二級(jí)齒輪減速器課程設(shè)計(jì)報(bào)告

1、. * 輸入功率 P= 11 輸入轉(zhuǎn)速 n= 1460 高速級(jí)模數(shù) m1= 2 小齒輪齒數(shù) z1= 21 大齒輪齒數(shù) z2= 95 小齒輪寬度 B1= 45 大齒輪寬度 B2= 40 高速級(jí)中心距 a1= 120 高速級(jí)螺旋角 1=14.84°= 14° 50' 33" 低速級(jí)模數(shù) m2= 3 小齒輪齒數(shù) z3= 22 大齒輪齒數(shù) z4= 75 小齒輪寬度 B3= 75 大齒輪寬度 B4= 70 低速級(jí)中心距 a2= 150 低速級(jí)螺旋角 2=14.08°= 14° 4' 37" 高速軸最小段直徑 d1= 22，長度L

2、1= 52 中間軸最小段直徑 d2= 35，長度L2= 39 低速軸最小段直徑 d3= 50，長度L3= 112 采用脂潤滑 ak= 4 注：以上數(shù)據(jù)為方便設(shè)計(jì)師繪圖使用，買家不用管 * 一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 (1)設(shè)計(jì)題目:二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器 (2)題目數(shù)據(jù): 拉力F= 6000N 速度v=1.30m/s 直徑D= 260mm 班制： 2班 工作年限（壽命）： 8年 每年工作天數(shù)： 300天 二、總統(tǒng)方案設(shè)計(jì) 1.傳動(dòng)方案的擬定 根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書，改傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)分為原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)三部分。 （1）原動(dòng)機(jī)的選擇 按設(shè)計(jì)要求，動(dòng)力源為三相交流電動(dòng)機(jī)。 （2）傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇 可選用的傳動(dòng)

3、機(jī)構(gòu)類型有：帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)、蝸輪蝸桿傳動(dòng)。 帶傳動(dòng)平穩(wěn)性好，噪音小，有緩沖吸震及過載保護(hù)的能力，精度要求不高，制造、安裝、維護(hù)都比較方便，成本也較低，但是傳動(dòng)效率低，傳動(dòng)比不恒定，壽命短；鏈傳動(dòng)雖然傳動(dòng)效率高，但會(huì)引起一定的震動(dòng)，且緩沖吸震能力差。蝸輪蝸桿傳動(dòng)對(duì)然平穩(wěn)性好，但效率低，沒有緩沖吸震和過載保護(hù)的能力，制造要求精度高；而齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)效率高，使用壽命長，傳動(dòng)比恒定，工作平穩(wěn)性好，完全符合設(shè)計(jì)要求?？倐鲃?dòng)比不是很高，也無傳動(dòng)方向的變化，所以初步?jīng)Q定采用圓柱齒輪減速器，以實(shí)現(xiàn)在滿足傳動(dòng)比要求的同時(shí)擁有較高的效率和比較緊湊的結(jié)構(gòu)，同時(shí)封閉的結(jié)構(gòu)有利于在粉塵較大的工作環(huán)境下工作。 2

4、.2.電動(dòng)機(jī)的選擇 （1）選擇電動(dòng)機(jī)的類型 按工作要求，選用 Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V。 （2）選擇電動(dòng)機(jī)容量 a.工作機(jī)的功率 Pw Pw=F×V/1000= 7.8kW b.總效率a a=0.877 c.所需電動(dòng)機(jī)功率 Pd Pd=Pw/a=8.90kW （2）選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 工作轉(zhuǎn)速nw=60×1000×V/3.14/D= 95.54r/min，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為8-40，因此理論傳動(dòng)比范圍為： 8- 40?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為 764.32- 3821.6r/min。 進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定

5、電機(jī)型號(hào)為：Y160M-4，額定功率 Pen= 11kW，滿載轉(zhuǎn)速為 nm= 1460r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt= 1500r/min。 2.3.傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 （1）分配總傳動(dòng)比 總傳動(dòng)比 ia=nm/nw=15.28 （2）分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比 則二級(jí)減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比 i1=1.35×ia= 4.54 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為 i2= 3.37 減速器總傳動(dòng)比 ib=i1×i2= 15.2998 （3）動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 a.各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算 電機(jī)：n0=nm= 1460r/min 軸：n1=n0= 1460r/min 軸：n2=n0/i1= 321.59r/m

6、in 軸：n3=n0/i2= 95.43r/min b.各軸功率的計(jì)算 電機(jī)：P0= 8.9kW 軸：P1=P0×1= 8.81kW 軸：P2=P1×1×2×3= 8.55kW 軸：P3=P2×1×2×3= 8.3kW c.各軸扭矩的計(jì)算 電機(jī)：T0=9550000×P0/n0= 58216N.mm 軸：T1=9550000×P1/n1= 57627N.mm 軸：T2=9550000×P2/n2= 253902N.mm 軸：T3=9550000×P3/n3= 830609N.mm 三、

7、減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1.高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪 45號(hào)鋼(調(diào)制)硬度為 240HBS，大齒輪45號(hào)鋼(正火)硬度為190HBS。 （2）帶式運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)。 （3）選小齒輪齒數(shù) Z1= 20，大齒輪齒數(shù) Z2= 91。 （4）初選螺旋角 =14°。 （5）壓力角=20°。 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 d1t3 2×KHt×Td×u+1u×(ZH×ZE×Z×ZH)2 1）確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) KHt=1.3 小

8、齒輪傳遞的扭矩 T=9550×P/n1= 57627N.mm 查表選取齒寬系數(shù) d=0.9 由圖查取區(qū)域系數(shù) ZH=2.458 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) Zt=arctan(tann/cos)= 20.612° at1=arccosz1×cos(t)/(z1+2×han×cos()= 31.448° at2=arccosz2×cos(t)/(z2+2×han×cos()= 23.592° =z1×(tan(at1)-tan(t

9、)+z1×(tan(at2)-tan(t)/2= 1.627 =d×z1×tan()/= 1.429 Z= 4-3(1-)+=0.734 由式（10-23）可得螺旋角系數(shù) Z。 Z=cos()=0.985 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 Hlim1= 600Mpa，Hlim2= 550Mpa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh= 3.364×10 9 NL2=NL1/u= 7.409×10 8 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.813，KHN2=0.897 取失效概

10、率為 1%，安全系數(shù)S=1，得 H1=KHN1×Hlim1S= 488MPa H2=KHN2×Hlim2S= 493MPa 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 H= 488MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t3 2×KHt×Td×u+1u×(ZH×ZE×Z×ZH)2= 45.95mm （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 v=×d1t×n60×1000=3.51m/s 齒寬 b b=d×d1t= 41.

11、36mm 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) KH 查表得使用系數(shù) KA=1.000 查圖得動(dòng)載系數(shù) KV=1.122 齒輪的圓周力。 Ft=2×T/d1= 2508N KA×Ft/b= 61N/mm<100N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.400 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.401 實(shí)際載荷系數(shù)為：KH=KA×KV×KH×KH=2.201 3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t3 KHKHT= 54.766mm mn=d1×cos()z1=2.66mm 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)

12、，即 mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z21×YFa×YSaF 1）確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù) KFt= 1.3 計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) Yb=arctan(tan()×cos(t)=13.137° v=cos2(b)=1.720 Y=0.25+0.75v=0.690 計(jì)算彎曲疲勞壽命系數(shù) YY=1- 120°=0.833 計(jì)算 YFa×YSa/F 小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos3()= 21.89 大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z1cos3()=

13、99.61 YFa1= 2.72，YFa2= 2.164 YSa1= 1.57，YSa2= 1.806 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1= 500MPa、Flim2= 380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.725，KFN2=0.814 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 F1=KFN1×Flim1S= 259MPa F2=KFN1×Flim2S= 221MPa YFa1×YSa1F1=0.0165 YFa2×YSa2F2=0.0177 兩者取較大值，所以 YFa×YSaF=0.0177 2）試算齒輪模數(shù) mn

14、t32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z21×YFa×YSaF=1.590mm （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 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 d1=mnt×z1cos()= 32.77mm v=×d1×n60×1000=2.50m/s 齒寬 b b=d×d1= 29mm 齒高 h及齒寬比 b/h h=(2×han+cn)×mnt= 3.578mm b/h= 8.11 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) KF 查圖得動(dòng)載系數(shù) KV=1.101 查表得齒間載荷

15、分配系數(shù)：KF=1.400 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.401 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.077 實(shí)際載荷系數(shù)為：KF=KA×KV×KF×KF=1.660 3）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) mn=mnt3 KFKFt=1.73mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸強(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)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取 mn= 2mm。 z1=d1×cos()/mn= 16.89，取z1= 21（避免軸承端蓋干涉） z2=u×z1= 95.34，取z2= 95 3.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中

16、心距 a=(z1+z2)×mn2×cos()=119.88mm，圓整為 120 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =acos(z1+z2)×mn2×a)=14.84°= 14° 50' 33" （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1×mncos()= 43.45mm d2=z2×mncos()= 196.55mm （2）計(jì)算齒寬 b=d×d1= 39mm 取 B1= 45mm B2= 40mm 齒輪數(shù)據(jù)整理如下表格： 模數(shù) m 2 小齒輪齒數(shù) z1 21 大齒輪齒數(shù) z2 95 中

17、心距(mm) a 120 小齒輪分度圓直徑(mm) d1 43.45 大齒輪分度圓直徑(mm) d2 196.55 小齒輪齒頂圓直徑(mm) da1=mn×(z1+2)= 47.45 大齒輪齒頂圓直徑(mm) da2=mn×(z2+2)= 200.55 小齒輪齒根圓直徑(mm) df1=mn×(z1-2.5)= 38.45 大齒輪齒根圓直徑(mm) df2=mn×(z2-2.5)= 191.55 2.低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪 45號(hào)鋼(調(diào)制)硬度為 240HBS，大齒輪45號(hào)鋼(正火)硬度為190HBS。 （2）

18、帶式運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī) （3）選小齒輪齒數(shù) Z1= 24，大齒輪齒數(shù) Z2= 81。 （4）初選螺旋角 =14°。 （5）壓力角=20°。 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t3 2×KHt×Td×u+1u×(ZH×ZE×Z×ZH)2 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 T=9550×P/n1= 253902N.mm 查表選取齒寬系數(shù) d=1.0 由圖查取區(qū)域系數(shù) ZH=2.458 查表得材料的彈性影響系數(shù) Z

19、E= 189.8MPa 由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) Zt=arctan(tann/cos)= 20.612° at1=arccosz1×cos(t)/(z1+2×han×cos()= 30.015° at2=arccosz2×cos(t)/(z2+2×han×cos()= 23.927° =z1×(tan(at1)-tan(t)+z1×(tan(at2)-tan(t)/2= 1.641 =d×z1×tan()/= 1.905 Z= 4-3(1-)+=0.670

20、 由式（10-23）可得螺旋角系數(shù) Z。 Z=cos()=0.985 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 Hlim1= 600Mpa，Hlim2= 550Mpa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh= 7.409×10 8 NL2=NL1/u= 2.199×10 8 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.897，KHN2=0.970 取失效概率為 1%，安全系數(shù)S=1，得 H1=KHN1×Hlim1S= 538MPa H2=KHN2×Hlim2S= 534MPa 取H1 和H2 中較小

21、者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 H= 534MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t3 2×KHt×Td×u+1u×(ZH×ZE×Z×ZH)2= 65.77mm （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 v=×d1t×n60×1000=1.11m/s 齒寬 b b=d×d1t= 65.77mm 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) KH 查表得使用系數(shù) KA=1.000 查圖得動(dòng)載系數(shù) KV=1.072 齒輪的圓周力。 Ft=2×T/d1= 7721N

22、KA×Ft/b= 117N/mm>100N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.200 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.450 實(shí)際載荷系數(shù)為：KH=KA×KV×KH×KH=1.865 3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t3 KHKHT= 74.178mm mn=d1×cos()z1=3.00mm 3.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 mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z21×YFa×YSaF 1）確定公式中的各參

23、數(shù)值。 試選載荷系數(shù) KFt= 1.3 計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) Yb=arctan(tan()×cos(t)=13.137° v=cos2(b)=1.730 Y=0.25+0.75v=0.680 計(jì)算彎曲疲勞壽命系數(shù) YY=1- 120°=0.778 計(jì)算 YFa×YSa/F 小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos3()= 26.27 大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z1cos3()= 88.66 YFa1= 2.55，YFa2= 2.198 YSa1= 1.6，YSa2= 1.781 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1= 500MPa、F

24、lim2= 380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.814，KFN2=0.903 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 F1=KFN1×Flim1S= 291MPa F2=KFN1×Flim2S= 245MPa YFa1×YSa1F1=0.0140 YFa2×YSa2F2=0.0160 兩者取較大值，所以 YFa×YSaF=0.0160 2）試算齒輪模數(shù) mnt32×KFt×T×Y×Y×cos2d×z21×YFa×YSaF=2.090mm （2）調(diào)整齒輪模

25、數(shù) 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 d1=mnt×z1cos()= 51.69mm v=×d1×n60×1000=0.87m/s 齒寬 b b=d×d1= 52mm 齒高 h及齒寬比 b/h h=(2×han+cn)×mnt= 4.702mm b/h= 11.06 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) KF 查圖得動(dòng)載系數(shù) KV=1.067 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KF=1.200 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.450 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KF=1.083 實(shí)際載荷系數(shù)為：KF=KA×KV×KF

26、15;KF=1.387 3）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) mn=mnt3 KFKFt=2.14mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸強(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)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取 mn= 3mm。 z1=d1×cos()/mn= 17.76，取z1= 22（避免軸承端蓋干涉） z2=u×z1= 74.14，取z2= 75 3.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中心距 a=(z1+z2)×mn2×cos()=149.95mm，圓整為 150 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =acos(z1+z2)×mn2

27、×a)=14.08°= 14° 4' 37" （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1×mncos()= 68.04mm d2=z2×mncos()= 231.96mm （2）計(jì)算齒寬 b=d×d1= 68mm 取 B1= 75mm B2= 70mm 法面模數(shù) mn 3 小齒輪齒數(shù) z3 22 大齒輪齒數(shù) z4 75 中心距(mm) a 150 小齒輪分度圓直徑(mm) d3 68.04 大齒輪分度圓直徑(mm) d4 231.96 小齒輪齒頂圓直徑(mm) da3=mn×(z3+2)= 74.04 大

28、齒輪齒頂圓直徑(mm) da4=mn×(z4+2)= 237.96 小齒輪齒根圓直徑(mm) df3=mn×(z3-2.5)= 60.54 大齒輪齒根圓直徑(mm) df4=mn×(z3-2.5)= 224.46 四、軸的設(shè)計(jì)及校核 1.高速軸的設(shè)計(jì)及校核 （1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) n1= 1460r/min；P1= 8.81kW；T1= 57627N.mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表13-10，選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 217-255HBS，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 由表5-1可得 A=107

29、-118 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取 A=115。 d3 P1n1= 20.94mm 由于最小軸段截面上要開 1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大 7% dmin=(1+0.07)d= 21.3mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為 22mm故取dmin= 22 （4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 由于齒輪 1的尺寸較小，故將高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，選用普通平鍵，A型，b×h= 8mm× 7mm（GB/T 1096-2003）,長 50mm；定位軸肩直徑為 27mm b.確定各軸段的直徑和長度（以下數(shù)據(jù)僅作為繪圖時(shí)的參考尺

30、寸，繪圖過程中會(huì)根據(jù)情況調(diào)整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第 1段：d1= 22mm（由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑確定），L1= 52mm（由聯(lián)軸器軸孔長度確定） 第2段：d2= 27mm（比第一段大5mm 作為軸肩），L2= 64mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右） 第3段：d3= 30mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3= 28mm（由軸承寬度確定） 第4段：d4= 35mm（軸肩），L4= 95.5mm（由齒輪3的寬度和齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離確定） 第5段：d5= 47.45mm（齒輪1的齒頂圓直徑），L5= 45mm（等于齒輪1的寬度） 第6段：d6= 35mm（軸肩），L6= 8mm（由齒輪端面和箱體內(nèi)壁

31、距離確定） 第7段：d7= 30mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7= 28mm（由軸承和擋油環(huán)（定距環(huán)）寬度確定） （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫高速軸的受力圖 如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑） 齒輪 1所受的圓周力 Ft1=2×T1/d1= 2653N（d1為齒輪分度圓直徑） 齒輪 1所受的徑向力 Fr1=Ft1×tan/cos= 998N 齒輪 1所受的軸向力 Fa1=Ft1×tan= 703N 帶傳動(dòng)壓軸力（屬于徑向力）FQ= 2818N Lk1= 100mm，Lk2= 136mm，Lk3

32、= 60mm c.計(jì)算作用在軸上的支座反力 水平面內(nèi) RAH=(Fr1×Lk2-FQ×Lk1)/(Lk2+Lk3)= 690N RBH=(FQ×(Lk1+Lk2+Lk3)+Fr1×Lk3)/(Lk2+Lk3)= 4564N 垂直面內(nèi) RAV=Ft1×Lk2/(Lk2+Lk3)= 1834N RBV=Ft1×Lk3/(Lk2+Lk3)= 819N d.繪制水平面彎矩圖 MAH=0（此處無彎矩，所以等于 0） MBH=FQ×Lk1= 281800N.mm MCH 左=FQ×(Lk1+Lk2)-RBH×L2+F

33、a1×d1/2= 45217N.mm MCH 右=RAH×Lk3= 41745N.mm e.繪制垂直面彎矩圖 MAV=MBV= 0N.mm MCV=RAV×Lk3= 110957N.mm f.繪制合成彎矩圖 MB=MBH= 281800N.mm MC左=MCH左+M2CV= 119817N.mm MC右=MCH右+M2CV= 118550N.mm g.繪制扭矩圖 T= 57627N.mm h.繪制當(dāng)量彎矩圖 MVB=M2B+(T)2= 283913N.mm MVC左=M2C左+(T)2= 124706N.mm MVC右=M2C右+(T)2= 123489N.mm

34、注：以下彎矩圖和扭矩圖僅供參考，買家抄上去的時(shí)候根據(jù)自己的數(shù)據(jù)改下 h.確定軸的危險(xiǎn)截面并校核軸的強(qiáng)度 截面 B VB=MVB0.1×d3B= 60MPa<=60MPa 截面 C VC=MVC左0.1×d3C= 29MPa<=60MPa 2.中間軸的設(shè)計(jì)及校核 （1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) n2= 321.59r/min；P2= 8.55kW；T2= 253902N.mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表 13-10，選用 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 217-255HBS，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 由表 5-

35、1可得 A=107-118 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取 A=115。 d3 P2n2= 34.32mm 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= 35mm （4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離 x遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計(jì)成分離體，即齒輪3安裝在低速軸上，中間軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪 3、齒輪 2及兩個(gè)軸承。 與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端

36、蓋定位，采用過渡配合固定。 b.確定各軸段的長度和直徑（以下數(shù)據(jù)僅作為繪圖時(shí)的參考尺寸，繪圖過程中會(huì)根據(jù)情況調(diào)整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第 1段：d1= 35mm（與軸承內(nèi)徑配合），L1= 39mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定） 第 2段：d2= 40mm（與齒輪3內(nèi)孔配合），L2= 73mm（比齒輪3寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第 3段：d3= 50mm（軸肩），L3= 15mm（一般取 10mm） 第 4段：d4= 40mm（與齒輪2內(nèi)孔配合），L4= 38mm（比齒輪2寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第 5段：d5= 35mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5= 4

37、1.5mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定） （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫中間軸的受力圖 如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力 齒輪 2所受的圓周力 Ft2=2×T2/d2= 2584N 齒輪 2所受的徑向力 Fr2=Ft2×tan= 972N 齒輪 3所受的圓周力 Ft3=2×T2/d3= 7463N 齒輪 3所受的徑向力 Fr3=Ft3×tan= 2799N c.計(jì)算作用在軸上的支座反力 Lk1= 66mm，Lk2= 58mm，Lk3= 51mm 水平面內(nèi) RAH=(Fr3×Lk1-Fr2&

38、#215;(Lk1+Lk2)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 371N RBH=(Fr3×(Lk1+Lk3)-Fr2×Lk3)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 1593N 垂直面內(nèi) RAV=(Ft3×Lk1+Ft2×(Lk1+Lk2)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 4651N RBV=(Ft3×(Lk2+Lk3)+Ft2×Lk3)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 5396N d.繪制水平面彎矩圖 MAH=MBH= 0 MCH 右=-RAH×Lk3=-18921N.mm MCH 左=Fa3×d3/2-RAH×Lk

39、3= 44696N.mm MDH 右=RBH×Lk1-Fa2×d2/2= 37918N.mm MDH 左=RBH×Lk1= 105138N.mm e.繪制垂直面彎矩圖 MAV=MBV= 0N.mm MCV=RAV×Lk3= 237201N.mm MDV=RBV×Lk1= 356136N.mm f.繪制合成彎矩圖 MA=MB= 0N.mm MC右=M2CH右+M2CV= 237954N.mm MC左=M2CH左+M2CV= 241375N.mm MD右=M2DH右+M2DV= 358149N.mm MD左=M2DH左+M2DV= 371331N.

40、mm f.繪制扭矩圖 T2= 253902N.mm g.繪制當(dāng)量彎矩圖 MVA=MVB= 0N.mm 注：以下彎矩圖和扭矩圖僅供參考，買家抄上去的時(shí)候根據(jù)自己的數(shù)據(jù)改下 MVC右=M2C右+(T)2= 282542N.mm MVC左=M2C左+(T)2= 285429N.mm MVD右=M2D右+(T)2= 389202N.mm MVD左=M2D左+(T)2= 401366N.mm h.確定軸的危險(xiǎn)截面并校核軸的強(qiáng)度 由軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以判斷，軸的截面 D處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面 VD=MVD0.1×d3D= 47.2MPa<=60MPa 3.低速軸的設(shè)計(jì)及校核

41、（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) n3= 95.43r/min；P3= 8.3kW；T3= 830609N.mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表 13-10，選用 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 217-255HBS，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 由表 5-1可得 A=107-118 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取 A=107。 d3 P3n3= 47.41mm 由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開 1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大 5% dmin=(1+0.05)d= 49.78mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為 50mm故取dmin= 50

42、（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 由于齒輪 1的尺寸較小，故將高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 b.確定各軸段的長度和直徑（以下長數(shù)據(jù)僅作為繪圖時(shí)的參考尺寸，繪圖過程中會(huì)根據(jù)情況調(diào)整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第 1段：d1= 50mm（由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑確定），L1= 112mm（由聯(lián)軸器軸孔長度確定） 第 2段：d2= 55mm（軸肩），L2= 58mm（軸肩突出軸承端蓋 20mm左右） 第 3段：d3= 60mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3= 34mm（軸承寬度） 第 4段：

43、d4= 65mm（軸肩），L4= 58mm（根據(jù)齒輪寬度確定） 第 5段：d5= 80mm（軸肩），L5= 10mm 第 6段：d6= 65mm（與大齒輪內(nèi)孔配合），L6= 68mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第 7段：d7= 60mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7= 46.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定） （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫高速軸的受力圖 如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力 齒輪 4所受的圓周力 Ft4=2×T3/d4= 7162N（d4為齒輪4的分度圓直徑） 齒輪 4所受的徑向力 Fr

44、4=Ft4×tan/cos= 2686N 齒輪 4所受的軸向力 Fa4=Ft4×tan= 1795N c.計(jì)算作用在軸上的支座反力 （Lk1= 76mm，Lk2= 127mm，Lk3= 125mm 水平面內(nèi) RAH=Fr4×Lk1/(Lk1+Lk2)= 1006N RBH=Fr4×Lk2/(Lk1+Lk2)= 1680N 垂直面內(nèi) RAV=Ft4×Lk1/(Lk1+Lk2)= 2681N RBV=Ft4×Lk2/(Lk1+Lk2)= 4481N d.繪制水平面彎矩圖 MAH=MBH= 0 MCH=RBH×Lk1= 12768

45、0N.mm e.繪制垂直面彎矩圖 MAV=MBV= 0N.mm MCV 右=RAV×Lk1= 203756N.mm MCV 右=RAV×Lk1= 203756N.mm MCV 左=RBV×Lk1-Fa4×d4/2= 132372N.mm f.繪制合成彎矩圖 MA=MB= 0N.mm MC左=M2CH左+M2CV= 183914N.mm MC右=M2CH右+M2CV= 240455N.mm g.繪制扭矩圖 T= 830609N.mm h.繪制當(dāng)量彎矩圖 MVA= 0N.mm MVB=MVD=0+(T)2= 498365N.mm MVC 左=M左= 1839

46、14N.mm MVC右=M2C右+(T)2= 553341N.mm h.確定軸的危險(xiǎn)截面并校核軸的強(qiáng)度 由軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以判斷，軸的截面 C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面 VC=32×MVC×d3C= 21MPa<=60MPa 五、軸承選擇與校核 1.高速軸軸承 軸承型號(hào) 內(nèi)徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動(dòng)載荷(kN) 720 6AC 30 62 16 22 根據(jù)前面的計(jì)算，選用 720 6AC角接觸球軸承，內(nèi)徑 d= 30mm，外徑 D= 62mm，寬度 B= 16mm 當(dāng) Fa/Fr0.68 時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68

47、，Pr=0.41Fr+0.87Fa 軸承基本額定動(dòng)載荷 Cr= 22kN，軸承采用正裝。 要求壽命為 Lh= 38400h，軸承采用正裝。 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： Fr1=F2H1+F2V1= 1959.5N Fr2=F2H2+F2V2= 4636.9N Fd1=0.68×Fr1= 1332.46N Fd2=0.68×Fr2= 3153.09N 由計(jì)算可知，軸承 1被“壓緊”，軸承2 被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2= 3856.09N Fa2=Fd2= 3153.09N Fa1/Fr1=1.97 Fa2/Fr2=0.68 查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=1.00，Y2=0.00 查表可知 ft=1，fp= 1 Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1= 4158.19N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2= 4636.9N 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 Lh=10660n×(ft×Crfp×Pr)= 102194.5h> 38400h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 2.中間軸軸承 軸承型號(hào) 內(nèi)徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動(dòng)載荷(kN)