機(jī)械設(shè)計(jì)二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器

1、 目錄第1部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書31.1設(shè)計(jì)題目31.2設(shè)計(jì)步驟3第2部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案32.1傳動(dòng)方案32.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)3第3部分 選擇電動(dòng)機(jī)43.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇43.2確定傳動(dòng)裝置的效率43.3選擇電動(dòng)機(jī)容量43.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比5第4部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)64.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)64.2高速軸的參數(shù)64.3中間軸的參數(shù)64.4低速軸的參數(shù)64.5工作機(jī)的參數(shù)7第5部分 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算75.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)75.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)75.3確定傳動(dòng)尺寸95.4計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù)105.5齒輪參數(shù)和幾何尺

2、寸總結(jié)11第6部分 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算126.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)126.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)126.3確定傳動(dòng)尺寸156.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度156.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸166.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)17第7部分 軸的設(shè)計(jì)177.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算177.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算227.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算27第8部分 滾動(dòng)軸承壽命校核328.1高速軸上的軸承校核328.2中間軸上的軸承校核338.3低速軸上的軸承校核34第9部分 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算359.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核359.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核369.3中間軸與大錐齒輪鍵連接校核369.4低速軸

3、與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核369.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核36第10部分 聯(lián)軸器的選擇3710.1高速軸上聯(lián)軸器3710.2低速軸上聯(lián)軸器37第11部分 減速器的密封與潤(rùn)滑3811.1減速器的密封3811.2齒輪的潤(rùn)滑3811.3軸承的潤(rùn)滑38第12部分 減速器附件3812.1油面指示器3812.2通氣器3912.3放油孔及放油螺塞3912.4窺視孔和視孔蓋4012.5定位銷4012.6啟蓋螺釘4012.7螺栓及螺釘40第13部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸40第14部分 設(shè)計(jì)小結(jié)41第15部分 參考文獻(xiàn)41第1部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 二級(jí)圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力F=2200N，速度v=

4、1.1m/s，直徑D=240mm，每天工作小時(shí)數(shù)：8小時(shí)，工作年限（壽命）：20年，每年工作天數(shù)：365天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟 1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動(dòng)機(jī)的選擇 3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 7.滾動(dòng)軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 10.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第2部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，減速器為二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng)，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成

5、直角布置的機(jī)械傳動(dòng)中。第3部分 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率：2=0.98 閉式圓柱齒輪的效率：4=0.96 閉式圓錐齒輪的效率：3=0.95 工作機(jī)的效率：w=0.963.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為 電動(dòng)機(jī)所需額定功率: 工作轉(zhuǎn)速： 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，二級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：616，因此理論傳動(dòng)比范圍為：616?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(616)87.58=525-1401r/min。進(jìn)行綜合考慮

6、價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 電機(jī)主要外形尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 （1）總傳動(dòng)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)

7、機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為： （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 錐齒輪（高速級(jí)）傳動(dòng)比 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為 減速器總傳動(dòng)比第4部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)4.2高速軸的參數(shù)4.3中間軸的參數(shù)4.4低速軸的參數(shù)4.5工作機(jī)的參數(shù) 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9603.0630440.62高速軸9603.0330142.19中間軸350.362.8276866.65低速軸87.592.65288931.38工作機(jī)87.592.42263854.32第5部分 減速器高速級(jí)齒輪傳

8、動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20。 （2）參考表10-6選用7級(jí)精度。 （3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（表面淬火），齒面硬度4855HRC，大齒輪40Cr（表面淬火），齒面硬度4855HRC （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=30，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=302.74=83。 實(shí)際傳動(dòng)比i=2.7675.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 計(jì)算YFaYSa/F 計(jì)算由分錐角 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 由圖查得齒形系數(shù) 由圖查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖查得小

9、齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 兩者取較大值，所以 2）試算齒輪模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）圓周速度 2）齒寬b 3）齒高h(yuǎn)及齒寬比b/h 3）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF 查圖得動(dòng)載系數(shù)KV=1.073 取齒間載荷分配系數(shù)：KF=1 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.274 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.054 由式實(shí)際載荷系數(shù)為 4）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)5.3確定傳動(dòng)尺寸 （1）實(shí)際傳動(dòng)比 （2）大端分度圓直徑 （3）齒寬中點(diǎn)分度圓直徑 （4）錐頂距為 （5）齒寬為 取b=33mm 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得

10、小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力 故接觸強(qiáng)度足夠。5.4計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù) （1）計(jì)算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 （2）分錐角（由前面計(jì)算） （2）計(jì)算齒頂圓直徑 （3）計(jì)算齒根圓直徑 （4）計(jì)算齒頂角 a1=a2=atan(ha/R)=11752 （5）計(jì)算齒根角 f1=f2=atan(hf/R)=13327 （6）計(jì)算齒頂錐角 a1=1+a1=211012 a2=2+a2=712533 （7）計(jì)算齒根錐角 f1=1-f1=181852 f2=2-f2=6834135.5齒輪參數(shù)和幾

11、何尺寸總結(jié)代號(hào)名稱計(jì)算公式小齒輪大齒輪模數(shù)mm2.52.5齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.20.2齒數(shù)z3083齒頂高h(yuǎn)amha*2.52.5齒根高h(yuǎn)fm(ha*+c*)33分度圓直徑dd75207.5齒頂圓直徑dad+2ha79.7209.2齒根圓直徑dfd-2hf69.36205.46分錐角19521970740齒頂角aatan(ha/R)1175211752齒根角fatan(hf/R)1332713327第6部分 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20，初選螺旋角=15。 （2）參考表10

12、-6選用7級(jí)精度。 （3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度197286HBS （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=29，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=294=117。 實(shí)際傳動(dòng)比i=4.0346.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 1）確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù)KHt=1.3 小齒輪傳遞的扭矩: 查表選取齒寬系數(shù)d=1 由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45 查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 取=1 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得小齒

13、輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 2）試算小齒輪分度圓直徑 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度 齒寬b 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 查表得使用系數(shù)KA=1.25 查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.066 齒輪的圓周力。 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.418 實(shí)際載荷系數(shù)為 3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 4）確定模數(shù)6.3確定傳動(dòng)尺寸 （1）計(jì)算中心距 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =

14、144735 （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒寬 取B1=65mm B2=60mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 1） K、T、mn和d1同前 齒寬b=b2=60 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)： 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)： 查表得： 查圖得重合度系數(shù)Y=0.673 查圖得螺旋角系數(shù)Y=0.875 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （

15、1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左144735右144735齒數(shù)z29117齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d59.988242.022齒頂圓直徑da63.99246.02齒根圓直徑df54.99237.02齒寬B6560中心距a151151第7部分 軸的設(shè)計(jì)7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=3.0

16、3kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=30142.19Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。 由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5% 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取dmin=30 4.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。 (1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動(dòng)微小，故取KA = 1.3，則: 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器

17、公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為82mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB T 1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=63mm。 (2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 35 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30208，其尺寸為dDT = 408019mm，故d34 = d56 = 40 mm。由手冊(cè)上查得30208型軸承的定位軸肩高度h =17.5mm，則d45=35mm。 (3)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度

18、t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，則 (4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取=10mm，小齒輪輪轂寬度L=42mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑303540454035長(zhǎng)度805019811663 5.軸的受力分析 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=99.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離l2=99mm，齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=55.5mm 計(jì)算支承反力 在水平平面上為 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 (1)計(jì)

19、算彎矩 在水平面上，a-a剖面為 b-b剖面左側(cè)為 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面為 b-b剖面左側(cè)為 (2)轉(zhuǎn)矩 6.校核軸的強(qiáng)度 因a-a彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=350.36r/min；功率P=2.82kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T

20、=76866.65Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40Cr調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。 由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm 4.確定軸的直徑和長(zhǎng)度 (1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 23.05 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30208，其尺寸為dDT = 408019mm，故d12 = d56 = 40 mm。

21、(2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 47 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用定距環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 40 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 38 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 47 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 57 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 25 mm。 (3)左端滾動(dòng)軸承采用定距環(huán)進(jìn)行軸向定位。 (4)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 65mm，則l23 =b3 6

22、5 mm，d23=d3=59.988mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2=40mm，為了使定距環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=38mm，d45=47mm。 (5)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 5 mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段12345直徑4063.99574740長(zhǎng)度346524.638.436 5.軸的受力分析 低速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d3為低速級(jí)小齒輪的分度

23、圓直徑） 低速級(jí)小齒輪所受的徑向力 低速級(jí)小齒輪所受的軸向力 軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離l1=57.5mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離l2=76.3mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=46.2mm 計(jì)算支承反力 在水平面上為 式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 (1)計(jì)算彎矩 在水平面上，a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面右側(cè)為 在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面左側(cè)為 b-b剖面右側(cè)為 (2)轉(zhuǎn)矩 6.校核軸的強(qiáng)度 因a-a左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a

24、-a左側(cè)為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得40Cr調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=735MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=87.59r/min；功率P=2.65kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=288931.38Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較

25、小而受到的扭矩較大，故取A0=112。 由于最小軸段直徑截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7% 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為38mm故取dmin=38 4.確定軸的直徑和長(zhǎng)度 (1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動(dòng)微小，故取KA = 1.3，則: 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為82mm。選用普通平鍵，A型，bh = 108mm(GB T

26、1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=63mm。 (2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 43 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30209，其尺寸為dDT = 458520mm，故d34 = d78 = 45 mm。l34=T=20mm。 軸承采用軸肩定位，由手冊(cè)上查得30209型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = 50 mm (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 47 mm；已知低速級(jí)大齒輪輪轂的寬度為b4 = 60 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 5

27、8 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 47 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 60 mm，取l56=12mm。 (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則 (5)5）取低速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm， mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 5 mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段1234

28、567直徑38434550604745長(zhǎng)度80642070.5125839.5 5.軸的受力分析 低速級(jí)大齒輪所受的圓周力（d4為低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑） 低速級(jí)大齒輪所受的徑向力 低速級(jí)大齒輪所受的軸向力 齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=59mm，軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離l2=122mm，第一段中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=114.5mm 計(jì)算支承反力 在水平面上為 式中負(fù)號(hào)表示該力方向與圖中所畫的方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 (1)計(jì)算彎矩 在水平面上，a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為 在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為

29、 (2)轉(zhuǎn)矩 6.校核軸的強(qiáng)度 因a-a右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a右側(cè)為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，cae，Pr=0.4Fr+YFa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=58400h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，

30、fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下： 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020840801863 根據(jù)前面的計(jì)算，選用30208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm 查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當(dāng)Fa/Fre時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=58400h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力： 查

31、表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下： 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.3低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020945851967.8 根據(jù)前面的計(jì)算，選用30209軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm 查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。 當(dāng)Fa/Fre時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=67.8kN，軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=58400

32、h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.5，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下： 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第9部分 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=55mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=10mm8m

33、m（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)45mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=35mm 小錐齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.3中間軸與大錐齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)28mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=14mm 大錐齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)45mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=31mm 低速級(jí)大

34、齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。 鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=53mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力第10部分 聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器 （1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=39.18Nm 選擇聯(lián)軸器的型號(hào) （2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào) 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=38mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。從動(dòng)端孔直徑d=30mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。 Tc=39.18NmTn=1250Nm n=960r/minn=4700r/min10.2低速軸上聯(lián)軸器 （1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=37