二級(jí)展開式圓柱斜齒輪減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書

目錄\o"CurrentDocument"(一)電動(dòng)機(jī)的選擇 3\o"CurrentDocument"1、選擇電動(dòng)機(jī)的類型 3\o"CurrentDocument"2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 3\o"CurrentDocument"3、選擇電動(dòng)機(jī) 3\o"CurrentDocument"(二)計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i∑并分配傳動(dòng)比 4\o"CurrentDocument"1、計(jì)算運(yùn)動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 4\o"CurrentDocument"2、分配傳動(dòng)比 4\o"CurrentDocument"(三)計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 4\o"CurrentDocument"1、各軸的轉(zhuǎn)速 4\o"CurrentDocument"2、各軸的輸入功率 5\o"CurrentDocument"3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 5\o"CurrentDocument"(四)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 61、高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 6(1)選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 6\o"CurrentDocument"(2)按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 6\o"CurrentDocument"(3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 8\o"CurrentDocument"(4)幾何尺寸計(jì)算 102、低速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 101、選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 10\o"CurrentDocument"2、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 11\o"CurrentDocument"3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 13\o"CurrentDocument"4、幾何尺寸計(jì)算 14\o"CurrentDocument"(五)軸的設(shè)計(jì) 16\o"CurrentDocument"1、中間軸的設(shè)計(jì) 16\o"CurrentDocument"(1)作用在齒輪上的力 16\o"CurrentDocument"(2)確定軸的最小直徑 16(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 16(4)中間軸的校核 172、高速軸的設(shè)計(jì) 20(1)作用在齒輪上的力 20\o"CurrentDocument"(2)確定軸的最小直徑 20\o"CurrentDocument"(3)選擇聯(lián)軸器 20(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 213、低速軸的設(shè)計(jì) 22(1)作用在齒輪上的力 22\o"CurrentDocument"(2)確定軸的最小直徑 22(3)選擇聯(lián)軸器 22(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè) 22\o"CurrentDocument"(六)軸承壽命的校核 24\o"CurrentDocument"1、中間軸承的校核 24\o"CurrentDocument"(1)軸承所受的軸向力和徑向力 24\o"CurrentDocument"(2)求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 24\o"CurrentDocument"（3）驗(yàn)算軸承壽命 25\o"CurrentDocument"（七）箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計(jì) 25\o"CurrentDocument"1、減速器箱體結(jié)構(gòu)表 25\o"CurrentDocument"2、箱體附件的設(shè)計(jì) 26(一)電動(dòng)機(jī)的選擇1、選擇電動(dòng)機(jī)的類型按工作要求和工作條件,選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。1)選擇電極的容量工作及輸入功率PW=2。95KW從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總效率為分別為η∑=η12η24η32η4式中％、n2、%、η4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動(dòng)、卷筒的傳動(dòng)效率。由相關(guān)手冊(cè)取η1=0.99,η2=0o98，n3=0。97，η4=0.95，則η二0。992x0。984x0。972x0.95=0.808所以電機(jī)所需功率為PP「寸=錯(cuò)誤!=3.651KW∑2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由相關(guān)手冊(cè)推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比!=8?40,而工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n=78r/minw所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍n=in=(8~40)x78r/min=(624~3120)r/mind∑w符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。3、選擇電動(dòng)機(jī)根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，有相關(guān)手冊(cè)選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)丫132乂1—6.其性能如下表：電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速nm/(r/mi1)啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1—649602。02。0電動(dòng)機(jī)的主要安裝尺寸mm型號(hào)HABCDEF,XGD）GKbb1b2hAABBFAL1Y132M1-613221617889388010X83122802101353156023818515U）計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比］.并分配傳動(dòng)比1、計(jì)算運(yùn)動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比總傳動(dòng)比i∑為3iΣn-mnw960=12.30878式中n為工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速w2、分配傳動(dòng)比i=iiΣ12考慮潤(rùn)滑條件,為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取『1.4i2，故高速級(jí)的傳動(dòng)比為：i=?H=".4X12.308=4.1511 ∑i 12.308低速級(jí)的傳動(dòng)比為：i=-Σ= =2?9652i 4.1511（三）計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速I軸n=n=960r/min1mII軸m軸n960r/minn=T= 2i4.1511=231.27r/minn231.27r/minn=→= =78r/mm3i2.9652卷筒軸n=n=78r/minw32、各軸的輸入功率I軸P=Pη=3.651KWX0。99=3.614KW1d1II軸 P=Pηη=3.614KWX0。98x0.97=3.435KW2 123m軸P=Pηη=3.435KWX0。98χ0.97=3.265κw3 223卷筒軸P=Pηη=3.265KWx0.99x0o98=3.168KW卷3123、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩T為dp 3651KWT=9.55義106Kd=9.55*106義- =36320N?mmd n 960r/minmI軸T=Tη=36320N?mmX0.99=35.957N?mm1d1I軸J=Tiηη=35。957N?mmX4.151X0。98X0。97=141.884N?mm11 2 3m軸 T3=Tiηη=141。884N?mmX2。965X0。98X0。97=399。904N?mm422 2 3卷筒軸T=TAηη=399o904N?mmX0。99X0.98=387。987N?mm卷312將上述結(jié)果匯總于下表,以備查用。軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/(N?mm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率η電機(jī)軸3.6513632096010.99^Γ軸-3.6143595709604.1510.951∏S-3.43514188400231.272。9650。951ES3。265399904007810。970卷筒軸3.1683879870078（四）傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角α二20,齒頂高系數(shù)h*=1,頂隙系數(shù)C*=0.25。n an n1、高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,轉(zhuǎn)速不高，故選用8級(jí)精度2）材料選擇由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數(shù)z1=24大齒輪齒數(shù)z2=z1i=24x4.151=99.624,取z2=97.,則齒數(shù)比1 2 11 2z 97μ=M=L=4.042Z 2414.042—4.1514.042=2.7%≤（3~5）%可滿足要求。4）選取螺旋角，初選螺旋角P=14。。（2）按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì)7 ∣l2KTμ±1（ZZ丫“3 丁［田Jda HH7確定公式內(nèi)的各計(jì)算值K=141）試選KtPT=9.550X106T=1 nι 9550000X3.614/960=3。595x104Nmm3）由表10—7選取齒寬系數(shù)φd=1。014）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)Z=189。8MPa2E5）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)ZH=2。433.6）由圖10-26查得?=0.755,?=0.865，則?=ε+ε=1.62。a1 a2 aa1 a27）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限O=600MPa;齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim1極限O =550MPa。Hlim28）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N=60njL=60x960x1（2x8x365x5）=1.682x1091hNN=T=1。682x109/4。042=4。16x108μ9）由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)K =0。91;K=0。94HN1 HN210）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1%,安全系數(shù)s=1）「1K?σO =—HN Hlim1二0。91x600MPa=546MPaH1 S「O1H2k-oHN2 Hlim2二0。94x550MPa=517MPaS（2）設(shè)計(jì)計(jì)算1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑時(shí)代入0H］中較小值7 ∣l2KTμ±1（ZZ丫d11≥3優(yōu)MGJ

da HH7=39。512mm2）計(jì)算圓周速度∣l2X1.4X3.595X1044.042+1（2.43X189.812' 1.0X1.62 4.0421517JTdnv=,八三八八二3。14X39。512X960/60X1000m/Sm=1.985m/S60X10003）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=φd=1。0x39.512mm=39。512mmd1tdCosP39.512×cos14°m=- = - mm=1。597mmntz 241計(jì)算齒寬齒高比計(jì)算縱向重合度計(jì)算載荷系數(shù)h=2.25m=2。25X1。597mm=3。593mmntbh39.5123.593=10.997εβ=0.318φd^1tanP=Oo318X1。0X24Xtan14°=1o903由工作條件,查表10—2得使用系數(shù)KA=1o00。根據(jù)V=1。985m∕s,8級(jí)精度，由圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.15；v由表10-3查得K=K=1。2Ha Fa由表10—4利用插值法查得K=1.4498HP由圖10-13查得KFp=1。38。故載荷系數(shù)K=KKKK=1.00x1.15x1。2x1。4498=2。0AVHaHβ7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得, ,K 2d=d4——=39.5123,——mm=44。500mm"IK 31.4tt計(jì)算法面模數(shù)dcosβ44.5OO×cos14°m= = mm=1.799mmnz 241(3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)l'2KTYcos2βYYm≥3∣ U ?∣FaT-n?φZ(yǔ)2ε lσ」d1a F（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K=KKKK=1.00x1.15x1.2x1.38=1.904AVFaFβ2）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ =500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1σ二380MPa。FE23）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0。91,K=0。95。FN1 FN24）計(jì)算完全疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1。4「]Kσ0.91X500.”∣σJ=—FN1—FE1= MPa=325MPaF1S 1.4σJ=KF2σFN2-FE2S0.95X380————MPa=257。857MPa1.45）根據(jù)縱向重合度EP=1。903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)^β=0.886）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)z24Z=-J= =26。272V1C0S3β COS314°Z97Z=-2 = =106.184V2 Cos3βCos314°7）查取齒形系數(shù)由表10-5利用插值法算得Y=2.592，Y=2.175Fa1Fa28）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10—5利用插值法算得YSaN596,YSa2=1。795YY9）計(jì)算大小齒輪的ia斗并加以比較。FYY2.592X1.596^σ1τ=-325—=0。01273F1YY-στF22.175X1.795257.857=0。01514大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算、：2KTYcos2βYY ：2X1.824X35950X0.88Xcos214°m≥3， M ?FaSa=3, X0.01514mmn?φZ(yǔ)2E σj3 1.0X1.62d1a F=1。198mm由于設(shè)計(jì)的是軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)，其主要失效是齒面疲勞點(diǎn)蝕，取m=1.5mm，已可滿足n彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=44.5mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是z1dCosP 44.5cos14°= =————二28.7855m 1.5n取4=29,則Z2=μZι=4?042X29=117（4）幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距Q+Zm

a=-1 2——n2cosβ（29+117）×1.5 mm=112.852mm2×cos14°將中心距圓整為113mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（Z+Zm （29+117）×1.5β=arccos—1 2—n=arccos =14°2a 2×11317’51〃因β值改變不多,故參數(shù)?a，Kβ，ZH等不必修正.（3）計(jì)算打、小齒輪的分度圓直徑Zm29×1.5d=Tr=一 _=44。890mmcosβ cos14°17'51"Zm117×1.5d=2^~i==——=181.109mmcosβ cos14°17'51"（4）計(jì)算齒輪寬度b=Φd=1X44.890=44.890mmd1圓整后取B=45mm；B=50mm212、低速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）選用8級(jí)精度2）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為

280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者硬度差為40HBS.3）選小齒輪齒數(shù)z1=24大齒輪齒數(shù)z2=z1i=24x2。965=71.16,取z2=72o,則齒數(shù)比μ=1zz172=324 ，3-2.9652.965=1.2%＜（3~5）%可滿足要求.4）選取螺旋角，初選螺旋角P=14。。2、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì)7 l∣2KTμ±1（ZZ丫d?。莞?Jda HH7（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1）試選K=1.4t2）計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩PT=9.55義106→=9550000X3。435/231.27=3。595x104N?mm1n23）由表10—7選取齒寬系數(shù)Q=1.014）由表10—6查得材料彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa2E5）由圖10—30選區(qū)域系數(shù)ZH=2。433.6）由圖10-26查得?=0.755,?=0.85，則?=ε+ε=1.605a1 a2 a a1 a27）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限O =600MPa;齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim1極限0h-550MP18）由式10—13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1A=60*231。27x1X(2x8x365x5)=4。052x1081hN2N—=4.052x109/3=1.351x108μ9）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0?94;KHN2=0o9610）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1%,安全系數(shù)s=1）Γ1K?olσJ——HN1 HIiml二0。94x600MPa=564MPaHl St1H2k?σHN2 Hlim2=0.96x550MPa=528MPaS（2）設(shè)計(jì)計(jì)算1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑時(shí)代入口〃］中較小值7 ∣l2KTμ±1(ZZ丫 ∣l2X1.4X1.418X1053+1(2.43X189.8￥dιt、k?l-σlJ=31 1,0X1,605-F[ 528Jda HH=63。136mm2)計(jì)算圓周速度Tdnv— 1^^—=3。14X63。136X231。27/60X1000m/Sm=0.764m/S60X10003）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb—①d=1,0χ63.136mm=63。136mmd1tdCosP63.136Xcos14°m—— ― mm=2。553mmntz 241計(jì)算齒寬齒高比計(jì)算縱向重合度計(jì)算載荷系數(shù)h—2.25m=2。25X2,553mm=5。744mmntbh63.1365.744=10。992εβ二0?318φdZ1tanβ=0?318X1。0X24Xtan"=1.903由工作條件，查表10—2得使用系數(shù)KA二1.00。根據(jù)V=0.764m/s，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.06；v由表10—3查得K—K=1.2Ha Fa由表10—4利用插值法查得K°=1。458Hβ由圖10—13查得K=1.4。故載荷系數(shù)FβK—KKKK=1.00x1。06x1.2x1.458=1。855AVHaHβ7）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得：K_。S;：1855d一dQl——63.1363, mm—69.345mm1 1/3K 31.48）計(jì)算法面模數(shù)dCosP 69.345×cos14°m=→ = mm—2.804mmnz 2413、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),,2KTYcos2βγγm≥3. ?呼f-n?φZ(yǔ)2ε lσJ, d1a F（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K=KKKK—1。00x1。06x1。2x1。4—1。781AVFaFβ2）由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ -500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1σ—380MPa。FE23）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K =0。93,K=0.97。FN1 FN24）計(jì)算完全疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1。4σJF1Kσ=—FN-FE1S0.93×500^^14MPa=332.143MPaLJKσ,σ =_FN2_FE2F2S0.97×380—————MPa=263.286MPa1.45）根據(jù)縱向重合度與=1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0。886）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1z 1—cos3β24cos314°=26.272zR2=COS3β72cos314°=78.8177）查取齒形系數(shù)由表10-5利用插值法算得Y=2。592,Y=2.222Fa1 Fa28）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5利用插值法算得丫=1.596,丫=1.769Sa1 Sa2YY9）計(jì)算大小齒輪的Ha斗并加以比較。FYYFa1,1二F1YYIS2TF22.592X1.596…—=0。01245

332.1432.222X1.769

“c-=0.01493

263.286大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算m≥3?n3,2KTYcos2βYY———-FTl=3φZ(yǔ)2εd1a：2X1.781X141800X0.88xcos214o, X0.01493mm， 1.0X1.605X242F=1。891mm由于設(shè)計(jì)的是軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)，其主要失效是齒面疲勞點(diǎn)蝕,取m=2mm,已可滿足彎曲n強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=69.345mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是dcosβ 69.345cos14oZ=——-= =33.6421m 2n取a=34，則Z2=μz1=3X34=1024、幾何尺寸計(jì)算八 Q+Zm （34+102）X2（1）計(jì)算中心距 a=T―2—n= -——mm=140。163mm2cosβ 2xcos140將中心距圓整為141mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角Q （Z+Zm （34+102）x2β=arccos_1 2_n=arccos =15°182a 2X14114〃因β值改變不多，故參數(shù)?,K,Z等不必修正。aβH（3）計(jì)算打、小齒輪的分度圓直徑Zm34X2d=-1—nr= - =70。5mm1cosβcos1501814"7Zm 102×2d-2巴= =211。5mm2Cosβ cos15o1814"(4)計(jì)算齒輪寬度：b-Φd=1X70.5=70.5mmd1圓整后取B=71mm;B=76mm21齒輪的主要參數(shù)高速級(jí)低速級(jí)齒數(shù)Z2911734102中心距a112.852140.163法面模數(shù)mn1.52端面模數(shù)mt1.5792。553螺旋角β14°17’51〃15°18’14〃法面壓力角ɑn200。20o端面壓力角ɑt20°35,11〃20°40,27〃齒寬b50457671齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值han* 11齒頂高系數(shù)h*勿=h*coat an)sβ 0.96900。9810齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值C*0。250.25當(dāng)量齒數(shù)ZV26.272： 106。18426.27278.817分度圓直徑d44.89181.10970.5211。5齒頂高h(yuǎn)a1。52齒根高h(yuǎn)f1。8752.5齒全高h(yuǎn)3。3754.5齒頂圓直徑da47.89184。10974.5215.5齒根圓直徑df41.14177。35965。5206。5（五）軸的設(shè)計(jì)1、中間軸的設(shè)計(jì)（1）作用在齒輪上的力高速級(jí)齒輪上的力低速級(jí)齒輪上的力Ft2Fr2Fa2Ft1Fr12T——1

d4=1598?76N1Ftanα—t2 cosP1598.76Xtan2。。=600.5Ncos14017'51"=FtanP=1598.76Xtan1401751"=407.44Nt22T 2d2Ftana—4 cosβ2X141900=4025.53N70.54025.53Xtan20o =1519Ncos15018'14"Fa1=Ftanβ=4025.53Xtan15o18'514"=1101.56N

t2（2）確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及機(jī)構(gòu)無(wú)特殊要求，故選45鋼,調(diào)質(zhì)處理，取C=135?！?.435d=C3, =135X3? =34.09mmmin 3'n 2231.272 2取d=35mm

min（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）查手冊(cè)取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30307。其尺寸dxDxT=35mmx80mmχ22.75mm.故d=d=35mm。l=l=22.75mm。軸承用套I-H V-VI I-A D-VI筒定位。2）取&II-Iii=dV-V=40mm。齒輪用軸肩定位,軸肩高度h=（0。07-0。1）dπ-“I=3。軸環(huán)寬度b叁1.4h=6。左端齒輪寬度81=76,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸11—111段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取l =74mm，同樣由Bo=45mm取l =43mm.II-III 2 V-VI3）齒輪端面距機(jī)體內(nèi)壁的距離42≥B=8mm取△2=10mm,滾動(dòng)軸承與內(nèi)壁應(yīng)有一段距離s=4mm4）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d 查得平鍵截面bXh=12mmχ8mm鍵長(zhǎng)L=63mm,鍵II-III槽距軸肩距離為5mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,選擇齒輪與軸的配合為H—^,同樣按d 選用平鍵bXhXL=12mmχ8mmχ36mm，鍵槽距軸肩距離為3mm。齒輪n IV-V6H與軸配合為一。n65）確定圓角和倒角查表1—27取軸端倒角為C1.6,軸環(huán)兩側(cè)倒圓角R=4mm，其余倒圓角R=2mm（4）中間軸的校核為使中間軸上的軸向力相互抵消,高速級(jí)上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。低速級(jí)上小齒輪用右旋，大齒輪用左旋。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu),做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖水平方向：廠 (64.5+37.5)F—37.5F (64.5+37.5)x4025.53—37.5X1598.76ATF= ti 12= N=22hι 37.5+64.5+53 15526NF=F—F—F=40205。53N—1598.76N—2262.26N=164.51Nh2 t1 t2 h1鉛垂方向：將各力移到軸心，產(chǎn)生附加彎矩M、Ma1 a2M=Fd=1101.56x705

a1 a12 2N?mm=38800N?mmMa2=Fd2=407.44xa2270.5^Γ^N?mm24100N?mmFv1則37.5F—M—M-(37.5+64.5)Fr2 a1 A2 r153+64.5+37.537.5x600.5-38800-24100-102X1519155N=-1260NF=F-F-F=600.5N-1519N-(—1260N)=314.5Nv2 r2 r1 v1B截面的彎矩M=53F=53x2262.26N?mm=1.2x105N?mmh1 h1M=53F=53x1260N?mm=6.678x104N?mmv1 v1C截面的彎矩M=37.5F=37.5x164..51N?mm=6.17x103N?mmh2 h2M=37.5F=37.5x314.5N?mm=1.18x104N?mmv2 v2扭矩T=1.419X105N?mm由彎矩、扭矩圖可知B截面為危險(xiǎn)截面。按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度:進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面.（危險(xiǎn)截面）因軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6。B截面的總彎矩：M=、M2+M+M1=1.6x105MPaB'h1 V1 a1軸的計(jì)算應(yīng)力：JM2+aT2 、"6X105）2+G.6X1.419X105:σ=-~B = MPa=25.04MPacaW 0.1X403前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得口]=60MPa。σ<口]，故安全。-1 ca-12、高速軸的設(shè)計(jì)(1)作用在齒輪上的力Ft2Fr22T——1d12X3595644.89=1598.76NFtanα1598.76Xtan20o=—12 = cosβ cos14017'51"=600.5NF=Ftanβ=1598.76Xtan14o17'51"=407.44Na2 t2(2)確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及機(jī)構(gòu)無(wú)特殊要求,故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=135。d=C'p^=100X3'-=17.7mmmin3n39602 2該段軸上有一鍵槽，將計(jì)算值加大3%，d應(yīng)為18.32mmmin(3)選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作條件擬用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器.計(jì)算轉(zhuǎn)矩為T=KT=1.5X39.8N?m=59.7N?mC式中：T一聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩P4T=9550一=9550X——N?m=39.8N?m

n 960mK-工情況系數(shù)，查有關(guān)教科書得：工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)時(shí)K=1。25?1.5。該處取K=1。5.由手冊(cè)HL型聯(lián)軸器中口11型聯(lián)軸器就能滿足傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩的要求(Tn=160N-m〉Tc)。但其軸孔直徑范圍為d=(12~22)mm,滿足不了電動(dòng)機(jī)周徑(d=38)的要求，最后選擇HL3型聯(lián)軸器(Tn=630N?m,Cnl=5000r/min〉n).其軸孔直徑d=(30?42)mm,可滿足電動(dòng)機(jī)的軸徑要求。半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔轂長(zhǎng)度L1=84mm。最后確定減速器高速軸軸伸處的直徑d=30mmmin(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的裝配方案如下d =30mm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11—111I—II段的直徑 d=33mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑II-IIID=40mm。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，I—II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些,現(xiàn)取l =82mm。I-II2)初步選擇軸承。因軸承同時(shí)收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)d =33mm，II-III由手冊(cè)查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30307其dXDXT=35mmX80mm×22.75mm,故d=d =35mm。l=22.75mmIII-IVI VI-VII VI-VII3)軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離A=4mm，齒輪端面到內(nèi)3壁的距離Δ=12mm。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)于軸承添加潤(rùn)滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)2軸器的距離為30mm。所以l =42mmII-III4)軸承用軸肩定位，取軸肩高度為3mm，則d =41mm。至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑IV-V和長(zhǎng)度。5)齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d 查得平鍵截面bXh=8mmx7mm鍵長(zhǎng)L=70mm，I-II鍵槽距軸肩距離為5mm6)確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6,定位軸承的軸肩倒圓角R=2mm，其余倒圓角R=1mm3、低速軸的設(shè)計(jì)（1）作用在齒輪上的力Ft1Fr12T 2d2Ftanα—11 CoSP2X141900=4025.53N70.54025.53xtan20o =1519Ncos15018'14"F=Ftanβ=4025.53Xtan15018'514”=1101.56Na1t2（2）確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及機(jī)構(gòu)無(wú)特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=112.d=C√p2=112Xa''、、、mm=38.9mmmin3n378' 2（3）選擇聯(lián)軸器取K=1.3由d=38.9mmmin聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：T=KT=1.3X38.9N?m=50.57N?mC3按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，由d=38.9查表選取LH3型聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為630Nm.min半聯(lián)軸器孔徑d1=40mm,軸孔長(zhǎng)度L1=84mm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的裝配方案如下1）d=d=40mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Vn-VnI軸段左端需制出一軸肩，VII—VIn 1故VI-Vn段的直徑d =46mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。H—In為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，Vn—Vm 段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些,現(xiàn)取l =82mm。VII一VIII2）初步選擇軸承.因軸承同時(shí)收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)d =46mm,VI-VII由手冊(cè)查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30310其dXDXT=50mmX110mm×29.25mm,故d=d=50mm。l=29.25mmI-II V-VI V-VI3）軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離A=4mm，齒輪端面到內(nèi)3壁的距離Δ=12mm。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)于軸承添加潤(rùn)滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)2軸器的距離為30mm.所以l=42mmVI-VII4）取d =56mm。齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07—0。1）d =5。軸環(huán)寬度bII-III II-III叁1。4h=10。左端用套筒定位，齒輪寬度B2=71,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸11-111段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取l =69mm,至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。II-III5）聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接.按d 查得平鍵截面bXh=12mmx8mm鍵長(zhǎng)VII-VIIIL=70mm,鍵槽距軸肩距離為5mm6）確定圓角和倒角查表1—27取軸端倒角為C1.6,軸環(huán)左側(cè)倒圓角R=5mm，軸環(huán)右側(cè)倒圓角R=4mm，定位軸承的軸肩倒圓角R=4,其余倒圓角R=2mm（六）軸承壽命的校核1、中間軸承的校核選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。（1）軸承所受的軸向力和徑向力1）求出軸承所受的徑向力F，F(xiàn)r1 r2F=、F2+F2=--12602+2262.262N=2589.5Nr1 VV1 H1F=FF2+F2=√314.52+164.52N=354.9Nr2 V2 H22）求出軸承所受的軸向力F，F(xiàn)a1 a2F派