二級減速器設計

二級減速器設計PAGEPAGE1目錄第一章設計題目·············································1第二章傳動裝置的總體設計··································22.1傳動系統(tǒng)的方案設計······································22.2電動機的選擇············································22.3傳動比的計算及分配······································32.4傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算·····························3第三章傳動件的設計計算·····································43.1帶傳動的設計計算········································43.2高速級直齒圓柱齒輪的設計計算····························63.3低速級直齒圓柱齒輪的設計計算····························9第四章直齒圓柱齒輪上的作用力的計算························12第五章軸的設計與計算······································135.1中間軸的設計與計算·····································135.2高速軸的設計與計算·····································185.3低速軸的設計與計算·····································22第六章潤滑油的選擇與計算··································25設計小結(jié)···················································26參考文獻···················································27第二章傳動裝置的總體設計2.1傳動系統(tǒng)的方案設計兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動裝置方案如“設計題目”中圖所示。2.2電動機的選擇設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1．選擇電動機的類型根據(jù)用途選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三項異步電動機2選擇電動機功率輸送帶所需拉力為：F=2T/d=2×850/0.37N=4594.6N輸送帶所需功率為：Pw=FV/1000=4594.6×1.25/1000kW=5.74kW查《減速器設計實例精解》表2-1，得V帶傳動效率η帶=0.96，一對軸承效率η軸承=0.99，直齒圓柱齒輪傳動效率η齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率η聯(lián)=0.99，則電動機到工作機間的總效率為：η總=η帶η軸承4η齒輪2η聯(lián)=0.96×0.994×0.972×0.99=0.859電動機所需工作功率為：P0=Pw/η總=5.74/0.859kW=6.68kW查《減速器設計實例精解》表8-2，得電動機的額定功率：Ped=7.5kWF=4594.6NPw5.74kWη總=0.859P0=6.68kWPed=7.5kW3.確定電動機的轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為：nw=1000×60v/（πd）=1000×60×1.25/（π×370）r/min=64.52查《減速器設計實例精解》表2-2，得V帶傳動比i帶=2～4，兩級減速器傳動比i齒=8～40，則總傳動比范圍為：i總=i帶i齒=（2～4）×（8～40）=64.52電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：n0=nw×i總=64.52×（16～160）r/min=1032.32～10323.2r/min查《減速器設計實例精解》表8-2，得符合要求的電動機同步轉(zhuǎn)速有1500r/min和3000r/min，考慮3000r/min的電動機轉(zhuǎn)速太高，故選用轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機進行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min，其型號為Y132M-4nw=64.52nm=14202.3傳動比的計算及分配設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.總傳動比i總=nm/nw=1420/64.52=22.01i總=22.012.分配傳動比根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動的傳動比i帶=2.5，則減速器傳動比為：i=i總/i帶=22.01/2.5=8.80高速級傳動比為：i1=EQ\R(,（1.3～1.4）×i)=EQ\R(,（1.3～1.4）×8.80)=3.38～3.51取i1=3.4低速級傳動比：i2=i/i1=8.80/3.4=2.5i帶=2.5i=8.80i1=3.4i2=2.592.4傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.各軸轉(zhuǎn)速n0=nm=1420r/minn1=n0/i帶=1420/2.5r/min=568r/minn2=n1/i1=568/3.4r/min=167.06r/minn3=n2/i2=167.06/2.59r/min=64.50r/minnw=n3=64.50r/minn0=1420r/minn1=568r/minn2=167.06r/minn3=64.50r/minnw=64.50r/min2.各軸功率P1=P0×η0-1=P0×η帶=6.68×0.96kW=6.41kWP2=P1×η1-2=P1×η軸承η齒=6.41×0.99×0.97kW=6.16kWP3=P2×η2-3=P2×η軸承η齒=6.16×0.99×0.97kW=5.92kWPw=P3×η3-w=P3×η軸承η聯(lián)=5.92×0.99×0.99kW=5.80kWP1=6.41kWP2=6.16kWP3=5.92kWPw=5.80kW3各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550P0/n0=9550×6.68/1420N·m=44.93N·mT1=9550P1/n1=9550×6.41/568N·m=107.77N·mT2=9550P2/n2=9550×6.16/167.06N·m=352.14N·mT3=9550P3/n3=9550×5.92/64.50N·m=876.53N·mTw=9550Pw/nw=9550×5.80/64.50N·m=858.76N·mT0=44.93N·mT1=107.77N·mT2=352.14N·mT3=876.53N·mTw=858.76N·m第三章傳動件的設計計算3.1帶傳動的設計計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.確定設計功率Pd=KA×P0查《減速器設計實例精解》表8-6，得工作情況系數(shù)KA=1.0，則Pd=1.0×6.68kW=6.68kWPd=6.68kW2.選擇帶型n0=1420r/min，Pd=6.68kW，查《減速器設計實例精解》圖8-2，選擇A型V帶選擇A型V帶3.確定帶輪基準直徑查《減速器設計實例精解》表8-7，選小帶輪直徑為dd1=100mm，則大齒輪直徑為dd2=i帶dd1=2.5×100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.驗算帶的速度V帶=πdd1×n0/（60×1000）=π×100×1420/（60×1000）m/s=7.44m/s<Vmax=25m/s帶速符合要求5.確定中心距和V帶長度根據(jù)0.7（dd1+dd2）<a0<2（dd1+dd2），初步確定中心距，即0.7×（100+250）mm=245mm<a0<2×（100+250）mm=700mm為使結(jié)構緊湊，取偏低值，a0=350mmV帶計算基準長度為Ld’≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd1-dd2）2/（4a0）=2×350+π×（100+250）/2+（250-100）2/（4×350）mm=1265.85mm查《減速器設計實例精解》表8-8，得V帶基準長度Ld=1250mm，則實際中心距為：a=a0+（Ld-Ld’）/2=350+（1250-1265.85）/2mm=342.08mma0=350mmLd=1250mma=342.08mm6.計算小帶輪包角α1=180o-（dd1-dd2）×57.3o/a=180o-（250-100）×57.3o/342.08=154.87o>120oα1=154.87o>120o合格7．確定V帶根數(shù)V帶的根數(shù)可用下式計算：z=Pd/（（P0+△P0）Kα×KL）查《減速器設計實例精解》表8-9，得單根V帶所能傳遞的功率P0=1.30kW，功率增量△P0=Kb×n1（1-1/Ki）查《減速器設計實例精解》表8-10，得Kb=0.7725×10-3，Ki=1.1373，△P0=0.7725×10-3×1420×（1-1/1.1373）=0.132kW查《減速器設計實例精解》表8-12，得Kα=0.935，KL=0.93，則帶的根數(shù)為：z=Pd/（（P0+△P0）Kα×KL）=6.68/（（1.3+0.132）×0.935×0.93）=5.36取6根z=68.計算初拉力查《減速器設計實例精解》表8-13，得V帶質(zhì)量m=0.1kg/m，則初拉力為F0=500Pd×（2.5-Kα）/（zV帶×Kα）+mV帶2=500×6.68（2.5-0.935）/（6×7.44×0.935）N=130.77NF0=130.77N9.計算作用在軸上的壓力Q=2zF0sin（α/2）=2×6×130.77×sin（154.87o/2）=1531.66NQ=1531.66N10.帶輪結(jié)構設計（1）小帶輪結(jié)構，采用實心式，查《減速器設計實例精解》表8-14，得電動機軸徑D0=38，e=15±0.3mm，f=10+2-1mm輪轂寬：L帶輪=（1.5～2）D0=（1.5～2）×38mm=57～76mm其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定輪緣寬：B帶輪=（z-1）e+2f=（6-1）×15+2×10mm=95mm（2）大帶輪結(jié)構，采用孔板式結(jié)構，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構設計同步進行3.2高速級直齒圓柱齒輪的設計計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，軟齒面，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，查《減速器設計實例精解》表8-17，得齒面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW。平均硬度=236HBW，=190HBW。-=46HBW，在30～50HBW之間。選用8級精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，則有d1≥小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1=107770N·mm試選載荷系數(shù)Kt=1.4查《減速器設計實例精解》表8-18，得齒寬系數(shù)=1，彈性系數(shù)=189.8EQ\R(,MPa)對于標準直齒輪，節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5齒數(shù)比u=i1=3.4確定齒輪齒數(shù)。初選小齒輪齒數(shù)z1=29，則z2=u×z1=3.4×29=98.6，取z2=99許用接觸應力[=σHlim/SH查《減速器設計實例精解》圖11-2，得接觸疲勞極限應力為σHlim1=570MPa，σHlim2=390MPa小齒輪和大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60n1×a×Lh=60×568×1×8×250×10=6.82×108N2=N1/i1=6.82×108/3.4=2.01×108查《減速器設計實例精解》圖8-4e、a，得壽命系數(shù)ZN1=1.05，ZN2=1.12，SH=1.0，則=ZN1σHlim1/SH=1.05×570/1MPa=598.5MPa=ZN2σHlim2/SH=1.12×390/1MPa=436.8MPa取[=436.8MPa初算小齒輪的分度圓直徑d1t，有d1t≥==77.24mmz1=29z2=99=598.5MPa=436.8MPa[=436.8MPad1t≥77.24mm3.確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù)查《減速器設計實例精解》表8-21，得使用系數(shù)KA=1.25，因v=π×d1t×n1/（60×1000）=π×77.24×568/（60×1000）m/s=2.30m/s查《減速器設計實例精解》圖8-7，得動載荷Kv=1.12，齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.09，齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.1，則載荷系數(shù)K=KAKvKαKβ=1.25×1.12×1.09×1.1=1.68（2）對d1t進行修正因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d1t進行修正，即d1≥d1t×=77.24×mm=82.08mm（3）確定模數(shù)mm=d1/z1=82.08/29mm=2.83mm查《減速器設計實例精解》表8-23，得m=3mm（4）計算傳動尺寸，中心距為a1=m（z1+z2）/2=3×（29+99）/2mm=192mm分度圓直徑為d1=m×z1=3×29mm=87mmd2=m×z2=3×99mm=297mmb=×d1=1×87mm=87mm取b2=90mmb1=b2+（5～10）mm=90+（5～10）mm取b1=95mmK=1.68d1≥82.08mmm=3mma1=192mmd1=87mmd2=297mmb2=90mmb1=95mm4.校核齒根彎曲疲勞強度σF=2KT1YFYS/bmd1≤1）K、T1、m和d1同前2）齒寬b=b2=90mm3）齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS查《減速器設計實例精解》圖8-8，得YF1=2.53，得YF,2=2.23，得YS1=1.62，得YS2=1.804）許用彎曲應力=YNσFlim/SF查《減速器設計實例精解》圖8-10，得彎曲疲勞極限應力為σFlim1=220HBW，σFlim2=160HBW，壽命系數(shù)YN1=YN2=1，安全系數(shù)SF=1.25，=YN1σFlim1/SF=1×220/1.25MPa=176MPa=YN2σFlim2/SF=1×160/1.25MPa=128MPaσF1=2KT1YF1YS1/bmd1=2×1.68×107770×2.53×1.62/（90×3×87）MPa=62.18MPa<σF2=σF1YF2YS2/（YF1YS1）=62.18×2.23×1.8/（2.53×1.62）MPa=60.90MPa<滿足齒根彎曲疲勞強度5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸齒頂高ha=ha*m=1×3mm=3mm齒根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×3mm=3.75mm全齒高h=ha+hf=3+3.75mm=6.75mm頂隙c=c*m=0.25×3mm=0.75mm齒頂圓直徑為da1=d1+2ha=87+2×3mm=93mmda2=d2+2ha=297+2×3mm=303mm齒根圓直徑為df1=d1-2hf=87-2×3.75mm=79.5mmdf2=d2-2hf=297-2×3.75mm=289.5mmha=3mmhf=3.75mmh=6.75mmc=0.75mmda1=93mmda2=303mmdf1=79.5mmdf2=289.5mm3.3低速級直齒圓柱齒輪的設計計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級大小齒輪均選用45鋼，軟齒面，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，查《減速器設計實例精解》表8-17，得齒面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW。平均硬度=236HBW，=190HBW。-=46HBW，在30～50HBW之間。選用8級精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，則有d1≥小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T2=352140N·mm試選載荷系數(shù)Kt=1.4查《減速器設計實例精解》表8-18，得齒寬系數(shù)=1，彈性系數(shù)=189.8EQ\R(,MPa)對于標準直齒輪，節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5齒數(shù)比u=i2=2.59確定齒輪齒數(shù)。初選小齒輪齒數(shù)z3=31，則z4=u×z3=2.59×31=80.29，取z4=81許用接觸應力[=σHlim/SH查《減速器設計實例精解》圖8-4e、a，得接觸疲勞極限應力為σHlim3=570MPa，σHlim4=390MPa小齒輪和大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為N3=60n2×a×Lh=60×167.06×1×8×250×10=2×108N4=N3/i2=2×108/2.59=7.72×107查《減速器設計實例精解》圖8-5，得壽命系數(shù)ZN3=1.14，ZN4=1.2，SH=1.0，則=ZN3σHlim3/SH=1.14×570/1MPa=649.8MPa=ZN4σHlim4/SH=1.2×390/1MPa=468MPa取[=468MPa初算小齒輪的分度圓直徑d3t，有d3t≥==112.00mmz3=31z4=81=649.8MPa=468MPa[=468MPad3t≥112mm3.確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù)查《減速器設計實例精解》表8-21，得使用系數(shù)KA=1.25，因v=π×d3t×n2/（60×1000）=π×112×167.06/（60×1000）m/s=0.98m/s查《減速器設計實例精解》表8-6，得動載荷Kv=1.1，齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.09，齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.1，則載荷系數(shù)K=KAKvKαKβ=1.25×1.1×1.09×1.1=1.65（2）對d3t進行修正因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d1t進行修正，即d3≥d3t×=112×mm=118.31mm（3）確定模數(shù)mm=d3/z3=118.31/31mm=3.82mm查《減速器設計實例精解》表8-23，得m=4mm（4）計算傳動尺寸，中心距為a2=m（z3+z4）/2=4×（31+81）/2mm=224mm分度圓直徑為d3=m×z3=4×31mm=124mmd4=m×z4=4×81mm=324mmb=×d3=1×124mm=124mm取b4=125mmb3=b4+（5～10）mm=125+（5～10）mm取b3=130mmK=1.65d3≥118.31mmm=4mma2=224mmd3=124mmd4=324mmb4=125mmb3=130mm4.校核齒根彎曲疲勞強度σF=2KT2YFYS/bmd3≤1）K、T2、m和d3同前2）齒寬b=b4=125mm3）齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS查《減速器設計實例精解》表8-8，得YF3=2.51，得YF,4=2.26，得YS3=1.64，得YS4=1.784）許用彎曲應力=YNσFlim/SF查《減速器設計實例精解》圖8-4f、b，得彎曲疲勞極限應力為σFlim3=220HBW，σFlim4=160HBW，壽命系數(shù)YN3=YN4=1，安全系數(shù)SF=1.25，=YN3σFlim3/SF=1×220/1.25MPa=176MPa=YN4σFlim4/SF=1×160/1.25MPa=128MPaσF3=2KT2YF3YS3/bmd1=2×1.65×352140×2.51×1.64/（125×4×124）MPa=77.15MPa<σF4=σF3YF4YS4/（YF3YS3）=77.15×2.26×1.78/（2.51×1.64）MPa=75.40MPa<滿足齒根彎曲疲勞強度5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸齒頂高ha=ha*m=1×4mm=4mm齒根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×mm=5mm全齒高h=ha+hf=4+5mm=9mm頂隙c=c*m=0.25×4mm=1mm齒頂圓直徑為da3=d3+2ha=124+2×4mm=132mmda4=d4+2ha=324+2×4mm=332mm齒根圓直徑為df3=d3-2hf=124-2×5mm=114mmdf4=d4-2hf=324-2×5mm=314mmha=4mmhf=5mmh=9mmc=1mmda3=132mmda4=332mmdf3=114mmdf4=314mm第四章直齒圓柱齒輪上的作用力的計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為T1=107770N·m，轉(zhuǎn)速為n1=568r/min，小齒輪分度圓直徑為d1=87mm（2）小齒輪1的作用力1）圓周力為Ft1=2T1/d1=2×107770/87N=2477.47N其方向與力作用點圓周速度方向相反2）徑向力為Fr1=Ft1tanαn=2477.47×tan20oN=901.73N其方向由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心（3）大齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用方向相反Ft1=2477.47NFr1=901.73N2.低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為T2=352140N·m，轉(zhuǎn)速為n2=167.06r/min，小齒輪分度圓直徑為d3=124mm（2）小齒輪3的作用力1）圓周力為Ft3=2T2/d3=2×352140/124N=5679.68N其方向與力作用點圓周速度方向相反2）徑向力為Fr3=Ft3tanαn=5679.68×tan20oN=2067.23N其方向由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心（3）大齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反Ft3=5679.68NFr3=2067.23N第五章軸的設計與計算5.1中間軸的設計與計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.已知條件中間軸傳遞的功率P2=6.16kW，轉(zhuǎn)速n2=167.06r/min，齒輪分度圓直徑d2=297mm，d3=124mm，齒輪寬度b2=90mm，b3=130mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構尺寸無特殊要求，查《減速器設計實例精解》表8-26，選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)質(zhì)處理3.初算軸徑查《減速器設計實例精解》表9-8，得C=106～135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則dmin=C=110×mm=36.61mmdmin=36.61mm4.結(jié)構設計軸的結(jié)構構想如圖5-1軸承部件的結(jié)構設計軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設計該軸端上安裝軸承，其設計應于軸承的選擇同步進行?？紤]軸承只受徑向力和圓周力，采用深溝球軸承。軸段①、⑤上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為6210查《減速器設計實例精解》表11-9，得內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，定位軸肩直徑da=57mm，外徑定位直徑Da=83mm，故d1=50mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=50mm軸段②和軸段④的設計軸段②上安裝齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，d2和d4應分別略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2～1.5）d2=62.4～78mm，小齒輪寬度b2=90mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度b2=90mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定，由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3=130mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段②和軸段④的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取L2=127mm，L4=88mm軸段③該軸段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07～0.1）d2=3.64～5.2mm，取其高度為h=5mm，故d3=62mm齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為△1=10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為△3=10mm，則箱體內(nèi)壁之間的距離為Bx=2△1+△3+b3+（b1+b2）/2=2×10+10+130+（90+95）/2mm=252.5mm，取△3=10.5mm,則Bx=253mm。齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離△2=△1+（b1-b2）/2=10+（95-90）/2mm=12.5mm，則軸段③的長度為L3=△3=10.5mm軸段①及軸段⑤的長度該處軸承的dn=8353mm·r/min，查《機械設計手冊軟件版v3.0》，軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為△=12mm，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長度為L1=B+△+△1+3mm=20+12+10+3mm=45mm軸段⑤的長度為L5=B+△+△2+2mm=20+12+12.5+2mm=46.5mm軸上力作用點的間距軸承力的作用點距軸承外圈a=B/2=10mm，則ι1=L1+b3/2-a-3mm=45+130/2-10-3mm=97mmι2=L3+（b2+b3）/2=10.5+（90+130）/2mm=120.5mmι3=L5+b2/2-a-2mm=46.5+90/2-10-2mm=79.5mmd1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=127mmL4=88mmd3=62mmBx=253mmL3=10.5mmL1=45mmL5=46.5mmι1=97mmι2=120.5mmι3=79.5mm5.鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查《減速器設計實例精解》表8-31，得鍵的型號分別為鍵16×110GB/T1096～1990和鍵16×80GB/T1096～19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖，軸的受力簡圖如圖5-1（2）計算支承反力在水平面上為RAH=（Fr2×ι3–Fr3（ι2+ι3））/（ι1+ι2+ι3）=（901.73×79.5-2067.23×（120.5+79.5））/（97+120.5+79.5）N=-1150.7NRBH=Fr2-RAH–Fr3=901.73+1150.7-2067.23N=-14.8N式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為RAV=（Ft3（ι2+ι3）+Ft2×ι3）/（ι1+ι2+ι3）=（5679.68×（120.5+79.5）+2477.47×79.5）/（97+120.5+79.5）N=4487.86NRBV=Ft3+Ft2-RAV=5679.68+2477.47-4487.86N=3669.29N軸承A的總支承反力為RA==N=4633.03N軸承B的總支承反力為RB==N=3669.32N（3）畫彎矩圖，彎矩圖如圖5-1在水平面上為M3H=RAHι1=-1150.7×97N·mm=-111617.9N·mmM2H=RBHι3=-14.8×79.5N·mm=-1176.6N·mm在垂直平面上為M3V=RAVι1=4487.86×97N·mm=435322.42N·mmM2V=RBHι3=3369.29×79.5N·mm=267858.56N·mm合成彎矩M3==N·mm=449404.23N·mmM2==N·mm=267861.14N·mm（4）畫轉(zhuǎn)矩圖，轉(zhuǎn)矩圖如圖5-1，T2=352140N·mmRAH=-1150.7NRBH=-14.8NRAV=4487.86NRBV=3669.29NRA=4633.03NRB=3669.32NM3=449404.23N·mmM2=267861.14N·mmT2=352140N·mm7.校核軸的強度3齒輪軸剖面彎矩最大，故3齒輪軸剖面為危險剖面，抗彎截面系數(shù)為W=π/32-bt（-t）2/（2）=π×523/32-16×6×（52-6）2/（2×52）mm3=11850.93mm3抗扭截面系數(shù)為WT=π/16-bt（-t）2/（2）=π×523/16-16×6×（52-6）2/（2×52）mm3=25655.09mm3彎曲應力為σ3=M3/W=449404.23/11850.93MPa=37.92MPa扭剪應力為τ=T2/WT=352140/25655.09MPa=13.73MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σe==MPa=41.34MPa查《減速器設計實例精解》表8-26，得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限σB=650MPa，軸的許用彎曲應力=60MPa，σe<，強度滿足要求軸的強度滿足要求8.校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為σP=4×T2/（d4×h×ι）=4×352140/（52×10×（80-16））MPa=43.32MPa取鍵、軸、及齒輪的材料都為鋼，查《減速器設計實例精解》表8-33，得[σ]P=100～120MPa，σP<[σ]P，強度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠鍵連接強度足夠9.校核軸承壽命（1）計算軸承當量動載荷查《減速器設計實例精解》表9-1，得C=35000N，CO=23200N，因為軸承不受軸向力，軸承A、B當量動載荷為PA=RA=4633.03NPB=RB=3669.32N（2）軸承壽命因PA>PB，故只需校核軸承A，P=PA。軸承在100℃以下工作，查《減速器設計實例精解》表11-9，得fT=1，對于減速器，查得載荷系數(shù)fP=1.2Lh==h=24890.94h減速器預期壽命為Lh’=8×250×10h=20000hLh>Lh’，故軸承壽命足夠軸承壽命足夠5-15-15.2高速軸的設計與計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.已知條件高速軸傳遞的功率P1=6.41kW，轉(zhuǎn)速n1=568r/min，小齒輪齒輪分度圓直徑d1=87mm，齒輪寬度b1=95mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構尺寸無特殊要求，查《減速器設計實例精解》表8-26，選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)質(zhì)處理3.初算軸徑查《減速器設計實例精解》表9-8，得C=106～135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=120，則dmin=C=120×mm=26.92mm軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%～5%，軸端最細處直徑為d1>26.92+26.92×（0.03～0.05）mm=27.73～28.27mm，取dmin=29mmdmin=29mm4.結(jié)構設計軸的結(jié)構構想如圖5-2軸承部件的結(jié)構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖方式結(jié)構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處處開始設計（2）軸段①軸段①上安裝帶輪，此段軸的設計應于帶輪輪轂軸孔設計同步進行。根據(jù)第三步初算結(jié)果，考慮到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預期壽命的要求，初定軸段①的軸徑d1=35mm，帶輪輪轂的寬度為（1.5～2.0）d1=（1.5～2.0）×35mm=52.5～70mm，結(jié)合帶輪結(jié)構L帶輪=57～76mm，取帶輪輪轂的寬度L帶輪=60mm，軸段①的長度略小于轂孔的寬度，取L1=58mm（3）密封圈與軸段②在確定軸段②的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）×35mm=2.45～3.5mm軸段②的軸徑d2=d1+2×（2.45～3.5）mm=39.9～42mm其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度v<5m/s，可選用氈圈油封，查《減速器設計實例精解》表8-27，選氈圈40JB/ZQ4606-1997，則d2=40mm軸段③及軸段⑥的設計考慮軸承只受徑向力和圓周力，采用深溝球軸承。軸段③上安裝軸承，其直徑應符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為6209查《減速器設計實例精解》表11-9，得內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm，定位軸肩直徑da=52mm，外徑定位直徑Da=78mm故軸段③的直徑d3=45mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距離取△，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1～2mm，擋油環(huán)軸孔寬度初定為B1=15mm，則L3=B+B1=19+15mm=34mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d6=45mm齒輪與軸段⑤該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應略大于d3，可初定d5=47mm，由于齒輪1的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b1=95mm相等，其左端采用軸肩定位，右端采用擋油環(huán)固定。為使擋油環(huán)端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段⑤的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取L5=92mm軸段④該軸段為齒輪1提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07～0.1）d5=3.29～4.7mm，取其高度為h=4mm，故d4=55mm齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為△1，軸段④的長度為L4=Bx+△-△1-b1-B1=253+12-10-95-15mm=145mm（7）軸段②和軸段⑥的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座寬度為L=δ+C1+C2+（5～8）mm查《減速器設計實例精解》表4-1，下箱座壁厚δ=0.025a2+3mm=0.025×224+3mm=8.6mm≥8mm，a1+a2=192+224mm=416mm<600mm，取軸承旁連接螺栓為M20，則C1=28mm，C2=24mm，箱體軸承座寬度L=8.6+28+24+（5～8）mm=65.6～68.6mm取L=67mm；可取箱體凸緣連接螺栓為M16，地腳螺栓為=M24，則有軸承端蓋連接螺釘為0.4=0.4×24mm=9.6mm，取其值為M10；查《減速器設計實例精解》表8-30，得軸承端蓋凸緣厚度取為Bd=12mm，取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為△t=2mm；端蓋連接螺釘查《減速器設計實例精解》表8-29，采用螺釘GB/T5781M10×35；為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離K=30mm，帶輪采用腹板式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，則L2=L+Bd+K+△t+（B帶輪-L帶輪）/2-△-B=67+12+30+2+（95-60）/2-12-19mm=97.5mmL6=B+△+△1+3mm=44mm（8）軸上力作用點的間距軸承力的作用點距軸承外圈a=B/2=9.5mm，則由圖9-1可得軸的支點及受力點間的距離為ι1=L帶輪/2+L2+a=60/2+97.5+9.5mm=137mmι2=L3+L4+b1/2-a=34+145+95/2-9.5mm=217mmι3=L5/2+L6-a=92/2+44-9.5mm=80.5mmd1=35mmL1=58mmd2=40mmd3=45mmL3=34mmd6=45mmd5=47mmL5=92mmd4=55mmL4=145mmδ=8.6mmL=67mmL2=97.5mmL6=44mmι1=137mmι2=215.5mmι3=80.5mm5.鍵連接帶輪與軸段①和齒輪與軸間均采用A型普通平鍵連接，查《減速器設計實例精解》表8-31，得鍵的型號分別為鍵10×50GB/T1096～1990和鍵14×80GB/T1096～19905-25-25.3低速軸的設計與計算設計項目設計依據(jù)及內(nèi)容設計結(jié)果1.已知條件低速軸傳遞的功率P3=5.92kW，轉(zhuǎn)速n3=64.5r/min，齒輪4分度圓直徑d4=324mm，齒輪寬度b4=125mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構尺寸無特殊要求，查《減速器設計實例精解》表8-26，選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)質(zhì)處理3.初算軸徑查《減速器設計實例精解》表9-8，得C=106～135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=106，則dmin=C=106×mm=47.81mm軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%～5%，軸端最細處直徑為d1>47.81+47.81×（0.03～0.05）mm=49.24～50.2mm，取dmin=51mmdmin=51mm4.結(jié)構設計軸的結(jié)構構想如圖5-3軸承部件的結(jié)構設計該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處處開始設計（2）聯(lián)軸器與軸段①軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇同步進行為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查《減速器設計實例精解》表8-37，取KA=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩TC=KAT3=1.5×876530N·mm=1314795N·mm查得GB/T5014-2003中的LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500N·mm，許用轉(zhuǎn)速3870r/min，軸孔范圍為40～63mm?？紤]d>50.2mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為55mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX455×84GB/T5014-2003，相應的軸段①的直徑d1=55mm，其長度略小于轂孔的寬度，取L1=82mm（3）密封圈與軸段②在確定軸段②的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）×55mm=3.85～5.5mm軸段②的軸徑d2=d1+2×hmm=62.7～66mm其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度v<5m/s，可選用氈圈油封，查《減速器設計實例精解》表8-27，選氈圈65JB/ZQ4606-1997，則d2=65mm軸段③及軸段⑥的設計考慮軸承只受徑向力和圓周力，采用深溝球軸承。軸段③和⑥上安裝軸承，其直徑應符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為6214查《減速器設計實例精解》表11-9，得內(nèi)徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度B=24mm，定位軸肩直徑da=79mm，外徑定位直徑Da=116mm，軸上定位端面圓角半徑最大為=1.5mm，故軸段③的直徑d3=70mm。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，擋油環(huán)軸孔寬度初定為B1，則L3=B+B1=24+15mm=39mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d6=70mm