課程設(shè)計二級齒輪減速器設(shè)計

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書題目:二級齒輪減速器設(shè)計學院：機械與汽車工程學院班級：熱能(車用發(fā)動機)設(shè) 計 者：陳卓釗學號： 201030040466指導教師：陳揚枝2013年1 月17日指導教師評語：課程設(shè)計成績：指導老師簽字：年月日目 錄一、設(shè)計任務書1.1 機械課程設(shè)計的目的1.2 設(shè)計題目1.3 設(shè)計要求1.4 原始數(shù)據(jù)1.5 設(shè)計內(nèi)容二、傳動裝置的總體設(shè)計2.1 傳動方案2.2 電動機選擇類型、功率與轉(zhuǎn)速2.3 確定傳動裝置總傳動比及其分配2.4 計算傳動裝置各級傳動功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩三、傳動零件的設(shè)計計算V帶傳動設(shè)計3.1.5確定V帶的傳動中心距和基準長度3.1.6包角及其驗算3.1.

2、7帶根數(shù)3.1.8預緊力計算3.1.9壓軸力計算3.1.10帶輪的結(jié)構(gòu)3.2齒輪傳動設(shè)計3.2.1選擇齒輪類型、材料、精度及參數(shù)按齒面接觸疲勞強度或齒根彎曲疲勞強度設(shè)計按齒根彎曲疲勞強度或齒面接觸疲勞強度校核3.2.4齒輪傳動的幾何尺寸計算四、鑄造減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸五、軸的設(shè)計5.1高速軸設(shè)計5.1.1選擇軸的材料5.1.2初步估算軸的最小直徑5.1.3軸的機構(gòu)設(shè)計，初定軸徑及軸向尺寸中間軸設(shè)計5.2.1選擇軸的材料5.2.2初步估算軸的最小直徑5.2.3軸的機構(gòu)設(shè)計，初定軸徑及軸向尺寸5.3低速軸設(shè)計5.3.1選擇軸的材料5.3.2初步估算軸的最小直徑5.3.3軸的機構(gòu)設(shè)計，初定軸徑及

3、軸向尺寸5.4校核軸的強度5.4.1按彎扭合成校核高速軸的強度5.4.2按彎扭合成校核中間軸的強度5.4.3按彎扭合成校核低速軸的強度六、滾動軸承的選擇和計算6.1高速軸上的滾動軸承設(shè)計6.1.1軸上徑向、軸向載荷分析6.1.2軸承選型與校核中間軸上的滾動軸承設(shè)計6.2.1軸上徑向、軸向載荷分析6.2.2軸承選型與校核6.3低速軸上的滾動軸承設(shè)計6.3.1軸上徑向、軸向載荷分析6.3.2軸承選型與校核七、聯(lián)軸器的選擇和計算7.1聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩7.2許用轉(zhuǎn)速7.3配合軸徑7.4配合長度八、鍵連接的選擇和強度校核8.1高速軸V帶輪用鍵連接8.1.1選用鍵類型8.1.2鍵的強度校核中間軸與齒輪用鍵

4、連接8.2.1選用鍵類型8.2.2鍵的強度校核8.3低速軸與齒輪用鍵連接8.3.1選用鍵類型8.3.2鍵的強度校核8.4低速軸與聯(lián)軸器用鍵連接8.4.1選用鍵類型8.4.2鍵的強度校核九、減速器的潤滑十、繪制裝配圖及零件工作圖十一、設(shè)計小結(jié)十二、參考文獻一、 設(shè)計任務書1.1 機械課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是機械設(shè)計課程中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是第一次對學生進行較全面的機械設(shè)計訓練。其目的是：1. 通過課程設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論和實際知識，來解決工程實際中的具體設(shè)計問題。通過設(shè)計實踐，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力。2. 培養(yǎng)機械設(shè)計的能力，通過傳動方

5、案的擬定，設(shè)計計算，結(jié)構(gòu)設(shè)計，查閱有關(guān)標準和規(guī)范及編寫設(shè)計計算說明書等各個環(huán)節(jié)，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設(shè)計內(nèi)容、步驟和方法，并在設(shè)計構(gòu)思設(shè)計技能等方面得到相應的鍛煉。1.2 設(shè)計題目設(shè)計運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。1.3 設(shè)計要求根據(jù)給定的工況參數(shù)，選擇適當?shù)碾妱訖C、選取聯(lián)軸器、設(shè)計V帶傳動、設(shè)計二級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯(lián)軸器。滾筒及運輸帶效率h=0.94。工作時，載荷有輕微沖擊。室內(nèi)工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，允許總速比誤差<±4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承

6、使用壽命不小于15000小時。1.4 原始數(shù)據(jù)表1 原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力F (N)輸送帶速度v (m/s)驅(qū)動帶輪直徑D (m)3939.3914001.5 設(shè)計內(nèi)容1.5.1 確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動簡圖。1.5.2 選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。1.5.3 傳動裝置中的傳動零件設(shè)計計算。1.5.4 繪制傳動裝置中二級減速器裝配圖一張（A1）。1.5.5 繪制高速軸、低速大齒輪和箱蓋零件圖各一張（建議A3）。1.5.6 編寫和提交設(shè)計計算說明書（電子版和紙版）各一份。表2 電動機安裝及有關(guān)尺寸主要參數(shù)參數(shù)輸入功率（kW）轉(zhuǎn)速n（rpm）輸入轉(zhuǎn)矩T（N×m）

7、傳動比i效率h電動機軸1460高速軸136.140中間軸低速軸二、 傳動裝置設(shè)計根據(jù)本課程設(shè)計要求，采用一般的二級圓柱齒輪(斜齒)傳動方案，其傳動簡圖如下：圖1 傳動裝置簡圖2.2電動機選擇類型、功率與轉(zhuǎn)速表3 電動機主要參數(shù)型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y160M-411kw1500r/min1460r/min表4 電動機安裝及有關(guān)尺寸主要參數(shù)中心高外形尺寸L´（AC/2+AD）´HD底腳安裝尺寸A´B地腳螺栓直徑K軸伸尺寸D´E鍵公稱尺寸F´h225600×（325/2+255）×385

8、254×2101542×11022×142.3 確定傳動裝置總傳動比及其分配1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1460/=2、分配各級傳動比（1） 根據(jù)表2-4(以下無特殊說明則表格皆為機械設(shè)計課程設(shè)計一書表格)分配兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比與低速級傳動比i1=6.3 i2=根據(jù)傳動比關(guān)系式算得：V帶傳動比為：i帶=2.4 計算傳動裝置各級傳動功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）(0軸為電動機軸)n0=n電機=1460r/minnI=n0/i帶=1460/=(r/min)nII=nI/i 1=/=(r/min)nIII=nII/i 2=/=(r/m

9、in)2、 計算各軸的功率（KW） 輸入功率計算：P0=P工作=KWP=P0×1=×=KWP=PI×2=×=KWP=PII×3=×=KWP= PIII×4 KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）輸入各軸的扭矩：T=9550P/n=9550×/=N·mT=9550P/n=9550×/=N·mT=9550P/n=9550×/=N·m運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值可以整理列表備查：電動機輸出I軸II軸III軸N（r/min）1460P（kW）T（Nm）三、 傳動零件的設(shè)計

10、計算3.1 V帶傳動設(shè)計3.1.1 計算功率Pc確定計算功率 Pca由機械設(shè)計課本得工作情況系數(shù)kA=1.3Pca=KA Ped=1.3×=KW3.1.2 帶型選擇選擇普通V帶截型根據(jù)Pca、nI型V帶。3.1.3 帶輪設(shè)計dd1、dd2由教材附表2.5a和附表2.7 得，選取小帶輪基準直徑為D1=139mm， 帶的傳動比為： i帶3.1.4 驗算帶速vV=D1 nI /（60×1000）=×139×1460/（60×1000）=m/s <Vmax=2530m/s。帶速合適。取D1=139mm。從動輪的基準直徑為D2= i帶 D1=139

11、×mm 由附表2.7，取D2=362.3.1.5 確定V帶的傳動中心距a和基準長度Ld根據(jù)0.7(D1+ D2)a02(D1+ D2)0.7(139+362)a02×(139+362)所以有：mma01002mm，初步確定中心矩a0=900mm由機械設(shè)計課本式（）得：Ld2a0+/2(D1+ D2)+( D2- D1)2/4a0=2×900+1.57(139+362)+362-139)2/（4×900）=mm根據(jù)課本附表取Ld=2500mm根據(jù)課本式（）計算實際中心矩a aa0+(Ld- Ld)/2=900+(2500-2600.783)/2=mm3.1

12、.6 包角及其驗算a11=1800-( D2-D1)/a×600=1800-（362-139）/×600=0>1200（適用）3.1.7 帶根數(shù)z由nI=14600r/min、D1=139mm、i帶=2.555，根據(jù)機械設(shè)計課本附表P0=KW（由轉(zhuǎn)速800和轉(zhuǎn)速980插值而得），P0=0.46KW根據(jù)機械設(shè)計課本附表6根據(jù)機械設(shè)計課本附表KL=由機械設(shè)計課本式（）得Z= Pca/（P0+P0）KKL）=11.148/（2.788+0.46）××1.03）取Z=4根。3.1.8 預緊力計算F0由機械設(shè)計課本附表7kg/m，由式（）得F0=500（Pc

13、a/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500×/×4）67×2N=N3.1.9 壓軸力計算FQ由機械設(shè)計課本式（）得FQ=2ZF0sin（1/2）=2×4×sin0/2）=N3.1.10 帶輪的結(jié)構(gòu)表5 帶輪結(jié)構(gòu)尺寸（mm）小帶輪外徑da1大帶輪外徑da2基準線槽深hamin槽間距e槽邊距fmin最小輪緣厚dmin帶輪寬B槽型1393621976BV帶輪采用HT200制造，允許最大圓周速度為25m/s。3.2 齒輪傳動設(shè)計1）高速級斜齒輪傳動設(shè)計（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設(shè)計課本附表12.8選大、小

14、齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。選7級精度。(GB10095-88)1=25，大齒輪齒數(shù)z2=i1 z15=取Z2=157為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設(shè)計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)K：試選Kt小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=N·mm齒寬系數(shù)=1彈性影響系數(shù)ZEE節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH： ZH= 由得0 （端面壓力角）0 （基圓螺旋角）則ZH端面重合度：00代入上式得接觸疲勞強度極限H

15、limHlim1=Hlim2=1000MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh×109N2= N1/i198接觸疲勞壽命系數(shù)KHNHN1=0.9，KHN2接觸疲勞許用應力H通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)SHH1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×=900MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.95=950Mpa因（H1+ H2）/2=925 MpaH2=1168.5MPa，故取H=925 Mpa(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=mm(2)計算圓周速度v

16、(3)齒寬b：b=d dt1計算齒寬與齒高比b/h：b/h(4)計算載荷系數(shù)K：由v1.228m/s，查機械設(shè)計課本附圖12.1，K參考附表6.3中6級精度公式，估計載荷系數(shù)K= K(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑模數(shù)：mn=cosxd1/Z1=°/26=mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計(1) 確定公式中的參數(shù)(2) 載荷系數(shù)K=1.2， KA= Kv=1.08=1.45K=2. 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=25，Z2=157當量齒數(shù) zv1=z1/cos3=28.8 Zv2=z2/ cos3=183由機械設(shè)計課本附表得YFa1= YSa1=YFa2= YSa2

17、=(3) 計算螺旋角影響系數(shù)Y：軸面重合度 2.215>1，所以取=1帶入下式運算：Y11x15°/120°3.許用彎曲應力F由機械設(shè)計課本附圖12-3查得：KNF1=0.9， KNF2由機械設(shè)計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數(shù)SF4.計算兩輪的許用彎曲應力F1= Flim1KNF1/SFF2= Flim2KNF2/SFFYS/FYF1YS1/F1YF2YS2/F2所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數(shù)：=比較兩種強度校核結(jié)果，確定模數(shù)為mn2由于模數(shù)比接觸強度要求的大，要增加齒數(shù)，取小齒輪齒數(shù)Z1=25，則大

18、齒輪齒數(shù)為：Z2=i1Z1=157.5，取Z2=157.（1） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2*(31+110)/（2*cos150）=mm取a188mm（2） 修正螺旋角：arccosmn0（3） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cosd2mn*Z2/cos（4） 計算齒輪齒寬：b1調(diào)整后取B157mm，B252mm1）低速級斜齒輪傳動設(shè)計（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設(shè)計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。選7級精度。(GB10095-88)1=31

19、，大齒輪齒數(shù)z2=i2 z131=為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設(shè)計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)K：試選Kt小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=823673N·mm齒寬系數(shù)=1彈性影響系數(shù)ZEE節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH： ZH= 由得0 （端面壓力角）0 （基圓螺旋角）則ZH端面重合度：00代入上式得接觸疲勞強度極限HlimHlim1=Hlim2=1000MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh8N2= N1/i187接觸疲勞壽命系數(shù)KHNH

20、N1=0.95，KHN2接觸疲勞許用應力H通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)SHH1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×=950MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.98=980Mpa因（H1+ H2）/2=965 MpaH2 ，故取H=965 Mpa(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=mm(2)計算圓周速度v(3)齒寬b：b=d dt1計算齒寬與齒高比b/h：b/h(4)計算載荷系數(shù)K：由v0.361m/s，查機械設(shè)計課本附圖12.1，K參考附表6.3中6級精度

21、公式，估計取載荷系數(shù)(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑模數(shù)：mn=cosxd1/Z1=°/26=mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計(4) 確定公式中的參數(shù)(5) 載荷系數(shù)K =1.2， KA=1.25，Kv2=1.3K=1.25xx1.2x1.3=2. 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=31，Z2=110當量齒數(shù) zv1=z1/cos3Zv2=z2/ cos3由機械設(shè)計課本附表得YFa1= YSa1=1.62YFa2= YSa2=1792(6) 計算螺旋角影響系數(shù)Y：軸面重合度 2.215>1，所以取=1帶入下式運算：Y11x15°/120°3.

22、許用彎曲應力F由機械設(shè)計課本附圖12-3查得：KNF1=0.90， KNF2由機械設(shè)計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數(shù)SF4.計算兩輪的許用彎曲應力F1= Flim1KNF1/SFF2= Flim2KNF2/SFFYS/FYF1YS1/F1YF2YS2/F2所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數(shù)：=比較兩種強度校核結(jié)果，確定模數(shù)為mn（5） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=*(31+110)/（2*cos150）=25m取a258mm（6） 修正螺旋角：arccosmn0（7） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z

23、1/cosmmd2mn*Z2/cosmm（8） 計算齒輪齒寬：b195.12mm調(diào)整后取B295mm，B1100mm表6 高速級齒輪幾何尺寸名稱代號計算公式與結(jié)果法向模數(shù)mn2端面模數(shù)mtmt = mn /cos=螺旋角b=cos-1(mn(z1+z2)/2a)=°法向壓力角an20°端面壓力角at20.6469°分度圓直徑d1、d2d1=51.65 d2=齒頂高haha =mn(han*+xn)=2齒根高hfhf=mn(han*+cn*-xn)=全齒高hh= ha+ hf=頂隙cc= mncn*=齒頂圓直徑da1、da2da1=d1+2ha=55.65 da2=

24、d2+2ha=齒根圓直徑df1、df2df1=d1-2hf=46.65 df2=d2-2hf=中心距a188傳動比i壓力角an20°齒數(shù)z1、z2z1=25z2=157齒寬b1、b2b1=57mm b2=52mm螺旋方向小齒：右旋 大齒：左旋表7低速級齒輪幾何尺寸名稱代號計算公式與結(jié)果法向模數(shù)mn端面模數(shù)mtmt = mn /cos=螺旋角b°法向壓力角an20°端面壓力角at°分度圓直徑d3、d4d3= ，d4=齒頂高ha齒根高hf全齒高h頂隙c齒頂圓直徑da3、da4da3=d3+2ha=101.12 da4=d4+2ha=齒根圓直徑df3、df4d

25、f3=d3-2hf=85.37 df4=d4-2hf=中心距A258mm傳動比I壓力角an20°齒數(shù)z3、z4z3=31z4=110齒寬b3、b4b3=100mm b4=95mm螺旋方向小齒右旋 大齒左旋四、 鑄造減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸表8 鑄造減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算結(jié)果名稱代號尺寸（mm）底座壁厚d9箱蓋壁厚d18底座上部凸緣厚度h012底座下部凸緣厚度h112軸承座連接螺栓凸緣厚度h250底座加強肋厚度e箱底加強肋厚度e1地腳螺栓直徑d20地腳螺栓數(shù)目n6軸承座連接螺栓直徑d216底座與箱蓋連接螺栓直徑d310軸承蓋固定螺釘直徑d4視孔蓋固定螺釘直徑d56軸承蓋螺釘分布直徑

26、D1高速軸承座凸緣端面直徑D2114中間軸承座凸緣端面直徑D2”140低速軸承座凸緣端面直徑D2”180螺栓孔凸緣的配置尺寸c1、c2、D026,21,40地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸c'1、c'2、D'030,25,48箱體內(nèi)壁與齒頂圓的距離D20,箱體內(nèi)壁與齒輪端面的距離D19底座深度H248底座高度H1260箱蓋高度240202外箱壁至軸承座端面距離l141箱底內(nèi)壁橫向?qū)挾萀1179其他圓角R0、r1、r2五、 軸的設(shè)計5.1 高速軸設(shè)計1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)機械設(shè)計課本式，并查表10-2，取A=110d110 (/)1/3mm=

27、mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配有一個鍵槽，d26.67*（1+3%）=27.47，取裝帶輪處軸徑=30mm，按軸的結(jié)構(gòu)要求，取軸承處軸徑d=35mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承，選定軸承30207，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，T=18.25mm，B=17mm， e=0.37，Y=1.6，Cr=54KN。（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸簡圖可見A1圖:5.2 中間軸設(shè)計1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)機械設(shè)計課本式，并查表10-2，取A=110d110 (/)1/3mm=

28、mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配由于有一個鍵槽，d=55mm，根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承，由軸頸d=55mm選定軸承30211，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，T=22.75mm，B=21mm，e=0.4，Y=1.5，Cr=90.8KN，（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸可見A1圖5.3 低速軸設(shè)計1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，許用應力-1b=60MPa根據(jù)機械設(shè)計課本式，并查表10-2，取A=110d110 (/)1/3mm=mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配由于有3個

29、鍵槽，則d72.4（1+3%）=7mm，取安裝聯(lián)軸器處軸徑=75mm，按軸的結(jié)構(gòu)要求，取軸承處軸徑d=80mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承，選定軸承30216，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=80mm，外徑D=140mm，T=mm，B=26mm， e=0.42，Y=1.4，Cr=180KN（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸簡圖可見A1圖5.4 校核軸的強度5.3.1 按彎扭合成校核高速軸的強度LAB=67.5mm，LBC152mm，LCD=95mm 小齒輪受力分析圓周力 Ft1徑向力 Fr1 軸向力 Fa1Ft1tan4.扭矩計算： T=136.140N*mm5

30、.當扭轉(zhuǎn)剪切應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù)由于軸材料選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650MPa，=30MPa。B,C為危險截面， McaB=2N.m, McaC=216.65=Mca3）代入求得caB=39.48<caC=30.25< 所以，軸強度足夠。圖4 高速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉(zhuǎn)矩、計算彎矩圖5.3.2 按彎扭合成校核中間軸的強度1.大齒輪受力分析圓周力 Ft2=Ft1徑向力 Fr2Fr1 軸向力 Fa2Fa12. 小齒輪受力分析圓周力 Ft3（2*T/d）=17502.6 N徑向力 Fr3 軸向力 Fa3Ft3tan3.扭矩計算： T=823.673N*mm4.作彎

31、矩圖5.當扭轉(zhuǎn)剪切應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù)由于軸材料選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650MPa，=30MPaB C 處為危險截面，McaB=1717.10N.m ，McaC=Mca3）代入得，caB=50.06<,caC=26.06<所以強度足夠。5.3.3 按彎扭合成校核低速軸的強度小齒輪受力分析圓周力 Ft4= Ft3=17502N，徑向力 Fr4= Fr3=6580.43N，軸向力 Fa4Fa34.扭矩計算： T=2807.812N*mm(7) 當扭轉(zhuǎn)剪切應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù)由于軸材料選擇45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得許用應力-1b=60MPa。B出為危險截面，

32、該處的計算應力為: McaB=Mca3）caB=21.121<-1 所以軸強度足夠。滾動軸承的選擇和計算6.1 高速軸上的滾動軸承設(shè)計6.1.1 軸上徑向、軸向載荷分析計算軸承的徑向載荷：FR1=(FAH2+FAV2)1/2=4NFR2=(FAH2+FAV2)1/2=N6.1.2 軸承選型與校核（1） 軸承選型與安裝方式 選擇30207圓錐滾子軸承，正裝。查表得Cr=54kN e=0.37 Y=1.6 （2） 軸承內(nèi)部軸向力與軸承載荷計算兩軸的派生軸向力為：SA=FRA/2Y=1345.5NSB=FRB/2Y =1007N因為Fa +SBSA所以，軸承A被壓緊，軸承B被放松。軸承A的軸向

33、力FA=SB+Fa=N軸承B的軸向力FB= SB=1007N（3） 軸承當量載荷計算軸承當量載荷軸承A：FA/FRA=>e 所以：X1=0.4，Y1=軸承B：FB/FRB=0.31<e 所以：X2=1，Y2=0因為工作載荷有輕微沖擊，所以取載荷系數(shù)為fP=1.2所以，軸承A的當量工作載荷 PA=fP(XFRA+YFA)=6619N軸承B的當量工作載荷 PB=fP(XFRB+YFB)=3N因此取P=PA=6657N來校核軸承的壽命（4）軸承壽命校核Lh=106/60n1(Cr/PA)=h15000h故所選軸承合適。6.2 中間軸上的滾動軸承設(shè)計6.2.1 軸上徑向、軸向載荷分析計算軸

34、承的徑向載荷：FRA=(FAH2+FAV2)1/2=NFRB=(FAH2+FAV2)1/2=N軸向載荷Fa2Fa36.2.2 軸承選型與校核（1） 軸承選型與安裝方式選擇30211圓錐滾子軸承，反裝。查表得Cr（2） 軸承內(nèi)部軸向力與軸承載荷計算兩軸的派生軸向力為：SA=FRA/2Y=NSB=FRB/2Y =N因為Fa +SASB所以，軸承B被壓緊，軸承A被放松。軸承A的軸向力FA=SA軸承B的軸向力FB=SA+Fa3- Fa2（3）軸承當量載荷軸承A：FA/FRAe所以：X1=1，Y1=0 軸承B：FB/FRBe 所以：X2，Y2因為工作載荷有輕微沖擊，所以取載荷系數(shù)為fP=1.2所以，軸承

35、A的當量工作載荷 PA=fP(XFRA+YFA)=5206.57 N軸承B的當量工作載荷 PB=fP(XFRB+YFB因此取P=PB=13653.79 N來校核軸承的壽命（4）軸承壽命校核Lh=106/60n1(Cr/PB)= h15000h故所選軸承合適。6.3 低速軸上的滾動軸承設(shè)計6.3.1 軸上徑向、軸向載荷分析計算軸承的徑向載荷：FRA=(FAH2+FAV2)1/2=NFRB=(FAH2+FAV2)1/2=N軸向載荷Fa=Fa46.3.2 軸承選型與校核（1） 軸承選型與安裝方式 選擇30216圓錐滾子軸承，正裝。查表得Cr=180kN e=0.42 Y=1.4 （2） 軸承內(nèi)部軸向

36、力與軸承載荷計算兩軸的派生軸向力為：SA=FRA/2Y=NSB=FRB/2Y =N所以，軸承B被壓緊，軸承A被放松。軸承A的軸向力FA=SA 軸承B的軸向力FB=（3）軸承當量載荷計算軸承當量載荷 軸承A：FA/FRA=0.36<e 所以：X1=1，Y1=0軸承B：FB/FRB=0.93>e所以：X2，Y2因為工作載荷有輕微沖擊，所以取載荷系數(shù)為fP=1.2所以，軸承A的當量工作載荷 PA=fP(XFRA+YFA)=12889.33 N軸承B的當量工作載荷 PB=fP(XFRB+YFB)=18378.28 N因此取P=PB=18378 N來校核軸承的壽命（4）軸承壽命校核Lh=10

37、6/60n1(Cr/PB)= h15000h故所選軸承合適。表8 滾動軸承參數(shù)參數(shù)軸承型號基本額定動載荷（N）高速軸軸承3020754×103中間軸軸承30211×103低速軸軸承30216178×103六、 聯(lián)軸器的選擇和計算7.1 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TcaKA故選用LX6彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T 5014-2003），其參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩Tn=6300N.m 7.2 許用轉(zhuǎn)速許用轉(zhuǎn)速2720r/min7.3 配合軸徑軸孔直徑80mm7.4 配合長度軸孔長度172mm.表9 聯(lián)軸器參數(shù)聯(lián)軸器型號許用轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速配合軸徑配合長度LX663002720 r/min80

38、mm172mm七、 鍵連接的選擇和強度校核8.1 高速軸V帶輪用鍵連接8.1.1 選用鍵類型選用A型普通平鍵8.1.2 鍵的強度校核按軸徑d=30mm，帶輪寬度B=76mm根據(jù)表10-1選擇鍵10×8×60強度校核鍵的材料為45號鋼,V帶輪材料是鑄鐵，根據(jù)課本表8-1，載荷有輕微沖擊，鍵連接的許用應力p=5060MPa，取p=55Mpa鍵的工作長度l= 60-10=50mm 鍵的工作高度k=h/2=4mm 擠壓應力p=2T1 ×MPap（安全）8.2 中間軸齒輪用鍵連接8.2.1 選用鍵類型選用A型普通平鍵，采用雙鍵連接8.2.2 鍵的強度校核按軸徑d=70mm，

39、根據(jù)表10-1選擇鍵20×12×40強度校核鍵的材料為45號鋼,根據(jù)課本表8-1，載荷有輕微沖擊，鍵連接的許用應力p=110 MPa鍵的工作長度l=40-20=20mm 鍵的工作高度k=h/2=6mm 擠壓應力p=T2×MPap（安全）8.3 低速軸齒輪用鍵連接8.3.1 選用鍵類型選用A型普通平鍵。雙鍵8.3.2 鍵的強度校核按軸徑d=100mm， 根據(jù)表10-1選擇鍵28×16×80強度校核鍵的材料為45號鋼,V帶輪材料是鑄鐵，根據(jù)課本表8-1，載荷有輕微沖擊，鍵連接的許用應力p=110MPa鍵的工作長度l=80-28= 52mm 鍵的工作高度k=h/2=8mm 擠壓應力p=T3×p（安全）8.4 低速軸聯(lián)軸器用鍵連接8.3.1 選用鍵類型選用A型普通平鍵8.3.2 鍵的強度校核按軸徑d=80mm，配合長度