帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器

課程設(shè)計資料袋機械工程 學(xué)院（系、部） 2011 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期課程名稱機械設(shè)計 指導(dǎo)教師 職稱 教授學(xué)生姓名 專業(yè)班級 班級 學(xué)號題 目帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器成 績 起止日期 2011年12月21日2012年1月1日目 錄清單序號材料名稱資料數(shù)量備注1課程設(shè)計任務(wù)書12課程設(shè)計說明書13課程設(shè)計圖紙張4裝配圖15零件圖26課程設(shè)計任務(wù)書2009 2010學(xué)年第一學(xué)期機械工程學(xué)院（系、部）材料成型專業(yè) 班級課程名稱：機械設(shè)計設(shè)計題目：帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器完成期限：自 2011 年12月21日至 2012年1月1日共 2 周內(nèi) 容 及 任 務(wù)一、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)：運輸帶牽引力 F=2180 N;輸送速度 V=1.07m/s；滾筒直徑 D=300 mm。工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差5%。二、設(shè)計任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計；傳動零件的設(shè)計計算； 減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。三、每個學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)嚇，獨立完成以下任務(wù)：（1） 減速機裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；（3） 設(shè)計說明書1份（60008000字）。進(jìn) 度 安 排起止日期工作內(nèi)容2009.12.21-2009.12.22傳動系統(tǒng)總體設(shè)計2009.12.23-2009.12.25傳動零件的設(shè)計計算2009.12.25-2009.12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計、整理說明書2010.01.01交圖紙并答辯主 要 參 考 資 料1 .機械設(shè)計（第八版）（濮良貴，紀(jì)明剛主編高教出版社）2 .機械設(shè)計課程設(shè)計（金清肅主編 華中科技大學(xué)出版社）3 .工程圖學(xué)（趙大興主編高等教育出版社）4 .機械原理（朱理主編高等教育出版社）5 .互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社）6 .機械設(shè)計手冊（單行本）（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社）7 .材料力學(xué)（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導(dǎo)教師（簽字）：系（教研室）主任（簽字）：機 械設(shè)計設(shè)計說明書帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器（10）起止日期： 2011年12月21日至 2012 年01月01日學(xué)生姓名 黃永昇班級材料091學(xué) 號09405701110成績指導(dǎo)教師（簽字）機械工程學(xué)院（部）2011年01月01日1 設(shè)計任務(wù)書 2 傳動方案的擬定 3 電動機的選擇 4 確定總傳動比及分配各級傳動比 5傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算 6齒輪的設(shè)計及計算 7軸的設(shè)計及計算 8 軸承的壽命計算及校核 9鍵聯(lián)接強度的計算及校核 10潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇 11減速器箱體及附件的設(shè)計 12 設(shè)計小結(jié) 13 參考文獻(xiàn) 1 .課程設(shè)計書設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運 轉(zhuǎn),載荷變化不大，空載起動，卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失），減 速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年），兩班制工作，運輸容許速度誤差為5%, 車間有三相交流，電壓380/220V表一：題號參數(shù)""一一12345運輸市工作拉力（kN）1.972.182.032.002.06運輸帶工作速度（m/s）1.251.071.221.231.2卷筒直徑（mm3503003503503502 .設(shè)計要求1 .減速器裝配圖一張（A1）。2 .CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3）。3 .設(shè)計說明書一份。3 .設(shè)計步驟1 .傳動裝置總體設(shè)計方案2 .電動機的選擇3 .確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5 .設(shè)計V帶和帶輪6 .齒輪的設(shè)計7 .滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8 .鍵聯(lián)接設(shè)計9 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10 .潤滑密封設(shè)計11 .聯(lián)軸器設(shè)計2 .傳動裝置總體設(shè)計方案：1 .組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2 .特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3 .確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級其傳動方案如下：圖一:（傳動裝置總體設(shè)計圖）初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選才¥ V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率aa ="產(chǎn)2叼32K =0.96X 0.983X 0.952 X0.97X 0.96=0.759; a 123"4 "5，為V帶的效率，?為第一對軸承的效率，工為第二對軸承的效率，L為第三對軸承的效率，Z為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩，采用開式效率計算）。3 .電動機的選擇電動機所需工作功率為：pd = pV/ & =2180X 1.07/1000X 0.759= 2.93kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為evW/min,經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比ii =24,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=840,則總傳動比合理范圍為 £ =16160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n/=i±xn=(16160)又 68.15= 1090.410904r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為 4.0額定電流8.8A,滿載轉(zhuǎn)速nm =1440 r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min。方 案電動機型號額定 功率P edkw電動機轉(zhuǎn)速Min電動機重量N參考 價格 元傳動裝置的傳動比同步 轉(zhuǎn)速滿載 轉(zhuǎn)速總傳 動比V 帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L X ( AC/2+AD ) X HD底腳安裝尺寸AXB地腳螺性 孔直徑K軸伸尺寸DX E裝鍵部位尺寸 FX GD132515X 345X 315216 X 1781236 X 8010 X 414,確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n，和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比 為 ia =nM/n= 1440/68.15= 21.13(2) 分配傳動裝置傳動比ia = i°x i式中io3分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io =2.3,則減速器傳動比為i = ia /i0 = 21.13/2,3=9.19根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i1 =3.24,則i2 = i/i1 =2.845 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1) 各軸轉(zhuǎn)速n ：= nm/i0 = 1440/2.3= 626.09r/minnn = 5 / i 1 = 626.09/3.24= 193.24r/minnw = nn / i2 = 193.24/2.84=60.04r/minniv = nm =60.04 r/min(2) 各軸輸入功率R =PdX，=2.93X 0.96 = 2.81kWPn = 5 X 鏟”3 = 2.81X0.98X 0.95=2.62kWPw = Pn X 印X n3 = 2.62X 0.98X 0.95=2.44kWPw = Pw X 鏟 中=2.44X 0.98 X 0.97= 2.32kW則各軸的輸出功率：R X 0.98=2.75 kWB x 0.98=2.57 kWP； = Pw X 0.98=2.39 kW% X 0.98=2.27 kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩Ti =Td X io X。 N mP電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td =9550 =9550X2.93/1440=19.43 N - nm所以：Ti =TdXi0X1 =19.43X 2.3X0.96=42.90N mTn =Ti X ii X 7 X%=42.90X 3.24X0.98X0.95=129.40 N m -丁皿=Tn X i2 X “2 X ' =129.40X 2.84X 0.98X 0.95=342.14N mTn =Tm X n3 x 3=342.14X 0.95 X 0.97=315.28 N m輸出轉(zhuǎn)矩：Ti'=Ti X 0.98=42.04 N mT； = Tn X 0.98=126.81 N mT【=Tw X 0.98=335.30 N mT： = T1V X 0.98=308.97 N m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸2.9319.4314401軸2.752.8142.9042.04626.092軸2.572.62129.40126.81193.243軸2.392.44342.14355.3060.044軸2.272.32315.28308.9760.046 .齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 .齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線 斜齒輪(1) 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用45嘴岡調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBs 取小齒齒數(shù)Z1=24高速級大齒輪選用 45斤鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS Z 2nxZ1=3.24 義 24=77.76取 乙=78.齒輪精度按GB/T100951998,選擇7級，齒根噴丸強化。3d1t-2Kt工u.1d ；：. u2 .初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設(shè)計ZhZe 2(H E)二 h確定各參數(shù)的值:試選Kt =1.6查課本P215 圖 10-30選取區(qū)域系數(shù)Z h =2.433由課本P214 圖 10-26T = 0.7812 =0.82則0.78 0.82 =1.6由課本P202公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60nl j Lh =60 X 626.09 X 1 X (2X8X300X 8)=1.4425 X 109hN2 = =4.45 X 108h #(3.25 為齒數(shù)比,即 3.25=句Zi查課本 P203 1 0-19 圖得：Kfn=0.93 K 段2=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用P202公式10-12得:二h尸 KHN1' Hlim1 =0.93X550=511.5 MPa SK二H2= HN2 Hlim2=0.96x450=432 MPa S許用接觸應(yīng)力二 H=(二 H1 二 H2)/2 =(511.5 432)/2 =471.75MPa查課本由 年8表10-6得：Ze =189.8MPa由P201表10-7得：心=1T=95.5X 105 X P1/n1=95.5X 105X2.81/626.09=4.28 X 104 N.m3 .設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑dit3dit-2KtT1u 1 (d 二 uZhZe二 h)232 1.6 4.86 1041 1.6計算圓周速度：4.242.433 189.8、2()2 = 49.53mm3.25471.75計算齒寬計算齒寬b=計算摸數(shù)二 d# n160 1000b和模數(shù)3.14 49.53 626.09 =1.62m/s60 1000mntbd d1t =49.53mmmn初選螺旋角'' =14d1t cos：49.53 cos14mnt = = = 2.00mmZi24計算齒寬與高之比bh齒高 h=2.25 mnt =2.25 乂 2.00=4.50 mmbh = 49.534.5 =11.01計算縱向重合度：=0.318 ：'d,1 tan ：= 0.318 1 24 tan14 =1.903計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)Ka=1根據(jù)v=1.62m/s,7級精度，查課本由P192表10-8得動載系數(shù)Kv=1.07,查課本由P194表10-4得的計算公式： “=1.12+0.18(1 +0他2)父 *d2+0.23 X10Xb=1.12+0.18(1+0.6 父1) X 1+0.23 X 10X49.53=1.42查課本由P195< 10-13得：K叩二1.35查課本由 P193表 10-3 得：K Ha=KFa=1.2故載荷系數(shù)：K = K/Kl KHa KHp =1X1.07X 1.2X 1.42=1.82按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1t 3 . K /Kt =49.53X1.82 =51.73 mm1.6計算模數(shù)mnmn7Z1d1 cos 51.73 cos14 24=2.09mm4 .齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由彎曲強度的設(shè)計公式2KTY cos,dZ21；a3確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩% = 42.04kNm確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 zl = 24, z1=i】l zl = 3.24X24=77.76 傳動比誤差 i = u = z 1/ z 1 = 78/24= 3.25A 0.032% <5%,允許計算當(dāng)量齒數(shù)z" = zl/cos18 =24/ cos314 =26.27zU=z1/cos ,=78/ cos314 =85.43 初選齒寬系數(shù)中d按對稱布置，由表查得小d=1 初選螺旋角初定螺旋角戶=141 載荷系數(shù)KK = K/kI KFfl K 沙=1 X1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齒形系數(shù)丫和應(yīng)力校正系數(shù)Y%查課本由P197表10-5得：齒形系數(shù)丫刑=2.592 丫肥=2.211應(yīng)力校正系數(shù)丫的= 1.596 丫的= 1.7740重合度系數(shù)丫【端面重合度近似為 £#=1.88-3.2X （2+） cosp =1.883.2X （1/24乙 Z2+ 1/78） Xcos14 =1.655%=arctg （tg4/cos戶）=arctg （tg20/cos14"）= 20.6469Q 月二。也g（fg,cos 珞）=14.07609因為% =q/cos也，則重合度系數(shù)為丫1 =0.25+0.75 cos A / =0.673螺旋角系數(shù)丫/二 2.09軸向重合度，廣於必如幽=49.53父加14 =1.825,丫夕=1 % 用 WO =0.789計算大小齒輪的YF FS.Kf安全系數(shù)由表查得sF = 1.25工作壽命兩班制,8年，每年工作300天=60X 271.47X 1 X 8X 300X 2X8= 6.255小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60nktjX 10.大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2 = N1/u = 6.255X 106/3.24= 1.9305X 10$查課本由P204表10-20C得到彎曲疲勞強度極限小齒輪=500MPa大齒輪ff2 = 380MPa查課本由P197表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：Kfn1 =0.86 K fn2=0.93取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4二F 1K FN1、FF1SK FN 2 - FF20.86 500 =307.141.40.93 380 =252.43凡匕一二、1S2.592 1.596307.141.4= 0.01347002二 F22.211 1.774 =0.01554252.43大齒輪的數(shù)值大.選用.設(shè)計計算計算模數(shù)32 1.73 4.86 104 0.78 cos214 0.01554mn 一1 242 1.655mm = 1.26 mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) n大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取mn =2mmf!為了同時滿 足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=51.73 mm來計算應(yīng) 有的齒數(shù).于是由：51.73 cos14z 1=25.097 取 z 1 =25mn那么 z 2 =3.24 X25=81幾何尺寸計算計算中心距 a二(Zi Z2)mn (25 81)22 cos :2 cos14=109.25 mm將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角（1/2）mn（25 81） 2二arccos 二 arccos =14.012：2 109.25因P值改變不多，故參數(shù)）, kp, Zh等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑d二zmn.-25 2 =51.53 mm cos :cos14.01.z2mn81 2d2 =-n=166.97 mmcos :cos14.01計算齒輪寬度B=d1 =1 51.53mm = 51.53mm圓整的B2 =50Bi =55（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 材料：低速級小齒輪選用45斤鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)Z1 二30速級大齒輪選用45璉岡正火，齒面硬度為大齒輪 240HBs z=2.84 X 30=85.2圓整取Z2=85齒輪精度按GB/T10095 1998,選擇7級，齒根噴丸強化c按齒面接觸強度設(shè)計1 .確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt =1.6查課本由P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.45試選P =12°,查課本由P214圖10-26查得；1 =0.83；,2 =0.88； .=0.83+0.88=1.71應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60 X n2 Xj X Ln=60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8)=4.45X1084.45 1082.84= 1.57 X108由課本P203圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.94Khn2= 0.97查課本由F207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlm1 =600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlm1 =550MPa取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力二 H 1 =K HN1H lim 1S0.94 6001二 564 MPaK0H 2 = HN2 Hlim2 =0.98X 550/1=517MPa S( - H lim 1 H lim 2 )、-H = =540.5MPa2查課本由P198表10-6查材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa選取齒寬系數(shù)。=1T=95.5X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X2.62/193.24=65.71 mm2.計算圓周速度二 dm60 1000二 65.71 193.2460 1 00 0= 0.665m/s3.計算齒寬b=®dd1t=1 X65.71=65.71mm模數(shù)dt cos : mL= 乙65.71 cos1230=2.142mm齒高h(yuǎn)=2.25X m1t =2.25 X 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.4621=12.035 .計算縱向重合度=0.318 tan ? =0.318 30 tan12 =2.0286 .計算載荷系數(shù)KK h p=1.12+0.18(1+0.6喏)嵋 +0.23X 10，b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10*X 65.71=1.4231 使用系數(shù)K a=1同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值Kv=1.04Kf ：=1.35 Kh： =K f： =1.2故載荷系數(shù)K= KAKvKH 小Hp=1 X1.04X 1.2 X 1.4231=1.7767 .按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑33d1=d1tt =65.71 x= 72.91mm1.3計算模數(shù)mn 'dWZ172.91 cos1230=2.3772mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計32 -m>2KT1Y cos : YfYs；dZ21：%確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩?1 = 126.81 kN m(2) 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 zl = 30, z】=i Xzl=2.84X 30= 85.2傳動比誤差 i = u= z1/ zl = 85.2/30= 2.84A 戶 0.032% <5%,允許(3)初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得二1(4) 初選螺旋角初定螺旋角P =121(5) 載荷系數(shù)KK = K/K? kFa k1=1 X1.04X1.2X 1.35= 1.6848(6)當(dāng)量齒數(shù)zld = z 1 /cos 產(chǎn)=30/ cos312 =32.056zW =z】/cos,y=85/ cos312 =90.831由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)Y油和應(yīng)力修正系數(shù)Y出Yf;1 =2.491,Yf：.2 = 2.232Ys-1 =1.636,Ys-2 =1.751(7) 螺旋角系數(shù)Y.軸向重合度E廣麗/幽=刎癡比= 2.03Y，= 1-丁削 2。=0.797(8) 計算大小齒輪的YFa工二 f查課本由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限二 fe1 =500MPa二 FE2 =380MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.90K FN2=0.93 S=1.4二 F 尸Kfn1e10.90 500=321.43MPa 1.4二F 2KFN2 ; FF2 0.93 3801.4= 252.43MPa計算大小齒輪的YFaFSa%，并加以比較YFalFSal二 fi2.491 1.636321.43= 0.01268YFa2F Sa2二 F22.232 1.751252.43= 0.01548大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算計算模數(shù)2 1.6848 1.433 105 0.797 cos2 12 0.01548/ 八mnmm =1.5472mm1, 1 302 1.71對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取n =3mm且 為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 =72.91 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).z 1= 72.91 "os12 =27.77 取 z1=30 mnz2 =2.3 X 30=69 取 z2=70初算主要尺寸計算中心距 a= (z1 z2)mn =(30 70) 2 :102.249 mm 2 cos :2 cos12將中心距圓整為103mm修正螺旋角(，1，2)mn(30 70) 2-=arccos- = arccos-=13.862：2 103因P值改變不多，故參數(shù)%, kp, Zh等不必修正分度圓直徑, zmn 30 2 /d 1=61.34 mmcos : cos 12,z2min 70 2 , d2 = =143.12 mmcos : cos 12計算齒輪寬度b = dd1 W 72.91 72.91mm圓整后取B1 =75mm B2=80mm低速級大齒輪如上圖:V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.842.各軸轉(zhuǎn)速n叼(r/min)同n(r/min)內(nèi)皿(r/min)niv(r/min)626.09193.2460.460.43.各軸輸入功率PF k kw)玲（kw）% (kw)Piv (kw)2.812.622.442.324.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T弓(kN m)(kN ' m)(kN ' m)Tn(kN ' m)42.90129.40342.14315.285.帶輪主要參數(shù)da (mm)dd (mm)d1 (mm)L (mm)d0 (mm)16014580240407.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1.傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3P3 =2.39KWn3=60.04r/minT3=355.30N. m.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=143.21 mm2T32 355.30而 Ft =3 = 4961.94Nd2143.21 10，o0tantan 20F尸 Ft _=4961.94 -1860.77N cos :cos13.86Fa = Ft tan =4961.94X 0.246734=1224.28N圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示：.初步確定軸的最小直徑先按課本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)課本 251 表 14-1 取 Ao =112dmin = Ao：/3 =38.17mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑di，為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本P343表14-1,選取Ka =1.3Tca 二 KaT3 =1.3 355.30 -461.89N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機械設(shè)計手冊22 -112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器具公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 d1 =40mm,故取di=40mm半聯(lián)軸器的長度L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1 =84mm.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，1 - R軸段右端需要制出一軸肩故取H -m的直徑d旬=47mm ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈 直徑D =50mm半聯(lián)軸器與 軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故I - R的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取卜3=82mm初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù)du=47mm ,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選 取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單歹J角接觸球軸承 7010c型.dDBd 2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C7.1:傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速飛,轉(zhuǎn)矩T3P3=2.39KWn3=60.04r/minT3 =355.30NI. m.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=143.21 mmF =2T32 355.30143.21 10，-4961.94NFr = Fttan Entan20o= 4961.94 o =1860.77Ncos13.86Fa = Ft tan =4961.94X 0.246734=1224.28N圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示： .初步確定軸的最小直徑先按課本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)課本 %1 表 141 取 Ao =112dmin = Aon3=38.17mm輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑錯誤！未找到引用源。與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中14-1式查得，式中：錯誤！未找到引用源。一聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（錯誤！未找到引用源。）錯誤！未找到引用源。一工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得，錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。一低速軸的轉(zhuǎn)矩（錯誤！未找到引用源。），335.30103N'Hiin因此：Ta=KaIIII -335.30 103 1.3 =435.89 103按照計算轉(zhuǎn)矩 錯誤！未找到引用源。應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn) 【2】中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7.2以及表7.1所示，圖7.2LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖表6.1LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸型號公稱轉(zhuǎn)矩TnN.m許用轉(zhuǎn)速n(r/min )軸孔直徑（d1、d2、dZ）軸孔長度mmD質(zhì)魚m/kg轉(zhuǎn)動慣量I/ kg ,m2Y型J、 J1、 Z型LL1LLX2560630025,22,2452385212050.00925,2862446230,32,35826082LX31250475030,32,35,3882608216080.02640,42,45,4811284112由上表可知，選取半聯(lián)軸器的孔徑 錯誤！未找到引用源。，故取錯誤！未找到引用源。半聯(lián)軸器長度L=112 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Li=84 mm 。7.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.21擬定軸上零件的裝配方案低速軸的裝配方案如下圖7.4所示，.82 赧 小 5G82.81 一- 361口I74 IABCD7.2.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。I -n軸段右端需制出一軸肩，故取n-m段的直徑dn_ci =+2hn = 40 + 2 x35 = 47 mm式中：錯誤！未找到引用源。 為軸H處軸肩的高度（mm,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中最后一 段查得定位軸肩的高度錯誤！未找到引用源。，故取錯誤！未找到引用源。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D擋圈=46mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度 Li=84 mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故I - n段的長度 應(yīng)比Li稍短一些，現(xiàn)取 錯誤！未找到引用源。 。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-30中參照工作要求并根據(jù) 錯誤！未找到引用 源。，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取 0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30310, 其基本尺寸資料如下表 7.2所示表7.2 30310型圓錐滾子軸承B27由上表可知該軸的尺寸為 錯誤！未找到引用源。，故錯誤！未找到引用源。 ；由于圓錐滾 子軸承采用脂潤滑， 得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油， 取右端封油環(huán)的長度 錯誤！未找到引 用源。，故圓整后，錯誤！未找到引用源。 。由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油。有上表6.2可知30310型軸承的定位軸肩高度錯誤！未找到引用源。，因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑 錯誤！未找到引用源。取軸IV處非定位軸肩軸肩的高度 錯誤！未找到引用源。，則與齒輪配合的軸段IV -V的直 徑小屈 4n浙二 50+2X15 = 53 nlmTUR 1 H軸口處定位軸肩的高度二伽41*5。皿=3525 mm故取錯誤！未找到引用源。，對封油環(huán)進(jìn)行定位，則軸段V1 -vn的直徑虹:=%=50+2X46 = 59 mm齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的右端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度:卜二（。颯縱峪 訓(xùn)剛）x瑜二臥珈R1 11 V考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取錯誤！未找到引用源。，則錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足取錯誤！未找到引用源。 輪轂的寬度 錯誤！未找到引用源。 為了使套筒端面可靠地壓緊齒 輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 錯誤！未找到引用源。取軸承端蓋的總寬度為 錯誤！未找到引用源。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸 承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 錯誤！未找到 引用源。（參考圖6.4）,故取錯誤！未找到引用源。取軸承蓋端的總寬度 錯誤！未找到引用源。，考慮到箱體的鑄造誤差以及 軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 S,取錯誤！ 未找到引用源。.已知滾動軸承寬度錯誤！未找到引用源。，齒輪2輪轂的寬度錯誤! 未找到引用源。，則Ipp；= T+s+a + & T ： H) = 29.25+8+ 16+(85- 82) = 56.25inm«56mm錯誤！未找到引用源。=61mm至此，經(jīng)過步驟已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖所示，并歸納為下表7.4.2所示，表7.4.2低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù) 符號軸的截面（mrmInmIVVVIVUVffl軸段長度l8246568266136軸段直徑d40475053625950軸肩圖度h一3.51.51.54.51.54.5一7.2.3 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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【11中表6-1按錯誤！未找到引用源。查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面 bx h=16mm x 10mm鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 L=70mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 錯誤！未找到引用源。；同樣，按錯誤！ 未找到引用源。查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面 bxh=12mrH 8mm建槽用鍵槽銃 刀加工，長為L=70mm半聯(lián)軸器與軸配合為錯誤！未找到引用源。；滾動軸承與 軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。7.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【11中表15-2查得，取軸端倒角為 錯誤！未找到引用源。，各軸 肩處的圓角半徑見圖6.4 o8.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.4）做出軸的計算簡圖（6.6圖）。在確定軸承的 支點位置時，應(yīng)從圓錐滾子軸承a值入手。對于30310型圓錐滾子軸承，由上表 6.2中可知a=23mm因此，作為簡支梁的軸的支承跨距錯誤！未找到引用源。， 根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖 7.5所示。Ft4= 3766NFr4= 1393N3CFa4= 942N'NV1 = Fa4. C 1 W111Fnh171FNV2121AFNH2Ft4= 3766NFNH1=2337NM MH=172938NFnh2=1429NFr4= 1393NF' NV1 = Fa4FNV1MV2=-2420NMHFa4= 942N MV1=103082NLLLJ-1MVM1 = 201246N )M2=172945NT=412350N*mm圖7.5低速軸的受力分析5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時，查機械設(shè)計手冊20-149表20.6-7.對于7010c型的角接觸球軸承，a=16.7mm,因此，做為簡支梁的軸的支承跨距L2 L3 = 114.8mm 60.8mm = 175.6mmL360.8FNH1 = Ft =4961.94 =1718NL2 L3175.6L,114 8Fnh 2 = Ft = 4961.94=3243NL2 L3175.6l .FaDF NV1Fr L32- =748NL2 L3Fnv 2 = Fr FnV1 二1860 -748 =1112NM H =172888.8N mmMV1 =FNV1L2 =748 114.8 =85870.4N mmMV2 =FnV2L3 = 748 60.8 =45478.4N mmM1 =$MH +MJ1 = J1728892 +858702 =193039N mmM2 =178770 N mm8.1 按彎扭校核軸的疲勞強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)文獻(xiàn)【11中15-5式查得，式中：錯誤！未找到引用源。一C截面的計算應(yīng)力（MPa錯誤！未找到引用源。 一折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 脈動循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P373應(yīng)取折合系數(shù)錯誤！未 找到引用源。錯誤！未找到引用源。一抗彎截面系數(shù)（mrm）,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4 按圓形截面查得W = -= （Md：-. = 0.1 X 533 = 14887,732 R 772012462+(0.6 X 412350)214887.7=21.42Mpa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)15-1查得表錯誤！未找到 引用源。因此錯誤！未找到引用源。故安全。8.2 精確校核軸的疲勞強度8.2.1 判斷危險截面截面A, n, m, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng) 力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A, H, m, B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng) 力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中 的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強 度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力 集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面 C也不必校核。截面VI和即顯然更 不必校核。根據(jù)文獻(xiàn)【11中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過 盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右兩側(cè)即可。8.2.2 分析截面VI左側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)：錯誤！未找到引用源?？古そ孛嫦禂?shù)：錯誤！未找到引用源。截面VI左側(cè)的彎矩M : 錯誤！未找到引用源。截面VI上的扭矩：錯誤！未找到引用源。截面上的彎曲應(yīng)力：錯誤！未找到引用源。截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：錯誤！未找到引用源。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【11中表15-1查得錯誤！未找到 引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 錯誤！未找到引用源。及錯誤! 未找到引用源。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-2查的。因錯誤！未找到引用源。，錯誤! 未找到引用源。，經(jīng)插值后可查得，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附3-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)，1= 1 + q© - 1) = 1 + 079 X (19 -1) = 171kT = l + qT(aT - 1) = 1 + 0.82 X (129 -1) = 1.24根據(jù)文獻(xiàn)【11中附圖3-2和附圖3-3查得尺寸系數(shù)：錯誤！未找到引用源。=0.76扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：錯誤！未找到引用源。軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【11中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù),%二除=093，根軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 錯誤！未找到引用源。 據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，Kff =0,85 。,93L 161.711 11 X - = 2,32510,76 0.93L24 1又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。于是，計算安全系數(shù) 錯誤！未找到引用源。值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8 式查得，仃7275S = 114JB4口 K. £425 X 7.64 + 0.1 X 0 -J155S 二7(q + 吸% 1,546 X + 0.05 X5s14,8 ysX 12,872Sca = i 二= 二=9.7261S父.4.87叮2.B72工故可知該低速軸安全。8.2.3 分析截面VI右側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)：錯誤！未找到引用源?？古そ孛嫦禂?shù)：錯誤！未找到引用源。截面VI右側(cè)的彎矩M 錯誤！未找到引用源。截面VI上的扭矩：錯誤！未找到引用源。截面上的彎曲應(yīng)力：錯誤！未找到引用源。截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：錯誤！未找到引用源。根據(jù)文獻(xiàn)【11中的附表3-8用插值法可求得，錯誤！未找到引用源。=3.01,并取錯誤！未找到引用源。軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【11中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù),%=/ = 093軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 錯誤！未找到引用源。，根 據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。于是，計算安全系數(shù) Q值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得,275 =14.64 3.09X6.08+0.1X0155127127 = 984 + 005 乂半 £SeaSSr 14.64 X 9.84-=8.17V14.642 + 9.842故可知該低速軸的截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。 由于該減速器沒有大的瞬 時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性， 故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設(shè)計 計算即告結(jié)束。8.3高速軸的設(shè)計及計算8.3.1 軸的材料的選擇由于高速軸轉(zhuǎn)速高，功率不大，故選最常用的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼,調(diào)質(zhì)處理。8.3.2軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【11中式15-2可初步估算軸的最小直徑,式中：錯誤！未找到引用源。 45鋼查得錯誤！未找到引用源。一最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3按因此:P3 高速軸的功率（KV* 由表 5.1 可知：P3 = 2.44KWr/min ),由表 5.1 可知：n3 =60.04r/mindmin =Ao 鼻'P3” ”上=38.17mm%由上知高速軸的直徑必須大于錯誤！未找到引用源。，分析知該軸最小處錯 誤！未找到引用源。接聯(lián)軸器。設(shè)計錯誤！未找到引用源。8.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計一、擬定軸上零件的裝配方案低速軸的裝配方案如下圖7.4所示,霸埼圖7.4低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配二、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的