單級斜齒圓柱齒輪減速器 用于雙滾式壓碎機的傳動系統(tǒng)中

1、中北大學(xué)課程設(shè)計任務(wù)書2015/2016學(xué)年第 1 學(xué)期學(xué)院：中北大學(xué)信息商務(wù)學(xué)院專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化學(xué)生姓名： XXX 學(xué)號： XXXXX課程設(shè)計題目：單級斜齒圓柱齒輪減速器起迄日 期：2015年12月14至 2016年1月1號課程設(shè)計地點：A306指導(dǎo)教師：XXX系 主 任：XXX下達任務(wù)書日期: 2015年 12 月 14 日課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計目的：（1）通過課程設(shè)計，培養(yǎng)學(xué)生綜合運用機械設(shè)計基礎(chǔ)和其他先修課程的理論知識來分 析解決機械設(shè)計問題的能力。（2）學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律。（3）進行機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練：例如計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和

2、 規(guī)范等。設(shè)計內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)參數(shù)、條件、設(shè)計要求等）： 設(shè)計二臺璋級斜離畫柱需輪減速器，孩減速器用于雙滾式斥碎機的傳動系統(tǒng)申: 方案簡圖（題號10）：原始數(shù)據(jù)：碎料箱滾子軸轉(zhuǎn)速130 rpm ；碎料箱輸入軸所需功率4.9 KW。技術(shù)條件：該壓碎機兩班制連續(xù)工作，單向回轉(zhuǎn)，有較大振動，壓碎機滾子轉(zhuǎn)速允許誤 差為5%,使用期限8年。設(shè)計工作任務(wù)及工作量的要求包括課程設(shè)計計算說明書（論文）、圖紙、 實物樣品等:設(shè)訐分段進行,在沒有原廁番誤時才能進行下二階段設(shè)計：，以葆注設(shè)計質(zhì)量。1）設(shè)計計算 選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，進行傳動件的設(shè)計計算, 校核軸、軸承、鍵，選擇聯(lián)軸

3、器等。2）草圖繪制、審查和修改根據(jù)上述設(shè)計計算，繪制裝配圖的主、俯視圖。3）繪制裝配圖 除繪制草圖內(nèi)容外，繪制裝配圖的側(cè)視圖，編寫技術(shù)要求，對零件編 號，填寫明細表及標題欄等。4）繪制零件圖 選擇所設(shè)計減速器中任一軸和齒輪進行繪制。鼓勵采用計算機繪圖。5）編寫設(shè)計說明書 要求內(nèi)容全面，條理清楚，書寫認真，圖示正確，符合規(guī)定要求。課程設(shè)計任務(wù)書主要參考文獻:楊可楨，程光蘊機械設(shè)計基礎(chǔ)第四版北京:高等教育出版社,1999吳宗澤，羅圣國機械設(shè)計課程設(shè)計手冊第二版北京:高等教育出版社,1999草圖1張減速器裝配圖1張零件圖2張設(shè)計說明書一份（A1坐標紙）1)2)（A0 圖）3)4)設(shè)計成果形式及要求:

4、（A1坐標紙）1)2)（A0 圖）3)4)（A3圖，傳動零件軸和齒輪各一張，鼓勵用計算機繪圖）工作計劃及進度:2015 年 12月14日 12月2212月232015 年 12月14日 12月2212月23日 12月2412月25日 12月2812月29日 12月3012年30日 12月31日日日日日2016年1月5日設(shè)計計算編寫設(shè)計說明書草圖繪制、審查和修改繪制裝配圖繪制零件圖答辯系主任審查意見:簽字:單級斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書學(xué)生姓名： XXX學(xué) 號： XXXXX學(xué)院：中北大學(xué)信息商務(wù)學(xué)院專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化題目：單級斜齒圓柱齒輪減速器指導(dǎo)教師：XXX職稱:教授2015

5、年 12 月 24 日目錄 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 一、傳動方案的分析和擬定1 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 二、電動機的選擇1 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 三、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算3 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 四、傳動零件的設(shè)計計算5 HYPERLINK l bookmark136 o Current Document 五、軸的計算1

6、3 HYPERLINK l bookmark174 o Current Document 六、滾動軸承的選擇和計算20 HYPERLINK l bookmark192 o Current Document 七、鍵連接的選擇和計算23 HYPERLINK l bookmark194 o Current Document 八、聯(lián)軸器的選擇24 HYPERLINK l bookmark198 o Current Document 九、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇24 HYPERLINK l bookmark200 o Current Document 十、參考資料25一、傳動方案的分析和擬定

7、機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞 原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成 部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種 不同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較，從 而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功 能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。所以擬定一個合理的傳動方案，除了應(yīng)綜合考慮工作裝置的載荷、運動及 機器的其他要求外，還應(yīng)熟悉各種傳動機構(gòu)的特點，以

8、便選擇一個合適的傳動機 構(gòu)。帶傳動可用于兩軸中心距離較大的傳動并且?guī)Ь哂袕椥裕删徍蜎_擊和振動 載荷，運轉(zhuǎn)平穩(wěn),無噪聲，當過載時，帶即在輪上打滑,可防止其他零件損壞，結(jié)構(gòu) 簡單，設(shè)備費低，維護方便故本文在選取傳動方案時，采用帶傳動。本文設(shè)計傳動系統(tǒng)的傳動裝置由電動機、帶、減速器、聯(lián)軸器、滾筒五部 分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設(shè)計該 減速器，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。二、電動機的選擇1、選擇電動機類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為 380V，Y 型2、選擇電動機的容量電動機所需的功率為p Fvp 二厶二二 kW

9、d 耳 耳 aa由電動機到工作機的傳動總效率為式中耳、H、耳、耳、耳分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和工作2 3 4 5機的傳動效率。取耳二0.96 （帶傳動），n二0.99 （軸承），耳=0.97 （齒輪精度1 2 3為8級），n二0.99 （彈性聯(lián)軸器）,則:4n 二n xnxn xn =0.894總134所以pP,= 5.48 kWdna根據(jù)機械設(shè)計手冊可選額定功率為5.5kW的電動機。3、確定電動機轉(zhuǎn)速工作機軸轉(zhuǎn)速為60 x100060 x1000v兀D=130r/ min取V帶傳動的傳動比2-4, 一級圓柱齒輪減速器傳動比3-5,則從電動機到工作機軸的總傳動比合理范圍為 6-20

10、。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n = ii n 二（6 20） x 130.00 =780 2600 r/min da綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比,選電 動機型號為Y132S-4,將總傳動比合理分配給V帶傳動和減速器，就得到傳動比 方案,如表2.1所示。表 2.1 電動機主要技術(shù)參數(shù)電動機型號額定功率kw電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機重量kg傳動裝置的傳動比滿載轉(zhuǎn)速滿載電流總傳動比V帶減速器Y132S-45.5144011.6068.0011.133.7電動機型號為Y132S-4,主要外形尺寸見表2.2。I JI7T1II JI7T1I-T1 1B 1-x t：圖2.1

11、電動機安裝參數(shù)表2.2電動機主要尺寸參數(shù)中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HLXHDAXBKDXEFXG132475X315216X1401238X8010X33三、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算電動機確定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作裝置的轉(zhuǎn)速就可以計算傳動裝置的總傳動比。1、計算各軸轉(zhuǎn)速I軸nn-480 r/min1 i0II軸nn 二二 130 r/min 2 ii工作機軸n = n = 130 r/min322、計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率I 軸P = P 耳=5.48x0.96=5.2608kWd 1II軸P = P 耳耳=5.2608x0.99x0.

12、97=5.0519kW1 2 3工作機軸 P 二 P n 2q =5.0519x0.99x0.99x0.99=4.9017 kW2 2 4各軸輸出功率軸P 二 P n =5.2608x0.99=5.2082 kW1 1 2軸P = P n =5.0519x0.99=5.0014kW2 2工作機軸P = p n =4.9017x0.99=4.8526kW3 3 23、計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩 T 為dT = 955o = 29.04 N - mdndI軸輸入轉(zhuǎn)矩T = 9550 p =104.668 N - m1n1II軸輸入轉(zhuǎn)矩 T = 9550 邑=371.120 N - m

13、2n2工作機軸輸入轉(zhuǎn)矩T = 9550旦=359.962 N - m3n 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0. 99。4、計算結(jié)果運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理后填入表 3.1中。表 3.1 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果軸名功率P (kw)轉(zhuǎn)矩T (Nm)轉(zhuǎn)速n r/min傳動比i效率n輸入輸出輸入輸出電動機軸5.4829.041440.0030.960I軸5.26085.2082104.688103.6414803.70.960II軸5.05194.0014371.120367.4091301.0000.980工作機軸4.90174.8526359.962356.362130四、傳動零件的

14、設(shè)計計算1、帶傳動的設(shè)計計算（1）已知條件和設(shè)計內(nèi)容設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：所需傳遞的額定功率p/小帶輪轉(zhuǎn)速n ； dd大帶輪帶輪轉(zhuǎn)速n與初選帶傳動傳動比i =3。20（2）設(shè)計步驟A、確定計算功率pca查得工作情況系數(shù)KA=1.1。故有：p = K P 1.1X5.57 =6.028 kWca A dB、選擇V帶帶型據(jù)p和n選用A帶。ca dC、確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速d1）初選小帶輪的基準直徑 d ，取小帶輪直徑 d =100 mm 。 d d 12）驗算帶速v,有：兀 X d X n 3.14159X100X1440.000did 二60 x 100060X100=7.54

15、m/s因為7.54 m/s在5m/s一30m/s之間，故帶速合適。3）計算大帶輪基準直徑 d d2d - i x d = 100 X 3=300 mm取 d =300 mmd 2 0 d1d 2D、確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）初定中心距a =389 mm02）計算帶所需的基準長度兀(d d )2L“ u 2a + (d + d ) + di d2 =1453 mm d00 2 d 1d 24a0選取帶的基準長度L =1400 mmd計算實際中心距L La u a=373.5 mm0 2中心距變動范圍： a = a 0.015L =373.5-0.015X1400=352.5 mm TO

16、C o 1-5 h z minda = a + 0.03L = 373.5+0.03 X 1400 = 415.5 mm maxdE、驗算小帶輪上的包角57 3。a = 180。一(d d )xd 2d1a=180 - (300-100)X0.1535。=149.317。90。F、計算帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率Pr由 d = 100 mm 和 n = 1440r/min 查得d 10P 0=1.32 kW據(jù)n = = 1440r/min, i =3和A型帶，查得 d0A P o=0.17 kW查得 K =0.95， K =0.93，于是：alP =( P + A P ) x K x

17、Kr 00L a= (1.32+0.17)X0.93X0.95 =1.32 kW2)計算V帶根數(shù)zZ = -ca = 4.47故取 5 根。rG、計算單根V帶的初拉力最小值(F )0 min查得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1kg/m。所以(F、_500 (2.5 - K )P 丄(F ) . 500 xaca + qv20 minK x z x va=261.33N應(yīng)使實際拉力 F 大于 (F )00 minH、計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：(F )= 2z(F ) sin a =2520.18 Np min 0 min 2帶傳動的計算結(jié)果把帶傳動的設(shè)計結(jié)果記入表中，如表 3.1。表 4.1

18、帶傳動的設(shè)計參數(shù)帶型A中心距373.5 mm小帶輪直徑100 mm包角149.317 大帶輪直徑300 mm世1Z 帶長1400 mm帶的根數(shù)5初拉力261.33 N帶速7.54 m/s壓軸力2520.18 N2、齒輪的設(shè)計計算選用斜齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，齒輪2材 料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS。初選齒輪1齒數(shù)20,齒輪2齒數(shù)86,初選螺 旋角0 = 14。按齒面接觸強度：齒輪1分度圓直徑-t1 dI12KT i +1 (Z ZK載荷系數(shù)，選K -t1 dI12KT i +1 (Z ZK載荷系數(shù)，選K = 1.6tt0齒寬系數(shù)，取0 = 1dd端面

19、重合度， = + ，查得= 0. 75,aa 1a 2a1 = 0.89， a2則 =1.64ai1 齒輪副傳動比， i =41Z 區(qū)域系數(shù)，查得Z = 2.433HHZEL H材料的彈性影響系數(shù)，查得Z = 189.8 MPaE許用接觸應(yīng)力，h =叮羋丄查得齒輪1接觸疲勞強度極限a= 600MPa。H lim1查得齒輪2接觸疲勞強度極限a= 550MPa。H lim 2計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：（設(shè)2班制，一年工作300天，工作10年）N = 60njL = 60 x480 x 1 x （ 2X8X300X10） = 13.82 x 1081 1 hNN =丁 = 3.455 x 1082i查得接觸

20、疲勞壽命系數(shù)K = 0.93，K= 0.95HN1HN 2取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1，得：1 K a 0.93 X 600= HN1_H liml = 一 =558 MPa h i S11 K a 0.95X550丿2=十嚴=1=522.5MPa則許用接觸應(yīng)力-t1 da +-t1 da +a 1558+522.52=540.25 MPaaEde2、 丿Qmm圓周速度兀d n1-160圓周速度兀d n1-160X1000二 1.42m/s齒寬b = Q d - 1X56.75 =56.75mm d 1t模數(shù)ntd cos Bntd cos Bi-z1=2.66mmh = 2.25m

21、- 2.25X2.66 =5.985 mm ntb/h = 56.75/5.985=9.48縱向重合度計。亠譽嚴.318X1X2X tan】4。=1.59計算載荷系數(shù) K ：已知使用系數(shù)KA二1.25；根據(jù)v = 1.32 m/s，8級精度，查得動載系數(shù)K =1.04；V用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)K = 1.42 ；HP查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數(shù)K祁=1.3；查得齒間載荷分配系數(shù)K二K二1.2；HaFa故載荷系數(shù) TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark90 o Current Document K =

22、KAKvKHa KhpU25.04.2.42=221按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，滅3 /2.21d = d 3= 56.75 X =63.2 mmiit 3 K1.61 t1計算模數(shù) mn：nm n按齒根彎曲強度dm n按齒根彎曲強度d cos Pzi=3.06mm：2KTY cos2 P y Ym 37- Fa san 6 z 2 8Ind 1 aF計算載荷系數(shù)K = K K K K 二 1.25X 1.04 X 1.2 X1.3=2.03A v Fa FP根據(jù)縱向重合度sp = 1.59，查得螺旋角影響系數(shù)Yp= 0.88計算當量齒數(shù)zz 二 v1zz 二 v1cos 3 P20c

23、os143=21.89zZ 二2v2 cos 3 P86cos143=94.14查取齒形系數(shù)：查得Y = 2.72 , Y = 2.20Fa1Fa 2查取應(yīng)力校正系數(shù)：Y =1.57, Y =1.784Sa1Sa 2查得齒輪1彎曲疲勞極限n= 500 MPaFE1查得齒輪2彎曲疲勞極限b= 380MPaFE2取彎曲疲勞壽命系數(shù)K= 0.93, K 二0.95FN1FN 2計算彎曲疲勞使用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S二1.4,得 K b O.93X5OO ccc -b=fni fei =332.14 MPa TOC o 1-5 h z f i S1.4b=Kfn2bFE2 = 095容=257.8

24、6 MPaF 2S1.4計算齒輪的Ft并加以比較F HYPERLINK l bookmark120 o Current Document Y Y 2.719 X1.57 crr = 332.14=.129F1Y Y 2.198 X1.784 甘忙=257.86=.152F2齒輪 2 的數(shù)值大則有：2KTY cos2 卩 Y Y 二m 37- Fa S1.84 mmn T 6 Z 28lbd 1 aF對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取模數(shù) mn = 2 mm ,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿 n足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑

25、d = 63.2 mm來計算應(yīng)有1的齒數(shù)。則有：d cos Bz =t= (63.2xcos14)/2 - 311mn取z = 31,則z = 4 X31=12412實際傳動比 i= z / z = 4齒輪傳動比差值為Ai = (4-4)/4x100%=。幾何尺寸計算計算中心距：(z (z + z )m12 n2cos B=159.74 mm將中心距圓整為將中心距圓整為160mm。按圓整后的中心距修正螺旋角：(z + zarccosi2 n =14.352a因B值改變不多，故參數(shù)e、K 、Zh等不必修正。 p計算齒輪分度圓直徑：zmcos-n-p=zmcos-n-p=64.00mmzmd= 2

26、56.01 mm2 cos p計算齒輪1寬度：b =Q d = 1X64.00 =64.00 mm1 d 1圓整后取 B = 70 mm。1齒輪2寬度B = 65 mm。2表 4.1 各齒輪主要參數(shù)名稱代號單位高速級低速級中心距amm160傳動比i4模數(shù)mnmm2螺旋角Bo14.35端面壓力角ao20嚙合角ao20齒數(shù)z31124分度圓直徑dmm64.00256.01齒頂圓直徑damm68.00260.01齒根圓直徑dfmm59.00251.01齒寬bmm7065螺旋角方向右旋左旋材料40Cr （調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）齒面硬度HBS280HBS240HBS五、軸的計算1、軸的概略設(shè)計（1）材料及

27、熱處理根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。（2）按照扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算帀d A3 mm。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對 min n軸強度的影響。當該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當該軸段界 面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得A=103126,則取A=110。軸 d A3 i = 24.25 mmi nip軸 d A32 = 38.0 mmni 2（3）裝 V 帶輪處以及聯(lián)軸器處軸的直徑 考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：軸 d d x （1 + 7%）二 25.9475 mm1min 1軸 d d x （1 +10%）

28、= 41.811 mm2min 2將各軸的最小直徑分別圓整為： d =30mm， d =45mm1min 2m in2 、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核（1）高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 各軸段直徑及長度的確定：dll:軸1的最小直徑，d11= d =30mm。1mind12：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標準（氈圈 密封）d12 應(yīng)比 d11 大 5-10mm，取 d12=36mm。d13：安裝滾動軸承處軸段，d13較d12大1-5mm，選取軸承型號為角接觸球 軸承7207C，根據(jù)軸承內(nèi)圈尺寸取d13=40mm。d14：過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇d14=47mm。d15：齒輪

29、處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，小齒輪齒頂 圓直徑 d15=64 mm。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=47mm。d17：滾動軸承軸段，d17=40mm。各軸段長度的確定111：根據(jù)大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取111=40mm。112：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取112=65.6mm113：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取113=30mm114：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取114=10mm115：由小齒輪的寬度確定，取l15=70mml16：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l16=10mml17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l

30、17=32mm圖5.1高速軸的尺寸圖表5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d17mm30364047644247長度l11l12l13l14l15l16l17mm4065.63010701032(2)高速軸的校核已知條件：高速軸傳遞的扭矩T =102.567 N m，轉(zhuǎn)速n =480r /min，齒輪的螺旋角1 10 =14.35 ,小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d =64 mm。1齒輪1的作用力2T圓周力F二絲二3205.2Nti di徑向力F二F竺孚二1185.9Nr1t1 cos 0軸向力 F 二 F tan a 二 1089.072 Naltin齒輪2

31、的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。A、支撐反力，在水平面上為其中帶輪壓軸力Q = (F )=2520.18 Np min如高速軸結(jié)構(gòu)圖所示 l =92.1 mm l =63.5 mm l =63.5 mm 123Q(l +1 +1 ) - F l - F d TOC o 1-5 h z R _1 2 3r1 3al 21H1 + 123=3480.134 NR _Q-R -F =1137.69 -1307.38 -929.95 =-2145.9 N 2 H1Hr1式中負號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上為R1VF1tl-1 + 1232465.04 X63.5063.

32、50 +63.50=1602.5 N TOC o 1-5 h z R _ F - R _2465.04 -1232.52 =1602.7 N 2Vt11V軸承1的總支承反力為R _2 + R2 _ 3831.36 N HYPERLINK l bookmark154 o Current Document 1H1V軸承2的總支承反力為R _，:R2 + R2 _2677.93 N、 2 H2VB、彎矩計算在水平面上a-a剖面右側(cè)M _ R 1 _-136264.65 N - mm aH2 H 3a-a剖面左側(cè)M _ M - F d _-171112.65 N - mm aH aHa1 2b-b剖面

33、為M _ Q1 _-232108.578 N - mm bH1在垂直面上為M _ R 1 _-101758.75 N - mm aV1V 2合成彎矩a-a剖面左側(cè)M = 丫 M2 + M2 = 199083.86 N - mm TOC o 1-5 h z aaHaV合成彎矩a-a剖面右側(cè)M =、：M2 + M2 = 170067.34 N mma aHaV合成彎矩 b-b 剖面M =、;M2 + M2 = 232108.578 N mmb u bHbVc、轉(zhuǎn)矩T =102567 N mm1齒輪軸和b-b處彎矩較大，且該點軸頸較小，故b-b剖面為危險剖面。 其抗彎截面系數(shù)為W =兀13 = 62

34、80 mm332抗扭截面系數(shù)為W =13 = 12560 mm3t 16最大彎曲應(yīng)力為Mb = b = 16.33 MPaA W扭剪應(yīng)力為Tt = 1 = 8.1 MPaWT按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) = 0.6，則當量應(yīng)力為b = b 2 + 4Qt )2 = 19.00 MPa eA查得b = 60 MPab b ，故強度滿足要求。-1e -13)低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計各軸段直徑及長度的確定d21：滾動軸承軸段，d21=55mm，選取軸承型號為角接觸球軸承7211C。d22：軸環(huán)，根據(jù)齒輪以及軸承的定位要求d22=62mm。d23:齒輪處軸段,d

35、23=57 mm。d24：滾動軸承處軸段d24=55 mm。d25：密封處軸段，根據(jù)密封圈的標準(氈圈密封)確定，d25=53 mm。d26:軸 3 的最小直徑,d26=d2min=45 mm。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l21=35 mm。l22：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度確定，取l22=12.5mml23:大齒輪寬度，取l23=62mml24：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度以及軸承型號確定，取l24=47.5mml25：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l25=57.6mml26：,根據(jù)減速器的具體規(guī)格確定取l26=84mm圖5.2低速軸的尺寸圖表5.2

36、低速軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25d26mm556257555345長度121122123124125126mm3512.56247.557.684低速軸的校核齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。圓周力F = 3205.2 N12徑向力F二1185.9 Nr 2軸向力 F = 1089.072 Na2A、支撐反力，在水平面上為如低速軸結(jié)構(gòu)圖所示 l =109.6mm l =64mm l =64mm1 2 3F d2 - F lR1H=496.164 NR1H=496.164 N32R = F - R = 689.736 N2Hr 21H在垂直平面上為FlR =厶 a

37、 = 1602.6 N1V l +123 TOC o 1-5 h z R = F - R =1602.6 N 2Vt 21V軸承A、B的總支承反力為R = R2 + R2 = 1172.7 N1 1H1VR =、： R 2 + R 2 = 1744.7 N 2 七 2H2VB、彎矩計算在水平面上 a-a 剖面左側(cè)M = R / = 31754.496 N - mmaH1H 3在水平面上 a-a 剖面右側(cè)M = R l = 44143.104 N - mm aH2 H 2在垂直面上 a-a 剖面為M = R l = 102566.4 N - mmaV1V 3合成彎矩，a-a剖面左側(cè)M =.(M2

38、 + M2 = 107369.5 N mm aaHaV合成彎矩，a-a剖面右側(cè)M = fM 2 + M 2 =148485.9 N mm aaHaVc、轉(zhuǎn)矩T = 393977 N - mm2因a-a剖面右側(cè)彎矩較大，同時截面還作用轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險剖面。T = 393977 N - mm2因a-a剖面右側(cè)彎矩較大，同時截面還作用轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險剖面。已知低速大齒輪鍵槽b =16 mm, t =5 mm。其抗彎截面系數(shù)為bt(d -1)2232d23=10645.63mm3抗扭截面系數(shù)為W二竺t 16bt叫-tZ 二 22911.25 mm3 2d23最大彎曲應(yīng)力為=13.9MPa扭

39、剪應(yīng)力為Tt =亠二 17.2 MPaWT按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a= 0.6，則當量應(yīng)力為c =尹 2 + 4Qt）2 = 24.88 MPaeb查得c = 60 MPa c ea2 = 0.4000 P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為10 （年） X300 （天）X16 （小時）=48000h。L = -10（ Cr-） =59642 h48000h軸承具有足夠壽命。h 60n P22、低速軸承查滾動軸承樣本可知，軸承7210C的基本額定動載荷C =42.8kN，基本額定 r靜載荷C =32kN。r0求兩軸承受到的徑向

40、載荷Fr和Fr12將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中A 點總支反力 F =、；F2 + F2 =1624.65 Nr1 勺 AyAzB 點總支反力 F = ：F2 + F2 =1610.86 N。r 2 V ByBz求兩軸承的軸向力FaF軸承派生軸向力F =ef其中，e為判斷系數(shù)，其值由-a的大小確定，由于 d r C0現(xiàn)軸向力Fa未知，故先初選e=0.4，因此可估算F 二 eF 二 478.28 N TOC o 1-5 h z d 1r1F 二 eF 二 629.13 Nd 2r2軸向力 F a=FttanP = 647.8449349N因此F 二 F + F 二

41、 1276.97 Na1ad 2F 二 F 二 629.13 Na 2d 2FFal =0.0399=0.0197CC00利用插值法得e = 利用插值法得e = 0.4121, e = 0.3892再計算： TOC o 1-5 h z F =e F =492.63 N d 11 r1F =e F =611.82 N d 22 r2F = F + F = 1259.67 Na1ad 2F = F =611.82 Na 2d 2FF吐=0.0394=0.0191CC00F兩次計算的f 值相差不大，因此確定e = 0.412 , e = 0.389，C120F = 1259.67 N, F = 61

42、1.82 N。 TOC o 1-5 h z a1a 2求軸承的當量動載荷PFFai = 1.0535 ea2 = 0.3890 = eF1F2r1r 2利用插值法得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 X=0.44,Y=1.359811對軸承2 X=1,Y=022根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)f =1.2。PP=f(XF +YF )=2686.81 NP 1 r1 1 a1P=f(XF +YF )=1887.38 NP 2 r2 2 a2驗算軸承壽命因P1P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為10 (年) X300 (天)X16 (小時)=48000h。Lh=62)e=449137 h48000h軸承具有足夠壽命。2七、鍵連接的選擇和計算1、高速軸端鍵選擇的型號為鍵A8X34 GB/T1096鍵的工作長