52.45 - 27

34、.25K1M左M 況 2- 101621 江-48825NmmL252.45C截面4上的扭矩：T 3.05如0 N，mm截面4上的彎曲應(yīng)力：陣=IM'W = 48825 9112. 5 = 5. 36MPa截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：專=£；* = . 05 x 105/18225 = 16. 7MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)3】中表15-1查得=640MPa 口 斗=275MPa i）=155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a 口及a弋,由文獻(xiàn)3】附表3-2查取，因 r/'d = 2J45 = 0. 044 , Dd = 2®25 = 1

35、. 111 ,經(jīng)插值后可查 得，aa = 1.98,叫 吒 1.30】又由文獻(xiàn) B】附圖3-1 (P41)可得軸材料的敏性系數(shù)為a； 0. 82,止 0.85所以有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)B】附表3-4可得由文獻(xiàn)B】附圖3-2取尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 j =0.86軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 也"廠0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面咼頻淬火強(qiáng)化系數(shù)Pq =1，按照文獻(xiàn) B】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為：心=+ 1 / 弟=1.7872 .''0.75 + 1/0.92 = 2.136 K廠 k/兔 + 1 / 叫=1.255/0

36、.86 + 1/0.92= 2.546又由文獻(xiàn)3】3-1 (P25)取碳鋼的屮占= 0.1 ,壬=0.05計(jì)算安全系數(shù)，由式15-6,15-7和15-8得到Sea -2 7.20 > S 1.5 盡+ s2(3)分析截面4右側(cè)抗彎截面系數(shù)：o.1d3 = 0.1 漢 503 = 12500mm抗扭截面系數(shù)： W = 0. 2d3 = 0. 2 漢 503 = 25000mm截面4右側(cè)的彎矩：一一 L2 T52.45 27.25K1M = M 漢 2= 101621 漢=48825NmmL252. 45截面4上的扭矩：截面4上的彎曲應(yīng)力：丑=M,：W = 48825 12500 = 3.

37、9MPa截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：tt= 30500025000 = 12MPa由文獻(xiàn)3】（P383）和附表3-8利用插值法可以求出過盈配合處的軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為札=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面咼頻淬火強(qiáng)化系數(shù)Pq =1，按照文獻(xiàn) B】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為：Kb = k% + 1 /= 2. 60 + 1 / 0. 92 = 3. 687Q = k/% + 1 / 鞋=2. 07 + 1 / 0. 92 = 3. 157計(jì)算截面4右側(cè)安全系數(shù)，由式15-6,15-7和15-8得到Sca - 7. 64 A s T. 5應(yīng)+ s2所以截面

38、4的右側(cè)也是安全的。綜上所述,軸的截面4是安全的，由文獻(xiàn)B】（P383）可知該軸因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。目的過程分析結(jié)論9、校核鍵連接強(qiáng)度聯(lián)軸器：CTp =4T34 x 3050003- 96Miad hl35 疋 8 漢 45由文獻(xiàn)B】表6-2得kp】=120 - 150MFa .crp v t p】，強(qiáng)度足夠。齒輪：7 p =4T14 x 305000 小“仆輸1_- 95MPad hl50 漢 9 疋 32出由文獻(xiàn)B】表6-2得.p】=120 - 150MFa .crp £ t p】，強(qiáng)度足夠。軸6、校核軸承壽命及苴丿、軸（1）計(jì)算支反力F

39、i =十 Fih-卜 Fj = J1937. 52 + 14522 = 2421NF2= f*F 2H+ F： = V1937. 52 + 22 = 1937N承（2）計(jì)算徑向力裝Fri = F=2421NFr2 = F2 = 1937 N置、（B）計(jì)算軸向力鍵由文獻(xiàn)2】表6-7 （ P80）查得30309型軸承的0=15 °,e=0.35。所以可的得設(shè)O計(jì)因?yàn)?所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是有所以 電=10850. 45 > e 0. 35 ,由文獻(xiàn) 【3】表13-5查得Fr12421X=0.4;由文獻(xiàn)2】表6-7查得Y=1.7。Fa2482=0. 25v e =0.

40、35,有文獻(xiàn)【3】表13-5查得X=1Fr 21937Y=0。(4)計(jì)算當(dāng)量載荷按文獻(xiàn)3】表13-6, fp =1.0 1.2取fp =1.0，所以按照式13-8a得F2 = f p(XF2 +Y冃2)= 1.0 x(0. 4 X 1937 + 0 X 482)=775N(4)，軸承壽命的校核因?yàn)檩S承1的當(dāng)量載荷比軸承2的當(dāng)量載荷大，所以按軸承1來進(jìn)行壽 命校核。有文獻(xiàn)2】表6-7得30309型軸承，由文獻(xiàn)3 (P319)可知對(duì)于圓錐滾子軸承一，所以6 6 10S =1° (CT10x ( 1080001134285 h60n P60 匯 95. 69775根據(jù)工作要求可知軸承的預(yù)期

41、壽命，所以高速級(jí)選擇 30309型軸承合適，滿足壽命要求。中 速 軸 的 設(shè) 計(jì)1.中間軸上的功率 B = 3 13kw,轉(zhuǎn)速n2 = 371. 13r / min 轉(zhuǎn)矩 T2 = 8.09104 N mm2、求作用在齒輪上的力高速級(jí)大齒輪Ft22T2d2274020一155. 87=1038NFr2F2tan ancos :-1038_tan_2°_ 二 388Ncos 13 36'Fa2二 F2 tan 1 二 1038 tan 13 36' = 251N低速小齒輪Ft32T2da27402040.6=3646NFr3=Ft3 tanan/ cos ：= 3646

42、 tan20 / cos13 36'1364NFa3二Ft 3 tan：二 3646tan 13 36' =882N1、初定軸的軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn) 3】表15-3 ,取A、-二112于是由式15-2初步估算軸的最小直徑dmin 二 A 3 P2 / 門2 =1123 3. 13/ 371.13 = 22. 8mm所以軸的最小直徑= 23mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 初選型號(hào)30305型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)2】表6-7查得其參數(shù)：d D B = 256217,基本額定動(dòng)載荷Cr = 46

43、. 8KN , 基本額定靜載荷 C r = 48KN , 故dr = de = 25mm。2） 軸段2加工成低速級(jí)小齒輪，已知齒寬Bi = 50mm所以2軸段的 長(zhǎng)度。3） 大齒輪裝在4段，取齒輪的安裝孔直徑為 30mm，則軸段4的直 徑 ，因?yàn)樽驜2 = 40mm 為保證齒輪的右端的可靠定位 ，軸5的長(zhǎng) 度應(yīng)該略短與大齒輪齒寬 ，所以。大齒輪的左端用軸肩固定，由文獻(xiàn)B】軸肩高度h =0.07 0.1d所以取d4二36mm 為了減小應(yīng)力集中， 取軸段3-4的直徑d3 = 30mm4） 取齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距，取心=16mm,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁見的距離S=8mm,由

44、文獻(xiàn)2】表6-7查得軸 承B=18.25mm.所以軸段1-2的長(zhǎng)度為同理軸段6-7的長(zhǎng)度。5）輸入軸和輸出軸的跨距之和為197.25mm，所以中間軸的跨距必須大于197.25mm,為了保證中間軸上兩齒輪之間不發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，取兩齒輪之間的距離為 140mm.軸段直徑mm長(zhǎng)度mm125452294833814043038525456） 為了保證小齒輪一端軸承的可靠定位 ，其右端使用軸套定位，由 文獻(xiàn)2】表6-7查得da = 32mm,所以軸套的外徑外，軸套裝在軸段1上，所以其內(nèi)徑外。左端靠軸承端蓋定位，由文獻(xiàn)2】表6-7查Da = 54mm,所以軸承端蓋凸緣的內(nèi)徑為54mm ，凸緣厚度趣味 10m

45、m。7） 為了保證大齒輪的右端面的可靠定位和軸承左端面的可靠定位，此處使用一個(gè)階梯軸套，取外徑外小，外大，軸套裝在軸段5 上,所以其內(nèi)徑外。5、軸的受力分析根據(jù)軸的基本尺寸，取兩齒輪的中點(diǎn)為力的作用點(diǎn)，得到計(jì)算支承反力在水平面上FihF2tL3F1t( L2L3)J + L2+ Q_ 3415.1847. 5810.5(187.547. 5)-53 十 187. 5 十 47. 5二 1225NF2H = F1 + F2t F1H=810. 53415. 18 - 1225 = 3000N在垂直面上dF7L3 +Fa1 寫 + F1r +L3） 卩付=2-1L1L2L31194 漢 47. 5

46、 十 234 漢 155. 87 / 2 + 307 x （ 87. 5 + 147. 5）87. 5147. 553333NF2r=Fr 1=3071194 一 333 = 1168N總支承反力F1= yF1HFj二122523462 二 1486NF2二、F2HF；=&3000211682 =3219N3 ）畫彎矩圖M1H = M 1h = F1H L1 = 1225 53 = 64925 N .mmM® = F1vL1 = 33353 = 17649N. mmMa = F%J _ F1ad 2二 _24404N.mmM2H = M2H = F2HL3 = 2737. 1

47、2 50. 5 = 138224. 56N.mmM2/ 二 M 二 F2vL3 二 851.6 50. 5 二 43005. 8N .mm故M = -.;（ M；h）2（ M® ）2 = 79331.62N mmM2 二，'M2hM2V = 144760. 24N mm4）計(jì)算扭矩T=80900N.mm 1、按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度由文獻(xiàn) B】P380）可知進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取a=0.6 ,軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)B】式15-5已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)B】中表15-1查得= 60MPa

48、 因此 O"ca，故安全。2、軸強(qiáng)度的精確校核低速小齒輪左端面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)：W = 0.1dB = 0. 125 = 1562. 5mm抗扭截面系數(shù)：VT = 0.2dB = 0.225 = 3125mmL _ 25左端面的彎矩M = M 176476. 98NmmL1截面4上的扭矩：截面4上的彎曲應(yīng)力：6 = M W = 76476. 98 1562. 5 二 48. 95MPa截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：T = T3 vy = 74020 3125 二 23. 69MPa由文獻(xiàn)B】（P383）和附表3-8利用插值法可以求出過盈配合處的 取- 。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為七八二0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)：q =1，按照文獻(xiàn)