二級斜齒圓柱齒輪減速器-課程設計論文

1、機械設計論文說明書 題 目：二級斜齒圓柱齒輪減速器 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄第一局部 課程設計任務書-3第二局部 傳動裝置總體設計方案-3第三局部 電動機的選擇-4第四局部 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五局部 齒輪的設計-8第六局部 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計-17第七局部 鍵連接的選擇及校核計算-20第八局部 減速器及其附件的設計-22第九局部 潤滑與密封-24設計小結(jié)-25參考文獻-25第一局部 課程設計任務書一、設計課題： 設計一用于帶式運輸機上的兩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0.96

2、(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11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.設計說明書一份。三. 設計步驟:1. 傳動裝置總體設計方案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. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯(lián)接設計9. 箱體結(jié)構(gòu)設計10. 潤滑密封設計11. 聯(lián)軸器設計第二局部 傳動裝置總體設計方案1.組成：傳動裝置由電機

3、、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帶設置在高速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。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a:a=321為V帶的效率,2為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動的效率,4為聯(lián)軸器的效率,5為滾筒的效率包括滾筒和對應軸承的效率。第三局部 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=/s工作機的功率pw:pw= eq f(2TV,1000D) = f(26930.65,370

4、) = 2.43 KW電動機所需工作功率為:pd= eq f(ps( ,w),a) = f(2.43,0.81) = 3 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = eq f(601000V,D) = f(6010000.65,370) = 33.6 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=24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=840，那么總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)33.6 = 537.65376r/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Y132S-6的三相異步電動

5、機，額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1總傳動比： 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=nm2分配傳動裝置傳動比:ia=i0i 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，那么減速器傳動比為:i=ia/i0取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 14.3) = 4.47 那么低速級的傳動比為:i23 = eq f(i,i12) = f(14.3,4.47) = 第四局部 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速:nI

6、= nm/i0 = 960/2 = 480 r/minnII = nI/i12 = 480/4.47 = 107.4 r/minnIII = nII/i23 = 1nIV = nIII = 33.6 r/min2)各軸輸入功率:PI = Pd = 30.96 = 2.88 KWPII = PI0.97 = 2.74 KWPIII = PII0.97 = 2.6 KWPIV = PIII0.99 = 2.52 KW 那么各軸的輸出功率：PI = PI0.98 = 2.82 KWPII = PII0.98 = 2.69 KWPIII = PIII0.98 = 2.55 KWPIV = PIV0.9

7、8 = 2.47 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Tdi0 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = eq 9550f(ps( ,d),ns( ,m) = eq 9550f(3,960) = 29.8 Nm 所以：TI = Tdi020.96 = 57.2 NmTII = TIi12 = 0.97 = 243.1 NmTIII = TIIi230.97 = 739.5 NmTIV = TIII0.99 = 717.5 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI = TI0.98 = 56.1 NmTII = TII0.98 = 238.2 NmTIII = TIII0.98 = 724.7 NmTIV = TIV0.98

8、= 703.1 Nm第五局部 V帶的設計1 選擇普通V帶型號 計算功率Pc:Pc = KAPd3 = 3.3 KW 根據(jù)手冊查得知其交點在A型交界線范圍內(nèi)，應選用A型V帶。2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,那么：d2 = n1d1(1-)/n2 = i0d1(1-) = 2100(1-0.02) = 196 mm 由手冊選取d2 = 200 mm。 帶速驗算：V = nmd1/(601000)= 960100/(601000) = 5.02 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故適宜。3 確定帶長和中心距a(d1+d2)a02(d1+d2)(100+200)a

9、02(100+200)210a0600 初定中心距a0 = 405 mm，那么帶長為:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2405+(100+200)/2+(200-100)2/(4405)=1287 mm 由表9-3選用Ld = 1250 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4 驗算小帶輪上的包角: = 1800-(d2-d1)0/a= 1800-(200-100)0012005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+P0)KLK故要取Z = 5根A型V帶。6 計算軸上的壓力：

10、由初拉力公式有：F0 = 500Pc-1)/(ZV)+qV2= 500(2.5/0.96-1)/(52 = 108 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2ZF0sin(1/2)= 25108sin(165.2/2) = 1070.9 N第六局部 齒輪的設計一 高速級齒輪傳動的設計計算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。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 = 23，那么：Z2 = i12Z1 ?。篫2 =

11、103 2 初選螺旋角: = 160。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計： eq ds( ,1t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,1),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(s(2) 確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt 2) T1 = 57.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)d = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE eq r(MPa) 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 6) 由式8-3得：(1/Z1+1/Z2)cos.2(1/23+1/103)cos160 7) 由式8-4得：dZ1tan123tan1

12、60 8) 由式8-19得:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.644) 9) 由式8-21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos16) 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:Hlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 604801113002109大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1109108 12) 由圖8-19查得接

13、觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,得:H1 = eq f(Ks( ,HN1)s( ,Hlim1),S) 650 = 572 MPaH2 = eq f(Ks( ,HN2)s( ,Hlim2),S) 530 = 477 MPa許用接觸應力:H = (H1+H2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t: eq ds( ,1t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,1),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(

14、s(2) = eq r(3,f(21000,11.644)f(4.47+1,4.47)189.8,524.5)s(s(s(2) = 54.7 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = eq f(ds( ,1t)cos,Zs( ,1) = cos16s(s(0),23) = 2.29 mm取為標準值:2.5 mm。 2) 中心距：a = eq f(b(Zs( ,1)+Zs( ,2)ms( ,n),2cos) = eq f(b(23+103)2.5,2cos16s(0) = 163.8 mm 3) 螺旋角： = arccos eq f(b(Zs( ,1)+Zs( ,2)ms( ,n),2a

15、) = arccos eq f(b(23+103)2.5,2163.8) = 160 4) 計算齒輪參數(shù)：d1 = eq f(Zs( ,1)ms( ,n),cos) = eq f(232.5,cos16s(0) = 60 mmd2 = eq f(Zs( ,2)ms( ,n),cos) = eq f(1032.5,cos16s(0) = 268 mmb = dd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm。 5) 計算圓周速度v:v = eq f(ds( ,1)ns( ,1),601000) = 60480,601000) = 1.51 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 6) 同

16、前，ZE eq r(MPa) 。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH。 7) 由式8-3得：(1/Z1+1/Z2)cos(1/23+1/103)cos160 8) 由式8-4得：dZ1tan123tan160 9) 10) 同前，取:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.644) 11) 由式8-21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos16) 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV。 13) Ft = eq f(2Ts( ,1),d

17、s( ,1) = eq f(21000,60) = 1906.7 N eq f(Ks( ,A)Fs( ,t),b) = eq f(11906.7,60) = 31.8 100 Nmm 14) 由tant = tann/cos得：t = arctan(tann/cos) = arctan(tan200/cos1600 15) 由式8-17得：cosb = coscosn/cost 16) 由表8-3得：KH = KF = /cos2b2 17) 由表8-4得：KHd210-3 18) K = KAKVKHKH = 1 19) 計算d1：d1 eq r(3,f(2KTs( ,1),s( ,d)f(

18、u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E)Zs( ,)Zs( ,),s( ,H)s(s(s(2) = eq r(3,f(21000,1)f(4.47+1,4.47)0.98,524.5)s(s(s(2) = 54.9 mm實際d1所以齒面接觸疲勞強度足夠。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) 當量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3 = 23/cos3160ZV2 = Z2/cos3 = 103/cos3160 2) V(1/ZV1+1/ZV2)cos(1/25.9+1/115.9)cos160 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Y2b/V 4) 由圖8-26和查得螺旋

19、角系數(shù)Y 5) eq f(s( ,),s( ,)Ys( ,) = 0.67) 前已求得:KH，故取：KF 6) eq f(b,h) = eq f(b,(2hs(*,am)+cs(*,)ms( ,n) = eq f(60,(21+0.25)2.5) 且前已求得:KH，由圖8-12查得：KF 7) K = KAKVKFKF = 1 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.61 YFa2應力校正系數(shù):YSa1 = 1.61 YSa2 9) 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：Flim1 = 500 MPa Flim2 = 380 MP

20、a 10) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N1109大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N2108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.84 KFN2 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：F1 = eq f(Ks( ,FN1)s( ,Flim1),S) = 500,1.3) F2 = eq f(Ks( ,FN2)s( ,Flim2),S) = 380,1.3) eq f(Ys( ,Fa1)Ys( ,Sa1),s( ,F)s( ,1) = 1.61,323.1) eq f(Ys( ,Fa2)Ys( ,Sa2),s( ,F)s( ,2) = 1.83,251.4

21、) 大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn eq r(3,f(2KTs( ,1)Ys( ,)coss(2,),s( ,d)Zs(2,1)s( ,)f(Ys( ,Fa)Ys( ,Sa),s( ,F) = eq r(3,f(21000coss(s(s(2)160.0158,123s(s(s(2)1.644) = 1.62 mm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 = 60 mmd2 = 268 mmb = dd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 164

22、 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm二 低速級齒輪傳動的設計計算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。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 = 25，那么：Z4 = i23Z325 = 80 ?。篫4 = 80 2 初選螺旋角: = 150。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計： eq ds( ,3t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,2),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Z

23、s( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(s(2) 確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt 2) T2 = 243.1 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)d = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE eq r(MPa) 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 6) 由式8-3得：(1/Z3+1/Z4)cos(1/25+1/80)cos150 7) 由式8-4得：dZ3tan125tan150 8) 由式8-19得:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.644) 9) 由式8-

24、21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos15) 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:Hlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:Hlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 601113002108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3108108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,得:H3 = eq f(Ks( ,HN3)s( ,Hlim3),S) 650 = 585 MPaH4 =

25、 eq f(Ks( ,HN4)s( ,Hlim4),S) 530 = 487.6 MPa許用接觸應力:H = (H3+H4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t: eq ds( ,3t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,2),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(s(2) = eq r(3,f(21000,11.644)f(3.2+1,3.2)189.8,536.3)s(s(s(2) = 89.3 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = eq f(ds( ,3

26、t)cos,Zs( ,3) = cos15s(s(0),25) = 3.45 mm取為標準值:3.5 mm。 2) 中心距：a = eq f(b(Zs( ,3)+Zs( ,4)ms( ,n),2cos) = eq f(b(25+80)3.5,2cos15s(0) = 190.2 mm 3) 螺旋角： = arccos eq f(b(Zs( ,3)+Zs( ,4)ms( ,n),2a) = arccos eq f(b(25+80)3.5,2190.2) = 150 4) 計算齒輪參數(shù)：d3 = eq f(Zs( ,3)ms( ,n),cos) = eq f(253.5,cos15s(0) = 9

27、0 mmd4 = eq f(Zs( ,4)ms( ,n),cos) = eq f(803.5,cos15s(0) = 290 mmb = dd3 = 90 mmb圓整為整數(shù)為：b = 90 mm。 5) 計算圓周速度v:v = eq f(ds( ,3)ns( ,2),601000) = 90107.4,601000) = 0.51 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 6) 同前，ZE eq r(MPa) 。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH。 7) 由式8-3得：(1/Z3+1/Z4)cos(1/25+1/80)cos150 8) 由式8-4得：dZ3tan125tan150 9) 1

28、0) 同前，取:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.654) 11) 由式8-21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos15) 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = eq f(2Ts( ,2),ds( ,3) = eq f(21000,90) = 5402.2 N eq f(Ks( ,A)Fs( ,t),b) = eq f(15402.2,90) = 60 100 Nmm 14) 由tant = t

29、ann/cos得：t = arctan(tann/cos) = arctan(tan200/cos1500 15) 由式8-17得：cosb = coscosn/cost 16) 由表8-3得：KH = KF = /cos2b2 17) 由表8-4得：KHd210-3 18) K = KAKVKHKH = 1 19) 計算d3：d3 eq r(3,f(2KTs( ,2),s( ,d)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E)Zs( ,)Zs( ,),s( ,H)s(s(s(2) = eq r(3,f(21000,1)f(3.2+1,3.2)0.98,536.3)s(s(s(2) = 8

30、9.9 mm實際d3所以齒面接觸疲勞強度足夠。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) 當量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3 = 25/cos3150ZV4 = Z4/cos3 = 80/cos3150 2) V(1/ZV3+1/ZV4)cos(1/27.7+1/88.8)cos150 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Y2b/V7 4) 由圖8-26和查得螺旋角系數(shù)Y 5) eq f(s( ,),s( ,)Ys( ,) = 0.67) 前已求得:KH，故取：KF 6) eq f(b,h) = eq f(b,(2hs(*,am)+cs(*,)ms( ,n) = eq f(9

31、0,(21+0.25) 且前已求得:KH，由圖8-12查得：KF 7) K = KAKVKFKF = 1 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.56 YFa4應力校正系數(shù):YSa3 = 1.62 YSa4 9) 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：Flim3 = 500 MPa Flim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N3108大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N4108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.86 KFN4 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：

32、F3 = eq f(Ks( ,FN3)s( ,Flim3),S) = 500,1.3) F4 = eq f(Ks( ,FN4)s( ,Flim4),S) = 380,1.3) eq f(Ys( ,Fa3)Ys( ,Sa3),s( ,F)s( ,3) = 1.62,330.8) eq f(Ys( ,Fa4)Ys( ,Sa4),s( ,F)s( ,4) = 1.79,260.2) 大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn eq r(3,f(2KTs( ,2)Ys( ,)coss(2,),s( ,d)Zs(2,3)s( ,)f(Ys( ,Fa)Ys( ,Sa),s( ,F)

33、= eq r(3,f(21000coss(s(s(2)150.01534,125s(s(s(2)1.654) = 2.47 mm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 = 90 mmd4 = 290 mmb = dd3 = 90 mmb圓整為整數(shù)為：b = 90 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 95 mm b4 = 90 mm中心距：a = 190 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm第七局部 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計軸的設計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 2.88 KW n1 = 480 r/min T1 = 57.2 Nm2 求作用在齒輪

34、上的力: 高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 60 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,1),ds( ,1) = eq f(21000,60) = 1906.7 NFr = Ft eq f(tans( ,n),cos) eq f(tan20s(s(s(0),cos16s(s(s(0) = 721.9 NFa = Fttantan160 = 546.4 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)?機械設計第八版?表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 eq r(3,f(Ps( ,1),ns( ,1) = 112 eq r(3,f

35、(2.88,480) = 20.4 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%，應選取:d12 = 21 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)e+2f = (5-1)18+28 = 88 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 86 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 24 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-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 25 mm；因

36、軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:dDT = 255216.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 31 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸確實定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 65 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，那么:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 95+12+10+8 = 125 mml

37、78 = T =16.25 mm5 軸的受力分析和校核:1作軸的計算簡圖見圖a: 根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.5 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (88/2+35+13.5)mm = 92.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (65/2+16.25+125-13.5)mm = 160.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (65/2+18+16.25-13.5)mm = 53.2 mm2計算軸的支反力：水平面支反力見圖b：FNH1 = eq f(FtL3,L2+L3) = 53.2,160.2+53.2) = 475.3 NFNH2 = eq f(FtL2,L2+

38、L3) = 160.2,160.2+53.2) = 1431.4 N垂直面支反力見圖d：FNV1 = eq f(FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3),L2+L3) = (92.5+160.2+53.2),160.2+53.2) = -1278.3 NFNV2 = eq f(FrL2-Fad1/2+FQL1,L2+L3) = 92.5,160.2+53.2) = 929.3 N3計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2160.2 Nmm = 76143 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL192.5 Nmm = 99058 Nmm截面C處的垂直彎矩

39、：MV1 = FNV1L2160.2 Nmm = -204784 NmmMV2 = FNV2L353.2 Nmm = 49439 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 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V1) = 218482 NmmM2 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V2) = 90785 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行強度校核。根據(jù)公式14-4，取，那么有：ca = eq f(Mca,W

40、) = eq f(r(Ms(2,1)+b(T1)s(2),W) = 60s(3) MPa = 10.2 MPa = 60 MPa 故設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：II軸的設計1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 2.74 KW n2 = 107.4 r/min T2 = 243.1 Nm2 求作用在齒輪上的力: 高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 268 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,2),ds( ,2) = eq f(21000,268) = 1814.2 NFr = Ft eq f(tans( ,n

41、),cos) eq f(tan20s(s(s(0),cos16s(s(s(0) = 686.9 NFa = Fttantan160 = 519.9 N 低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 90 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,2),ds( ,3) = eq f(21000,90) = 5402.2 NFr = Ft eq f(tans( ,n),cos) eq f(tan20s(s(s(0),cos15s(s(s(0) = 2035.5 NFa = Fttantan150 = 1446.7 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

42、械設計第八版?表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0 eq r(3,f(Ps( ,2),ns( ,2) = 107 eq r(3,f(2.74,107.4) = 31.5 mm 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：30207型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dDT = 357218.25 mm，那么：d12 = d67 = 35 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 40 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，那么：l23 = 58 mm，軸肩高度：40 = 2.8 mm，軸肩寬度：b2.8 = 3.92 mm，所以：d34 =

43、d56 = 46 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 = 90 mm，l45 = 95 mm，那么：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm4 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 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (60/2-2+40.75-18.5)mm = 50.2 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離

44、L2 = (60/2+14.5+b3/2)mm = 92 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 65.2 mm2計算軸的支反力：水平面支反力見圖b：FNH1 = eq f(Ft1(L2+L3)+Ft2L3,L1+L2+L3) = 65.2,50.2+92+65.2) = 3073.4 NFNH2 = eq f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3) = (50.2+92),50.2+92+65.2) = 4143 N垂直面支反力見圖d：FNV1 = eq f(Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2,

45、L1+L2+L3) = 90/2,50.2+92+65.2) = 530.5 NFNV2 = eq f(Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2,L1+L2+L3) = 90/2,50.2+92+65.2) = -1879.1 N3計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L150.2 Nmm = 154285 NmmMH2 = FNH2L3 = 414365.2 Nmm = 270124 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L150.2 Nmm = 26631 NmmMV2 = FNV2L365.2 Nmm = -122517

46、 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：M1 = eq r(Ms(2,H1)+Ms(2,V1) = 156567 NmmM2 = eq r(Ms(2,H2)+Ms(2,V2) = 296610 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行強度校核。根據(jù)公式14-4，取，那么有：ca = eq f(Mca,W) = eq f(r(Ms(2,1)+b(T2)s(2),W) = 40s(3) MPa = 33.4 MPa = 6

47、0 MPa 故設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：III軸的設計1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 2.6 KW n3 = 33.6 r/min T3 = 739.5 Nm2 求作用在齒輪上的力: 低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 290 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,3),ds( ,4) = eq f(21000,290) = 5100 NFr = Ft eq f(tans( ,n),cos) = 5100 eq f(tan20s(s(s(0),cos15s(s(s(0) = 1921.7 NFa =

48、Fttan = 5100tan150 = 1365.8 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)?機械設計第八版?表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 eq r(3,f(Ps( ,3),ns( ,3) = 112 eq r(3,f(2.6,33.6) = 47.7 mm 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?機械設計第八版?表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA，那么:Tca = KAT3739.5 = 887.4 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)

49、軸器型號為:LT9型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑50 mm，軸孔長度84 mm，那么：d12 = 50 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 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 = 60 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 53 mm。4 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-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d78 = 55 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30211型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dDT = 55mm100

50、mm。由軸承樣本查得30211型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm，故?。篸45 = 64 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確實定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 88 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 64 = 4.48 mm，軸肩寬度：b 4.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，那么：l34 = T3 =

51、 22.75 mml4556 = 60+10+8+5+12+2.5-10 = 87.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 mm5 軸的受力分析和校核:1作軸的計算簡圖見圖a: 根據(jù)30211圓錐滾子軸承查手冊得a = 22.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (90/2+10+87.5+22.75-22.5)mm = 142.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (90/2-2+45.25-22.5)mm = 65.8 mm2計算軸的支反力：水平面支反力見圖b：FNH1 = eq f(FtL3,L2+L3) = eq f(51

52、0065.8,142.8+65.8) = 1608.7 NFNH2 = eq f(FtL2,L2+L3) = eq f(5100142.8,142.8+65.8) = 3491.3 N垂直面支反力見圖d：FNV1 = eq f(FrL3+Fad2/2,L2+L3) = 290/2,142.8+65.8) = 1555.6 NFNV2 = eq f(Fad2/2-FrL2,L2+L3) = 142.8,142.8+65.8) = -366.1 N3計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2142.8 Nmm = 229722 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV

53、1L2142.8 Nmm = 222140 NmmMV2 = FNV2L365.8 Nmm = -24089 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 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V1) = 319560 NmmM2 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V2) = 230982 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行強度校核。根據(jù)公式14-4，取，那么有：ca = eq f(Mca,W) = eq f(

54、r(Ms(2,1)+b(T3)s(2),W) = 64s(3) MPa = 20.9 MPa = 60 MPa 故設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：第八局部 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm80mm，接觸長度:l = 80-6 = 74 mm，那么鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:dF67421120/1000 = 279.7 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm50mm，接觸長

55、度:l = 50-12 = 38 mm，那么鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:dF83840120/1000 = 364.8 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm80mm，接觸長度:l = 80-18 = 62 mm，那么鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:dF116264120/1000 = 1309.4 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長度:l = 70-14 = 56 mm，那么鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:dF956501

56、20/1000 = 756 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九局部 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh = 1128300 = 52800 h1 輸入軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1721.9+0546.4 = 721.9 N(2) 求軸承應有的根本額定載荷值C為:C = P eq r(,f(60ns( ,1),10s(s(6)Ls( ,h) eq r(10/3,f(60480,10s(s(6)52800) = 6

57、517 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30205軸承，Cr = 32.2 KN，由課本式11-3有：Lh = eq f(10s(s(6),60ns( ,1)b(f(C,P)s(s(10/3) = eq f(10s(s(6),601000,721.9)s(s(10/3) 107Lh所以軸承預期壽命足夠。2 中間軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 12035.5+01446.7 = 2035.5 N(2) 求軸承應有的根本額定載荷值C為:C = P eq r(,f(60ns( ,1),10s(s(6)Ls( ,h) eq r(10/3,f(60107.4,10s(s(6)52800) = 1172