《展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計【F=4000Nv=0.8D=335mm】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計【F=4000Nv=0.8D=335mm】（45頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計目 錄一 設(shè)計任務(wù)書11.1設(shè)計題目11.2設(shè)計步驟1二 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1三 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3四 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)44.5工作機的參數(shù)5五 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算55.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)55.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計55.3確定傳動尺寸85.4校核齒根彎曲疲勞強度85.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸9

2、5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)9六 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算106.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)106.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計116.3確定傳動尺寸136.4校核齒根彎曲疲勞強度136.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸146.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)15七 軸的設(shè)計167.1高速軸設(shè)計計算167.2中間軸設(shè)計計算217.3低速軸設(shè)計計算27八 滾動軸承壽命校核338.1高速軸上的軸承校核338.2中間軸上的軸承校核348.3低速軸上的軸承校核35九 鍵聯(lián)接設(shè)計計算359.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核359.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核369.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核369.4低

3、速軸與低速級大齒輪鍵連接校核369.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核36十 聯(lián)軸器的選擇3710.1高速軸上聯(lián)軸器3710.2低速軸上聯(lián)軸器37十一 減速器的密封與潤滑3711.1減速器的密封3711.2齒輪的潤滑3811.3軸承的潤滑38十二 減速器附件3812.1油面指示器3812.2通氣器3912.3六角螺塞3912.4窺視孔蓋3912.5定位銷4012.6啟蓋螺釘40十三 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸40十四 設(shè)計小結(jié)41參考文獻42一 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，拉力F=4000N，速度v=0.8m/s，直徑D=335mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：5年

4、，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.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.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 6.傳動軸的設(shè)計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計 9.聯(lián)軸器設(shè)計 10.潤滑密封設(shè)計 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計二 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，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 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，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。三 選擇電動機3.1電動機類型的選擇 按工作要求及工作條

5、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 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機的效率：w=0.97a=122432w=0.8773.3計算電動機容量 工作機所需功率為Pw=FV1000=40000.81000=3.2kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=3.20.877=3.65kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010000.8335=45.63rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，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：840?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范

6、圍為nd=ianw=(840)45.63=365-1825r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M1-6的三相異步電動機，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 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HLHDABKDEFG13251531521617

7、812388010333.4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=96045.63=21.039 （2）分配傳動裝置傳動比 高速級傳動比i1=1.35ia=5.33 則低速級的傳動比i2=3.95 減速器總傳動比ib=i1i2=21.0535四 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=3.65kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500003.65960=36309.9Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P01=3.650.99=3.61kWn=n

8、0=960rpmT=9550000Pn=95500003.61960=35911.98Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P23=3.610.990.98=3.5kWn=ni1=9605.33=180.11rpmT=9550000Pn=95500003.5180.11=185581.03Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P23=3.50.990.98=3.4kWn=ni2=180.113.95=45.6rpmT=9550000Pn=95500003.445.6=712061.4Nmm4.5工作機的參數(shù)P=P122w=3.40.990.990.990.97=3.2kWn=n=45.6rpmT=9550000P

9、n=95500003.245.6=670175.44Nmm 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9603.6536309.9高速軸9603.6135911.98中間軸180.113.5185581.03低速軸45.63.4712061.4工作機45.63.2670175.44五 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，大齒輪45（調(diào)

10、質(zhì)），齒面硬度217255HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=245.33=127。5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 (1)由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551063.61960=35911.98Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2h

11、an*=arccos24cos2024+21=29.841a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos127cos20127+21=22.313=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=24tan29.841-tan20+127tan22.313-tan202=1.739Z=4-3=4-1.7393=0.868 計算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d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(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=609601163005=1.382109NL2=NL1u=1.38210

12、95.33=2.594108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.994，KHN2=1.123 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9946001=596.4MPaH2=KHN2Hlim2S=1.1235501=617.65MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=596.4MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.335911.9815.33+15.332.49189.80.868596.42=37.435mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=

13、d1tn601000=37.435960601000=1.881 齒寬bb=dd1t=137.435=37.435mm 2)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=1.881m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.036 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=235911.9837.435=1918.631NKAFtb=11918.63137.435=51Nmm100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.417 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11

14、.0361.21.417=1.762 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=37.43531.7621.3=41.428mm 4)確定模數(shù)m=d1z1=41.42824=1.726mm，取m=2mm。5.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2m2=151mm，圓整為151mm (2)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=242=48mmd2=z2m=1272=254mm (3)計算齒寬b=dd1=48mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KFTYFaYSaYdm3z12F 1)T、m

15、和d1同前 齒寬b=b2=50 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.65，YFa2=2.078 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.58，YSa2=1.938 試選KFt=1.3 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.739=0.681 根據(jù)v=1.408m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.078 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KH=1.417，結(jié)合b/h=10.667查圖10-13，得KF=1.078。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKF

16、KF=11.0781.21.078=1.395 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.917 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.9173801.25=278.77MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=59.52MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=57.25MPaF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，

17、并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 1)計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm 2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=52mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=258mm 3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=43mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=249mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號名稱計算公式

18、小齒輪大齒輪模數(shù)m22螺旋角左000右000齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z24127齒寬B5550齒頂高hamha*22齒根高hfm(ha*+c*)2.52.5分度圓直徑d48254齒頂圓直徑dad+2ha52258齒根圓直徑dfd-2hf43249圖5-1 高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖六 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度2172

19、55HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=25，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=253.95=99。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 (1)由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551063.5180.11=185581.03Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arcco

20、s25cos2025+21=29.531a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos99cos2099+21=22.915=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=25tan29.531-tan20+99tan22.915-tan202=1.732Z=4-3=4-1.7323=0.869 計算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d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(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=60180.111163005=2.594108NL2=NL1u=2.5941083.95=6.5

21、66107 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.123，KHN2=1.207 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.1236001=673.8MPaH2=KHN2Hlim2S=1.2075501=663.85MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=663.85MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.3185581.0313.95+13.952.49189.80.869663.852=61.395mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn60

22、1000=61.395180.11601000=0.579 齒寬bb=dd1t=161.395=61.395mm 2)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=0.579m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.011 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=2185581.0361.395=6045.477NKAFtb=16045.47761.395=98Nmm100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.422 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0

23、111.21.422=1.725 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=61.39531.7251.3=67.465mm 4)確定模數(shù)m=d1z1=67.46525=2.699mm，取m=3mm。6.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2m2=186mm，圓整為186mm (2)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=253=75mmd2=z2m=993=297mm (3)計算齒寬b=dd1=75mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KFTYFaYSaYdm3z12F 1)T、m和d1

24、同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.62，YFa2=2.182 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.59，YSa2=1.789 試選KFt=1.3 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.732=0.683 根據(jù)v=0.458m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.059 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KH=1.422，結(jié)合b/h=11.112查圖10-13，得KF=1.079。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=

25、11.0591.21.079=1.371 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.917，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9175001.25=366.8MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.25=279.68MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=85.8MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=80.4MPaF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小

26、齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 1)計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm 2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=81mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=303mm 3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=67.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=289.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號名稱計

27、算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m33螺旋角左000右000齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z2599齒寬B8075齒頂高hamha*33齒根高hfm(ha*+c*)3.753.75分度圓直徑d75297齒頂圓直徑dad+2ha81303齒根圓直徑dfd-2hf67.5289.5圖6-1 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖七 軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算 (1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=3.61kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=35911.98Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40Cr調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小

28、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。dA03Pn=11233.61960=17.42mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0517.42=18.29mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為19mm故取dmin=19 (4)確定軸的直徑和長度圖7-1 高速軸示意圖 1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12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 = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT=46.69Nmm 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

29、，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為19mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為42mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=28mm。 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 = 24 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為dDB = 306216mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪

30、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 = 55 mm，d56 = 52 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聯(lián)軸器端面有一定距離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 - 16 -10 = 63 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。考慮箱體的鑄造誤差，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，低速級小齒輪寬度b3

31、=80mm，則l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 15+ 10-2.5-2=100.5 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19243036523630長度426328100.555828 (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=2Td1=235911.9848=1496.333N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=1496.333tan20=544.621N 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=92mm，軸承壓

32、力中心到齒輪支點距離l2=148mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=55.5mm 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) 在水平面內(nèi) 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1l2l2+l3=544.621148148+55.5= 396N 軸承B處水平支承力：RBH=Fr1-RAH=544.621-396=149N 在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=1496.333148148+55.5

33、= 1088N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=1496.33355.5148+55.5= 408N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=3962+10882=1157.83N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=1492+4082=434.36N 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=0Nmm 截面C在水平面上的彎矩：MCH=RAHl3=39655.5=21978Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm 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=0N

34、mm 截面C在垂直面上的彎矩：MCV=RAVl3=108855.5=60384Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm 合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 截面C處合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=219782+603842=64259Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=35911.98Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T2=02+0.635911.982=21547Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+T2=642592+0.635911.982=67775Nmm

35、截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.635911.982=21547Nmm 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (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=36332=4578.12mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=9156.24mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=14.8MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=3.92MPa 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+42=15.53MPa 查表得40Cr調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=735MPa，則軸的許用彎

36、曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。7.2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=180.11r/min；功率P=3.5kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=185581.03Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45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。dA03Pn=11533.5180.11=30.92mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=35mm (4)確定軸的直徑和長度圖7-3 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

37、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 = 30.92 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為dDB = 357217mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 40 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 = 50 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 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 50

38、 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= 80 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 = 78 mm，d23=40mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =50mm，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=48mm，d45=40mm。 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]

39、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=17+10+10+2= 39 mml56=B+2+2=17+10+12.5+2= 41.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑3540504035長度3978154841.5 (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=2Td2=2185581.03254=1461.268N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=1461.268tan20=531.858N 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）

40、Ft3=2Td3=2185581.0375=4948.827N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=4948.827tan20=1801.226N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=69.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=80mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=57mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2l1+l2+l3=1801.22669.5-531.85869.5+8069.5+80+57= 221N 軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1801.226-221-531.858=1048N 軸承A在垂直

41、面內(nèi)支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=4948.82769.5+1461.26869.5+8069.5+80+57= 2724N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=4948.82780+57+1461.2685769.5+80+57= 3687N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=2212+27242=2732.95N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=10482+36872=3833.05N 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

42、l3=-22157=-12597Nmm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=-RAHl3=-22157=-12597Nmm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBHl1=104869.5=72836Nmm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBHl1=104869.5=72836Nmm 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=RAVl3=272457=155268Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBVl1=368769.5=256246Nmm 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=M

43、CH右2+MCV2=-125972+1552682=155778Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=-125972+1552682=155778Nmm 截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=728362+2562462=266397Nmm 截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=728362+2562462=266397Nmm 轉(zhuǎn)矩T2=185581.03Nmm 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=1557782+0.6185581.032=191482Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩MVC

44、左=MC左2+T2=1557782+0.6185581.032=191482Nmm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩MVD右=MD右2+T2=2663972+0.6185581.032=288731Nmm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩MVD左=MD左2+T2=2663972+0.6185581.032=288731Nmm圖7-4 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=35332=4207.11mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=8414.22mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=5.41MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=22.06MPa 按彎扭合成強度進行

45、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+42=27.02MPa 查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。7.3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=45.6r/min；功率P=3.4kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=712061.4Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45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 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA03Pn=11233.445.6=4

46、7.14mm 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+0.0747.14=50.44mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為55mm故取dmin=55 (4)確定軸的直徑和長度圖7-5 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 = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT=925.68Nmm 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(biāo)準(zhǔn)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

47、配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，bh = 1610mm(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dDB = 6512023mm，故d34 = d78 = 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 = 75 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊

48、齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 73 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=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 - 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

49、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=50+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 57.5 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1105645.557.5107347.5 (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=2Td4=2712061.

50、4297=4795.026N 低速級大齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=4795.026tan20=1745.247N 齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=72.5mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=210.5mm，第一段中點到軸承壓力中心距離l3=122.5mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Frl1l1+l2=1745.24772.572.5+210.5= 447NRBH=Fr-RAH=1745.247-447=1298N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=4795.02672.572.5+210.5= 1228NRBV=F

51、tl2l1+l2=4795.026210.572.5+210.5= 3567N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=4472+12282=1306.83N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=12982+35672=3795.83N 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=RAHl1=44772.5=32408Nmm 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：MB

52、V=0Nmm 在垂直面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBVl1=356772.5=258608Nmm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm 截面A處合成彎矩彎矩：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=324082+2586082=260631Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩為：T=712061.4Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6712061.42=427237Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：

53、MVC=MC2+T2=2606312+0.6712061.42=500460Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6712061.42=427237Nmm圖7-6 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=12.59MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=8.95MPa 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+42=16.55MPa 查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。八 滾動軸承壽命校核8.1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)620630621619.5 根據(jù)前面的計算，選用6206深溝球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=19.5kN，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