兩級展開式圓柱齒輪減速器設計-用于帶式運輸機的傳動裝置F=2600Nv=1.1m.sD=200mm

1、 目目 錄錄 目 錄.1 1 設計任務書.3 11 設計題目.3 12 設計要求.3 13 設計數(shù)據(jù).3 2 傳動方案的擬訂.4 2.1 擬定傳動方案的任務.4 22 選擇傳動機構(gòu)類型.5 2.3 多級傳動的合理布置.6 2.4 分析比較.6 2.5 傳動方案擬定.7 3 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動學和動力學的計算.7 3.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式.7 3.2 電動機容量.7 3.3 電動機的轉(zhuǎn)速.8 3.4 確定電動機型號.8 3.5 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比.9 3.6 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).9 4 零件的設計計算.10 4.1 傳動零件（齒輪）的設計計算.10 4.

2、2 軸的設計計算及校核.15 （1）0 軸的設計計算.16 （2）軸的設計計算.20 (3)軸的設計計算.22 4.3 軸承的選擇和計算.24 4.4 鍵連接的選擇和校核.24 4.5 聯(lián)軸器的選擇和校核.25 4.6 箱體的設計.26 1.箱體的尺寸設計.26 2.箱體的結(jié)構(gòu)設計.26 5 潤滑和密封的選擇和計算.27 1.潤滑的選擇和計算.27 2.密封的選擇.28 6 減速器附件的選擇.28 6.1 通氣器.28 6.2 軸承蓋（材料為 HT150）.28 6.3 油面指示器.28 6.4 油塞.28 6.5 窺視孔及視孔蓋.29 6.6 起吊裝置.29 6.7 起蓋螺釘.29 6.8

3、定位銷.29 7 設計小結(jié).29 參考文獻.30 Z1 Z2 1 設計任務書設計任務書 11 設計題目 設計用于帶式運輸機的傳動裝置。 12 設計要求 工作條件：一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)， 室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶與卷筒及支承間，包括 卷筒軸承的摩擦阻力影響已在 F 中考慮） 。 使用期限：十年，大修期三年。 生產(chǎn)批量：10 臺。 生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工 7-8 級精度 齒輪及蝸輪。 動力來源：電力，三相交流（220/380V） 。 運輸帶速度允許誤差：5%。 圖 1-1 13 設計數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力 F=2600N，運輸帶工作速度 v=1.1m/s，卷筒直徑 D=200mm

4、。 參考傳動方案如下圖 1-2： （a）方案 1 （b）方案 2 動力及傳動裝置 F D v 軸 軸 0軸 z3 z4 z2z1 （c） 方案 3 （d）方案 4 （e） 方案 5 圖 1-2 2 傳動方案的擬訂傳動方案的擬訂 2.1 擬定傳動方案的任務 機器通常由原動機、傳動裝置和工作機等三部分組成。傳動裝置位于原動 機和工作機之間，用來傳遞運動和動力，并可用以改變轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的大小或改 變運動形式，以適應工作機功能要求。傳動裝置的設計對整臺機器的性能、尺 寸、重量和成本都有很大的影響，因此應當合理地擬定傳動方案。 傳動方案一般用運動簡圖表示。擬定傳動方案就是根據(jù)工作機的功能要求 和工作條件，

5、選擇合適的傳動機構(gòu)類型，確定各類傳動機構(gòu)的布置順序以及各 組成部分的聯(lián)接方式，繪出傳動裝置的運動簡圖。 滿足同一種工作機的性能要求往往有多種方案：可以通過選用不同的傳動 機構(gòu)來實現(xiàn)；當采用幾種傳動型式組成的多級傳動時，亦可有不同的排列順序 與布局；還可按不同方法分配各級傳動比。圖 1-2 所示即為一帶式輸送機的五 種傳動方案。 在擬定傳動方案時，通?？商岢龆喾N方案進行比較分析，擇優(yōu)選定。 22 選擇傳動機構(gòu)類型 合理地選擇傳動型式是擬定傳動方案時的重要環(huán)節(jié)。常用的傳動機構(gòu)的類型、 性能和適用范圍可參閱機械設計教材。表 1-1 中列出了常用機械傳動的單級傳 動比推薦值。在機械傳動裝置中，各種減速

6、器應用很多，為便于選型，可參考 機械手冊查閱各常用減速器的類型和特點。 表表 1-1 常用機械傳動的單級傳動比推薦值常用機械傳動的單級傳動比推薦值 類型平帶傳 動 V 帶傳 動 圓柱齒輪傳 動 圓錐齒輪傳 動 蝸桿傳 動 鏈傳動 推薦值242436直齒 23104025 最大值5710直齒 6807 選擇傳動機構(gòu)類型時應綜合考慮各有關要求和工作條件，例如工作機的功 能；對尺寸、重量的限制；環(huán)境條件；制造能力；工作壽命與經(jīng)濟性要求等。 選擇類型的基本原則為： （1）傳遞大功率時，應充分考慮提高傳動裝置的效率，以減少能耗、降低 運行費用。這時應選用傳動效率高的傳動機構(gòu)，如齒輪傳動。而對于小功率傳

7、動，在滿足功能條件下，可選用結(jié)構(gòu)簡單、制造方便的傳動型式，以降低初始 費用（制造費用） 。 （2）載荷多變和可能發(fā)生過載時，應考慮緩沖吸振及過載保護問題。如選 用帶傳動、采用彈性聯(lián)軸器或其它過載保護裝置。 （3）傳動比要求嚴格、尺寸要求緊湊的場合，可選用齒輪傳動或蝸桿傳動。 但應注意，蝸桿傳動效率低，故常用于中小功率、間歇工作的場合。 （4）在多粉塵、潮濕、易燃、易爆場合，宜選用鏈傳動、閉式齒輪傳動或 蝸桿傳動，而不采用帶傳動或摩擦傳動。 2.3 多級傳動的合理布置 許多傳動裝置往往需要選用不同的傳動機構(gòu)，以多級傳動方式組成。合理 布置各種傳動機構(gòu)的順序，對傳動裝置和整個機器的性能、傳動效率和

8、結(jié)構(gòu)尺 寸等有直接影響。 布置傳動機構(gòu)順序時應注意以下幾個原則： （1）傳動能力較小的帶傳動及其它摩擦傳動宜布置在高速級，有利于整個 傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊、勻稱。同時，帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)、 緩沖吸振、減小噪聲的特點。 （2）閉式齒輪傳動、蝸桿傳動一般布置在高速級，以減小閉式傳動的外廓 尺寸、降低成本。開式齒輪傳動制造精度較低、潤滑不良、工作條件差，為減 小磨損，一般應放在低速級。 （3）當同時采用直齒輪傳動和斜齒輪傳動時，應將傳動較平穩(wěn)、動載荷較 小的斜齒輪傳動布置在高速級。鏈傳動運轉(zhuǎn)不平穩(wěn)，為減小沖擊和振動，一般 應將其放在低速級。 （4）當同時采用齒輪傳動及蝸桿傳動時，宜將

9、蝸桿傳動布置在高速級，使 嚙合面有較高的相對滑動速度，容易形成潤滑油膜，提高傳動效率。 （5）圓錐齒輪尺寸過大時加工有困難，可將其布置于高速級，并對其傳動 比加以限制，以減小大錐齒輪的尺寸。 2.4 分析比較 一個好的傳動方案，除了首先應滿足機器的功能要求外，還應當工作可靠、 結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方便。要完全滿足 這些要求是困難的。在擬定傳動方案和對多處方案進行比較時，應根據(jù)機器的 具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。 現(xiàn)對圖 1-1 所示帶式輸送機的五種傳動方案進行分析。方案 1 制造成本低， 但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣的環(huán)境

10、中工作。方案 2 工作可靠、 傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應性好，但寬度較大。方案 3 傳動效率高，但 結(jié)構(gòu)較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛性差，且中間軸承潤滑較困難。方 案 4 結(jié)構(gòu)緊湊，環(huán)境適應性好，但傳動效率低，不適于連續(xù)長期工作，且制造 成本高。方案 5 具有方案 2 的優(yōu)點，而且尺寸較小，但制造成本較高。 2.5 傳動方案擬定 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動 方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 nw,即 nw= D 100060 200 1 . 1100060 min/105r 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 或 1500r/min

11、 的電動機作為原動機,因此傳 動裝置總傳動比約 i。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬定出以二級傳動為149或 主的多種傳動方案。 經(jīng)前面對五種方案的分析比較，方案 1 帶的壽命短，且不宜在惡劣的環(huán)境 中工作，方案 3 結(jié)構(gòu)復雜且中間軸承潤滑困難，方案 4、5 制造成本較高。根據(jù) 該帶式輸送機工作條件，可選用傳動效率高，維護方便，且環(huán)境適應性好的方 案 2。 3 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動學和動力學的計算電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動學和動力學的計算 3.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工件條件，選用一般用途的 Y（IP44）系列三相異步電動機。 它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 3.2 電動機容量 （1）卷

12、筒軸的輸出功率 Pw Pw=2.86KW 1000 F 1000 1 . 12600 （2）電動機輸出功率 Pd Pd= wP 傳動裝置的總效率 4 2 3 4 2 2 1 式中，、為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的 1 2 3 4 效率。查表可得：彈性聯(lián)軸器=0.99；滾動軸承=0.99；圓柱齒輪傳動 1 2 =0.97；卷筒軸滑動軸承=0.96，則 3 4 85 . 0 96 . 0 97 . 0 99 . 0 99 . 0 242 故 Pd=3.36 wP 85. 0 86. 2 （3）電動機額定功率 Ped 查表選取電動機額定功率 Ped=4KW。 3.3 電動機的轉(zhuǎn)速 為了便

13、于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。查表可得單級 圓柱齒輪傳動比范圍=36,則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 i =9453780r/min d niinw 可見同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min、1500r/min 和 3000r/min 的電動機均符合。 3.4 確定電動機型號 這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為 1000r/min 和 1500r/min 的兩種電動機進行比較， 如下表： 電動機轉(zhuǎn)速 （r/min） 傳 動 裝 置 的 傳 動 比 方 案 電 動 機 型 號 額 定 功 率 （KW ） 同 步滿 載 電動機 質(zhì) 量 （kg） 總傳 動比 高速級 圓柱齒輪 傳動 低速級 圓柱齒輪 傳動 1

14、Y112M-44150014404313.713.883.53 2Y132M1-641000960739.143.33.0 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行,但方案 2 的傳動比較小,傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸 較小。因此，可采用方案 2，選定電動機的型號為 Y132M1-6，其伸出軸徑為 38mm。 3.5 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 （1）傳動裝置總傳動比 14 . 9 105 960 w m n n i （2）分配各級傳動比 對于兩級臥式圓柱齒輪減速器（展開式） ，為使兩級的大齒輪有相近的浸油 深度，高速級傳動比 和低速級傳動比可按 =（1.11.5）分配，此處可取 1 i 2 i 1 i

15、2 i 值 =1.1進行計算。則低速級圓柱齒輪傳動比為 1 i 2 i = 2 i 1 . 1 i 1 . 1 14. 9 0 . 3 高速級圓柱齒輪傳動比為 3 . 30 . 31 . 11 . 1 21 ii 所得、值符合一般圓柱齒輪傳動比常用范圍=36。 1 i 2 i i 3.6 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （）各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 min/960 0 rnn m min/291 3 . 3 960 1 0 r i n n nmin/97 0 . 3 291 2 1 r i n （）各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 ed

16、P KWPP ed 4 0 KWPP80 . 3 97 . 0 99 . 0 99 . 0 4 3210 KWPP65 . 3 97 . 0 99 . 0 80 . 3 32 （）各軸轉(zhuǎn)矩 mN n P T79.39 960 4 95509550 0 0 0 mN n P T 71.124 291 80 . 3 95509550 mN n P T 36.359 97 65 . 3 95509550 4 零件的設計計算零件的設計計算 4.14.1 傳動零件（齒輪）的設計計算 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（高速級） 1）按圖 1-1 所示的傳動方案 2，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸

17、機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88） 3）材料選擇。查常用齒輪材料及力學特性表，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，二者材 料硬度差為 40HBS。根據(jù)題目條件，采用軟齒面齒輪即可。 4）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù) z2=，取 Z2=79。 2 . 79243 . 3 11 z 5）選取螺旋角。初選螺旋角 14 1 （2）按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 3 2 1 11 1 12 H EH d t t ZZTK d 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a) 試

18、選載荷系數(shù)=1.6。 t K b) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1。 3.979 01 TTmmN 4 10 c) 查表選取齒寬系數(shù)。1 d d) 查表可得材料的彈性影響系數(shù)2 1 8 . 189 aE MPZ e) 查圖選取區(qū)域系數(shù)。433 . 2 H Z f) 由 z1=24，z2=79，查標準圓柱齒輪傳動的端面重合度圖 14 1 可得，則=。78 . 0 1 88 . 0 2 66. 1 21 g) 按齒面硬度查圖可得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大 aH MP600 1lim 齒輪的接觸疲勞強度極限。 aH MP550 2lim h) 計算大、小齒輪應力循環(huán)次數(shù)。 （設每年工作 300 天）

19、9 11 10382 . 1 )1030081 (19606060 h jLnN 8 9 1 1 2 10188 . 4 3 . 3 10382 . 1 N N i) 查圖可取接觸疲勞壽命系數(shù)；。94 . 0 1 HN K97 . 0 2 HN K j) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，可得 aa HN H MPMP S K 56460094 . 0 1lim1 1 aa HN H MPMP S K 5 . 53355097 . 0 2lim2 2 則 aa HH H MPMP75.548 2 5 . 533564 2 21 2）計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，

20、由計算公式得 t d1 mmmmd t 46.40 75.548 8 . 189433 . 2 3 . 3 3 . 4 66 . 1 1 10979 . 3 6 . 12 3 2 4 1 b)計算圓周速度。 smsm nd t /98 . 1 / 100060 96046.40 100060 11 c)計算齒寬 b 及模數(shù)。 nt m mmmmdb td 46.4046.401 1 mmmm z d m t nt 64 . 1 24 14cos46.40cos 1 11 mmmmmh nt 76 . 3 64 . 1 25 . 2 25 . 2 11 76 . 3 46.40 /hb d)計算

21、縱向重合度。 903 . 1 14tan241318 . 0 tan318. 0 11 Z d e)計算載荷系數(shù)。K 由載荷狀態(tài)平穩(wěn)可知使用系數(shù)，根據(jù)，7 級精度，可1 A Ksm/98. 1 查得 動載系數(shù)；97 . 0 V K 接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)；419 . 1 H K 彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)；35 . 1 F K 齒間載荷分配系數(shù)；2 . 1 FH KK 故載荷系數(shù) 65 . 1 419 . 1 2 . 197 . 0 1 HHVA KKKKK f)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，即 mmmm K K dd t t 5 . 44 6 . 1 65 .

22、1 46.40 3 3 11 g)計算模數(shù)。 n m mmmm z d mn8 . 1 24 14cos 5 . 44cos 1 11 （3）按齒根彎曲強度設計 由設計計算公式進行試算，即 3 2 1 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 1）確定計算參數(shù) a) 查齒輪的接觸疲勞強度極限圖可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； aFE MP500 1 aFE MP380 2 b) 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)；88. 0,85 . 0 21 FNFN KK c) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，則可得4 . 1S aa FEFN F MPM

23、P S K 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 aa FEFN F MPMP S K 86.238 4 . 1 38088. 0 22 2 d) 計算載荷系數(shù)。 57 . 1 35 . 1 2 . 197 . 0 1 FFVA KKKKK e) 根據(jù)縱向重合度，由圖可查得螺旋角影響系數(shù)。903 . 1 88 . 0 Y f) 計算當量齒數(shù)。 27.26 14cos 24 cos 3 1 3 1 1 z zv 48.86 14cos 79 cos 3 1 3 2 2 z zv g)查取齒形系數(shù)。 查表可得207 . 2 ;592 . 2 21 FaFa YY h)查取應力校正

24、系數(shù)。 查表可得757 . 1 ;596 . 1 21 SaSa YY i) 計算大、小齒輪的并加以比較。 F SaFaY Y 01363 . 0 57.303 596 . 1 592 . 2 1 11 F SaFaY Y 01623 . 0 86.238 757 . 1 207 . 2 2 22 F SaFa YY 大齒輪的數(shù)值大。 2）設計計算 mmmmmn68 . 1 01623 . 0 66 . 1 241 14cos88 . 0 10979 . 3 57 . 1 2 3 2 2 4 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎 n m 曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可

25、滿足彎曲強度。但為了同時滿mmmn2 足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有mmd5 .44 1 的齒數(shù)。于是由 589.24 2 14cos 5 . 44cos 11 1 n m d z 取，則，取。26 1 z 8 . 85263 . 3 112 zz87 2 z （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距 mmmm mzz a n 74.159 14cos2 28726 cos2 1 21 將中心距圓整為。mm160 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 21 1 121615 1602 28726 arccos 2 arccos a mzz n 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。

26、 1 K H Z 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 mm mz d n 89.53 121615cos 226 cos 1 1 1 mm mz d n 88.265 121615cos 287 cos 1 2 2 4）計算齒輪寬度 mmmmdb d 89.5389.531 1 圓整后取。mmBmmB60;55 12 5）結(jié)構(gòu)設計 對于直徑較小的小齒輪，可以將齒輪與軸做成一體，即做成齒輪軸；而直 徑較大的大齒輪，其齒頂圓直徑，所以可將其做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。mmda160 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（低速級） 1）仍選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）精度等級仍選 7 級精度（GB10095-

27、88） 3）材料選擇如高速級，即小齒輪材料為 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，二者材料硬度差為 40HBS，仍采 用軟齒面齒輪即可。 4）選小齒輪齒數(shù)=27，大齒輪齒數(shù)=，取=82。 3 z 4 z81270 . 3 32 z 4 z 5）選取螺旋角。初選螺旋角 14 2 設計計算方法如上，所得參數(shù)如下表： 模數(shù) mmm3螺旋角 2 48 3114 齒輪 3 z23齒輪 4 z71 齒寬 3 Bmm80齒寬 4 Bmm75 齒輪 3 分度圓直徑 3 dmm113.71齒輪 4 分度圓直徑 4 dmm08.272 中心距amm1

28、72圓周速度sm/36. 1 5）結(jié)構(gòu)設計 對于直徑較小的小齒輪，可以將齒輪與軸做成一體，即做成齒輪軸；而直徑較 大的大齒輪，其齒頂圓直徑，所以可將其做成腹板式結(jié)構(gòu)mmdmm a 500160 的齒輪，腹板上開孔的數(shù)目n=6,孔徑為 40mm。 4.2 軸的設計計算及校核 齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級 別 1 z （） 3 z （ 2 z ） 4 z mmmn/mmmt/ n a h 齒寬mm/ 高 速 級 268722.07 12 1615。mmBmmB55;60 21 低 速 級 237133.1 48 3114 20 1 。mmBmmB75,80 43 已知各軸轉(zhuǎn)速為： min/960

29、0 rnn m min/291 3 . 3 960 1 0 r i n n nmin/97 0 . 3 291 2 1 r i n 各軸輸入功率為： KWPP ed 4 0 KWPP80 . 3 97 . 0 99 . 0 99 . 0 4 3210 KWPP65 . 3 97 . 0 99 . 0 80 . 3 32 各軸轉(zhuǎn)矩為：mN n P T79.39 960 4 95509550 0 0 0 mN n P T 71.124 291 80 . 3 95509550 mN n P T 36.359 97 65 . 3 95509550 （1）0 軸的設計計算 1）求作用在齒輪上的力 因已知

30、高速級小齒輪的分度圓直徑為 mmzmd t 82.532607 . 2 11 而 NN d T Ft1861 82.53 10979. 322 4 1 0 NNFF n tr 702 121615cos 20tan 1861 cos tan 1 NNFF ta 508121615tan1861tan 1 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖 4-1 所示。 t F r F a F 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取，于是得112 0 A mmmm n P Ad02.18 960 4 112 3 3 0 0 0min 0 軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的

31、軸直徑與聯(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(zhuǎn)矩，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 0 TKT Aca 3 . 1 A K ，則： mmNmmNTKT Aca 51727397903 . 1 0 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，及電動機軸伸直徑為， ca Tmm38 查機械手冊，可選用 TL6 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，mmN 250000 許用最大轉(zhuǎn)速為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取 0 軸主動端min/3800rmmmm4032 半聯(lián)軸器的孔徑，從動端半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度mmd38mmdz32 1 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為保證聯(lián)軸器嚴格壓在mm

32、L82mmL60 1 軸的端面上，取。mmL58 1 3）軸的結(jié)構(gòu)設計 （a）擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-2 所示的裝配方案。 圖 4-2 （b）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 i.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B 軸段右端需制出一軸肩， 故取 B-C 段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直mmd CB 35 徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，mmD37mmL60 1 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 A-B 段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。 1 Lmml BA 58 ii.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 用單列圓

33、錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承mmd CB 35 產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸 承 30308，其尺寸為，故mmmmmmTDd25.259040 。 mmdd HGDC 40 由手冊上查得 30308 型軸承的定位軸肩高度。mmh5 . 4 iii. 軸段 E-F 的長度即為齒輪的齒寬，即，軸上齒輪 1 zmmBl FE 60 1 右端開出砂輪越程槽，其長度取值，即。mm5mml GF 5 iv.軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添mm20 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 ，故取。mml30mml CB 50 v

34、.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確mma16 定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 ，取，已知滾smms8 動軸承寬度，則mmT25.25 mmmmasTl HF 25.54)516825.255 （ 考慮到齒輪 3 齒寬，取齒輪 2 與齒輪 3 間的越程槽寬mmB80 3 為 10，則lmm mmmm lBsaTl ED 25.139)108081625.25 3 （ 至此，已初步確定了 0 軸的各段直徑和長度。 c）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通平鍵（C 型）連接。按從動端半聯(lián)器 的孔徑可查得選用平鍵為，mmdz32 1 mmmmmmlhb50810

35、 半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合 6 7 k H 來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 d）確定軸上圓角和倒角尺寸 查表，取軸端倒角為 1.0,各軸肩處圓角半徑取值 R2。 e)求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 4-2）做出軸的計算簡圖（圖 4-1） 。在確定軸承 的支點位置時，應從手冊查 a 值。對于 30308 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=19.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 mmmmmmLL75.254) 5 . 1925.54 2 60 () 5 . 1925.13915 2 60 25.25( 32 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和

36、扭矩圖（圖 4-1） 。 圖 4-1 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。現(xiàn)將 計算出的截面 C 處的、及的值列于下表（參看圖 4-1） 。 H M V MM 載荷水平面H垂直面V 支反力FNFNF NHNH 1234,627 21 NFNF NVNV 399,303 21 彎矩MNMH358484mmNMmmNM VV 21788,32648 21 總彎矩 mmNM mmNM 35914521788358484 35996832648358484 22 2 22 1 扭矩TmmNT 39790 0 f)按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大

37、彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應 力，取，則軸的計算應力為6 . 0 aaca MPMP W TM 5 . 10 701 . 0 397906 . 0359968 3 2 2 2 0 2 1 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此 a MP60 1 ，故安全。 1 ca （2）軸的設計計算 (a) 擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-3 所示的裝配方案。 圖 4-3 (b)計算方法如上，所得參數(shù)如下表： 齒輪 4 分度圓直徑 d2220.1mm聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 Tca 467168Nmm 圓周力 Ft3822N

38、軸承定位軸肩高 H5mm 徑向力 Fr1437N支承跨距 L292.5mm 軸向力 Fa991N支承跨距 L3162.25mm 半聯(lián)軸器型號HL3(L=82,L1=60) 滾動軸承 30310(dDT=5011029.25,a=23mm) C 型平鍵 12850 A 型平鍵 161045 (c)根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4-4） 。 圖 4-4 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。現(xiàn)將 計算出的截面 C 處的、及的值列于下表（參看圖 4-4） 。 H M V MM 載荷水平面H垂直面V 支反力 F NFNF NHNH 1248,2593 21 NF

39、NF NVNV 111,1548 21 彎矩MmmNMH135484mmNMmmNM VV 12271,80883 21 總彎矩 mmNM mmNM 13603912271135484 15779180883135484 22 2 22 1 扭矩TmmNT 359360 (d)按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應 力，取，則軸的計算應力為6 . 0 aaca MPMP W TM 8 . 7 701 . 0 3593606 . 0157791 3 2 2 2 0 2 1

40、前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此 a MP60 1 ，故安全。 1 ca (3)軸的設計計算 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取 A0=112， (a) 擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-5 所示的裝配方案。 圖 4-5 (b)計算方法如上，所得參數(shù)如下： 齒輪 2 分度圓直徑 d2180mm齒輪 3 分度圓直徑 d271.3mm 圓周力 Ft21766N圓周力 Ft34023N 徑向力 Fr2666N徑向力 Fr31513N 軸向力 Fa2482N軸向力 Fa31043N 軸上最小直徑26.4mm 滾動軸承 30306(dDT=307220.75,a=15mm)

41、 軸承定位軸肩高 H3mm 支承跨距 L264.75mm 支承跨距 L397.5mm 支承跨距 L492.5mm A 型平鍵 121845 (c)根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4-6） 。 圖 4-6 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c 和截面 d 是軸的危險截 面?，F(xiàn)將計算出的截面 c 和截面 d 處的、及的值列于下表（參看圖 H M V MM 4-6） 。 載荷水平面H垂直面V 支反力 F NFNF NHNH 2199,58 21 NFNF NVNV 837,10 21 彎矩M mmNM mmNM H H 146233 2523 mmNMmmNM mmNMmmNM

42、 VV VV 45407,77740 34471,435 43 21 總彎矩 mmNMmmNM mmNMmmNM 153120,165612 34563,2560 43 21 扭矩TmmNT 124710 (d)按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 d）的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應 力，取，則軸的計算應力為6 . 0 aaca MPMP W TM 3 . 5 701 . 0 1247106 . 0165612 3 2 2 22 3 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此 a MP60 1 ，故安全。 1 ca 4.34.3 軸承的選擇和計算 在軸的設計計算及校核中，0 軸端選用 0 基本游隙組、標準精度級的單列 圓錐滾子軸承 30308。其尺寸為 dDT=40mm90mm25.25mm。 采用相同的計算方法，軸、軸均選用單列圓錐滾子軸承。選用的軸承 各尺寸如表 4.3-1 所示。 表表 4.