兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)說(shuō)明書_(1)

- 1 - 兩級(jí)展開(kāi)式 （平行軸） 圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)說(shuō)明書 例如： 設(shè)計(jì)熱處 理車間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶 。每日兩班制工作，工作期限為 8 年。 熱處 理車間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶 。每日兩班制工作，工作期限為 8 年。 已知條件：輸送帶帶輪直徑 d=300mm,輸送帶運(yùn)行速度 v=0.63m/s,輸送帶軸所需轉(zhuǎn)矩 T=700N.m. 一、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 1.1 傳動(dòng)方案 的確定 兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)裝置方案如圖所示。 1-電動(dòng)機(jī) 2-帶傳動(dòng) 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-輸送帶帶輪 6-輸送帶 1.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1. 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 根據(jù)用途選用 Y 系列一般用途的全封閉自冷式 三相異 電動(dòng)機(jī)。 2. 選擇電動(dòng)機(jī)的功率 輸送帶所需的拉力為 F=2T/d=2 700/0.3N 4667N 輸送帶所需動(dòng)率為 Pw=Fv/1000=4667 0.63/1000KW=2.94KW 由表取， v 帶傳動(dòng)效率 帶 =0.96，一對(duì)軸承效率 軸承=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率 齒輪 =0.97，聯(lián)軸器效率 聯(lián) =0.99，則電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為 總 = 帶 軸承 4 齒輪 2 聯(lián) =0.960.994 0.972 0.99=0.859 F=4667N Pw=2.94KW 總 =0.859 - 2 - PO=PW/ 總 =2.94/0.859Kw=3.42Kw 根據(jù)表，選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為 Ped=4kw PO=3.42Kw Ped=4kw 3.確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=1000 60 0.63v/ 300r/ min=40.13r/min 查表， v 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i 帶 =2 4，兩級(jí)減速器傳動(dòng)比i=8 40，則總傳動(dòng)比范圍為 i 總 =i 帶 i 齒 =（ 2 4）（ 8 40） =16 160 電動(dòng) 機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為 no=nwi =40.13（ 16 160） r/min=642.1 6421r/min 由表可知，符合這一要求的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速 1000 r/min， 1500r/min和 3000r/min,考慮 3000r/min的電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速太高，而 1000r/min的電動(dòng)機(jī)的體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為 1500r/min 的電動(dòng)機(jī)進(jìn)行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min，其滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min,其型號(hào)為 Y112M-4 nw=40.13r/min Nm=1440r/min 1.3 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配 各級(jí) 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1.總傳動(dòng)比 i 總 =nmnw=1440/40.13=35.88 i 總 =35.88 2.分配傳動(dòng)比 根據(jù)傳動(dòng)比范圍，取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i 帶 =2.5，則減速器傳動(dòng)比為 i=i 總 /i 帶 =35.88/2.5=14.35 高速級(jí)傳動(dòng)比為 i1= （ 1.3 1.4） i=（ 1.31.4） 14.35=4.32 4.48 取 i1=4.4 低速級(jí)傳動(dòng)比為 i2=i/i1=14.35/4.4=3.26 i=14.35 i1=4.4 i2=3.26 1.4傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1.各軸轉(zhuǎn)速 no=nm=1440r/min n1=no/i 帶 =1440/2.5r/min=576 r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9 r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40 .15r/min nw=n3=40.15r/min no=1440r/min n1=576 r/min n2=130.9 r/min n3=40.15r/min nw=40.15r/min - 3 - 2各軸功率 P1=PO 0-1=PO 帶 =3.42 0.96kw =3.28kw P2= P1 1-2= P1 軸承 齒 =3.280.99 0.97kw=3.15kw P3= P2 2-3= P2 軸承 齒 =3.150.99 0.97kw=3.02KW PW= P3 3-W= P3 軸承 聯(lián) =3.020.99 0.99kw=2.96kw P1=3.28kw P2=3.15kw P3=3.02KW PW=2.96kw 3.各軸轉(zhuǎn)矩 T0=9550 (PO/n0)=9550 (3.42/1440)N m=22.68 N m T1=9550 (P1/n1)= 9550 (3.28/576) N m=54.38 N m T2=9550 (P2/n2)= 9550 (3.15/130.9) N m=229.81 N m T3=9550 (P3/n3)= 9550 (3.02/40.15) N m=718.33 N m TW=9550 (PW/nW)= 9550 (2.96/40.15) N m=704.06 N m T0=22.68 N m T1=54.38 N m T2=229.81 N m T3=718.33 N m TW=704.06 N m 二、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1 減速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 減速器外傳動(dòng)件只有帶傳動(dòng)，故只需對(duì)帶傳動(dòng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。帶傳動(dòng) 的設(shè)計(jì)見(jiàn)下表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1.確定設(shè)計(jì)功率 Pd=KA P0 由表 8-6，查得工作情況系數(shù) KA=1.2，則 Pd=1.2 3.42kw=4.1kw Pd=4.1kw 2.選擇帶型 n0=1440r/min, Pd=4.1kw,由圖選擇 A型帶 選擇 A型 V帶 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)表 8-7，選小帶輪直徑為 dd1=100mm,則大帶輪的直徑為 dd2=i 帶 dd1=2.5 100mm=250mm dd1=100mm dd2=250mm 4.驗(yàn)算的速度 V 帶 = dd1n0/60 1000m/s=7.54m/svmax= 25m/s 帶速符合要求 5.確定中心距和 V帶長(zhǎng)度 根據(jù) 0.7（ dd1 dd2） a02（ dd1 dd2） ,初步確定中心距，即 0.7（ 100 250） mm=245mma0120o a1= 154.88o120o合格 - 4 - 7.確定 V帶根數(shù) V帶根數(shù)可用下式計(jì)算： Z= Pd/( P0 P0)KaKL 由表 8-9查取單根 V帶所能傳遞的功率 P0=1.3 kw,功率增量 P0=Kbn1(1-1/Ki) 由表 8-10查得 Kb=0.7725 10-3，由表 8-11查得 Ki=1.137，則 P=0.7725 10-3 1440（ 1-1/1.137） kw=0.134 kw 由表 8-12查得 Ka=0.935，由表 8-8查得 KL=0.93，則 帶的根數(shù)為 Z=kd/(p0+ P0) KaK=4.1/(1.3+0.134) 0.935 0.93=3.29 取四根 Z=4 8.計(jì)算初拉力 由表 8-13查得 v帶質(zhì)量 m=0.1kg/m,則初拉力為 F0=500pd/zu 帶 （ 2.5-Ka/Ka） +mvd 2 =500 4.1/4 7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1 7.542N=119.45N F0=119.45N 9.計(jì)算作用在軸上的壓力 Q=2z F0sina/2 =2 4 119.45N sin154.88oo/2=932.72N Q=932.72N 10.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （ 1）小帶輪結(jié)構(gòu)采用實(shí)心式，由表 8-14查得電動(dòng)機(jī)軸徑 D0=28，由表 8-15查得 e=15 0.3mm,f=10 2 1mm 輪轂寬 :L 帶輪 =（ 1.5 2） D0=（ 1.5 2） 28mm=42 56mm 其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定 輪轂寬 :B 帶輪 =（ z 1） e 2f=(4 1) 15mm 2 10mm=65mm （ 2）大帶輪結(jié)構(gòu) 采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪轂寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié) 構(gòu)設(shè)計(jì)同步進(jìn)行 2.2 減速器內(nèi)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1.選擇材料、熱處理和公差等級(jí) 考慮到 帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用 45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8-17 得齒面硬度HBW1=217 255HBW， HBW2=162 217HBW.平均硬度 HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在 30 50 HBW 之間。 選用 8級(jí)精度 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級(jí)精度 2.初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為 d1 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 (1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 T1=54380N mm (2)因 v值未知， Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) Kt=1.1 1.8, 初選 Kt=1.4 (3)由表 8-18，取齒寬系數(shù) d=1.1 (4)由表 8-19，查得彈性系數(shù) ZE=189.8 MPa (5)初選螺旋角 =12o,由圖 9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH=2.46 (6)齒數(shù)比 u=i1=4.4 - 5 - (7)初選 Z1=23，則 Z2=uZ1=4.4 23=101.2,取 Z2=101，則端面重合度為 a=1.88 3.2(1/ Z1 1/ Z2)cos =1.88 3.2(1/ 23 1/ 101)cos12o=1.67 軸向重合度為 =0.318 d Z1tan =0.318 1.1 23 tan12o=1.71 由圖 8-3查得重合度系數(shù) Z =0.775 (8)由圖 11-2查得螺旋角系數(shù) Z =0.99 (9)許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 H= ZN Hlim/SH 由圖 8-4e、 a 查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 Hlim1=580MPa, Hlim2=390MPa 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 N1=60n1aLh=60 576 1.0 2 8 250 8=1.106 109 N2= N1/i1=1.106 109/4.4=2.51 108 由圖 8-5查得壽命系數(shù) ZN1=1.0, ZN2=1.14,由表 8-20取安全系數(shù)SH=1.0，則小齒輪的許用接觸應(yīng)力 Z1=23 Z2=101 H1= ZN1 Hlim1/SH=1.0 580MPa/1=580MPa 大齒輪的許用接觸應(yīng)力 H2= ZN2 Hlim2/SH=1.14 390MPa/1=445MPa 取 H=445MPa，初算小齒輪的分度圓直徑 d1t,得 d1t 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.4 54380/1.1 (4.4 1)/4.4 (189.8 2.460.775 0.99/445) 1/3mm=47.93mm H1=580MPa H2=445MPa H=445MPa d1t 47.93mm 3.確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算載荷系數(shù) 由表 8-21 查得使用系數(shù) KA=1.0， 因 v= d1tn1/60 1000= 47.93 576/60 1000m/s=1.44m/s,由圖 8-6查得動(dòng)載荷系數(shù) KV=1.13, 由圖 8-7查得齒向載荷分配系數(shù) K =1.11，由表 8-22查得齒間載荷分配系數(shù) K =1.2，則載荷系數(shù)為 K=KAKVK K =1.0 1.13 1.11 1.2=1.505 (2)對(duì) d1t進(jìn)行修正 K 與 Kt有較大差異，故需對(duì)由 Kt計(jì)算出的 d1t進(jìn)行修正，即 d1=d1t（ K/Kt） 1/3 47.93（ 1.505/1.4） 1/3mm=49.1mm (3)確定模數(shù) mn mn= d1cos /Z1=49.1mm cos12o/23=2.09mm 按表 8-23，取 mn=2.5mm (4)計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為 a1= mn(Z1 Z2)/2cos =2.5 (23 101)mm/(2 cos12o)=158.46mm 圓整，取 a1=160mm,則螺旋角為 =arccos mn(Z1 Z2)/2a1= arcos2.5 (23 101)mm/(2160)=14.362o 因與初選值相差較大 ，故對(duì)與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH=2.43，則端面重合度為 K=1.505 - 6 - a=1.88 3.2(1/ Z1 1/ Z2)cos =1.88 3.2(1/ 231/ 101)cos14.362o=1.66 軸向重合度為 =0.318 d Z1tan =0.318 1.1 23 tan14.362o=2.06 由圖 8-3查得重合度系數(shù) Z =0.775, 由圖 11-2查得螺旋角系數(shù)Z =0.985 d1t 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.505 54380/1.1 (4.4 1)/4.4 (189.8 2.43 0.775 0.985/445) 1/3mm=48.53mm 精確計(jì)算圓周速度為 V= d1tn1/60 1000= 48.53 576/60 1000m/s=1.46m/s, 由圖 8-6查得動(dòng)載荷系數(shù) KV=1.13, K值不變 mn= d1cos /Z1=48.53mm cos14.362o/23=2.04mm 按表 8-23，取 mn=2.5mm,則高速級(jí)的中心距為 a1= mn(Z1 Z2)/2cos =2.5 (23 101)mm/(2 cos14.362o)=160mm d1t 48.53mm mn=2.5mm a1=160mm 則螺旋角修正為 =arccos mn(Z1 Z2)/2a= arcos2.5 (23 101)mm/(2 160)=14.362o 修正完畢，故 d1= mnZ1/cos =2.5 23/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cos =2.5 101/ cos14.362omm=260.545mm b= dd1=1.1 59.355mm=65.29mm，取 b2=66mm b1=b (5 10)mm,取 b1=75mm =14.362o d1=59.355mm d2=65.29mm b2=66mm b1=75mm 4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 F=2KT1/bmnd1 YFYSY Y F (1) K、 T1、 mn和 d1同前 (2) 齒寬 b= b2=66mm (3) 齒形系數(shù) YF和應(yīng)力修正系數(shù) YS。當(dāng)量齒數(shù)為 ZV1=Z1/(cos )3=23/(cos14.362o)3=25.3 ZV2=Z2/(cos )3=101/(cos14.362o)3=111.1 由圖 8-8查得 YF1=2.61， YF2=2.22，由圖 8-9查得 YS1=1.59， YS2=1.81 （ 4）由圖 8-10查得重合度系數(shù) Y =0.71 （ 5）由圖 11-3查得螺旋角系數(shù) Y =0.87 （ 6）許用彎曲應(yīng)力 【 】 F=YN FLim/SF 由圖 8-4f、 b 查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為 FLim1=215MPa, FLim2=170MPa,由圖 8-11 查得壽命系數(shù) YN1= YN2=1,由表 8-20 查得安全系數(shù) SF=1.25，故 【 】 F1 =YN1 FLim1/SF=1 215/1.25MPa=172MPa 【 】 F2 =YN2 FLim2/SF=1 170/1.25MPa=136MPa F1=2KT1/bmnd1 YF1YS1Y Y =2 1.505 54380/（ 66 2.559.355） 2.61 1.59 0.71 0.87MPa=42.8MPa F1 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 - 7 - F2= F1YF1YS1/YF2YS2=42.8 2.22 1.81/(2.61 1.59)MPa F2 5.計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸 端面模數(shù) mt=mn/cos =2.5/cos14.362omm=2.58065mm 齒頂高 ha= ha*mn=1 2.5mm=2.5mm 齒根高 hf= (ha* c*)mn=(1 0.25) 2.5mm=3.125mm 全齒高 h= ha hf=2.5mm 3.125mm=5.625mm 頂隙 c=c8mn=0.25 2.5mm=0.625mm 齒頂圓直徑為 da1=d1 2ha=59.355mm 2 2.5mm=61.355mm da2=d2 2ha=260.645mm 2 2.5mm=265.645mm 齒根圓直徑為 df1=d1 2hf=59.355mm 2 3.125mm=53.105mm df2=d2 2hf=260.645mm 2 3.125mm=254.395mm mt=2.58065mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm c=0.625mm da1=61.355mm da2=265.645mm df1=53.105mm df2=254.395mm 低速級(jí)斜齒圓柱齒 輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1.選擇材料、熱處理和公差等級(jí) 大、小齒輪均選用 45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8-17得齒面硬度 HBW1=217 255HBW， HBW2=162 217HBW.平均硬度 HBW1-=236， HBW2-=190. HBW1- HBW2-=46 HBW，在 3050 HBW 之間。選用 8級(jí)精度 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級(jí)精度 2.初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為 d3 2KT3/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 (1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 T3=229810N mm (2)因 v 值未知， Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) Kt=1.11.8, 初選 Kt=1.4 (3)由表 8-18，取齒寬系數(shù) d=1.1 (4)由表 8-19，查得彈性系數(shù) ZE=189.8 MPa (5)初選螺旋角 =11o,由圖 9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH=2.465 (6)齒數(shù)比 u=i2=3.26 (7)初選 Z3=25，則 Z4=uZ3=3.26 25=81.5,取 Z4=82，則端 面重合度為 a=1.88 3.2(1/ Z3 1/ Z4)cos =1.88 3.2(1/ 25 1/ 82)cos11o=1.68 軸向重合度為 =0.318 d Z3tan =0.318 1.1 23 tan11o=1.70 由圖 8-3查得重合度系數(shù) Z =0.775 (8)由圖 11-2查得螺旋角系數(shù) Z =0.99 (9)許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 H= ZN Hlim/SH 由圖 8-4e、 a 查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 Hlim3=580MPa, Hlim4=390MPa 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 Z3=23 Z4=101 - 8 - N3=60n2aLh=60 130.9 1.0 2 8 250 8=2.513 108 N4= N3/i2=2.513 108/3.26=7.71 107 由圖 8-5 查得壽命系數(shù) ZN3=1.14, ZN4=1.14,由表 8-20 取安全系數(shù) SH=1.0，則小齒輪的許用接觸應(yīng)力 H3= ZN3 Hlim3/SH=1.14 580MPa/1=661.2MPa 大齒 輪的許用接觸應(yīng)力 H3= ZN4 Hlim4/SH=1.2 390MPa/1=468MPa 取 H=445MPa，初算小齒輪的分度圓直徑 d1t,得 d1t 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.4 54380/1.1 (4.4 1)/4.4 (189.8 2.460.775 0.99/445) 1/3mm=47.93mm H3=661.2MPa H4=468MPa H=468MPa D3t 76.615mm 3.確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算載荷系數(shù) 由表 8-21 查得使用系數(shù) KA=1.0， 因 v= d3tn2/60 1000= 76.615 130.9/(60 1000)m/s=0.52m/s,由圖 8-6 查得動(dòng)載荷系數(shù) KV=1.07, 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù) K =1.11，由表 8-22查得齒間載荷分配系數(shù) K =1.2，則載荷系數(shù)為 K=KAKVK K =1.0 1.07 1.11 1.2=1.43 (2) 確定模數(shù) mn ,因 K 與 Kt差異 不大，不 需對(duì)由 Kt計(jì)算出的d3t進(jìn)行修正，即 mn= d3cos /Z3=76.615mm cos11o/25=3.01mm 按表 8-23，取 mn=3.5mm (3)計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為 a2= mn(Z3 Z4)/2cos =3.5 (25 82)mm/(2 cos11o)=190.75mm 圓整，取 a2=190mm,則螺旋角為 =arccos mn(Z3 Z4)/2a2= arcos3.5 (25 82)mm/(2190)=9.76o 因與初選值相差較大，故對(duì)與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH=2.46，則端面重合 度為 a=1.88 3.2(1/ Z3 1/ Z4)cos =1.88 3.2(1/ 25 1/ 82)cos9.76o=1.69 軸向重合度為 =0.318 d Z3tan =0.318 1.1 25 tan9.76o=1.50 由圖 8-3 查得重合度系數(shù) Z =0.77, 由圖 11-2 查得螺旋角系數(shù) Z =0.991 d3t 2KT3/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.43 229810/1.1 (3.26 1)/3.26 (189.82.46 0.77 0.991/468) 1/3mm=76.77mm 因 V= d3tn2/（ 60 1000） = 76.77 130.9/（ 60 1000）m/s=0.53m/s,由圖 8-6查得動(dòng)載荷系數(shù) KV=1.07, K值不變 mn= d3cos /Z3=76.77mm cos9.76o/25=3.03mm 按表 8-23，取 mn=3.5mm,則 中心距為 a2= mn(Z3 Z4)/2cos =3.5 (25 82)mm/(2 cos9.76o)=190mm K=1.43 d1t 76.77mm mn=3.5mm a1=190mm - 9 - 則螺旋角修正為 =arccos mn(Z3 Z4)/2a= arcos3.5 (25 82)mm/(2 190)=9.76o 修正完畢，故 d3= mnZ3/cos =3.5 25/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos =3.5 82/ cos9.76omm=291.215mm b= dd3=1.1 88.785mm=97.66mm，取 b4=98mm b3=b (5 10)mm,取 b3=105mm =9.76o d3=88.785mm d4=291.215mm b4=98mm b3=105mm 4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 F=2KT3/bmnd3 YFYSY Y F (4) K、 T3、 mn和 d3同前 (5) 齒寬 b= b3=98mm (6) 齒形系數(shù) YF和應(yīng)力修正系數(shù) YS。當(dāng)量齒數(shù)為 ZV3=Z3/(cos )3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos )3=82/(cos9.76o)3=85.7 由圖 8-8 查得 YF3=2.6， YF4=2.25，由圖 8-9 查得 YS3=1.59，YS4=1.79 （ 4）由圖 8-10查得重合度系數(shù) Y =0.701 （ 5）由圖 11-3查得螺旋角系數(shù) Y =0.92 （ 6）許用彎曲應(yīng)力 【 】 F=YN FLim/SF 由圖 8-4f、 b 查得彎曲 疲勞極限應(yīng)力為 FLim3=215MPa, FLim4=170MPa,由圖 8-11查得壽命系數(shù) YN3= YN4=1,由表 8-20查得安全系數(shù) SF=1.25，故 【 】 F3 =YN3 FLim3/SF=1 215/1.25MPa=172MPa 【 】 F4 =YN4 FLim4/SF=1 170/1.25MPa=136MPa F3=2KT3/bmnd3 YF3YS3Y Y =2 1.43 229810/（ 98 3.588.785） 2.6 1.59 0.705 0.92MPa=57.87MPa F3 F4= F3YF4YS4/YF3YS3=57.87 2.25 1.79/(2.6 1.59)MPa=56.38MPa F4 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 5.計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸 端面模數(shù) mt=mn/cos =3.5/cos9.76omm=3.55140mm 齒頂高 ha= ha*mn=1 3.5mm=3.5mm 齒根高 hf= (ha* c*)mn=(1 0.25) 3.5mm=4.375mm 全齒高 h= ha hf=3.5mm 4.375mm=7.875mm 頂隙 c=c8mn=0.25 3.5mm=0.875mm 齒頂圓直徑為 da3=d3 2ha=88.785mm 2 3.5mm=95.785mm da4=d4 2ha=291.215mm 2 3.5mm=298.215mm 齒根圓直徑為 df3=d3 2hf=88.785mm 2 4.375mm=80.035mm df4=d4 2hf=291.215mm 2 4.375mm=282.465mm mt=3.55140mm ha=3.5mm hf=4.375mm h=7.875mm c=0.875mm da3=95.785mm da4=298.215mm df3=80.035mm df4=282.465mm 三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計(jì)算 - 10 - 齒輪上作用力的計(jì)算為后續(xù)軸的設(shè)計(jì)和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1.高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力 （ 1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=54380N mm,轉(zhuǎn)速n1=576r/min,高速級(jí)齒輪的螺旋角 =14.362o,小齒輪左旋，大齒輪右旋 ，小齒輪分度圓直徑 d1=59.355mm (2)齒輪 1的作用力 圓周力為 Ft1=2T1/d1=2 54380/59.355N=1832.4N 其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反 徑向力為 Fr1=Ft1tanan/cos =1832.4 tan20o/cos14.362oN=688.4N 其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪 1的轉(zhuǎn)動(dòng)中心 軸向力為 Fa1= Ft1tan =1832.4 tan14.362oN=469.2N 其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪 1 的軸 線，并使四 Ft1=1832.4N Fr1=688.4N Fa1=469.2N 指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向 法向力為 Fn1=Ft1/cosancos =1832.4/(cos20o cos14.362o)N= 2012.9N (3)齒輪 2 的作用力 從動(dòng)齒輪 2 各個(gè)力與主動(dòng)齒輪 1 上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反 Fn1=2012.9N 2.低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力 （ 1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=229810N mm,轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min,低速級(jí)齒輪的螺旋角 =9.76o。為使齒輪 3 的軸向力與齒輪 2的軸向力互相抵消一部分，低速級(jí)的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑 d3=88.785mm (2)齒輪 3的作用力 圓周力為 Ft3=2T2/d3=2 229810/88.785N=5176.8N 其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反 徑向力為 Fr3=Ft3tanan/cos =5176.8 tan20o/cos9.76oN=1911。9N 其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪 3的轉(zhuǎn)動(dòng)中心 軸向力為 Fa3= Ft3tan =5176.8 tan9.76oN=890.5N 其方向可用右手法則確定，即用右 手握住輪 1 的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向 法向力為 Fn3=Ft3/cosancos =5176.8/(cos20o cos9.76o)N=5589.9N (3)齒輪 4 的作用力 從動(dòng)齒輪 4 各個(gè)力與主動(dòng)齒輪 3 上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反 Ft3=5176.8N Fr3=1911。 9 N Fa3=890.5N Fn3=5589.9N 四、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 11 - 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 見(jiàn)下表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 1.已知條件 中間軸傳遞的功率 P2=3.15KW,轉(zhuǎn)速 n2=130.9r/min,齒輪分度圓直徑 d2=260.645mm,d3=88.785mm, 齒輪寬度b2=66mm,b3=105mm 2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故由表 8-26 選用的材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 3.初算軸徑 查表 9-8 得 c=106 135,考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎 矩，故取較小值 c=110,則 dmin=c(P2/n2)1/3=110 (3.15/130.9)1/3mm=31.76mm dmin=31.76mm 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖 4-1 （ 1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式，然后，按軸上零件的安裝順序，從 dmin 開(kāi)始設(shè)計(jì) （ 2） 軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計(jì) 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計(jì)應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段、上安裝軸承， 其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。 暫取軸承為 7207C,經(jīng)過(guò)驗(yàn)算，軸承 7207C 的壽命不滿足減速器的預(yù)期壽命要求，則改變直徑系列，取 7210C 進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，由表 11-9得軸承內(nèi)徑 d=50mm,外徑 D=90mm,寬度 B=20mm，定位軸肩直徑 da=57mm,外徑定位直徑 Da=83mm,對(duì)軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離 a3=19.4mm,故 d1=50mm,通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號(hào)，則 d5=50mm （ 3） 軸段和軸段的設(shè)計(jì) 軸段上安裝齒輪 3，軸段上安裝齒輪 2，為便于齒輪的安裝， d2和 d4應(yīng)分別略大于 d1和 d5，可初定 d2=d4=52mm 齒輪 2 輪轂寬度范圍為（ 1.2 1.5） d2=62.4 78mm,取其輪轂寬度與齒輪寬度 b2=66mm 相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪 3 的直徑比較小，采用實(shí)心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度 b3=105mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸端和軸端的長(zhǎng)度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故 L2=102mm，L4=64mm (4)軸端 該段為中間軸上的兩個(gè)齒輪提供定位，其軸肩高度范 圍為（ 0.07 0.1） d2=3.64 5.2mm,取其高度為 h=5mm,故 d3=62mm 齒輪 3 左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為 1=10mm,齒輪 2 與齒輪 3 的距離初定為3=10mm,則箱體內(nèi)壁之間的距離為 BX=2 1 3 b3 (b1b2)/2=(2 10 10 105 (75 66)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,則箱體內(nèi)壁距離為 BX=206mm.齒輪 2 的右端面與箱體內(nèi)壁的距離 d1=50mm d5=50mm d2=d4=52mm L2=102mm L4=64mm d3=62mm BX=206mm L3=10.5mm - 12 - 2= 1（ b1 b2） /2=10 (75 66)/2mm=14.5mm,則軸段的長(zhǎng)度為 L3= 3=10.5mm (5)軸段及軸段的長(zhǎng)度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油漸入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為 =12mm,中間軸上兩個(gè)齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長(zhǎng)度為 L1=B 1 3mm=(20 12 10 3)mm=45mm 軸段的長(zhǎng)度為 L5=B 2 2mm=(20 12 14.5 2)mm=48.5mm （ 6）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離 a3=19.4mm,則由圖 4-1 可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)距離為 l1=L1 b3/2 a3 3mm=(45 105/2 19.4 3)mm=75.1mm l2=L3 (b2 b3)/2=10.5 (66 105)/2=96mm l3=L5 b2/2 a3 3mm=(48.5 66/2 19.4 2)mm=60.1mm L1=45mm L5=48.5mm l1=75.1mm l2=96mm l3=60.1mm 5.鍵連接 齒輪與軸間采用 A型普通平鍵連接，查表 8-31得鍵的型號(hào)分別為鍵 16 100GB/T1096-1990 和鍵 16 63GB/T1096-1990 6.軸的受力分析 （ 1）畫軸的受力簡(jiǎn)圖 軸的受力簡(jiǎn)圖 如圖 4-2b所示 （ 2）計(jì)算支撐反力 在水平面上為 R1H=Fr2l3 Fr3(l2 l3) Fa2d2/2 Fa3d3/2/( l1 l2 l3) R1H=-1547.4N =688.4 60.1 1911.9 (96 60.1) 890.5 88.785/2 469.2 260.645/2/( 75.1 96 60.1)N=-1547.4N R2H= Fr2 R1H Fr3=688.4N 1547.4N 1911.9N=323.9N 式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 R1V=Ft3(l2 l3) Ft2l3/( l1 l2 l3) =5176.8 (96 60.1) 1832.4 60.1/( 75.1 9660.1)=3971.6N R2V= Ft3 Ft2 R1V =5176.8N 1832.4N 3971.6N=3037.6N 軸承 1 的總支撐反力為 R1= R1H2 R1V2= 1547.42 3971.62N=4262.4N 軸承 2 的總支撐反力為 R2= R2H2 R2V2= 323.92 3037.62N=3054.8N (3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖 4-2c、 d和 e所示 在水平面上， a-a剖面圖左側(cè)為 MaH=R1Hl1=-1547.4 75.1N mm=-116209.7N mm a-a剖面圖右側(cè)為 M aH= MaH Fa3d3/2=-116209.7N mm 890.5 88.785/2N mm =-76678.2N mm b-b剖面圖右側(cè)為 M bH=R2Hl3=323.9 60.1N mm=19466N mm MbH= M bh Fa2d2/2=19466.4N mm 469.2 260.645/2N mm =-41680.9N mm 在垂直平面上為 R2H=323.9N R1V=3971.6N R2V=3037.6N R1=4262.4N R2=3054.8N - 13 - MaV=R1Vl1=3971.6 75.1N mm=298267.2N mm MbV=R2Vl3=3037.6 60.1N mm=182559.8N mm 合成彎矩，在 a-a剖面左側(cè)為 Ma= M2aH M2av= 116209.72 298267.22N mm=320106.3N mm a-a剖面右側(cè)為 M a= M 2aH M2av= 76678.22 298267.22N mm=307965.7N mm b-b剖面左側(cè)為 Mb= M2bH M2bv= 41680.92 182559.82N mm=187257.5N mm b-b剖面右側(cè)為 M b= M 2bH M2bv= 19466.42 182559.82N mm=183594.7N mm (4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖 4-2f所示， T2=229810 N mm Ma=320106.3N mm M a=307965.7N mm Mb=187257.5N mm M b=183594.7N mm T2=229810 N mm 7.校核軸的強(qiáng)度 雖然 a-a 剖面左側(cè)彎矩大，但 a-a 剖 面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故 a-a 剖面兩側(cè)均有可能為危險(xiǎn)剖面，故分別計(jì)算 a- a剖面的抗彎截面系數(shù)為 W= d32/32 bt(d2 t)2/2d2= 523/32mm3 16 6(52 6)2 /2 52mm3=11843.8mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT= d32/16 bt(d2 t)2/2d2= 523/16mm3 16 6(526)2/2 52mm3=25641.1mm3 a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為 b=Ma/W=320106.3/11843.8MPa=27.0MPa a-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為 b=M a/W=307965.7/11843.8MPa=26.0MPa 扭剪應(yīng)力為 =T2/WT=229810/25641.1MPa=9.0MPa 按彎矩合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù) =0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 e= b 2 4( )2= 26.02 4 (0.6 9.0)2 MPa=28.2MPa e b,故 a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面 由表 8-26查得 45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極 限 B=650MPa,由表8-32 查得軸的許用彎曲 應(yīng)力【 -1b】 =60MPa, e -1b,強(qiáng)度滿足要求 軸的強(qiáng)度滿足要求 8.校核鍵連接的強(qiáng)度 齒輪 2 處鍵 連接的擠壓應(yīng)力為 p=4T2/d4hl=4 229810/52 10 (63 16)MPa=37.6MPa 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表 8-33查得【】 p=125150MPa, p【】 p,強(qiáng)度足夠 齒輪 3 處的鍵長(zhǎng)于齒輪 2處的鍵，故其強(qiáng)度要求也足夠 鍵連接的強(qiáng)度要求也足夠 9.校 核軸承壽命 （ 1 ） 計(jì) 算 軸 承 的 軸 向 力 由表 11-9 查7210C=42800N,CO=32000N.由表 9-10 查得 7210C 軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承 1、 2的內(nèi)部軸向力分別為 S1=0.4R1=0.4 4262.4N=1705.0N S2=0.4R2=0.4 3054.8N=1221.9N - 14 - 外部軸向力 A=Fa3 Fa2=890.5N 469.2N=421.3N,各軸向力方向如圖 4-3所示 S2 A=1221.9N 421.3N=1643.2N S1 則兩軸承的軸向力分別為 Fa1=S1=1705.0N Fa2=S1 A=1705.0N 421.3N=1283.7N 因 R1 R2， Fa1 Fa2，故只需校核軸承 1的壽命 （ 2 ） 計(jì) 算 軸 承 1 的 當(dāng) 量 動(dòng) 載 荷 由 Fa1/ CO=1705.0/32000=0.053，查得 11-9 得 e=0.43,因 Fa1/ R1=1705.0/4262.4=0.4 e,故 X=1， Y=0，則當(dāng)量動(dòng)載荷為 P=XR1 YRA1=1 4262.4N 0 1705.0N=4262.4N (3)校核軸 承壽命 軸承在 100oC 以下工作，查表 8-34 得fT=1.對(duì)于減速器，查得 8-35得載荷系數(shù) fP=1.5 軸承 1 的壽命為 Lh=106/(60n2)fTC/(fPP)3=106/(60 130.9)1 42800/(1.5 4262.4)3h=38195h 減速器預(yù)期壽命為 L h=2 8 250 8h=32000h Lh L h,故軸承壽命足夠 軸承壽命滿足要求 4.2 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算見(jiàn)下表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 1.已知條件 高速軸傳遞的功 率 P1=3.28KW,轉(zhuǎn)速 n1=576r/min，小齒輪分度圓 直徑 d1=59.355mm,齒輪寬度 b1=75mm, 2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故由表 8-26 選用的材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 3.初算軸徑 查表 9-8得 c=106 135,考慮軸端 即承受轉(zhuǎn)矩，又承受 彎矩，故取較小值 c=120,則 dmin=c(P1/n1)1/3=120 (3.28/576)1/3mm=21.43mm 軸與帶輪連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3% 5%，軸端 最細(xì)處直徑為 d1 21.43mm 21.43 (0.03 0.05)mm=22.0722.5mm,取 dmin=23mm dmin=23mm 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如 圖 4-4 (1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)， 該減速器發(fā)熱小、軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式， 按軸上零件的安裝順序，從 軸的最細(xì)處開(kāi)始設(shè)計(jì) （ 2）軸段 軸段 上安裝帶輪 ， 此段軸的設(shè)計(jì)應(yīng)與帶輪輪轂軸孔的設(shè)計(jì) 同步進(jìn)行。 根據(jù)第三步初算的結(jié)果， 考慮 到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能 滿足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定 軸段 的軸徑 d1=30mm,帶輪輪轂的寬度為（ 1.5 2.0） d1=（ 1.5 2.0） 30mm=45mm 60mm,結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu) L 帶輪 =42 56mm,取帶輪輪轂的寬度 L 帶輪 =50mm，軸段 d1=30mm - 15 - 的長(zhǎng)度略小于轂孔寬度，取 L1=48mm (3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時(shí)，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07 0.1)d1=（ 0.07 0.1） 30mm=2.1 3mm.軸段的軸徑 d2=d1 2 (2.1 3)mm=34.1 36mm,其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于 3m/s,可選用氈圈油封，查表 8-27選氈圈 35 JB/ZQ4606-1997，則 d2=35mm (4)軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段 上安裝軸承， 其直徑 應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為 7208C,經(jīng)過(guò)驗(yàn)算， 由表 11-9 得軸承內(nèi)徑d=40mm,外徑 D=80mm,寬度 B=18mm， 內(nèi)圈 定位軸肩直徑da=47mm,外圈 定位直徑 Da=73mm,在軸上 力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離 a3=17mm,故 軸段的直徑 d3=40mm。軸承采用脂 潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁 12mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為 B1=15mm,則 L3=B B1=(1815)mm=33mm.通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號(hào)，則d7=40mm,L7=B B1=18 15=33mm (5)齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略小于 d3，可初定 d5=42mm,則由表 8-31知該處的鍵的截面尺寸為 b h=12mm 8mm,輪轂鍵槽深度 為 t1=3.3mm,則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為 e=df1/2 d5/2t1=(53.105/2-42/2-3.3)mm=2.26mm 2.5mn=2.5 2.5mm=6.25mm,故軸設(shè)計(jì)成齒輪軸，則有 d5= df1， L5=b1=75mm. (6)軸段和軸段的設(shè)計(jì) 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則 d4=d6=48mm,齒輪右端距箱體內(nèi)壁距離為1，則軸段的長(zhǎng)度 L6= 1 B1=(12 10 15)mm=7mm.軸段的長(zhǎng)度為 L4=BX 1 b1 B1=(206 12 10 7515)mm=118mm (7)軸段的長(zhǎng)度 該軸段的長(zhǎng)度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為 L= C1 C2 (5 8)mm,由表 4-1 可知，下箱座壁厚=0.025a2 3mm=(0.025 190 3)mm=7.75mm 8mm,取=8mm,a1 a2=(160 190)mm=350mm 400mm,取軸承旁連接螺栓為 M16，則 c1=24mm,c2=20mm,箱體軸承座寬度 L=8 2420 (5 8)mm=57 60mm,取 L=58mm；可取箱體凸緣連接螺栓為 M12，地 腳螺栓為 d =M20,則有軸承端蓋連接螺釘為 0.4 d =0.4 20mm=8mm,由表 8-30 得軸承端蓋凸緣厚度取為Bd=10mm；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為 1=2mm；端蓋連接螺釘查表 8-29采用螺釘 GB/T5781M8 25；為方便不拆缷帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離 K=28mm,帶輪采用腹板式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。 則 L1=48mm d2=35mm d3=40mm L3=33mm d7=40mm, L7=33mm b=12mm h=8mm 齒輪軸 d5= df1 L5=75mm d4=d6=48mm L6=7mm L4=118mm =8mm L=58mm - 16 - L2=L Bd K 1 (B 帶輪 L 帶輪 )/2 B=58 10 28 2 (65-50)/2-12-18mm=75.5mm （ 8）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離 a3=17mm,則由圖 4-4可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)距離為 l1=L 帶輪 /2 L2 a3=(50/2 75.5 17)mm=117.5mm l2=L3 L4 L5/2 a3=33 118 75/2-17mm=171.5mm l3=L5/2 L6 L7-a3=(75/2 7 33 17)mm=60.5mm L2=75.5mm l1=117.5mm l2=171.5mm l3=60.5mm 5.鍵連接 帶輪與軸 段 采用 A 型普通平鍵連接，查表 8-31 得鍵的型號(hào)分別為鍵 8 45GB/T1096-1990 6.軸的受力分析 （ 1）畫軸的受力簡(jiǎn)圖 軸的受力簡(jiǎn)圖如圖 4-5b所示 （ 2）計(jì)算 軸承 支撐反力 在水平面上為 R1H=Q(l1 l2 l3) Fr1l3 Fa1d1/2/( l1 l2 l3) =972.7 (117.5 117.5 60.5)-688.4 60.5 469.2 59.355/2/( 171.5 60.5)N=1225.8N R2H= Q R1H Fr1=972.7N-1225.8N 688.4N=-941.5N 式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 R1V=Ft1l3/( l2 l3) =(1832.4 60.5)/( 171.5 60.5)N=477.8N R2V= Ft1-R1V =1832.4N 477.8N=1354.6N 軸承 1 的總支撐反力為 R1= R1H2 R1V2= 1225.82 477.82N=1315.7N 軸承 2 的總支撐反力為 R2= R2H2 R2V2= 941.52 1354.62N=1649.6N (3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖 4-5c、 d和 e所示 在水平面上， a-a剖面圖右 側(cè)為 M aH=R2Hl3=-941.5 60.5N mm=-56961.4N mm a-a剖面圖左 側(cè)為 MaH= M aH-Fa1d1/2=-56961.4N mm-469.2 59.355/2N mm =-70887.4N mm b-b剖面 為 MbH=-Ql1=-932.72 117.5N mm=-109592.3N mm 在垂直平面上為 MaV=-R1Vl2=-477.8 171.5N mm=-81942.7N mm MbV=0N mm 合成彎矩，在 a-a 剖面左側(cè)為 Ma= M2aH M2av= (-70887.4)2 (-81942.7)2N mm=108349.6N mm a-a剖面右側(cè)為 M a= M 2aH M2av= (-56961.4)2 (-81942.7)2N mm=99795.8N mm b-b剖面 為 Mb= M2bH M2bv= 109592.32 02N mm=109592.3N mm (4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖 4-5f所示， T1=54380 N mm R1H=1225.8N R2H=-941.5N R1V=477.8N R2V=1354.6N R1=1315.7N R2=1649.6N Ma=108349.6N mm M a=99795.8N mm Mb=109592.3N mm T1=54380 N mm - 17 - 7.校核軸的強(qiáng)度 因 b-b 剖面 彎矩大， 且作用有 轉(zhuǎn)矩， 其軸頸較小， 故 b-b剖面為危險(xiǎn)剖面 其 抗彎截面系數(shù)為 W= d33/32= 403/32mm3=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT= d33/16= 403/16mm3=12560mm3 彎曲應(yīng)力為 b=Mb/W=109592.3/6280MPa=17.5MPa 扭剪應(yīng)力為 =T1/WT=54380/12560MPa=4.3MPa 按彎矩合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù) =0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 e= b2 4( )2= 17.52 4 (0.6 4.3)2 MPa=18.2MPa 由表 8-26查得 45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限 B=650MPa,由表8-32 查得軸的許用彎曲應(yīng)力【 -1b】 =60MPa, e -1b,強(qiáng)度滿足要求 軸的強(qiáng)度滿足要求 8.校核鍵連接的強(qiáng)度 帶 輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 p=4T1/d1hl=4 54380/30 7 (45 8)MPa=28.0MPa 鍵、軸及帶 輪的材料都 選 為鋼，由表 8-33查得【】 p=125150MPa, p【】 p,強(qiáng)度足夠 鍵連接的強(qiáng)度 足夠 9.校核軸承壽命 （ 1）計(jì)算軸承的軸向力 由表 11-9 查 7208C 軸承得C=36800N,Co=25800N.由表 9-10 查得 7208C 軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承 1、 2的內(nèi)部軸向力分別為 S1=0.4R1=0.4 1315.7N=526.3N S2=0.4R2=0.4 1649.6N=659.8N 外部軸向力 A=469.2N,各軸向力方向如圖 4-6所示 S2 A=659.8N 469.2N=1129.0N S1 則兩軸承的軸向力分別為 Fa1=S2 A =1129.0N Fa2=S2=659.8N （ 2）計(jì)算 當(dāng)量動(dòng)載荷 由 Fa1/ Co=1129.0/25800=0.044，查表 得 11-9 得 e=0.42,因 Fa1/ R1=1129.0/1315.7=0.86 e,故X=0.44， Y=1.35，則 軸承 1的 當(dāng)量動(dòng)載 荷為 P1=XR1 YFa1=0.44 1315.7N 1.35 1129.0N=2103.1N 由 Fa2/ Co=659.8/25800=0.026，查表得 11-9 得 e=0.40,因Fa2/ R2=659.8/1649.6=0.40=e,故 X=1， Y=0，則軸承 2 的當(dāng)量動(dòng)載荷為 P2=XR2 YFa2=1 1649.6N 0 659.8N=1649.6N (3)校核軸承壽命 因 P1 P2， 故只需校核 軸承 1的壽命， P=P1.軸承 .在 1000C 以下工作，查表 8-34 得 fT=1.查得 8-35 得載荷 系數(shù) fP=1.5 軸承 1 的壽命為 Lh=106/(60n1) fTC/(fPP)3=106/(60 576)1 - 18 - 36800/(1.5 2103.1)3h=45931h Lh L h,故軸承壽命足夠 軸承壽命滿足要求 4.3 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 見(jiàn)表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 1.已知條件 低速軸傳遞的功率 P1=3.02KW,轉(zhuǎn)速 n3=40.15r/min，齒輪 4分度圓直徑 d4=291.215mm,齒輪寬度 b4=98mm, 2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故由表 8-26 選用的材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 3.初算軸徑 查表 9-8 得 c=106 135,考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取較小值c=106,則 dmin=C(P3/n3)1/3=106 (3.02/40.15) 1/3mm=44.75mm 軸與聯(lián)軸器連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3% 5%，軸端最細(xì)處直徑為 d1 44.75mm 44.75 (0.03 0.05)mm=46.0946.98mm, dmin=44.75mm 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖 4-7所示 (1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 該減速器發(fā)熱小、軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從軸的最細(xì)處開(kāi)始設(shè)計(jì) （ 2）聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器， 此段軸的設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器選擇 同步進(jìn)行。 為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動(dòng)，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表 8-37，取 KA=1.5，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩 TC=KAT3=1.5 718330N mm=1077495 N mm 由表 8-38查得 GB/T5014-2003中的 LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為 1250N mm,許用轉(zhuǎn)速 4750r/min,軸孔范圍為 3048mm.考慮 d 46.98mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為 48mm,軸孔長(zhǎng)度84mm,J 型軸孔， A 型鍵，聯(lián)軸器主動(dòng)端代號(hào)為 LX3 4884GB/T5014-2003，相應(yīng)的軸段的直徑 d1=48mm,其長(zhǎng)度略小于轂孔寬度，取 L1=82mm. (3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時(shí)，應(yīng)考慮聯(lián)軸器 的軸向固定及 軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器 用軸肩定位，軸肩高度 h=(0.07 0.1)d1=（ 0.07 0.1） 48mm=2.364.8mm.軸段的軸徑 d2=d1 2 h=52.72 57.8mm,最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于 3m/s,可選用氈圈油封，查表 8-27選氈圈 55JB/ZQ4606-1997，則 d2=55mm (4)軸承與軸段及軸段的設(shè)計(jì) 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)即便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。 暫取軸承為7212C,由表 11-9 得軸承內(nèi)徑 d=60mm,外徑 D=110mm,寬度B=22mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑 da=69mm,外圈定位直徑Da=101mm,軸上定位端面圓角半徑最大為 ra=1.5mm,對(duì)軸的 力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離 a3=22.4mm,故軸段的直徑 d1=48mm L1=82mm d2=55mm d3=60mm - 19 - d3=60mm。軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán) ，擋油環(huán) 寬度初定為 B1,故 L3=B B1=(22 15)mm=37mm. 通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號(hào)，則 d6=60mm, (5)齒輪與軸段 該段上安裝齒輪 4，為便于齒輪的安裝，d5 應(yīng)略小于 d6，可初定 d5=62mm,齒輪 4 輪轂的寬度范圍為（ 1.2 1.5） d5=74.4 93mm,小于齒輪寬度 b4=98mm,取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用 軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂略短，故取 L5=96mm (6)軸段 該軸段 為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為 h=(0.07 0.1) d5=4.34 6.2mm,取 h=5mm,則d4=72mm,齒輪左端距箱體內(nèi)壁 距離為 4= 1（ b3-b4）/2=10mm (105-98)/2mm=13.5mm，則軸段 的長(zhǎng)度 L4=BX-4-b4 B1=(206-13.5-98 12 15)mm=91.5mm. (7)軸段 與軸段 的長(zhǎng)度 軸段 的長(zhǎng)度 除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承端蓋連接螺栓為螺栓 GB/T5781 M8 25，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的裝拆空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為 K2=10mm.則有 L2=L 1 Bd K2-B- =(58 2 10 10-22-12)mm=46mm 則軸段的長(zhǎng)度 L6=B 4 2mm=(22 12 13.52)mm=49.5mm （ 8）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反 力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離 a3=22.4mm,則由圖 4-7可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)距離為 L1=L6 L5-b4/2-a3=(49.5 96-98/2-22.4)mm=74.1mm L2=L3 L4 b4/2-a3=(37 91.5 98/2-22.4)mm=155.1mm L3= a3 L2 84/2=(22.4 46 42)mm=110.4mm L3=37mm d6=60m, d5=62mm L5=96mm d4=72mm L4=91.5mm L2=46mm L6=49.5mm L1=74.1mm L2=155.1mm L3=110.4mm 5.鍵連接 聯(lián)軸器 與軸段 及齒輪 4 與軸段均 采用 A 型普通平鍵連接，查表 8-31 得鍵的型號(hào)分別為鍵 14 80GB/T1096-1990和鍵 18 18GB/T1096-1990 6.軸的受力分析 （ 1）畫軸的受力簡(jiǎn)圖 軸的受力簡(jiǎn)圖如圖 4-8b所示 （ 2）計(jì)算軸承支撐反力 在水平面上為 R1H=(Fr4l2 Fa4d4/2)/( l1 l2) =(1911.9 155.1-890.5 291.215/2)(74.1 155.1)N=728.1N R2H= Fr-4R1H=1911.9N-728.1N=1183.8N 在垂直平面上為 R1V=Ft4l2/( l1 l2) =(5176.8 155.1)/( 74.1 155.1)N=3503.2N R2V= Ft4-R1V =5176.8N 3503.2N=1673.6N 軸承 1 的總支撐反力為 R1= R1H2 R1V2= 728.12 3503.22N=3578.1N R1H=728.1N R2H=1183.8N R1V=3503.2N R2V=1673.6N R1=3578.1N - 20 - 軸承 2 的總支撐反力為 R2= R2H2 R2V2= 1183.82 1673.62N=2050.0N (3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖 4-8c、 d和 e所示 在水平面上， a-a剖面圖右側(cè)為 MaH=R1Hl1=728.1 74.1N mm=53952.2N mm a-a剖面圖左側(cè)為 M aH= R2Hl2=1183.8 155.1N mm=183607.4N mm 在垂直平面上 , a-a剖面為 MaV=- R1vl1=-3503.2 74.1N mm=-259587.1N mm 合成彎矩，在 a-a 剖面左側(cè)為 Ma= M2aH M2av= 5395.22(-259587.1)2N mm=265134.5N mm a-a剖面右側(cè)為 M a= M 2aH M2av= 183607.42 (-259587.1)2N mm=317957.8N mm (4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖 4-8f所示， T3=718330 N mm R2=2050.0N Ma=265134.5N mm M a=317957.8N mm T3=718330 N mm 7.校核軸的強(qiáng)度 因 a-a 剖面 右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩， 故 a-a剖面 右側(cè) 為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W= d35/32-bt(d5-t)/2d5= 623/32mm3-18 7 (62-7)2/(2 62) mm3=20312mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT= d35/16- bt(d5-t)/2d5= 623/32mm3-18 7 (62-7)2/(2 62) m