兩級(jí)圓柱齒輪減速器說(shuō)明書(shū)最終

1、一、課程設(shè)計(jì)方案1傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如如圖1所示甜力圓做群圖12原始數(shù)據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示帶的圓周力F/N帶速V/(m/s)滾筒直徑D/mm155023003工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的5%.傳動(dòng)方案：二、電動(dòng)機(jī)的選擇（1）選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。（2）選擇電動(dòng)機(jī)容量電動(dòng)機(jī)所需工作功率，按參考文獻(xiàn)1的（2-1）為PdPwPw由式（2-1）得F.Vkw1000w根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作的類型，可取工作機(jī)效率傳動(dòng)裝置的總效率a耳關(guān)2軸承4齒輪2查參

2、考文獻(xiàn)1第10章中表10-2機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率聯(lián)0.99,滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)）軸承0.99開(kāi)式齒輪傳動(dòng)效率齒輪0.97,代入得0.9920.9940.9720.886所需電動(dòng)機(jī)功率為F.V15502PWkw3.64kw1000w10000.960.886因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率PCd蛤大于Pd即可，由參考文獻(xiàn)1第19章所示Y型三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率PCd為4kw。(3)確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為601000v6010002一.r,min127.4r/minD300由參考文獻(xiàn)1表2-2可知，兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為

3、840,則總傳動(dòng)比合理范圍為ia840,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為ndian(840)127.4r/min1019.25096r/min符合這一氾圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min和3000門min兩種方案進(jìn)行比較。由參考文獻(xiàn)1表19-1查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于表1中表1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比力殺電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pcd/kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/(r/min)總傳動(dòng)比ia同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y112M-4415001400Y112M-230002890表1中，方案2的電動(dòng)機(jī)重量輕，價(jià)格便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量，

4、價(jià)格以及總傳動(dòng)比，選用方案1較好，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4三.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配計(jì)算總傳動(dòng)比：根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm及工作機(jī)轉(zhuǎn)速n,可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比為144011.30127.4n合理分配各級(jí)傳動(dòng)比：對(duì)于兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時(shí)，為使各級(jí)大齒輪浸油深度大致相近(即兩個(gè)大齒輪分度因直徑接近)，且低速級(jí)大齒直徑略大，傳動(dòng)比可按下式分配，即i1(1.31.5)i式中：一高速級(jí)傳動(dòng)比i一減速器傳動(dòng)比選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4又因?yàn)閳A柱齒輪傳動(dòng)比的單級(jí)傳動(dòng)比常用值為35,所以選i13.98,i22.84。四.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)

5、力參數(shù)傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算(1)各軸轉(zhuǎn)速nm1440r1440rminio1nnnm 1440i0i11 3.98361.81n nw= i2i0i1i214403.98 2.84127.43r min(2)各軸輸入功率PPd013.640.993.60kwPP123.600.973.50kwPmP123.500.973.39kw工作機(jī)軸PPm343.390.993.37kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)距Pd3.98Td9550955024.14N.mm1440TTdi0i0124.1410.9923.90N.mTi1i1223.903.980.9792.20N.mTm T i2 i23 92.2

6、0 2.84 0.97 253.99N.m工作機(jī)軸T Tm i4 i34253.99 1 0.99 251.45N.m傳動(dòng)比分i1 3.98/2配為2.84表2運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率P/kw轉(zhuǎn)距T/轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率電動(dòng)機(jī)軸14401高速軸I1440中速軸H低速軸田工作機(jī)軸五.齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)參數(shù)：P3.60kw_4T2.3910N.mn1440rminii3.98兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常用斜齒輪，則設(shè)計(jì)第一傳動(dòng)所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動(dòng)。1.選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-

7、832）材料及熱處理：由參考文獻(xiàn)2表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS3）試選小齒輪齒數(shù)乙18,大齒輪齒數(shù)Z2i1Zi3.981871.58,取Z2724）選取螺旋角。初選螺旋角6=14。按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)2式（10-21）計(jì)算，即32KtT，U1（"）2一'duH（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選K=2）由參考文獻(xiàn)2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=3）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=14）由參考文獻(xiàn)2圖10-26查得10.73,20.87則121.605）小齒輪

8、轉(zhuǎn)距TT103）由由參考文2表10-6查得材料的1彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa27）由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限HHm1600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限川而1600MP）;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa8）由參考文獻(xiàn)2式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)_9N160n"Lh6014401（3830010）6.2211096.0481099N21.563103.989）由參考文獻(xiàn)2圖10-19查得接觸疲勞壽命系Khni0.88,Khn20.91

9、;10）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,由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得KwiH1HN0.88600MPa528MPaSKHN2lim2_h20.91550MPa500.5MPaSHLH2258500.5hMPa514.25MPa22（2）計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑dlt,有計(jì)算公式得一一一一一一3一一一一一一一236.40m m,Q21.623.90104.982.433189.8dit3mm11.63.98514.252)計(jì)算圓周速度dtn3.1436.401440601000601000ms2.74ms3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntbdd1t136.4036.40mmm

10、td1t cos 36.40 cos1418mm 1.96mm2.25m1t2.251.96mm4.41mm36.408.254.414)計(jì)算縱向重合度0.318d乙tan0.318118tan141.4275)計(jì)算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)取Ka1根據(jù)v2.74m,s,7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv1.10;由表10-4查得Kh的計(jì)算公式和直齒輪的相同故Kh1.405；由參考文獻(xiàn)2圖10-13查得KF1.35由表10-3查得KhKf1.4。故載荷系數(shù)KKaKvKhKh11.101.41.4052.166）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，

11、由參考文獻(xiàn)2式（10-10a）K。2.16d1d1t 336.40 3 mm 40.25mmKt, 1.67）計(jì)算模數(shù)di cos mnZi40.25 cos14 mm 2.17mm183.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考文獻(xiàn)2式（10-17）_ _22KTY cosdZ12YFaYsaf（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K KaKvKf Kf1.10 1.4 1.35 2.0792）根據(jù)縱向重合度1.427,從參考文獻(xiàn)2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1二3-38-19.71coscos14Zv2Z78.86coscos144）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得YFa12.

12、815;YFa22.2225）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得Ysa11.547;Ysa21.7686）由參考文獻(xiàn)2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限FE1500MFa,大齒輪的彎曲疲勞極限FE2380MPa7）由參考文獻(xiàn)2圖10-18,查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn10.82,Kfn20.85;8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞許用應(yīng)力S二,由文獻(xiàn)2式(10-12)得fiK FN1SK FN2SFE10.82500 MPa 292.88MPaFE21.40.85 380MPa 230.71MPa1.49)計(jì)算大,小齒輪的FYFa1 YSa1fiYFa2 YSa2F 22.815 1

13、.547292.882.222 1.768230.710.014870.01702大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計(jì)計(jì)算3 2 mn 3.322.079 23.9 100.88 cos1420.01702 mm 1.393mm1 181.60對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn 1.5mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑d1=來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由d1cosZ140.25 cos14 -26.03mn1.5取乙=26,則Z2 i13.98 26 103.48, MZ2=103o4.幾何尺寸計(jì)算(1

14、)計(jì)算中心距2 cos23mm 99.74mm2 cos14將中心距圓整為100mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角arccosZ2 mn2a26 1031.5 arccos2 10014 3 50因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑乙mn261.5dicoscos14350,Z2mn1031.5d2coscos14350(4)計(jì)算齒輪寬度bdd1140.240.2圓整后取B240mm；B1(二)低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)參數(shù)：P3.50kw3T92.2010N.mmn361.81rmini22.841.選定齒輪的類型、精度等級(jí)、40.2mm159.28mm40

15、mm45mm。材料及齒數(shù)。1)按圖2所示的傳動(dòng)方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度(GB10095-88)3)材料及熱處理：選擇參考文獻(xiàn)2表10-1小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS4)試選小齒輪齒數(shù)Z320,大齒輪齒數(shù)Z4i2Z32.842056.8,取Z4572 .按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)2式（10-9a）進(jìn)行試算，即,：KTiu1Ze2dit2.323廠iduH（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選K二2）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=13）小齒輪傳

16、遞的轉(zhuǎn)距T1T9.22104N.mm4）由參考文獻(xiàn)2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1Ze189.8Mpa25）由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa6）由參考文獻(xiàn)2式（10-19）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)_9N160nljLh60361.811（3830010）1.5631091.5631099N20.55102.847）由參考文獻(xiàn)2圖10-19查得接觸疲勞壽命系Khn10.95,Khn20.97;8）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,由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得KHN1lim1_H1

17、0.95600MPa570MPaSKH2HN20.97550MPa533.5MPaS（2）計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑dn有計(jì)算公式得d63.507mm計(jì)算圓周速度2)dit n60 10001.5mm3.1463.507361.81/ms1.202ms6010003）計(jì)算齒寬bbdd1t163.50763.507mmh模數(shù)mtd1t63.507mm3.175mmZ320齒高h(yuǎn)2.25mt2.253.175mm7.14mmb63.5078.89h7.145）計(jì)算載荷系數(shù)k4)計(jì)算齒寬與齒高之比b26;Z2=103已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)取KA1；a=根據(jù)v1.202m

18、/s,7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv1.03；直齒輪，KhKf1;由參考文獻(xiàn)2圖10-4用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支14 3 50承非對(duì)稱布置時(shí)，KH1.423；由b8.89,Kh1.423查參考文獻(xiàn)2圖10-13得hKf1.37,故載荷系數(shù)KKAKvKhKh11.0311.4231.4666）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)式（10-10a）d1d2B2B140.2mm159.28mm40mm45mm怎wd1d1t363.5073mm66.103mmiKt.1.37）計(jì)算模數(shù)di66.103mmm3.31mmZ3203 .按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考文獻(xiàn)2

19、式（10-5）2KT1YFaYsam32,dZ12f（1）計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由參考文獻(xiàn)2中圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1500MPa,大齒輪的彎曲疲勞極限FE2380MPa；2）由參考文獻(xiàn)2圖10-18,查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn10.85,Kfn20.86;3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=,由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得KFN1FE10.85500f】1MPa303.57MPaS1.4KFN2FE20.86380f2MPa233.43MPaS1.44）計(jì)算載荷系數(shù)KKAKvKFKF11.0311.371.4115）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得

20、YFa12.80；YFa22.292。6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)2表10-5查得YSa11.55；Ysa21.721。7）計(jì)算大，小齒輪的YaYa,并加以比較fYFa1YSa12.801.550.01430f1303.57YFa2Ysa22.2921.721-Fa2-Sa0.01690F2233.43大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算21.4119.22104m3120.01690mm2.22mmV1202對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與

21、齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m2.5mm,并按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓宜徑d產(chǎn)，算出小齒輪齒數(shù)d166.10Z3-26.44m2.5MZ3=26,則Z4i2Z32.842673.84,取Z4=74。4.幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d3Z3m262.565mmd4Z4m742.5185mm2）計(jì)算中心距Z3Z465185amm125mm223）計(jì)算齒輪寬度bdd316565mm則取B265mm；B170mm。小結(jié)：表3項(xiàng)目d/mmzm/mmB/mm材料旋向高速級(jí)齒輪126501435040Gr左旋齒輪21034545鋼右旋低速級(jí)齒輪3652670/4

22、0Gr/齒輪4185746545M/六.軸的設(shè)計(jì)齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表:級(jí)別高速級(jí)低速級(jí)乙26103Z22674mn/mmmt/mm143500n20*ha1齒竟/mmBi45;B240Bi70;B265（一）高速軸的設(shè)計(jì)。已知參數(shù):P3.60kw,n1440r/min,T2.39104N.mmI .求作用在齒輪上的力因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為d1mt Z1 1.5464 26 4021mmFt_ 42T 2 2.39 10 , N 1189N而Frd1tan nF t cos40.211189 tan20N 446Ncos14 3 50FaFt tan1189 tan14 3 50 N

23、 298N圓周力Ft ,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖3所示。R1.6R1.6IVVIICvVI5 5 25A圖3高速軸結(jié)構(gòu)圖2,初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)2表15-3,取A112,于是得P3.60dminAo3'1123-,cmim15.2mm；n1440高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d（圖4）。為了使所選的軸d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距TcaKaT,查參考文獻(xiàn)2表14-1,考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取KA1.3,則TcaKat1.32.39104N.m

24、m31070N.mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003,選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)距為。半聯(lián)軸器的孔徑d16mm,故取d16mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=42mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度II 30mmoIII .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-R軸段右端需制出一軸肩，故取H-m段的直徑d皿=19mm,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度Li30mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端

25、面上，故I-II段長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取lz-n28mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dnm=19mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30205,其尺寸為的dDT25mm5216.25mm,故d皿/25mm。3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離e2mt（mt為端面模數(shù)）所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)dm-iv25mm,左端滾動(dòng)軸承與軸之間采用套筒定位，故選dwv31mm。同理右端滾動(dòng)軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取dy1Vl31mm。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減

26、速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l30mm,故取ln皿=50mm。5）已知高速級(jí)齒輪輪轂長(zhǎng)b=45mm做成齒輪軸，則lvvi45mm。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm已知滾動(dòng)軸承寬度T=，低速級(jí)大齒輪輪轂長(zhǎng)L=70mm套筒長(zhǎng)L20mm。則1 m iv1IV v1 VI皿1 VI皿TL(16.2520)mm=36.25mmsaLcL(816702020)mm94mmT L (16.2

27、5 20)mm 36.25mmasL(16820)mm4mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度（3）軸上零件的周向定位取 m 2.5mm半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接,按d由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面bh5mm5mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為25mm同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為-Ho滾動(dòng)K6軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2,取軸端倒角為0.845,各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖3。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖4）,在

28、確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=0因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2L3192.5mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和Z3=26; Z4=74d3 65mmd4 185mma 125mmB 70mmB2 65mm扭距圖（圖4）。圖4高速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的Mh,Mv及M的值列于下表（參看圖4）。載荷水平向H垂直面V支反力FFnhi310N,Fnh2879NFnv1148N,Fnv2298N彎距MMH44098N.mmMV121053N.mmMV215062N.

29、mm總彎距M1a/44098221053248866N.mmM2$44098215062246599N.mm扭距TT23900N.mm5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取 0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力ca前已選定軸的材料為4886620.6 239000.1 3032MPa18.9MPa45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表 15-1得1 60MPa o因此cai,故安全。（二）中速軸的設(shè)計(jì)已知參數(shù):P3.50kw,n361.81r/min,T9.221

30、04N.mm1.求作用在齒輪上的力因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為d3mtZ12.52665mmFr142T 2 9.22 10 N 2837 Nd3Ft1 tan n652837 tan 20 N 1033N由受力分析和力的對(duì)稱性，則中速軸大齒輪的力為Ft21189N,Fr2446N,Fa298N圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖5所示圖5中速軸結(jié)構(gòu)圖2,初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)2式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)2表15-3,取A112,于是得P3.50dminAo31123.mm23.9mm.n、361.813.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

31、(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。選用LX1型彈性柱 銷聯(lián)軸器。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30207,其尺寸為的dDT35mm7218.25mm,故ddv皿35mm。2)取安裝小齒輪處的軸段H-m的直徑duw=39mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取kw=66mm,齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>,

32、故取h=,則軸直徑dn1V=46mm。3)取安裝大齒輪處的軸段IV-V的直徑duw=40mm,齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取11VV37mm,齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm與小齒輪右端定位高度一樣。4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a16mm,由齒輪對(duì)稱原則，1大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為a2161(4540)18.5mm齒2輪與齒輪之間的距離為c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm已選用單列圓錐滾子軸承30205。知滾動(dòng)軸承寬度T=o則lTsa1(7066

33、)(18.258164)mm46.25mm，1,C、，“C、”lmivc(4540)(202.5)mm22.5mm2lvVITsa2(4037)(18.25818.53)mm47.75mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。(3)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按dn皿由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面bh12mm8mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為56mm同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為H6。同理，由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵n6截面bh12mm8mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為32mm同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為H9。

34、滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，n6此處選軸的直徑尺寸公差為m64)確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2,取軸端倒角為245,各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖5。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(圖5)做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(圖6),在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=0因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L,L2L3189.5mm0根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖(圖6)。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面B和C處的Mh,MV,及M的值列于卜表（參看圖6）。表6載荷水平向H垂直

35、向V支反力FFnh12228N,Fnh21798NFnv1703N,Fnv2116N彎距MMH1227897N.mmMN2310249N.mmMV158113N.mmMV2103606N.mmMV379873N.mm總彎距M1,2278972581132227897N.mmM2<31024921036062327091N.mmM3J3102492798732320366N.mm3扭距TT92200N.mm5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單1可旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循劃、

36、變應(yīng)力，取0.6軸的計(jì)算應(yīng)力VMiT2132709120.6922002ca3MPaW0.140351.83MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考義獻(xiàn)2表15-1得i60MPao因此cai,故安全。（三）.低速軸的設(shè)計(jì)已知參數(shù)：P1a3.39kw,nm127.43r;min,丁皿=253.99103N.mm1.求作用在齒輪上的力受力分析和力的對(duì)稱性可知Ft2837N,Fr1033N圓周力Ft,徑向力Fr的方向如圖7所示圖7低速軸結(jié)構(gòu)圖2,初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)2表15-3,取A112,于是得P

37、m-3.39dminA03：一1123-mm33.4mmnmV127.43可見(jiàn)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d（圖4）。為了使所選的軸d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距TcaKaT,查參考文獻(xiàn)2表14-1,考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取KA1.3,則高速軸的強(qiáng)度滿足要求。TcaKAT1.3253.99103N.mm330187N.mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)距a應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003,選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為。半聯(lián)軸器的孔徑d35mm,故取d35mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L160mm

38、。3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-R軸段右端需制出一軸肩，故取H-III段的直徑d皿=41mm,右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L160mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取li-n58mm2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dn皿=41mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6309,其尺寸為的dDT45mm100

39、25mm,故dw45mm；右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取dwv54mm3)取安裝齒輪處的軸段dvi皿是直徑dvi皿=50mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取1vl皿61mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>,故取h=,10mm。則軸環(huán)處的直徑lv,59mm,軸環(huán)寬度b>,取,4)軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l30mm,故取玲皿=50mm。5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a

40、118.5mm,a216mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度B=25mm高速級(jí)小齒輪輪轂長(zhǎng)L=45mm右端套筒長(zhǎng)L24mm。1皿1VBsa2=(25816)mm49mm11i.1ivv7065cL1vv!2(2.5204510)mm57.5mm1-Bas(6561)(2518.584)mm55.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。(3)軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面bh16mm10mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)

41、為50mm同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H。同樣，半聯(lián)n6軸器與軸連接，選用平鍵截面10mm8mm45mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為止工。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)K6選用單列圓錐滾子軸承30207。保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m64)確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2,取軸端倒角為1.645,各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖7。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8）,在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取B值。對(duì)于6309型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得B=25mm因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2L3208mmo

42、根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。*-kji.MRhIf.h.1*八”.FnviIr、.門丁訂ITOIThlTrHlT1rrTi.一x<ff1IfTliiiis%fInnnnnnIi1111一圖8低速軸的彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的Mh,MV,及M的值列于下表（參看圖8）。載荷水平向H垂直面VFnhi975N,Fnvi355N,支反力FFnh21862NFnv2678N彎距MMh133088N.mmMV48458N.mm總彎距22_2MJ1330882484582141635N.mm扭距TT253990N.mm5

43、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力ca14163520.625399023MPa16.6MPa0.1503前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得i60MPa0因此ca1,故安全。（一）高速軸上鍵的校核高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T23.9N.m,軸徑為d16mm,寬度b=5mm高度h=5mm鍵長(zhǎng)L=25mm聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-

44、2查得許用擠壓應(yīng)力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=,由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得2T103223.9103pkld2.5201659.75MPap110Mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。（二）中速軸上鍵的校核1）中速軸上小齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T92.2N.m,軸徑為dn皿39mm,寬度b=12mm高度h=8mm鍵長(zhǎng)L=56mm齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-

45、b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得32T 10kld32 92,2 102.5 44 3926.86MPa p 110MPap故擠壓強(qiáng)度足夠。2）中速軸上大齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T92.2N.m,軸徑為d1Vv40mm,寬度b=12mm高度h=8mm鍵長(zhǎng)L=28mm齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=32mm-12mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=4mm由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可

46、得_ 32T 103kld32 92.2 1034 20 4057.62MPa p 110MPa故擠壓強(qiáng)度足夠。（三）低速軸上鍵的校核1）低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T253.99N.m,軸徑為d35mm,寬度b=10mm高度h=8mm鍵長(zhǎng)L=45mm聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=4mm由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得103.67MPa p 110Mpa傳遞的轉(zhuǎn)矩為T 253.99

47、N .m ,2T1032253.99103pkld43535故擠壓強(qiáng)度足夠。2）低速軸上齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，中速軸的強(qiáng)度滿足 要求。軸徑為d皿50mm,寬度b=14mm高度h=10mm,t長(zhǎng)L=50mm齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50mm-14mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=5mm由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得32T10kld32253.99105365056.44MPap110MPap（一）高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)Fa298N,n14

48、40r/min,Lh383001072000h。查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動(dòng)載荷C=32200NFri和Fr2由圖4及表5可知，F(xiàn)nvi148N,Fnv2298NFnhi310N,Fnh2879N2222FriJFnviFnhi、；148310N344NFr2JFnvi2Fnh22529828792N928NFai和Fa2對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)2中表13-7,軸承派生軸向力FdF-,其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中Fae的Y值。2YFr查參考文獻(xiàn)1可知Y=,因此可算得Fd1Fr1344N107.5N21.621.6Fr2928Fd2N290N21.621.6按參考

49、文獻(xiàn)2中式(13-11)得FaiFaFd2298N290N588NFa2Fd2290N和p2查參考文獻(xiàn)1可知e=，比較|a與e的大小，按參考文獻(xiàn)2中表13-5,得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為XiX20.4,Yi丫21.6。按沙戲2以(13-8a),當(dāng)量動(dòng)載荷Pfd(XFrYFa)。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)2表13-6,取fp1.2,則P1fp(X1Fr1YFa1)1.2(0.43441.6588)N1294.08NP2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.2(0.4928i.6290)N1002.24N由參考文獻(xiàn)2式（13-4）知滾子軸承10o3因?yàn)镻P2,所以按軸承1的受力大小校核Lh106 C60n P110632