V帶二級(jí)直齒F=2300 V=1.5 D=320 10X2 - 副本

1、機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書(shū) 題 目：二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專(zhuān) 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱(chēng)：目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)-3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-3第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇-4第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)-8第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-22第九部分 潤(rùn)滑與密封-24設(shè)計(jì)小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一、設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器,工作機(jī)效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),使用期限10年(3

2、00天/年),2班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車(chē)間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪等零件圖各一張。3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。三. 設(shè)計(jì)步驟:1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱(chēng)分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛

3、度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱直齒輪減速器（展開(kāi)式）。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.83h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作機(jī)的效率（包括工作機(jī)和對(duì)應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=1.5m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 3.

4、45 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 4.16 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 89.6 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×89.6 = 1433.614336r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132S1-2的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nm=2900r/min，同步轉(zhuǎn)速3000r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總

5、傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=2900/89.6=32.4（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=32.4/2.5=13取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 = 3.16第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 2900/2.5 = 1160 r/minnII = nI/i12 = 11

6、60/4.11 = 282.2 r/minnIII = nII/i23 = 282.2/3.16 = 89.3 r/minnIV = nIII = 89.3 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 4.16×0.96 = 3.99 KWPII = PI×h2×h3 = 3.99×0.99×0.97 = 3.83 KWPIII = PII×h2×h3 = 3.83×0.99×0.97 = 3.68 KWPIV = PIII×h2×h4 = 3.68×0

7、.99×0.99 = 3.61 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 3.95 KWPII' = PII×0.99 = 3.79 KWPIII' = PIII×0.99 = 3.64 KWPIV' = PIV×0.99 = 3.57 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 13.7 Nm 所以：TI = Td×i0×h1 = 13.7×2.5×0.96 = 32.9 NmTII = TI&#

8、215;i12×h2×h3 = 32.9×4.11×0.99×0.97 = 129.9 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 129.9×3.16×0.99×0.97 = 394.2 NmTIV = TIII×h2×h4 = 394.2×0.99×0.99 = 386.4 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.99 = 32.6 NmTII' = TII×0.99 = 128.6 NmTIII&#

9、39; = TIII×0.99 = 390.3 NmTIV' = TIV×0.99 = 382.5 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)1 選擇普通V帶型號(hào) 計(jì)算功率Pc:Pc = KAPd = 1.1×4.16 = 4.58 KW 根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在Z型交界線(xiàn)范圍內(nèi)，故選用Z型V帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 80 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 2.5×80×(1-0.02) = 196 mm 由手冊(cè)選取d2 = 200

10、 mm。 帶速驗(yàn)算：V = nm×d1×/(60×1000)= 2900×80×/(60×1000) = 12.14 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長(zhǎng)和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(80+200)a02×(80+200)196a0560 初定中心距a0 = 378 mm，則帶長(zhǎng)為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×378+×(80+200)/2+(200-80)2

11、/(4×378)=1205 mm 由表9-3選用Ld = 1250 mm，確定實(shí)際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 378+(1250-1205)/2 = 400.5 mm4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(200-80)×57.30/400.5 = 162.80>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 4.58/(0.57+0.04)×1.11×0.96) = 7.05故要取Z = 8根Z型V帶。6 計(jì)算軸上的壓

12、力： 由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×4.58×(2.5/0.96-1)/(8×12.14)+0.10×12.142 = 52.6 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×8×52.6×sin(162.8/2) = 832 N第六部分 齒輪的設(shè)計(jì)（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故選用二級(jí)展開(kāi)式圓柱直

13、齒輪減速器。 材料：高速級(jí)小齒輪選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級(jí)大齒輪選用45號(hào)鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：Z2 = i12×Z1 = 4.11×21 = 86.31 ?。篫2 = 872 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 32.9 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 =

14、 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×1160×1×10×300×2×8 = 3.34×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.34×109/4.11 = 8.13×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86,KHN2 = 0.89 9) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.86

15、15;610 = 524.6 MPasH2 = = 0.89×560 = 498.4 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (524.6+498.4)/2 = 511.5 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 43.9 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.09 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 108 mm 3) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 21×2 = 42 mmd2 = Z2mn = 87×2 = 174 mmb = d×d1 = 42 mmb圓整為整數(shù)

16、為：b = 42 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 2.55 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為8級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 9.33求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×42 = 1.36，由圖8-12查得：KFb = 1.33 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.

17、33 = 1.61 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.73 YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.57 YSa2 = 1.79 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 3.34×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 8.13×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.82 KFN2 = 0.85 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-1

18、5得：sF1 = = = 154.5sF2 = = = 143.8 = = 0.02774 = = 0.02776大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 1.88 mm1.882所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 42 mmd2 = 174 mmb = yd×d1 = 42 mmb圓整為整數(shù)為：b = 42 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 47 mm b2 = 42 mm中心距：a = 108 mm，模數(shù)：m = 2 mm（二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限

19、制，故選用二級(jí)展開(kāi)式圓柱直齒輪減速器。 材料：高速級(jí)小齒輪選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級(jí)大齒輪選用45號(hào)鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z3 = 23，則：Z4 = i23×Z3 = 3.16×23 = 72.68 ?。篫4 = 732 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T2 = 129.9 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲

20、勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×282.2×1×10×300×2×8 = 8.13×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 8.13×108/3.16 = 2.57×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89,KHN3 = 0.91 9) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:

21、sH3 = = 0.89×610 = 542.9 MPasH4 = = 0.91×560 = 509.6 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (542.9+509.6)/2 = 526.25 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 69.4 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3.02 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 144 mm 3) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d3 = Z3mn = 23×3 = 69 mmd4 = Z4mn = 73×3 = 219 mmb = d×

22、d3 = 69 mmb圓整為整數(shù)為：b = 69 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.02 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為8級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 10.22求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×69 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1

23、×1.1×1.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.66 YFa4 = 2.25應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.59 YSa4 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 8.13×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 2.57×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.87 7) 計(jì)算彎曲疲勞

24、許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 160.2sF4 = = = 147.2 = = 0.0264 = = 0.02706大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 2.78 mm2.783所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 69 mmd4 = 219 mmb = yd×d3 = 69 mmb圓整為整數(shù)為：b = 69 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 74 mm b4 = 69 mm中心距：a = 144 mm，模數(shù)：m = 3 mm第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的

25、功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 3.99 KW n1 = 1160 r/min T1 = 32.9 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 42 mm 則:Ft = = = 1566.7 NFr = Ft×tanat = 1566.7×tan200 = 570.2 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 16.9 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將

26、軸徑增大4%，故選取:d12 = 18 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (8-1)×18+2×8 = 142 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 140 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 21 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 初選軸承的類(lèi)型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿(mǎn)足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 25 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6205型深

27、溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 25×52×15 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 15 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得6205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 31 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 47 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 74+12+10+8 = 104 mml78 = T = 15 mm5 軸

28、的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6205深溝球軸承查手冊(cè)得T = 15 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (142/2+35+15/2)mm = 113.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (47/2+15+104-15/2)mm = 135 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (47/2+18+15-15/2)mm = 49 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 417.2 NFNH2 = = = 1149.5 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -1193.4 NFNV2 = = = 931.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并

29、做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 417.2×135 Nmm = 56322 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 832×113.5 Nmm = 94432 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1193.4×135 Nmm = -161109 NmmMV2 = FNV2L3 = 931.6×49 Nmm = 45648 Nmm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 = = 170670 NmmM2 = = 72498 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖

30、（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 23.2 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計(jì)1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 3.83 KW n2 = 282.2 r/min T2 = 129.9 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d2 =

31、174 mm 則:Ft = = = 1493.1 NFr = Ft×tanat = 1493.1×tan200 = 543.4 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 69 mm 則:Ft = = = 3765.2 NFr = Ft×tanat = 3765.2×tan200 = 1370.4 N3 確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 25.5 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d

32、12和d67,選定軸承型號(hào)為：6206型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 30×62×16 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長(zhǎng)度應(yīng)略小于輪轂長(zhǎng)度，則：l23 = 40 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段

33、軸徑為：d45 = 69 mm，l45 = 74 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊(cè)得T = 16 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (42/2-2+38.5-16/2)mm = 49.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (42/2+14.5+b3/2)mm = 72.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (b3/2+7+27-16/2)mm

34、= 63 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 2375.8 NFNH2 = = = 2882.5 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -68.7 NFNV2 = = = -758.3 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 2375.8×49.5 Nmm = 117602 NmmMH2 = FNH2L3 = 2882.5×63 Nmm = 181598 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -68.7×49.5 Nmm = -3401 NmmMV2 =

35、 FNV2L3 = -758.3×63 Nmm = -47773 Nmm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 = = 117651 NmmM2 = = 187777 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 32.9 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算

36、W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設(shè)計(jì)1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 3.68 KW n3 = 89.3 r/min T3 = 394.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 219 mm 則:Ft = = = 3600 NFr = Ft×tanat = 3600×tan200 = 1310.3 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112×

37、= 38.7 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×394.2 = 473 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長(zhǎng)度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 43

38、mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度： 初選軸承的類(lèi)型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿(mǎn)足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取：d34 = d78 = 45 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6209型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 45mm×85mm×19mm。由軸承樣本查得6209型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故取：d45 = 52 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的

39、確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 67 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×52 = 3.64 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×3.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 19 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 42+10+8+5+12+2.5-10 = 69.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19+8+10+2.5+2

40、 = 41.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6209深溝球軸承查手冊(cè)得T= 19 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (69/2+10+69.5+19-19/2)mm = 123.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (69/2-2+41.5-19/2)mm = 64.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 1235.1 NFNH2 = = = 2364.9 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 449.5 NFNV2 = = = 860.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1

41、L2 = 1235.1×123.5 Nmm = 152535 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 449.5×123.5 Nmm = 55513 Nmm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：M = = 162323 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 16.8 MPas-1

42、 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1 輸入軸鍵計(jì)算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×125mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 125-6 = 119 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×119×18×120/1000 = 385.6 NmTT1，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。2 中間軸鍵計(jì)算： 校核高速大齒輪處的鍵連接

43、： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×36mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 36-10 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×26×35×120/1000 = 218.4 NmTT2，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。3 輸出軸鍵計(jì)算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×63mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 63-16 = 47 mm，則鍵聯(lián)接所能傳

44、遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×47×52×120/1000 = 733.2 NmTT3，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。(2) 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 = 12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT3，故鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇

45、及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 570.2 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 570.2× = 8524 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6205軸承，Cr = 14 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.13×105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr =

46、 1370.4 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1370.4× = 12789 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.7×105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 1310.3 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1310.3× = 8333 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.59×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足