機械設計之減速機

1、設計者：翁子成 目錄1、 設計課題 2、 傳動方案簡圖及原始數(shù)據(jù) 3、 電動機的選擇 4、 傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5、 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6、 圓錐齒輪的設計 7、 斜齒圓柱齒輪的設計 8、 軸一、軸二、軸三的設計 9、 滾動軸承的設計校核 10、 鍵的類別選擇 11、 連軸器的參數(shù)選擇 12、 窺視孔 13、 減速器的密封及密封圈的材料選定 14、 潤滑 15、 油面指示器 16、 銷的尺寸參考 17、 螺栓螺釘?shù)臉藴始?18、 通氣器 19、 軸承端蓋的固定 20、 墊片的類型 21、 機體的材料選擇及加工工藝 22、 結語 23、 參考文獻 設計課題帶式運輸機兩級閉式齒

2、輪傳動裝置設計設計要求：設計用于帶式運輸機的傳動裝置。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，運輸帶允許誤差為5%。使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班倒工作。主要設計內(nèi)容1、電機類型選擇：型號、額度功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、效率、安裝尺寸、外向尺寸等。2、圓錐-圓柱齒輪減速器內(nèi)部零件選擇：圓錐-圓柱齒輪工作參數(shù)設計齒根圓、模數(shù)、齒數(shù)、傳動比、材料、精度等級、壓力角、功率等。軸工作參數(shù)設計軸徑、軸長、工作強度、工作硬度、材料、加工工藝、偏差等。軸承工作參數(shù)設計軸承型號、軸承強度、軸承硬度、軸承配合、內(nèi)徑、外徑等連軸器的工作參數(shù)設計材料、類型、型號、工作內(nèi)容、性能等。其他小部件的工作參數(shù)設計螺栓、螺釘、墊片、

3、銷、鍵、軸承端蓋、密封圈等。3、裝配圖的繪制及尺寸公差參考傳動方案簡圖及原始數(shù)據(jù)傳動方案簡圖減速器設計原始數(shù)據(jù)見下表：數(shù)據(jù)組編號1235678910運輸機工作拉力F/N2500240023002200210021002800270026002500運輸工作速度V（m/s）1.41.51.61.71.81.91.31.41.51.6卷筒直D/mm250260270280290300250260270280（注：設計基準均以數(shù)據(jù)組編號1為設定數(shù)據(jù)。）電動機選擇計算及說明結果（1） 選擇電動機類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。（2） 選擇電動機的容量電動機

4、所需工作功率工作機所需功率因此由電動機至運輸帶的傳動總效率式中：分別為軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、卷筒的傳動效率。則0.83所以卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為用聯(lián)軸器將電動機和軸承連接，軸的轉(zhuǎn)速是不會改變，即傳動比為1，二級圓錐-圓柱齒輪減速器傳動比i=10-25，故電動機速度的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有（4級電機）查表可知，只有機型號為Y112M-4的電動機滿足，主要性能如下表：型號額定功率kw滿載時轉(zhuǎn)速r/min電流（380v時）效率%功率因數(shù)Y112M-4414408.8850.87.02.22.2同步轉(zhuǎn)速r/min電動機重量N參考價格/元傳動裝置傳動比（減速器）150047023035.90機座

5、號安裝尺寸外形尺寸HABCDEFGGDKmnABACADAABBHAHDLLA90L90140125562450820710165130180195155361651225034013 型號：Y112M-4計算公式引自課程設計指導書11-15頁傳動裝置的總傳動比和分配傳動比分配傳動比的好處：傳動比分配得合理，可使傳動裝置得到較小的外輪廓尺寸或較輕的重量，以實現(xiàn)降低成本和結構緊湊的目的，也可以使傳動零件獲得較低的圓周速度以減小動載荷或降低傳動精度等級，有交好潤滑條件。計算及說明結果已知電動機型號為Y112M-4，滿載轉(zhuǎn)速總傳動比分配傳動裝置傳動比式中分別為聯(lián)軸器和減速器的傳動比。又因聯(lián)軸器只起連

6、接作用，則即減速器傳動比為按展開式布置，考慮潤滑條件，為使4級大齒輪直徑相近，可由圖12展開式曲線查得計算公式皆引自課程設計指導書18-19頁傳動裝置的運動和動力參數(shù)由傳動圖得：（1）各軸轉(zhuǎn)速 （2）各軸輸入功率軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98則（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩 軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98軸名效率p/kw轉(zhuǎn)矩T/n.m轉(zhuǎn)速n（r/m）傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.2227.99144010.99I軸4.184.0927.7127.1614404.470.98II軸3.973.89117.74115.3932

7、2.153.010.98III軸3.773.69243.12238.26107.0310.97卷筒軸3.663.59235.87231.15107.03數(shù)據(jù)及公式皆引自課程設計指導書第19-22頁圓錐齒輪設計圓錐齒輪：以大端參數(shù)為標準值1） 、取齒輪壓力角為（標準壓力角），小齒輪轉(zhuǎn)速為1440r/m,i=4.47,輸入功率p=4.18kw,使用期限為10年，兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，選用8精度（適用于減速器精度等級68）。2） 材料選擇。根據(jù)教材機械設計第191頁表10-1得小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度220HBS。3

8、） 小齒輪齒數(shù)選擇：由于圓錐小齒輪配合軸與電動機經(jīng)聯(lián)軸器連接，屬高速級，則為了提高傳動平穩(wěn)性，減小沖擊震動，小齒輪齒數(shù)可取.計算及說明結果本次取.大齒輪齒數(shù)取=1082、（1）由式可解得小齒輪分度圓直徑1） 確定公式中的各參考值。試選=1.3計算小齒輪傳遞的扭矩。=2.772N.m齒寬系數(shù)查得區(qū)域系數(shù)(為變位系數(shù)及兩輪齒和的比與精度等級而確定）查得材料的彈性影響系數(shù)=188MPa（兩輪齒材料均為鑄鋼）計算接觸疲勞許用應力查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=650MPa,=600MPa計算應力循環(huán)次數(shù)：=60014001（1036582）=5.046=5.046/4.47=1.129其中為轉(zhuǎn)

9、速；j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪的工作壽命查得接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得MPaMPa取中當?shù)剌^小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即=552MPa2） 試算小齒輪分度圓直徑。=470495mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v.=47.495(1-0.50.3)=40.371mm=3.044m/s當量齒輪的齒寬系數(shù)=31.861mm=31.861/40.371=0.7892)計算實際載荷系數(shù)查得使用系數(shù)=1根據(jù)=3.044m/s、8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.15直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷

10、分配系數(shù)=1用插值法查得8級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分配系數(shù)=1.772.由此，得到實際載荷系數(shù)=11.1511.772=2.0383) 可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑為mm及相應的齒輪模數(shù)mm3、 按齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算模數(shù)，即1) 確定公式中的各參數(shù)值。試選=1.3計算由分錐角可得當量齒數(shù)24/cos(12.529)=24.585108/cos(77.471)=497.85查得齒形系數(shù) 查得應力修正系數(shù)1.55 1.97查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為=500MPa =480MPa.取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.95，=0.9取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，由式（10

11、-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=0.1592）試算模數(shù)。=2.151mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v2.15124=51.624mm=51.624（1-0.50.3）=43.88mm=3.308m/s齒寬b=70.548mm2)計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v=3.308m/s，8級精度，查得動載系數(shù)=1.15取齒間載荷分配系數(shù)=1查得=1.77211.1511.772=2.03783)按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為按照齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，就近選擇標準模數(shù)m=3，按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=55.171，算出小齒輪數(shù)=55.171/3=18.39

12、，取=19，則大齒輪齒數(shù)=4.4719=84.93.為了使兩齒輪互質(zhì)，取=854、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑=193=57mm =853=255（2）計算分錐角=arctan(1/u)=arctan(19/85)=(3)計算齒輪寬度=76.09mm取=76mm計算齒輪其他幾何尺寸（1） 計算齒頂圓、齒根圓和全齒高（2） 計算小大齒輪的齒頂圓直徑（3） 計算小大齒輪的齒根圓直徑齒輪其他參數(shù)：幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面齒頂高系數(shù)1.01.0法面頂隙系數(shù)0.250.25齒頂高22齒根高3.753.75分度圓直徑d57255齒頂圓直徑63261齒根圓直徑49.5247.5高速級圓錐齒輪參數(shù)：齒

13、數(shù)模數(shù)壓力角變位系數(shù)分錐角齒寬精度等級320719857676齒輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自【機械設計（第9版）】第186-237頁=1.32.772=188=650=6005.0461.129470495=40.371=3.044=31.861=0.789=1.15=1=1.772=2.038=1.324.585497.851.551.97=0.95=0.9=2.151=51.624=43.88=3.308=70.548=1.15=1=1.7722.0378m=2.499=19=85=57=255=76直齒圓柱輪設計計算及說明結果1） 選取壓力角為20已知傳動比為3.01輸出功率3.97kw，

14、小齒輪轉(zhuǎn)速為323r/min,使用期限為10年，兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動.2） 選用7級精度。3） 材料選擇。選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)，）齒面硬度250HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度220HBS。4） 選小齒輪齒數(shù)=24(為了提高傳動的平穩(wěn)性，減少沖擊振動，以齒數(shù)多一些為好，一般在20-40直間。大齒輪齒數(shù)=u=243.01=72.24,取=732、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=1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=9.55106P/=9.551063.97/323=1.174105N/mm選取齒寬系數(shù)=1.12區(qū)域系數(shù)=2.3材料的彈性系數(shù)=

15、188MPa計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)計算接觸疲勞許用應力查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為計算應力循環(huán)次數(shù)查得接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1取中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即試算小齒輪分度圓直徑調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v齒寬b=1.1253.851=60.313mm2)計算實際載荷系數(shù)=1根據(jù)v=0.911m/s、7級精度，查得動載荷系數(shù)=1.03齒輪的圓周力齒間載荷分配系數(shù)=1.1用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.421實際載荷系數(shù)得11.031.11.42=1.61實際載荷系數(shù)算得

16、的分度圓直徑相應齒輪模數(shù)57.83/24=2.41mm3、按齒根彎曲疲勞強度設計1）模數(shù)1)確定公式中各參數(shù)試選=1.3計算彎曲疲勞強度用重合系數(shù)計算齒形系數(shù)應力修正系數(shù)查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4因為小齒輪的大于大齒輪，所以取=0.0111試算模數(shù)=mm(2)調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前數(shù)據(jù)準備圓周速度v=1.73824=41.712mmm/s齒寬b=1.1241.712=46.717mm寬高比b/h=(21+0.25)1.738=3.9105mmb/h=46.717/3.9105=11.9472)計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v=0.705

17、m/s，7級精度，查得動載荷系數(shù)=1.01由查表得齒間載荷分配系數(shù)由表用插值法查得=1.421,結合b/h=11.947差圖得=1.42則載荷系數(shù)為=11.011.01.42=1.4342可得實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)mm由齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)m小于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載力，僅與齒輪直徑有關，取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1,796mm，并近圓為標準值m=2mm，接觸疲勞強度算所得分度圓直徑=57.83mm，算得小齒輪數(shù)=28.915取=29，則大齒輪齒數(shù)=293.01=87.29，取=88與互為質(zhì)數(shù)4

18、、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑=58mm=176mm(2)計算中心距（3）計算齒輪寬度=1.1258=64.96mm考慮不避免的安裝誤差，為保證設計齒寬和節(jié)省材料，一般小齒輪略為加寬（5-10）mm，即取b+（5-10）mm=64.94+(5-10)=69.94-74.94,取=70mm,取大齒輪的齒寬為58mm齒輪其他幾何尺寸（1） 計算齒頂計算齒輪其他幾何尺寸（4） 計算齒頂圓、齒根圓和全齒高（5） 計算小大齒輪的齒頂圓直徑（6） 計算小大齒輪的齒根圓直徑齒輪其他參數(shù)：幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面齒頂高系數(shù)1.01.0法面頂隙系數(shù)0.250.25齒頂高22齒根高2.752.75分度圓直

19、徑d58176齒頂圓直徑62180齒根圓直徑52.5170.5低速級齒輪參數(shù)：齒數(shù)壓力角中心距分度圓直徑齒寬29117mm58mm70mm88176mm58mm齒輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自【機械設計（第9版）】第186-237頁=1.3=1.174105=1.12=2.3=188=60.313=1.03=1.1=1.4211.612.41=1.3=41.712=46.717=3.9105b/h=11.947=1.01=1.421b/h=11.947=1.42=1.4342m=2=57.83=28.915=29=88=58=176=64.96=70軸的計算一、高速軸的計算計算及說明結果由前面計算

20、數(shù)據(jù)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)。轉(zhuǎn)速=1440r/min；功率P=4.18kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=27710Nmm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 240HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3） 按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%軸最小徑安裝聯(lián)軸器，為與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取=1.3則=1.327710=36023N/mm按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T50142003，選用ZL1型型號ZL1

21、公稱轉(zhuǎn)矩N.m100軸孔直徑12-24軸孔長度Y、j、L、27-52D76B42S2.5質(zhì)量k.g0.86故，選=20mm（4） 設計軸的結構并繪制軸的結構草圖1）軸的結構設計由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，bh=66mm(GB/T1096-2003)，長L=36mm；定位軸肩直徑為25mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，一軸承和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。2）確定各軸段的直徑和長度外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm軸承端蓋厚度e=10mm調(diào)整墊片厚度t=2mm箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=5mm 各軸段

22、直徑的確定：d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=20mmd2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=25mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=30mm，選取軸承型號為角接觸軸承7206ACd：考慮軸承安裝的要求，查得7206AC軸承安裝要求=36mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d=36md4：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d4=d3=30mmd5：取安裝齒輪處的軸段的直徑為24mm各軸段長度的確定L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=50mmL2：由箱體結構

23、、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=68mmL3：由滾動軸承寬度確定，選取L3=16mmL：根據(jù)箱體的結構和滾動軸承寬度確定，選取L=30.5mmL4：由滾動軸承寬度確定，選取L4=16mmL5：由小齒輪的寬度確定，取L5=74mm軸段123O45直徑mm202530363024長度mm50681630.51674彎曲扭轉(zhuǎn)組合強度校核 畫高速軸的受力圖計算作用在軸上的力（d1 為齒輪1的分度圓直徑）齒輪1所受的圓周力（d1 為齒輪1的分度圓直徑）齒輪 1 所受的徑向力齒1所受的軸向力第一段軸中點到軸承4中點距離 La=172mm，軸承4中點到齒輪中點距離Lb=41mm，軸所受的載荷是從軸上零件

24、傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作 用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常 把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關 在水平面內(nèi) 軸承 4 處水平支承力71.5N在垂直面內(nèi) 軸承4處垂直支承力軸承 4 的總支承反力為： NN截面 4 在水平面上彎矩：=0截面 5 左側(cè)在水平面上彎矩=44310.7N截面 5 右側(cè)在水平面上彎矩=291.141=11935.1N.mm截面 4 在垂直面上：彎矩=0截面 5 在垂直面上彎矩：785.141=32189.1N.mm截面 4 處合成彎矩：=0截面5左側(cè)合成彎矩547

25、68Nmm截面 5 右側(cè)合成彎矩34330.5.mm.畫轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 =27710N.mm繪制當量彎矩圖 截面 4 處當量彎矩=16626N.mm截面 5 左側(cè)當量彎矩=57235.9.mm截面 5 右側(cè)當量彎矩=34330.5.mm按彎扭合成強度校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為 =18181.3抗扭截面系數(shù)為=36362.6最大彎曲應力為31.5MPa剪切應力為 =0.76MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為=31.5MPa查表得 45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，-1b，所以

26、強度滿足要求。軸的設計數(shù)據(jù)均來自教材【機械設計】。軸的常用材料及其主要力學性能參考第358頁表15-1；零件倒角C及圓角半徑R出自第360頁表15-2：軸常用幾種材料的值出自第366頁表15-3；抗彎、抗扭截面系數(shù)計算公式出自第369頁表15-4；軸的許用撓度及許用偏轉(zhuǎn)角出自第371頁表15-5二、中間軸的計算計算及說明結果由前面計算數(shù)據(jù)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)。轉(zhuǎn)速=322.15r/min；功率P=3.97kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=117.74Nmm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 240HBS，許用彎曲應力為=60MPa（5） 按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的

27、最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取=112。由于最小軸段截面上要接滾動軸承故，選=30mm（6） 設計軸的結構并繪制軸的結構草圖1）軸的結構設計顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸 上齒輪 3、齒輪2及兩個軸承，與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位選用普通平鍵，A型，查表得鍵長63mm鍵的工作長度I=L-b=55mm采用過渡配合固定。2）確定各軸段的直徑和長度外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm軸承端蓋厚度e=10mm調(diào)整墊片厚度t=2mm箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=5mm 各軸段直徑的確定：d1：用于連接軸承，直徑大小d1=30m

28、md2：過渡軸段d2=35mm d3：軸肩段d=38md4：過渡軸段，故選取 d4=35mmd5：用于連接軸承，直徑大小d5=d1=30mm各軸段長度的確定L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取 L1=31mmL2：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略大于齒輪寬度，選取 L2=78mmL3：軸肩段，取L3=15mmL4：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取 L4=52mm。L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取 L5=L1=31mm軸段12345直徑mm3035383530長度mm3178155231彎曲扭轉(zhuǎn)組合強度校核 畫

29、中速軸的受力圖計算作用在軸上的力（d2 為齒輪2的分度圓直徑）齒輪2所受的圓周力（d2 為齒輪2的分度圓直徑）92.1N齒輪 2 所受的徑向力7.3N齒2所受的軸向力 412N齒輪 3 所受的圓周力（d3 為齒輪 3 的分度圓直徑)4060N齒輪 3 所受的徑向力6774N齒輪 3 所受的軸向力 =677tan77.4=3028N軸承中點到低速級小齒輪中點距離 La=41.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離 Lb=72.5mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離 Lc=54.5mm 軸承 A 處水平支承力1454N軸承 B 在水平面內(nèi)支反力=6774-1454-7.3=5312.7N軸

30、承 A 在垂直面內(nèi)支反力 =1062N軸承 B 在垂直面內(nèi)支反力 =3089N軸承 A 的總支承反力為:=1800N軸承 B 的總支承反力為： =6145N截面 A 和截面 B 在水平面內(nèi)彎矩 =0截面 2 右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 =-145454.5=-79243N截面 2 左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 =-41276/2+145454.5=63587N.mm截面 D 右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 =531241.5-302878/2=102356N.mm截面 D 左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩=5312.741.5=220477N.mm截面 A 在垂直面內(nèi)彎矩 截面 C 在垂直面內(nèi)彎矩 106254.5=57879N.mm截

31、面 D 在垂直面內(nèi)彎矩 =108941.5=45193.5N.mm截面 A 和截面 B 處合成彎矩 載面c右側(cè)合成彎矩 =98129.7N.mm截面 C 左側(cè)合成彎矩 =85984.2N.mm截面 D 右側(cè)合成彎矩 =111889.2N.mm截面 D 左側(cè)合成彎矩 =50474.4N.mm截面 A 和截面 B 處當量彎矩 =0截面 C 右側(cè)當量彎矩 =120913.2N.mm截面 C 左側(cè)當量彎矩 =111282.7N.mm截面 D 右側(cè)當量彎矩=86823N.mm=132324.3N.mm因軸截面 D 處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數(shù)為 =50265抗扭

32、截面系數(shù)為=100530最大彎曲應力為2.63MPa剪切應力為 =1.17MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為=2.98MPa查表得 45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，-1b，所以強度滿足要求。軸的設計數(shù)據(jù)均來自教材【機械設計】。軸的常用材料及其主要力學性能參考第358頁表15-1；零件倒角C及圓角半徑R出自第360頁表15-2：軸常用幾種材料的值出自第366頁表15-3；抗彎、抗扭截面系數(shù)計算公式出自第369頁表15-4；軸的許用撓度及許用偏轉(zhuǎn)角出自第371頁表15-5三、

33、低速軸設計計算計算及說明結果（1） 已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速 n=243.12r/min；功率 P=3.77kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=243120Nmm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用 45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa （3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取 A0=112由于最小軸段直徑截面上要開 1 個鍵槽，故將軸徑增大 7% 軸最小徑安裝聯(lián)軸器，為與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取=1.3則=1.3=316056N/mm按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩

34、的條件，查標準GB/T50142003，選用LX2型型號LX2公稱轉(zhuǎn)矩N.m500軸孔直徑20-35軸孔長度Y、j、L、38-82D120B55S2.5質(zhì)量k.g5故，選=30mm4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 1235467低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從 軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用 A型鍵， bh=128mm(GB/T 1096-2003)，長 L=56mm； 定位軸肩直徑為 30mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過 渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑

35、，d1=30mm d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直 徑大小較 d1 增大 5mm，d2=35mm d3：球軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較 d2 尺寸大 1-5mm，選取 d3=40mm， 選取軸承型號為深溝球軸承6008 d4：考慮軸承安裝的要求，查得 7207AC 軸承安裝要求 da=45mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選 擇 d4=45mm d5：軸肩，故選取 d5=57mm d6：齒輪處軸段，選取直徑 d6=42mmd7：滾動軸承軸段，要求與 d3 軸段相同，故選取 d7=d3=40mm。 各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取

36、 L1=60mm L2：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取 L2=67mm L3：由滾動軸承寬度確定，選取 L3=17mm L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取 L4=75mm L5：軸肩，選取 L5=10mm L6：由低速級大齒輪寬度確定，長度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取 L6=73mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取 L7=36.5mm軸段1234567直徑mm30354045574240長度mm60671775107336.5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核 a.畫低速軸的受力圖 計算作用在軸上的力 齒輪 4 所受的圓周力（d4 為齒輪

37、4 的分度圓直徑）2763N齒輪 4 所受的徑向力1006N齒4所受的軸向力 .計算作用在軸上的支座反力 第一段軸中點到軸承中點距離 Lc=105.5mm，軸承中點到齒輪中點距離 Lb=130mm，齒輪中點 到軸承中點距離 La=54.8mm .支反力 軸承 A 和軸承 B 在水平面上的支反力 RAH 和 RBH =293.96N=1006-293.96=712.04N軸承 A 和軸承 B 在垂直面上的支反力 RAV 和 RBV 811.3N1924.7N軸承 A 的總支承反力為=853.16N軸承 B 的總支承反力為=2052.2Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示在水平面上，軸截面 A 處所受彎

38、矩=0在水平面上，軸截面 B 處所受彎矩=0在水平面上，大齒輪所在軸截面 C 處所受彎矩=712.0454.8=39019.8N.mm在水平面上，軸截面 D 處所受彎矩： =0在垂直面上，軸截面 A 處所受彎矩： =0在垂直面上，軸截面 B 處所受彎矩=0在垂直面上，軸截面 C 右側(cè)所受彎矩=54.8811.3=44459.24N.mm在垂直面上，軸截面 C 左側(cè)所受彎矩=1924.754.8+0=105473.56N.mm在垂直面上，軸截面 D 處所受彎矩=0繪制合成彎矩圖 截面 A 處合成彎矩彎矩0截面 B 處合成彎矩： =0截面 C 左側(cè)合成彎矩=112459.84N.mm截面 C 右側(cè)

39、合成彎矩： =59153.77N.mm截面 D 處合成彎矩：=0.繪制扭矩圖 T=243120N.mm繪制當量彎矩圖 截面 A 處當量彎矩=145872N.mm截面 B 處當量彎矩：=0截面 C 左側(cè)當量彎矩=112459.84N.mm截面 C 右側(cè)當量彎矩：=157409.7N.mm截面 D 處當量彎矩=145872N.mm因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數(shù)為 =535226.8抗扭截面系數(shù)為=1070453.7最大彎曲應力為0.29MPa剪切應力為 =0.23MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折

40、合系數(shù)=0.6，則當量應力為=0.4MPa查表得 45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 軸承基本額定動載荷 Cr=22kN，軸承采用正裝。 要求壽命為 =3658210=58400h由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： =837.3NN由計算可知，軸承 2 被“壓緊”，軸承 1 被“放松查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知 ft=1，fp=1取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 =76388.89h58400h由此可知該軸承的

41、工作壽命足夠。 計算公式及參考數(shù)據(jù)均來自【機械設計】第303-338頁中間軸上軸承校核軸承型號 內(nèi)徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載 荷(kN) 7204AC35721729計算及說明結果根據(jù)前面的計算，選用 7204AC 角接觸球軸承，內(nèi)徑 d=20mm，外徑 D=47mm，寬度 B=14mm 當 Fa/Fr0.68 時，Pr=Fr；當 Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 軸承基本額定動載荷 Cr=29kN，軸承采用正裝。 要求壽命為 =3658210=58400h由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： =1071.8NN由計算

42、可知，軸承 2 被“壓緊”，軸承 1 被“放松查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知 ft=1，fp=1取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 =88758.7h58400h由此可知該軸承的工作壽命足夠。 計算公式及參考數(shù)據(jù)均來自【機械設計】第303-338頁低速軸上的軸承校核軸承型號 內(nèi)徑(mm外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載 荷(kN) 620840801827.6計算及說明結果根據(jù)前面的計算，選用 深溝球球軸承，內(nèi)徑 d=40mm，外徑 D=80mm，寬度 B=18mm 當 Fa/Fr0.68 時，Pr=Fr；當 Fa/Fr0.68

43、，Pr=0.41Fr+0.87Fa 軸承基本額定動載荷 Cr=27.6kN，軸承采用正裝。 要求壽命為 =3658210=58400h由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： =862.9N N由計算可知，軸承 2 被“壓緊”，軸承 1 被“放松查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知 ft=1，fp=1取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 =58851.3h58400h由此可知該軸承的工作壽命足夠。 計算公式及參考數(shù)據(jù)均來自【機械設計】第303-338頁鍵的類別選擇1、 高速軸與連軸配合處的鍵連接計算及說明結果高速軸與

44、聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得，鍵長36mm。鍵的工作長度I=L-b=30mm聯(lián)軸器材料為鋼（45），可求得鍵連接的許用擠壓應力P=120Mpa。鍵連接工作面的擠壓應力 30.13MPa=120Mpa其中T傳動扭矩；K鍵與輪轂鍵槽的接觸高度；k=0.5h,此處h為鍵的高度，mm;L鍵的工作長度，mm,圓頭平鍵l=L-b，L為鍵公稱長度，mm，b為鍵的寬度，mm；d軸的直徑，mm擠壓應力選自【機械設計】第106頁表62.普通平鍵尺寸選自【機械設計】第106頁表612、 中速軸與齒輪2配合處的鍵連接計算及說明結果中速軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查表得鍵長63mm鍵的工作長度I=L-b=

45、55mm材料為鋼（45），可求得鍵連接的許用擠壓應力P=120Mpa。鍵連接工作面的擠壓應力40.78MPa=120Mpa 其中T傳動扭矩；K鍵與輪轂鍵槽的接觸高度；k=0.5h,此處h為鍵的高度，mm;L鍵的工作長度，mm,圓頭平鍵l=L-b，L為鍵公稱長度，mm，b為鍵的寬度，mm；d軸的直徑，mm擠壓應力選自【機械設計】第106頁表62.普通平鍵尺寸選自【機械設計】第106頁表613、 中速軸與齒輪3配合處的鍵連接計算及說明結果中速軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查表得鍵長36mm鍵的工作長度I=L-b=28mm材料為鋼（45），可求得鍵連接的許用擠壓應力P=120Mpa。鍵連接工作面