機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-二級(jí)展開(kāi)式斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)T=950 V=0.8 D=345

1、機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書(shū)全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 題 目：二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)-3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-3第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇-4第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)-8第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-22第九部分 潤(rùn)滑與密封-24設(shè)計(jì)小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一、設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)

2、上的兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.97(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10年(300天/年),2班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。三. 設(shè)計(jì)步驟:1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

3、10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)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(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開(kāi)式）。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h

4、3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對(duì)應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=0.8m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 4.41 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 5.38 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 44.3 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×44.3 = 708.87088r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重

5、量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132S-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 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:ia=nm/n=1440/44.3=32.5（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=3，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=32.5/3=10.8取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:

6、i23 = 2.78第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 1440/3 = 480 r/minnII = nI/i12 = 480/3.89 = 123.4 r/minnIII = nII/i23 = 123.4/2.78 = 44.4 r/minnIV = nIII = 44.4 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 5.38×0.96 = 5.16 KWPII = PI×h2×h3 = 5.16×0.98×0.97 = 4.91 KWPIII = PII×h2&

7、#215;h3 = 4.91×0.98×0.97 = 4.67 KWPIV = PIII×h2×h4 = 4.67×0.98×0.99 = 4.53 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.98 = 5.06 KWPII' = PII×0.98 = 4.81 KWPIII' = PIII×0.98 = 4.58 KWPIV' = PIV×0.98 = 4.44 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td

8、= = 35.7 Nm 所以：TI = Td×i0×h1 = 35.7×3×0.96 = 102.8 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 102.8×3.89×0.98×0.97 = 380.1 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 380.1×2.78×0.98×0.97 = 1004.5 NmTIV = TIII×h2×h4 = 1004.5×0.98×0.99 = 97

9、4.6 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98 = 100.7 NmTII' = TII×0.98 = 372.5 NmTIII' = TIII×0.98 = 984.4 NmTIV' = TIV×0.98 = 955.1 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)1 選擇普通V帶型號(hào) 計(jì)算功率Pc:Pc = KAPd = 1.1×5.38 = 5.92 KW 根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在A型交界線范圍內(nèi)，故選用A型V帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,則：d2 = n1×d1&

10、#215;(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 3×100×(1-0.02) = 294 mm 由手冊(cè)選取d2 = 300 mm。 帶速驗(yàn)算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1440×100×/(60×1000) = 7.54 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長(zhǎng)和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(100+300)a02×(100+300)280a0800 初定中心距a0 = 540 mm，

11、則帶長(zhǎng)為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×540+×(100+300)/2+(300-100)2/(4×540)=1727 mm 由表9-3選用Ld = 1800 mm，確定實(shí)際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(300-100)×57.30/576.5 = 160.10>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(

12、P0+DP0)×KL×Ka)= 5.92/(1.32+0.17)×1.01×0.95) = 4.14故要取Z = 5根A型V帶。6 計(jì)算軸上的壓力： 由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×5.92×(2.5/0.95-1)/(5×7.54)+0.10×7.542 = 133.8 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×5×133.8

13、5;sin(160.1/2) = 1317.7 N第六部分 齒輪的設(shè)計(jì)（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開(kāi)線斜齒輪。 1） 材料：高速級(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：Z2 = i12×Z1 = 3.89×20 = 77.8 取：Z2 = 78 2） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選K

14、t = 2.5 2) T1 = 102.8 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/20+1/78)×cos150 = 1.622 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×20×tan150 = 1.7 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.785 9) 由式

15、8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×300×2×8 = 1.38×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38×109/3.89 = 3.55×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 1

16、3) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.88×650 = 572 MPasH2 = = 0.9×530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 67.3 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3.25 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 152.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d1 = = = 62

17、mmd2 = = = 242 mmb = d×d1 = 62 mmb圓整為整數(shù)為：b = 62 mm。 5) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.56 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 20/cos3150 = 22.2ZV2 = Z2/cos3b = 78/cos3150 = 86.5 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/22.2+1/86.5)×cos150 = 1.641 3

18、) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.7查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87 5) = = 3.01前已求得:KHa = 1.72<3.01，故?。篕Fa = 1.72 6) = = = 9.19且前已求得:KHb = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.72×1.34 = 2.54 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系

19、數(shù):YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.79 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.38×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 3.55×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.86 12) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 326.9sF2 = = = 251.4 = = 0.013 = = 0.01588大齒輪數(shù)值大選用。(2)

20、按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 2.17 mm2.173所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 62 mmd2 = 242 mmb = yd×d1 = 62 mmb圓整為整數(shù)為：b = 62 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 67 mm b2 = 62 mm中心距：a = 152 mm，模數(shù)：m = 3 mm（二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開(kāi)線斜齒輪。 1） 材料：高速級(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級(jí)大齒輪選用

21、45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 23，則：Z4 = i23×Z3 = 2.78×23 = 63.94 取：Z4 = 64 2） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T2 = 380.1 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb =

22、1.88-3.2×(1/23+1/64)×cos130 = 1.622 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×23×tan130 = 1.69 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.785 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×123.4×1×

23、10×300×2×8 = 3.55×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 3.55×108/2.78 = 1.28×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92 13) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH3 = = 0.9×650 = 585 MPasH4 = = 0.92×530 = 487.6 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3

24、 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 106.2 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 4.5 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:4 mm。 2) 中心距：a = = = 178.6 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d3 = = = 94 mmd4 = = = 263 mmb = d×d3 = 94 mmb圓整為整數(shù)為：b = 94 mm。 5) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 0.61 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV3 =

25、Z3/cos3b = 23/cos3130 = 24.9ZV4 = Z4/cos3b = 64/cos3130 = 69.2 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/24.9+1/69.2)×cos130 = 1.662 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.69查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.89 5) = = 2.98前已求得:KHa = 1.72<2.98，故?。篕Fa = 1.72 6) = = = 10.

26、44且前已求得:KHb = 1.39，由圖8-12查得：KFb = 1.36 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.72×1.36 = 2.57 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.63 YFa4 = 2.26應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.6 YSa4 = 1.76 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 3.55×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4

27、= 1.28×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.89 12) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 330.8sF4 = = = 260.2 = = 0.01272 = = 0.01529大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 3.06 mm3.064所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 94 mmd4 = 263 mmb = yd×d3 = 94 mmb圓整為整數(shù)為：b = 94 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 =

28、99 mm b4 = 94 mm中心距：a = 178.5 mm，模數(shù)：m = 4 mm第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 5.16 KW n1 = 480 r/min T1 = 102.8 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 62 mm 則:Ft = = = 3316.1 NFr = Ft× = 3316.1× = 1249.5 NFa = Fttanb = 3316.1×tan150 = 888.1 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸

29、的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 24.7 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 26 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 88 mm，為保證大帶輪定位可靠取：l12 = 86 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 29 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

30、各段直徑和長(zhǎng)度: 初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×17.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 17.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)

31、該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 67 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 99+12+10+8 = 129 mml78 = T =17.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30206圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 16 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (88/2+35+16)mm = 95 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (67/2+17.25+129-16)mm = 163.8 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (67/2+18+17.25-16)mm =

32、52.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 808.4 NFNH2 = = = 2507.7 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -1463.9 NFNV2 = = = 1395.7 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 808.4×163.8 Nmm = 132416 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1317.7×95 Nmm = 125182 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1463.9×163.8 Nmm = -239787

33、 NmmMV2 = FNV2L3 = 1395.7×52.8 Nmm = 73693 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 273919 NmmM2 = = 151541 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.8 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定

34、的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計(jì)1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 4.91 KW n2 = 123.4 r/min T2 = 380.1 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 242 mm 則:Ft = = = 3141.3 NFr = Ft× = 3141.3× = 1183.6 NFa = Fttanb = 3141.3×tan150 = 841.3 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 94 mm 則:Ft = = = 8087.2 NFr = Ft&#

35、215; = 8087.2× = 3020.8 NFa = Fttanb = 8087.2×tan130 = 1866.1 N3 確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 36.5 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號(hào)為：30208型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 40×80×19.75 mm，則：d12 = d67 = 40 mm

36、。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 45 mm，由于安裝齒輪處的軸段長(zhǎng)度應(yīng)略小于輪轂長(zhǎng)度，則：l23 = 60 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×45 = 3.15 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×3.15 = 4.41 mm，所以：d34 = d56 = 52 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 94 mm，l45 = 99 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l

37、56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30208圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 20 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (62/2+14.5+b3/2)mm = 95 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (b3/2+7+30.75-20)mm = 67.2 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 4934.3 NFNH2 = = = 6294.2 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FN

38、V1 = = = 836.4 NFNV2 = = = -2673.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 4934.3×51.2 Nmm = 252636 NmmMH2 = FNH2L3 = 6294.2×67.2 Nmm = 422970 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 836.4×51.2 Nmm = 42824 NmmMV2 = FNV2L3 = -2673.6×67.2 Nmm = -179666 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合

39、成彎矩：M1 = = 256240 NmmM2 = = 459547 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 37.6 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設(shè)計(jì)1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 4.67 KW n3 = 44.

40、4 r/min T3 = 1004.5 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 263 mm 則:Ft = = = 7638.8 NFr = Ft× = 7638.8× = 2853.4 NFa = Fttanb = 7638.8×tan130 = 1762.6 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 52.9 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要

41、選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×1004.5 = 1205.4 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT10型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑63 mm，軸孔長(zhǎng)度107 mm，則：d12 = 63 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 105 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 73 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 66 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度： 初選軸

42、承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取：d34 = d78 = 70 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30214型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由軸承樣本查得30214型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm，故?。篸45 = 79 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d

43、4 = 79 mm，所以：d67 = 79 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 92 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 62+10+8+5+12+2.5-10 = 89.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75

44、 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30214圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 27.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (94/2+10+89.5+26.25-27.5)mm = 145.2 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (94/2-2+48.75-27.5)mm = 66.2 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 2392.1 NFNH2 = = = 5246.7 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 1990 NFNV2 = = = -863.4 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FN

45、H1L2 = 2392.1×145.2 Nmm = 347333 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1990×145.2 Nmm = 288948 NmmMV2 = FNV2L3 = -863.4×66.2 Nmm = -57157 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 451809 NmmM2 = = 352004 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)

46、矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 15.3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1 輸入軸鍵計(jì)算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×80mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 80-8 = 72 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×72

47、15;26×120/1000 = 393.1 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2 中間軸鍵計(jì)算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 50-14 = 36 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×36×45×120/1000 = 437.4 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。3 輸出軸鍵計(jì)算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×

48、;l = 22mm×14mm×80mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 80-22 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×14×58×79×120/1000 = 1924.4 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×100mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 100-18 = 82 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25&#

49、215;11×82×63×120/1000 = 1704.8 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1249.5+0×888.1 = 1249.5 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1249

50、.5× = 10961 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30206軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 4.62×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×3020.8+0×1866.1 = 3020.8 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 3020.8× = 17624 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30208軸承，Cr = 63 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.34×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×2853.4+0×1