二級(jí)直齒出入聯(lián)軸器F=1000 V=08 D=480 5X1

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū).4第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.5第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.6第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).7第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).8 5.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.8 5.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.14第六部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).20 6.1 輸入軸的設(shè)計(jì).20 6.2 中間軸的設(shè)計(jì).25 6.3 輸出軸的設(shè)計(jì).30第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.36 7.1 輸入軸鍵選擇與校核.3

2、6 7.2 中間軸鍵選擇與校核.36 7.3 輸出軸鍵選擇與校核.36第八部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.37 8.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.37 8.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核.38 8.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.38第九部分 聯(lián)軸器的選擇.39 9.1 輸入軸處聯(lián)軸器.39 9.2 輸出軸處聯(lián)軸器.40第十部分 減速器的潤(rùn)滑和密封.40 10.1 減速器的潤(rùn)滑.40 10.2 減速器的密封.41第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.42設(shè)計(jì)小結(jié).44參考文獻(xiàn).45第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)展開(kāi)式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 1000 N，V = 0.8m/s，D

3、= 480mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：5年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 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. 齒輪的設(shè)計(jì)6. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)7. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)10. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：選擇電動(dòng)機(jī)-展開(kāi)式二級(jí)直齒

4、圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h13h22h32h4=0.993×0.972×0.992×0.96=0.859h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=0.8m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 0.8 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 0.93 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 31.8 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i=840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=840，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia

5、5;n = (8×40)×31.8 = 254.41272r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y90L-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為1.1KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=910r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G90mm335×190140×12510mm24×508×203.2 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： 由選定的

6、電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=910/31.8=28.62（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 = 4.69第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm = 910 = 910 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 910/6.1 = 149.18 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 149.18/4.69 = 31.81 r/min工作機(jī)軸：nIV = nIII = 31.81 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI

7、 = Pd×h3 = 0.93×0.99 = 0.92 KW中間軸：PII = PI×h1×h2 = 0.92×0.99×0.97 = 0.88 KW輸出軸：PIII = PII×h1×h2 = 0.88×0.99×0.97 = 0.85 KW工作機(jī)軸：PIV = PIII×h1×h3 = 0.85×0.99×0.99 = 0.83 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 0.91 KW中間軸：PII' =

8、 PII×0.99 = 0.87 KW中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 0.84 KW工作機(jī)軸：PIV' = PIV×0.99 = 0.82 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Td×h3 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 9.76 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×h3 = 9.76×0.99 = 9.66 Nm中間軸：TII = TI×i12×h1×h2 = 9.66×6.1×0.99×0.97 = 56.59 Nm輸出軸：TIII

9、= TII×i23×h1×h2 = 56.59×4.69×0.99×0.97 = 254.87 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIII×h1×h3 = 254.87×0.99×0.99 = 249.8 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI' = TI×0.99 = 9.56 Nm中間軸：TII' = TII×0.99 = 56.02 Nm輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 252.32 Nm工作機(jī)軸：TIV' = TIV×

10、0.99 = 247.3 Nm第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 21，大齒輪齒數(shù)z2 = 21×6.1 = 128.1，取z2= 128。（4）壓力角a = 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1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 9.66 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由

11、圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos21×cos20°/(21+2×1) = 30.919°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos128×cos20°/(128+2×1) = 22.298°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 21×(tan

12、30.919°-tan20°)+128×(tan22.298°-tan20°)/2 = 1.725重合度系數(shù)：Ze = = = 0.871計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×910×1×5×300×1×8 = 6.55×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 6.55×108

13、/6.1 = 1.07×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 506 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 28.846 mm（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vv = = = 1.37 m/s齒寬bb = = = 28.846 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 1.37 m/s、8級(jí)精

14、度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×9.66/28.846 = 669.764 NKAFt1/b = 1.25×669.764/28.846 = 29.02 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.446。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.08×1.2×1.446 = 2.3433）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = =

15、28.846× = 32.757 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 32.757/21 = 1.56 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1 = z1m = 21×2 = 42 mmd2 = z2m = 128×2 = 256 mm（2）計(jì)算中心距a = (d1+d2)/2 = (42+256)/2 = 149 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 1×42 = 42 mm取b2 = 42、b1 = 47。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲

16、勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.725 = 0.685由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.73 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.57 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.446，結(jié)合b/h = 9.33查圖得KFb = 1.416則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.08×1.2×1.416 = 2.294計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500

17、 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 241.57 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 36.883 MPa sF1sF2 = = = 34.172 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 21、z2 = 128，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 149 mm，齒寬b1 = 47 mm、b2 = 42 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪

18、高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z21128齒寬b47mm42mm分度圓直徑d42mm256mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha46mm260mm齒根圓直徑dfd-2×hf37mm251mm5.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（

19、3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 22，大齒輪齒數(shù)z4 = 22×4.69 = 103.18，取z4= 103。（4）壓力角a = 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1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 56.59 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos22×cos20°/(2

20、2+2×1) = 30.537°aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos103×cos20°/(103+2×1) = 22.813°端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 22×(tan30.537°-tan20°)+103×(tan22.813°-tan20°)/2 = 1.72重合度系數(shù)：Ze = = = 0.872計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHli

21、m1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×149.18×1×5×300×1×8 = 1.07×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 1.07×108/4.69 = 2.29×107查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.92、KHN2 = 0.95。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 552 MPasH2 = = = 522.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為

22、該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 522.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 51.648 mm（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vv = = = 0.4 m/s齒寬bb = = = 51.648 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 0.4 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×56.59/51.648 = 2191.372 NKAFt3/b = 1.25×2191.372/51.648 = 5

23、3.04 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.454。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.02×1.2×1.454 = 2.2253）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3 = = 51.648× = 57.649 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d3/z3 = 57.649/22 = 2.62 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d3 = z3m = 22×3 =

24、 66 mmd4 = z4m = 103×3 = 309 mm（2）計(jì)算中心距a = (d3+d4)/2 = (66+309)/2 = 187.5 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd3 = 1×66 = 66 mm取b4 = 66、b3 = 71。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.72 = 0.686由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.83計(jì)

25、算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.454，結(jié)合b/h = 9.78查圖得KFb = 1.424則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.02×1.2×1.424 = 2.179計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.89、KFN2 = 0.93取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 317.86 MPasF2 = = = 252.43 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

26、校核sF1 = = = 55.024 MPa sF1sF2 = = = 51.411 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z3 = 22、z4 = 103，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 187.5 mm，齒寬b3 = 71 mm、b4 = 66 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z22103齒寬b71mm66mm分度圓直徑d66mm309mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75

27、mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha72mm315mm齒根圓直徑dfd-2×hf58.5mm301.5mm第六部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 0.92 KW n1 = 910 r/min T1 = 9.66 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 42 mm 則:Ft = = = 460 NFr = Ft×tana = 460×tan20° = 167.3 N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估

28、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)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 11.2 mm 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)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT1 = 1.5×9.66 = 14.5 Nm 按照計(jì)算轉(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/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT2型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為12 mm故取d12 = 12 m

29、m，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為20 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 17 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 22 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 20 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 18 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 17 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6204，其尺寸為d&#

30、215;D×T = 20×47×14 mm，故d34 = d78 = 20 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 14+15 = 29 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6204型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 26 mm。 3）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。所以l56 = B = 47 mm，d56 = d1 = 42 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離

31、 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？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s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 71 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 71+12+16+8-15 = 92 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6204深溝球軸承查手冊(cè)得T= 14 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (47/2+29+92-14/2)mm = 137.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (47)/2+9+29-

32、14/2)mm = 54.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 130.6 NFNH2 = = = 329.4 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 47.5 NFNV2 = = = 119.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 130.6×137.5 Nmm = 17958 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 47.5×137.5 Nmm = 6531 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 19109 Nmm作合成

33、彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 2.7 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.2 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 0.88 KW n2 = 149.18 r/min T2 = 56.59 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)

34、大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 256 mm 則:Ft1 = = = 442.1 NFr1 = Ft1×tana = 442.1×tan20°= 160.8 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 66 mm 則:Ft2 = = = 1714.8 NFr2 = Ft2×tana = 1714.8×tan20°= 623.8 N3.初步確定軸的最小直徑 先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)表，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 19.3 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

35、圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(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,因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 19.3 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6204，其尺寸為d×D×T = 20×47×14 mm，故d12 = d56 = 20 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 25 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 42 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 = 40 mm。齒輪

36、的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 25 mm查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 31 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6204型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 25 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開(kāi)設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 71 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l23 = 69 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速

37、小齒輪之間的距離c = 12 mm?？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s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T = 14 mm，則l12 = T+s+2 = 14+16+8+2 = 40 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 14+8+16+2.5+2 = 42.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6204深溝球軸承查手冊(cè)得T = 14 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (42/2-2+40-14/2)mm = 52 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (42/2+14.5+

38、71/2)mm = 71 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (71/2+42.5+-14/2)mm = 71 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 951.2 NFNH2 = = = 1205.7 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -110.6 NFNV2 = = = -352.4 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 951.2×52 Nmm = 49462 NmmMH2 = FNH2L3 = 1205.7×71 Nmm = 85605 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：

39、MV1 = FNV1L1 = -110.6×52 Nmm = -5751 NmmMV2 = FNV2L3 = -352.4×71 Nmm = -25020 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 49795 NmmM2 = = 89186 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa

40、 = 38.6 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.3 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 0.85 KW n3 = 31.81 r/min T3 = 254.87 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 309 mm 則:Ft = = = 1649.6 NFr = Ft×tana = 1649.6×tan20°= 600.1 N3.初步確定軸的最小直徑 先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

41、據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 33.5 mm 輸出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)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT3 = 1.5×254.87 = 382.3 Nm 按照計(jì)算轉(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/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 mm。

42、4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 45 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 45 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T = 50mm&

43、#215;90mm×20mm，故d34 = d78 = 50 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 20+15 = 35 mm 左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 57 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 55 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 66 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 = 64 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 55 mm查表，得R

44、= 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 67 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？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s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 20 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 42 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 42+12+5+2.5+16+8-12-15 = 58.5

45、mml78 = T+s+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6210深溝球軸承查手冊(cè)得T= 20 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (66/2+12+58.5+35-20/2)mm = 128.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (66/2-2+48.5-20/2)mm = 69.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 579 NFNH2 = = = 1070.6 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 210.6 NFNV2

46、 = = = 389.5 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 579×128.5 Nmm = 74402 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 210.6×128.5 Nmm = 27062 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 79171 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14

47、-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 8.3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 4mm×4mm×14mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 14-4 = 10 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×4×10×12×120/1000 = 1

48、4.4 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.2 中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×36mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 36-8 = 28 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×28×25×120/1000 = 147 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×63mm，接觸長(zhǎng)度:l'

49、; = 63-8 = 55 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×55×25×120/1000 = 288.8 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.3 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 50-16 = 34 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×34×55×120/1

50、000 = 561 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 5×1×8×300 = 12000 h8.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1

51、）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×167.3+0× = 167.3 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 167.3× = 1453 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6204軸承，Cr = 12.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 8.2×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12

52、-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×623.8+0× = 623.8 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 623.8× = 2965 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6204軸承，Cr = 12.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 9.65×105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y =

53、 0所以:P = XFr+YFa = 1×600.1+0× = 600.1 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 600.1× = 1704 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.04×108Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第九部分 聯(lián)軸器的選擇9.1 輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T1 = 9.66 Nm由表查得KA = 1.5，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT1 = 1.5×9.66 = 14.5 Nm2.型號(hào)選擇 選用LT2型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 16 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 7600 r/min，軸孔直徑為12 mm，軸孔長(zhǎng)度為20 mm。Tca = 14.5 Nm T = 16 Nmn1 = 910 r/min n = 7600 r/min聯(lián)軸器滿足要求，