一級圓柱齒輪減速器說明書(2)

1、機械設(shè)計基礎(chǔ) 課程設(shè)計 課題名稱：一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計計算 系另g:機電工程系 專業(yè)：機電一體化 班級：12級機電班 姓名： 指導(dǎo)老師: 目錄 摘要1 第一章傳動方案2 1. 1擬定傳動方案 2 12傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點2 13方案分析3 第二章電動機的選擇計算3 21選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式3 2. 2電動機容量的選擇4 23各級傳動比的分配 6 第三章運動參數(shù)及動力參數(shù)計算6 第四章 鏈傳動的設(shè)計計算 7 4.1選擇鏈輪齒數(shù)7 4. 2確定計算功率 7 4. 3選擇鏈條型號和節(jié)距7 44計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 8 4. 5計算鏈速v ,確定潤滑方式8 4. 6計算壓軸力FP 8

2、47確定鏈輪輪轂孔的最大許用直徑 8 4. 8確定鏈輪主要結(jié)構(gòu)尺寸9 4. 9鏈輪的結(jié)構(gòu)10 4. 10鏈輪的材料10 第五章圓柱斜齒輪傳動的設(shè)計10 5. 1齒輪參數(shù)計算10 第六章軸的設(shè)計16 6.1軸的概述16 6. 1. 1軸的分類16 6. 2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計17 6. 2. 1擬定軸上零件的裝配方案 17 622周I占J定位禾口固定 18 6.2.3制造和裝配工藝性 18 6.3軸的設(shè)計計算 19 6. 3. 1按扭轉(zhuǎn)強度計算 19 6. 3. 2按彎扭合成強度計算 19 6. 3.3軸的剛度校核計算 20 6.4.4軸的設(shè)計步驟 20 6. 4高速軸的設(shè)計21 6.5低速軸的校核28

3、 第七章軸承的設(shè)計與校核32 7. 1主動軸軸承的設(shè)計與校核32 72從動軸軸承的設(shè)計與校核35 第八章 鍵連接的選擇和校核 36 8. 1輸入軸連接帶輪處鍵36 8. 2輸出軸外伸端鍵36 8. 3安裝低速齒輪處的鍵37 第九章聯(lián)軸器的選用37 第十章箱體設(shè)計38 第十一章減速器潤滑密封39 第十二章參考文獻41 摘要 減速器作為一種傳動裝置廣泛用于各種機械產(chǎn)品和裝備中，因此，提高其承載能 力，延長使用壽命，減小其體積和質(zhì)量等，都是很有意義的，而目前在單級傳動齒輪減速 器的設(shè)計方面，許多企業(yè)和研究所都是應(yīng)用手工設(shè)計計算的方法，設(shè)計過程瑣碎而且在好 多方面都是通過先估計出參數(shù)然后再校核計算的過

4、程。這對于設(shè)計者來說是枯燥無味 的，進行的是重復(fù)性工作，基本沒有創(chuàng)造性；對于企 業(yè)來說增加了產(chǎn)品的成本且不易 控制產(chǎn)品質(zhì)量。這些對提高生產(chǎn)力，提高經(jīng)濟效 益都是不利的。 齒輪傳動是應(yīng)用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任 意軸之間傳遞運動和動力。 目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術(shù)方 向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高 的圓柱齒輪副可以達到99% ）,傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到 大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0. lm/s到 200m/s或

5、更高，轉(zhuǎn)速可以從lr/min到20000r/min或更 高），結(jié)構(gòu)緊湊，維護方便 等優(yōu)點。 因此，它在各種機械設(shè)備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設(shè)計的就是一種典型的一 級圓柱齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度約 為 217286HBS ,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度約為197286HBS ,齒輪精度等級 為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質(zhì)材料。 本次課程設(shè)計就是針對單級圓柱齒輪減速器的體積進行設(shè)計，其意義在于利用已學(xué) 的基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識，熟悉工程設(shè)計的一般過程，同時把先進的設(shè)計方 法、理念應(yīng)用 于設(shè)計中，為新技術(shù)時代的到來打下基礎(chǔ)。 關(guān)鍵字：減速器齒輪傳動鏈輪軸承

6、第一章傳動方案 11擬定傳動方案 原始數(shù)據(jù)： 帶送帶最大有效拉力F二2200N； 傳送帶帶速V=l. 80m/s； 滾筒直徑D二450mm； 工作條件：帶式輸送機在常溫下連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，啟動載荷為名義載荷的1.25倍，工 作時有中等沖擊；每日工作24小時，要求減速器使用期限5年，大修期為2-3年，大 批量生產(chǎn)；輸送帶工作速度v允許誤差為為，三相交流電源電壓 為380/220Vo 1. 2傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動 機的運 動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部 分。傳動裝置是 否合理將直接影響機器的

7、工作性能、重量和成本。合理的傳動方 案除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。 本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采川了兩級級傳動，第 一級傳動為單級斜齒圓柱齒輪減速器，第二級傳動為鏈傳動。 鏈傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護 的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的低速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動 的結(jié)構(gòu)尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器 中應(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是單級斜齒輪傳動。 減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200

8、灰鑄鐵鑄造而成。 1. 3方案分析 傳動裝置總體設(shè)計的目的是確定傳動方案、選定電機型號、合理分配傳動比以及 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為計算各級傳動件準備條件。 設(shè)計這種減速器時應(yīng)注意： 1）軸的剛度宜取大些； 2）轉(zhuǎn)矩應(yīng)從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻； 3）采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷 沿齒寬 的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側(cè)為左旋，另一側(cè) 為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調(diào)整以便傳遞相等的載荷， 其中較輕的齬輪軸在軸向應(yīng)能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線 上，故箱

9、體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。 第二章電動機的選擇計算 合理的選擇電動機是正確使用的先決條件。選擇恰當(dāng)，電動機就能安全、經(jīng)濟、 可靠地運行；選擇得不合適，輕者造成浪費，重者燒毀電動機。 2. 1選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式 電動機的型號很多，如無特殊要求通常選用Y系列異步電動機。與單相異 步電動機 相比，三相異步電動機運行性能好，并可節(jié)省各種材料。按轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的不同，三相異 步電動機可分為籠式和繞線式兩種。籠式轉(zhuǎn)子的異步電動機結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠、重量 輕、價格便宜，得到了廣泛的應(yīng)用。 Y系列電動機是全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，是全國統(tǒng)一設(shè)計的基本系 列，它同時是符合JB/T9616

10、-1999和IEC34-1標準的有關(guān)規(guī)定，具有國際 互換的特 點。Y系列電動機具有高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、可靠性高、使用維 護方便等特點。 Y系列電動機廣泛應(yīng)用于不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的一般場合和特殊要 求的機械設(shè)備上，如金屬切削機床、泵、風(fēng)機、運輸機械、攪拌機食品機械等。使用條 件: 環(huán)境溫度：-15 Cv 0 Pd工作機所需功率: Pw=FV/ （1000）二 2200 1. 80/1000=3. 96KW 電動機的輸出功率: n總 估算總效率為n二n x繹乂年3邛4 x- =0. 99 X. 99 X. 9603 X96 X. 96 =0. 8674 貝 U Pd二P

11、w/n二.96/0. 8674=4. 565KW 由設(shè)計指導(dǎo)書表12-1可知，滿足Pe Pd條件的系列三相交流異步電動機額定 功率pe應(yīng)取5. 5KWO (3)確定電動機轉(zhuǎn)速： 一般機械中，用得最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500r7min或1000r/min的電動機。 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： nw=60X1000 X/ nD=60X 1000 X. 8/ nX450=76. 39r/min 初步選定同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機。 從設(shè)計指導(dǎo)書表12-2和表12-1可選出兩種方案做出對比。 表21兩種方案比較 萬案 電動機型號 額定功率kw 同步轉(zhuǎn)速r/mi n 滿載轉(zhuǎn)速r/mi

12、n 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 電動機型號 總傳動比 外伸軸徑D/mm 軸外伸長度E/mm Y132S-4 16. 75 38 80 Y132M2-6 11. 16 38 80 AC/2, AD 圖2-2電動機的有關(guān)參數(shù) 比較后可以看出：方案2選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比為 11. 16,故選方案2較為合理。 Y132M2-6型三相異步電動機的額定功率Pe二5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/mino由 表12-2查出電動機中心高H= 132mm,軸伸出部分用于裝聯(lián)軸 器，軸段的直徑和長度分別 為 D=38mm

13、, E二80mm。 23各級傳動比的分配 由傳動系統(tǒng)方案知：ioi=l i45二1 查表3-4得鏈傳動的傳動比i34=3. 5 總傳動比 i=ioixi23 *4X45=11. 16 則閉式圓柱齒輪傳動的傳動比i23=i/i34=ll. 16/3. 5=3. 2符合推薦值35所以傳 動系統(tǒng)的各級傳動比分別為： ioi=l 123=3 . 2 1 34=3 5 i45=l 第三章運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 0軸（電動機軸）: no=nm=96O/min Po=Pd=5. 395KW To=955OPO/nO=955O X5. 395/960=53. 67N?m 1軸（減速器高速軸）： n1=n0/i

14、01=960r/min Pi=PoXrpi=5. 395 X. 99=5. 34KW Ti=9550Pl/n 仁 9550 5. 34/960=53. 12N?m 3軸（減速器低速軸）: n3=nl/i23=960/3. 2=300r/min Ps=Pi X nXns=5. 34 0. 99 0. 9603=5. 08KW T3=9550P3/n3=9550 5.08/300=161.71 N?m 4軸（輸送機滾筒軸）： n.F n3/i34=300/3. 5=85. 71r/min P4=PsXn4=5. 08 %. 96=4. 88KW T4二9550 4.88/85.71=543. 74

15、 N?m 將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列于下表： 表3-1帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù) 軸名 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/N. m 轉(zhuǎn)速 n/ （r/min ） 效率 0軸 5. 395 53. 67 960 1 1軸 5. 34 53. 12 960 0. 9507 3軸 5.08 161. 71 300 0. 96 4軸 4. 88 543. 74 85.71 第四章鏈傳動的設(shè)計計算 4. 1選擇鏈輪齒數(shù) 根據(jù)傳動比為134=3. 5初步選定小鏈輪的齒數(shù)Zs=21,則大連輪的齒數(shù) Z4二i34 Z3=21 X3. 5=73. 5,取整數(shù)為 74。 4. 2確定計算功率 由機械設(shè)計表9-6可

16、知鏈傳動屬于平穩(wěn)沖擊，故取工況系數(shù)Ka=1. 0o由機械設(shè)計 書圖9-13查得主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)為K2=l. 23,這里設(shè)計的為單排鏈。 則計算功率為: Pea二Ka .z 沖 3=1. 0 X. 32 X. 08=6. 71KW 4. 3選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)Pea二6. 71KW及n3=300r/min,查機械設(shè)計書圖9-11可知選16A合適，查表 9-1可選鏈條節(jié)距為P=25. 4mmo 4. 4計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距： a0=(3 0 50) P二762m m 1270mm 選ao= 1000mm相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為： LPo=2ao/Po+ (Z3+Z4) /2+ (Z4-Zs/

17、2 n)P/AO 2 =2 X1000/25. 4+(21+74)/2+(74-21/2 )5.4/1000 -127. 1 取鏈長節(jié)數(shù)L p二1 28節(jié)(取圓整成整數(shù)，并宜取偶數(shù))查機械設(shè)計書表9-8得到 中心距計算系數(shù)f1=0. 24467則鏈傳動的最大中心距為： a=fiP 2Lp- (Z3+Z4) =0. 24467 25. 42 128-(21+74) =1000mm 4. 5計算鏈速V,確定潤滑方式 v=( nsXZsP) /60 1000 =300X21X25.4/(60 1000) 二6. 7m/ s 由v=6. 7m/s和鏈號20A,查機械設(shè)計書圖9-14可知釆用壓力供油潤滑

18、。 4. 6計算壓軸力FP 有效圓周力為： Fe=1000P3/v=1000X 5. 08/6. 7 -758N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)Kfp二1. 15 則壓軸力為：Fp=KppFe=l. 15 758=872N 4.7確定鏈輪輪轂孔的最大許用直徑 查機械設(shè)計手冊Psoo表13-6得： dKmax=95mm 齒全寬bfm=( n-l)Pt+bfi=bfi=14. 96mm 4.8確定鏈輪主要結(jié)構(gòu)尺寸 鏈輪齒形 齒形按3R GB1243-1997規(guī)定制造 三圓弧一直線齒形（或凹齒形）機械設(shè)計手冊 表13-14, P585 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸（機械 設(shè)計書表9-3） 鏈條節(jié)距P=25.

19、 4mm齒數(shù)Zs=21 Zi=74 套筒的最大外徑di=15. 88mm 小鏈輪： 分度圓直徑 ds=P/sin( 180. /Z3)=170. 47mm 齒頂圓直徑 da3min=d3+P (11. 6/Z3) -(11=178. 05mm da3max=d3+l. 25P-dl=186. 34mm 齒根圓直徑 df3二ch-di二 154. 59mm 齒高 ha3min=0. 5 (Pdi)二4. 76mm ha3max=0. 625P0. 5di+0 8P/Z3=8. 90mm 最大軸凸緣直徑 ds3=Pcot (180 /Z3)-l. 04h2-0. 76=142. 69mm h2為內(nèi)

20、鏈板高度：，h2二24. 13mm 大鏈輪： 分度圓直徑 di=P/sin(180- /Z4)二306. 74mm 齒頂圓直徑 d w5 222cos 表5-1斜齒輪參數(shù)表 第六章軸的設(shè)計 機器上所安裝的旋轉(zhuǎn)零件，例如帶輪、齒輪、聯(lián)軸器和離合器等都必須用軸 來支 承，才能正常工作，因此軸是機械中不可缺少的重要零件。本章將討論軸的類型、軸的 材料和輪轂聯(lián)接，重點是軸的設(shè)計問題，其包括軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度計算。結(jié)構(gòu)設(shè)計是 合理確定軸的形狀和尺寸，它除應(yīng)考慮軸的強度和剛度外，還 要考慮使用、加工和裝配 等方面的許多因素。 6. 1軸的概述 6. 1. 1軸的分類 按軸受的載荷和功用可分為： 1. 心軸

21、：只承受彎矩不承受扭矩的軸，主要用于支承回轉(zhuǎn)零件。如車輛軸和 滑 輪軸。 2. 傳動軸：只承受扭矩 不承受彎矩或承受很小的彎矩的軸，主要用于傳遞轉(zhuǎn) 矩。如汽車的傳動軸。 3. 轉(zhuǎn)軸：同時承受彎矩和扭矩的軸，既支承零件又傳遞轉(zhuǎn)矩。如減速器軸。6. 1.2 軸的材料 主要承受彎矩和扭矩。軸的失效形式是疲勞斷裂，應(yīng)具有足夠的強度、韌性 和耐 磨性。軸的材料從以下中選?。?1. 碳素鋼 優(yōu)質(zhì)碳素鋼具有較好的機械性能，對應(yīng)力集中敏感性較低，價格便宜，應(yīng)用廣 泛。例如：35、45、50等優(yōu)質(zhì)碳素鋼。一般軸采用45鋼，經(jīng)過調(diào)質(zhì)或正火處 理；有 耐磨性要求的軸段，應(yīng)進行表面淬火及低溫回火處理。輕載或不重要的軸

22、，使用普通碳 素鋼 Q235、Q275 等。 2. 合金鋼 合金鋼具有較高的機械性能，對應(yīng)力集中比較敏感，淬火性較好，熱處理變 形 小，價格較貴。多使用于要求重量輕和軸頸耐磨性的軸。例如：汽輪發(fā)電機軸 要求，在高 速、高溫重載下工作，采用27Cr2MolV、38CrMoAlA等?；瑒虞S承 的高速軸，采用 20Cr. 20CrMnTi 等。 3. 球墨鑄鐵 球墨鑄鐵吸振性和耐磨性好，對應(yīng)力集中敏感低，價格低廉，使用鑄造制成 外形復(fù) 雜的軸。例如：內(nèi)燃機中的曲軸。 62軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 621擬定軸上零件的裝配方案 擬定軸上零件的裝配方案是進行軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的前提，它決定著軸的基本形式，例如 圖6-1 圖

23、6-1軸的基本形式 如圖6-1所示為一齒輪減速器中的的低速軸。 軸上與軸承配合的部份稱為軸 頸， 與傳動零件配合的部份稱為軸頭，連接軸頸與軸頭的非配合部份稱為軸身，起定位作用的 階梯軸上截面變化的部分稱為軸肩。 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本要求有: 1. 便于軸上零件的裝配 軸的結(jié)構(gòu)外形主要取決于軸在箱體上的安裝位置及形式，軸上零件的布置和固定方 式，受力情況和加工工藝等。為了便于軸上零件的裝拆，將軸制成階梯軸，中間直徑最 大，向兩端逐漸直徑減小。近似為等強度軸。 2. 保證軸上零件的準確定位和可靠固定 軸上零件的軸向定位方法主要有：軸肩定位、套筒定位、圓螺母定位、軸端扌當(dāng)圈定 位和軸承端蓋定位。 1）軸

24、向定位的固定 軸肩或軸環(huán)：軸肩定 位是最方便可靠的定位方法，但采用軸肩定位會使 軸的直徑加大，而且軸肩處由于軸徑的 突變而產(chǎn)生應(yīng)力集中。因此，多用于軸向 力較大的場合 套筒和圓螺母：定位套筒用于軸上兩零件的距離較小，結(jié)構(gòu)簡單，定位可靠。 圓螺母用于軸上兩零件距離較大，需要在軸上切制螺紋，對軸的強度影 響較大。 性擋圈和緊定螺釘：這兩種固定的方法，常用于軸向力較小的場合。 軸端擋圈圓錐面：軸端擋圈與軸肩、圓錐面與軸端擋圈聯(lián)合使用，常用于軸端 起到雙向固定。裝拆方便，多用于承受劇烈振動和沖擊的場 合。 6. 2. 2周向定位和固定 軸上零件的周向固定是為了防止零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。常用的固定方式

25、有：a.鍵聯(lián)接、b.過盈配合聯(lián)接、c.圓錐銷聯(lián)接、d.成型聯(lián)接、e銷聯(lián)接、f.過盈 聯(lián) 接。過盈配合是利用軸和零件輪轂孔之間的配合過盈量來聯(lián)接，能同時實現(xiàn)周向和軸向 固定，結(jié)構(gòu)簡單，對中性好，對軸削弱小，裝拆不便。成型聯(lián)接是利用非圓柱面與相同的 輪轂孔配合，對中性好，工作可靠，制造困難應(yīng)用少。 6. 2. 3制造和裝配工藝性 1) 軸為階梯軸便于裝拆。軸上磨削和車螺紋的軸段應(yīng)分別設(shè)有砂輪越程槽和螺紋 退刀槽。 2) 軸上沿長度方向開有幾個鍵槽時，應(yīng)將鍵槽安排在軸的同一母線上。同一根 軸上所有圓角半徑和倒角的大小應(yīng)盡可能一致，以減少刀具規(guī)格和換刀次數(shù)。為使軸上 零件容易裝拆，軸端和各軸段端部都應(yīng)

26、有45。的倒角。為便于加工定位，軸的兩端面上 應(yīng)做出中心孔。 3) 減小應(yīng)力集中，改善軸的受力情況 軸大多在變應(yīng)力下工作，結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)減少應(yīng)力集中，以提高軸的疲勞強度，尤 為重要。軸截面尺寸突變處會造成應(yīng)力集中，所以對階梯軸，相鄰兩段軸徑變 化不宜 過大，在軸徑變化處的過渡圓角半徑不宜過小。盡量不在軸面上切制螺紋和凹槽以免引 起應(yīng)力集中。盡量使用圓盤銃刀。此外，提高軸的表面質(zhì)量，降低 表面粗糙度，采用表面 碾 壓、噴丸和滲碳淬火等表面強化方法，均可提高軸的疲勞強度。 6. 3軸的設(shè)計計算 631按扭轉(zhuǎn)強度計算 這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度。如果還受不大的彎矩時，則 采用降低許用扭轉(zhuǎn)

27、切應(yīng)力的辦法予以考慮。并且應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相 應(yīng)的計算方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力。 在進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也 可作為最后計算結(jié)果 強度條件： 軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為： 6P 9. 55 10 - In 3 Mpa WP0.2d3 設(shè)計公式： 5 9. 55 106 P n 軸上有鍵槽：放大： 35%個鍵槽；710%二個鍵槽，并且取標準值。式中：t 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（N/mm2）, C為由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)。 6. 3. 2按彎扭合成強度計算 通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸、軸上零件的位置以及外載荷和支反力的作 用位置均已

28、確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）己可以求得，因而可按彎扭 合成強度條件 對軸進行強度校核計算。 對于鋼制的軸，按第三強度理論，強度條件為: M2 ( TT 0. Id3 ib 廈(TF 丄d3 32 設(shè)計公式: (mm) 0.1ib (T)2為當(dāng)量 式中、：e為當(dāng)量應(yīng)力,Mpao d為軸的直徑，mm; Me、M 彎矩；M為危險截面的合成彎矩；M ,mH M V2 ； Mh為水平面上的彎矩；Mv為垂直面上的彎 矩；W為軸危險截面抗彎截面系數(shù)；一一為將扭矩折算為 等效彎矩的折算系數(shù) 彎矩引起的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)的變應(yīng)力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力往往為非 對稱循環(huán)變應(yīng)力 與扭矩變化情況有關(guān) L ljb

29、 lb 1 =a=35mmX62mm X13. 5mm。所以選擇dm-珂二35mm；取齒輪距箱體內(nèi)壁 間距離為8mm,滾動軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離為4mm,已知滾動軸承a=12. 2mm,貝U Lm 呵二 12. 2+4+8+ (30-23) =31. 2mm,取 31mm IV -V段：齒輪安裝處 直接在該軸段上加工出齒輪，齒輪左端與左端軸承之間采用套筒定位。已知 齒輪寬 度為70mm。為了使套筒端可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該略短于齒輪寬度，則取Lv- v二65mm。 V-W段：軸環(huán)處 軸環(huán)的直徑取dv-.ir=55mm,軸環(huán)的寬度bl. 4h取Lr二8mm。 W-%段：定位軸肩處 右端滾動軸

30、承采用軸肩進行軸向定位，從機械零件設(shè)計手冊查得7006C型軸承的定 位軸肩高度為h=6m m,則d可-皿=42mm。L可-皿二14mm。 VD-毗段：右端軸承安裝處 由前面查得的7006C型軸承的尺寸可取ck血二30mm, Lv血二14mm。 2) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按安裝齒輪處 軸段的直徑 dv-v =45mm,由表6T查得平鍵截面bXn=14mm X9mm,鍵長為50mm,半聯(lián)軸 器與軸連接， 選平鍵為 6mmX6mmX28mmo 確定軸上圓角和倒角尺寸，查表15-2,取軸端處倒角為2 X45度，各軸肩處的圓角見 零件圖上。 5、確定軸上的載荷

31、對于7007C型軸承，查得a=13. 5mm, 簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3二105mm 貝 U L2=31-13. 5+32+7=56. 5mm, L3=105-56. 5=48. 5mm 由圖6. 4可看出C截面為危險截面，接下來分析C截面的受力。 由水平方向力矩平衡可列出： E MB=O FNH2 “L2+L3)-Ft 12=0 E MD=0 FNH1 L2+L3)-Ft _3=0 Ft=2Tl/d 仁 2 筆 3122/22. 48=4726N FNH1=2773N FNH2=1953N 所以MH=FNH1 XL2=122012N xmm 由垂直方向力矩平衡可列出： a n/cos

32、B E MD=0 Fr 江 3-FNH1 X； L2+L3)=0 E MB=0 FNV2 X(L2+L3)-Fr 12二0 Fr=Ft =1772.25N FNV1=723. 53N FNV2=1039. 72N MV1=FNV1 )2二32231N 八 im MV2=-l/2 XFNV2 xL3 =-16115. 66N Xmm M i M h M v i =126197N Xmm M 2 - M H2 M V22 -123071N Xmm T=53122 N xmm 6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 取 5 =0.6 Wnd2/32=0. 1 M5W r ca二M+(a T)2 /W =9.

33、 5Mpa 由表15-1查得45號鋼刖二60Mpa 因為（t ca0. 07d,故取h=5mm,貝脾由環(huán) 的直徑取 dv-w =75mm,軸環(huán)的寬度取 Lv-町二26mm。取 dz =38mm , L w -% =26mmo VD -毗段： 為滾動軸承安裝處，取dv血二35, L “二16伽。 2) 零件的周向定位 帶與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。齒輪按安裝大齒輪處軸的直 徑為65mm, 由機械設(shè)計書表6-1查得平鍵bxh=16mrH 11mm,健槽用鍵槽銃刀加工，長為50mm,同時 為了保證帶與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器與軸的配合為H7/n6； 3) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15

34、-2取軸端倒角為2 45,各軸肩處的圓角半徑見軸的零件圖。 3、計算各點支反力及彎矩 對33007型軸承查得a=13. 5mm 作為簡支梁的支撐跨距： L2+L3 二 96mm I?二21 -13. 5+12+30=49. 5mm L3二96-49 5=46. 5mm 由受力圖可分析岀C截面為危險截面 對于C截面的水平方向列出平衡方程： E MB二0 FNH2(L2+L3)-Ft 黑 2=0 E MD=0 FNH1(L2+L3) -Ft L3=0 Ft=2T/d=2 161713/71.52=2261N FNH1=824N FNH2=1437N 貝歸MH=FNH1 L2=17716NX mm

35、對于C截面的垂直方向列出平衡方程： E MD=O Fr X3-FNV1 x(L2+L3)二0 E MB=O FNV2(L2+L3) -Fr 區(qū) 2=0 Fv=823N FNV1=523N FNV2=300N MV1=FNV1 L2=11244. 5NXmm 由此可算出： =5625NXmm 20983NXmm M M H V2 18587NXmm 受力圖與彎矩圖如圖6-5-2所示: 4、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度: 6o 由軸做單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 W=0. ld3=0. 1 於 5W 軸的計算應(yīng)力： Mi +( oT 丿 ca Wi 由軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表1

36、5-1查得o-.1=60MPao因此 第七章軸承的設(shè)計與校核 7. 1主動軸軸承的設(shè)計與校核 查機械零件設(shè)計手冊P339可知角接觸球軸承7002AC的基本額定動載荷 C =5950N,基本額定靜載荷Co =3250 N。根據(jù)設(shè)計條件，軸承的預(yù)期壽命為: Lh 24 365 5 43800h 1、求兩軸承受到的徑向載荷匚禾口&2 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-1 圖7T主動軸軸承的受力分析圖 Frlv Fre 56 5_Fae 56. 5+48. 5 773. 21N Fr2v 二 Fre-Frlv=999. 04N Fmh=Fte =2772. 59N 56

37、. 5 + 48. 5 Fr2H = Fte FriH =1953. 41N 2 2 =2193.7N 表15-5可知軸承的派生軸向力 Frl :Friv + FrlH 二 2877. 8N Fr2r2V 2、求兩軸承的計算軸向力Fdi和F2 對于7007C型軸承，查設(shè)計指導(dǎo)書 Fa e Fr,初取e=0. 68,因此可估算 Fai =e XFn =0. 68 X2877. 8 = 1956. 9N Fd2 =e XFr2 =0. 68 X2193. 7 =1491. 7N Fai 二 Fae + Fd2 =1178. 32+1491. 7 =2670N Fa2 = Fd2=1491. 7N

38、電二0. 82 Co Fa2 0. 46 Co 由表13-5進行插值計算，得ei =0. 695 , e2= 3、求軸承的當(dāng)量動載荷Pl和P2 上=2670= 仝彳加 12877. 8 電二型二0. 688 Fr2 2193. 7 由表13-5分別進行杏表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為 軸承 1: Xl= 0. 41, Yi =0. 87 軸承 2: Xi =1, Y2 =0 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表 13-6, 1.21.8,取fP=1.6o則 P 二 fp (XiFn +Fai)=1.6 X0. 41 X2877. 8 + 0. 87 X2670) -5604. 8N p2=

39、 fp(X2Fr2+Y?Fa2)=l 5 X(1 X2193. 7+0 X491 .7) = 3510 N 4、驗算軸承壽命 因為P P2,所以按軸承1的受力大小驗算，3 山二理（CL）匕二 12106h D 60n Pa 而軸承的預(yù)期壽命為：Lh1 43800h,兒幕故所選軸承每隔1年左右 就要換軸承 72從動軸軸承的設(shè)計與校核 查機械零件設(shè)計手冊可得，33007型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷 C =46800N、基本額定靜載荷 Co =63200 N, e=0. 31 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-2o mi 圖7-2從動軸軸承的受力分析 依照前面校核主

40、動軸軸承的驗算步驟，可算出 1、徑向載荷：Frl二857N, Fr2=1562No 2、求兩軸承的計算軸向力：Fal=1048. 2N, Fa2=484. 2N。 3、e為判斷系數(shù)，其值由Fa/C。的大小來確定。 由表13-5進行插值計算,得ei=. 323, e? = . 312 4、計算當(dāng)量動載荷Pi和巳 :1048 =1，22e = = 0. 31e2 Fr2 1562 由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為 軸 1: Xi=0. 4, Yi =2 軸 2: X2 二 1 , 丫 2=0 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6, 1.21.&取fP=1.6o貝U

41、P = fP (XrFn+YxFai) =1.6 X(0. 4 X857 +2 X1562) =5546 88N p2= fp(X2Fr2 +Y2Fa2)=1.6 X562 =2499. 2N 5、驗算軸承壽命 對于角接觸球軸承，取 二3,因RP2,所以按軸承1的受力大小驗算 60n Pa 而軸承的預(yù)期壽命為：Lh1 43800 h, Lh7. 5 10 箱蓋壁厚 1 (0.8-0. 85) 8 10 底座上部凸緣厚度 ho (1. 5 -1. 75) 16 箱蓋凸緣厚度 (1. 5 1. 75) 1 16 軸承座連接螺栓凸緣厚度 h5 (3-4)軸承座連接螺栓孔 徑 51 吊環(huán)螺釘座凸緣高度 h6 (1015)+吊環(huán)螺釘孔深 20 底座加強肋厚度 e (0.8-1) 9 箱底加強肋厚度 el (0.8-0. 85) 1 8 地角螺栓直徑 d (1.5 2) 17 軸承座連接螺栓直徑 d2 0. 75d 13 底座與箱蓋連接螺栓直 徑 d3 (0. 5 0.6) d 8. 5 軸承蓋固