機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)T=925 V=0.75 D=340

1、全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書（二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器）姓名：學(xué)號(hào)：專業(yè)：教師：目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書.1第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.2第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.3第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).4第五部分 V 帶的設(shè)計(jì).6第六部分 齒輪的設(shè)計(jì).7第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).18第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.31第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.32第十部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì).34第十一部分 潤(rùn)滑與密封設(shè)計(jì).35設(shè)計(jì)小結(jié).35參考文獻(xiàn).36I第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩

2、級(jí)展開式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為 0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限 10 年(300 天/年),2 班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為 5%,車間有三相交流,電壓 380/220V。二. 設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張(A1 或 A0)。2.CAD 繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3 或 A2)。3.設(shè)計(jì)說明書一份。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

3、設(shè)計(jì)19. 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)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。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)圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:2ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81h1

4、 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 為滾筒的效率（包括滾筒和對(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=0.75m/s工作機(jī)的功率 pw:pw=2TV1000D=2×925×0.75340= 4.08 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=pwa=4.080.81= 5.04 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n =60×1000V×D=60×1000×0.75×340= 42.2 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=2

5、4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(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)×42.2 = 675.26752r/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 Y132S-4 的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為 5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速 nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速 1500r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：3由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(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=1440/42.2=3

6、4.1（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)外廓尺寸不致過大，初步取 i0=3，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=34.1/3=11.4取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 1.4i = 1.4×11.4 = 3.99則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 =ii12= 11.4 3.99= 2.86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 = 1440/3 = 480 r/minnII = nI/i12 = 480/3.99 = 120.3 r/minnIII = nII/

7、i23 = 120.3/2.86 = 42.1 r/minnIV = nIII = 42.1 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 5.04×0.96 = 4.84 KWPII = PI×h2×h3 = 4.84×0.98×0.97 = 4.6 KW4PIII = PII×h2×h3 = 4.6×0.98×0.97 = 4.37 KWPIV = PIII×h2×h4 = 4.37×0.98×0.99 = 4.24 KW則各軸的輸出功率：P

8、I' = PI×0.98 = 4.74 KWPII' = PII×0.98 = 4.51 KWPIII' = PIII×0.98 = 4.28 KWPIV' = PIV×0.98 = 4.16 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:pdTd = 9550×nm= 9550×5.041440= 33.4 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 33.4×3×0.96 = 96.2 NmTII = TI×

9、i12×h2×h3 = 96.2×3.99×0.98×0.97 = 364.9 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 364.9×2.86×0.98×0.97 = 992.1 NmTIV = TIII×h2×h4 = 992.1×0.98×0.99 = 962.5 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98 = 94.3 NmTII' = TII×0.98 = 357.6 NmTIII' =

10、 TIII×0.98 = 972.3 NmTIV' = TIV×0.98 = 943.2 Nm5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 = 1.1×5.04 = 5.54 KW根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在 A 型交界線范圍內(nèi)，故選用 A 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 = 100 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 3×100×(1-0.02) = 294 mm由手冊(cè)選取 d2 =

11、300 mm。帶速驗(yàn)算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1440×100×/(60×1000) = 7.54 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×(100+300)a02×(100+300)280a0800初定中心距 a0 = 540 mm，則帶長(zhǎng)為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×540+×(100+300)/2+(

12、300-100)2/(4×540)=1727 mm由表 9-3 選用 Ld = 1800 mm，確定實(shí)際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm64 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(300-100)×57.30/576.5= 160.10>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 5.54/(1.32+0.17)×1.01×0.95) = 3.88故要取 Z = 4

13、根 A 型 V 帶。6 計(jì)算軸上的壓力：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×5.54×(2.5/0.95-1)/(4×7.54)+0.10×7.542 = 155.5 N作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×4×155.5×sin(160.1/2) = 1225.1 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)

14、場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1） 材料：高速級(jí)小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。7高速級(jí)大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1= 21，則：Z2 = i12×Z1 = 3.99×21 = 83.79 取：Z2 = 842） 初選螺旋角:b = 150。2 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)：d1t 32Kt T1 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt = 2.52) T1 = 96.2 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd

15、 = 14) 由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH = 2.426) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2×(1/21+1/84)×cos150 = 1.6327) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.798) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.632= 0.7839)

16、由式 8-21 得：Zb = cos = cos15 = 0.98810) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 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 = 60×480×1×10×300×2×8 = 1.38×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38×109/3.99 = 3.46×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.8

17、8,KHN2 = 0.913) 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 =KHN1Hlim1S= 0.88×650 = 572 MPasH2 =KHN2Hlim2S= 0.9×530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:d1t 32Kt T1u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×96.2×1000×3.99+1×1×1.632

18、 3.992.42×189.8524.52= 65.6 mm4 修正計(jì)算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d1tcosZ1=65.6×cos15021= 3.02 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3.5 mm。2) 中心距：9a =Z1+Z2 mn2cos=(21+84)×3.52×cos150= 190.2 mm3) 螺旋角：b = arccosZ1+Z2 mn2a(21+84)×3.5 2×190.2= arccos= 1504) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d1 =Z1mncos=21×3.5cos150= 76 mmd2 =Z2mncos=84

19、15;3.5cos150= 304 mmb = d×d1 = 76 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 76 mm。5) 計(jì)算圓周速度 v:v =d1n160×1000=3.14×76×48060×1000= 1.91 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級(jí)為 9 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) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos3150 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 84/cos3150 = 93.22)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb=

20、 1.88-3.2×(1/23.3+1/93.2)×cos150 = 1.653) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68104) 由圖 8-26 和eb = 1.79 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.875)Y=3.4221.632×0.68= 3.08前已求得:KHa = 1.73<3.08，故?。篕Fa = 1.736)bh=b*am+c*)mn(2h=76(2×1+0.25)×3.5= 9.65且前已求得:KHb = 1.38，由圖 8-12 查得：KFb = 1.357) K

21、= KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.35 = 2.578) 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 = 2.66 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.89) 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 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.38×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 3.46×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN

22、1 = 0.85 KFN2 = 0.8612) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：sF1 =KFN1Flim1S=0.85×5001.3= 326.9sF2 =KFN2Flim2S=0.86×3801.3= 251.411YFa1YSa1F1=2.66×1.59326.9= 0.01294YFa2YSa2F2=2.21×1.8251.4= 0.01582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：mn322KT1Ycos YFaYSa×2dZ1 F=322×2.57×96.2

23、15;1000×0.87×cos 15×0.0158221×21 ×1.632= 2.06 mm2.063.5 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 = 76 mmd2 = 304 mmb = yd×d1 = 76 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 76 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 81 mm b2 = 76 mm中心距：a = 190 mm，模數(shù)：m = 3.5 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)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜12齒輪。1

24、） 材料：高速級(jí)小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級(jí)大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3= 24，則：Z4 = i23×Z3 = 2.86×24 = 68.64 ?。篫4 = 692） 初選螺旋角:b = 130。2 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)：d3t 32Kt T2 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt = 2.52) T2 = 364.9 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd = 14) 由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù)

25、ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH = 2.456) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/24+1/69)×cos130 = 1.6327) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.768) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.632= 0.783139) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos

26、13 = 0.9910) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 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 = 60×120.3×1×10×300×2×8 = 3.46×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 3.46×108/2.86 = 1.21×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.9213) 計(jì)算接觸疲勞許

27、用應(yīng)力,取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:sH3 =KHN3Hlim3S= 0.9×650 = 585 MPasH4 =KHN4Hlim4S= 0.92×530 = 487.6 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:d3t 32Kt T2u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×364.9×1000×2.86+1×1×1.632 2.862.45×189

28、.8536.32= 104.3 mm4 修正計(jì)算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d3tcosZ3=104.3×cos13024= 4.23 mm14取為標(biāo)準(zhǔn)值:4.5 mm。2) 中心距：a =Z3+Z4 mn2cos=(24+69)×4.52×cos130= 214.7 mm3) 螺旋角：b = arccosZ3+Z4 mn2a(24+69)×4.5 2×214.7= arccos= 12.904) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d3 =Z3mncos=24×4.5cos12.90= 111 mmd4 =Z4mncos=69×4.5cos1

29、2.90= 319 mmb = d×d3 = 111 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 111 mm。5) 計(jì)算圓周速度 v:v =d3n260×1000=3.14×111×120.360×1000= 0.7 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級(jí)為 9 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) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos312.90 = 25.9ZV4 = Z4/cos3b = 69/cos312.90 = 74.52)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb=

30、 1.88-3.2×(1/25.9+1/74.5)×cos12.90 = 1.67153) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由圖 8-26 和eb = 1.75 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.895)Y=3.4071.657×0.68= 3.02前已求得:KHa = 1.73<3.02，故取：KFa = 1.736)bh=b*am+c*)mn(2h=111(2×1+0.25)×4.5= 10.96且前已求得:KHb = 1.4，由圖 8-12 查得：KFb = 1.377)

31、 K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.37 = 2.618) 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 = 2.61 YFa4 = 2.25應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.779) 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 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 3.46×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.21×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為

32、：KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.8912) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16sF3 =KFN3Flim3S=0.86×5001.3= 330.8sF4 =KFN4Flim4S=0.89×3801.3= 260.2YFa3YSa3F3=2.61×1.61330.8= 0.0127YFa4YSa4F4=2.25×1.77260.2= 0.01531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：mn322KT2Ycos YFaYSa×2dZ3 F=322×2.61×364

33、.9×1000×0.89×cos 12.9×0.0153121×24 ×1.657= 2.95 mm2.954.5 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 = 111 mmd4 = 319 mmb = yd×d3 = 111 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 111 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 116 mm b4 = 111 mm中心距：a = 215 mm，模數(shù)：m = 4.5 mm17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 輸入軸上的功率 P1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1:P1 =

34、4.84 KW n1 = 480 r/min T1 = 96.2 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 = 76 mm則:Ft =2T1d1=2×96.2×100076= 2531.6 Ntann cosFr = Ft×0 tan20cos15= 2531.6×0 = 953.9 NFa = Fttanb = 2531.6×tan150 = 678 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：3P13 4.84dm

35、in = A0× = 24.2 mm= 112×480n1顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大 4%，故選取:d12 = 25 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 68 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為:d23 = 28 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取:l23 = 35 mm。184 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度:初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端 III-IV

36、、VII-VIII 上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30206 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×17.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 17.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得 30206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67= 36 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 = 81 mm；齒輪的左端與軸承

37、之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 116+12+10+8 = 146 mml78 = T =17.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖 a）:根據(jù) 30206 圓錐滾子軸承查手冊(cè)得 a = 16 mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L1 = (70/2+35+16)mm = 86 mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L2 = (81/2+17.25+146-16)mm = 187.8 mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = (81/2+18+17.25-16)mm = 59.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）

38、：FNH1 = FtL3 L2+L3=2531.6×59.8187.8+59.8= 611.4 NFNH2 = FtL2 L2+L3=2531.6×187.8187.8+59.8= 1920.2 N19垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)L2+L3=953.9×59.8+678×76/2-1225.1×(86+187.8+59.8)187.8+59.8= -1316.2 NFNV2 = FrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L3=953.9×187.8-678×76/2+1

39、225.1×86187.8+59.8= 1045 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 611.4×187.8 Nmm = 114821 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1225.1×86 Nmm = 105359 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1316.2×187.8 Nmm = -247182 NmmMV2 = FNV2L3 = 1045×59.8 Nmm = 62491 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 C

40、 處的合成彎矩：2 2M1 = MH+MV1 = 272549 Nmm2 2M2 = MH+MV2 = 130725 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：20sca = McaW=21+(T1)2MW=2725492+(0.6×96.2×1000)20.1×763MPa= 6.3 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一

41、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：21II 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 = 4.6 KW n2 = 120.3 r/min T2 = 364.9 Nm2 求作用在齒輪上的力:22已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 304 mm則:Ft =2T2d2=2×364.9×1000304= 2400.7 Ntann cosFr = Ft×0 tan20cos15= 2400.7×0 = 904.6 NFa = Fttanb = 2400.7×tan150 = 642.9 N

42、已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 111 mm則:Ft =2T2d3=2×364.9×1000111= 6574.8 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 6574.8×0 = 2454.9 Ncos12.9Fa = Fttanb = 6574.8×tan12.90 = 1505 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:3P23 4.6dmin = A0× = 36 mm= 107×120.3n2

43、中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑 d12 和 d67,選定軸承型號(hào)為：30208型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 40×80×19.75 mm，則 ：d12 = d67 = 4023mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 45 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 = 74 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×45 = 3.15 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×3.15 = 4.41 mm，所以：d34 = d56 = 52 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小

44、齒輪直徑 d3 和 2d34 相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 111 mm，l45 = 116 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖 a）:根據(jù) 30208 圓錐滾子軸承查手冊(cè)得 a = 20 mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L1 = (76/2-2+42.25-20)mm = 58.2 mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離 L2 = (76/2+14.5+b3/2)mm

45、= 110.5 mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = (b3/2+7+30.75-20)mm = 75.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = Ft1(L2+L3)+Ft2L3 L1+L2+L3=2400.7×(110.5+75.8)+6574.8×75.858.2+110.5+75.8= 3867.6 NFNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3=2400.7×58.2+6574.8×(58.2+110.5)58.2+110.5+75.8= 5107.9 N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =

46、Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=904.6×(110.5+75.8)+642.9×304/2-2454.9×75.8+1505×111/258.2+110.5+75.8= 669.5 NFNV2 =Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=24904.6×58.2-642.9×304/2-2454.9×(58.2+110.5)-1505×111/258.2+110.5+75.8= -2219.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖

47、：截面 B、C 處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 3867.6×58.2 Nmm = 225094 NmmMH2 = FNH2L3 = 5107.9×75.8 Nmm = 387179 Nmm截面 B、C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 669.5×58.2 Nmm = 38965 NmmMV2 = FNV2L3 = -2219.8×75.8 Nmm = -168261 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：2 2M1 = MH1+MV1 = 228442 Nmm2 2M2 = MH

48、2+MV2 = 422160 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 = McaW=21+(T2)2MW=2284422+(0.6×364.9×1000)20.1×453MPa= 34.7 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：25III 軸的設(shè)計(jì)

49、1 求輸出軸上的功率 P3、轉(zhuǎn)速 n3 和轉(zhuǎn)矩 T3：P3 = 4.37 KW n3 = 42.1 r/min T3 = 992.1 Nm262 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 = 319 mm則:Ft =2T3d4=2×992.1×1000319= 6220.1 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 6220.1×0 = 2322.5 Ncos12.9Fa = Fttanb = 6220.1×tan12.90 = 1423.8 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（

50、調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表 15-3，取:A0 = 112，得:3P33 4.37dmin = A0× = 52.6 mm= 112×42.1n3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 = 1.2×992.1 = 1190.5 Nm由于鍵槽將軸徑增大 4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT10 型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑63 mm，軸孔長(zhǎng)度 107 mm，則：d12 = 63 mm，為保證聯(lián)軸器定位

51、可靠?。簂12 = 105mm。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 = 73 mm，左端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為：d23 = 66 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度：27初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端 III-IV、VII-VIII 上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 70 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30214 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由軸承樣本查得 30214 型軸承的定

52、位軸肩高度為：h = 4.5mm，故?。篸45 = 79 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確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 79mm，所以：d67 = 79 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 109 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則

53、：l34 = T3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 76+10+8+5+12+2.5-10 = 103.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖 a）:根據(jù) 30214 圓錐滾子軸承查手冊(cè)得 a = 27.5 mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L2 = (111/2+10+103.5+26.25-27.5)mm = 167.8 mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = (111/2-2+48.75-27.5)mm = 74.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平

54、面支反力（見圖 b）：FNH1 = FtL3 L2+L3=6220.1×74.8167.8+74.8= 1917.8 N28FNH2 = FtL2 L2+L3=6220.1×167.8167.8+74.8= 4302.3 N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3=2322.5×74.8+1423.8×319/2167.8+74.8= 1652.2 NFNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3=1423.8×319/2-2322.5×167.8167.8+74.8= -670.3 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1917.8×167.8 Nmm =