熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器

湖南工業(yè)大學(xué) 機(jī) 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計 資 料 袋 機(jī)械工程 學(xué)院（ 系、部 ） 2011 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計 指導(dǎo) 教師 職稱 教授 學(xué)生姓名 專業(yè) 機(jī)械工程及自動化 班級 學(xué)號 題 目 熱處理車間傳送設(shè)備的 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 成 績 起止日期 2011 年 12 月 20 日 2012 年 01 月 03 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 1 張 2 課程設(shè)計說明書 1 本 3 裝配草圖 1 張 4 裝配圖 1 張 5 零件圖 2 張 課程設(shè)計任務(wù)書 2011 2012學(xué)年第 一 學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械工程及自動化 專業(yè) 班級 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計 設(shè)計題目： 熱處理車間傳送設(shè)備的 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 完成期限：自 2011 年 12月 20 日至 2012 年 01 月 03 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、 設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)： 工作條件： 用于傳送清洗零件，雙 班制 工作 ， 工作時有輕微震動， 使用年限 10年（其中軸承壽命為三年）。 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)下，獨立完成以下任務(wù)： （ 1） 減速機(jī)裝配圖 1張； 零件工作圖 23張； （ 2） 設(shè)計說明書 1份（ 60008000字）。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2011.12.20-2011.12.23 傳動系統(tǒng)總體設(shè)計 2011.12.24-2011.12.26 傳動零件的設(shè)計計算 2011.12.27-2012.01.02 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計 、整理說明書 2012.01.03 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 【 1】 濮良貴 ,紀(jì)明剛 . 機(jī)械設(shè)計 .8 版 . 北京 :高等教育出版社 ,2006. 【 2】 楊光 ,席偉光 ,李波 ,陳曉岑 .機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 .2版 .北京 :高等教育出版社 ,2010 【 3】 趙大興 .機(jī)械制圖 .2版 .北京 :高等教育出版社 ,2009 【 4】 朱理 .機(jī)械原理 .2 版 .北京 :高等教育出版社 ,2010 【 5】 徐雪林 .互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) .2版 .長沙 :湖南大學(xué)出版社 ,2010 【 6】 劉鴻文 .材料力學(xué) .5版 .北京 :高等教育出版社 ,2011 【 7】 毛謙德 ,李振清 .袖珍機(jī)械設(shè)計師手冊 .3 版 .北京 :機(jī)械工業(yè)出版社 ,2007 指導(dǎo)教師 （簽字）： 年 月 日 系（教研室） 主任（ 簽字）： 年 月 日 題號 2卷筒直徑D / m m 330運(yùn)輸帶速度v / ( m / s ) 0.75運(yùn)輸帶所需扭矩、（N . m ） 370 機(jī) 械 設(shè) 計 設(shè)計說明書 熱處理車間傳送設(shè)備的 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 起止日期： 2011 年 12 月 20 日 至 2012 年 01 月 03 日 機(jī)械工程學(xué)院（部） 2012 年 01 月 03 日 學(xué)生姓名 班級 學(xué)號 成績 指導(dǎo)教師 (字 ) 目錄 1 傳動方案設(shè)計 . 1 1.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容 . 1 1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù) . 1 1.3 課程設(shè)計的工作條件 . 2 2 電動機(jī)的選擇 . 3 2.1 選擇電動機(jī)的類型 . 3 2.2 選擇電動機(jī)的容量 . 3 2.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 . 4 3 確定總傳動比及分配各級傳動比 . 5 3.1 傳動裝置的總傳動比 . 5 3.2 分配傳動比 . 5 3.3 各軸的轉(zhuǎn)速計算 . 5 3.4 各軸輸入功率計算 . 5 3.5 各軸輸入扭矩計算 . 6 4 V 帶傳動的設(shè)計計算 . 7 4.1 電動機(jī)所需功率 Pca 和滿載轉(zhuǎn) 速 nm . 7 4.2 帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1、 dd2； . 7 4.3 驗算帶速 . 7 4.4 中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度 Ld . 7 4.5 小帶輪包角 1； . 8 4.6 帶的根數(shù) Z； . 8 4.7 單根 v 帶初拉力 . 8 4.8 軸壓力 Fp； . 8 5 斜齒輪傳動的設(shè)計計算 . 9 5.1 材料的選擇、齒數(shù)的選擇 . 9 5.2 高速斜齒輪強(qiáng)度計算 . 9 5.3 低速斜齒輪強(qiáng)度計算 . 13 5.4 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 16 6 軸系零件的設(shè)計計算 . 19 6.1 高速軸的設(shè)計及計算 . 19 6.2 低速軸的設(shè)計及計算 . 27 6.3 中間軸的設(shè)計及計算 . 34 7 軸承的壽命校核 . 37 7.1 高速軸承的壽命校核 . 37 7.2 低速軸承的壽命校核 . 38 8 鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算 . 40 8.1 普通平鍵的強(qiáng)度條件 . 40 8.2 高速軸上鍵的校核 . 40 8.3 低速軸上鍵的校核 . 40 9 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇 . 41 9.1 齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇 . 41 9.2 滾動軸承的潤滑方式 及潤滑劑的選擇 . 41 9.3 密封方式的選擇 . 42 10 減速器箱體及附件的設(shè)計 . 43 10.1 減速器箱體的設(shè)計 . 43 10.2 減速器附件的設(shè)計 . 44 11 設(shè)計總結(jié) . 46 12 參考文獻(xiàn) . 47 1 1 傳動方案設(shè)計 1.1 課程設(shè)計的 設(shè)計 內(nèi)容 帶傳動平穩(wěn)、吸震且能器過載保護(hù)作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動和運(yùn)輸帶之間布置一臺二級斜齒輪減速器， 軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動機(jī)構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖 1-1所示。 圖 1-1雙級斜齒圓柱齒輪減速器 1-電動機(jī)； 2-傳動帶； 3-減速器； 4-聯(lián)軸器； 5-卷軸； 6-運(yùn)輸帶 1.2 課程設(shè)計的 原始 數(shù)據(jù) 已知條件： 運(yùn)輸帶的 扭矩 ： T=370N m； 運(yùn)輸帶的工作速度： v=0.75m/s； 卷筒直徑： D=330mm； 123456 2 使用壽命： 10年，每年工作日 300天 ， 3班制，每班 8小時 。 1.3 課程設(shè)計的工作條件 設(shè)計要求： 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)，載荷平穩(wěn)； 制造情況：小批量生產(chǎn)。 3 2 電動機(jī)的選擇 2.1 選擇 電動機(jī)的類型 按 按照設(shè)計要求以及工作條件， 選用 一般 Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓為 380V。 2.2 選擇電動機(jī)的容量 2.2.1 工作 機(jī)所需 的有效 功率 由文獻(xiàn) 【 6】 中 3.1式 得 式中： P 工作機(jī)所需的有效功率（ KW） T 運(yùn)輸帶所需扭矩（ N m） n 運(yùn)輸帶的轉(zhuǎn)動速度 推出 p = 9550 2.2.2 電動機(jī)的輸出功率 卷筒軸工作的轉(zhuǎn)速， 傳動裝置總效率， 其中，根據(jù)文獻(xiàn)【 2】中 查得 傳動裝置總效率 v帶效率 ， 滾動軸承 （一對） 效率， 齒輪 傳動效率， 彈性 聯(lián)軸器效率 ， 卷筒效率， n9550T Pw 0 . 7 5 6 0 1 0 0 0n 4 3 . 4 2 / m i nd 3 . 1 4 3 3 0v r 5 2 5 2p z c l j 0 . 9 2 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 7 4 3 p p 0.92z z 0.98c 0.97c l 0.99l j 0.96j 4 = 9550 = 370 43.429550 = 1.68 故： 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)的功率稍大于 即可，根據(jù)文獻(xiàn)【 2】中表 8-53 所示 Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機(jī)的額定功率 。 . 2.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇常用的；兩種同步轉(zhuǎn)速： 1500r/min 和 1000r/min，以便比較。 根據(jù)電動機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查表 8-53確定電動機(jī)的型號為 Y100L2-4或 Y132S-6。 傳動系統(tǒng)的 總傳動比為 i = 式中 電動機(jī)的滿載效率； 卷筒轉(zhuǎn)動皮帶結(jié)構(gòu)輸入轉(zhuǎn)速。 根據(jù)文獻(xiàn)【 2】中表 8-53所示 Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表 2-1 表 2-1電動機(jī)數(shù)據(jù) 根據(jù)文獻(xiàn)【 2】中表 4-1查的 V帶傳動比 i=2-4,表 4-2查的 二級 展開式圓柱 齒輪傳動比i=7.1-50,則總傳動比 i =14.2-100,兩類電動機(jī)都滿足條件，但是方案 1 轉(zhuǎn)速高，電動機(jī)的價格低，而且傳動比也比較合適，所以選用方案 1。 wd 1 . 6 8 2 . 2 60 . 7 4 3PP K w dP3cdP KW方案 額定功率 /kw 同步轉(zhuǎn)速/(r/min) 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 總傳動比1 3 1500 1420 32.7 2.22 3 1000 960 22.1 2額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 5 3 確定 總傳動比及 分配各級 傳動比 3.1 傳動裝置的 總傳動比 式中： 總傳動比 電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 （ r/min） 3.2 分配傳動比 帶傳動的傳動比取為 1=3,則減速器的總傳動比為 則雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 低速級傳動比 為 3.3 各軸的轉(zhuǎn)速計算 3.4 各軸輸入功率計算 w1420 3 2 . 7 0n 4 3 . 4 2mZni zimn13 2 . 7 0 1 0 . 9 03zjii i 2 1 .3 3 .7 6jii3i322.90jii i11420 / m i n 4 7 3 . 3 3 / m i n3mnn r ri 24 7 3 . 3 3 / m i n 1 2 5 . 8 9 / m i n3 . 7 6nn r ri 31 2 5 . 8 9 / 4 3 . 4 1 / m i n2 . 9 0nn n r m i n ri dp 2 . 2 6 0 . 9 2 2 . 0 8P P k w zc 2 . 0 8 0 . 9 8 0 . 9 7 1 . 9 7P P k w 6 3.5 各軸輸入扭矩計算 將結(jié)果列入表 3-1中 ，以便查用。 表 3-1各軸運(yùn)動和動力參數(shù) zc 1 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 7 1 . 8 7P P k w zl 1 . 8 7 0 . 9 8 0 . 9 9 1 . 8 1P P k w 2 . 0 89 5 5 0 9 5 5 0 4 1 . 9 64 7 3 . 3 3T P n N m N m 1 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 1 4 9 . 4 41 2 5 . 8 9PT N m N mn 1 . 8 79 5 5 0 9 5 5 0 4 1 1 . 3 84 3 . 4 1PT N m N mn 1 . 8 19 5 5 0 9 5 5 0 3 9 8 . 2 14 3 . 4 1PT N m N mn 軸號 轉(zhuǎn)速 n ( r / m i n ) 功率P / k w 扭矩T / ( N m ) 473.33 2.08 41.96 125.89 1.97 149.44 43.41 1.87 411.38 43.41 1.81 398.21 7 4 V 帶傳動的設(shè)計計算 4.1 電動機(jī)所需功率 Pca 和滿載轉(zhuǎn)速 nm 由文獻(xiàn)【 1】表 8-7查得工作情況系數(shù) KA=1.4,故 Pca=KAP1=4.2kw， nm=1420r/min，傳動比 i=3，每天工作 16個小時 4.2 帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1、 dd2； 由文獻(xiàn)【 1】中圖 8-11得基準(zhǔn)直徑 dd1=80-100mm,且 V帶帶型為 A； 得 dd2=idd1=240-300mm； 取 dd1=90mm，得 dd2=270mm 4.3 驗算帶速 驗算得 v在 5-25m/s 內(nèi)，故帶速合適。 4.4 中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度 Ld 由文獻(xiàn)【 1】中式 8-20 得 得 ；取 由文獻(xiàn)【 1】式 8-22 計算所需的基準(zhǔn)長度 由 文獻(xiàn)【 1】 表 8-2選帶的基準(zhǔn)長度 Ld=1600mm。 按 文獻(xiàn)【 1】 式 8-23 計算實際中心距 a。 smndv md /69.6100060 142090100060 1 )(2)(7.0 21021 dddd ddadd 720252 0 a 0 500a mm2210 0 1 202()2 ( )24( 2 7 0 9 0 ) 2 5 0 0 ( 9 0 2 7 0 )2 4 5 0 01 5 8 1 . 7ddd d dddL a d damm 00 1 6 0 0 - 1 5 8 1 . 7( 5 0 0 ) 5 0 922ddLLa a m m m m 8 4.5 小帶輪包角 1； 由文獻(xiàn)【 1】式 8-7計算輪包角 1為 4.6 帶的根數(shù) Z； 4.6.1 單根 V 帶的額定功率 Pr： 由 dd1=90mm和 nm=1420r/min,查 文獻(xiàn)【 1】中表 8-4a得 P0=1.05kw 查文獻(xiàn)【 1】中 表 8-4b 查的 P0=0.17kw； 查 文獻(xiàn)【 1】中 表 8-5得 K =0.95；查 文獻(xiàn)【 1】中 表 8-2得 KL=0.96； 于是： 4.6.2V 帶的根數(shù) Z V帶的根數(shù) Z為： 取 4根 4.7 單根 v 帶初拉力 由文獻(xiàn)【 1】中表 8-3得 A型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.10kg/m,所以單根 v帶的初拉力的最小值（ F0） min為： 對于新安裝的 V帶，初始拉力應(yīng)為 1.5（ F0） min=1.5132.5 = 198.7N。 4.8 軸壓力 Fp； 軸壓力的最小值為 1 2 15 7 . 3 5 7 . 31 8 0 ( ) 1 8 0 ( 2 7 0 9 0 ) 1 5 9 . 7 4 9 0509dddd a 00( ) ( 1 . 0 5 0 . 1 7 ) 0 . 9 5 0 . 9 6 1 . 1 2rLP P P K K K w K w 4 . 2 3 . 7 51 . 1 2carPz P 220 m i n ( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 9 5 ) 4 . 2( ) 5 0 0 5 0 0 0 . 1 0 6 . 6 9 1 3 2 . 50 . 9 5 4 6 . 6 9caKPF q v N NK z v 1m i n 0 m i n 1 5 9 . 7( ) 2 ( ) s i n 2 4 1 9 8 . 7 s i n 1 5 6 5 . 522pF z F N N 9 5 斜齒輪 傳動的設(shè)計計算 5.1 材料的選擇 、齒數(shù)的選擇 傳送設(shè)備為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級精度（ GB 10095 88）。 5.1.1 材料的選擇 由參考文獻(xiàn)【 1】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，二者材料硬度差為 40HBS。 5.1.2 齒數(shù) 高速級選小齒輪的齒數(shù) z1 = 24,大齒輪齒數(shù) z2 = 3.7624 = 90.24 故取 z2 = 90。 低速級選小齒輪的齒數(shù) z3 = 24，大齒輪齒數(shù) z4 = 2.9024 = 69.6 故取 z4 = 70。 5.1.3 選取螺旋角 初選螺旋角 = 14。 5.2 高速斜齒輪強(qiáng)度計算 5.2.1 按齒面接觸強(qiáng)度計算 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 10-21式進(jìn)行試算，即 5.2.1.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選 Kt=1.6 2） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-30選取區(qū)域系數(shù) = 2.433。 3） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-26查的 1 = 0.78， 2 = 0.87，則 = 1 +2 = 1.65 4） 由文獻(xiàn)【 1】表 10-7查得因大小齒面均為硬齒面，故宜選用稍小的齒寬系數(shù)，先取d = 0.8。 5） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-21d查得 Hlim1 = 600MPa,Hlim2 = 550MPa 。 6） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1 = 95.5105Pn =95.51052.08473.33 = 4.196104 Nmm 7） 由文獻(xiàn)【 1】表 10-6查得材料彈性影響系數(shù) ZE =189.8 MPa12 。 2t1312 1 HEtdHKT ZZudu 10 8） 由文獻(xiàn)【 1】式 10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1 = 60n1jLh = 604731(28300 10) = 1.36109 N2 = 1.361093.76 = 3.62108 9） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 10）由文獻(xiàn)【 1】式 10-12，計算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率 1%，安全系數(shù) S=1） H1 = KHN1Hlim1S = 0.92600 = 552MPa H2 = KHN2Hlim2S = 0.98550 = 539Mpa H = H1 +H22 = 552+5392 = 545.5Mpa 5.2.1.2計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 1,由計算公式得 1 21.64.1961040.81.65 4.763。 76 (2.433189.8545.5 )23 mm = 44.97mm 2)計算圓周速度。 V = 11601000 = 44.97473.33601000 = 1.11 3)計算齒寬 b及模數(shù) 。 b = 1 = 0.844.97 = 35.98 = 11= 44.971424 = 1.81 h = 2.25 = 2.251.81 = 4.09 = 35.984.09 = 8.79 4)計算縱向重合度 。 = 0.3181 = 0.3180.82414 = 1.522 5）計算載荷系數(shù) K。 120 . 9 2 , 0 . 9 8H N H NKK 11 已知使用系數(shù) = 1.25，根據(jù) v = 1.13 ， 7級精度，由文獻(xiàn)【 1】圖 10-8查得動載系數(shù) = 1.05；由文獻(xiàn)【 1】表 10-4查得 kH的值為 1.289； 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-13查得 kF=1.25；由文獻(xiàn)【 1】表 10-3查得 kH = kF=1.2 故載荷系數(shù)： K = KAKVKHKH = 1.251.051.21.289 = 2.03 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（ 10-10a）得 1 = 13 = 44.97 2.031.63 mm = 48.68mm 7）計算模數(shù) 。 = 11= 48.681424 = 1.97 5.2.2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由文獻(xiàn)【 1】式（ 10-17） 21212 3 5.2.2.1確定計算系數(shù) 1） 計算載荷系數(shù)。 K = KAKVKFKF = 1.251.051.21.25 = 1.97 2） 根據(jù)縱向重合度 = 1.522，由 文獻(xiàn)【 1】圖 10-28查得螺旋角影響系數(shù) = 0.88。 3）計算當(dāng)量齒數(shù)。 1 = 1cos3 = 24314 = 26.27 2 = 2cos3 = 90314 = 98.52 4）查取齒形系數(shù)。 由文獻(xiàn)【 1】表 10-5查得 1 = 2.592； 2 = 2.183 5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn)【 1】表 10-5查得 1 = 1.596； 2 = 1.789 6） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380Mpa； 7）由文獻(xiàn)【 1】圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85， KFN2=0.88； 12 8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（ 10-12） F1 = KFN1FE1S = 0.855001.4 MPa = 303.57 F2 = KFN2FE2S = 0.883801.4 MPa = 238.86MPa 9）計算大、小齒輪的 并加以比較。 111= 2.5921.596303.57 = 0.01363 222= 2.1831.789238.86 = 0.01635 大齒輪的數(shù)值大 （ 2）設(shè)計計算 = 21.974.1961040.88(14)20.82421.65 0.016353 = 1.43 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù) mn大于 由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 mn = 2.0mm，已滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度 觸強(qiáng)度 ，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的的 分度圓直徑 d1=48.68mm 來算出應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 1 = 1cos= 48.68cos142.0 = 23.6 取 1 = 24，則 2 = 3.7624 = 90。 5.2.3 幾何尺寸計算 5.2.3.1計算中心距 a = (1:2)2 = (24:90)2214 = 117.49 將中心距 圓 整為 118mm 5.2.3.2按圓整后的中心距修正螺旋角 = arccos（ z1:z2） mn2a = arccos（ 24:90） 22118 = 142832 因 值改變不多，故參數(shù) 、 K、 ZH等不必修正 。 5.2.3.3計算大小齒輪的分度圓直徑 1 = 1 = 242142832 = 49.7 2 = 2 = 902142832 = 186.3 5.2.3.4計算齒輪寬度 13 b = 1 = 0.849.7mm = 39.7mm 圓整后取 2 = 40； 1 = 45。 5.3 低速斜齒輪強(qiáng)度計算 5.3.1按齒面接觸強(qiáng)度計算 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 10-21式進(jìn)行試算，即 5.3.1.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選 Kt=1.6 2） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-30選取區(qū)域系數(shù) = 2.433。 3） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-26查的 3 = 0.78， 4 = 0.87，則 = 3 +4 = 1.65 4） 由文獻(xiàn)【 1】表 10-7查得因大小齒面均為硬齒面，故宜選用稍小的齒寬系數(shù)，先取 d = 0.8。 5） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-21d查得 Hlim3 = 600MPa,Hlim4 = 550MPa 。 6） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T2 = 95.5105Pn= 95.51051.97125.89 = 1.49105 Nmm 7） 由文獻(xiàn)【 1】表 10-6查得材料彈性影響系數(shù) ZE =189.8 MPa12 。 8） 由文獻(xiàn)【 1】式 10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N3 = 60n2jLh = 60126 1(2830010) = 3.63108 N4 = 3.631082.90 = 1.25108 9）由文獻(xiàn)【 1】圖 10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 10）由文獻(xiàn)【 1】式 10-12，計算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率 1%，安全系數(shù) S=1） H3 = KHN3Hlim3S = 0.94600 = 564MPa H4 = KHN4Hlim4S = 0.97550 = 534Mpa H = H3 +H42 = 564+5342 = 549Mpa 5.3.1.2計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 1,由計算公式得 2t2332 1 HEtdHKT ZZudu 340 . 9 4 , 0 . 9 7H N H NKK 14 3 21.61.491050.81.65 3.902.9 (2.433189.8549 )23 mm = 70.05mm 2)計算圓周速度。 V = 32601000 = 70.05126601000 = 0.46 3)計算齒寬 b及模數(shù) 。 b = 3 = 0.870.05 = 56.04 = 33= 70.051424 = 2.83 h = 2.25 = 2.252.83 = 6.37 = 56.046.37 = 8.80 4)計算縱向重合度 。 = 0.3183 = 0.3180.82414 = 1.522 5）計算載荷系數(shù) K。 已知使用系數(shù) = 1.25，根據(jù) v = 0.46 ， 7級精度，由文獻(xiàn)【 1】圖 10-8查得動載系數(shù) = 1.03；由文獻(xiàn)【 1】表 10-4查得 kH的值為 1.290； 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-13查得 kF=1.25；由文獻(xiàn)【 1】表 10-3查 得 kH = kF=1.2 故載荷系數(shù)： K = KAKVKHKH = 1.251.031.21.290 = 1.99 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（ 10-10a）得 3 = 33 = 70.05 1.991.63 mm = 75.3mm 7）計算模數(shù) 。 = 31= 75.31424 = 3.04 5.3.2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由文獻(xiàn)【 1】式（ 10-17） 22232 3 15 5.3.2.1確定計算系數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K = KAKVKFKF = 1.251.031.21.25 = 1.93 2） 根據(jù)縱向重合度 = 1.522，由 文獻(xiàn)【 1】圖 10-28查得螺旋角影響系數(shù) = 0.88。 3）計算當(dāng)量齒數(shù)。 3 = 3cos3 = 24314 = 26.27 4 = 4cos3 = 70314 = 76.63 4）查取齒形系數(shù)。 由文獻(xiàn)【 1】表 10-5查得 3 = 2.592； 4 = 2.228 5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn)【 1】表 10-5查得 3 = 1.596； 4 = 1.762 6） 由文獻(xiàn)【 1】圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE3=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE4=380Mpa； 7）由文獻(xiàn)【 1】圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN3=0.88， KFN4=0.90； 8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（ 10-12） F3 = KFN3FE3S = 0.885001.4 MPa = 314.29 F4 = KFN4FE4S = 0.903801.4 MPa = 244.29MPa 9）計算大、小齒輪的 并加以比較。 333= 2.5921.596314.29 = 0.01362 444= 2.2281.762244.29 = 0.01607 大齒輪的數(shù)值大 5.3.2.1設(shè)計計算 16 = 21.931.491050.88(14)20.82421.65 0.016073 = 2.20 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 mn = 2.5mm，已滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度觸強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的的分度圓直徑 d3=75.30mm 來算出應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 3 = 3cos= 75.30cos142.5 = 29.2 取 3 = 30，則 4 = 2.9030 = 87。 5.3.3幾何尺寸計算 5.3.3.1計算中心距 a = (3:4)2 = (30:87)2.5214 = 150.72 將中心距圓整為 151mm 5.3.3.2按圓整后的中心距修正螺旋角 = arccos（ z3:z4） mn2a = arccos（ 30:87） 2.52151 = 142433 因 值改變不多，故參數(shù) 、 K、 ZH等不必修正 。 5.3.3.3計算大小齒輪的分度圓直徑 3 = 3 = 302.5142433 = 77.4 4 = 4 = 872.5142433 = 224.6 5.3.3.4計算齒輪寬度 b = 3 = 0.877.4mm = 61.9mm 圓整后取 4 = 65； 3 = 70。 5.4 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由高速級齒輪設(shè)計數(shù)據(jù)，根據(jù)文獻(xiàn)【 4】表 7.7可 對 高速斜齒圓柱齒 輪 的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下表5-1所示 名稱 符號 計算公式 小齒輪 大齒輪 螺旋角 傳動比 齒數(shù) 基圓螺旋角 法面模數(shù) 14 2832 i 2 3.76i z1 24z 2 90z b a r c t a n t a n c o s a r c t a n 0 . 2 5 8 2 c o s 2 0 3 1 83 10bt nm 2.0nm mm 17 端面模數(shù) 法面壓力角 端面壓力角 法面齒距 端面齒距 法面基圓 齒距 法面齒頂 高系數(shù) 法面頂隙 系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 標(biāo)準(zhǔn)中心距 齒寬 結(jié)構(gòu)形式 一般式 腹板式 表 5-1高速斜齒圓柱齒的結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸 由低速級齒輪設(shè)計數(shù)據(jù)，根據(jù)文獻(xiàn)【 4】表 7.7 可對 低速斜齒圓柱齒 的結(jié) 構(gòu)設(shè)計如下表5-2所示 名稱 符號 計算公式 小齒輪 大齒輪 螺旋角 傳動比 齒數(shù) 基圓螺旋角 法面模數(shù) tm 2 . 02 . 0 6 6c o s c o s 1 4 2 8 3 2 nt mm m m n 20 nt t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 3 6 6 c o s c o s 1 4 2 8 3 2 nt nP 2 . 0 6 . 2 8 2nnP m m m tP 2 . 0 6 6 6 . 4 9 0ttP m m m bnP c o s 6 . 2 8 2 c o s 2 0 5 . 9 0 3b n n nP P m m *anh * 1anh*nc * 0.25ncd1 49.7d mm 2 186.3d mmbd11c o s 4 6 . 5 2 2btd d m m 22c o s 1 7 1 . 5 7 8btd d m mah * 2 . 0 1 2 . 0a n a nh m h m m fh * 2 . 0 1 0 . 2 5 2 . 5 0f n a n nh m h c m m ad11 2 5 3 . 7aad d h m m 22 2 1 9 0 . 3aad d h m m fd 11 2 4 4 . 7ffd d h m m 22 2 1 8 1 . 3ffd d h m m a 1 2 1 212 1182 2 2 c o snm z z m z zdda m m b1 45b mm 4 40b mm 14 24 33 i 3 2.90i z3 30z 4 87z b a r c t a n t a n c o s a r c t a n 0 . 2 5 6 9 c o s 2 0 3 1 43 19bt nm 2.5nm mm 18 端面模數(shù) 法面壓力角 端面壓力角 法面齒距 端面齒距 法面基圓 齒距 法面齒頂 高系數(shù) 法面頂隙 系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 標(biāo)準(zhǔn)中心距 齒寬 結(jié)構(gòu)形式 一般式 腹板式 表 5-2低速斜齒圓柱齒的結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸 tm 2 . 52 . 5 8 1c o s c o s 1 4 2 4 3 3 nt mm m m n 20 nt t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 3 5 4 8 c o s c o s 1 4 2 4 3 3 nt nP 2 . 5 7 . 8 5 3nnP m m m tP 2 . 5 8 1 8 . 1 0 8ttP m m m bnP c o s 7 . 8 5 3 c o s 2 0 7 . 3 7 9b n n nP P m m *anh * 1anh*nc * 0.25ncd3 77.4d mm 4 224.6d mmbd33c o s 7 2 . 4 5 3btd d m m 44c o s 2 1 0 . 2 4 4btd d m mah * 2 . 5 1 2 . 5a n a nh m h m m fh * 2 . 5 1 0 . 2 5 3 . 1 2 5f n a n nh m h c m m ad33 2 8 2 . 4aad d h m m 44 2 2 2 9 . 6aad d h m m fd33 2 7 1 . 1 5ffd d h m m 44 2 2 1 8 . 3 5ffd d h m m a 3 4 3 434 1512 2 2 c o snm z z m z zdda m m b3 70b mm 4 65b mm 19 6 軸系零件的設(shè)計計算 6.1 高速軸的設(shè)計及計算 6.1.1 軸上的功率 、轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩的計算 由前面計算所得 P = 2.08 = 473.33r/min = 41.96Nm 6.1.2 求作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計中得到 高 速級 小 齒輪的分度圓直徑為 1 = 49.7 而 = 21= 241.96100049.7 = 1689N = = 1689 tan20cos142832 = 635 = tan = 3663tan142832 = 436 圓周力、徑向力 、軸向力 的方向如（圖 6-3）所示。 6.1.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為 45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【 1】中的表 15-3，取 ，于是就有 輸入軸的最小直徑應(yīng)該安裝 V帶輪處，為了使軸直徑 d ； 與 V帶輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取 V帶輪的型號。根據(jù)文獻(xiàn) 【 8】 中表 15-14查得帶輪的孔徑 d ； ： d ； = 25mm 由 文獻(xiàn)【 1】 表 8-10 中可得 e=15 0.3mm、 f=9mm（圖 6-2） ， 所以由求帶輪寬的公式 B=（ z-1） e+2f 可得帶輪的寬為： B = (z1)e+2f = (41)15+29 = 63mm 0A 11233m i n 0 2 . 0 81 1 2 1 8 . 34 7 3 . 3 3pd A m m m mn 20 圖 6-2輪槽截面 6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.1.4.1擬定軸上零件的裝配方案 由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，故采用下圖（圖 6-1）示裝配方案 圖 6-1高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配 6.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。 1） 滿足帶輪的軸向定位要求。 -軸段右端需制出一軸肩，故取 -段的直徑 d ； = d ； +2h = 25+22.5 = 30m 21 式中： h 軸處軸肩的高度（ mm），根據(jù)文獻(xiàn) 1中 P364中查得定位軸肩的高度 h = (0.070.1)d ； = (0.070.1)25 = 1.752.5mm，故取 h = 2.5mm。 左端用軸端擋圈定位 。 V帶輪與軸配合的轂孔的長度 L = 63mm，為了保證軸端擋圈只壓在 V帶輪上而不是壓在軸的端面上，故 -段的長度應(yīng)比 L稍短一些，現(xiàn)取 l ； = 61mm。 2） 初 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) 【 7】 中表 12-24中參照工作要求并根據(jù) d ； = 30mm，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 332/32， 其尺寸為 故 d ； = d ； = 32mm；而 ； = 26+11 = 37mm， 11mm為擋油環(huán)的長度 。 L ； = 26+11 = 37mm， 11mm為擋油環(huán)的長度。 左右兩個滾動軸承都采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得 332/32型軸承的定位軸肩高度 h=3mm，因此，取 d ； = d ； = 38mm 3） 根據(jù) d ； = d ； = 38mm，要想能順利裝入齒輪必須大于 38mm， 取 d ； = 40mm，根據(jù) 文獻(xiàn)【 1】表 6-1查的鍵高 h = 8mm,齒輪開的鍵槽為 4mm， 因為 40+4 = 44mm略小于齒根圓直徑 1 = 44.7mm， 顯然不能使用鍵， 所以齒輪應(yīng)該跟軸做成一體的齒輪軸。由前面齒輪設(shè)計知小齒輪的齒寬為 45mm，所以 ； = 45mm，齒輪兩端需要開退刀槽，取規(guī)格為5 3mm。 4） 取軸承端蓋的總寬度為 20mm。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 V帶輪右端面間的距離 30mm，故取 l ； = 50mm。 5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為 18mm,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，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取 8mm， 則 。 。 6.1.4.3軸上零件的周向定位 V帶輪與軸的周向定位采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn) 【 1】 中表 6-1按 查得 V帶輪與軸連接的平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 ， V帶輪與軸配合為 76；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。 6.1.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中表 15-2查得，取 左 軸端倒角為 ， 取右軸端倒角為 各軸肩處的圓角半徑見圖 6-1。 6.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 6-1）做出軸的設(shè)計簡圖（圖 6-3）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從圓錐滾子軸承 值入手。對于 332/32型圓錐滾子軸承，由 文獻(xiàn) 【 7】 中表 12-24中可知。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 。 6.1.5.1計算軸水平面的彎矩 3 2 6 5 2 6d D T m m m m m m 1 8 8 5 1 1 1 0L m m - 8 1 8 3 2 . 5 3 5 2 0 2 . 5 5 1 1 9 5L m m - I IId87 b h m m m m 50L mm1 45 1.2 45a16.6a mm 1 4 3 5 8 2 0 1m m m m m m 22 1 + 2 = = 1689N 1 (143+58) 58 = 0 解得 1 = 487.4, 2 = 1201.6 = 1 143 = 487.4143 = 69641 mm 6.1.5.2計算軸垂直面的彎矩 = 1 2 = 43649.7 2 = 40834.6 1 + 2 + = = 635N (97+143) + 1 143 2 58 = 0 解得 1 = 2084, 2 = 1153.5 1 = 2 58 = 1153.558 = 66903 mm 2 = 1 + = 66903+10834.6 = 77738.6 mm 3 = 97 = 1565.597 = 151853.5 mm 6.1.5.3計算軸的總彎矩 1 = 2 +12 = 696412 +669032 = 96570 2 = 2 +22 = 696412 +77737.62 = 104370 3 = 3 = 151853.5 mm 6.1.5.4計算軸的扭矩 由前面知 T = = 41960Nmm 由以上數(shù)據(jù)，根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 6-2所示。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面處的 、 以及 的值列于表（表 6-2）。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 彎矩 M 總彎矩 1 = 2 +12 = 696412 +669032 = 96570 2 = 2 +22 = 696412 +77737.62 = 104370 3 = 3 = 151853.5 mm 扭矩 T 表 6-1高速軸上的載荷分布 CC HM VM M124 8 7 . 4 , 1 2 0 1 . 6N H N HF N F N12- 2 0 8 4 , 1 1 5 3 . 5N V N VF N F N69641HM N m m1236 6 9 0 3 ,7 7 7 3 7 . 71 5 1 8 5 3 . 5VVVM N m mM N m mM N m m41960T N mm 23 圖 6-3軸的載荷分析圖 6.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中式 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)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取 ，軸的計算應(yīng)力 ATFNV1FNV1 FNH1FtF rF aFNH2FNV2BC D5814397FtFNH1FNH2FPMHF rFNV2FNV1FPFNV1=F aMV1MV2MVMT(a)(b)(c)(d)(e)MV3M1M2TMH6.0 22 22231 0 4 3 7 0 ( 0 . 6 4 1 9 6 0 ) 3 2 . 7 7 6 00 . 1 3 2cMT M P a M p a M p aW 24 前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【 1】的表 15-1查得 。因此，所以次軸是安全的 6.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 6.1.7.1判斷危險截面 截面 A受扭矩和彎矩，但是彎矩不是很大，雖有鍵槽，但是由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，且選帶輪孔徑時再次略有擴(kuò)大了軸的直徑，所以 A 截面不需要校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度影響來看，截面 B和 D處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載的情況來看，截面 B上的應(yīng)力也是最大的，但是 IV截面的彎曲應(yīng)力也比較大，也有過盈配合，而且還有軸肩對起疲勞強(qiáng)度的削弱、其左端的直徑在此軸里也算是交小軸，所以可以看出 IV截面是此軸最危險截面。其他齒輪因為與軸為一體的，且其直徑也很大，雖然彎矩也比較大，可以不需校核。 VII、 VIII、 IX、 不受扭矩，顯然不需要校核。所以只需校核IV 截面兩側(cè)即可。 6.1.7.2 分析截面 IV 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)： 抗扭截面系數(shù)： 截面 IV左側(cè)的彎矩 M： 截面 IV上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù) 文獻(xiàn)【 1】 中表 15-1查得 ， ，。 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的附表 3-8用插值法可求得， ，并取 并取 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)， 1 6 0 M Pa 1ca3 3 30 . 1 0 . 1 3 2 3 2 7 6 . 8I I I I VW d m m 3 3 30 . 2 0 . 2 3 2 6 5 5 4T I I I I VW d m m 3 2 21 4 3 9 . 4 1 4 3 9 . 4) 1 5 1 8 5 3 . 5 1 0 4 3 7 0 )1 4 3 1 4 31 0 4 3 7 0 1 4 8 7 3 2M M M MN m m （ （41960IT N m m148732 4 5 . 43 2 7 6 . 8b M M P aW 41960 6 . 46554IT TT M P aW 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa2.136k 0 . 8 0 . 8 2 . 1 3 6 1 . 7 0 9kk 0 .9 3 25 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù) ，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)， ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 故可知該低速軸安全 6.1.7.3截面 IV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)： 抗扭截面系數(shù)： 截面 IV右側(cè)的彎矩 M： 截面 IV上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 1 q1 1 1 11 2 . 1 3 6 1 2 . 2 1 10 . 9 3 1qkK 1 1 1 11 1 . 7 0 9 1 1 . 7 8 40 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 2 . 7 32 . 2 1 1 4 5 . 4 0 . 1 0amS K 1 155 2 7 . 0 76 . 4 6 . 41 . 7 8 4 0 . 0 522amS K 2 2 2 22 . 7 3 2 7 . 0 7 2 . 7 1 1 . 52 . 7 3 2 7 . 0 7SSSSS 3 3 30 . 1 0 . 1 3 8 5 4 8 7 . 2 I V VW d m m3 3 30 . 2 0 . 2 3 8 1 0 9 7 4 . 4 T I I I I VW d m m3 2 21 4 3 9 . 4 1 4 3 9 . 4) 1 5 1 8 5 3 . 5 1 0 4 3 7 0 )1 4 3 1 4 31 0 4 3 7 0 1 4 8 7 3 2M M M MN m m （ （41960IT N m m148732 2 7 . 15 4 8 7 . 2b M M P aW 41960 3 . 8 21 0 9 7 4 . 4IT TT M P aW 26 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中表 15-1查得 ， ，。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附表 3-2查的。因， ，經(jīng)插 值后可查得 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)， 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附 3-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)， 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-2和附圖 3-3查得 尺寸系數(shù)： 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按磨削 加工，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)， 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù) ，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)， ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa 1 .2 0 .0 3 1 538rd 38 1 .1 832Dd 2 . 0 7 2 , 1 . 6 00 . 7 3 , 0 . 7 6qq 1 1 1 0 . 7 3 2 . 0 7 2 1 1 . 7 8kq 1 1 1 0 . 7 6 1 . 6 0 1 1 . 4 6kq 0.77 0.84 0 .9 31 q1 1 1 . 7 9 1 11 1 2 . 3 90 . 7 7 0 . 9 3 1qkK 1 1 1 . 4 6 1 11 1 1 . 8 10 . 8 4 0 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 4 . 2 52 . 3 9 2 7 . 1 0 . 1 0amS K 1 155 4 3 . 63 . 8 2 3 . 8 21 . 8 1 0 . 0 522amS K 2 2 2 24 . 2 5 4 3 . 6 4 . 2 3 1 . 54 . 2 5 4 3 . 6SSSSS 27 故可知該高速速軸的截面右側(cè)的強(qiáng)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(qiáng)度校核。至此，高速軸的設(shè)計計算即告結(jié) 6.2 低速軸的設(shè)計及計算 6.2.1軸上的功率 、轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩的計算 由前面計算所得 P = 1.87 = 43.41r/min = 411.38Nm 6.2.2求作用在齒輪上的力 因在前面的設(shè)計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為 4 = 224.6 而 = 24= 2411.381000224.6 = 3663N = = 3663 tan20cos142433 = 1377 = tan = 3663tan142433 = 942 圓周力、徑向力 、軸向力 的方向如（圖 6-2）所示 。 6.2.3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為 45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【 1】中的表 15-3，取 ，于是就有 輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時選取連軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 則： 0A 1123 33m i n 031 . 8 71 1 2 3 9 . 34 3 . 4 1pd A m m m mn d -ca AT K T1 . 3 4 1 1 . 3 8 5 3 4 . 8 .cAT k T N m 28 按照計算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù) GB/T 5843-2003 選用 HX3型彈性柱銷 聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250N m。半聯(lián)軸器的孔徑 故取 ； ，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 1 = 84。 6.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.2.4.1擬定軸上零件的裝配方案 由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，故采用下圖（圖 6-4）示裝配方案。 圖 6-4低速軸 的結(jié)構(gòu)與裝配 6.2.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， -軸段右端需制出一軸肩，故取 -段的直徑 ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 -段的長度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取 L=82mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故可選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) ，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承 33011，其尺寸為 故 ，而 。 其中 14.5mm為擋油環(huán)的長度。 左 端滾動軸承同樣選用相同型號的圓錐滾子軸承， 。采用軸套進(jìn)行軸向定位。但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，得綜合考慮。套筒長 。因此caT45d mm5 2 m md - 55D mm1 84L mm1L5 2 m md -5 5 9 0 2 7d D T m m m m m m 55d mm - 2 7 1 4 . 5 4 1 . 5L m m - 55d mm -0 26L mm 29 。 3） 取安裝齒輪處的軸段 -的直徑 ； 齒輪的 左 端采用套筒定位 ，設(shè) 計中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為 65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此 軸端因略短于輪轂寬度，故取 。齒輪的 右 端采用軸肩定位，軸肩高度 h（ ）可取一個合適的值 h=6mm,則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，取 。 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)決定）。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 ，故取 。 5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為 18mm,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，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取 6mm， 則 6.2.4.3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平鍵連接。按 查得 平鍵截 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 50mm，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 7k6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 14mm 9mm 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 76。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 6。 6.2.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中表 15-2查得，取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑見圖 6-4。 6.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 6-4）做出軸的設(shè)計簡圖（圖 6-5）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從圓錐滾子軸承 值入手。對于 30311型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn) 【 2】 表 7.2中可知 。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 。 6.2.5.1計算軸水平面的彎矩 1 + 2 = = 3663N 1 (67+128) 128 = 0 解得 1 = 2404.5, 2 = 1258.5 = 1 67 = 2404.567 = 161101 mm 6.2.5.2計算軸垂直面的彎矩 = 4 2 = 942 224.6 2 = 105787 1 + 2 = = 1377N 1 67 2 128 = 0 解得 1 = 1446.4, 2 = 69.4 1 = 1 67 = 1446.467 = 96908 mm 2 = 1 = 96908105787 = 8878 mm 3 1 . 5 2 6 4 6 1 . 5L m m m m m m m m - 60d mm -61L mm - V IIVIV IIVI dhd 1.007.072d mm - 1.4bh 12L mm -mml 3050L mm -1 8 2 2 . 5 2 0 2 0 3 5 3 2 . 5 1 2 1 0 6 9L m m - d - 1 8 1 1b h m m m m 2 45a 25a mm6 7 1 2 8 1 9 5m m m m m m 30 6.2.5.3計算軸的總彎矩 1 = 2 +12 = 1611012 +969082 = 188002 2 = 2 +22 = 1611012 +(8878)2 = 161345 6.2.5.4計算軸的扭矩 由前面知 T = = 411380Nmm 由以上數(shù)據(jù)， 根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 6-2所示 。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的 、 以及 的值列于表（表 6-2）。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 彎矩 M 總彎矩 扭矩 T 表 6-2低速軸上的載荷分布 6.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中式 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)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取 ，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【 1】的表 15-1查得 。因此，所以次軸是安全的 CC HM VM M122 4 0 4 . 5 , 1 2 5 8 . 5N H N HF N F N121 4 4 6 . 4 , 6 9 . 4N V N VF N F N 161101HM N m m 12 9 6 9 0 8 ,8878VVM N m mM N m m 2 2 2 211 1 6 1 1 0 1 9 6 9 0 8 1 8 8 0 0 2HVM M M N m m 2 2 2 222 1 6 1 1 0 1 8 8 7 8 1 6 1 3 4 5HVM M M N m m 411380T N m m6.0 22 22131 8 8 0 0 2 ( 0 . 6 4 1 1 3 8 0 ) 1 4 . 3 6 6 00 . 1 6 0cMT M P a M p a M p aW 1 6 0 M Pa 1ca 31 圖 6-5軸的載荷分析圖 6.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 6.2.7.1判斷危險截面 截面 A， 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，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和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。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，故不必做強(qiáng)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 32 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。截面和顯然更不必校核。因為鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可 。 6.2.7.2 分析截面左側(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)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩 ： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中表 15-1查得 ， ，。 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的附表 3-8用插值法可求得， ，并取 并取 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)， 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù) ，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)， ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 3 3 30 . 1 0 . 1 6 0 2 1 6 0 0W d m m 3 3 30 . 2 0 . 2 6 0 4 3 2 0 0TW d m m M11 2 8 3 0 . 5 1 2 8 3 0 . 5 1 8 8 0 0 2 1 4 3 2 0 51 2 8 1 2 8M M N m m 411380IIT N m m143205 6 . 6 321600b M M P aW 411380 9 . 5 343200IIT TT M P aW 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa2.576k 0 . 8 0 . 8 2 . 5 7 6 2 . 0 6 1kk 0 .9 31 q1 1 1 11 2 . 5 7 6 1 2 . 6 5 10 . 9 3 1qkK 1 1 1 11 2 . 0 6 1 1 2 . 1 3 60 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 1 6 . 6 52 . 6 5 1 6 . 6 3 0 . 1 0amS K 33 故可知該低速軸安全。 6.2.7.3分析截面右側(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)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩 ： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中表 15-1查得 ， ，。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附表 3-2查的。因， ，經(jīng)差值后可查得， 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)， 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附 3-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)， 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-2和附圖 3-3查得 尺寸系數(shù)： 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按磨削 加工，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中附圖 3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)， 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù) ，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 3-12式及 3-14b式可得綜合系數(shù)， 1 155 1 5 . 2 39 . 5 3 9 . 5 32 . 1 3 6 0 . 0 522amS K 2 2 2 21 6 . 6 5 1 5 . 2 3 1 5 . 1 1 . 51 6 . 6 5 1 5 . 2 3SSSSS 3 3 30 . 1 0 . 1 7 2 3 7 3 2 4 . 8W d m m 3 3 30 . 2 0 . 2 7 2 7 4 6 4 9 . 6TW d m m M11 2 8 3 0 . 5 1 2 8 3 0 . 5 1 8 8 0 0 2 1 4 3 2 0 51 2 8 1 2 8M M N m m 411380IIT N m m143205 3 . 8 43 7 3 2 4 . 8b M M P aW 411380 5 . 5 17 4 6 4 9 . 6IIT TT M P aW 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa 2 .0 0 .0 2 872rd 72 1.260Dd 2 . 0 9 , 1 . 6 60 . 8 2 , 0 . 8 5qq 1 1 1 0 . 8 2 2 . 0 9 1 1 . 8 9kq 1 1 1 0 . 8 5 1 . 6 6 1 1 . 5 6kq 0.66 0.81 0 .9 31 q 34 又根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 P25和 P26查得碳鋼的特性系數(shù)， ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù) 值，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 故可知該低速軸的截面右側(cè)的強(qiáng)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(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。 6.3 中間軸的設(shè)計及計算 6.3.1 軸上的功率 、轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩的計算 由前面計算所得 。 6.3.2 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中的式（ 15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為 45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【 1】中的表 15-3，取 ，于是就有 6.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.3.3.1擬定軸上零件的裝配方案 1 1 1 . 8 9 1 11 1 2 . 9 40 . 6 6 0 . 9 3 1qkK 1 1 1 . 5 6 1 11 1 2 . 0 00 . 8 1 0 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 2 4 . 3 62 . 9 4 3 . 8 4 0 . 1 0amS K 1 155 2 7 . 45 . 5 1 5 . 5 12 . 0 0 0 . 0 522amS K 2 2 2 22 4 . 3 6 2 7 . 4 4 1 8 . 2 1 . 52 4 . 3 6 2 7 . 4 4SSSSS P 1 .9 7 KW1 2 5 . 8 9 r / m i nn 1 4 9 .4 4 N mT 0A 11233m i n 0 1 . 9 71 1 2 2 8 . 11 2 5 . 8 9pd A m m m mn 35 由于在此軸上有 兩 個齒輪， 結(jié)合高速軸和低速軸 ，故采用下圖（圖 6-6）示裝配方案。 圖 6-6中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配 6.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。 1）初步選擇滾動軸承。因軸承 既 承受徑向力， 也受軸向力， 故可選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求 最小直徑 ，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承 33007，其尺寸為 故 。 右 端滾動軸承同樣選用相同型號的圓錐滾子軸承， 。采用軸套進(jìn)行軸向定位。但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，得綜合考慮。套筒長 左端取 。 右端取 ，結(jié)合高低速級結(jié)構(gòu)， 取 2齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為 20.5mm, 取 3齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為 15.5mm， 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離取 8mm。 并結(jié)合高低速軸確定的箱體寬度， 因 此 。 上述 式 中多取的 部分 ，采用套筒的長度來補(bǔ)償。 3）取安裝齒輪 2處的軸段 - 的直徑 ； 齒輪的左端采用套筒定位 ，設(shè)計中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為 40mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取 。齒輪的 右 端采用軸肩定位，軸肩高度 h（ ）可取一個合適的值 h=6mm,則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，取 。 4）取安裝齒輪 3處的軸段 - 的直徑 ； 齒輪的 右 端采用套筒定位 ，設(shè)計中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為 70mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取 。 6.3.3.3軸上零件的周向定位 m in 2 8 .1m md 3 5 6 2 2 1d D T m m m m m m 35d mm -35d mm -1 28.5L mm2 23.5L mm2 1 8 + 1 5 . 5 m m 4 4 8 . 5 , 5 5 m mL m m m m m m m m L - - 取2 1 8 + 2 0 . 5 m m 4 5 3 . 5 , 6 1 m mL m m m m m m m m L - - 取40d mm -36L mm - V IIVIV IIVI dhd 1.007.052d mm - 1.4bh 20L m m - 40d mm -66L mm - 36 齒輪 2與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 查得平鍵截 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 25mm，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 7k6；同樣， 齒輪 3與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 查得平鍵截，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 50mm，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 7k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 6。 6.3.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中表 15-2 查得，取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑見圖 6-6。 d - 1 2 8b h m m m m d -1 2 8b h m m m m 1.2 45 37 7 軸承的壽命校核 因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸 應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少， 亦即軸承的壽命越短。 7.1 高速軸承的壽命校核 7.1.1 高速軸齒輪的載荷計算 由上述 6.1.2中高速級齒輪設(shè)計可求得小 斜齒輪的嚙合力： 分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 7.1.2 軸承的徑向載荷計算 低速軸上的滾動軸承采用正裝。兩個軸承型號均為 332/32型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 。 計算出軸的支反力列于下表 （表 7-1）可得： 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 表 7-1高速軸支反力 7.1.3 軸承的軸向載荷計算 根據(jù)文獻(xiàn) 【 8】 中表 12-24查得 332/32型圓錐滾子軸承的 基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 。 ，判斷系數(shù) 和軸向動載荷系數(shù) 。故兩軸承的派生軸向力為： 因為 故軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松。 則 軸承的軸向派生力為 ， 。 1 49.7d mm1689tFN635rFN436aFN68800rCN 0 82200rCN124 8 7 . 4 , 1 2 0 1 . 6N H N HF N F N 12- 2 0 8 4 , 1 1 5 3 . 5N V N VF N F N2 2 2 21 1 1 4 8 7 . 4 ( - 2 0 8 4 ) 2 1 4 0r N H N VF F F N 2 2 2 22 2 2 1 2 0 1 . 6 1 1 5 3 . 5 1 6 6 6r N H N VF F F N 68800rCN0 82200rCN 0.35e 1.7Y11 2140 6292 2 1 . 7rd FFNY 22 1666 = 4 9 02 2 1 . 7rd F Y 214 3 6 6 2 9 1 0 6 5 4 9 0a d dF F N F N 12 1065a a dF F F N 22493adF F N 38 7.1.4 軸承的當(dāng)量動載荷計算 根據(jù)文獻(xiàn) 【 1】 中表 13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù) ，又因為 ， 根據(jù)文獻(xiàn) 【 8】 中表 12-24查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù) 和軸向動載荷系數(shù) 。 所以根據(jù)文獻(xiàn) 【 1】 中表 13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為 7.1.5 軸承壽命的計算及校核 根據(jù) 設(shè)計要求 每年工作日 300天， 雙 班制，每班 8小時 ，壽命為三年 。 可算得預(yù)期壽命為 Lh = 28300 3 = 14400h，取 進(jìn)行計算 故軸承絕對安全。 7.2 低速軸承的壽命校核 7.2.1 低速齒輪的載荷計算 由上述 6.2.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大 斜齒輪的嚙合力： 分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 7.2.2軸承的徑向載荷計算 低速軸上的滾動軸承采用正裝，兩個軸承型號均為 33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 。 計算出軸的支反力列于下表 （表 7-2）。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 表 7-2低速軸支反力 1.2Pf111065 0 . 4 9 7 0 . 3 52140arF eF 22493 0 . 2 9 5 0 . 3 51666arF eF 120 .4 , 1XX12Y 1 .7 , 0Y1 1 1 1 1( ) 1 . 2 ( 0 . 4 2 1 4 0 1 . 7 1 0 6 5 ) 3 2 0 0P r aP f X F Y F N 2 2 2 2 2( ) 1 . 2 ( 1 1 6 6 6 0 4 9 3 ) 2 0 0 0P r aP f X F Y F N 1 3200PN1 0 3661 0 1 0 6 8 8 0 0 9 7 2 7 5 8 1 4 4 0 06 0 6 0 4 7 3 3 2 0 0hCL h hnP ?4 2 2 4 .6d m m3663tFN1377rFN942aFN94800rCN 0 145000rCN122 4 0 4 . 5 , 1 2 5 8 . 5N H N HF N F N 121 4 4 6 . 4 , 6 9 . 4N V N VF N F N 2 2 2 21 1 1 2 4 0 4 . 5 1 4 4 6 . 4 2 8 0 6r N H N VF F F N 39 7.2.3軸承的軸向載荷計算 根據(jù)文獻(xiàn) 【 7】 中表 12-24查得 33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 ，判斷系數(shù) 和軸向動載荷系數(shù) 。故兩軸承的派生軸向力為： 因為 故軸左移，左軸承壓緊，右端軸承放松。 則 軸承的軸向派生力為 ， 7.2.4軸承的當(dāng)量動載荷計算 根據(jù)文獻(xiàn) 【 1】 中表 13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù) ，又因為 ， 根據(jù)文獻(xiàn) 【 7】 中表 12-24查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù) 和軸向動載荷系數(shù) 。 所以根據(jù)文獻(xiàn) 1中表 13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為 7.2.5軸承壽命的計算及校核 根據(jù) 設(shè)計要求 每年工作日 300天， 雙 班制，每班 8小時 ，壽命為三年 。 可算得預(yù)期壽命為 Lh = 28300 3 = 14400h, 進(jìn)行計算 故軸承絕對安全。 2 2 2 22 2 2 1 2 5 8 . 5 - 6 1 2 6 0 . 4r N H N VF F F N （ 9.4 ）94800rCN0 145000rCN 0.35e 1.7Y11 2806 8252 2 1 . 7rd FFNY 22 1 2 6 0 . 4 3702 2 1 . 7rd F Y 219 4 2 3 7 0 1 3 1 2 8 2 5a d dF F N F N 12 1312a a dF F F N 22370adF F N1.2Pf111312 0 . 4 6 7 0 . 3 52806arF eF 22370 0 . 2 9 3 0 . 3 51 2 6 0 . 4arF eF 120 .4 , 1XX12Y 1 .9 , 0Y1 1 1 1 1( ) 1 . 2 ( 0 . 4 1 3 1 2 1 . 7 2 8 0 6 ) 3 0 3 0P r aP f X F Y F N 2 2 2 2 2( ) 1 . 2 ( 1 1 2 6 0 . 4 0 3 7 0 ) 1 5 1 2P r aP f X F Y F N 1 3030PN1 0 36671 0 1 0 9 4 8 0 0 3 . 6 1 0 1 4 4 0 06 0 6 0 4 3 . 4 1 3 0 3 0h CL h hnP ? 40 8 鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算 8.1 普通平鍵的強(qiáng)度條件 根據(jù)文獻(xiàn) 【 1】 中可知， 式中： 傳遞的轉(zhuǎn)矩 ( ) 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， ，此處 為鍵的高度（ ） 鍵的工作長度（ ），圓頭平鍵 ， 為鍵的公稱長度， 為鍵的寬度（ ） 軸的直徑（ ） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（ ），根據(jù)文獻(xiàn) 【 1】 中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得 。 8.2 高速軸上鍵的校核 對于鍵 ，已知 : 于是得， ，故該鍵安全。 8.3 低速軸上鍵的校核 對于鍵 已知： 于是得， ，故該鍵安全。 對于鍵 已知： 于是得， ，故該鍵安全。 32 1 0PPT k ldT Nmk 0.5kh h mml mm l L b L b mmd mm P MPa 62 110 P M Pa8 7 5 0m m m m m m 4 1 . 9 6 , 3 . 5 , 5 0 , 2 5IT N m k m m L m m d m m 3 312 1 0 2 4 1 . 9 6 1 0 2 2 . 8 43 . 5 5 0 8 2 5PPT M P ak l d 1 4 9 7 0m m m m m m 4 1 1 . 3 8 , 4 . 5 , 7 0 , 4 5IIIT N m k m m L m m d m m 3 32 1 0 2 4 1 1 . 3 8 1 0 7 2 . 54 . 5 5 6 4 5IIIPPT M P ak l d 1 8 1 1 5 0m m m m m m 4 1 1 . 3 8 , 4 . 5 , 5 0 , 4 5IIIT N m k m m L m m d m m 3 32 1 0 2 4 1 1 . 3 8 1 0 7 7 . 94 . 5 3 2 4 5IIIT M P ak l d 41 9 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇 9.1 齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇 9.1.1 齒輪潤滑方式的選擇 高速軸小斜 齒輪的圓周速度： 中間軸大斜齒輪和小斜 齒輪的圓周速度： 低速軸大圓柱齒輪的圓周速度： 取 ， 通用的閉式齒輪傳動，起潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。當(dāng)齒輪的圓周速度 v12m/s時，常將大齒輪的齒輪浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑