展開式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)講解

武漢工程大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書課題名稱：設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置專業(yè)班級(jí)：材控 2 班學(xué)生學(xué)號(hào)：1203100229學(xué)生姓名：朱學(xué)武學(xué)生成績：指導(dǎo)教師：呂亞清課題工作時(shí)間：2014.12.22至 2015.1.90目錄第一章 傳動(dòng)方案的選擇及擬定 .2第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算 . .4第三章 . 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 .6第四章 V 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 .8第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 .11第六章 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .21第七章 鍵連接的選擇及校核 .38第八章 滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算. .39第九章 聯(lián)軸器的選擇及校核 .41第十章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算. .42第十一章潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇.44第十二章設(shè)計(jì)總結(jié) .46參考文獻(xiàn)1第一章傳動(dòng)方案的選擇及擬定1.1課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容（1）合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動(dòng)效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。（2）帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，吸震等特點(diǎn)，切能起過載保護(hù)作用，但由于它是靠摩擦力來工作的， 在傳遞同樣功率的條件下， 當(dāng)?shù)∷佥^低時(shí)， 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級(jí)。（3）齒輪傳動(dòng)具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點(diǎn)，因此在傳動(dòng)裝置中一般在首先采用齒輪傳動(dòng)。 由于斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好， 故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合， 常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。（4）軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖1-1 所示。1.2課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)已知條件：運(yùn)輸帶的輸出轉(zhuǎn)矩：T=400N m；運(yùn)輸帶的工作速度： v=0.63m/s ；2鼓輪直徑： D=300mm；使用壽命： 8 年，大修期限 3 年，每日兩班制工作。1.3課程設(shè)計(jì)的工作條件設(shè)計(jì)要求：誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)；制造情況：小批量生產(chǎn)。1.4確定傳動(dòng)方案根據(jù)題目要求選擇傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、 減速器、工作機(jī)組成， 電動(dòng)機(jī)和減速器之間用帶傳動(dòng)連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。3第二章電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算.2.1 傳動(dòng)裝置的總效率： 2 5 12345其中，根據(jù)文獻(xiàn)【 2】表 4-4 中查得傳動(dòng)裝置總效率1 V 帶效率， 0.95 2滾動(dòng)軸承的效率，取0.98 （ 3 組） 3閉式齒輪（ 8 級(jí)精度）傳動(dòng)效率，取0.96 （2 組）4 聯(lián)軸器效率， 4 = 0.99 5運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率，取0.962.2電動(dòng)機(jī)各參數(shù)的計(jì)算知運(yùn)輸帶速度 v0.63m / s ，卷筒直徑 D300 mm ?？汕蟮霉ぷ鳈C(jī)轉(zhuǎn)速為：nww /( 2 )(10002v / D )60/( 2 )40.11r / min由已知條件 運(yùn)輸帶所需扭矩 T 400 N m ， 工作機(jī)的輸入功率為 Pw:PT9550nw =400 40.11/9500=1.68kw電動(dòng)機(jī)所需功率為： PdPw /168 / 0.782.15Kw2.3 電動(dòng)機(jī)類型和型號(hào)結(jié)構(gòu)形式的選擇三相交流電動(dòng)機(jī)：適合較大、中小功率場合Y 系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)由于具有結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)，故其應(yīng)用最廣 , 適合于一般通用機(jī)械，如運(yùn)輸機(jī)、車床等。2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡單，價(jià)格越低，反之相反。本設(shè)計(jì)中選用同步轉(zhuǎn)速為1000 或 1500r/min 的電動(dòng)機(jī)。3、確定電動(dòng)機(jī)的功率和型號(hào)電動(dòng)機(jī)功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。選擇電動(dòng)機(jī)功率時(shí)，要求PPdP 電動(dòng)機(jī)額定功率Pd 電動(dòng)機(jī)所需功率傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：inm / nw4表一軸 外 伸額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速外 伸 軸方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)總傳動(dòng)比長 度中心高（ kW）（ r/min ）（ r/min ）徑 D（ mm）E（ mm）Y112M-62.2100094023.442860112由上表可知，方案 1 的轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以通過帶傳動(dòng)和兩級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案 1.5第三章 . 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3.1 傳動(dòng)比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動(dòng)比：i=23.44帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比： i12 ，雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級(jí)速的傳動(dòng)比：i21.3i j3.9低速級(jí)傳動(dòng)比： i3i j / i233.2 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算將各軸由高速向低速分別定為錯(cuò)誤！未找到引用源。軸、軸、軸電動(dòng)機(jī)軸 :錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸：n1940 / 2(r/ min)470 / minr軸： n2470/ 3.9(r/ min)120.5 / minr軸 :滾筒軸：3.3 各軸輸入功率電動(dòng)機(jī)：錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸：軸： P2P1 2 31.89Kw軸： P3P2 2 31.77Kw滾筒軸：63.4 各軸輸出功率電動(dòng)機(jī)軸：錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸：軸：軸：滾筒軸：3.5 各軸輸入扭矩計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸：錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸： T19550P1 / n141.45Nm軸： T軸： T滾筒軸： T3.6 各軸輸出扭矩計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸：錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸：軸：軸：滾筒軸：將上述結(jié)果列入表中如下7第四章 V 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算84.1 確定計(jì)算功率Pca 由文獻(xiàn)【 1】表 8-7 查得工作情況系數(shù)KA=1.1, 故 ：PcaK AP2.365Kw4.2 選擇 V 帶的帶型根據(jù) Pca 、 n1由文獻(xiàn)【 1】圖 8-11 查圖選擇 A 型。4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直dd 1 ， d d 2 。初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd 1 =90mm。4.4 驗(yàn)算帶速 v 是否在 525m/s 范圍內(nèi)。驗(yàn)算帶速 vvdd 1n60m / s 4.43m / s1000因 為 5m/ s v30m / s ， 故 帶 速 不 合 適 。 取 dd1=112mm， 得vdd1nm / s5.51m / s ，適合。取 dd 2 =355mm。6010004.5確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長度 Ld1）初定中心距 a0600mm。2）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld 0 2a0(dd 1dd 2 )( dd 1 dd 2 )211958.16mm4a02查表選帶的基準(zhǔn)長度 Ld1940mm。）計(jì)算實(shí)際中心距 a 。LdLd 0mmaa0609.0832amina0.015Ld580mm， amax a0.03Ld 668mm9中心距的變化范圍為580668mm。4.6 驗(yàn)算小帶輪上的包角1由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。 為了提高帶傳動(dòng)的工作能力， 應(yīng)使：1 180o(dd 2 dd1 ) 57.3o157o90oa4.7 計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根 V 帶的額定功率 Pr 。由 dd1 112mm和 n1 940r / min ，查表得 P01.14Kw根據(jù)n1940 / min ， i2 和A型帶，查表得P0 0.11kW，r查表的 K0.92 ， K L1.02 ，于是Pca2.02 ，取 3根。2）計(jì)算 V 帶的根數(shù) z 。 zPr4.8 計(jì)算單根 V 帶的出拉力的最小值F0 min由查表得 A 型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m ，所以( F0 ) min 500(2.5 K ) Pcaqv2126.05NK zv應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0(F0 ) min4.9 計(jì)算壓軸力 FP為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用的軸上壓軸力FP ：FP2zF0sin12為了保證帶傳動(dòng)過程中的安全性和平穩(wěn)性，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足：FP min2z( F0 )min sin1730.5N2第五章斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算105.1 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1選等級(jí)精度、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為 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，二者材料硬度差為 40HBS。2）7 級(jí)精度，3）選擇小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù) z23.92493.6 ，取 z294 。4）選擇螺旋角。初選螺旋角14o 。5.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算：1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（ 1）選取齒寬系數(shù)d11（ 2）材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 2（ 3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim 1600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim 2MPa 。550（ 4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60 n1 jL h 60 4701 2 8300 8 1.08 109N（ 5）取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 10.93 ， K HN 20.96 。（ 6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，K HN 1lim 1H1SK HN 2lim 2H2S558MPa528MPa（ 7）試選 K t 1.3（ 8）選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.433 。（ 9）（ 10）112）計(jì)算（ 1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t 為：(2) 計(jì)算圓周速度 vvd1t n10.87m / s100060(3) 計(jì)算尺寬 bb dd1t1 35.33mm35.33mm（5) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v 1.09m / s ，7 級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù) K v0.75查得使用系數(shù) K A 1查得 7 級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式K H1.416查得 K Ha K Fa1.4故載荷系數(shù)KK A K V K HK H1 0.75 1.41.4161.1682（7) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為：K3m mm md1d1 t35 .331 .1682 / 1 .33K t（8) 計(jì)算模數(shù) mmnd1 cos34 .1 cos 14 mm 1.4 mmz1245.1. 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為2 KT 1 Ycos 2Y Fa Y Sam n3d z12F（1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1) 計(jì)算載荷系數(shù)K K A K V K F K F11. 04 1 .2 1.29 1.612) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)12Zv1Z124cos326.27cos3 14Zv2Z294cos3102.9cos3 143) 查取齒形系數(shù)查得YF 12.62YF 22.164) 查取應(yīng)力較正系數(shù)查得YS 11.6YS 21.836) 查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 1500MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 2380MPa7) 查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 10.85K FN 20.928) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4, 得F1K FN 1FE 10.85500 MPa303.57 MPaS1.4K FN 2FE 20.92380249.71MPaF2SMPa1.4YFa YSa9) 計(jì)算大、小齒輪的F并加以比較YFa1YSa12.621.60.0138F 1303.57YFa 2YSa22.161.830.0158F 2249.71大齒輪的數(shù)值大。(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算：2KT1Y cos2YFa YSamn 3d z12F1.13mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載13能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)mn =2，并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d152.69mm，來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：z1d1 cos34.1cos14mn16.52取 z1 17 , z2 i 2 z1 16.5 3.964.35 , 取設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.1.4幾何尺寸計(jì)算（ 1）計(jì)算中心距a1(z1 z2 )m1(1765） 2 mm 84.5mm2cos2cos14將中心距圓整為84mm（ 2）按圓整后的中心距修正螺旋角arccos ( z1z2 )m1 (1765)212.532a2 84因(8 20 )值改變不多，故、K、Z H等不必修正（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1z1m12 17mm 34.83mmcoscos12.53z2 m1265d2mm 133.17 mmcoscos12.35（ 4）計(jì)算齒輪寬度bd d1 1 34.83mm34.83mm取 B145mm ， B240mm（ 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于 160mm而小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒14輪。5.2低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1選等級(jí)精度、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為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，二者材料硬度差為 40HBS。2）7 級(jí)精度，3）選擇小齒輪齒數(shù) z3 30，大齒輪齒數(shù) z430 3 90 ，取 z4 90 。4）選擇螺旋角。初選螺旋角14o 。5.2 .2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算：d1t2K t Tu1 Z H Z E2（）3udH1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（ 1）選取齒寬系數(shù)d11（ 2）材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 2（ 3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限觸疲勞強(qiáng)度極限H lim 4MPa 。550（ 4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 60n2 jL h2.776310 82.7763108N49.2544 103（ 5）取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 30.95 ， K HN 4取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1。（ 7）試選 K t 1（ 8）選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.5 。（ 9）查表得34 1.49 ，。（ 10）許用接觸應(yīng)力H lim 3600MPa ；大齒輪的接0.96。15H 3H 4539MPa，H22）計(jì)算（ 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t 為：2K tT u 1 ZH Z E2355.97mmd3tudH(2) 計(jì)算圓周速度 vvd3t n255.97 120.5 m s 0.353 m s60100060000(3) 計(jì)算尺寬 b，齒高 h 和及模數(shù) mntbdd3t55.97mm模數(shù)為：mntd3 t cos64.8cos14 mm2.1mmz330齒高為：h2.25mnt2.252.1mm4.725mm（4) 計(jì)算尺寬與齒高比 b/hb / h55.974.725 11.85（5) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v 0.353m / s ， 7 級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù) K v1.01查得使用系數(shù) K A1查得 7 級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式K H1.35由 b/h=13.75 ， K H1.421，查得 K HaK Fa1.4故載荷系數(shù) K K A K V K H K H1 1.01 1.4 1.351.91（7) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為：K2.02m md 3d3 t55. 97m m33K t1.3（8) 計(jì)算模數(shù) mmnd3 cos64.8cos14 mmmmz3302.1165.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為2 KT Y cos 2Y Fa Y Sam n3d z 32F（1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù)K K A K V K F K F1 .25 1. 051. 4 1.40 2 .572)根據(jù)縱向重合度1.982 ，查得螺旋角影響系數(shù) Y0.8753) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv3Z330cos332.8cos3 14Zv 4Z 490cos398.5cos3 144) 查取齒形系數(shù)查得YF 32.53YF 42.25) 查取應(yīng)力較正系數(shù)查得YS 31.63YS 41.816) 查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 3500MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 4380MPa7) 查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 30.86K FN 40.938) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4, 得F 3K FN 3FE 3307.14MPaSK FN 4FE 4252.4MPaF 4SYFa YSa9) 計(jì)算大、小齒輪的F并加以比較YFa 3YSa42.53 1.630.0134F 3307.1417179.34mm，來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)mn =2，并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞YFa 4YSa42.2 1.810.0158F 4252.4大齒輪的數(shù)值大。(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算：2YFaYSamn 32KT Y cos1.5mm2zFd 3對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d3，于是有：z3d3 cos64.8 cos14mn31.42取z332z4i3 z33 31.494.2故取設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.2.4幾何尺寸計(jì)算（ 1）計(jì)算中心距a3( z3 z4 )m3(3295) 2 mm 130.89mm2 cos2cos14將中心距圓整為130mm。（ 2）按圓整后的中心距修正螺旋角arccos ( z3z4 )m3(3295)212.332a2130.89因(8 20 ) 值改變不多，故、 K、 Z H 等不必修正（ 3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑18z3 m3232mm65.5mmd3cos12.33cosz4 m3295mm194.5mmd4cos12.33cos（ 4）計(jì)算齒輪寬度bd d3165.51mm65.51mm取 B3 75mm ， B4 70mm（ 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于 400mm而小 1000m，故大齒輪選擇輪輻結(jié)構(gòu)的齒輪；對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于 160mm而小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。六 . 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)196.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1.1求輸出軸的功率P1 轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1由前面可知 P1=2kw， T140760 N .mm ， n1470r / min 。6.1.2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d 135mm而Ft2T1d12329.1NtannFrFt cos868.4NFaF t t an517. 6 N6.1.3初步確定軸的最小直徑先按式（ 15-2 ）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 15-3 ，取 A0112 , 于是得d minA 03P 118. 15 m mn 1輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑d1 2 。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(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 TcaK AT 1 ，查表 14-1 ，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小， 故取 K A1.3 ，則TK TN mNmcaA11.3 423.81 .550.953 .按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-2003 或手冊(cè)，選用TL8 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩710N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為20 故取d1 220mm。6.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（ 1）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，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取 h(0.07 0.1)d ，故取 2-3 段的直徑為 28mm，左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為L1mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸20器上而不壓在軸的端面上，故 1-2 段的長度應(yīng)比L1 短一些，現(xiàn)取 L1 2 =mm.2 ）初步選擇滾動(dòng)軸承：選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d2 328，由軸mm承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6206, 其尺寸為d D T 30 mm 62mm 16mm，故 d3 4 30mm，而 l 3 - 4mm 。3 ）取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 38mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為 60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取l 6 -756mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07 d ，故取 h=6mm，則軸環(huán)處的直徑 d5 630mm。軸環(huán)寬度 b1.4h ，故取l 5 612mm 。4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離 l=30mm，故取 l2 350mm 。5 ）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，齒輪 2 的輪轂與齒輪3 的輪轂之間的距離為 20mm考.慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離 s，取 s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度 T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長 L=60. 則低速級(jí)小齒輪齒寬為 190.l 4- 519020 16 8 12222mm據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度- - - - - 直徑1822253442長度425018.2522212（ 2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d 6- 7 由表 6-1 查得平鍵截面 b h8mm7mm ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時(shí)為了保證齒輪H 7與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為n6 ；同樣，半聯(lián)軸器與H 7軸的連接，選用平鍵為6mm6mm32mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 k6 。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。 此處選擇軸的直徑尺寸公差為 m6。（ 4）確定軸上圓角和倒角尺寸21參考表 15-2 ，取軸端倒角為 1.045 ，各處的軸肩圓角半徑見圖。6.1.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)上查取 a 值，對(duì)于 30311 型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得 a=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2L3(2846.2529)(18.2512 5622229 28) 45.25 251.25 296.5mm。 L142 / 25029100mm 。 Ft2T1251.65d11926.52N53.62FNH 1L 2Ft45.251926.52294,01NL2L3296.5FNH 2L3Ft251.25L2L3296.51926.52 1632.51NFNV 1L2Fr45.25725.59110.74NL 2L3296.5FNV 2L3Fr251.25614.85NL2L3725.59296.5M HF NH 1L3294.01 251.25 73870.01NmmM V1FNV 1L3110.74 251.25 27823.43NmmM V 2FNV 2L2614.8545.25 27821.96NmmMM12(M(M2H2HMM273870.01227823.43278936.18NmmV 1273870 .01227821 .96278935.61N mmV 2由此可知M1 M 2載荷水平面 H垂直面 V支反力 F294.01N, FNH 2 1632.51NFNV 1 110.74N, FNV 2 614.85NF NH 122彎矩 MM H73870.01N.mmMV 127823.43N.mm,MV 227821.96N.mm總彎矩M 178936.18N .mmM 278935.61N.mm扭矩 TT151650N .mm從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c 是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面 c 處的 M H , M V , M 的值列于下表。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。6.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度，根據(jù)式（ 15-5) 及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力M 12( T1 )278936 .18 2(0.6 51650 ) 23.94MPacaW0.1603前已選定軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得1 =60MPa。因此ca1 , 故安全 。6.2.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面 A,2,3 ，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度， 但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面 A,2,3 ，B 均無需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4 和 5 出過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C 上的應(yīng)力最大。截面C 雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大， 而且這里的軸直徑最大， 故截面 C 也不必校核。 由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小， 因此軸只需校核截面7 左右兩端即可。（ 2）截面 7 左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d 30.125 31562.5mm3抗扭截面系數(shù)WT0.2d 30.22533125mm3截面 7 左側(cè)的彎矩 M為M78936.1845.252830091 .69N .mm45.25截面 7 上的扭矩為T151650N.mm截面上的彎曲應(yīng)力bM30091 .6919.27 MPaW1562.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T T1 51650 16.53MPa WT 3125軸 的 材 料 為 45 鋼 ， 調(diào) 質(zhì) 處 理 。 由 表 15-1查 得b64M 0P, a27M 5P, a 1 5M 5P。a11截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)以及按附表 3-2查取。因r20.08, D301.21.76,1.60d25d25，經(jīng)插值可查得又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏感系數(shù)為q0.82, q0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4 ）為k1 q (1)1 0.82(1.76 1) 1.6224k1 q (1)10.85(1.60 1) 1.51由附圖 3-2 的尺寸系數(shù)0.90，由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.92 。軸按磨削加工，由附圖3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q1，按式（ 3-12 ）及式（ 3-12a ）得綜合系數(shù)為k11.62111.89K10.900.92k11.51111.73K10.920.92又由 3-1 及 3-2 得碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2, 取0.10.05 0.1,取0.05于是，計(jì)算安全系數(shù) Sca 值，按式（ 15-6 ）- （15-8 ）則得S127532.48Km 1.894.48 0.1 0aS115520.73K8.408.40am1.7320.052ScaS S32.48 20.73>>S=1.5S 2S 232.48217.4720.732故可知其安全。（ 3）截面 7 右側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d 30.1 3032700 mm3抗扭截面系數(shù)WT0.2d 30.23035400mm3彎矩 M為45.2528M78936.1830091 .69N .mm45.25截面 7 上的扭矩為T151650N.mm截面上的彎曲應(yīng)力M30091 .6911.15 MPabW270025截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T151650T9.56MPaWT5400kk0.8 k過盈配合處的，由附表 3-8用插值法查得，并取，于是得k2.