機械設計課程設計計算說明書二級展開式圓柱齒輪減速器

1、H網(wǎng)an大號的愣和< hina I nivrsit) of Mining and lefhnGlo£Y Yinvhymi Cnllee機械設計課程設計設計計算說明書設計題目二級展開式圓柱齒輪減速器機電系系機械專業(yè)11級（1）班學生姓名 侯立歡完成日期 2013.12.16指導教師 （簽字）目錄一、設計任務書 1二、傳動方案的擬定及說明 1三、電動機的選擇 3四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 3五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4六、傳動件的設計計算 5七、軸的設計計算 12八、滾動軸承的選擇及計算 26九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 31十、聯(lián)軸器的選擇 32十一、減速器附

2、件的選擇和箱體的設計32十二、潤滑與密封 3十三、設計小結(jié)34十四、參考資料5. 3機械設計課程任務書設計人 侯立歡院（系） 機電系 專業(yè)（班級）機械一班學號120110508005_ 設計題目 題號 原始數(shù)據(jù)：1 .設計項目：用于帶式運輸機的展開式圓柱齒輪被減速器。其傳動簡圖如下所示2 .工作條件：帶式運輸機連續(xù)工作，單項運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動，空載啟動，每天單班制工作，使用期限為 10年，每年按300個工作日計算，小批量生產(chǎn)。3 .原始數(shù)據(jù)運輸機卷筒扭矩（N?m）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm帶速允許偏差（為使用年限（年）工作制 度（班/ 日）68000.484255%1014 .設計

3、任務（1）設計內(nèi)容：電動機選型；V帶傳動設計；減速器設計；聯(lián)軸器選型。（2）設計工作量：減速器裝配工作圖1張（A0幅畫）；零件工 作圖1-3張（A3或A4幅面）；設計計算說明書1份（6000-8000 字）。5 .設計要求：有指導教師選定。（1）減速器中齒輪設計成：直齒輪；斜齒輪；高速級為 斜齒輪，低速級為直齒輪。（2）減速器中齒輪設計成：標準齒輪；變位齒輪；變位 與否設計者自定。完成時間 年 月 日簽字 侯立歡設計計算與說明主要結(jié)果二、傳動方案的確定傳動裝置選用V帶傳動和展開式二級圓柱齒輪傳動系統(tǒng)，具 有結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的特點。V帶傳動布置于高速級，能發(fā)揮 它的傳動平穩(wěn)、緩沖吸震和過載保

4、護的優(yōu)點。但本方案結(jié)構(gòu)尺寸 較大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。因而，對尺寸 要求不高、環(huán)境條件允許的情況下，可以采用本方案。三、電動機的選擇3.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式選擇按照已知的動力源和工作條件選用Y系列三相異步電動機。3.2 確定電動機功率1）傳動裝置的總效率查表1-10得：滾筒=0.96,帶=0.96,軸承=0.99,齒輪=0.98,聯(lián)軸器=0.99 O=_? 4.24 c 22叫： 總 帶軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.96 0.994 0.982 0.99 0.960=0.8422 ）工作機所需電動機功率由式（13-4）及式（13-2）得Pd=3.88kWFv _ 6300 0.

5、481000 總 1000 0.8423.3 確定電動機型號滾筒工作轉(zhuǎn)速42560 1000v 60 1000 0.48 21.57r/min按表1-9推薦的傳動比常用范圍，i帶=2: 4, i齒3: 5,則總'''2傳動范圍為i總i帶i齒18:100。因此電動機可選范圍nd i nw (18100) 21.57 388.26 2157.0r / min符合的電動機 750r/min , 1000r/min , 1500r/min。查表 2-1得下表：方案電動機型號電動機轉(zhuǎn)速n(r/min)額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y160M1-8750r/min720r/min42Y

6、132M1-61000r/min960r/min43Y112M-41500r/min1440r/min4由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，綜合考慮電動機價格和傳動裝置尺寸及環(huán)境條件。因此，采用方案 2,選定電動機型號為Y132M1-6。由表 2-3 查得：電動機的機座中心高：H=132mm電動機的伸出端直徑：D=38mm電動機的伸出端長度：E=80mm四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比4.1 傳動裝置總傳動比_ nm1總二 nw96021.5744.514.2 分配各級傳動比查表1-9取V帶傳動的傳動比i帶=3,則兩級圓柱齒輪減速器 的傳動比為.i 總 44.51i齒輪 i1 i2 =14.

7、8i帶3由展開式齒輪傳動比：i1 1.3i2得.ii4.39,i2 3.38所得ii和i2符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳 動比的常用范圍。五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算5.1 各軸轉(zhuǎn)速電動機軸為0軸，減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為田軸，各軸轉(zhuǎn)速為:n0niniinmnivnmn ii nL iii nii iiii nm960r / min960320r / min332072.89r / min4.3972.8921.56r /min3.3821.56r / min5. 2各軸輸入功率按電動機額定功率Pd計算各軸輸入功率，即PoPiPd 3.88kWP0 帶

8、 3.88 0.96PiPiIIIIIP軸承齒輪pii軸承齒輪PIV = PII軸承聯(lián)軸器3.723.61=3.563.72kW0.99 0.98 3.61kW0.99 0.98 3.56kW0.99 0.96=3.43kw5.3各軸轉(zhuǎn)矩To9550955038.60N mno960TiP9550 I95503.72111.02N mni320Tii9550 PII-95503.61- 472.98N mnii72.89Tiii9550 PIII95503.561576.90N mnm21.56Pv3.43Tiv=9550=9550=1519.32N mniv21.56各軸的運動及動力參數(shù)見下

9、表:軸名功率（kw）轉(zhuǎn)速 n (r/min )轉(zhuǎn)矩T(Nm)03.8896038.6013.72320111.0223.6172.89472.9833.5621.561576.9043.4321.561519.32六、傳動件的設計一一帶傳動設計計算6.1確定計算功率由于是帶式輸送機，每天單班工作制，查機械設計（V帶設計部分未作說明皆查此書）表5-1得，工作情況系數(shù)Ka 1.1Pa KAPd 1.1 4 4.4kW ca a eu6.2 選擇V帶的帶型由巳、，由圖5-1選用A型v帶6.3 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑ddi。由表5-211和圖5-1 ,取小帶輪的基準

10、直徑dd1 112mm2)驗算帶速ddM。 v 60 1000112 96060 10005.63m/s因為5m/s v 30m/s,故帶速合適。3 ）計算大帶輪的基準直徑dd2dd2 i 帶 dd1 3 112 336mm根據(jù)表5-2注2,取dd2=335mm6.4 確定V帶的中心距a和基準長度Ld1)根據(jù)式 0.7 凡也2) a。 2(dd1+dd2)得 312.9 894.0mm 初定中心品巨注 500mm。2）計算帶所需的基準長度LdLd0 2a0(dd1 dd2)(弓224add1)2_ 2(335 112)2 500(112 335)1727.01mm24 500由表5-3選帶的基

11、準長度Ld 1800mm3）計算實際中心距aa aoLdLd025001800 1727.012536.50mmamina 0.015Ld536.50 0.015 1800 528.45 mmamax a 0.03Ld 536.50 0.03 1800 552.60 mm中心距變化范圍為 528.45-552.60mm6.5驗算小帶輪上的包角157.357.31 180 (dd2 dd1)180(335 112)156.1890a536.50故合適。6.6確定帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率由dd1 112mm和n 960r/min,查表5-4用線性插入法得P0 1.15+(960-950

12、) (1.39-1.15)1.160kw1200 950根據(jù)n0 960r / min , i=3和A型v帶，查表5-5用線性插入法得 po 0.11 (960 950) (0.15 0.11) 0.112 1200 950查表5-6得K0.95,表5-3得Kl1.01于是PT （P0P0） K KL 1.160 0.112 0.95 1.01 1.22kW2）計算V帶根數(shù)zz Pca4.4 3.607Pr1.22取4根。6.7計算單根V帶的初拉力的最小值（F°）min由表5-7查得A型V帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m ,所以設計計算與說明主要結(jié)果/匚、二cc(2.5 K )PC

13、a 2(F0)min500qvK zv(2.5 0.95) 4.4 2500 0.1 5.630.95 4 5.63162.56 N應使帶的實際初拉力F。(F°)min6.8計算壓軸力Fpi156.18(Fp)min 2z(F0)min sin 2 4 162.56 sin 1272.485Np22V帶傳動主要參數(shù)名稱結(jié)果名稱結(jié)果名稱結(jié)果帶型A型傳動比i帶=3根數(shù)Z=4基準長度dd1 112dd2 335基準長度Ld 1800 mm預緊力F 0(min)162.56 N中心距a=536.50mm壓軸力Fpmin)1272.484N6.9帶輪結(jié)構(gòu)設計帶輪材料米用 HT150由表5-8查

14、得：bd 11mm, hamin 2.75mm, hfmin 8.7mm, e 15 0.3mm, fmin 9mm,.ha 3mm, f 10mm, hf 9mm現(xiàn)取。1）小帶輪結(jié)構(gòu)設計小帶輪米用實心式。由電動機伸出端直徑d=38mm,查表5-9及5-8可得設計計算與說明主要結(jié)果d11 (1.8 2) 38 68.4 78mmda1 d1 2ha 112 2 3 118mmB1z 1 e 2f 4 1 15 2 10 65mm由于 B=65mm 1.5d 57mm 所以 1.5 2 d 1.5 2 38 57 76mm但考慮電動機伸長為80mna取L1 84如下圖所示:2）大帶輪才用腹板式，

15、大帶輪轂孔直徑有后續(xù)高速軸設計而 定，取d=32mm同理由表5-8,5-9 可得d121.8 2 d 1.8 2 31.5 56.7 : 63mm,取d12 60mmda2 d2 2ha 335 2 3 341mmB2 Bi 65mmL21.5 2 d 1.5 2 31.5 47.25: 63mm,取L2=65mm一1111-S d- -6 9.286:16.25mm,取 S16mm7 47 4由表5-8取 10mm,作下圖：七、減速器內(nèi)傳動零件的設計一齒輪傳動的設計計算1高速齒輪的設計計算（此過程查機械設計第九版表和圖）1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用圓柱斜齒輪傳動，壓力角 20&

16、#176; ,初選螺旋角14°。帶式運輸機為一般工作機器，選用 7級精度。材料選擇。小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBs 大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS.選小齒輪齒數(shù)z123,大齒輪齒數(shù)。i1 z1 4.39 23 100.97，取，1002 ）按齒面接觸疲勞強度設計<1>由（10-24）試算小齒輪分度園直徑，即d1t 32小丁1 u 1 (ZhZeZ Z )確定公式各參數(shù)值。189.9MPa1/2試選載荷系數(shù)Kt 1.3,由表10-7選齒寬系數(shù)d 1。由圖10-20查得Zh 2.433o由表10-5查得Ze式10-21計算解除疲勞強度用重合度

17、系數(shù)Zt arctan(tan n / cos ) arctan(tan20o/cos14o) 20.56at1 arccoscos t / (z1 2h*n cos ) arccos23 cos20.56o/(23 2 1 cos14o) 30.292at 2 arccosz2 cos t / (Z2 2t cos ) arccos100 cos20.56o/(100 2 1 cos14o) 23.247, ， ， '、 ， ， - 一 Z1(tan at1 tan t) z?(tan 復 tan t)/21.632d Z tan /1 23 tan14o/1.825Z . 4 3

18、(1)0.683由式10-23可得螺旋角系數(shù)Zcos v cos14o 0.985計算接觸疲勞許用應力h由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1 600MPa, Hlim2 550MPa由式10-15計算應力循環(huán)次數(shù)N1 60njLh 60 320 1 (1 8 300 10) 4.608 108N2 N1/u 1.060 108根據(jù)圖10-23解除疲勞壽命KHN1 0.92,KHN2 0.95取失效概率1%,安全系數(shù)S=1由式10-14KHN1 H limlKHN 1 Hlim2H 1540MPa, H 2523MPaSS取H l h2中較小者作許用應力h= H2=52

19、3MPa試算小齒輪分度圓直徑d1t 50.031mm<2>調(diào)整小齒輪分度圓直徑圓周速度vdiEv 60 100050.031 96060 10000.838m/s齒寬bbdd1t 1 50.031mm2）計算實際載荷系數(shù)KH.由表10-2查得使用系數(shù)KA 1。根據(jù)v=0.838m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv 1.02齒輪圓周力 & 2T1/d1t 2 1.11 105 / 50.031 4.437 1 03N3KAFt1 1 4.437 10 / 50.031 88.685mm,查表10 3馬在和分配系數(shù)KH =1.4由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪

20、相對支撐非對稱分布 KH1.419則載荷系數(shù)KH KAKVKH KH 2.0263）由式10-12得實際載荷系數(shù)算的分度圓直徑d1 d1t 3' KH 58.006mm；KHt及相應齒輪模數(shù)mn d1cos /z1 58.006 cos14o/23 2.447mm3)按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-20試計算齒輪模數(shù)，即mn, 32Km Y2cos 2(? dz1 F 確定公式的各參數(shù)值<1>試選載荷系數(shù)KFt解<2>由式10-18可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)YBb arctan(tan cos t) arctan(tan14o cos20.562o) 13

21、.140o v /cos b2 1.632/cos13.1402 1.721Y 0.25 0.75/ v 0.686<3>由式10-19可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角丫Y 1o 0.787120 YFaYsa<4>計算 F,33當量齒數(shù) Zv1 Z1 / cos25.178, zv2 Z2 / cos 109.469查圖10-17得齒形系數(shù)Ya1 2.65YFa2 2.19查圖 10-18YSa1 1.59,Ysa2 1.81由圖10-24c查得 小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為Fiim1 500MPa, Fiim2 380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFv

22、1 0.85,小2 0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-14得fiYFa lYsalfi2.56 1.810.0134303.57KFN2 Flim2 238.857SK FN 1 F lim1 303.571, f 2SYFa 2YSa2F 2diniv 60 10000.66m/s2.19 1.81 0.0166238.857YFaYsa因為大齒輪的 F大于小齒輪的所以取0.0166所以試算齒輪模數(shù)得mnt 1.663mm調(diào)整齒輪的模數(shù)<1>圓周速度vd1 m討z1/cos39.420 mm<2>齒寬bb dd1 1 39.420 39.420mm<

23、;3>齒高h及齒寬比b/h. * * _ _ _ _ _ _ _ _ 一h (2han Cn)mnt (2 1 0.25) 1.663 3.742mmb/h 39.420/3.742 10.5342)計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=0.660m/s, 7級精度，由圖10-8查動載系數(shù)Kv=1.05由 Ft12T/d1 2 1.11 105 /39.420 5.632 103NKAFt1/b 1.5632 103/39.420 142.87N /mm 100N /mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF 1.2由表10-4用插值法查得KH1.47，結(jié)合 b/n 10.534查圖 10-13 得

24、KF1.33則載荷系數(shù)為KF心心& KF1 1.05 1.2解3億763）由式10-13可得實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m mnt3 KF 1.663曹 1.810K K Ft- 1.3對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)， 從標準中就近取mn 2；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲 勞強度算的分度圓直徑d1 58.006mm來計算小齒輪的模數(shù)，即z1 d1cos /mn 58.006 cos14o/2 28.1414 29貝 Uz2 i1 4 126.086,z2 1264）幾何尺寸計算計算中心距a (z-z

25、2)mn 159.745mm2cos考慮從模數(shù)從1.810增加到2,為此中心距減小整數(shù)為159mm按圓整后的中心距修正螺旋角ary1 2” 12.879o計算大小齒輪的分度圓直徑d1Z1mn cosd2Z2mn29 2 co 59.497 mm cos12.879126 2cos cos12.879o258.503mm計算齒輪的寬度b dd1 1 59.497 59.497mm,取d 60mm, b 65mm5）圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，Kh,z加“丫”等均產(chǎn)生變化, 應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法先計算10-22中的各參數(shù)，

26、_5Kh 2,026,Ti 1.11 10 N mm, d 1,di 59.497mm, u 4.35,Zh 2.433,Ze 189.8MPa1/2, Z0.683,Z0.985代入式10-22,得2KhTidd3u 1ZhZeZ Z u503.474MPa H齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10-17中的參數(shù)一 一 5一一_一Kf1.676,Ti 1.11 10 N mm,YFa1 2.5%予 1.65,YFa2 2.18,Y$a2 1.79,Y 0.68,Y0.76,12.879o, d1,mn 2mm, 4 29代入式10-17中2KFTYFa1YSa1YY cos 2F1

27、 3 2141.944MPa F 1 303.571MPadmnZ12KFTYFa2YSa2YY cos 2F2 3- 134.278MPa F1 238.85MPadm«nZ1齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞 的能力大于大齒輪6）主要設計齒數(shù)：z1 29,z2 126模數(shù)：m=2mm壓力角：20o螺旋角：12.829 中心距a=i59mm齒寬bl 65mmb 57mm小齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）齒輪按7級精度設計。2高速齒輪的設計計算1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1 ）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動；2 ）運輸機為一般工作機器

28、，速度不高，故用 7級精度；3 ）材料的選擇。由表5-20選擇小齒輪材料為45 （調(diào)質(zhì)）硬 度為250HBWV大齒輪白材料為45鋼（正火）硬度為200HBWV兩 者硬度差為50HBWV4 ）選小齒輪齒數(shù)為 Z3=23,大齒輪齒數(shù)可由Z2=%乙=3.38 X 23=77.74,取 Z2=78;5）齒數(shù)比 u=Z2=3.39。乙2.按齒面接觸疲勞強度設計2d2t 2.32KtT2 u 1ZeH確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）試取載荷系數(shù)為Kt=1.32）由表5-26取齒寬系數(shù)d = 1.13）由表5-25查得材料彈性影響系數(shù)ZE =189.8Mpa 2.4）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強

29、度極限lm1 =600MPa大齒輪接觸疲勞強度極限 lm2 =550MPa.5）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 4.730 105N mm6 )應力循環(huán)次數(shù)N160 n2 j Lh 60 72.89 1 (1 8 300 10) 1.050 108N17N21 3.096 107u7)由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn 1KhN 20.900.958）接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%.安全系數(shù)為S=1KHN1 lin1S540MPaKHN 2 lin 2S522.5MPa計算1）小齒輪分度圓直徑2KtT2 u 1 ZEd u H 3 1.3 4.730 105 3.39 1 189.8 22.32

30、I()113.39522.5d1t2.323109.05mm2）計算圓周速度dm60 1000109.05 72.8960 10000.416m/s3）齒寬b及模數(shù)mntb d * 1 109.05 109.05mmmntdit4109.05234.741mmh 2.25mnt 2.25 4.741 10.667mm b/h 10.2234）計算載荷系數(shù)K根據(jù)v 0.416m/s，7級精度，由圖5-6查得動載系數(shù)KV 1.05由表5-22查得直齒輪傳動間載荷分配系數(shù)KH KF 1；由表5-21查得齒輪傳動系數(shù)KA 1,齒輪7級精度 小齒輪相對支撐對 稱分布插值法5-23得接觸疲勞強度計算的齒向

31、載荷分配系數(shù)KH1.430,由 b/h=10223, KH1,30 查圖 5-5 得 KF 1.285故實際載荷系數(shù):K KAKVKH KH 1 1.05 1 1.430 1.505）按實際載荷系數(shù)下的校正分度圓直徑K, 1.50d2 d1t 3109.053 114.378mm1 Kt1 1.36）計算模數(shù)d1114.378mn - 4.97mmz1233 .按齒根彎曲強度設計2KT2 Yf Ysmn y J；dZ1F確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖5-9c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa5-29b 查得fe2 380Mpa2）由圖5-7查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 0.85

32、, KFN2 0.883）計算彎曲疲勞許用盈應力，取 s=1.4,FN1FN2KN1 FE1SKN 2FE2S0.85 5001.4425MPa0.88 3801.4334.4MPa4）計算載荷系數(shù)KKKAKvKF KF 1 1.05 1.285 1 1.3505）查取齒形系數(shù)由表 5-24 得 YF1 2.69，YF 2 2.236）查得應力矯正系數(shù)表 5-24 Ys1 1.575YS2 1.767）計算大小齒輪的YaYa FYS 1S 1 0.0099F1, Ys 2-S 2 0.0117F2取較大的值YaYa =0.0117F3.045mm對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)

33、m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取m=3;為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d1 114.378mm來計算小齒輪的模數(shù)，即乙d2 mn114.37838.126338z2i238 128.44 128傳動誤差比一、，上一一i總i帶也 3頭際總傳動比1262912843.9063844.51 43.906 1.357% 5%44.51在誤差范圍內(nèi)，故合格。4幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1 乙m 38 3 114mm d2 Z2m 128 3 384mm(2)計算中心距d12d2114 384- 249 mm(3)計算齒輪寬度

34、dd1109.05mmb2= 109mm, b1= 108mm(4)計算齒頂圓直徑/ * da1=d1+2ha= (Z1 2ha)m= (38+2 1) 3=120mm da2=d2+2ha= (Z1 2ha) m=(128+2 1) 3 390mm5)齒全高h= (2ha+c) m= (2 1+0.25) 3=6.75mm6)齒后P m ccc_s= - =6.28mm227)齒頂高 一 *一 一ha=ham=1 3=3mm8)齒根高./*、_ hf = (h a c )m (1 0.25) 3=3.75mm9)齒根圓直徑df1=d1-2hf 114 2 3.75 106.5mmdf2 d2

35、 2hf 384 2 3.75 376.5mm八、軸的設計計算及強度校核高速軸的結(jié)構(gòu)設計1軸的選材及其許用應力的確定初選軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，查表16-1硬度217-255HBW 抗拉強度極限b 640Mpa,屈服強度s 355Mpa,彎曲疲勞 極限1275Mpa,剪切疲勞期強度1155Mpa,許用彎曲應 力1 60MPa2軸的最小直徑估算高速軸輸入端與大帶輪相連接，所以輸入端軸徑應最小查表16-2 ,取A0 126，則高速軸的最小直徑為：dimin A 3. 126 332028.543mm因為與大帶輪裝配，有鍵梢故增大5%7%'d1min d1min(1 7%) 28.543

36、1.07 30.541 mm查表1-19取標準尺寸d1min 31.5mm根據(jù)軸上零件的結(jié)構(gòu)、定位、裝配關系。軸向?qū)挾?、零件間的相對位置及軸承潤滑方式的等要求，參考表15-1、圖15-3、及圖16-3設計。查表15-1 :1 0.02a 1 8,取 1 8mm；由1 1.2，取 1=12.5mm '故箱體內(nèi)寬 W B1220.025a 1 8,取8；箱蓋壁厚2 14mm,取 2 100mm65 14 100 179mm3軸的設計和強度計算1)軸上零件的位置與固定方式確定圖圖圖圖圖圖2)各軸段直徑和長度的確定直徑確定d11 最小直徑,d11二dmin =31.5mmd12：密封處軸段，h

37、= (0.070.1) dn,并考慮密封圈 的標準，故取 d12=36mm該處軸圓周速度V=“n1 =0.6034m/s60 1000故可選用氈圈油封，由表 9-9選用氈圈油封36JB/ZQ4606-1997d13滾動軸承處軸段，考慮軸承的拆裝方便，因而使 d13>d12 , 現(xiàn)取d13=40mm ,考慮到軸承承受的徑向力和軸向力， 故選用圓錐滾 子軸承，查表 6-3 ,選用 30208 ,其尺寸為 d D B=40mm 80mm 18mm,其安裝尺寸 da =47mmd14過渡軸段,取d14=50mm齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。軸的材 料和熱處理方式一樣，調(diào)質(zhì)處理

38、d15=d13=40mm ,滾動軸承處軸段應與右支撐相同長度確定Lii應與大帶輪的輪轂長度短23mm,取長度為80mmL13參考圖16-11a,取封油環(huán)端面到內(nèi)壁距離2mm,為了補償箱體 胡鑄造誤差，安裝封油環(huán)空間以及考慮到主動軸靠近箱體內(nèi)壁的 軸承斷面應與從動軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面對齊在同一母線 上，靠近箱體內(nèi)壁胡軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離4=14mm故取L13 B 4 2 18 14 2 34mmL12查表15-1地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036 159+12=17.724mm,取 M16,查表15-1得相應的C1 22mm, C2 20mm箱蓋與箱座連接，直徑 d2=

39、(0.5-0.6) df= (0.5-0,6) 17.724=8.8710.645mm 取 M12,軸承端蓋螺 釘直徑d3= (0.4-0.5) df= (0.4-0.5) 17.724=79mm，取 M10 由表 4-13 查得螺 栓GB/T 5782-2000 M10 30由表8-1查得軸承端蓋凸緣處厚度 e=1.2 d3=1.29=11mm軸承座寬度 l2= +C1 C2 (5 -8) 8 22 20 (5 - 8) 55 58mm ,取12 58mm取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度t 2mm,取K1 32mm則 L12l2te K1 B 4=58+2+11+3218-14=71mmLu

40、小齒輪寬度 B1 65mm,2 =100mmM L14B122 2 265 100 14 4175mmL15 由于對稱 L15 L13 34mm高速軸總長L L11 L12 L13 L14 L15 63 71 34 175 34 377mm按彎扭合成應力校驗的強度小齒輪所受轉(zhuǎn)矩 工1.11 105 N mm5小齒輪所受圓周力 F t1 1 一. 3763.39Nd159小齒輪所受徑向力 Fr1 Ft1 tan n 3763.39tan20_ 1404.83Ncoscos12.829小齒輪所受軸向力 Fa1 Ft1 tan 3763.39 tan12.829o 857.024N高速軸兩軸承間的跨

41、具由上述設計尺寸得：底間 L13 L14 L15 B(軸承寬)=225mmlB1D1 L11 /2 L12 B/2 111.5mmC1D12t b%/2L13L12 L11 302.5mmA1C1 L5 b/2 AICI15t4 34 65/2 2 14 73.5mmB1C1 lA1B1 1A1C1 兩支點反力22573.5 151.5mmRA1HFt1A1B1 ll A1 B1A1C1 151.5 253.016N,225Rb1h Ft173.52251229.374N由 Ma(F)RB1V 1A1B1Fr1 1A1C1Fpl A1D10由 RB1V 225 1369.76 73.5 127

42、2.485 (377 B/2 65/2)得 Rbiv 1449.961Nraiv RB1V Fr1Fp 得 Ra1v1547.485 N式中符號表示所示力的方向相反，A,和B1點的總支反力Ra1 V RA1H RA1V, 2534.0162 ( 1547.236)2 2969.036NRB1、R1H RB1V,1229.3742 1449.9612 1900.986N3C1 處的水平彎矩Me1HRA1H lA1cl 2534.016 73.5 10186.249 N mC1處垂直彎矩MC1V RA1V AC1 Fa1 d (分度圓直徑)/21547.236 73.5 10 3 857.024

43、29.75 10 388.207N MC1處合成彎矩Mc1B1處的垂直彎矩巳處的合成彎矩M 高速軸所受轉(zhuǎn)矩TMC1H MC1V186.2492 ( 88.207)2206.08N M3Mb1vFplBiD11272.485 111.5 10141.882NB1 Jm；1HM21V、0 ( 286.2)2 286.2N mT1 111.02N m繪制高速軸的扭矩受力圖RIVA?B11H郎IHp=FPRBIVRA1HRA1!FrlMHrnTTTTnm"IBIVIII II因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應力視為脈動循環(huán)變應力，取 折合系數(shù)=0.6, 危險截面 G 的當量彎矩Meica= Jm

44、Bi ( T)2 7286.22 (0.6 111.02)2 293.84N mMeiMei293.84 103e1 e1 =45.912MPaW0.1d30.1 40316-1查得前已選擇主動軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表1 =60MPa ,所以ca 1 ,安全滾動軸承校驗：圓錐滾子軸承 30208基本額定動載荷Cr=63KN，基本額定動載荷C0 74.0 KN ，預計壽命( Lh 10 300 1 8 24000hFr1 Ra1 2969.036N E Rb1 1900.986N查表6-14,當減速器受到輕微沖擊時，取滾動軸承載荷系數(shù)fp 1.2 因 為 Fa1 Ft1tan3763.39

45、 tan12.829o 857.024Fa2 Fa2 ,因為Fa/Fr0.610 e 0.37(表6 3)徑向動載荷系數(shù)X1 *2=。.4。軸向動載荷系數(shù)Y 丫2 1.6 Pfp(X1Fr1 YFa1)=1.2 (0.4 2969.036+1.6 857.024) =3070.62NF2 fp(X2Fr2 Y2Fa2)=1.2 (0.4 1900.986+1.6 857.024) =2557.96N 因為P P2故只需驗算軸承1,軸承在100oC溫度以下工作，查表 6-16 得 ft=1匕=詈(普)1.23 106h Lh60n1 P設計計算與說明主要結(jié)果設計計算與說明主要結(jié)果故合適低速軸設計

46、計算1低速軸的輸出端與聯(lián)軸器相連，所以低速軸輸出軸徑應最大。 因為是減速器的低速軸，查表16-2,取Ao 126，則低速軸最小直徑 為3.56d2min =A3 69.125mm.21.56考慮到低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，該軸段截面上設有一個鍵梢，同理可得一一'_ _ _ _ _ _d3min=d3min(1 7%)69.125 (1 7%)73.964mm參考聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d2min 75mm查表7-9用于運輸機的聯(lián)軸器的工作情況系數(shù)Ka 1.5Tca KATIII =1.5 1576.90=2365.35N m參考聯(lián)軸器表7-6選用LX5 , Tn 3150N m 軸徑孔

47、75mm,軸孔長度Li 107mm取彈性柱銷白裝配距離K2 45mm2 .軸上零件的位置與固定方式的確定3 .各軸段直徑和長度確定各軸段直徑的確定dW最小直徑安裝聯(lián)軸器d31 d3min 75mmd32密封處軸段根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，定位軸肩為h (0.07 0.1)d31=(0.07 0.1) 75=5.25mm7.5mm查表1-19,并考慮到氈圈油封的標準，取d32 80mm該處圓周速度 V d32n38021.56 0.09m/s 4m / s60 100060 1000故選用 80JB/ZQ 4606-1997 氈圈d33滾動軸承處軸段 考慮到拆裝方便，d33 d32取d23=85

48、mm,考 慮到軸只受徑向力，故選用深溝球軸承。由d33=85mm,查表取 代號6217軸承，其基本尺寸為d D B 85mm 130mm 22mm, 安裝尺寸為da 95mmd35低速級大齒輪安裝軸段取d25 100mm (表1-19)d34軸環(huán)，該軸段為齒輪提供定位作用，定位軸肩高度，則d34 =90mmd36滾動軸承處軸段d36 d33 85mm各軸段長度的確定L31安裝聯(lián)軸器軸段，為了保證軸向定位可靠，該軸段的長度 應比聯(lián)軸器短2-3mm,現(xiàn)聯(lián)軸器孔長L31 107mmL35大齒輪配合段，為了便于定位可靠，L35=10mmL32次段長度除與軸上零件有關外，海域軸承寬度及軸承端蓋 等零件有

49、關。由裝配關系可知，軸承座寬度靠近箱體內(nèi)壁的端 面至箱體內(nèi)壁的端面至箱體內(nèi)壁距離4 ,考慮到聯(lián)軸器彈性套柱銷的裝配距離K2=45mmL32 l2 t e K2 B 4 60 2 12 45 28 14 77mmL34 齒寬=109,mm L34=107mmL33左側(cè)安裝封油環(huán)，軸承的軸段L33 = b2 L2454 B 109 107 46.5 14 28 86.5mmL36右側(cè)安裝封油環(huán) 套筒 軸承的軸段L36 = 54 B L25 =17.5+14+28-10=49.5mm低速軸總產(chǎn)度L= l21 l22 l23 l24 l25 L26 = 105+77+86.5+107+10+49.5=

50、425mm4.按彎曲合成力校驗軸的強度大齒輪按彎扭合成應力校驗的強度大齒輪所受轉(zhuǎn)矩T2 1576.90N m大齒輪所受圓周力Ft3 2T3 2 1576.90 8213.021N d30.384大齒輪所受徑向力 Fr3 Ft3 tan 2989.295N低速軸兩軸承間的跨距：LA3B3 225mm, LE3A3 144.5mm, La3C3 126mm兩支點反力：RA3HFt3 La3B3 La3C3 821.021 225 126 3613.729NLa3B3225RB3H Ft3 L323 4599.292NLa3B3Ma(F) Rb3V La3B3 Fr3 LA3C3 0由 Mb(F)

51、Ra3V La3B3 Fr3 (LA3B3 La3c3) 0RA3V1315.29N,Rb3V1674.005N總支反力：RA3 、. RA3H RA3V 3845.650NRb3代3H RB3V4894.46NC3處的水平彎矩MC3HRA3H LA3C3 3613.729 126 10 3 455.359 N mC3處垂直彎矩一一一_一_3一 _一Mc3VRa3V La3C3 1315.29 126 10 3165.72N MC2處合成彎矩Mc3 ,mC3H mC3V484.55N m低速軸所受轉(zhuǎn)矩T T3 1576.90 N m可知C3處彎矩最大，是危險截面因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應力視為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6,危險截面 C3 的當量彎矩 Me3=jMC3 ( T3)2 1063.00N mMe3Me31063 103eeo= =W0.1d240.1 903前已選擇主動軸材料為=1.4