二級斜齒出入聯(lián)軸器設計說明書

系別：專業(yè)：學生姓名：學號：指導教師：職稱：目錄第一部分設計任務書..............................................4第二部分傳動裝置總體設計方案.....................................5第三部分電動機的選擇............................................53.1電動機的選擇............................................53.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).............................7第五部分齒輪傳動的設計..........................................85.1高速級齒輪傳動的設計計算.................................85.2低速級齒輪傳動的設計計算................................15第六部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計..........................236.1輸入軸的設計...........................................236.2中間軸的設計...........................................276.3輸出軸的設計...........................................33第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算..................................407.1輸入軸鍵選擇與校核......................................407.2中間軸鍵選擇與校核......................................407.3輸出軸鍵選擇與校核......................................40第八部分軸承的選擇及校核計算....................................418.1輸入軸的軸承計算與校核...................................418.2中間軸的軸承計算與校核...................................428.3輸出軸的軸承計算與校核...................................42第九部分聯(lián)軸器的選擇............................................439.1輸入軸處聯(lián)軸器...........................................439.2輸出軸處聯(lián)軸器...........................................44第十部分減速器的潤滑和密封.......................................4410.1減速器的潤滑............................................4410.2減速器的密封............................................45第十一部分減速器附件及箱體主要結構尺寸............................46設計小結.........................................................48參考文獻.........................................................49第一部分設計任務書一、初始數(shù)據(jù)設計展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F=2600N，V=1.3m/s，D=300mm，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.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.齒輪的設計6.滾動軸承和傳動軸的設計7.鍵聯(lián)接設計8.箱體結構設計9.潤滑密封設計10.聯(lián)軸器設計第二部分傳動裝置總體設計方案一.傳動方案特點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：選擇電動機-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器-工作機。二.計算傳動裝置總效率a=3×2×2×1為軸承的效率,2為齒輪嚙合傳動的效率,3為聯(lián)軸器的效率,4為工作裝置的效率。第三部分電動機的選擇3.1電動機的選擇皮帶速度v:工作機的功率pw:pw=eq\f(F×V,1000)=\f(2600×1.3,1000)=3.38KW電動機所需工作功率為:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f(3.38,0.859)=3.93KW執(zhí)行機構的曲柄轉速為:n=eq\f(60×1000V,π×D)=\f(60×1000×1.3,π×300)=82.8r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=8~40，電動機轉速的可選范圍為nd=ia×n=(8×40)×82.8=662.4~3312r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y112M-4的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉速nm=1440r/min，同步轉速1500r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112mm400×265190×14012mm28×608×243.2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速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm（2）分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12=×17.39)=4.75則低速級的傳動比為:i23=eq\f(i,i12)=\f(17.39,4.75)=第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速:輸入軸：nI=nm=1440=1440r/min中間軸：nII=nI/i12=1440/4.75=303.16r/min輸出軸：nIII=nII/i23工作機軸：nIV=nIII=82.83r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI=Pd××0.99=3.89KW中間軸：PII=PI×××0.97=3.74KW輸出軸：PIII=PII×××0.97=3.59KW工作機軸：PIV=PIII×××0.99=3.52KW則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'=PI×0.99=3.85KW中間軸：PII'=PII×0.99=3.7KW中間軸：PIII'=PIII×0.99=3.55KW工作機軸：PIV'=PIV×0.99=3.48KW(3)各軸輸入轉矩:輸入軸：TI=Td×電動機軸的輸出轉矩:Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f(3.93,1440)=26.06Nm所以：輸入軸：TI=Td××0.99=25.8Nm中間軸：TII=TI×i12×××××0.97=117.68Nm輸出軸：TIII=TII×i23×××××0.97=413.61Nm工作機軸：TIV=TIII×××0.99=405.38Nm輸出轉矩為：輸入軸：TI'=TI×0.99=25.54Nm中間軸：TII'=TII×0.99=116.5Nm輸出軸：TIII'=TIII×0.99=409.47Nm工作機軸：TIV'=TIV×0.99=401.33Nm第五部分齒輪傳動的設計5.1高速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×4.75=114，取z2=113。（4）初選螺旋角=14°。（5）壓力角=20°。（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt。②計算小齒輪傳遞的轉矩T1=25.8N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°°at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]=arccos[24×°/(24+2×1×cos14°°at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]=arccos[113×°/(113+2×1×cos14°°端面重合度：=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π=[24×°°)+113×°°)]/2π軸向重合度：=φdz1tan/π=1×24×tan(14°)/π重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.66,3)\b(1-1.905)+\f(1.905,1.66))⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos14)⑧計算接觸疲勞許用應力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60×1440×1×10×300×2××109大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1×109×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1、KHN2。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=×600,1)=510MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=×550,1)=489.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[H]=[H]2=489.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.6×25.8×1000,1)×\f(4.75+1,4.75)×\b(\f(2.44×189.8×0.665×0.985,489.5))\s(\s(\s(2))))=33.732mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π××1440,60×1000)=2.54m/s②齒寬bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×33.732=33.732mm2）計算實際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA。②根據(jù)v=2.54m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×KAFt1×1529.705/33.732=56.69N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH×××3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))×eq\r(3,\f(2.838,1.6))=40.833mm及相應的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z1×cos14°/24=1.651mm模數(shù)取為標準值m=2mm。（1）計算中心距a=eq\f(\b(z1+z2)mn,2cosβ)=eq\f(\b(24+113)×2,2×cos14°)=141.19mm中心距圓整為a=140mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z1+z2)mn,2a)=eqarccos\f(\b(24+113)×2,2×140)°即：=11°53′20″（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=eq\f(z\s(,1)m\s(,n),cosβ)=eq\f(24×°)=49.051mmd2=eq\f(z\s(,2)m\s(,n),cosβ)=eq\f(113×°)=230.949mm（4）計算齒輪寬度b=d×d1=1×49.051=49.051mm取b2=50mm、b1=55mm。（1）齒根彎曲疲勞強度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計算當量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=24/cos3°ZV2=Z2/cos3=113/cos3°②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：b=arctan(tancost°×°°當量齒輪重合度：v=/cos2b2°軸面重合度：=φdz1tan/π=1×24×°/π重合度系數(shù)：Yv③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-eq\f(β,120)×eq\f(11.889,120)④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YFa1=2.61YFa2YSa1=1.61YSa2⑤計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF根據(jù)KH，結合查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF×××⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1、KFN2取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=×500,1.4)=289.29MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=×380,1.4)=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000××××××°,1×2\s(\s(3))×24\s(\s(2)))=72.138MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000××××××°,1×2\s(\s(3))×24\s(\s(2)))=68.172MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。齒數(shù)z1=24、z2=113，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，螺旋角°=11°53′20″，中心距a=140mm，齒寬b1=55mm、b2=50mm。代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z24113螺旋角β左11°53′20″右11°53′20″齒寬b55mm50mm分度圓直徑d齒頂高系數(shù)ha頂隙系數(shù)c齒頂高ham×ha2mm2mm齒根高hfm×(ha+c)全齒高hha+hf齒頂圓直徑dad+2×ha齒根圓直徑dfd-2×hf5.2低速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3=25，大齒輪齒數(shù)z4=25×，取z4=92。（4）初選螺旋角=13°。（5）壓力角=20°。（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt。②計算小齒輪傳遞的轉矩T2=117.68N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos13°°at1=arccos[z3cost/(z3+2han*cos)]=arccos[25×°/(25+2×1×cos13°°at2=arccos[z4cost/(z4+2han*cos)]=arccos[92×°/(92+2×1×cos13°°端面重合度：=[z3(tanat1-tant)+z4(tanat2-tant)]/2π=[25×°°)+92×°°)]/2π軸向重合度：=φdz3tan/π=1×25×tan(13°)/π重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.665,3)\b(1-1.837)+\f(1.837,1.665))⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos13)⑧計算接觸疲勞許用應力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60××1×10×300×2××108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N1×108×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1、KHN2。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=×600,1)=534MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=×550,1)=500.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[H]=[H]2=500.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.6×117.68×1000,1)×\f(3.66+1,3.66)×\b(\f(2.45×189.8×0.672×0.987,500.5))\s(\s(\s(2))))=56.678mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)=eq\f(π××303.16,60×1000)=0.9m/s②齒寬bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×56.678=56.678mm2）計算實際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA。②根據(jù)v=0.9m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV。③齒輪的圓周力Ft1=2T2/d1t=2×1000×KAFt1×4152.581/56.678=91.58N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH×××3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))×eq\r(3,\f(2.674,1.6))=67.261mm及相應的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z3×cos13°/25=2.622mm模數(shù)取為標準值m=3mm。（1）計算中心距a=eq\f(\b(z3+z4)mn,2cosβ)=eq\f(\b(25+92)×3,2×cos13°)=180.112mm中心距圓整為a=180mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z3+z4)mn,2a)=eqarccos\f(\b(25+92)×3,2×180)°即：=12°50′42″（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=eq\f(z\s(,3)m\s(,n),cosβ)=eq\f(25×°)=76.923mmd2=eq\f(z\s(,4)m\s(,n),cosβ)=eq\f(92×°)=283.077mm（4）計算齒輪寬度b=φd×d1=1×76.923=76.923mm取b2=77mm、b1=82mm。（1）齒根彎曲疲勞強度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計算當量齒數(shù)ZV3=Z3/cos3=25/cos3°ZV4=Z4/cos3=92/cos3°②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：b=arctan(tancost°×°°當量齒輪重合度：v=/cos2b2°軸面重合度：=φdz3tan/π=1×25×°/π重合度系數(shù)：Yv③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-eq\f(β,120)×eq\f(12.845,120)④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)YFa1=2.58YFa2YSa1=1.62YSa2⑤計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF根據(jù)KH，結合查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF×××⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1、KFN2取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=×500,1.4)=303.57MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=×380,1.4)=236.14MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000××××××°,1×3\s(\s(3))×25\s(\s(2)))=79.632MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000××××××°,1×3\s(\s(3))×25\s(\s(2)))=75.791MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。齒數(shù)z3=25、z4=92，模數(shù)m=3mm，壓力角=20°，螺旋角°=12°50′42″，中心距a=180mm，齒寬b3=82mm、b4=77mm。代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2592螺旋角β左12°50′42″右12°50′42″齒寬b82mm77mm分度圓直徑d齒頂高系數(shù)ha頂隙系數(shù)c齒頂高ham×ha3mm3mm齒根高hfm×(ha+c)全齒高hha+hf齒頂圓直徑dad+2×ha齒根圓直徑dfd-2×hf第六部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計6.1輸入軸的設計P1、轉速n1和轉矩T1P1=3.89KWn1=1440r/minT1=25.8Nm已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1=49.051mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2××1000,49.051)=1052NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=1052×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos11.889\s(\s(\s(0))))=391.3NFa=Fttan=1052×0=221.4N先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)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f(3.89,1440))=15.6mm輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1，查表，考慮轉矩變化小，故取KA，則:Tca=KAT1×25.8=38.7Nm按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm故取d12=20mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=30mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12=36mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=25mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×T=30×62×16mm，故d34=d78=30mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=16+15=31mm。軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=55mm，d56=d1=49.051mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知低速小齒輪的寬度b3=82mm，則l45=b3+c+Δ+s-15=82+12+16+8-15=103mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)7206C軸承查手冊得a=14.2mm齒寬中點距左支點距離L2=(55/2+31+103-14.2)mm=147.3mm齒寬中點距右支點距離L3=(55/2+9+31-14.2)mm=53.3mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(1052×53.3,147.3+53.3)=279.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(1052×147.3,147.3+53.3)=772.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad1/2,L2+L3)=××49.051/2,147.3+53.3)=131NFNV2=eq\f(Fad1/2-FrL2,L2+L3)=××147.3,147.3+53.3)=-260.3N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2×147.3Nmm=41170Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=131×147.3Nmm=19296NmmMV2=FNV2L3×53.3Nmm=-13874Nmm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(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=45468NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=43445Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（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，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=×××49.051\s(3))MPa=4.1MPa≤[]=60MPa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：6.2中間軸的設計P2、轉速n2和轉矩T2P2=3.74KWn2=303.16r/minT2=117.68Nm已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2=230.949mm則:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2××1000,230.949)=1019.1NFr1=Ft1×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos11.889\s(\s(\s(0))))=379NFa1=Ft1tan×0=214.4N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3=76.923mm則:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2××1000,76.923)=3059.7NFr2=Ft2×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos12.845\s(\s(\s(0))))=1142.2NFa2=Ft2tan×0=697.3N先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)表，?。篈0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(3.74,303.16))=24.7mm1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=24.7mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7205C，其尺寸為d×D×T=25×52×15mm，故d12=d56=25mm。2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45=30mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B=50mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45=48mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=30mm查表，得R=1mm，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d34=36mm。軸環(huán)寬度b≥，取l34=14.5mm。3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d23=30mm。4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=82mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23=80mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=15mm，則l12=T+Δ+s+2=15+16+8+2=41mml67=T2T+s+Δ+2.5+2=15+8+16+2.5+2=43.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)7205C軸承查手冊得a=12.7mm高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1=(50/2-2+41-12.7)mm=51.3mm中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2=(50/2+14.5+82/2)mm=80.5mm低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3=(82/2+43.5+-12.7)mm=71.8mm2）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)=××71.8,51.3+80.5+71.8)=1841.3NFNH2=eq\f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3)=××(51.3+80.5),51.3+80.5+71.8)=2237.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(379××××76.923/2,51.3+80.5+71.8)=134NFNV2=eq\f(Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(379××××76.923/2,51.3+80.5+71.8)=-897.2N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1×51.3Nmm=94459NmmMH2=FNH2L3×71.8Nmm=160652Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=134×51.3Nmm=6874NmmMV2=FNV2L3×71.8Nmm=-64419Nmm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(M\s(2,H1)+M\s(2,V1))=94709NmmM2=eq\r(M\s(2,H2)+M\s(2,V2))=173086Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（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，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT2)\s(2)),W)=×××30\s(3))MPa=43.8MPa≤[]=60MPa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：6.3輸出軸的設計P3、轉速n3和轉矩T3P3=3.59KWn3=82.83r/minT3=413.61Nm已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4=283.077mm則:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2××1000,283.077)=2922.2NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos12.845\s(\s(\s(0))))=1090.9NFa=Fttan×0=666N先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)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(3.59,82.83))=39.3mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3，查表，考慮轉矩變化小，故取KA，則:Tca=KAT3×413.61=620.4Nm按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm故取d12=45mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=50mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12=82mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7211C，其尺寸為d×D×T=55mm×100mm×21mm，故d34=d78=55mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=21+15=36mm左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7211C型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=64mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=60mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=77mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67=75mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=60mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=72mm。軸環(huán)寬度b≥，取l56=12mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=21mm高速大齒輪輪轂寬度B2=50mm，則l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=50+12+5+2.5+16+8-12-15=66.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=21+8+16+2.5+2=49.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)7211C軸承查手冊得a=20.9mm齒寬中點距左支點距離L2=(77/2+12+66.5+36-20.9)mm=132.1mm齒寬中點距右支點距離L3=(77/2-2+49.5-20.9)mm=65.1mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=×65.1,132.1+65.1)=964.7NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=×132.1,132.1+65.1)=1957.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad4/2,L2+L3)=×65.1+666×283.077/2,132.1+65.1)=838.1NFNV2=eq\f(Fad4/2-FrL2,L2+L3)=eq\f(666××132.1,132.1+65.1)=-252.8N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2×132.1Nmm=127437Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2×132.1Nmm=110713NmmMV2=FNV2L3×65.1Nmm=-16457Nmm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(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=168812NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=128495Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（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，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=×××64\s(3))MPa=11.4MPa≤[]=60MPa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：第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1輸入軸鍵選擇與校核校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=6mm×6mm×32mm，接觸長度:l'=32-6=26mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:'d[F×6×26×20×120/1000=93.6NmT≥T1，故鍵滿足強度要求。7.2中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×45mm，接觸長度:l'=45-8=37mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:'d[F×7×37×30×120/1000=233.1NmT≥T2，故鍵滿足強度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×70mm，接觸長度:l'=70-8=62mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:'d[F×7×62×30×120/1000=390.6NmT≥T2，故鍵滿足強度要求。7.3輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=18mm×11mm×70mm，接觸長度:l'=70-18=52mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:'d[F×11×52×60×120/1000=1029.6NmT≥T3，故鍵滿足強度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×70mm，接觸長度:l'=70-14=56mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:'d[F×9×56×45×120/1000=680.4NmT≥T3，故鍵滿足強度要求。第八部分軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh=10×2×8×300=48000h8.1輸入軸的軸承計算與校核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=1×391.3+0×221.4=391.3N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))×eq\r(3,\f(60×1440,10\s(\s(6)))×48000)=6287N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:7206C軸承，Cr=17.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60××1000,391.3))\s(\s(3))×106≥Lh所以軸承預期壽命足夠。8.2中間軸的軸承計算與校核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=1×1142.2+0×697.3=1142.2N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))×eq\r(3,\f(60×303.16,10\s(\s(6)))×48000)=10917N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:7205C軸承，Cr=12.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60××1000,1142.2))\s(\s(3))×104≥Lh所以軸承預期壽命足夠。8.3輸出軸的軸承計算與校核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=1×1090.9+0×666=1090.9N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))×eq\r(3,\f(60×82.83,10\s(\s(6)))×48000)=6766N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:7211C軸承，Cr=40.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3)))=eq\f(10\s(\s(6)),60××1000,1090.9))\s(\s(3))×107≥Lh所以軸承預期壽命足夠。第九部分聯(lián)軸器的選擇9.1輸入軸處聯(lián)軸器公稱轉矩：T=T1=25.8Nm由表