機械設(shè)計課程設(shè)計-二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計T=1050 V=0.9 D=360

1、全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411機械設(shè)計課程設(shè)計說明書（二級斜齒圓柱齒輪減速器）姓名：學(xué)號：專業(yè)：教師：目 錄第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書.1第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.2第三部分 電動機的選擇.3第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4第五部分 V 帶的設(shè)計.6第六部分 齒輪的設(shè)計.7第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計.18第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.31第九部分 軸承的選擇及校核計算.32第十部分 減速器及其附件的設(shè)計.34第十一部分 潤滑與密封設(shè)計.35設(shè)計小結(jié).35參考文獻(xiàn).36I第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩

2、級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,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,運輸容許速度誤差為 5%,車間有三相交流,電壓 380/220V。二. 設(shè)計要求: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)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟:1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接

3、設(shè)計19. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 V 帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:2ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1

4、 為 V 帶的效率,h2 為軸承的效率,h3 為齒輪嚙合傳動的效率,h4 為聯(lián)軸器的效率,h5 為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度 v:v=0.9m/s工作機的功率 pw:pw=2TV1000D=2×1050×0.9360= 5.25 KW電動機所需工作功率為:pd=pwa=5.250.82= 6.4 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n =60×1000V×D=60×1000×0.9×360= 47.8 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 i1=24，二

5、級圓柱斜齒輪減速器傳動比 i2=840，則總傳動比合理范圍為 ia=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = ia×n = (16×160)×47.8 = 764.87648r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y132M-4 的三相異步電動機，額定功率為 7.5KW,滿載轉(zhuǎn)速 nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速 1500r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：3由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1440/47.8=30.1

6、（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i式中 i0,i1 分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i0=2.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=30.1/2.5=12取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 1.4i = 1.4×12 = 4.1則低速級的傳動比為:i23 =ii12= 12 4.1= 2.93第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 1440/2.5 = 576 r/minnII = nI/i12 = 576/4.1 = 140.5 r/minnIII = nII/i23 =

7、140.5/2.93 = 48 r/minnIV = nIII = 48 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 6.4×0.96 = 6.14 KWPII = PI×h2×h3 = 6.14×0.98×0.97 = 5.84 KW4PIII = PII×h2×h3 = 5.84×0.98×0.97 = 5.55 KWPIV = PIII×h2×h4 = 5.55×0.98×0.99 = 5.38 KW則各軸的輸出功率：PI' =

8、PI×0.98 = 6.02 KWPII' = PII×0.98 = 5.72 KWPIII' = PIII×0.98 = 5.44 KWPIV' = PIV×0.98 = 5.27 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:pdTd = 9550×nm= 9550× 6.41440= 42.4 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 42.4×2.5×0.96 = 101.8 NmTII = TI×i12

9、15;h2×h3 = 101.8×4.1×0.98×0.97 = 396.8 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 396.8×2.93×0.98×0.97 = 1105.2 NmTIV = TIII×h2×h4 = 1105.2×0.98×0.99 = 1072.3 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98 = 99.8 NmTII' = TII×0.98 = 388.9 NmTIII' = TI

10、II×0.98 = 1083.1 NmTIV' = TIV×0.98 = 1050.9 Nm5第五部分 V 帶的設(shè)計1 選擇普通 V 帶型號計算功率 Pc:Pc = KAPd = 1.1×6.4 = 7.04 KW根據(jù)手冊查得知其交點在 B 型交界線范圍內(nèi)，故選用 B 型 V 帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速取小帶輪直徑為 d1 = 140 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 2.5×140×(1-0.02) = 343 mm由手冊選取 d2 =

11、335 mm。帶速驗算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1440×140×/(60×1000) = 10.55 m/s介于 525m/s 范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長和中心距 a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(140+335)a02×(140+335)332.5a0950初定中心距 a0 = 641.25 mm，則帶長為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×641.25+×(140

12、+335)/2+(335-140)2/(4×641.25)=2043 mm由表 9-3 選用 Ld = 2000 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm64 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(335-140)×57.30/619.75= 1620>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 7.04/(2.83+0.46)×0.98×0.96) =

13、 2.27故要取 Z = 3 根 B 型 V 帶。6 計算軸上的壓力：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×7.04×(2.5/0.96-1)/(3×10.55)+0.10×10.552 = 189.5 N作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×3×189.5×sin(162/2) = 1122.9 N第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理

14、及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1） 材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。7高速級大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1= 21，則：Z2 = i12×Z1 = 4.1×21 = 86.1 ?。篫2 = 862） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：d1t 32Kt T1 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt = 2.52) T1 = 101.8

15、 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd = 14) 由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.426) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2×(1/21+1/86)×cos150 = 1.6337) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.798) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11

16、.633= 0.7839) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos15 = 0.98810) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×576×1×10×300×2×8 = 1.66×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.66×109/4.1 = 4.05×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命

17、系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:sH1 =KHN1Hlim1S= 0.88×650 = 572 MPasH2 =KHN2Hlim2S= 0.9×530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:d1t 32Kt T1u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×101.8×1000×4.1+1×

18、;1×1.633 4.12.42×189.8524.52= 66.7 mm4 修正計算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d1tcosZ1=66.7×cos15021= 3.07 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3 mm。2) 中心距：9a =Z1+Z2 mn2cos=(21+86)×32×cos150= 166.2 mm3) 螺旋角：b = arccosZ1+Z2 mn2a(21+86)×3 2×166.2= arccos= 15.104) 計算齒輪參數(shù)：d1 =Z1mncos=21×3cos15.10= 65 mmd2 =Z2mnc

19、os=86×3cos15.10= 267 mmb = d×d1 = 65 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 65 mm。5) 計算圓周速度 v:v =d1n160×1000=3.14×65×57660×1000= 1.96 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為 9 級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos315.10 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 86/cos315.10 = 95.62)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1

20、+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/23.3+1/95.6)×cos15.10 = 1.653) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68104) 由圖 8-26 和eb = 1.8 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.865)Y=3.4321.632×0.68= 3.09前已求得:KHa = 1.73<3.09，故?。篕Fa = 1.736)bh=b*am+c*)mn(2h=65(2×1+0.25)×3= 9.63且前已求得:KHb = 1.37，由圖 8-12 查得：KFb

21、= 1.347) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.34 = 2.558) 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 = 2.66 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.89) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.66×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 4.05×10811) 由圖 8-20 查得彎曲

22、疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.8512) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：sF1 =KFN1Flim1S=0.84×5001.3= 323.1sF2 =KFN2Flim2S=0.85×3801.3= 248.511YFa1YSa1F1=2.66×1.59323.1= 0.01309YFa2YSa2F2=2.21×1.8248.5= 0.01601大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：mn322KT1Ycos YFaYSa×2dZ1 F=322×2.55&#

23、215;101.8×1000×0.86×cos 15.1×0.0160121×21 ×1.632= 2.09 mm2.093 所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 65 mmd2 = 267 mmb = yd×d1 = 65 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 65 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 70 mm b2 = 65 mm中心距：a = 166 mm，模數(shù)：m = 3 mm（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面

24、漸開線斜12齒輪。1） 材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3= 24，則：Z4 = i23×Z3 = 2.93×24 = 70.32 ?。篫4 = 702） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：d3t 32Kt T2 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt = 2.52) T2 = 396.8 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd = 14) 由表 8-5 查得

25、材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.456) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/24+1/70)×cos130 = 1.6337) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.768) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.633= 0.783139) 由式 8-21 得：Zb =

26、 cos = cos13 = 0.9910) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×140.5×1×10×300×2×8 = 4.05×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 4.05×108/2.93 = 1.38×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.921

27、3) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:sH3 =KHN3Hlim3S= 0.9×650 = 585 MPasH4 =KHN4Hlim4S= 0.92×530 = 487.6 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:d3t 32Kt T2u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×396.8×1000×2.93+1×1×1.633 2.932.4

28、5×189.8536.32= 107 mm4 修正計算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d3tcosZ3=107×cos13024= 4.34 mm14取為標(biāo)準(zhǔn)值:4 mm。2) 中心距：a =Z3+Z4 mn2cos=(24+70)×42×cos130= 192.9 mm3) 螺旋角：b = arccosZ3+Z4 mn2a(24+70)×4 2×192.9= arccos= 12.904) 計算齒輪參數(shù)：d3 =Z3mncos=24×4cos12.90= 98 mmd4 =Z4mncos=70×4cos12.90=

29、 287 mmb = d×d3 = 98 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 98 mm。5) 計算圓周速度 v:v =d3n260×1000=3.14×98×140.560×1000= 0.72 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為 9 級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos312.90 = 25.9ZV4 = Z4/cos3b = 70/cos312.90 = 75.62)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3

30、.2×(1/25.9+1/75.6)×cos12.90 = 1.671153) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由圖 8-26 和eb = 1.75 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.895)Y=3.4081.658×0.68= 3.02前已求得:KHa = 1.73<3.02，故?。篕Fa = 1.736)bh=b*am+c*)mn(2h=98(2×1+0.25)×4= 10.89且前已求得:KHb = 1.39，由圖 8-12 查得：KFb = 1.367) K = KAK

31、VKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.36 = 2.598) 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 = 2.61 YFa4 = 2.24應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.779) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 4.05×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.38×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 =

32、0.85 KFN4 = 0.8912) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16sF3 =KFN3Flim3S=0.85×5001.3= 326.9sF4 =KFN4Flim4S=0.89×3801.3= 260.2YFa3YSa3F3=2.61×1.61326.9= 0.01285YFa4YSa4F4=2.24×1.77260.2= 0.01524大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：mn322KT2Ycos YFaYSa×2dZ3 F=322×2.59×396.8×

33、;1000×0.89×cos 12.9×0.0152421×24 ×1.658= 3.02 mm3.024 所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 98 mmd4 = 287 mmb = yd×d3 = 98 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 98 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 103 mm b4 = 98 mm中心距：a = 192.5 mm，模數(shù)：m = 4 mm17第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率 P1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1:P1 = 6.14 KW n1 =

34、576 r/min T1 = 101.8 Nm2 求作用在齒輪上的力:已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 65 mm則:Ft =2T1d1=2×101.8×100065= 3132.3 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 3132.3×0 = 1180.8 Ncos15.1Fa = Fttanb = 3132.3×tan15.10 = 844.7 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)機械設(shè)計（第八版）表 15-3，取 A0 = 112，得：3P13 6.14dmin =

35、A0× = 24.6 mm= 112×576n1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 = (3-1)×18+2×8 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠取：l12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為:d23 = 31 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取:l23 = 35 mm。184 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端 III-IV、VII-

36、VIII 上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 35 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30207 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 35×72×18.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 18.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得 30207。型軸承的定位軸肩高度：h = 3.5 mm，故?。篸45 = d67= 42 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)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 70 mm；齒輪的左端與軸承之間采

37、用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 103+12+10+8 = 133 mml78 = T =18.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30207 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 18.5 mm帶輪中點距左支點距離 L1 = (88/2+35+18.5)mm = 97.5 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = (70/2+18.25+133-18.5)mm = 167.8 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (70/2+18+18.25-18.5)mm = 52.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反

38、力（見圖 b）：FNH1 = FtL3 L2+L3=3132.3×52.8167.8+52.8= 749.7 NFNH2 = FtL2 L2+L3=3132.3×167.8167.8+52.8= 2382.6 N19垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)L2+L3=1180.8×52.8+844.7×65/2-1538.7×(97.5+167.8+52.8)167.8+52.8= -1811.7 NFNV2 = FrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L3=1180.8×167.8-84

39、4.7×65/2+1538.7×97.5167.8+52.8=1453.8 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 749.7×167.8 Nmm = 125800 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1538.7×97.5 Nmm = 150023 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1811.7×167.8 Nmm = -304003 NmmMV2 = FNV2L3 = 1453.8×52.8 Nmm = 76761 Nmm分別作水平面彎矩圖

40、（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 C 處的合成彎矩：2 2M1 = MH+MV1 = 329004 Nmm2 2M2 = MH+MV2 = 147370 Nmm作合成彎矩圖（圖 f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強度校核。根據(jù)公式（14-4），20取a = 0.6，則有：sca = McaW=21+(T1)2MW=3290042+(0.6×101.8×1000)20.1×653MPa= 12.2 MPas-1

41、 = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W 時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：21II 軸的設(shè)計1 求中間軸上的功率 P2、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2：P2 = 5.84 KW n2 = 140.5 r/min T2 = 396.8 Nm2 求作用在齒輪上的力:22已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 267 mm則:Ft =2T2d2=2×396.8×1000267= 2972.3 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 2972.3×0 = 1120.5 Ncos15.1Fa = Fttanb = 2

42、972.3×tan15.10 = 801.6 N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 98 mm則:Ft =2T2d3=2×396.8×100098= 8098 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 8098× 0 = 3023.7 Ncos12.9Fa = Fttanb = 8098×tan12.90 = 1853.7 N3 確定軸的各段直徑和長度: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)機械設(shè)計（第八版）表 15-3，?。篈0 = 107，得:3P23 5.84dmin = A0×

43、= 37.1 mm= 107×140.5n2中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑 d12 和 d67,選定軸承型號為：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 = 4023mm。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度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 63 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

44、= 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 = 98 mm，l45 = 103 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30208 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 20 mm高速大齒輪齒寬中點距左支點距離 L1 = (65/2-2+42.25-20)mm = 52.8 mm中間軸兩齒輪齒寬中點距

45、離 L2 = (65/2+14.5+b3/2)mm = 98.5 mm低速小齒輪齒寬中點距右支點距離 L3 = (b3/2+7+30.75-20)mm = 69.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = Ft1(L2+L3)+Ft2L3 L1+L2+L3=2972.3×(98.5+69.2)+8098×69.252.8+98.5+69.2= 4802 NFNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3=2972.3×52.8+8098×(52.8+98.5)52.8+98.5+69.2= 6268.3 N垂直面支

46、反力（見圖 d）：FNV1 =Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=1120.5×(98.5+69.2)+801.6×267/2-3023.7×69.2+1853.7×98/252.8+98.5+69.2= 800.5 NFNV2 =Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=241120.5×52.8-801.6×267/2-3023.7×(52.8+98.5)-1853.7×98/252.8+98.5+69.2= -2703.7

47、N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 B、C 處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 4802×52.8 Nmm = 253546 NmmMH2 = FNH2L3 = 6268.3×69.2 Nmm = 433766 Nmm截面 B、C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 800.5×52.8 Nmm = 42266 NmmMV2 = FNV2L3 = -2703.7×69.2 Nmm = -187096 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 處的合成彎矩：2 2M1 = MH1+MV1 = 257045

48、Nmm2 2M2 = MH2+MV2 = 472396 Nmm作合成彎矩圖（圖 f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = McaW=21+(T2)2MW=2570452+(0.6×396.8×1000)20.1×453MPa= 38.4 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W 時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖

49、如下：25III 軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率 P3、轉(zhuǎn)速 n3 和轉(zhuǎn)矩 T3：P3 = 5.55 KW n3 = 48 r/min T3 = 1105.2 Nm262 求作用在齒輪上的力:已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 287 mm則:Ft =2T3d4=2×1105.2×1000287= 7701.7 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 7701.7×0 = 2875.7 Ncos12.9Fa = Fttanb = 7701.7×tan12.90 = 1763 N3 初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取

50、軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表 15-3，取:A0 = 112，得:3P33 5.55dmin = A0× = 54.6 mm= 112×48n3輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處 d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機械設(shè)計（第八版）表 14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×1105.2 = 1326.2 Nm由于鍵槽將軸徑增大 4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT10 型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑63 mm，軸孔長度 107 mm，則：d12 = 63 m

51、m，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 105mm。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 = 68 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：27初選軸承的類型及型號。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?。篸34 = 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 3

52、0214 型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5mm，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：d4 = 79mm，所以：d67 = 79 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 96 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

53、間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 65+10+8+5+12+2.5-10 = 92.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30214 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 27.5 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = (98/2+10+92.5+26.25-27.5)mm = 150.2 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (98/2-2+48.75-27.5)mm = 68.2 mm2）計算軸的支

54、反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = FtL3 L2+L3=7701.7×68.2150.2+68.2= 2405 N28FNH2 = FtL2 L2+L3=7701.7×150.2150.2+68.2= 5296.7 N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3=2875.7×68.2+1763×287/2150.2+68.2= 2056.4 NFNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3=1763×287/2-2875.7×150.2150.2+68.2= -819.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2405×150.2 Nmm = 361