設計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器

1、攀枝花學院機械工程學院 機械設計課程設計第一章 設計任務書1.1 設計題目設計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運輸機驅動卷筒的圓周力（牽引力）F=12000N，帶速v=16cm/s，卷筒直徑D=240mm，輸送機常溫下經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。工作壽命10年（設每年工作300天），兩班制。1.2 設計步驟1、 電動機選擇與運動參數(shù)的計算；2、 齒輪傳動設計計算；3、 軸的設計；4、 滾動軸承的選擇；5、 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6、 箱體厚度選擇；7、 裝配圖、零件圖的繪制；8、 設計計算說明書的編寫；1.3設計任務1、 繪制減速器裝配圖1張。2、 繪制減速器零件

2、圖2張。3、 編寫設計說明書1份。第二章 傳動方案的選擇方案一方案二比較上面方案一和方案二，區(qū)別在于方案一中電機與減速器錐齒輪之間用了一個聯(lián)軸器聯(lián)接，而方案二中電機與減速器錐齒輪之間用了一個皮帶傳動。若用皮帶傳動則會有一個傳動比，相比于聯(lián)軸器聯(lián)接傳遞效率會降低，而且皮帶易打滑造成傳動不穩(wěn)定。同時聯(lián)軸器有能更好的傳遞扭矩不造成效率的損失，因此選擇方案一。計算與說明主要結果第三章 電動機的選擇3.1選擇電動機類型 按工作要求和工作條件，查機械設計課程設計表2.1選用一般用途的Y112M系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。3.2確定傳動裝置的效率 查機械設計課程設計表2-3得： 聯(lián)軸器的效率：1=

3、0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.98 閉式圓錐齒輪的傳動效率：3=0.97 閉式圓柱齒輪的傳動效率：4=0.97 開式圓柱齒輪傳動效率：5=0.95 工作機效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率a=1224345w=0.783.3選擇電動機的容量 工作機所需功率為Pw=F×V1000=12000×0.266661000=3.2kW1=0.992=0.98w=0.974=0.975=0.953=0.9746 3.4 電動機額定功率Pd=Pwa=3.20.7=4.09kW 工作轉速：nw=60×1000×V×D=60×1000

4、15;0.266663.14×240=21.23r/min 3.4 確定電動機參數(shù) 選定電機型號為：Y132S-4的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉速為nm=1440r/min，同步轉速為nt=1500r/min。由機械設計課程設計表2-1、表2-2、表2-5查得主要數(shù)據(jù),如下表3.4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HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比的計算 由選

5、定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=144021.23=67.829分配傳動裝置傳動比 由機械設計課程設計表2.5可得取開式圓柱齒輪傳動比：ic=5因為是圓錐圓柱齒輪減速器，所以 則低速級的傳動比為 i2=4.52 減速器總傳動比 ib=i1×i2=13.56卷筒實際轉數(shù)= /i=1440/13.56x5=21.246r/min(21.23-21.246)/21.23=0.13%<5%第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)功率：P0=Pd=4.09kW轉速：n0=nm=1440r/min扭矩：T0=9.

6、55×106×P0n0=9.55×106×4.091440=27124.65Nmm4.2各軸功率p0×1=4.09×0.99=4.05kWP2=P1×2×3=4.05×0.98×0.97=3.85kWP3=P2×2×3=3.85×0.98×0.97=3.66kWPw=P3×w×1×22=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98 =3.2kW4.3各軸轉速n1=n0=1440r/m

7、in n2=n1i1=14403=480r/minn3=n2i2=4804.52=106.19r/min nw=n3icid=106.1955=21.23r/min4.4各軸扭矩T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.051440=26859.38NmmT2=9.55×106×P2n2=9.55×106×3.85480=76598.96NmmT3=9.55×106×P3n3=9.55×106×3.66106.19=329155.29NmmTw=9.55

8、5;106×Pwnw=9.55×106×3.221.23=1439472.44Nmm4.5 各軸數(shù)據(jù)匯總表（表4.5）軸名功率P(kW)轉矩T(Nmm)轉速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.0927124.65144010.99軸4.053.9726859.3826322.1924144030.95軸3.853.7776598.9675066.98084804.520.95軸3.663.59329155.29322572.1842106.1950.91工作機軸3.373.31515944.421484455.9621.23第五章 減速器高速級齒

9、輪傳動設計計算5.1選精度等級、材料及齒數(shù)由選擇小齒輪45(調質)，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化)，硬度為190HBS選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3=73。實際傳動比i=3.042壓力角=20°。5.2按齒面接觸疲勞強度設計 5.2.1由設計計算公式(機械設計公式10-28)進行試算，即d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2 確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)KHT=1.3 2）查機械設計（第九版）圖10-20選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5

10、T=9550000×Pn=9550000×4.051440=26859.38Nmm 3）選齒寬系數(shù)R=0.3由機械設計（第九版）圖10-25按齒面硬度查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 4）由機械設計（第九版）表10-5查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5 5）計算應力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×1440×1×16×300×10×1=4.147×109NL2=NL1u=4.147×

11、1093=1.382×109 6）由機械設計（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.802，KHN2=0.862 7）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.802×6001=481MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.862×5501=474MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=474MPa 5.2.2 計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入H中較小的值d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u

12、15;ZH×ZEH2=34×1.3×26859.380.3×1-0.5×0.32×3×2.5×189.84742=48.25mm 2）計算圓周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=48.25×1-0.5×0.3=41.01mmvm=×dm1×n60×1000=×41.01×144060×1000=3.09 3）計算當量齒寬系數(shù)db=R×d1t×u2+12=0.3×48.25×3

13、2+12=45.774mmd=bdm1=45.77441.01=1.12 4）計算載荷系數(shù) 查由機械設計（第九版）表10-2得使用系數(shù)KA=1.25 查機械設計（第九版）圖10-8得動載系數(shù)KV=1.113 查機械設計（第九版）表10-3表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1 查機械設計（第九版）表10-4表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.42 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.113×1×1.42=1.976 5）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=48.25×31.9761

14、.3=55.477mm 6）計算模數(shù)m=d1z1=55.47724=2.31mm，取m=2.5mm。5.3確定傳動尺寸實際傳動比u=z2z1=7324=3.042mm大端分度圓直徑d1=z1×m=24×2.5=60mmd2=z2×m=73×2.5=182.5mm齒寬中點分度圓直徑dm1=d1×1-0.5×R=60×1-0.5×0.3=51mmdm2=d2×1-0.5×R=182.5×1-0.5×0.3=155.125mm錐頂距為R=d12×u2+1=602×

15、;3.0422+1=96.06mm齒寬為b=R×R=0.3×96.06=28.818mm 取b=29mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa×YSaF K、b、m和R同前圓周力為F=2×T1d1×1-0.5R=2×26859.3860×1-0.5×0.3=1011N齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為：小齒輪當量齒數(shù):Zv1=z1cos1=24cos18.1992°=25.3大齒輪當量

16、齒數(shù):Zv2=z2cos2=73cos71.8008°=230.3查機械設計（第九版）圖10-17,10-18表得：YFa1=2.57，YFa2=2.105YSa1=1.595，YSa2=1.882由機械設計（第九版）圖20-24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由查機械設計（第九版）圖10-22查得齒形系數(shù)取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.714，KFN2=0.775取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，得許用彎曲應力F1=KFN1×Flim1S=0.714×5001.7=210MPaF2=KFN2×Fl

17、im2S=0.775×3801.7=173MPaF1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=116.223MPa<F1=210MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=112.323MPa<F2=173MPa故彎曲強度足夠。5.5計算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù) 并備錄. （1）計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m×2han*+cn*

18、=5.625mm s=m2=3.925mm （2）計算齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=65mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=187.5mm （3）計算齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=53.75mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=176.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 （4）計算齒頂角 a1=a2=atan(ha/R)=1°29'26" （5）計算齒根角 f1=f2=

19、atan(hf/R)=1°51'47" （6）計算齒頂錐a1=1+a1=19°41'24" a2=2+a2=73°17'29" （7）計算齒根錐角 f1=1-f1=16°20'9" f2=2-f2=69°56'15"第六章 減速器低速級齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數(shù)由選擇小齒輪45(調質)，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化)，硬度為190HBS選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×4.52=1

20、04。實際傳動比i=4.522壓力角=20°。6.2按齒面接觸疲勞強度設計6.2.1由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3T=9550000×Pn=9550000×3.85480=76598.96Nmm選取齒寬系數(shù)d=1由機械設計（第九版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查機械設計（第九版）表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Za1=arccosz1×

21、;cosz1+2×han*=arccos23×cos20°23+2×1=30.172°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos104×cos20°104+2×1=22.785°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=23×tan30.172-tan20°+104×tan22.785-tan20°2=1.724Z=4-3=4-1.7243=0.871計算接觸疲勞許用應力H

22、由機械設計（第九版）圖10-25圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×480×1×16×300×10=1.382×109NL2=NL1u=1.382×1094.52=3.058×108由機械設計（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.862，KHN2=0.95取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.862×6001=51

23、7MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.95×5501=522MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=517MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×76598.961×4.52+14.52×2.46×189.8×0.8715172=53.191mm6.2.2調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v=×d1t×n60×1

24、000=×53.191×48060×1000=1.336齒寬bb=d×d1t=1×53.191=53.191mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查機械設計（第九版）表10-2表得使用系數(shù)KA=1.25查機械設計（第九版）圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.077齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×76598.9653.191=2880.147NKA×Ftb=1.25×2880.14753.191=68Nmm<100Nmm查機械設計（第九版）圖10-8得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查機械設計（第九版）表10-4得

25、齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.442 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.077×1.4×1.442=2.7183）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=53.191×32.7181.3=68.015mm4）確定模數(shù)m=d1z1=68.01523=2.957mm，取m=3mm。6.3確定傳動尺寸計算中心距a=z1+z2×m2=190.5mm，圓整為190mm計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=23×3=69mm d2=z2×m=

26、104×3=312mm計算齒寬b=d×d1=69mm 取B1=75mm B2=70mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F=2×K×Tb×m×d1×YFa×YSa×YF K、T、m和d1同前齒寬b=b2=70齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：查機械設計（第九版）表10-17表得：YFa1=2.69，YFa2=2.156YSa1=1.575，YSa2=1.814得重合度系數(shù)Y=0.685查機械設計（第九版）圖20-24c得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Fl

27、im2=380MPa由機械設計（第九版）圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.775，KFN2=0.877取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力F1=KFN1×Flim1S=0.775×5001.4=276.786MPaF2=KFN2×Flim2S=0.877×3801.4=238.043MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y=58.021MPa<F1=276.786MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa

28、1=53.56MPa<F2=238.043MPa故彎曲強度足夠。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=75mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=318mm計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=61.5mm df2=d2-2&#

29、215;hf=m×z2-2han*-2cn*=304.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25開式圓柱齒輪傳動設計計算，有傳動比與扭矩可以根據(jù)上面的計算計算出開式齒輪的參數(shù)（這里就不詳細計算）第七章 軸的設計7.1高速軸設計計算已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=1440r/min；功率P=4.05kW；軸所傳遞的轉矩T=26859.38Nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力選用45，調質處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故根據(jù)機械設計（第九版）表15-3取A0=112。dA0&#

30、215;3Pn=112×34.051440=15.81mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×15.81=16.6mm查機械設計課程設計表4.41可知標準軸孔直徑為30mm故取d1=30軸的結構設計a.軸的結構分析高速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為35mm；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.初步確定軸的直徑和長度 第1段：d1=3

31、0mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（軸肩），L2=44mm 第3段：d3=40mm（與軸承內徑配合），L3=18mm 第4段：d4=47mm（軸肩），L4=77mm 第5段：d5=40mm（與軸承內徑配合），L5=18mm 第6段：d6=35mm（與主動錐齒輪內孔配合），L6=47mm彎曲-扭轉組合強度校核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.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力Ft1=2×T1dm1=1053N小錐齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan×cos1=364N小錐齒輪所受的

32、軸向力Fa1=Ft1×tan×sin1=120N第一段軸中點到軸承中點距離La=93mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=95mm，齒輪受力中點到軸承中點距離Lc=41.5mm c.計算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內的支反力RAH=Fa1×dm12-Fr1×LcLb=120×512-364×41.595=-126.8N軸承B在水平面內的支反力RBH=Fr1-RAH=364-126.8= 490.8N軸承A在垂直面內的支反力RAV=Ft1×LcLb=1053×41.595= 459.99N軸承B在垂直面內的支反力R

33、BV=-Ft1+RAV=-1053+459.99= -1512.99N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-126.82+459.992=477.15N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6Nd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內彎矩MAH=0Nmm截面B在水平面內彎矩MBH=-Fr1×Lc+Fa1×dm12=-364×41.5+120×512=-12046Nmm截面C在水平面內彎矩MCH=Fa1×dm12=120×512=3060Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面B在垂直

34、面內彎矩MBV=RAV×Lb=459.99×95=43699.05Nmm截面B處合成彎矩MB=MBH2+MBV2=-120462+43699.052=45328.94Nmm截面C處合成彎矩MC=MCH2+MCV2=30602+02=3060Nmmg.繪制扭矩圖T=26322.19Nmmh.計算當量彎矩圖截面A處當量彎矩MVA=MA2+T2=02+0.6×26322.192=15793.31Nmm截面B處當量彎矩MVB=MB2+T2=45328.942+0.6×26322.192=48001.47Nmm截面C處當量彎矩MVC=MC2+T2=30602+0.

35、6×26322.192=16087.02Nmm截面C處當量彎矩MVD=MD2+T2=02+0.6×26322.192=15793.31Nmmi.校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為 W=×d332=6280mm3抗扭截面系數(shù)為 WT=×d316=12560mm3最大彎曲應力為 =MW=7.64MPa剪切應力為 =TWT=2.14MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=8.06MPa查表得45，調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b

36、=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。7.2中間軸設計計算已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉速n=480r/min；功率P=3.85kW；軸所傳遞的轉矩T=76598.96Nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力選用45，調質處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa按扭轉強度概略計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，根據(jù)機械設計（第九版）表15-3故取A0=115。dA0×3Pn=115×33.85480=23.02mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=25mm設計軸的結構并繪制軸的結構草圖a.軸的結構分析由于齒

37、輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設計成普通階梯軸。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蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=25mm（與軸承內徑配合），L1=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定）第2段：d2=31mm（與小錐齒輪內孔配合），L2=73mm（比小錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）

38、第3段：d3=41mm（軸肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（與大錐齒輪內孔配合），L4=54mm（比大錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=25mm（與軸承內徑配合），L5=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內彎曲-扭轉組合強度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力 Ft2=Ft1=1053N大錐齒輪所受的徑向力 Fr2=Fa1=120N大錐齒輪所受的軸向力 Fa2=Fr1=364N齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）Ft3=2×T2d3=2×76598.

39、9669=2220N齒輪3所受的徑向力Fr3=Ft3×tan=2220×tan20°=808Nc.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=59.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=82.5mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=50mm軸承A在水平面內支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22La+Lb+Lc=808×59.5-120×59.5+82.5+364×182.5259.5+82.5+50= 335N軸承B在水平面內支反力RBH=Fr3-

40、RAH-Fr2=808-335-120=353N軸承A在垂直面內支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=2220×59.5+1053×59.5+82.559.5+82.5+50= 1467N軸承B在垂直面內支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=2220×82.5+50+1053×5059.5+82.5+50= 1806N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=3352+14672=1504.76N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=3532+18

41、062=1840.18Nd.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內彎矩 MAH=MBH=0截面C右側在水平面內彎矩MCH右=-RAH×Lc=-335×50=-16750Nmm截面C左側在水平面內彎矩MCH左=-RAH×Lc=-335×50=16465Nmm截面D右側在水平面內彎矩MDH右=RBH×La=353×59.5=21004Nmm截面D左側在水平面內彎矩MDH左=RBH×La=353×59.5=21004Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩 MAV=MBV=0Nmm截面C在垂直面內彎矩MCV=RA

42、V×Lc=1467×50=73350Nmm截面D在垂直面內彎矩MDV=RBV×La=1806×59.5=107457Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩 MA=MB=0Nmm截面C右側合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-167502+733502=75238Nmm截面C左側合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=164652+733502=75175Nmm截面D右側合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=210042+1074572=109491Nmm截面D左側合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=210042+1074572=109491N

43、mmf.繪制扭矩圖 T2=75066.98Nmmg.繪制當量彎矩圖截面A和截面B處當量彎矩 MVA=MVB=0Nmm截面C右側當量彎矩MVC右=MC右2+T2=752382+0.6×75066.982=87689Nmm截面C左側當量彎矩MVC左=MC左2+T2=751752+0.6×75066.982=87635Nmm截面D右側當量彎矩MVD右=MD右2+T2=1094912+0.6×75066.982=118393Nmm截面D左側當量彎矩MVD左=MD左2+T2=1094912+0.6×75066.982=118393Nmmh.校核軸的強度因軸截面D處

44、彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為 W=×d332=2923.24mm3抗扭截面系數(shù)為 WT=×d316=5846.48mm3最大彎曲應力為 =MW=40.5MPa剪切應力為 =TWT=13.1MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=43.44MPa查表得45，調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。7.3低速軸設計計算已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉速n=106

45、.19r/min；功率P=3.66kW；軸所傳遞的轉矩T=329155.29Nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力選用45，調質處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，根據(jù)機械設計（第九版）表15-3故取A0=112。dA0×3Pn=112×33.66106.19=36.45mm由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×36.45=39mm查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40mm設計軸的結構并繪制軸的結構草圖a.軸的結構分析低速軸設

46、計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003)，長L=90mm；定位軸肩直徑為45mm；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。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（軸肩），L2=60mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=50mm（與軸承內徑配合），L3=20mm（軸承寬度）第4段：d4=57mm（軸肩），L4=81.5mm（根據(jù)齒輪寬度確定）第5段：d5=67

47、mm（軸肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（與大齒輪內孔配合），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=50mm（與軸承內徑配合），L7=39.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內壁距離確定）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）Ft4=2×Td4=2×329155.29312=2110N齒輪4所受的徑向力Fr4=Ft4×tan=2110×tan20°=768Nc.計算作用在

48、軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離La=63.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=137.5mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=125mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×LaLa+Lb=768×63.563.5+137.5= 243NRBH=Fr-RAH=768-243=525N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=2110×63.563.5+137.5= 667NRBV=Ft×LbLa+Lb=2110×137.563.5+137.5= 1443N軸承A的

49、總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=2432+6672=709.89N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩： MAH=0Nmm在水平面上，軸截面B處所受彎矩： MBH=0Nmm在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RBH×La=525×63.5=33338Nmm在水平面上，軸截面D處所受彎矩： MDH=0Nmm在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： MAV=0Nmm在垂直面上，軸截面B處所受彎矩： MBV=0Nmm在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：

50、MCV=RAV×La=667×63.5=42354Nmm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： MDV=0Nmm截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處合成彎矩： MB=0Nmm合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為MC=MCH2+MCV2=333382+423542=53901Nmm截面D處合成彎矩： MD=0Nmm轉矩為： T=322572.18Nmm截面A處當量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6×322572.182=193543Nmm截面B處當量彎矩： MVB=MB=0Nmm截面C處當量彎矩：MVC=MC2+T2=53901

51、2+0.6×322572.182=200909Nmm截面D處當量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6×322572.182=193543Nmmh.校核軸的強度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為 W=×d332=18172.06mm3抗扭截面系數(shù)為 WT=×d316=36344.13mm3最大彎曲應力為 =MW=11.06MPa剪切應力為 =TWT=9.06MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=1

52、5.51MPa查表得45，調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。第八章 滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020840801863根據(jù)前面的計算，機械設計課程設計表5.12選用30208軸承，內徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm查機械設計課程設計表5.12，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=63kN，軸承采用

53、正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-126.82+459.992=477.15NFr2=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6NFd1=Fr12Y=149.11N Fd2=Fr22Y=497.06NFa1=Fae+Fd2=617.06N Fa2=Fd2=497.06NFa1Fr1=1.293e Fa2Fr2=0.31e查機械設計（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查機械設計（第九版）表13-4可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷

54、如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×477.15+1.6×617.06=1178.16NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1590.6+0×497.06=1590.6N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=1334998h>48000h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內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020525521532.2查機械設計課程設計表5.

55、12，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=32.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=3352+14672=1504.76NFr2=RBH2+RBV2=3532+18062=1840.18NFd1=Fr12Y=470.24N Fd2=Fr22Y=575.06NFa1=Fae+Fd2=939.06N Fa2=Fd2=575.06NFa1Fr1=0.624e Fa2Fr2

56、=0.31e查機械設計（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查機械設計（第九版）表13-4得可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1504.76+1.6×939.06=2104.4NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1840.18+0×575.06=1840.18N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=168175h>48000h由

57、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內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902073.2查機械設計課程設計表5.12軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=2432+6672=709.89NFr2=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54NFd1=Fr12

58、Y=253.53N Fd2=Fr22Y=548.41NFa1=Fae+Fd2=548.41N Fa2=Fd2=548.41NFa1Fr1=0.773e Fa2Fr2=0.36e查機械設計（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查機械設計（第九版）表13-4可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×709.89+1.4×548.41=1051.73NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1535.54+0×548.41=1535.54N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=33573308h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章 鍵聯(lián)接設計計算9.1高速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接 高速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查機械設計（第九版）表6-1得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b=55mm聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l&