機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書 系 別：測控技術(shù)與儀器 班 級：150131 姓 名：肖翛 學(xué) 號：15013108 指導(dǎo)教師：蘇麗穎 職 稱：目 錄第一章 設(shè)計任務(wù)書11.1設(shè)計題目11.2設(shè)計步驟1第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案12.1傳動方案12.2該方案的優(yōu)缺點1第三章 選擇電動機23.1電動機類型的選擇23.2確定傳動裝置的效率23.3計算電動機容量23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3第四章 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)44.1電動機輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3中間軸的參數(shù)44.4低速軸的參數(shù)54.5工作機的參數(shù)5第五章 普通V帶設(shè)計計算5第六章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計

2、算96.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)10第七章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算117.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)13第八章 軸的設(shè)計148.1高速軸設(shè)計計算148.2中間軸設(shè)計計算208.3低速軸設(shè)計計算26第九章 滾動軸承壽命校核329.1高速軸上的軸承校核329.2中間軸上的軸承校核339.3低速軸上的軸承校核34第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算3410.1高速軸與大帶輪鍵連接校核3410.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核3510.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核3510.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核3510.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核35第十一章 聯(lián)軸器的選擇3611.1低速軸上聯(lián)軸器36第十二章 減

3、速器的密封與潤滑3612.1減速器的密封3612.2齒輪的潤滑3612.3軸承的潤滑37第十三章 減速器附件3713.1油面指示器3713.2通氣器3713.3六角螺塞3713.4窺視孔蓋3813.5定位銷3913.6啟蓋螺釘39第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸39第十五章 設(shè)計小結(jié)40參考文獻40第一章 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目 展開式二級直齒圓柱減速器，扭矩T=800Nm，速度v=1.3m/s，直徑D=370mm，每天工作小時數(shù)：8小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機的選擇 3

4、.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.普通V帶設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。 展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，

5、因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第三章 選擇電動機3.1電動機類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 V帶的效率：v=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機的效率：w=0.97a=1×24×32×v×w=0.853.3計算電動機容量 工作機所需功率為Pw=Tw×nw9550=5.62kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=5.620.85=6.61kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×

6、1000×V×D=60×1000×1.3×370=67.14rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：24，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：840，因此理論傳動比范圍為：16160?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16160)×67.14=1074-10742r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M-4的三相異步電動機，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/m

7、in)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900 電機主要尺寸參數(shù)圖3-1 電動機中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=14

8、4067.14=21.448 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2 高速級傳動比i1=1.35×iaiv=3.8 則低速級的傳動比為i2=2.82 減速器總傳動比ib=i1×i2=10.716第四章 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)P0=6.61kWn0=nm=1440rpmT0=9550000×P0n0=9550000×6.611440=43837.15Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×v=6.61×0.96=6.35kWn=n0i0=14402=720rpmT=9550000×Pn=9

9、550000×6.35720=84225.69Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P×2×3=6.35×0.99×0.98=6.16kWn=ni1=7203.8=189.47rpmT=9550000×Pn=9550000×6.16189.47=310487.15Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P×2×3=6.16×0.99×0.98=5.98kWn=ni2=189.472.82=67.19rpmT=9550000×Pn=9550000×5.9867.19=849962.79Nm

10、m4.5工作機的參數(shù)P=P×1×2×2×w=5.98×0.99×0.99×0.99×0.97=5.63kWn=n=67.19rpmT=9550000×Pn=9550000×5.6367.19=800215.81Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機軸14406.6143837.15高速軸7206.3584225.69中間軸189.476.16310487.15低速軸67.195.98849962.79工作機67.195.63800215

11、.81第五章 普通V帶設(shè)計計算 （1）求計算功率Pc 查表13-9得KA=1，故Pc=KA×P=1×6.61=6.61kW （2）選V帶型號 根據(jù)Pc=6.61kW、n1=1440r/min，由圖13-15選用A型。 （3）求大、小帶輪基準直徑d2、d1 由圖13-15，因傳動比不大，取d1=95mm。 d2=n1n2×d1×1-=1440720×95×1-0.02=186.2mm 由表13-10，取d2=180mm。 n2'=n1×d1×1-d2=1440×95×1-0.02180=7

12、44.8rminn=n2'-n2n2×100=744.8-720720×100=3.445 （4）驗算帶速vv=×dd1×n60×1000=×95×144060×1000=7.16m·s-1 帶速在530m/s范圍內(nèi)，合適。 （5）求V帶基準長度Ld和中心距a 初步選取中心距a0=1.5×d1+d2=1.5×95+180=412.5mm。取a0=410mm，符合0.7×d1+d2<a0<2×d1+d2 由式（13-2）得帶長Ld0=2×

13、a0+2×d1+d2+d2-d124×a0=2×410+2×95+180+180-9524×4101256mm 由表13-2，對A型帶選用Ld=1250mm。再由式（13-15）計算實際中心距aa0+Ld-Ld02=410+1250-12562407mm （6）驗算小帶輪的包角11180°-dd2-dd1×57.3°a180°-180-95×57.3°407=168.03°>120° 合適。 （7）求V帶根數(shù)z 由式（13-14）得 z=PcP0+P0

14、5;K×KL 今n1=1440r/min，d1=95，查表13-4得 P0=1.19kW 由式（13-8）得傳動比 i=d2d1×1-=18095×1-0.02=1.93 查表13-6得 P0=0.169kW 由1=168.03°查表13-8得K=0.972，表13-2得KL=0.93，由此可得 z=6.611.19+0.169×0.972×0.93=5.38 取6根。 （8）求作用在帶輪軸上的壓力FQ 查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得單根V帶的初拉力F0=500×2.5-K×PcK&#

15、215;z×v+q×v2=500×2.5-0.972×6.610.972×6×7.16+0.105×7.162=126.32N 作用在軸上的壓力FQ=2×z×F0×sin12=2×6×F0×sin168.03°2=1507.58N （9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶型AV帶中心距407mm小帶輪基準直徑95mm包角168.03°大帶輪基準直徑180mm帶長1250mm帶的根數(shù)6初拉力126.32N帶速7.16m/s壓軸力1507.58N 4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1

16、）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因為小帶輪dd1=95 因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd+2×ha=95+2×2.75=100.5mmB=z-1×e+2×f=6-1×15+2×9=93mm L=2.0×dB（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=93mm圖5-1 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 （2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大帶輪的軸孔直徑d=25mm 因為大帶輪dd2=180mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下

17、：d1=2.0×d=2.0×25=50mmda=dd+2×ha=180+2×2.75=185.5mmB=z-1×e+2×f=6-1×15+2×9=93mmC=0.25×B=0.25×93=23.25mmL=2.0×d=2.0×25=50mm圖5-2 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖第六章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用20CrMnTi（滲碳淬火），齒面硬度5662HRC，相應(yīng)的疲勞強度取均值，Hlim1=1500MPa，F(xiàn)E1=850MPa（表11-1）

18、，大齒輪選用20Cr（滲碳淬火），齒面硬度5662HRC，Hlim2=1500MPa，F(xiàn)E2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，則F1=Flim1SF=8501.25=680MPaF2=Flim2SF=8501.25=680MPa （2）按輪齒彎曲強度設(shè)計計算 設(shè)齒輪按7級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3（表11-3），齒寬系數(shù)d=0.8表（11-6） 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取T1=9.55×106×P0n0=9.55×106×6.35720=84225.69Nmm 齒數(shù) 取Z1=27，則Z2=i×Z1=3.8×27=103。故實

19、際傳動比i=10327=3.815 查圖11-8和11-9得齒形系數(shù)：YFa1=2.57，YFa2=2.168YSa1=1.6，YSa2=1.802YFa1×YSa1F1=2.57×1.6680=0.006YFa2×YSa2F2=2.168×1.802680=0.0057 故應(yīng)對小齒輪進行彎曲強度計算 模數(shù)m32×K×T1d×z12×YFa1×YSa1F1=32×1.3×84225.690.8×272×2.57×1.6680=1.315mm 由表4-1取模

20、數(shù)m=2mm 中心距a=z1+z2×m2=27+103×22=130mm，取130mm 齒輪分度圓直徑d1=z1×m=27×2=54mmd2=z2×m=103×2=206mm 齒寬 b=d×d1=43.2mm 取b1=50mm b2=45mm （3）驗算齒面接觸強度H=2.5×ZE×K×T1b×d12×u+1u=487MPa （4）齒輪的圓周速度v=×d1t×n60×1000=×54×72060×1000=2.035

21、 可知選用7級精度是合適的。6.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)z27103齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d54206齒頂圓直徑da58210齒根圓直徑df49201齒寬B5045中心距a130130圖6-1 高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖第七章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用20CrMnTi（滲碳淬火），齒面硬度5662HRC，相應(yīng)的疲

22、勞強度取均值，Hlim1=1500MPa，F(xiàn)E1=850MPa（表11-1），大齒輪選用20Cr（滲碳淬火），齒面硬度5662HRC，Hlim2=1500MPa，F(xiàn)E2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，則F1=Flim1SF=8501.25=680MPaF2=Flim2SF=8501.25=680MPa （2）按輪齒彎曲強度設(shè)計計算 設(shè)齒輪按7級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3（表11-3），齒寬系數(shù)d=0.8表（11-6） 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取T1=9.55×106×P0n0=9.55×106×6.16189.47=310487.15Nmm

23、齒數(shù) 取Z1=28，則Z2=i×Z1=2.82×28=79。故實際傳動比i=7928=2.821 查圖11-8和11-9得齒形系數(shù)：YFa1=2.55，YFa2=2.222YSa1=1.61，YSa2=1.768YFa1×YSa1F1=2.55×1.61680=0.006YFa2×YSa2F2=2.222×1.768680=0.0058 故應(yīng)對小齒輪進行彎曲強度計算 模數(shù)m32×K×T1d×z12×YFa1×YSa1F1=32×1.3×310487.150.8

24、15;282×2.55×1.61680=1.981mm 由表4-1取模數(shù)m=3mm 中心距a=z1+z2×m2=28+79×32=160.5mm，取160mm 齒輪分度圓直徑d1=z1×m=28×3=84mmd2=z2×m=79×3=237mm 齒寬 b=d×d1=67.2mm 取b1=75mm b2=70mm （3）驗算齒面接觸強度H=2.5×ZE×K×T1b×d12×u+1u=499MPa （4）齒輪的圓周速度v=×d1t×n60&

25、#215;1000=×84×189.4760×1000=0.833 可知選用7級精度是合適的。7.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)z2879齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d84237齒頂圓直徑da90243齒根圓直徑df76.5229.5齒寬B7570中心距a160160圖7-1 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖第八章 軸的設(shè)計8.1高速軸設(shè)計計

26、算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=720r/min；功率P=6.35kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=84225.69Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用20Cr滲碳回火，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.35720=23.14mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×23.14=24.3mm 查表可知標準軸孔直徑為25mm故取dmin=25 4.確定軸的直徑和長度圖8-1 高速軸示意圖 (1)高速

27、軸和大帶輪配合，查表選取標準軸徑d12=25mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=48mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 8×7mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm。 由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 =

28、 42 mm。 (3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 50 mm，d56 = 58 mm。 (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 62 mm (5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱

29、體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=75mm，則l34=l78=B+ 2=17+10+2=29 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=75+ 15+ 10-2.5-2=95.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑25303542584235長度48622995.550829 5.軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td1=2×84225.6954=3119.47N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan=3119.47

30、×tan20°=1135.394N 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=94.5mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=141mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=53.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) 帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Q=1507.58N a.在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1507.58N 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×l2-Q&

31、#215;l1l2+l3=1135.394×141-1507.58×94.5141+53.5= 91N 軸承B處水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1507.58+1135.394-91=2552N b.在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×l2l2+l3=3119.47×141141+53.5= 2261N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1×l3l2+l3=3119.47×53.5141+53.5= 858N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=912+22612=2262.83N 軸承B的總支承反力為：

32、RB=RBH2+RBV2=25522+8582=2692.37N c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=Q×l1=1507.58×94.5=142466Nmm 截面C在水平面上的彎矩：MCH=RAH×l3=91×53.5=4868Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的彎矩：MCV=RAV×l3=2261×53.5=120964Nmm 截面D在垂直面上彎矩

33、：MDV=0Nmm e.合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=142466Nmm 截面C處合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=48682+1209642=121062Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=84225.69Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+×T2=1424662+0.6×84225.692=151163Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+×T2=1210622+0.6×84225.692=131186Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=

34、MD2+×T2=02+0.6×84225.692=50535Nmm f.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：圖8-2 高速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強度 因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×35332=4207.11mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=8414.22mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=35.93MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=10.01MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=37.88MPa 查

35、表得20Cr滲碳回火處理，抗拉強度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca<-1b，所以強度滿足要求。8.2中間軸設(shè)計計算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=189.47r/min；功率P=6.16kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=310487.15Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA0×3Pn=115×36.16189.47=36.7mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=40

36、mm 4.確定軸的直徑和長度圖8-3 中間軸示意圖 (1)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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 36.7 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×B = 40×80×18mm，故d12 = d56 = 40 mm。 (2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 45 mm；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b2 = 45 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 4

37、3 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 55 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 15 mm。 (3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。 (4)考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 75 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 73 mm，d23=45mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =45mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=43mm，d45=45mm。

38、(5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l12=B+1+2=18+10+10+2= 40 mml56=B+2+2=18+10+12.5+2= 42.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑4045554540長度4073154342.5 5.軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2×Td2=2×310487.1520

39、6=3014.438N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2×tan=3014.438×tan20°=1097.166N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2×Td3=2×310487.1584=7392.551N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3×tan=7392.551×tan20°=2690.669N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=67.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=75mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=55mm 軸承A在水平

40、面內(nèi)支反力RAH=Fr3×l1-Fr2×l1+l2l1+l2+l3=2690.669×67.5-1097.166×67.5+7567.5+75+55= 128N 軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2690.669-128-1097.166=1466N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=7392.551×67.5+3014.438×67.5+7567.5+75+55= 4702N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3×l2+l3+Ft2

41、15;l3l1+l2+l3=7392.551×75+55+3014.438×5567.5+75+55= 5705N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=1282+47022=4703.74N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=14662+57052=5890.35N a.計算水平面彎矩 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAH×l3=-128×55=-7040Nmm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=-RAH×l3=-128×55=-7040Nmm 截面D右側(cè)

42、在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBH×l1=1466×67.5=98955Nmm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBH×l1=1466×67.5=98955Nmm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAV×l3=4702×55=258610Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBV×l1=5705×67.5=385088Nmm f.繪制合成彎矩圖 截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-70402+2

43、586102=258706Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=-70402+2586102=258706Nmm 截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=989552+3850882=397599Nmm 截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=989552+3850882=397599Nmm b.轉(zhuǎn)矩T2=310487.15Nmm c.計算當(dāng)量彎矩 截面A和截面B處當(dāng)量彎矩MVA=MVB=0Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩MVC右=MC右2+×T2=2587062+0.6×310487.152=318800Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩MVC左=MC

44、左2+×T2=2587062+0.6×310487.152=318800Nmm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩MVD右=MD右2+×T2=3975992+0.6×310487.152=439078Nmm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩MVD左=MD左2+×T2=3975992+0.6×310487.152=439078Nmm圖8-4 中間軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強度 因D彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故D為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=12560mm3 最大彎

45、曲應(yīng)力為=MW=10.6MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=24.72MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=31.5MPa 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強度滿足要求。8.3低速軸設(shè)計計算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=67.19r/min；功率P=5.98kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=849962.79Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強度

46、概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA0×3Pn=112×35.9867.19=50.01mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×50.01=53.51mm 查表可知標準軸孔直徑為55mm故取dmin=55 4.確定軸的直徑和長度圖8-5 低速軸示意圖 (1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KA

47、×T=1104.95Nmm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 16×10mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=90mm。 (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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 60 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6213，其尺寸為d×D×B = 65×120×23mm，故d34 = d

48、78 = 65 mm。 軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得6213型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 74 mm (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 74 mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4 = 70 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 68 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 74 mm，故取h = 8 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 89 mm，取l56=10mm。 (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=2

49、4，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 23 -10 = 56 mm (5)取低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm， mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l34= B+s1=23+22.5= 45.5 mml78= B+2+2=23+10+12.5+2= 47.5 mml45=b2+3+2+2.5-l56-s1=45+15+12.5+10+2.5-10-22.5

50、= 52.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑55606574897465長度1105645.552.5106847.5 5.軸的受力分析 低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）Ft4=2×Td4=2×849962.79237=7172.682N 低速級大齒輪所受的徑向力Fr4=Ft4×tan=7172.682×tan20°=2610.643N 齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=71mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=131.5mm，第一段中點到軸承壓力中心距離l3=122.5mm 軸承A和

51、軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×l1l1+l2=2610.643×7171+131.5= 915NRBH=Fr-RAH=2610.643-915=1696N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=7172.682×7171+131.5= 2515NRBV=Ft×l2l1+l2=7172.682×131.571+131.5= 4658N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=9152+25152=2676.28N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=1696

52、2+46582=4957.15N a.計算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nmm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RAH×l1=915×71=64965Nmm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBV×l1=4658×71=330718Nmm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm 截面A處合成彎矩

53、彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 合成彎矩，齒輪4所在截面C處合成彎矩為MC=MCH2+MCV2=649652+3307182=337038Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩為：T=849962.79Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+×T2=0+0.6×849962.792=509978Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+×T2=3370382+0.6×849962.792=611287Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+×

54、;T2=0+0.6×849962.792=509978Nmm圖8-6 低速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×74332=39762.61mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=79525.21mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=15.37MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=10.69MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=20.02MPa 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=650M

55、Pa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強度滿足要求。第九章 滾動軸承壽命校核9.1高速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)620735721725.5 根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=24000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=912+22612=2262.83NFr2=RBH2+RBV2=25522+8582=2692.37N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×2262.83+0×0=2262.83NPr2=X2×