展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計(jì)目 錄一 設(shè)計(jì)任務(wù)書11.1設(shè)計(jì)題目11.2設(shè)計(jì)步驟1二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案12.1傳動(dòng)方案12.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)1三 選擇電動(dòng)機(jī)23.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇23.2確定傳動(dòng)裝置的效率23.3計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量23.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)44.1電動(dòng)機(jī)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(jī)的參數(shù)5五 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度設(shè)計(jì)55.3確定傳動(dòng)尺寸85.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度85.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸95.6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(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度設(shè)計(jì)116.3確定傳動(dòng)尺寸136.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度136.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)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(jì)167.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算167.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算217.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算27八 滾動(dòng)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(jì)計(jì)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(jì)小結(jié)41參考文獻(xiàn)42一 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)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(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：5年，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(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.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 7.滾動(dòng)軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 10.潤滑密封設(shè)計(jì) 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)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(diǎn) 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(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機(jī)的效率：w=0.97a=122432w=0.8773.3計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=40000.81000=3.2kW 電動(dòng)機(jī)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(dòng)比范圍，展開式二級齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：840，因此理論傳動(dòng)比范圍為：840?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(840)45.63=365-1825r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，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(jī)型號(hào)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(jī)主要尺寸參數(shù)圖3-1 電動(dòng)機(jī)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HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.4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)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=96045.63=21.039 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 高速級傳動(dòng)比i1=1.35ia=5.33 則低速級的傳動(dòng)比i2=3.95 減速器總傳動(dòng)比ib=i1i2=21.0535四 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)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=n0=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(jī)的參數(shù)P=P122w=3.40.990.990.990.97=3.2kWn=n=45.6rpmT=9550000Pn=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(jī)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(jī)45.63.2670175.44五 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，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(qiáng)度設(shè)計(jì) (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(jì)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(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=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(jì)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(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=609601163005=1.382109NL2=NL1u=1.3821095.33=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(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn601000=37.435960601000=1.881 齒寬bb=dd1t=137.435=37.435mm 2)計(jì)算實(shí)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(dòng)載系數(shù)Kv=1.036 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=235911.9837.435=1918.631NKAFtb=11918.63137.435=51Nmm<100Nmm 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(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.417 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0361.21.417=1.762 3)由式（10-12），可得按實(shí)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(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距a=z1+z2m2=151mm，圓整為151mm (2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=242=48mmd2=z2m=1272=254mm (3)計(jì)算齒寬b=dd1=48mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KFTYFaYSaYdm3z12F 1)T、m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(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)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(dòng)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=KAKVKFKF=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(qiáng)度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=59.52MPa<F1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=57.25MPa<F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)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。5.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 1)計(jì)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(jì)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(jì)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(hào)名稱計(jì)算公式小齒輪大齒輪模數(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h(yuǎn)amha*22齒根高h(yuǎn)fm(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(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，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217255HBS (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(qiáng)度設(shè)計(jì) (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(jì)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(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos25cos2025+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(jì)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(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=60180.111163005=2.594108NL2=NL1u=2.5941083.95=6.566107 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(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn601000=61.395180.11601000=0.579 齒寬bb=dd1t=161.395=61.395mm 2)計(jì)算實(shí)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(dòng)載系數(shù)Kv=1.011 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=2185581.0361.395=6045.477NKAFtb=16045.47761.395=98Nmm<100Nmm 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(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.422 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0111.21.422=1.725 3)由式（10-12），可得按實(shí)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(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距a=z1+z2m2=186mm，圓整為186mm (2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=253=75mmd2=z2m=993=297mm (3)計(jì)算齒寬b=dd1=75mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KFTYFaYSaYdm3z12F 1)T、m和d1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(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)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(dòng)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=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(qiáng)度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=85.8MPa<F1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=80.4MPa<F2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)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。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 1)計(jì)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(jì)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(jì)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(hào)名稱計(jì)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h(yuǎn)amha*33齒根高h(yuǎn)fm(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(jì)7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 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(gè)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(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動(dòng)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，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計(jì)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(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)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?？紤]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，取 = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=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(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=92mm，軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l2=148mm，齒輪中點(diǎn)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(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)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(diǎn)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= 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=0Nmm 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 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(qiáng)度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)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(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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(qiáng)度極限B=735MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度概略計(jì)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(dòng)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(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因軸承同時(shí)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 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 15 mm。 3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。 4)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)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]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，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）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(diǎn)距離l1=69.5mm，低速級小齒輪中點(diǎn)到高速級大齒輪中點(diǎn)距離l2=80mm，高速級大齒輪中點(diǎn)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(jì)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=-RAHl3=-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=MCH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(jì)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(qiáng)度 因D彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故D為危險(xiǎn)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(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度概略計(jì)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=47.14mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)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(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動(dòng)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(jì)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(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(dòng)軸承位置時(shí)，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=2712061.4297=4795.026N 低速級大齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=4795.026tan20=1745.247N 齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=72.5mm，軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離l2=210.5mm，第一段中點(diǎn)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=Ftl2l1+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(jì)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：MBV=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：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(qiáng)度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)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(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。八 滾動(dòng)軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)620630621619.5 根據(jù)前面的計(jì)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(dòng)載荷Cr=19.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=24000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以