哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(二級(jí)圓柱齒輪減速器)

1、目錄一.傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)Q.1.1 分析或確定傳動(dòng)方案 1.1.2 選擇電動(dòng)機(jī)2.1.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比 31.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)42 .傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級(jí) 52.2 高速級(jí)齒輪，初定齒輪傳動(dòng)及齒輪主要尺寸 52.3 低速級(jí)齒輪，初定齒輪彳動(dòng)及齒輪主要尺寸 93 .軸的設(shè)計(jì)計(jì)算123.1 高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1.23.2 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.33.3 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.44 .軸I的校核1.54.1 軸I的受力分析 1.54.2 軸I的強(qiáng)度校核1.64.3 軸I上鍵連接強(qiáng)度校核 174.4 軸I上軸承壽命校核

2、1.75 .軸II的校核1.85.1 軸II的受力分析 1.85.2 軸II的強(qiáng)度校核205.3 軸II上鍵連接強(qiáng)度校核 215.4 軸II上軸承壽命校核 216 .軸III的校核226.1 軸III的受力分析226.2 軸III的強(qiáng)度校核246.3 軸III上鍵連接強(qiáng)度校核 256.4 軸III上軸承壽命校核 257 .聯(lián)軸器的選擇267.1 輸入軸聯(lián)軸器267.2 輸出軸聯(lián)軸器268 .潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)279 .減速器附件及其說(shuō)明27工傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)1.1分析或確定傳動(dòng)方案1 .組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)傳送帶組成。2 .特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱(chēng)分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要

3、求軸有較大的剛 度。3 .確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大其傳動(dòng)方案如下根據(jù)要求，選用二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，將動(dòng)力傳送到傳送帶上，實(shí)現(xiàn)傳送帶預(yù)先設(shè) 計(jì)的參數(shù)及其相應(yīng)的功能。設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=1900N傳送帶卷筒直徑：d=280mm傳送帶帶速：v=0.9m/s關(guān)于減速器的生產(chǎn)和工作的要求:機(jī)器產(chǎn)量為大批量；機(jī)器工作環(huán)境為有塵；機(jī)器載荷特性為平穩(wěn)載荷；機(jī)器最短工作年限為六年二班。1.2 選擇電動(dòng)機(jī)1.2.1 選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)形式電動(dòng)機(jī)分交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)兩種。 由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此, 無(wú)特殊要求時(shí)應(yīng)選用三相交流電動(dòng)機(jī)，其中以三相交流異步電動(dòng)

4、機(jī)應(yīng)用廣泛。所以選擇使用 三相交流異步電動(dòng)機(jī)。1.2.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量（功率）首先計(jì)算工作機(jī)有效功率:Pw以 1900N 0.9m/s 1.71KW10001000式中，F(xiàn)傳送帶的初拉力;v傳送帶的帶速。從原動(dòng)機(jī)到工作機(jī)的總效率：12 24 32 4 = 0.992 義 0.994 義 0.972 X0.96= 0.8504式中，Hi聯(lián)軸器傳動(dòng)效率，由參考文獻(xiàn)1表9.1, 1 0.99；軸承傳動(dòng)效率，二- ：飛一一齒輪嚙合效率，3 0.97；%卷筒傳動(dòng)效率，4 0.96。則所需電動(dòng)機(jī)功率:FdPW 7kW 2.01kW0.85041.2.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速工作機(jī)（套筒）的轉(zhuǎn)速:nw60 1

5、000V1000 60 0.9r / min28061.4r / min式中，d傳送帶卷筒軸直徑由參考文獻(xiàn)1表9.2,兩級(jí)齒輪傳動(dòng)f二840 ,所以電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為:nd i' nw=(840) X61.4= (491.22456) j/in符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和 傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻(xiàn)1P172頁(yè)表15.1,選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S6, 其主要性能如下表所示。電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功

6、率/kW同步轉(zhuǎn)速/(r min)滿載轉(zhuǎn)速(r min)起動(dòng)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額S轉(zhuǎn)矩Y112M-62.210009402.02.01.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比1.3.1 總傳動(dòng)比叼由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nw和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為i = nw/n = 940/61.4 = 15.311.3.2 分配傳動(dòng)比 i =，x i 2式中i1,i2分別為一級(jí)、二級(jí)齒輪傳動(dòng)比?？紤]潤(rùn)滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級(jí)傳動(dòng)比為J1.4 iJ1.4 15.31 4.63,則 i2= i /i1 =3.306。1.4計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速軸

7、： n = nm =940r/min軸：nn = 5 /i 1 = 940/4.63 = 203.02 r/min軸：nw = nn/ i2 =203.02/3.306=61.4r/min卷同軸：n 卷=nm =61.4 r/min1.4.2 各軸的輸入功率軸：R=pdx 1 = 2.01 x 0.99= 1.99kW軸：Pn=訪X 邛X 3= 1.99X0.99X 0.97=1.91kW軸：Pw=pnXT2x 3 =1.91 X0.99X 0.97=1.835kW卷同軸： 隹=Pw x 4 X 印=1.835X 0.99X 0.97= 1.798kW1.4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩P4電動(dòng)機(jī)軸的輸

8、出轉(zhuǎn)矩 Td =9550 =9550X 2.01/940=2.042X 104N mmnm軸：Ti=TdX 1 =2.042X 104 X0.99=2.022X 104 N mm44軸：Tn=TiXi1X 2 X 3=2.022X 10 X4.63X0.99X 0.97=8.99X 10 N mm45 一軸：Tw=TnXi2 X 2 X 3=8.99X 10 X 3.306 X0.99X0.97=2.85X 10 N mm卷同軸：T卷=Tm X 2 X 1=2.85X 105 X0.99 X0.99=2.793 X 105 N mm。整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時(shí)方便查閱。減速器運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)

9、力學(xué)參數(shù)一覽表軸名功率/P KW轉(zhuǎn)矩/T(N mm)轉(zhuǎn)速/n(r min 1)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸2.012.042 10494010.99I軸1.992.022 1049404.630.96II軸1.918.99 104203.023.3060.96田軸1.8352.85 10561.41.000.98卷筒*由1.798一 一一 52.793 1061.4二傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級(jí)考慮到卷筒機(jī)為一般機(jī)械，且該齒輪傳動(dòng)為閉式傳動(dòng)。2.1.1 齒輪材料及熱處理方式和精度等級(jí) 材料：大，小齒輪均采用45號(hào)鋼，軟齒面，由參考文獻(xiàn)1表8.2查得，小齒輪調(diào)制 處理，齒面硬度

10、為217-255HBW乎均硬度為236HBW：齒輪正火處理，齒面硬度為162-217HBW 平均硬度為190HBW大，小齒輪齒面平均硬度差為 46HBW在30-50HBW范圍內(nèi)。按GB/T10095 1998,均選擇8級(jí)精度2.1.2 根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)。選 Z1 21z 21 4.63 97;4 23z 23 3.306 76;減速器運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)更新后一覽表軸名功率/P KW轉(zhuǎn)矩/T(N mm)轉(zhuǎn)速/n(r min 1)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸2.012.042 10494010.99I軸1.992.022 1049404.620.96II軸1.91一一48.97

11、10203.53.3040.96田軸1.8352.85 10561.51.000.98卷筒*由1.798一 一一 52.793 1061.52.2 高速級(jí)齒輪，初定齒輪傳動(dòng)及齒輪主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng):3 2K1 u 1/hZeZZ、2d1t .()d u H 式中各參數(shù)為:小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，T12.022 104 N|mm設(shè)計(jì)時(shí)，因v值未知，K不能確定，初取 Kt=1.40由參考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)d=1.1初選螺旋角=12°。由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)ZE 189.8 JMPa。由圖8.14選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.46齒數(shù)4 21

12、,Z2 97;由參考文獻(xiàn)1式8.1,端面重合度：1 1111.88 3.2 cos 1.88 3.2cos12， 1.66乙 Z221 97由參考文獻(xiàn)1式8.2,軸面重合度：0.318 dZ1tan0.318 1.1 21 tan12 1.56由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得：Z =0.775。由圖8.24查得螺旋角系數(shù)Z =0.99由參考文獻(xiàn)1式8.26,許用接觸應(yīng)力,卜="如，由參考文獻(xiàn)1圖8.28 (e)得接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1=570MPa Hlm2=390MPa小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60nla1 =60 X 940X (2 X 8 X 250 X 6)

13、=1.354 X 109h9n M 1.354 102.92 108hi14.63由參考文獻(xiàn)1圖8.29查得壽命系數(shù)：Zni=1.0, Zn2=1.13o由參考文獻(xiàn)8.7,取安全系數(shù)=ZniH lim11.0 5701.05702ZHN2 Hlim2S1.13 3901.0440.725故取h h2440.7MPa初算小齒輪1的分度圓直徑dlt,得dtZhZeZ Zh)23_ 42 1.4 2.022 104 4.63 11.14.63189.8 2.46 0.775 0.99 2 °()34.58 mm440.7確定傳動(dòng)尺寸:(1)計(jì)算載荷系數(shù)K= KAKVK KK=1.0X1.1

14、2X 1.11X1.2=1.465。式中，二使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表8.3,原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取Ka - L0-動(dòng)載系數(shù)。分度圓上的速度為60 10003.14 34.58 9401.701m/s60 1000故由參考文獻(xiàn)1圖8.7查得Kv=1.120工一一齒向載荷分布系數(shù)。齒向載荷分布系數(shù)K =1.11 0由參考文獻(xiàn)1 圖 8.11,因?yàn)樾↓X輪是非對(duì)稱(chēng)布置的，故查得-一一一齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表8.4,未經(jīng)表面硬化的8級(jí)精度斜齒輪取K=1.2。對(duì)山匚進(jìn)行修正。確定模數(shù)-.d1 cosmn=-Z1計(jì)算傳動(dòng)尺寸1.465=35.1mm1.4d 產(chǎn)d1t 3 , K

15、/ Kt =34.58X35.1 cos12 , 1.635mm 取 mn =1.75mm21中心距：a=(z1 z2)mn=(21 97) 1.752 cos2 cos12=105.5 mm 圓整為 105mm。螺旋角=arccosmn(Z-z) arccos1.75 (21 97) 10.4752a2 105mnZ11.75 21 八八其匕傳動(dòng)尺寸：d137.37 mmcos cos10.475d2mnZ2cos1.75 97172.62mm cos10.475b2dd1 1.1 37.37 41.1mm取 42mmb1=b2+ (510) mm 取b1二50mm4.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核2

16、KT1fYfYsYYbmnd1 K、T、mn、d1 同上 K=1.465、T=2.022 104 Nmm mn 1.75、d1 37.37mm 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 一H12 22.08 coscos 10.475ZV2z 397 102.0coscos 10.475由參考文獻(xiàn)1,圖8.19查得Yf1 =2.75, YF2=2.2由參考文獻(xiàn)1由圖8.20查得Ysi=1.56, Ys2=1.79 由參考文獻(xiàn)1由圖8.21查得重合度系數(shù)Y =0.71 由參考文獻(xiàn)1由圖8.26查得螺旋角系數(shù) 丫 =0.89大齒輪 由參考文獻(xiàn)1由圖8.28查得彎 曲疲勞極限應(yīng) 力， 小齒輪 Flim1 220 MPaFlim

17、2 170MPa由參考文獻(xiàn)1圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù)：.Yni=1.0 Y N2=1.0由參考文獻(xiàn)1表8.7查得彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25（1%失效概率）KN1 Flim1f產(chǎn)一 S1.0 220 176MPa1.25F1KN 2 Flim2 F 2=S吟YsYY1.0 170 136MPa1.251.465 2.022 104bmnd1垣丫242 1.75 37.372.75 1.56 0.71 0.89 58.47F1F2F1丫匹c 2.2 1.79 cc58.47 53.672.75 1.56F2結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。高速級(jí)齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑 (mm)齒數(shù)螺旋

18、角中心距a(mm)小齒輪1.7537.37502110.475105大齒輪172.6242972.3低速級(jí)齒輪，初定齒輪傳動(dòng)及齒輪主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng): 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：dit3 2KtTiu 1d u(ZhZeZ Zh)2式中各參數(shù)為：mm小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，T=T= 8.99 1 04N設(shè)計(jì)時(shí)，因v值未知，K不能確定，初取 Kt=1.3。由參考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)d=1由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)Ze = 189.%麗。由參考文獻(xiàn)1圖8.14選取區(qū)域系數(shù)Z h =2.5齒數(shù) z323; z4 76由參考文獻(xiàn)1式8.1,端面重合度：11

19、11，1.88 3.2cos 1.88 3.2cos 011.70Z1 Z223 76由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得：Z 0.876由參考文獻(xiàn)1式8.26,許用接觸應(yīng)力0置=生詈2q，由參考文獻(xiàn)1圖8.28得接觸疲勞極限應(yīng)力H lim 1 =570MPa him 2 =390MPa小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N3 N2N4N3i22.92 1083.3068.83 107h由參考文獻(xiàn)1圖8.29查得壽命系數(shù)：Zn3 1.13, Zn4 1.21 （允許局部點(diǎn)蝕）由參考文獻(xiàn)1表8.7,取安全系數(shù)= 1.0Z N 1 H lim 1H3=1.13X 570=644.1 MPaSh4=Zhn2

20、 川而2“3 390=471.9 MPa S故取h h2471.9MPa初算小齒輪3的分度圓直徑，得d3tu 1 (ZhZeZ Z )2 u h32 1.3 8.99 104 3.306 1189.8 2.5 0.876 0.()60.37 mm1.03.306471.9確定傳動(dòng)尺寸:計(jì)算載荷系數(shù)KK= KaKvK K =1.0X1.05X 1.09X 1.1=1.26。故取一式中，使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表8.3,原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)工作特性均是均勻平穩(wěn),動(dòng)載系數(shù)。分度圓上的速度為dn6010003.14 60.37 203.260 10000.64 m / s故由參考文獻(xiàn)1圖8.7查得Kv =1.

21、05齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖8.11,查得齒向載荷分布系數(shù) K =1.09.齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1 表 8.4,取 K =1.1 。對(duì)d3t進(jìn)行修正。3d3=d3tK / Kt =60.37X1.261.359.74 mm =確定模數(shù)二.mn =- 5°74 2.59mm 取 mn =2.75mmZ323計(jì)算傳動(dòng)尺寸中心距：a= (z3 z4)mn=(23 76) 2.75 =136.125 mm 取整為 136mm22其它傳動(dòng)尺寸：d3 m z3 2.75 23 63.25mmd4mz4 2.75 76 209mmb4dd3 1 63.25 63.25mm取 66m

22、mb3 = b4+ (510) mm M b3=72mm低速級(jí)齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒數(shù)中心距a(mm)小齒輪2.7563.257223136大齒輪2096676三.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸參數(shù)：R =1.99kWTi = 2.022 104N|mmN=940r/min2.作用在齒輪上的力：Ft_ 42T 2 2.022 10了 37.371082.15NFrtan antan 20Ftn 1082.15/ 400.5Ncoscos10.475FaFt tan _ _ _ 0 1082.15 tan10.475 =200.1N選擇軸的材料選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良

23、好的綜合機(jī)械性能。初算軸上的最小直徑按彎扭強(qiáng)度計(jì)算:dmin C3P 106翳 13.6mm考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，dmin 13.6 1.05 14.29mm。式中，C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn) 2表10.2,考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106oP軸傳遞的功率。n軸的轉(zhuǎn)速。軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體用剖分結(jié)構(gòu)。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高， 發(fā)熱小，估計(jì)軸不會(huì)很長(zhǎng)，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計(jì)的軸承部件的 結(jié)構(gòu)形式如圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從 dmin處開(kāi)始設(shè)計(jì)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)d=28mm，聯(lián)軸器選取LH2O故取a 2

24、5mm,根據(jù)參考文獻(xiàn)1,依次選取：d2 30mm,d3 35mm,d4 42mm,d5 35mmli 60mm2 56mmJ3 30mmJ4 136mm, I5 30mm尺寸如下圖3.2 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算中間軸上的功率 P =1.91kW,轉(zhuǎn)速 n2=203.2r/min,轉(zhuǎn)矩 T2=8.99 104 Nmm。初定軸上的最小直徑dmin C3/-P 10622.37 mm. n, 203.2由參考文獻(xiàn)1, 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。取 d1 30mm , d2 35mm , d3 38mm d4 35mm d5 30mm3.3 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算材料同為45號(hào)鋼輸出軸上的功率 P

25、=1.835kW,轉(zhuǎn)速 n3=61.4r/min,轉(zhuǎn)矩 T3=2.85 105 N|mm。初定軸上的最小直徑dmin C3/P 106 J1835 32.89mmn, 61.4式中，C-由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2P193頁(yè)表10.2,考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106oP軸傳遞的功率。n軸的轉(zhuǎn)速?？紤]到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，dmin 32.89 1.05 34.53。軸上各個(gè)軸段的參數(shù)計(jì)算軸段1,為輸出軸與聯(lián)軸器的連接部分。查參考文獻(xiàn)2表13.1,取聯(lián)軸器LH3,取 d1 35mm由參考文獻(xiàn)1得d1 35mm, d2 40mm, d3 45mm,d4 52 mm, d5 48

26、mm,d6 45mm11 80mm,l2 54mm,l3 32mm,l4 61mm, l5 64mm,l6 43mm尺寸如下圖:四.軸I的校核4.1 軸I的受力分析(1)計(jì)算支承反力由轉(zhuǎn)矩T=2.022 1 04 N mm,按齒輪受力關(guān)系計(jì)算可得圓周力Ft2Td2 2.022 10437.371082.15N徑向力FrFt tan1082.15 tan 20400.5N軸向力FaFt tan _ _ _ 0 _ _1082.15 tan10.475200.1N那么，在水平面上F1hFrL3Fa 2L3L2400.5 45.3 200.1 37.37/245.3 119.3132.94 NF2

27、HFrFih400.5 132.94267.56N在垂直平面上F1V解得FivF 2VFtL2F1V297.8N784.3N軸承I的總支承反力F1RF1H 2 F1v2132.942 297.82326.1N軸承II的總支承反力F2R.F2H2 F2v2267.62 784.32 828.7N(2)畫(huà)彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖 在水平面上MaHFih L2 132.9 119.3 15854.97 N mmM 'aHF2H L3 267.6 45.3 12122.3N mmaH2 H3在垂直面上Mav Fiv L2297.8 119.3 35527.5 N mm合成彎矩Ma MaH2 Mav2M5

28、854.972 35527.52 38904.8N mmM'aH2 MaV2.12122.32 35527.5 37538.7N mm轉(zhuǎn)矩 T=20220N mm4.2 軸I的強(qiáng)度校核a-a左側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，定義為危險(xiǎn)截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1,抗彎剖面模量333W 0.1d0.1 32.9953593.7mm抗扭剖面模量W 0.2d3 2W 7187.4mm3彎曲應(yīng)力MaW38904.810.8MPa3593.7密一 0b斫二0扭剪應(yīng)力2.022 1047187.42.81MPa0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為:-1.4MPa 2對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)

29、e : 2 4210.82 4(0.6 2.81)211.34MPa已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得b 650MPa ,化60MPa。顯然，e 化， 故軸的a-a左側(cè)剖面強(qiáng)度滿足要求。4.3 軸I上鍵連接強(qiáng)度校核聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力4T 4 2.022 104一一p ahl 25 7 (50 8)11MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1得與=120150MPa。顯然,op < *,故強(qiáng)度足夠。4.4 軸I上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn) 2表 12.1 查72070ft承彳#0 Cr 30500 N,C0 20000N。(1)計(jì)算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別

30、為：Fs1 0.4F1R 0.4 326.1 130.44NFs2 0.4F2R 0.4 828.7 331.48NFs2與軸向力A勺方向相同且Fs2 A Fs1工人Fs2 A 331.48 200.1 531.6N故a1Fa2 FS2 331.5N故只需校核軸承1即可(2)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷FaiC0531.6200000.0266 ,查表得 e=0.39FaiFri531.6400.50.44,Y1.41當(dāng)量動(dòng)載荷P XFr YFa0.44 326.1 1.41 531.6 893.0N校核軸承的壽命。軸承在 100° C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得fT 1。載荷變動(dòng)小,為減速

31、器用軸承，查參考文獻(xiàn)1 表 11.10,彳4 fp 1.5。故軸承的壽命Lh106( fT C)3 60n'fP P1061 30500 360 940(1.5 893.0)_51.8 105h已知最短使用6年，為2班工作制，則預(yù)期壽命Lh' 6 2 250 8 24000h顯然LhLh',故軸承壽命很充裕。五.軸II的校核5.1軸II的受力分析(1)計(jì)算支承反力按齒輪受力關(guān)系計(jì)算可得圓周力Ft2Td_ 42 2.022 1037.371082.15N , F't2Td'_ 42 8.99 1063.252842.7 N徑向力FrFt tan1082.1

32、5 tan 20400.5N , F'r F't tan201034.7N_ 0 _ _tan10.475200.1NL3 F'r L2L3FrL3軸向力 Fa Ft tan1082.15那么，在水平面上Fa - F1H L1 L22解得Fih673.3 NF2HF'r Fr F1H1034.7 400.5 673.339.1N在垂直平面上Fiv F2V Ft F'tFiv Li Ft L2F2V (L2 L3)解得Fiv 2167.0NF2V 1757.9N軸承I的總支承反力FrFh 2 F”2.673.32 2167.022269.2N軸承II的總支

33、承反力F2R. F2H2F2v2 39.121757.92 1758.3N(2)畫(huà)彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上MaH1F1H L1 673.3 56.8 38243.4N mmMaH2 F1H (L1L2) F 'r L2 15475.24N mmMaH2' F2H L3 39.1 45.8 1790.8 N mm在垂直面上Mav1 F1V L1 2167.0 56.8 123085.6 N mmMaV2F2V L3 1757.9 45.8 80511.8N mm合成彎矩Ma1 MaH12 MaV12.38243.42 123085.62 128889.9N mm,15475.24

34、2 80511.822 81985.6N mmM'a2M'aH22 MaV221790.78280511.822 80531.73N mm轉(zhuǎn)矩 T 8.99 104N mm.1Fh2FNFtFhlFq- F38243.4-123085 腦- -1-790.78MhMv.123889.981985.6-5.2軸II的強(qiáng)度校核1-1右側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，又存在鍵槽的應(yīng)力集中，定義為危險(xiǎn)截面。由參考文獻(xiàn) 1附表10.1,抗彎剖面模量.,.、2, 一一 _、 2加3 bt(dt)”3 105(35 5)32d2 35W 0.1d 0.1 35 3644.6 mm抗扭剖面模量3 bt

35、(d t)23WT 0.2d37932.1mm32d彎曲應(yīng)力扭剪應(yīng)力Ma a128889.93644.635.36MPa密一 Ob麗二0T 8.99 104 11.33MPaW 7932.15.67MPa 2對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6 ,則當(dāng)量應(yīng)力為:e 2 4235.3624(0.6-11.33)237.88MPa已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得b 650MPa ,化60MPa。顯然，e故軸的a-a左側(cè)剖面強(qiáng)度滿足要求5.3軸II上鍵連接強(qiáng)度校核齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力4Td1hl44 8.99 1035 8 (56 10)27.91MPa取鍵、軸及聯(lián)

36、軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1彳融 品=120150MPa 。顯然,卬 < 即,故強(qiáng)度足夠。齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力_44T 4 8.99 10p d,hl38 8 (36 10)49.39MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)3表6.1得品=120150MPa。顯然， p p ,故強(qiáng)度足夠。5.4軸II上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn) 2表 12.1 查7206CW承彳#0 Cr 23000N,C0 15000N(3)計(jì)算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：Fs1 0.4F1R 0.4 2269.2 907.7NFs2 0.4F2R0.4 1758.3 703.3NFs2與

37、軸向力A勺方向相同且Fsi AFs2Fa1 Fs1 907.7Fa2 FS1 A 1107.8N a 2s i故只需校核軸承2即可(4)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷Fa2C0g 0.074, 15000查表得e=0.45Fa2Fr20 e得X 1758.30.44,Y 1.2634P XFr YFa 0.44當(dāng)量動(dòng)載荷1758.3 1.26 1107.8 2169.5N校核軸承的壽命。軸承在 100° C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得fT 1。載荷變動(dòng)小,為減速器用軸承，查參考文獻(xiàn)1表11.10,彳4 fp 1.5。故軸承的壽命106 f C 31061 23000 34Lh(-)3()3 2

38、.8 104h60n fP P 60 203.2 1.5 2169.5已知最短使用6年，為2班工作制，則預(yù)期壽命Lh' 6 2 250 8 24000h顯然LhLh',故軸承壽命很充裕。六.軸III的校核6.1 軸III的受力分析(1)計(jì)算支承反力按齒輪受力關(guān)系計(jì)算可得2T 2 2.85 105圓周力 Ft- 2727.27Nd 209徑向力 FrFt tan 2727.27 tan20 992.7N那么，在水平面上FlH F2H FrF1HLi F2HL2解得 F1H 672.3 NF2HFr F1H992.7 672.3 320.4N在垂直平面上F1V解得F1vLiF2VF

39、tF 2VL2F1V 1847.1NF2V 880.2N軸承I的總支承反力F1v2,672.32 1847.12 1965.6N軸承II的總支承反力320.42880.22 936.7N(2)畫(huà)彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖 在水平面上MaHF1H L1672.3 55.837514.3N mm在垂直面上MaVFiv Li 1847.1 55.8103068.2 N mm合成彎矩Ma MaH2 MaV2.37514.32 103068.22 109683.1N mm轉(zhuǎn)矩 T 2.85 105N mm6.2 軸III的強(qiáng)度校核a-a右側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，又存在鍵槽的應(yīng)力集中，定義為危險(xiǎn)截面。由參考文獻(xiàn) 1附

40、表10.1,抗彎剖面模量,，,、2，一一，一一 一 、2加3 bt(dt)o3 145.5(48 5.5)八32d2 48W 0.1d 0.1 48 9610mm抗扭剖面模量3WT 0.2dbt(d t)22d320669mm彎曲應(yīng)力MaW109683.1961011.41MPa密一 Ob而二0扭剪應(yīng)力T 2.85 105WT2066913.8MPaa m 6.9MPa2對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6 ,則當(dāng)量應(yīng)力為:,11.42 4(0.6 13.8)220.1MPa1b ，已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得b 650MPa ,化60MPa。顯然，e故軸的a

41、-a左側(cè)剖面強(qiáng)度滿足要求6.3 軸III上鍵連接強(qiáng)度校核齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力4T 4 2.85 105pp dhl 48 9 (56 14)57.37MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1得品=120150MPa 。顯然,卬 < 即,故強(qiáng)度足夠。聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力4T 4 2.85 105pp d,hl 35 8 (70 10)67.85MPa取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)3表6.1得品=120150MPa 。顯然， p p ,故強(qiáng)度足夠。6.4 軸III上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn) 2表 12.1 查7209CW承彳#0 Cr 38500N,C0 28

42、500N。(5)計(jì)算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：Fs1 0.4F1R 0.4 1965.6 786.24 NFs2 0.4F2R 0.4 936.7 374.68N故 Fa1Fa2 786.24 N故校核任意軸承即可(6)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷Fa2co786.24285000.02758 ,查表得 e=0.39Fa2786.24936.7e得 X 0.44, Y 1.42當(dāng)量動(dòng)載荷P XF YFa 0.44 936.7 1.42 786.24 1528.6N a1。載荷變動(dòng)小,校核軸承的壽命。軸承在 100° C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9W fT為減速器用軸承，查參考文獻(xiàn)1 表 11.10,彳# fp 1.5。故軸承的壽命Lh106 J C)360n(fP p，1061 38500 36()1.28 10 h60 61.4 1.5 1528.6已知最短使用6年，為2班工作制，則預(yù)期壽命Lh' 6 2 250 8 24000h顯然LhLh',故軸承壽命很充裕。七.聯(lián)軸器的選擇總結(jié)：7.1 輸入軸聯(lián)軸器因?yàn)闇p速器應(yīng)用場(chǎng)合高速，選用彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機(jī)型號(hào) 考文獻(xiàn)1P152頁(yè)表1