180噸運(yùn)梁車減速器設(shè)計(jì)說明書大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)

1、180噸運(yùn)梁車減速器設(shè)計(jì)說明書目錄一 設(shè)計(jì)任務(wù) 1二 設(shè)計(jì)方案分析 2三 原動(dòng)件的選擇 4四 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析與動(dòng)力參數(shù)選擇與計(jì)算 5五 齒輪的設(shè)計(jì)及校核 8六 軸的設(shè)計(jì)及校核 16七 軸承的選擇及校核 24八 花鍵的設(shè)計(jì)及校核 29九 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 32十 潤滑與密封 33十一 小結(jié) 34十二 參考文獻(xiàn) 35180t運(yùn)梁車減速器設(shè)計(jì)一、 設(shè)計(jì)任務(wù)運(yùn)梁車載重量180t，車輛自身質(zhì)量（含拖梁小車）約15t，合計(jì)195t，空載時(shí)行駛速度為3-4km/h,滿載時(shí)行駛最低速度0.8-0.9km/h，裝載最大爬坡能力6%，根據(jù)軸線布置需要考慮運(yùn)梁車通過的路基和橋涵結(jié)構(gòu)的允許承載能力、與架橋機(jī)相適應(yīng)的車

2、身型式、以及運(yùn)梁車的其它用途等多種因素，設(shè)計(jì)載荷分配為前橋25%，中橋38.5%,后橋36.5% 。運(yùn)梁車在施工作業(yè)中，運(yùn)行速度低、運(yùn)輸距離短，車輛在橋面行駛時(shí)要求行駛路線精確，不允許發(fā)生較大偏差而對(duì)橋梁造成損壞，整車運(yùn)行過程平穩(wěn)。該車設(shè)計(jì)使用壽命為十年，檢修間隔期為四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天實(shí)際工作只有四個(gè)小時(shí)左右。工作環(huán)境：室外常溫，灰塵較大。運(yùn)梁車的動(dòng)力和傳動(dòng)系統(tǒng)是整車的核心設(shè)計(jì)部分，要求該車傳動(dòng)路線圖如下所示： 變速器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時(shí)傳動(dòng)比i變=6.4； 減速器要自行設(shè)計(jì)，是該課題的主要任務(wù)，采用展開式二級(jí)以上閉式齒輪傳動(dòng)，允許速度誤差為5%，保

3、持中心距a>=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運(yùn)梁車倒車時(shí)能保持前進(jìn)時(shí)相同的速度，提高工作效率； 減速器采用單級(jí)開式斜齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比i=2.03， 驅(qū)動(dòng)橋采用東風(fēng)140，總傳動(dòng)比i驅(qū)=38/6=6.33；輪胎處采用一對(duì)單級(jí)開式直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比i胎=86/14=6.14。傳動(dòng)過程允許速度誤差為5%；二、 設(shè)計(jì)方案分析 傳動(dòng)方案1： 減速器（以下簡稱減速器）采用展開式二級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)，結(jié)構(gòu)簡單，在滿足中心距的條件下，由于齒輪和軸的減少，傳動(dòng)效率較高，但齒輪直徑大，加工精度不高，而且噪聲較大，大齒輪在經(jīng)濟(jì)方面不理想，加工起來又比較困難，減速箱的體積比較大，不利于安裝。它的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-

4、1所示： 圖1-1傳動(dòng)方案2：減速器采用展開式三級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)，特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命較長、維護(hù)方便，裝拆容易，工作可靠，。當(dāng)打倒檔時(shí)，高速級(jí)滑移齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形與軸在彎矩下產(chǎn)生的彎彎曲變形可部分地相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象在滿足中心距的條件下，傳動(dòng)的齒輪的直徑可以取小，這樣可以使傳動(dòng)的傳動(dòng)比較精確可靠，壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊，而且滑移齒輪操作方便不費(fèi)力。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-2所示。比較起來，方案2的三級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)比較適合運(yùn)梁車的減速傳動(dòng)，該機(jī)具有較強(qiáng)的市場競爭力。三、 原動(dòng)件的選擇發(fā)動(dòng)機(jī)的計(jì)算：1、 整車滾動(dòng)阻力f1（平實(shí)

5、路面地）2、 整車上坡阻力f2 3、 總阻力f3 圖1-2可跨檔減速器1 滑移齒輪；2軸承1；3齒輪2；4齒輪3；5軸承3；6齒輪4；7軸承5；8軸承7；9軸承8；10輸出齒輪6；11齒輪5；12軸承6；13軸承4；14軸承24、 總阻力矩t阻(輪胎半徑r=530mm) 5、 半軸切應(yīng)力6、 輪功率p轉(zhuǎn)7、 發(fā)動(dòng)機(jī)功率p（總傳動(dòng)效率為=0.66） 8、 附著力 f附 不打滑條件：該車在工作情況下不會(huì)打滑。發(fā)動(dòng)機(jī)選擇柴油機(jī)，xy4108q，功率p=75kw，n=2800r/min。四、 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析與動(dòng)力參數(shù)選擇與計(jì)算（一）運(yùn)梁車的總傳動(dòng)比和各傳動(dòng)比的分配方案選擇(1) 總傳動(dòng)比的計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

6、 ，車輪的轉(zhuǎn)速，（根據(jù)運(yùn)梁車滿載時(shí)每小時(shí)只走800-900m，而輪胎的直徑為1.06m）總傳動(dòng)比(2)傳動(dòng)比的分配變速器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時(shí)傳動(dòng)比i變=6.4；減速器傳動(dòng)比i=2.03，允許速度誤差為5%； 驅(qū)動(dòng)橋采用東風(fēng)140，總傳動(dòng)比i驅(qū)=38/6=6.33； 輪胎處傳動(dòng)比i胎=86/14=6.14； 則減速器的傳動(dòng)比（二）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算(1)各軸的轉(zhuǎn)速 將傳動(dòng)裝置各軸由高速到低速依次定為軸、軸、軸;軸，分別表示為。 減速器分為跨倒檔與不跨檔（見圖1-2）跨倒檔時(shí)，通過輸入軸的滑動(dòng)齒輪與轉(zhuǎn)向軸右齒輪嚙和，在通過轉(zhuǎn)向軸齒輪3與傳動(dòng)軸齒輪4的嚙和，在通過傳動(dòng)軸的齒輪5

7、與輸出軸齒輪6的嚙和，從而傳動(dòng)動(dòng)力。 由發(fā)動(dòng)機(jī)到輸出，通過變速器最底檔(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min， 傳到輸入軸n=437.5r/min, ,傳動(dòng)軸 n=437.5r/min , ,傳動(dòng)軸 n=437.5r/min , 輸出軸 不跨倒檔時(shí)，通過輸入軸的滑動(dòng)齒輪與轉(zhuǎn)向軸右齒輪嚙和，在通過傳動(dòng)軸右齒輪在和輸出軸齒輪嚙和，從而傳遞動(dòng)力。(2)各軸的效率和功率 根據(jù)條件已知：變速箱的機(jī)械傳動(dòng)效率 花鍵聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率 每對(duì)圓柱齒輪的傳動(dòng)效率（很好的跑和的7級(jí)精度齒輪傳動(dòng)） 每對(duì)滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 萬向節(jié)的傳動(dòng)效率a）各軸的傳動(dòng)效率 第一級(jí)的傳動(dòng)效率第二級(jí)的傳動(dòng)效率第

8、三級(jí)的傳動(dòng)效率第四級(jí)的傳動(dòng)效率b) 各軸的功率減速器輸入軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)向軸的功率： 轉(zhuǎn)向軸的功率：輸出軸的功率 （3）各軸的轉(zhuǎn)矩 輸入軸轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)向軸輸出軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表軸名輸出功率p（kw）轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩t（n.mm）效率輸入軸437.50.9456轉(zhuǎn)向軸55.8437.50.9702轉(zhuǎn)向軸54.1437.50.9702輸出軸52.5324.60.9702五、齒輪的設(shè)計(jì)及校核（一）、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級(jí)和齒數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉(zhuǎn)矩，選擇大小齒輪材料都為20crmnti,滲碳處理，硬度為5560hrc，抗拉強(qiáng)度，屈服強(qiáng)度；

9、精度7級(jí)。 取滑移齒輪，且由于要滿足中心距達(dá)到300mm，取齒輪2、齒輪3、齒輪4、齒輪5的齒數(shù)都為23，即，輸出齒輪 取模數(shù)m=6, 實(shí)際傳動(dòng)比, 傳動(dòng)比誤差，滿足傳動(dòng)要求。 實(shí)際輸入軸轉(zhuǎn)速實(shí)際輸出軸轉(zhuǎn)速 （二）、 校核齒輪強(qiáng)度1 滑移齒輪和齒輪2的設(shè)計(jì)計(jì)算a)、設(shè)計(jì)參數(shù) 傳遞功率 p=57.5kw 傳遞轉(zhuǎn)矩t1= n.mm 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=437.5r/min 該嚙合傳動(dòng)比 i=1.00原動(dòng)機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn)預(yù)定壽命取6000時(shí)（壽命4年，每年工作360天，每天工作用4小時(shí)）b)、齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式按 閉式齒輪

10、結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪5采用非對(duì)稱布置（軸鋼性較大），齒輪6也采用非對(duì)稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，齒面嚙合類型 ：硬齒面，熱處理質(zhì)量級(jí)別 ml齒輪1、2材料及熱處理 20crmnti滲碳齒輪1、2硬度取值范圍 hrc=5560齒輪1、2硬度 hrc=59 齒輪1、2接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 hlim=1500mpa 齒輪1、2抗彎疲勞基本值fe=580mpa由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-7，查得使用系數(shù)，試取動(dòng)載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對(duì)稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級(jí)精度，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)材料的彈性系數(shù)接觸強(qiáng)度重合度系數(shù)接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù)重合、螺旋角系數(shù) 齒

11、面接觸許用應(yīng)力 齒輪1、2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-11得（不允許有一定量點(diǎn)蝕） 查表得潤滑油膜影響系數(shù)工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù)接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力： 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計(jì)算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動(dòng)載系數(shù) kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設(shè)計(jì)后數(shù)據(jù)如下：載荷系數(shù)齒向載荷分布系數(shù) kh=0.137綜合變形對(duì)載荷分布的影響 ks=0.0安裝精度對(duì)載荷分布的影響 km=0.137節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) zh=2.5材料的彈性

12、系數(shù) ze=189.800接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) z=0.89接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) z=1.0重合、螺旋角系數(shù) z=0.89接觸疲勞壽命系數(shù) zn=1.3潤滑油膜影響系數(shù) zlvr=0.97模數(shù)(法面模數(shù)) mn=6.0端面模數(shù) mt=6.0螺旋角 =0度基圓柱螺旋角 b=0度齒輪1、2變位系數(shù) x=0齒輪1、2齒寬 b=30mm齒輪1、2齒寬系數(shù) d=30/138=0.217齒頂高系數(shù) ha*=1.頂隙系數(shù) c*=0.25壓力角 *=20度端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.端面頂隙系數(shù) c*t=0.25端面壓力角 *t=20度 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a=138mm實(shí)際中心距 a=138mm齒數(shù)比 u=1.0端面

13、重合度 =1.59縱向重合度 =0.00總重合度 =1.591校核：由式： 結(jié)果：齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度安全。c)、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 計(jì)算公式 由查表可知，齒輪1復(fù)合齒形系數(shù) yfs1=2.72齒輪1應(yīng)力修正系數(shù) ysa1=1.57齒輪2復(fù)合齒形系數(shù) yfs2=2.72齒輪2應(yīng)力修正系數(shù) ysa2=1.57抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) y=0.72抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) y=1.000抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) y=0.721按式計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 壽命系數(shù) 查表可知尺寸系數(shù) yx=0.99 實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)yst=2.0彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)一般取sf=1.25彎曲疲勞許

14、用應(yīng)力 校核：彎曲疲勞強(qiáng)度結(jié)果： 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核滿足要求兩個(gè)齒輪齒面粗糙度 z1r=rz6m(ra1m) 齒根表面粗糙度 zfr=rz16m (ra2.6m)2、 齒輪5和輸出齒輪6的設(shè)計(jì)計(jì)算a)、設(shè)計(jì)參數(shù)傳遞功率 p=54.1kw 傳遞轉(zhuǎn)矩t3= n.mm 齒輪5轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min齒輪6轉(zhuǎn)速 n2=324.6r/min 該嚙合傳動(dòng)比 i=1.348原動(dòng)機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn) 預(yù)定壽命 取6000時(shí)b)、齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式按 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪1采用非對(duì)稱布置（軸鋼性較大），齒輪2也采用非對(duì)稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，齒面

15、嚙合類型 ：硬齒面，熱處理質(zhì)量級(jí)別 q=ml齒輪1、2材料及熱處理 20crmnti<滲碳>齒輪1、2硬度取值范圍 hrc=5560 齒輪1、2接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 hlim=1500mpa 齒輪5、6抗彎疲勞基本值fe=580mpa由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-7，查得使用系數(shù)，試取動(dòng)載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對(duì)稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級(jí)精度，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)材料的彈性系數(shù)接觸強(qiáng)度重合度系數(shù)接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù)重合、螺旋角系數(shù) 齒面接觸許用應(yīng)力 齒輪5、6的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞壽命系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-11得（不允許有一定量點(diǎn)蝕） 查表得潤滑油

16、膜影響系數(shù)工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù)接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力：計(jì)算公式 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計(jì)算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動(dòng)載系數(shù) kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設(shè)計(jì)后數(shù)據(jù)如下：載荷系數(shù)校核：公式如下： 結(jié)果： 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度安全。c)、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 計(jì)算公式 查表可知：齒輪5復(fù)合齒形系數(shù) yfa5=2.72齒輪5應(yīng)力修正系數(shù) ysa5=1.57齒輪6復(fù)合齒形系數(shù) yfa6=3.58齒輪6應(yīng)力修正系數(shù) ysa6=1.63抗彎強(qiáng)

17、度重合度系數(shù) y=0.72抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) y=1.000抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) y=0.721按式計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 壽命系數(shù)查表可知尺寸系數(shù) yx=0.99 實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)yst=2.0彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)一般取sf=1.25彎曲疲勞許用應(yīng)力 比較： 應(yīng)按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度。校 核: 結(jié) 果：齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核滿足要求3、 齒輪3、4校核計(jì)算 由于齒輪3和齒輪4的轉(zhuǎn)速與齒輪相相同，且它們的材料和外形尺寸一樣，但它的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩卻比齒輪2要小，而齒輪2已經(jīng)滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度，所以同理可以推出齒輪3和齒輪4滿足設(shè)計(jì)要求

18、。 結(jié)果： 強(qiáng)度校核滿足要求。4、 齒輪主要幾何參數(shù)表滑移齒輪1小齒輪2、3、4、5 6 61 0.250.25 23 311381861501981231713030六、 軸的設(shè)計(jì)及校核（一）、軸材料選擇由于該減速器中各軸所承受的載荷都很大，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，且又是在高速狀況下工作，運(yùn)行平穩(wěn)，無很大的沖擊，但安裝齒輪的位置不對(duì)稱，對(duì)材料的剛度有一定的要求，考慮到加工的難易程度和工廠現(xiàn)有的材料，選擇40cr.調(diào)質(zhì)處理，加工精度為7級(jí)。材料牌號(hào): 40cr熱處理: 調(diào)質(zhì)毛坯直徑/mm: 80硬度（hb）: 241286抗拉強(qiáng)度b: 750mpa屈服點(diǎn)s: 550 mpa彎曲疲勞極限-1: 350

19、mpa扭轉(zhuǎn)疲勞極限-1: 200 mpa許用靜應(yīng)力+1: 300 mpa許用疲勞應(yīng)力-1: 194233 mpa（二）、 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、輸入軸的基本技術(shù)參數(shù) 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: p=57.5kw轉(zhuǎn)矩：t=1255000n·mm齒輪直徑d=138mm 2、軸上滑移齒輪和軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）初算最小直徑 圖1-3取軸承處（即a，b點(diǎn)）的直徑d=50mm取滑移部分（如危險(xiǎn)截面c、d）花鍵分度圓直徑d=57.5mm軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-3所示：a、b 點(diǎn)在水

20、平面的支承反力 危險(xiǎn)截面c、d在水平面的彎矩 a、b點(diǎn)在垂直面的支承反力 危險(xiǎn)截面c、d在垂直面的彎矩 危險(xiǎn)截面c、d的合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核：c點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 d點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿足要求。（三） 轉(zhuǎn)向軸設(shè)計(jì)計(jì)算1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: p=55.8kw轉(zhuǎn)矩：t=1218000n·mm齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即a，b點(diǎn)）的直徑d=45mm取導(dǎo)程部分（如危險(xiǎn)截面c、d）花鍵分度圓直徑

21、d=57.5mma、b 點(diǎn)在水平面的支承反力 危險(xiǎn)截面c、d在水平面的彎矩 a、b點(diǎn)在垂直面的支承反力 危險(xiǎn)截面c、d在垂直面的彎矩 危險(xiǎn)截面c、d的合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核： c點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 顯然此軸的c點(diǎn)當(dāng)量彎矩小于傳動(dòng)軸的c點(diǎn)當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 d點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 由于d點(diǎn)不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿足要求。（四） 轉(zhuǎn)向軸設(shè)計(jì)計(jì)算1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: p=54.1kw轉(zhuǎn)矩：t=1181000n·mm齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力

22、軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即a，b點(diǎn)）的直徑d=45mm取滑移部分（如危險(xiǎn)截面c、d）花鍵分度圓直徑d=57.5mma、b 點(diǎn)在水平面的支承反力 危險(xiǎn)截面c、d在水平面的彎矩 a、b點(diǎn)在垂直面的支承反力 危險(xiǎn)截面c、d在垂直面的彎矩 危險(xiǎn)截面c、d的合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核：c點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 顯然此軸的c點(diǎn)當(dāng)量彎矩小于傳動(dòng)軸的c點(diǎn)當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 d點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 由于d點(diǎn)不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿足要求。（五） 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=324

23、.5r/min 功率: p=52.5kw轉(zhuǎn)矩：t=1545000n·mm齒輪直徑d=186mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即a，b點(diǎn)）的直徑d=55mm取滑移部分（如危險(xiǎn)截面c、d）花鍵分度圓直徑d=60mm軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-4所示：a、b 點(diǎn)支承反力 危險(xiǎn)截面c、d的彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核：c點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 d點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿足要求。 圖1-4七、 軸承的選擇及校核（一） 輸入軸承1的設(shè)計(jì)計(jì)算1、設(shè)計(jì)基本參數(shù)徑向力軸向力 fa=0 n軸頸直徑 d1=50 mm轉(zhuǎn)速 n=437

24、.5r/min要求壽命 lh'=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時(shí)）潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息由于沒有軸向力，且是高速運(yùn)轉(zhuǎn)，在滿足強(qiáng)度的前提下一般都考慮用深溝球軸承，此種軸承噪聲低，使用壽命較長，精度高，價(jià)格低廉,互換性好。試選軸承型號(hào)6310軸承內(nèi)徑 d=50 mm軸承外徑 d=110 mm軸承寬度 b=27 mm基本額定動(dòng)載荷 c=61800 n基本額定靜載荷 co=38000 n極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min3、當(dāng)量動(dòng)載荷接觸角 a=0 (度)負(fù)荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.16徑向載荷系數(shù) x=1軸向載荷系數(shù) y=0當(dāng)

25、量動(dòng)載荷 軸承所需基本額定動(dòng)載荷 c'=61141.632 n校核：由式計(jì)算軸承壽命結(jié)果：選用深溝球軸承6310滿足要求（二） 輸入軸承2的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)基本參數(shù)徑向力軸向力 fa=0 n軸頸直徑 d1=50 mm轉(zhuǎn)速 n=437.5r/min要求壽命 lh'=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時(shí)）潤滑方式 油潤滑2、理由和選軸承1一樣。試選軸承：深溝球軸承軸承型號(hào) 6310和 軸承型號(hào) 6210軸承內(nèi)徑 d1=50 mm 軸承內(nèi)徑 d2=50 mm軸承外徑 d1=110mm 軸承外徑 d2=90 mm軸承寬度 b1=27mm 軸承寬度 b2=20

26、 mm基本額定動(dòng)載荷 c1=61800 n 基本額定動(dòng)載荷 c2=35000n基本額定靜載荷 co1=38000 n 基本額定靜載荷 co2=23200 n極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min 極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=8500 r/min3、當(dāng)量動(dòng)載荷接觸角 a=0度 接觸角 a=0 (度)負(fù)荷系數(shù) fp=1.2 負(fù)荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.271 判斷系數(shù) e=0.304徑向載荷系數(shù) x1=0.56 徑向載荷系數(shù) x2=0.56軸向載荷系數(shù) y1=1.624 軸向載荷系數(shù) y2=1.435當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承所需基本額定動(dòng)載荷 c1'=45199.236 n

27、c2'=42574.471 n校核：軸承 6310的壽命 軸承 6210的壽命 結(jié)果：軸承2選用軸承6310滿足要求。（三） 轉(zhuǎn)向軸軸承3，4，5，6的設(shè)計(jì)計(jì)算 由于轉(zhuǎn)向軸和輸入軸一樣都沒有軸向力，軸承3所受載荷最大，軸承3選用的是6209故軸承，計(jì)算過程略， 4、5、6只需要采用深溝球軸承6209不用作校核就可以滿足要求。 結(jié)果：軸承3，4，5，6選用軸承型號(hào)6209。（四） 輸出軸軸承7的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)基本參數(shù)徑向力軸向力 fa=0 n軸頸直徑 d1=55 mm轉(zhuǎn)速 n=324.6r/min要求壽命 lh'=3000 h 潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息由于其所受的徑向

28、力很小，但又要保持其軸頸直徑，所以試選深溝球軸承6211軸承內(nèi)徑 d=55 mm軸承外徑 d=100 mm軸承寬度 b=21 mm基本額定動(dòng)載荷 c=43200 n基本額定靜載荷 co=29200 n極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7500 r/min3、當(dāng)量動(dòng)載荷接觸角 a=0 (度)負(fù)荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.16徑向載荷系數(shù) x=1軸向載荷系數(shù) y=0當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承所需基本額定動(dòng)載荷 c'=13489.735 (n)校核：軸承壽命 軸承壽命 由此可知該軸承遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足要求，每次大修時(shí)也可以不必更換這個(gè)軸承。結(jié)果：軸承7選用6211。（五） 輸出軸軸承8的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)基

29、本參數(shù)徑向力 軸向力 fa=0 n 軸頸直徑 d1=55 mm 轉(zhuǎn)速 n=324.6 r/min 要求壽命 lh'=3000 h 潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息試選軸承型號(hào) 6311軸承內(nèi)徑 d=55mm軸承外徑 d=120mm軸承寬度 b=29mm基本額定動(dòng)載荷 c=71500 n基本額定靜載荷 co=44800 n極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=6700 r/min3、當(dāng)量動(dòng)載荷接觸角 a=0度負(fù)荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.16徑向載荷系數(shù) x=1軸向載荷系數(shù) y=0當(dāng)量動(dòng)載荷軸承所需基本額定動(dòng)載荷 c'=68785.076 (n)校核：軸承壽命 結(jié)果：軸承選用63

30、11（六） 各軸承的參數(shù)如下表所示名稱軸承1軸承2軸承3軸承4軸承5軸承6軸承7軸承8軸承代號(hào)63106310620962096209620962116311軸頸直徑5050454545455555軸承外徑11011085858585100120軸承寬度2727191919192129八 花鍵的設(shè)計(jì)及校核（一）輸入軸花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及校核傳遞的轉(zhuǎn)矩 t = 1255000 n·mm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30°齒數(shù) z = 23分度圓直徑 d= 57.5 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 52 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制造情況

31、 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理移動(dòng)情況 載荷作用下移動(dòng)許用應(yīng)力 p = 45.0 mpa校核： 結(jié)果： p p 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計(jì)算：傳遞的轉(zhuǎn)矩 t = 1255000 n·mm花鍵參數(shù) n×d×d×b = 8×42×48×8 mm倒角c = 0.4 mm鍵齒的工作高度不均勻系數(shù) = 0.75鍵的長度l = 60 mm使用和制造情況中等，齒面經(jīng)熱處理，鍵系列采用中系列許用擠壓應(yīng)力范圍pp = 100140 mpa取許用應(yīng)力p = 120.0 mpa校 核：計(jì)算應(yīng)力結(jié)果： pp 滿足（二）傳動(dòng)軸的花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及

32、校核傳遞的轉(zhuǎn)矩 t = 1218000 n·mm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30°齒數(shù) z = 22分度圓直徑 d = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 32 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力 p = 120.0 mpa校核： 結(jié)果： p p 滿足要求（三）傳動(dòng)軸的花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及校核傳遞的轉(zhuǎn)矩 t = 1181000 n·mm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30°齒數(shù) z = 22分度圓直徑 d = 57.

33、5 mm花鍵軸大徑直徑 dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 32 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力 p = 120.0 mpa校核： 結(jié)果： p p 滿足要求（四）輸出軸的花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及校核 軸右段花鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩 t = 1545000 n·mm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30°齒數(shù) z = 23分度圓直徑 d = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 l = 32 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制

34、造情況 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力 p =120.0 mpa校核： 結(jié)果： p p 滿足要求 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計(jì)算： 傳遞的轉(zhuǎn)矩 t = 1545000 n·mm鍵系列采用輕系列花鍵參數(shù) n×d×d×b = 8×46×50×9 mm倒角c = 0.3 mm鍵齒的工作高度不均勻系數(shù) = 0.75鍵的長度l = 67 mm由于使用和制造情況良好，而且齒面經(jīng)熱處理查表可知許用擠壓應(yīng)力范圍p= 120200 mpa取許用應(yīng)力p = 160.0 mpa校核：計(jì)算應(yīng)力 結(jié)果： pp 滿足傳遞的轉(zhuǎn)矩 九、 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座厚度20箱蓋厚度10支架螺釘直徑m16支架螺釘數(shù)目查手冊(cè)4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑m16蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.5 0.6）m10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）m10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）m8定位銷直徑=（0.70.8）m8，至外箱壁的距離查手冊(cè)表11224，至凸緣邊緣距離查手冊(cè)表11220外箱壁至軸承端面距離=+