二級(jí)斜齒齒輪圓柱減速器機(jī)械設(shè)計(jì)計(jì)算說明書.doc

機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書 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.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 V帶的設(shè)計(jì).9 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.9 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).11第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).13 6.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.13 6.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.20第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).28 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì).28 7.2 中間軸的設(shè)計(jì).32 7.3 輸出軸的設(shè)計(jì).38第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.44 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.44 8.2 中間軸鍵選擇與校核.44 8.3 輸出軸鍵選擇與校核.44第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.45 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.45 9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核.46 9.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.46第十部分 聯(lián)軸器的選擇.47第十一部分 減速器的潤滑和密封.48 11.1 減速器的潤滑.48 11.2 減速器的密封.49第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.50設(shè)計(jì)小結(jié).52參考文獻(xiàn).53第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)展開式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 440Nm，n = 32r/m，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. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤滑密封設(shè)計(jì)11. 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)、V帶、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：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和展開式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.960.9940.9720.990.96=0.825h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n:n=32r/min工作機(jī)的功率pw:pw= 1.47 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 1.78 KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 32 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)32 = 5125120r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y90L-2的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=2840r/min，同步轉(zhuǎn)速3000r/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HLHDABKDEFG90mm33519014012510mm24508203.2 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=2840/32=88.75（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=4.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=88.75/4.5=19.72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 = 3.9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/i0 = 2840/4.5 = 631.11 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 631.11/5.06 = 124.73 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 124.73/3.9 = 31.98 r/min工作機(jī)軸：nIV = nIII = 31.98 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pdh1 = 1.780.96 = 1.71 KW中間軸：PII = PIh2h3 = 1.710.990.97 = 1.64 KW輸出軸：PIII = PIIh2h3 = 1.640.990.97 = 1.57 KW工作機(jī)軸：PIV = PIIIh2h4 = 1.570.990.99 = 1.54 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI = PI0.99 = 1.69 KW中間軸：PII = PII0.99 = 1.62 KW中間軸：PIII = PIII0.99 = 1.55 KW工作機(jī)軸：PIV = PIV0.99 = 1.52 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Tdi0h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 5.99 Nm 所以：輸入軸：TI = Tdi0h1 = 5.994.50.96 = 25.88 Nm中間軸：TII = TIi12h2h3 = 25.885.060.990.97 = 125.75 Nm輸出軸：TIII = TIIi23h2h3 = 125.753.90.990.97 = 470.96 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIIIh2h4 = 470.960.990.99 = 461.59 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI = TI0.99 = 25.62 Nm中間軸：TII = TII0.99 = 124.49 Nm輸出軸：TIII = TIII0.99 = 466.25 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIV0.99 = 456.97 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.11.78 kW = 1.96 kW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用Z型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 56 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度8.32 m/s 因?yàn)? m/s v 1206.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 56 mm和nm = 2840 r/min，查表得P0 = 0.33 kW。 根據(jù)nm = 2840 r/min，i0 = 4.5和Z型帶，查表得DP0 = 0.04 kW。 查表得Ka = 0.94，查表得KL = 1.54，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (0.33 + 0.04)0.941.54 kW = 0.54 kW 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 1.96/0.54 = 3.63 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得Z型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.06 kg/m，所以F0 = = = 53.02 N8.計(jì)算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2453.02sin(158.6/2) = 416.73 N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型Z型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd156mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2250mmV帶中心距a520mm帶基準(zhǔn)長度Ld1540mm小帶輪包角1158.6帶速8.32m/s單根V帶初拉力F053.02N壓軸力Fp416.73N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 24mm24mm分度圓直徑dd156mmdadd1+2ha56+2260mmd1(1.82)d(1.82)2448mmB(z-1)e+2f(4-1)12+2750mmL(1.52)d(1.52)2448mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 16mm16mm分度圓直徑dd1250mmdadd1+2ha250+22254mmd1(1.82)d(1.82)1632mmB(z-1)e+2f(4-1)12+2750mmL(1.52)d(1.52)1632mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.1 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 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 245.06 = 121.44，取z2= 121。（4）初選螺旋角b = 14。（5）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 = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 25.88 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。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：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos24cos20.561/(24+21cos14) = 29.982aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos121cos20.561/(121+21cos14) = 22.853端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 24(tan29.982-tan20.561)+121(tan22.853-tan20.561)/2 = 1.663軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 124tan(14)/ = 1.905重合度系數(shù)：Ze = = = 0.664由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.985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 = 60631.111530018 = 4.54108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 4.54108/5.06 = 8.98107查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.93。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 540 MPasH2 = = = 511.5 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 = 511.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 30.459 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 = = = 1.01 m/s齒寬bb = = = 30.459 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 = 1.01 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100025.88/30.459 = 1699.334 NKAFt1/b = 1.251699.334/30.459 = 69.74 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。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。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 1.251.021.41.454 = 2.5953）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 52.257 = 65.797 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z3 = 65.797cos13/25 = 2.564 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)算中心距a = = = 189.348 mm中心距圓整為a = 190 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 13.827即：b = 134937（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 77.236 mmd2 = = = 302.765 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 177.236 = 77.236 mm取b2 = 78 mm、b1 = 83 mm。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)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3 = Z3/cos3b = 25/cos313.827 = 27.303ZV4 = Z4/cos3b = 98/cos313.827 = 107.029計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan13.827cos20.482) = 12.984當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.668/cos212.984= 1.757軸面重合度：eb = dz3tanb/ = 125tan13.827/ = 1.959重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.757 = 0.677計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-1.959 = 0.774由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.62 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 = 1.4根據(jù)KHb = 1.454，結(jié)合b/h = 11.56查圖得KFb = 1.424則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.251.021.41.424 = 2.542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)度校核sF1 = = = 77.632 MPa sF1sF2 = = = 74.335 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 = 25、z4 = 98，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 13.827= 134937，中心距a = 190 mm，齒寬b3 = 83 mm、b4 = 78 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)z2598螺旋角左134937右134937齒寬b83mm78mm分度圓直徑d77.236mm302.765mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha83.236mm308.765mm齒根圓直徑dfd-2hf69.736mm295.265mm第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 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 = 1.71 KW n1 = 631.11 r/min T1 = 25.88 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 = 49.655 mm 則:Ft = = = 1042.4 NFr = Ft = 1042.4 = 392.5 NFa = Fttanb = 1042.4tan14.8430 = 276.1 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，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 15.6 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 16 mm4.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度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 21 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 26 mm。大帶輪寬度B = 50 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 48 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 21 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7205C，其尺寸為dDT = 255215 mm，故d34 = d78 = 25 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 15+15 = 30 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 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 = 55 mm，d56 = d1 = 49.655 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，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，已知低速小齒輪的寬度b3 = 83 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 83+12+16+8-15 = 104 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7205C軸承查手冊(cè)得a = 12.7 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (50/2+50+12.7)mm = 87.7 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (55/2+30+104-12.7)mm = 148.8 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (55/2+9+30-12.7)mm = 53.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 276.8 NFNH2 = = = 765.6 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -459.1 NFNV2 = = = 434.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 276.8148.8 Nmm = 41188 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 416.7387.7 Nmm = 36547 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -459.1148.8 Nmm = -68314 NmmMV2 = FNV2L3 = 434.853.8 Nmm = 23392 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：M1 = = 79770 NmmM2 = = 47367 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（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 6.6 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：7.2 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 = 1.64 KW n2 = 124.73 r/min T2 = 125.75 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 250.345 mm 則:Ft1 = = = 1004.6 NFr1 = Ft1 = 1004.6 = 378.3 NFa1 = Ft1tanb = 1004.6tan14.8430 = 266.1 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 77.236 mm 則:Ft2 = = = 3256.3 NFr2 = Ft2 = 3256.3 = 1220.5 NFa2 = Ft2tanb = 3256.3tan13.8270 = 801 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 = 25.3 mm4.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,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 25.3 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7206C，其尺寸為dDT = 306216 mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 35 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 = 50 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 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 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7206C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 35 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設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 83 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 = 81 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低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)軸承寬度T = 16 mm，則l12 = T+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7206C軸承查手冊(cè)得a = 14.2 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (50/2-2+44.5-14.2)mm = 53.3 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (50/2+14.5+83/2)mm = 81 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (83/2-2+42-14.2)mm = 67.3 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1826 NFNH2 = = = 2434.9 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 189.5 NFNV2 = = = -1031.7 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 = 182653.3 Nmm = 97326 NmmMH2 = FNH2L3 = 2434.967.3 Nmm = 163869 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 189.553.3 Nmm = 10100 NmmMV2 = FNV2L3 = -1031.767.3 Nmm = -69433 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 = = 97849 NmmM2 = = 177972 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 = 28.8 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：7.3 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 = 1.57 KW n3 = 31.98 r/min T3 = 470.96 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 = 302.765 mm 則:Ft = = = 3111.1 NFr = Ft = 3111.1 = 1166.1 NFa = Fttanb = 3111.1tan13.8270 = 765.3 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，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 41 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 = 1.5470.96 = 706.4 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LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45 mm故取d12 = 45 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 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 = 50 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 55 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度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。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7211C，其尺寸為dDT = 55mm100mm21mm，故d34 = d78 = 55 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 21+15 = 36 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7211C型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 64 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 60 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 = 78 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 = 76 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 60 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 72 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。考慮箱體的鑄造誤差，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 = 21 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 50 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 50+12+5+2.5+16+8-12-15 = 66.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 21+8+16+2.5+2 = 49.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7211C軸承查手冊(cè)得a = 20.9 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (78/2+12+66.5+36-20.9)mm = 132.6 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (78/2-2+49.5-20.9)mm = 65.6 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1029.7 NFNH2 = = = 2081.4 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 970.5 NFNV2 = = = -195.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1029.7132.6 Nmm = 136538 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 970.5132.6 Nmm = 128688 NmmMV2 = FNV2L3 = -195.665.6 Nmm = -12831 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：M1 = = 187625 NmmM2 = = 137140 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（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 12.9 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：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 5mm5mm45mm，接觸長度:l = 45-5 = 40 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2554016120/1000 = 96 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 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：bhl = 10mm8mm45mm，接觸長度:l =