杰二同軸式減速器方案說明書

個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用中國礦業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院機(jī)械制造課程設(shè)計(jì)同軸式二級圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說明書姓名：梅杰班級：機(jī)自08-5班學(xué)號：03080998指導(dǎo)教師：顧蘇軍完成日期：2018年11月23日個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用課程設(shè)計(jì)說明書一、課程設(shè)計(jì)目的·1.了解機(jī)械設(shè)計(jì)的基本方法，熟悉并初步掌握簡單機(jī)械的設(shè)計(jì)方法，設(shè)計(jì)步驟·2.綜合運(yùn)用已經(jīng)學(xué)過的課程的有關(guān)理論和知識進(jìn)行工程設(shè)計(jì)，培養(yǎng)設(shè)計(jì)能力， 培養(yǎng)理論聯(lián)系實(shí)際的能力，為今后進(jìn)行設(shè)計(jì)工作奠定基礎(chǔ)3.通過課程實(shí)際培養(yǎng)獨(dú)立工作能力4.熟悉與機(jī)械設(shè)計(jì)有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、資料、手冊，并培養(yǎng)運(yùn)用它們解決實(shí)際問題的能力。培養(yǎng)使用資料那個(gè)計(jì)算、繪圖和數(shù)據(jù)處理的能力。二、課程設(shè)計(jì)任務(wù)3、帶式運(yùn)輸機(jī)兩級閉式齒輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)(一>設(shè)計(jì)要求(1>設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳功裝置；(2>連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起功，運(yùn)輸帶允許誤差為 5％(3>使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作。(二>原始技術(shù)數(shù)據(jù)(1>展開式二級園柱齒輪減速器。個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用(三>設(shè)計(jì)任務(wù)(1>確定傳動(dòng)方案，并繪出原理方案圖。(2>設(shè)計(jì)減速器。(3>完成裝配圖1張(A0或A1>，零件圖2張。(4>編寫設(shè)計(jì)說明書。傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.1 傳動(dòng)裝置的組成和特點(diǎn)組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。特點(diǎn)：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。1.2

傳動(dòng)方案的 擬

定選擇 V級同軸輪減速電機(jī)轉(zhuǎn)功 率設(shè)置在

帶傳動(dòng)和二式圓柱斜齒器?？紤]到速高，傳動(dòng)大，將V帶高速級。初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如圖

1.1所示。圖1.1傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖1.2.1工作機(jī)所需功率Pw<kw）PwTn'/9550w＝1350×0.75/<1000×0.96）＝9.57kw式中，T為工作軸轉(zhuǎn)矩，N/m；n’為工作機(jī)的角速度，r/min；ｗ為帶式工作機(jī)的效率。1.2.2電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率＝123324＝0.96×0.983×0.982×0.99＝0.8591為V帶的效率,2為第一、二、三三對軸承的效率，3為每對齒輪<齒輪為7級精度，油潤滑，因是薄壁防護(hù)罩,采用開式效率計(jì)算）嚙合傳動(dòng)的效率，4為聯(lián)軸器的效率。個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用2 電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：Pd＝Pw/＝9.57/0.859＝11.15kw,執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝100060v＝1000×60×1.6＝65.02r/minD×470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＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i２＝3～5，則i２＝9～25，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia＝18～100，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd＝ia×n＝<18～100）×65.02＝1170.36～6502r/min按電動(dòng)機(jī)的額定功率 Pm，要滿足 Pm≥Pd以及綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號為 Y160L—4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pm為15kw，滿載轉(zhuǎn)速nm 1460r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。表2.1電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)方案電動(dòng)機(jī)額定額定同步堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩型號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Pm/kwnm<r/min）1Y160L-415146015002.02.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3.1 總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nw，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia＝nm/nw＝1460/65.02＝22.453.2分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比ia＝i0×i式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。對于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)比按下式分配：i1＝i2＝i式中i1為高速級圓柱齒輪的傳動(dòng)比，i2為低速級圓柱齒輪的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0＝2.3，則減速器傳動(dòng)比為：i1＝i2＝i＝22.45＝3.122.3個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4.1 各軸轉(zhuǎn)速高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速滾筒軸Ⅳ的轉(zhuǎn)速

＝nm/i0＝960/2.3＝417.39r/minnⅡ＝nⅠ/i1＝417.39/3.54＝117.91r/minnⅢ＝nⅡ/i2＝117.91/3.54＝33.30r/minnⅣ=nⅢ=33.30r/min4.2 各軸輸入、輸出功率4.2.1 各軸的輸入功率高速軸Ⅰ的輸入功率中間軸Ⅱ的輸入功率低速軸Ⅲ的輸入功率滾筒軸Ⅳ的輸入功率4.2.2 各軸的輸出功率高速軸Ⅰ的輸出功率中間軸Ⅱ的輸出功率低速軸Ⅲ的輸出功率滾筒軸Ⅳ的輸出功率

P<kw）PⅠ＝Pm×1＝5.5×0.96＝5.28kW＝Ⅱ＝Ⅰ×η×＝5.28×0.98×0.985.12kWPp23PⅢ＝PⅡ×η2×3＝5.28×0.98×0.98＝4.92kWPⅣ＝PⅢ×η2×η4=4.92×0.98×0.99＝4.77kWP<kw）P＝PⅠ×0.98＝5.17kWⅠPⅡ＝PⅡ×0.98＝5.02kWPⅢ＝PⅢ×0.99＝4.87kWPⅣ＝PⅣ×0.96＝4.67kW4.3 各軸輸入、輸出轉(zhuǎn)矩4.3.1各軸的輸入轉(zhuǎn)矩<N·m）轉(zhuǎn)矩公式：＝9550P/nN·m電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td＝9550Pw＝9550×5.5/9602＝54.71N·mnm高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩TⅠⅠ＝120.81N·m＝9550P＝9550×5.28/417.39nⅠ中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩TⅡⅡ＝9550×5.12/117.91＝414.69N·m＝9550PnⅡ低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩ⅢPⅢ＝9550×4.92/33.30＝1410.99N·mnⅢ滾筒軸Ⅳ的輸入轉(zhuǎn)矩PⅣ＝9550×4.77/33.30＝1367.97N·mⅣ＝9550nⅣT個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用4.3.2各軸的輸出轉(zhuǎn)矩高速軸Ⅰ的輸出轉(zhuǎn)矩中間軸Ⅱ的輸出轉(zhuǎn)矩低速軸Ⅲ的輸出轉(zhuǎn)矩滾筒軸Ⅳ的輸出轉(zhuǎn)矩

TⅠ＝TⅠ×0.98＝118.39N·mTⅡ＝TⅡ×0.98＝406.40N·mTⅢ＝TⅢ×0.99＝1396.88N·mTⅣ＝TⅣ×0.96＝1313.25N·m表2.3傳動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果軸電機(jī)軸軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ滾筒軸Ⅳ參數(shù)功率P/KW5.55.285.124.924.77轉(zhuǎn)矩54.71120.81414.691410.991369.97T/<N·m）轉(zhuǎn)速960417.39117.9133.3033.30n/<r/min）傳動(dòng)比i2.33.543.54效率η0.960.97020.97600.9702設(shè)計(jì)Ｖ帶和帶輪5.1 確定計(jì)算功率Pca查機(jī)械設(shè)計(jì)課本 P 表8-7選取工作情況系數(shù)： K＝1.2156 APca＝KA×Pm＝1.2×5.5＝6.6kw式中KA為工作情況系數(shù)， Pm為傳遞的額定功率,既電機(jī)的額定功率.5.2 選擇V帶的帶型根據(jù)Pca＝6.6kw，KA＝1.2,查課本157圖8-11選用帶型為A型帶。P5.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速5.3.1 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1查課本P 表8-6和P 表8-8得小帶輪基準(zhǔn)直徑d ＝100mm。155 157 d15.3.2 驗(yàn)算帶速V＝dd1nm＝100960＝5.024m/s601000601000因?yàn)?m/s≤ ≤30m/s，故帶速合適。5.3.3 計(jì)算大帶輪的的基準(zhǔn)直徑個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2＝i0dd1＝2.3×100＝230mm，式中i0為帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，根據(jù)課本P153表8-8，圓整為dd2＝250mm。5.4確定V帶的中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld由于0.7（dd1d）≤a（dd1d），所以初選帶傳動(dòng)的中心距a為：d20≤2d20a0＝1.5（dd1dd2）＝525mm所以帶長為：（2Ld=2a0（dd1dd2）dd2dd1）≈1610.49mm24a0查課本P146表8-2選取v帶基準(zhǔn)長度Ld＝1600mm，傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為：a≈a0+LdL'd≈519.76mm2圓整為a＝520mm，中心距的變動(dòng)范圍為：amin＝a-0.015Ld＝496mmamax＝a+0.03Ld＝568mm故中心距的變化范圍為496～568mm。5.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角 11dd2dd1180≈163.47o≥90o，包角合適。180a162.945.6計(jì)算帶的根數(shù)z5.6.1計(jì)算單根V帶的額定功率 Pr(kw>因d ＝100mm，帶速 v＝5.024m/s，傳動(dòng)比i 2.3,則查課本P 、P 表8-d1 0 152 1534a、表8-4b,并由內(nèi)插值法得單根普通 V帶的基本額定功率 P0＝0.95kw，額定功率增量P0＝0.11kw。查課本146表8-2得帶長修正系數(shù)KL＝0.96。查課本155表PP8-5,并由內(nèi)插值法得小帶輪包角修正系數(shù)K＝0.96，于是Pr＝（P0P0）KAKL＝(0.95+0.11>×0.96×0.99＝1.007kw5.6.2計(jì)算V帶的根數(shù)Z由P158公式8-26得Z＝Pca＝KAP＝1.25.5＝6.55Pr(P0P0)KKL(0.950.11)0.960.99故取7根。個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用5.7計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值（F）o min查課本P149表8-3可得V帶單位長度的質(zhì)量q＝0.10kg/m,故:單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為（）＝Pca2.524.85002.52500(1)qv＝155.17N(1)0.17.17158.80N57.17zvk0.965.8 計(jì)算壓軸力Fp壓軸力的最小值為:（）＝p（）min0sin1＝2122.07N162.94FPminF2z2zFoF25158.80sin1570.43N表5.1V22帶的設(shè)計(jì)參數(shù)總匯帶型基準(zhǔn)直徑/mm帶速V/基準(zhǔn)長度包角V帶根數(shù)最小壓軸力m/sLd/mmZ（F）/Ndd1dd2PminA1002505.0241610.49163.47o72122.075.9V 帶輪的設(shè)計(jì)5.9.1 帶輪的材料。由于減速器的轉(zhuǎn)速不是很高，故選用 HT150型。5.9.2 帶輪的結(jié)構(gòu)形式V帶由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)V帶根數(shù)Z＝7，小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1＝100mm，大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2＝250mm。故由課本p160圖8-14小帶輪選擇腹板式。大帶輪選擇孔板式。5.9.3V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號相對應(yīng)，見課本P161表8-10。V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作表面的夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40o。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)超出帶輪外圈，也不應(yīng)與輪槽底部接觸。具體參數(shù)見表5.2。５.9.4V 帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；由于帶輪的轉(zhuǎn)速低于極限轉(zhuǎn)速，故要做動(dòng)平衡。表5.2輪槽的截面尺寸槽型B/mmhamin/mmhfmin/mmeF/mmdmin個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用A11.02.758.715±0.3938o齒輪的設(shè)計(jì)因減速器為同軸式，低速級齒輪比高速級齒輪的強(qiáng)度要求高，所以應(yīng)優(yōu)先校準(zhǔn)低速級齒輪。6.1低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。<1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用<2）材料選擇。由表 10-1選擇小齒輪材料為大齒輪材料為45鋼<調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS。

7級精度<GB10095－88>。40Cr<調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS；<3）選小齒輪齒數(shù)

Z1＝24，大齒輪齒數(shù)

Z2＝Z1i

2＝24×3.54＝84.96，取

Z2＝85。<4）初選螺旋角β＝14o。6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本 P218設(shè)計(jì)計(jì)算公式<10-21）進(jìn)行計(jì)算，即3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]<1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①試選Kt=1.6。②小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為T＝414.69×103Nmm③查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)d＝1。1④查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8MPa2＝600⑤由課本P圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1209MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為σHlim2＝550MPa。⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1＝60n1jLh＝60×117.91×1×<2×8×300×15）＝5.09×108N2N1＝5.091088＝＝1.44×10i23.54去接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.90；K＝0.95。⑦由課本P圖10-19207HN1HN2⑧查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。⑨由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度1＝0.77，2＝0.855。則＝1+2＝1.625。⑩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,應(yīng)用P205公式<10-12）得:[H]1=KHN1Hlim1=0.9×600＝540MPaS個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用[H]2＝KHN2Hlim2＝0.95×550＝522.5MPaS則許用接觸應(yīng)力為：HH＝H1H2＝540522.5＝531.25MPa22<2）設(shè)計(jì)計(jì)算①試算小齒輪的分度圓直徑 d1t，由計(jì)算公式得d1t321.6414.691034.542.433189.8232KtT1u1(ZHZE)534.5＝84.555mmd11.65[H]3.54u②計(jì)算圓周速度。＝d1tn1＝84.555117.91＝0.522m/s601000601000③計(jì)算齒寬b和模數(shù)mnt。計(jì)算齒寬bb＝dd1t＝84.555mm計(jì)算摸數(shù)mnd1tcos＝4984..5355coscos14＝3.42mmmnt=Z124242.00mm④計(jì)算齒寬與高之比b。h齒高h(yuǎn)＝2.25mnt＝2.25×3.42＝7.695mm＝84.555＝10.997.695⑤計(jì)算縱向重合度=0.318d1tan0.318124tan14=1.903⑥計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)＝0.522m/s，7級精度,由課本p194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV＝0.95；由課本p196表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KH＝1.423；由b＝10.99，KH＝1.423查圖10-13得KF＝1.35；由課本p195h表10-3得:KH＝KF＝1.4。故載荷系數(shù)K＝KAKVKHKH＝1×0.95×1.4×1.423＝1.893⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1＝d1t3K＝84.555×31.893＝89.430mmKt1.6⑧計(jì)算模數(shù)mnd1cos＝5189..7340coscos14＝3.62mmmn＝Z1242.09mm246.1.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式32KT1Ycos2(YFYS)mn≥2dZ1a[F]<1）確定計(jì)算參數(shù)①計(jì)算載荷系數(shù)。K＝KA

KV

KF

KF

＝1×0.7×1.4×1.35＝1.323②根據(jù)縱向重合度

＝1.903，從課本

P217圖

10-28

查得螺旋角影響系數(shù)Y＝0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1＝414.69 kN·m。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。傳動(dòng)比誤差i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，i＝0.017％5％，允許。③ 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。＝Z1＝24＝26.27cos314ZV1cos3ZV2＝Z2＝85＝93.05cos3cos314④查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本p200表10-5得齒形系數(shù)YFa1＝2.592；YFa2＝2.211應(yīng)力校正系數(shù)YSa1＝1.596；YSa2＝1.774查課本p207圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FF1500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FF2380MPa。查課本p206圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1＝0.88；KFN2＝0.90。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4⑤計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。[F]1＝KFN1FF1＝0.86850007.14S1.4＝314.29MPa[F]2＝KFN2FF2＝0..903380252.43S1..4＝244.29MPa計(jì)算大小齒輪的YFFS并加以比較。[F]YF1FS1＝22..5921..596＝0.16[F]1307314..1429YF2FS2＝22.211.1..774＝0.01749[F]20.01554252224..4329大齒輪的數(shù)值大，故選用。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用321.323414.691030.88(cos14)20.01749＝2.56mmmn12421.65mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取mn＝3mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1＝89.430mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z＝89.43cos14＝28.9取z＝29131那么z2＝uz1＝3.54×29＝1026.1.4幾何尺寸計(jì)算<1）計(jì)算中心距a＝(z1z2)mn＝(29102)3＝202.516mm2cos2cos14將中心距圓整為 203mm。<2）按圓整后的中心距修正螺旋角＝arccos(Z1Z2)mn＝arccos(29102)3＝14542a2203因值改變不多,故參數(shù),k,Zh等不必修正。<3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1＝z1mn＝252923＝89.879mmcoscoscos14.0154d2＝z2mn＝8110223＝316.125mmcoscos14.0154<4）計(jì)算齒輪寬度B＝ d1＝11×5189.53.879mm＝8951..87953mm圓整后取B2＝90mm；B1＝95mm。（5）修正齒輪圓周速度＝d1n1＝89.879117.91＝0.555m/s6010006010006.2高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算6.2.1選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。<1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級精度<GB10095－88>。<2）材料選擇。由表 10-1選擇小齒輪材料為 40Cr<調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS；大齒輪材料為45鋼<調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS。<3）考慮到此設(shè)計(jì)減速器為同軸式，故仍選小齒輪齒數(shù) Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1i2＝24×3.54＝84.96，取Z2＝85。o<4）初選螺旋角仍為β＝14。個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用6.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本P218設(shè)計(jì)計(jì)算公式<10-21）進(jìn)行計(jì)算，即3u1ZHZEd1t2KtT1)2u(H]d[<1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①試選Kt=1.6。②小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為T＝120.81×103Nmm③查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)d＝0.8。1④查課本P表10-6得材料的彈性影響系數(shù)Z＝189.8MPa2201圖10-2dE＝600⑤由課本P按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1209MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為σHlim2＝550MPa。⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1＝60n1jLh＝60×417.39×1×<2×8×300×15）＝1.803×109N2＝N1＝1.803109＝5.093×108i23.54去接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.90；K＝0.95。⑦由課本P圖10-19207HN1HN2⑧查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。⑨由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度1＝0.77，2＝0.855。則＝1+2＝1.625⑩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,應(yīng)用P205公式<10-12）得:[H]1=KHN1Hlim1=0.9×600＝540MPa[H]2＝KHN2SHlim2＝0.95×550＝522.5MPaS則許用接觸應(yīng)力為：HH＝H1H2＝540522.5＝531.25MPa22<2）設(shè)計(jì)計(jì)算①試算小齒輪的分度圓直徑 d1t，由計(jì)算公式得32KT52.433189.832(＝66.049mmd1td0.8u([]))1.625H3.54531.25②計(jì)算圓周速度。＝d1tn1＝66.049417.39＝1.443m/s601000601000③計(jì)算齒寬b和模數(shù)mnt。計(jì)算齒寬bb＝dd1t＝52.839mm計(jì)算摸數(shù)mn個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用d1tcos＝4966..53049coscos14＝2.67mmmnt=24242.00mmZ1b④計(jì)算齒寬與高之比 。齒高 h ＝2.25mnt＝2.25×2.67＝6.008 mm＝66.049＝10.99h6.008⑤計(jì)算縱向重合度＝0.318d1tan＝0.3180.824tan14＝1.522⑥計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)＝1.443m/s，7級精度,由課本p194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV＝1.07；由課本p196表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KH＝1.423；由b＝10.99，KH＝1.423查圖10-13得KF＝1.35；由課本p195h表10-3得:KH＝KF＝1.4。故載荷系數(shù)K＝KAKVKHKH＝1×1.07×1.4×1.423＝2.13⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1＝d1t3K＝66.049×32.13＝72.658mmKt1.6⑧計(jì)算模數(shù)mnd1cos＝5172..73658coscos14＝2.94mmmn＝Z124242.09mm6.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式32KT1Ycos2YFYSmn≥)dZ2(1a[F]<1）確定計(jì)算參數(shù)①計(jì)算載荷系數(shù)。K＝KAKVKFKF＝1×1.07×1.4×1.35＝2.02②根據(jù)縱向重合度＝1.903，從課本P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y＝0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1＝120.81 kN·m。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。傳動(dòng)比誤差i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，i＝0.017％5％，允許。③ 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。＝Z1＝24＝26.27cos3cos314ZV1ZV2＝Z2＝85＝93.05cos3cos314個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用④查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本p200表10-5得齒形系數(shù)YFa1＝2.592；YFa2＝2.193應(yīng)力校正系數(shù)YSa1＝1.596；YSa2＝1.783查課本p207圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FF1500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FF2380MPa。查課本p206圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1＝0.85；KFN2＝0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4⑤計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。[F]1＝KFN1FF1＝0.8655007.14S1.4＝303.57MPa[F]2＝KFN2FF2＝0..9388380252.43S1..4＝238.86MPaYFFS計(jì)算大小齒輪的并加以比較。[F]YF1FS1＝22..5921..596＝0.16[F]1314.290.01347307.14YF2FS2＝22.211.19311..774783＝0.01640[F]2238.860.01554252.43大齒輪的數(shù)值大，故選用。（3）設(shè)計(jì)計(jì)算322.021.208105cos2140.01640＝2.16mmmn2211.625.01.82424mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取mn＝2.5mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1＝66.049mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z＝66.049cos14＝25.63取z1＝2612.5那么z2＝uz1＝3.54×26＝92.04，取z2＝92。6.2.4 幾何尺寸計(jì)算<1）算中心距a＝(z1（25）z2)mn＝922.5＝141.906mm2cos2cos14將中心距圓整為 141mm。為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計(jì)算。即a＝203mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z1＝35，則Z2＝ui＝3.54×35＝123.9，圓整為124。<2）按要求設(shè)計(jì)的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角＝arccos(Z1（）Z2)mn＝arccos351242.5＝11742a2203<3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用d1＝z1mn＝254322＝89.370mmcoscos1614.014d2＝z2mn＝8115222＝316.628mmcoscos146.014<4）計(jì)算齒輪寬度B＝ d1＝10.851×.5389mm.370＝5171.53.496mm圓整后取 B2＝75mm；B1＝80mm。<5）修正齒輪的圓周速度＝d1n1＝89.370417.39＝1.952m/s601000601000表6.1各齒輪的設(shè)計(jì)參數(shù)齒輪高速級齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級齒輪4參數(shù)材料40Cr<調(diào)質(zhì)），45鋼<調(diào)質(zhì)）40Cr<調(diào)質(zhì)），45鋼<調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS硬度為240HBS硬度為280HBS硬度為240HBS齒數(shù)3512429102螺旋角11741454模數(shù)2.53齒寬/mm80759590中心距/mm203齒輪圓周速/m/s1.9520.555修正傳動(dòng)比3.546.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速軸齒輪1輪2和低速軸齒輪

做成實(shí)心式如圖 6.1<b），中間軸齒輪 3做成齒輪軸，中間軸齒4兩個(gè)大齒輪使用腹板式結(jié)構(gòu)如圖 6.1<a）個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用圖6.1 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)7.1 低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1.1 求輸出軸上的功率 P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3P3＝4.92KW n3＝33.30r/min T3＝1410.99N．m7.1.2 求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2＝316.125mm而Ft＝2T3＝21410.99103d2316.125＝8926.93NFr＝Ftann＝43488926..1693tantan20o＝3356.64Nocos454cos13.86Fa＝Fttan＝4348.16×tan1454＝2315.31N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖7.1所示。個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用圖7.1 軸的載荷分布圖7.1.3初步確定軸的最小直徑<1）先按課本p370式<15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本pP370361表153，取Ao112，于是得dminP334.92＝61.32Ao3＝35112.763×mmn333.30<2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠⅡ<圖7.2）。為了使所選的軸直徑dⅠⅡ與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號。查課本p351表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka＝1.3，則：9NmmTca＝.3×1.99×10＝1834.287KaT31.53410.35467.275N按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》p173表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器<GB/T4323—2002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65mm，故取dⅠⅡ＝，半聯(lián)軸器的長度L＝，半聯(lián)65mm142mm軸器與軸配合的轂孔長度 L1＝107mm。7.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)<1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用①為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求 ,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩 ,故?、?Ⅲ的直徑dⅡⅢ＝4780mm；左端用軸端擋圈定位 ,按軸端直徑取擋圈直徑 D＝85mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取lⅠⅡ＝10582mm。②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡⅢ＝4780mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承<GB/T297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85mm×150mm×30.5mm，故d ＝dd ＝508558mm；右端圓錐滾子軸承Ⅲ Ⅳ ⅦⅥⅧⅦ采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為 14mm，則lⅦⅧ＝1644.5mm。③ 取安裝齒輪處的軸段 dⅣ-Ⅴ＝90mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪轂的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ＝86mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝7mm，則ⅤⅥ＝104mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取b＝12mm。d65④軸承端蓋的總寬度為37.5mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定>。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l 30mm,故取lⅡⅢ＝5067.5mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ圖7.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表7.1低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ參數(shù)直徑/mm65H7/k68085m690H7/n610485m6長度/mm10567.546861244.5鍵b×h×L/mm20×12×9025×14×70C或R/mmⅠ處Ⅱ處Ⅲ處Ⅳ處Ⅴ處Ⅵ處Ⅶ處2×45oR2R2.5R2.5R2.5R2.52.5×45o（4）軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 dⅣ-Ⅴ＝90mm由課本 p106表6-1查得平鍵截面 b×h＝25mm×14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 70mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為 H7；同n6樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 20mm×12mm×90mm，半聯(lián)軸器與軸的配個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用合為H7。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸k6公差為m6。（5）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本p365表15-2，取軸左端倒角為2×45，右端倒角為2.5×45。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。7.1.5 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡圖<圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距LL＝114.8mm60＝.mm175。.6根據(jù)軸的2357.1+71.6128.7mm計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖<圖7.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：L2L3＝11457..1+718mm.660＝.128mm.7mm175.6＝L3F＝71.660.8＝N4966.34NL2L357.171.1756.6FNH2＝L2＝57.1114.8＝3960.59NFt8926.93L2L357.171.6175.6FrL3FaD3356.6471.62315.31316.125FNV1＝22＝2676.96N＝809NNV1L2L357.171.6FNV2＝FrFNV2＝356.64-2676.96＝679.68NNV21630809821MH＝FNHL2＝4966.34×57.1＝283578.014Nmm172888.8NMV1＝＝2676.96×57.1＝152854.416NmmFNV1L2809114.892873.2NMV1MV2＝＝679.68×71.6＝48665.09NmmFNV2L382160.849916.8NMV2＝322150.53NmmM＝22＝283578215285421MHMV1172889.014.41692873196255NmmM2＝MH2MV22＝283578.014248665.092＝287723.45Nmm表7.2低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù)載荷水平面H垂直面V支反力FNH1＝4966.34N，F(xiàn)NH2＝3960.59FNV1＝2676.96N，F(xiàn)NV2＝679.68NN彎矩MM＝283578.014NmmMV1＝152854.416NmmH172888.8NMV2＝48665.09Nmm總彎矩M1＝322150.53Nmm,M2＝287723.45Nmm扭矩T1410990Nmm7.1.6 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面<即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本p373式(15-5>及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取＝0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力M2(T)22（21322150.53）ca＝3＝0.61410990MPa＝12.4MPaW0.1903前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本p362表15-1得[1]＝60MPa。因此ca〈[1]，故此軸安全。7.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度<1）判斷危險(xiǎn)截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大<過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。<2）截面Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù)W＝0.1d3＝0.1853＝61412.5mm3抗扭截面系數(shù)wT＝0.2d3＝0.2853＝122825mm3截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為L24157.63.141＝90834.04NmmM＝M1322150.5357.＝324756.72L263.1截面Ⅳ上的扭矩T3為T3＝1410990Nmm截面上的彎曲應(yīng)力b＝M９1568.88＝90834.04＝1.48MPaW6141272900.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力＝T3＝1410990＝11.49MPaT1452280025WT軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本p362表15-1查得B640MPa1275MPaT1155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本p40附表3-2查取。因r＝2.5＝0.029D＝90＝1.06d85d85經(jīng)插值后查得＝1.9＝1.29又由課本p41附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用＝0.84q＝0.88故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本P42附表3-4）為K＝1q(1)＝10.84(1.91)＝1.756K＝1q(1)＝10.88(1.291)＝1.545由課本P42附圖3-2的尺寸系數(shù)＝0.64；由課本P43附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)＝0.77。軸按磨削加工，由課本P44附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為＝＝0.92軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即1，則按課本P25式<3-12）及式<3-12a）得綜合系q＝數(shù)為k11.756+1-1＝2.83K＝1＝0.640.92K＝k11＝1.54511＝2.090.770.92又由課本§31§及3-2得碳鋼的特性系數(shù)0.10.2，取＝0.1＝0.050.1，?。?.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按課本P374式<15-6）(15-8>則得S＝1＝275＝65.66Kaam2.831.480.10S＝1＝155＝16.92k11.49atm1.5450.0511.4922SSSca＝＝65.6616.92＝16.38≥S＝1.510.516.922S2S265.662故可知其安全。（3）截面Ⅳ右側(cè)d3＝0.1抗彎截面系數(shù)W＝0.1903＝72900mm3抗扭截面系數(shù)wT＝0.2d3＝0.2903＝145800mm3截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為L241322150.5357.41＝90834.04NmmM＝M163.1L2＝324756.7257.163.截面Ⅳ上的扭矩T3為T3＝1410990Nmm截面上的彎曲應(yīng)力９1568.88b＝M＝90834.04＝1.25MPaW72900截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力＝T3＝1410990＝9.68MPaTWT145800個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用過盈配合處的k，由課本P43附表3-8用插值法求出，并取k＝0.8k，于是k得k＝3.24k＝0.8×3.24＝2.59k軸按磨削加工，由課本P44附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為＝＝0.92軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即1，則按課本P25式<3-12）及式<3-12a）得綜合系q＝數(shù)為k11.75611-11＝32.83K＝1＝3.24+0.6400..92k11.54511＝2.68K＝1＝2.590.9212.090.770.92又由課本§31及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)0.10.2，?。?.1＝0.050.1，?。?.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按課本P374式<15-6）(15-8>則得S＝1＝275＝66.07Kaam3.331.250.10S＝1＝155＝16.929.68katm0.059.682.6822SS＝65.6616.92＝11.73≥S＝1.5S216.922S265.662故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。7.2 高速軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)7.2.1 求輸出軸上的功率 P1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩T1P1＝5.28KW n1＝417.39r/min T1＝120.81N．m7.2.2 求作用在齒輪上的力因已知低速級小齒輪的分度圓直徑為d1＝89.370mm而Ft＝2T2120.811031＝89.370＝2703.59Nd1個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用Fr＝Fttann＝2703.59tan20o＝1014.15Ncos4348.16o1630.06Ncos1113.8674Fa＝Fttan＝2703.59×tan1174＝984.03N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖7.1所示。7.2.3 初步確定軸的最小直徑先按課本p370式<15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本370361表3，取o112，于是得pP15Admin＝A0P1＝112×35.28＝26.10mmn1417.39故圓整取dⅠⅡ＝30mm，輸出軸的最小直徑顯然是V帶輪處的直徑dⅠⅡ<圖7.3）。V帶輪與軸配合的轂孔長度L＝108mm。17.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)<1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①為了滿足V帶輪的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡⅢ＝407mm。V與軸配合的轂孔長度L1＝108mm，故Ⅰ-Ⅱ的長度取lⅠⅡ82＝108mm。②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡⅢ＝4735mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 <GB/T297—1994）30209型，其尺寸為d×D×T＝45mm×85mm×20.75mm，故d ＝dd ＝504558mm；右端圓錐滾子軸承Ⅲ Ⅳ ⅦⅥⅧⅦ采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為 14mm，則lⅦⅧ＝1634.75mm。③取安裝齒輪處的軸段dⅣ-Ⅴ＝50mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ＝70mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝4mm，則ⅤⅥ＝58mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取b＝10mm。d65④軸承端蓋的總寬度為27.25mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定>。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l30mm,故取lⅡⅢ＝5057.25mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ圖7.3高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表7.3高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ參數(shù)直徑/mm30H7/k64045m650H7/n65845m6長度/mm10857.2539.75701034.75個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用鍵b×h×L/mm10×8×9016×10×56C或R/mmⅠ處Ⅱ處Ⅲ處Ⅳ處Ⅴ處Ⅵ處Ⅶ處1.2×45oR1.2R1.6R1.6R1.6R1.61.6×45o6-1

<2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 dⅣ-Ⅴ＝50mm由課本p106表查得平鍵截面 b×h＝16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 56mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為

H7

；同樣，Vn6帶輪與軸的連接，選用平鍵為

10mm×8mm×90mm，V

帶輪與軸的配合為

H7

。滾k6動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。<3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本p365表15-2，取軸左端倒角為1.2×45，右端倒角為1.6×45。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R1.2，其余為R1.5。7.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.3）作出軸的計(jì)算簡圖<圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊中查得a值。對于30209型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝18.6mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距LL114.8mm60.＝8mm175.6。根據(jù)軸23＝53.65+63.65117.3mm的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖<圖7.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C出的MH、MV及M的值列于下表<參看圖7.1）。172888.8N表7.4高速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù)載荷水平面H垂直面V支反力FNH1＝1467.04N，F(xiàn)NH2＝1236.55FNV1＝760.03N，F(xiàn)NV2＝254.12NN彎矩MMH＝78706.696NmmMV1＝40775.6095Nmm172888.8NMV2＝16174.738Nmm總彎矩M1＝88641.945Nmm,M2＝80351.516Nmm扭矩T120810Nmm7.2.6按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面<即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本p373式(15-5>及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，?。?.6，軸的計(jì)算應(yīng)力M12(T3)288641.9452(0.6120810)2MPa＝9.2MPaca＝＝0.1503W個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本p362表15-1得[1]＝60MPa。因此ca〈[1]，故此軸安全。7.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同7.1.7。經(jīng)計(jì)算該軸在截面Ⅳ左右兩側(cè)的強(qiáng)度安全系數(shù)Sca≥S＝1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。7.3中間軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)7.3.1求輸出軸上的功率p2，轉(zhuǎn)速n2，轉(zhuǎn)矩T2p2＝5.12KWn2＝117.91r/minT2＝414.69N．m7.3.2 求作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為d2=316.628mmFt＝2T2＝2414.69103＝2619.41Nd2316.628F＝Fttann＝2619.41tan20oo＝973.84Nrcos4348.16163006Nc13.86Fa＝Fttan ＝2619.41×0.207818＝544.36N低速級小齒輪的分度圓直徑 d1=89.880mmFt＝2T2＝2414.69103＝9227.64Nd189.880′tanoFr′＝Fn＝9227.64tan20o＝3462.46NNcos54cos1413.86Fa＝Fttan＝9227.46×0.259363＝2393.26N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖7.5所示。7.3.3 初步確定軸的最小直徑先按課本p370式<15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本370361表3，取o112，于是得pP15Admin＝A03PP12＝112×35.12＝39.37mmnn12117.917.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)<1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①為了保證軸的強(qiáng)度要求，故取dⅠⅡ＝dⅤⅥ＝6550mm。②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)ⅠⅡ＝50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本d游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承<GB/T297—1994）30210型，其尺寸為d個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用D×T＝50mm×90mm×21.75mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14mm，則lⅤ-Ⅵ＝35.75mm。取安裝齒輪處的軸段dⅡⅢ＝4760mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪轂的寬度為 90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 lⅡ-Ⅲ＝86mm，則lⅠ-Ⅱ＝39.75。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取 h＝7mm，則dⅢ-Ⅳ＝74mm。Ⅳ-Ⅴ段為小齒輪，其寬度為 95mm，分度圓直徑為 89.880mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ圖7.4中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表7.5中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)段名Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ參數(shù)直徑/mm50m660H7/n67489.88050m6長度/mm39.758691.259535.75鍵b×h×L/mm18×11×80C或R/mmⅠ處Ⅱ處Ⅲ處Ⅳ處Ⅴ處Ⅵ處2×45oR2R2R2R2R2<2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅡⅢ＝4760mm由課本p106表6-1查得平鍵截面b×h＝18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為H7；同樣，n6m6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為<3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本p365表15-2，取軸左右兩端倒角為 2×45。各軸肩處的圓角半徑為R2。7.3.5 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.4）作出軸的計(jì)算簡圖<圖7.5）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊中查得 a值。對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a＝20mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L1＝60.75mmL2＝183.75mmL3＝63.25mm根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用圖7.5中間軸的載荷分析圖軸的受力分析如下：L1+L2L3＝5960..75+183109.5.75+679.3.25248＝.3076.75mmFNH1Ft(L3L2)FtL332992619.41(09（62.5.2579.183).75）08922779.3.6462.63970.84NL1L2L3＝248.3076.753447.7＝NFt(L1L2)FtL19227.64244.52619.4160.75＝7848.21NFNH2＝7508169.3329959.8L1L2L3307.755906.6N248.6Fr(L2L3)FrL3FDFaDFNV122L1L2L31237188.828172393.2689.88544.36316.6282662.89N973.842463462.4662.252＝2108.32N＝248.62307.75FNV2FrFrFNV1＝129737.84+34622817.426-622108.89.321391＝2291.11.98NMH1FNH1L1＝970.84×60.75＝24122.53Nmm3447159.8206136.58NMH2FNH2L3＝7848.21×62.25＝488551.07Nmm5906.679.3468393.38NMV1FNV1L1＝108.32×60.75＝122612.94Nmm2662.8959.8159240.82NMV2FNV2L3＝2291.98×62.25＝142675.76Nmm1391.1179.3110315.02N個(gè)人資料整理 僅限學(xué)習(xí)使用222222Nmm＝.53122612.94＝.44M1MH1MV1mm20624122836.5815940.82270604480.19NMM2M2＝468393.38210315.022481208.152H2V22Nmm488551.07142675.76＝508958.277.3.6 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力ca=M22(T2)2508958.272(0.6414690)2＝7.8MPaW＝0.189.883查表15-1得[1]=60MPa。因ca〈[1]，故此軸合理安全。7.3.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同7.1.7。經(jīng)計(jì)算該軸在截面Ⅳ左右兩側(cè)的強(qiáng)度安全系數(shù)Sca≥S＝1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算8.1 選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵<A型）。根據(jù)已經(jīng)選擇的鍵的基本參數(shù)列如下表：表8.1鍵的基本參數(shù)鍵高速軸中間軸低速軸參數(shù)b×h×L10×8×9016×10×5618×11×8020×12×9025×14×70工作長度l8040627045k455.567軸的直徑d/mm3050606590轉(zhuǎn)矩T/Nm120.81414.691410.998.2校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本p106表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[p]＝100120MPa。取其平均值，[p]＝110MPa。鍵的工作長度和鍵與輪轂鍵槽的接觸高度均見表8.1。32T 10由課本p106式<6-1）即 P＝ 分別得：P1＝25.17MPa； P2＝24.16MPa； P3＝40.54MPa；P4 103.37MPa； P5 99.54MPa故 p≤[ p]＝110MPa，均合適。取鍵標(biāo)記分別為：鍵1：10