機械設計減速器設計說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄一、設計任務書1二、傳動裝置總體設計方案1三、選擇電動機2四、計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)3五、鏈傳動設計計算4六、減速器高速級齒輪傳動設計計算6七、減速器低速級齒輪傳動設計計算10八、軸的設計13九、滾動軸承壽命校核31十、鍵聯(lián)接設計計算34十一、聯(lián)軸器的選擇35十二、減速器的密封與潤滑36十三、減速器附件36十四、減速器箱體主要結構尺寸39十五、設計小結39十六、參考文獻40一、 設計任務書1.1 設計題目 二級圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力F=7000N，速度v=0.4m/s，直徑D=383mm，每天工作小時數(shù)：24小時，工作年限（壽命）：10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 設計步驟 1.傳動裝置總體設計方案 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.鏈傳動設計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設計計算 7.傳動軸的設計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設計 10.聯(lián)軸器設計 11.潤滑密封設計二、 傳動裝置總體設計方案2.1 傳動方案 傳動方案已給定，后置外傳動為鏈傳動，減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器2.2 該方案的優(yōu)缺點 二級圓錐圓柱齒輪減速機承載能力強，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布置的機械傳動中。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件選用三相異步電動機，封閉式結構，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=0.98 閉式圓柱齒輪的效率：4=0.98 閉式圓錐齒輪的效率：3=0.97 鏈傳動的效率：c=0.96 工作機的效率：w=0.95a=1×24×4×3×c×w=0.7923.3 計算電動機容量 工作機所需功率為Pw=F×V1000=7000×0.41000=2.8kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=2.80.792=3.54kW 工作轉速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.4×383=19.96rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，鏈傳動比范圍為：26，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：616，因此理論傳動比范圍為：1296?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(1296)×19.96=240-1916r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y160M1-8的三相異步電動機，額定功率Pen=4kW，滿載轉速為nm=720r/min，同步轉速為nt=750r/min。 電機主要尺寸參數(shù) 圖3-1 電動機3.4 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速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=72019.96=36.072 （2）分配傳動裝置傳動比 取鏈傳動比：ic=3 錐齒輪（高速級）傳動比i1=0.25×i=3 則低速級的傳動比為i2=4.01 減速器總傳動比ib=i1×i2=12.03四、 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1 電動機輸出參數(shù)P0=3.54kWn0=nm=720rpmT0=9550000×P0n0=9550000×3.54720=46954.17Nmm4.2 高速軸的參數(shù)P=P0×1=3.54×0.99=3.5kWn=n0=720rpmT=9550000×Pn=9550000×3.5720=46423.61Nmm4.3 中間軸的參數(shù)P=P×2×3=3.5×0.98×0.97=3.33kWn=ni1=7203=240rpmT=9550000×Pn=9550000×3.33240=132506.25Nmm4.4 低速軸的參數(shù)P=P×2×4=3.33×0.98×0.98=3.2kWn=ni2=2404.01=59.85rpmT=9550000×Pn=9550000×3.259.85=510609.86Nmm4.5 工作機的參數(shù)P=P×c×2×2×w=3.2×0.96×0.98×0.98×0.95=2.8kWn=ni3=59.853=19.95rpmT=9550000×Pn=9550000×2.819.95=1340350.88Nmm五、 鏈傳動設計計算1. 確定鏈輪齒數(shù) 由傳動比取小鏈輪齒數(shù)Z1=25，因為鏈輪齒數(shù)最好為奇數(shù)，大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。 實際傳動比i=z2/z1=3.082. 確定鏈條型號和節(jié)距 查表得工況系數(shù)KA=1.1 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)：Kz=1.22 取單排鏈,則計算功率為:Pca=KA×Kz×P=1.1×1.22×3.2kW=4.294kW 選擇鏈條型號和節(jié)距： 根據(jù)Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查圖選擇鏈號16A-1，節(jié)距p=25.4mm。3. 計算鏈長 初選中心距a0=40×p=40×25.4=1016mm 則，鏈長為:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2×101625.4+25+772+25.41016×25-772×2=132.714節(jié) 取Lp=133節(jié) 采用線性插值，計算得到中心距計算系數(shù)f1=0.24532則鏈傳動的最大中心距為：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×25.4×2×132.714-25+77=1018.34mm 計算鏈速v，確定潤滑方式v=z1×n×p60×1000=25×59.85×25.460×1000=0.633，合適 按v=0.633m/s，鏈號16A，查圖選用滴油潤滑。4. 作用在軸上的力 有效圓周力F=1000×Pcav=1000×4.2940.633=6784N 作用在軸上的力Fp1.15×F=1.15×6784=7802N 鏈輪尺寸及結構 分度圓直徑d1=psin180°z1=25.4sin180°25=202.76mmd2=psin180°z2=25.4sin180°77=623.04mm六、 減速器高速級齒輪傳動設計計算6.1 選精度等級、材料及齒數(shù)1. 由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度217286HBS，大齒輪ZG35CrMo（調質），齒面硬度190240HBS2. 選小齒輪齒數(shù)Z1=34，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=34×3=103。 實際傳動比i=3.0293. 壓力角=20°。6.2 按齒面接觸疲勞強度設計1. 由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t34×KHt×TR×1-0.5×R2×u×ZH×ZEH2T1=9.55×106×Pn×=9.55×106×3.5720×0.99=46423.61NmmT2=T1×i1×=46423.61×3×0.99×0.98=132506.25Nmm 初選載荷系數(shù)Kt=1.4 由表7-5，取齒寬系數(shù)R=0.3 由表7-6，查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 由表7-12查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.49由圖7-18查取接觸疲勞強度極限Hlim1=800Mpa，Hlim2=560Mpa小齒輪應力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh=60×720×1×24×300×10=3.11×109大齒輪應力循環(huán)齒數(shù) NL2=NL1u=3.11×1093=1.037×109 由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=0.965，ZN2=0.999允許局部點蝕 取安全系數(shù)SH=1，由式（7-18）得許用接觸應力H1=Hlim1×ZN1S=800×0.9651=772MPaH2=Hlim2×ZN2S=560×0.9991=559MPad1t34×KHt×TR×1-0.5×R2×u×ZH×ZEH2=34×1.4×46423.610.3×1-0.5×0.32×3×2.49×189.85592=65.87mm2. 計算圓周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=65.87×1-0.5×0.3=55.99mmvm=×dm1×n60×1000=×55.99×72060×1000=2.113. 計算當量齒寬系數(shù)db=R×d1t×u2+12=0.3×65.87×32+12=31.245mmd=bdm1=31.24555.99=0.564. 計算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)KA=1.25 查圖得動載系數(shù)KV=1.093 取齒間載荷分配系數(shù)：KH=1 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.29 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.093×1×1.29=1.7625. 按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=65.87×31.7621.4=71.118mm6. 計算模數(shù)mt=d1z1=71.11834=2.09mm 取標準模數(shù)m=2.5mm。6.3 確定傳動尺寸1. 實際傳動比u=z2z1=10334=3.029mm 大端分度圓直徑d1=z1×m=34×2.5=85mmd2=z2×m=103×2.5=257.5mm2. 計算分錐角1=arctan1u=arctan13.029=18.26791°2=90-18.26791°=71.73209°3. 齒寬中點分度圓直徑dm1=d1×1-0.5×R=85×1-0.5×0.3=72.25mmdm2=d2×1-0.5×R=257.5×1-0.5×0.3=218.875mm4. 錐頂距為R=d12×u2+1=852×3.0292+1=135.57mm5. 齒寬為b=R×R=0.3×135.57=40.671mm 取b=41mm 校核齒根彎曲疲勞強度F=K×Ftb×m×1-0.5R×YFa×YSaF 由表7-4查取齒形系數(shù)與應力校正系數(shù)YF1=2.442，YF2=1.114YS1=1.653，YS2=2.91 由圖7-17查得YN1=0.879，YN2=0.88 由圖7-16查得彎曲疲勞極限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得許用彎曲應力F1=Flim1SFmin×YST×YN1=6001.25×2×0.879=422MPaF2=Flim2SFmin×YST×YN2=4801.25×2×0.88=338MPa 校核齒根彎曲疲勞強度F1=K×Ftb×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=205.17MPa<F1=422MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=164.77MPa<F2=338MPa 故彎曲強度足夠。6.4 計算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù) （1）計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.5mm s=m2=3.927mm （2）分錐角（由前面計算） 1=18.268° 2=71.732° （2）計算齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha×cos1=89.75mm da2=d2+2×ha×cos2=259.07mm （3）計算齒根圓直徑 df1=d1-2×hf×cos1=79.3mm df2=d2-2×hf×cos2=255.62mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）計算齒頂角 a1=a2=atan(ha/R)=1°3'23" （5）計算齒根角 f1=f2=atan(hf/R)=1°16'3" （6）計算齒頂錐角 a1=1+a1=19°19'27" a2=2+a2=72°47'18" （7）計算齒根錐角 f1=1-f1=17°0'0"七、 減速器低速級齒輪傳動設計計算7.1 選精度等級、材料及齒數(shù)1. 由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度217286HBS，大齒輪ZG35CrMo（調質），齒面硬度190240HBS2. 選小齒輪齒數(shù)Z1=26，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=26×4.01=105。 實際傳動比i=4.0383. 初選螺旋角=13°。4. 壓力角=20°。T1=9.55×106×Pn×=9.55×106×3.33240×0.99=132506.25NmmT2=T1×i1×=132506.25×4.01×0.99×0.98=510609.86Nmm 初選載荷系數(shù)Kt=1.4 由表7-5，取齒寬系數(shù)d=1 由表7-6，查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 由表7-12查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.46由圖7-18查取接觸疲勞強度極限Hlim1=800Mpa，Hlim2=560Mpa小齒輪應力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh=60×240×1×24×300×10=1.037×109大齒輪應力循環(huán)齒數(shù) NL2=NL1u=1.037×1094.01=2.586×108 由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=0.999，ZN2=1.124允許局部點蝕 取安全系數(shù)SH=1，由式（7-18）得許用接觸應力H1=Hlim1×ZN1S=800×0.9991=799.2MPaH2=Hlim2×ZN2S=560×1.1241=629.44MPad1t32×K×Td××u+1u×ZE×ZHH2=32×1.4×132506.251×1.68×4.01+14.01×189.8×2.46629.442=53.347mm 由圓周速度v=×d1t×n60×1000=×53.347×24060×1000=0.67 查圖7-7得動載系數(shù)Kv=1.013 查圖7-2查得使用系數(shù)KA=1.25 由表7-3，假設KA×Ft/b<100N/mm，得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 查圖查取齒向載荷分布系數(shù)：K=1.42（設軸剛性大）； 實際載荷系數(shù)為 K=KA×Kv×K×K=1.25×1.013×1.2×1.42=2.158 按K值對d1修正，即d1=d1t×3KHKHt=53.347×32.1581.4=61.624mm 1)確定模數(shù)m=d1×cosz1=61.624×cos1326=1.999mm，取m=3mm。7.2 計算齒輪的集合尺寸1. 確定中心距a=z1+z2×mn2×cos=201.67mm，圓整為202mm2. 按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=13.4077° =13°24'27"3. 計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mn×z1cos=3×26cos13.4077=80.185mmd2=mn×z2cos=3×105cos13.4077=323.826mm4. 計算齒寬 b=d×d1=80.18mm 取b1=90mm b2=85mm 校核齒根彎曲疲勞強度 由公式（4-20）計算：F=K×Ftb×mn××YF×YS×YF 由表7-4，按Zv=zcos3 查得YF1=2.6，YF2=2.16YSa= 1.595，YSa= 1.81=b×sin×mn=1.973 查圖7-14得螺旋角系數(shù)Y=0.78 由圖7-17查得YN1=0.88，YN2=0.917 由圖7-16查得彎曲疲勞極限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得許用彎曲應力F1=Flim1SFmin×YST×YN1=6001.25×2×0.88=422.4MPaF2=Flim2SFmin×YST×YN2=4801.25×2×0.917=352.13MPa 校核齒根彎曲疲勞強度F1=K×Ftb×mn××YF×YS×Y=45.843 MPa <F1=422.4MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=43.88MPa<F2=352.13MPa 故彎曲強度足夠。7.3 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=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=86.18mm da2=d2+2×ha=329.83mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=72.68mm df2=d2-2×hf=316.33mm 注：han*=1.0，cn*=0.25八、 軸的設計8.1 高速軸設計計算1. 已知的轉速、功率和轉矩 轉速n=720r/min；功率P=3.5kW；軸所傳遞的轉矩T=46423.61Nmm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45調質，許用彎曲應力為=60MPa3. 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×33.5720=18.97mm 由于最小軸段截面上要開2個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×18.97=19.92mm 查表可知標準軸孔直徑為20mm故取dmin=204. 確定各軸段的直徑和長度。 圖8-1 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，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KA×T，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KA×T=60.35Nm 按照聯(lián)軸器轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB T4323-2002或設計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm，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，b×h = 6×6mm(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，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30206，其尺寸為d×D×T = 30×62×17.25mm，故d34 = d56 = 30 mm。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度h =2.5mm，則d67=25mm。 3)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，則l23=t+e+12+K=2+12+12+24=50 mm 4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取=10mm，小齒輪輪轂寬度L=44.01mm，則l34=T=17.25 mm 5)取錐齒輪軸上的距離為2.5倍軸頸直徑，則l45=2.5×d45=2.5×35=87.5 mml56=B=16 mml67=+1+L+T-B=10+10+44.01+17.25-16= 65.26 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。5. 軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力Ft1=2×Tdm1=1285N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan×cos1=444N 高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1×tan×sin1=147N Fae=Fa1=147N 第一段軸中點到軸承中點距離l1=79.62mm，軸承中點到齒輪中點距離l2=103.5mm，齒輪受力中點到軸承中點距離l3=42.76mm 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 a.計算作用在軸上的支座反力 軸承A在水平面內(nèi)的支反力RAH=Fa1×dm12-Fr1×l3l2=147×72.252-444×42.76103.5=-132.13N 軸承B在水平面內(nèi)的支反力RBH=Fr1-RAH=444-132.13= 576.13N 軸承A在垂直面內(nèi)的支反力RAV=Ft1×l3l2=1285×42.76103.5= 530.89N 軸承B在垂直面內(nèi)的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1285+530.89= -1815.89N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N b.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面內(nèi)彎矩MAH=0Nmm 截面B在水平面內(nèi)彎矩MBH=-Fr1×l3+Fa1×dm12=-444×42.76+147×72.252=-13675.06Nmm 截面C在水平面內(nèi)彎矩MCH=Fa1×dm12=147×72.252=5310.38Nmm 截面D在水平面內(nèi)彎矩MDH=0Nmm c.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=0Nmm 截面B在垂直面內(nèi)彎矩MBV=RAV×l2=530.89×103.5=54947.12Nmm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=0Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=0Nmm d.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B處合成彎矩MB=MBH2+MBV2=-13675.062+54947.122=56623.26Nmm 截面C處合成彎矩MC=MCH2+MCV2=5310.382+02=5310.38Nmm 截面D處合成彎矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm e.繪制扭矩圖T=46423.61Nmm f.計算當量彎矩圖 截面A處當量彎矩MVA=MA2+×T2=02+0.6×46423.612=27854.17Nmm 截面B處當量彎矩MVB=MB2+×T2=56623.262+0.6×46423.612=63103.47Nmm 截面C處當量彎矩MVC=MC2+×T2=5310.382+0.6×46423.612=28355.86Nmm 截面C處當量彎矩MVD=MD2+×T2=02+0.6×46423.612=27854.17Nmm 圖8-2 高速軸受力及彎矩圖6. 校核軸的強度 因B彎矩大，且作用有轉矩，故B為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×30332=2649.38mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=5298.75mm3 最大彎曲應力為=MW=23.82MPa 剪切應力為=TWT=8.76MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=26.04MPa 查表得45調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強度滿足要求。8.2 中間軸設計計算1. 已知的轉速、功率和轉矩 轉速n=240r/min；功率P=3.33kW；軸所傳遞的轉矩T=132506.25Nmm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45調質，許用彎曲應力為=60MPa3. 按扭轉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。dA0×3Pn=115×33.33240=27.63mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=30mm4. 確定軸的直徑和長度 圖8-3 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，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 27.63 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30206，其尺寸為d×D×T = 30×62×17.25mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 36 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 = 62 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 60 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 36 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 46 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 28 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，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 88 mm，d23=36mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =62mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取l45=60mm，d45=36mm。 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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l12=l56=T+1+2=17.25+10+10+2= 39.25 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。5. 軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力Ft2=2×Tdm2=1211N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2×tan×cos2=138N 高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2×tan×sin2=419N 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=2×Td3=2×132506.2580.185=3305.013N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3×tancos=3305.013×tan20°cos13.4077°=1236.631N 低速級小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3×tan=3305.013×tan13.4077°=788N Fae=Fa2-Fa3=-369N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=75.2mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=102mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=61.3mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3×l1-Fr2×l1+l2+Fa2×d22-Fa3×d32l1+l2+l3=1236.631×75.2-138×75.2+102+419×218.8752-788×80.185275.2+102+61.3= 347N 軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1236.631-347-138=752N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=3305.013×75.2+1211×75.2+10275.2+102+61.3= 1942N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3×l2+l3+Ft2×l3l1+l2+l3=3305.013×102+61.3+1211×61.375.2+102+61.3= 2574N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N a.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右側在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAH×l3=-347×61.3=-21271Nmm 截面C左側在水平面內(nèi)彎矩MCH左=Fa2×d22-RAH×l3=419×218.8752-347×61.3=24583Nmm 截面D右側在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBH×l1-Fa3×d32=752×75.2-788×80.1852=24958Nmm 截面D左側在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBH×l1=752×75.2=56550Nmm 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=RAV×l3=1942×61.3=119045Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBV×l1=2574×75.2=193565Nmm 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右側合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-212712+1190452=120930Nmm 截面C左側合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=245832+1190452=121557Nmm 截面D右側合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=249582+1935652=195167Nmm 截面D左側合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=565502+1935652=201656Nmm b.轉矩T2=132506.25Nmm c.計算當量彎矩 截面A和截面B處當量彎矩MVA=MVB=0Nmm 截面C右側當量彎矩MVC右=MC右2+×T2=1209302+0.6×132506.252=144724Nmm 截面C左側當量彎矩MVC左=MC左2+×T2=1215572+0.6×132506.252=145248Nmm 截面D右側當量彎矩MVD右=MD右2+×T2=1951672+0.6×132506.252=210739Nmm 截面D左側當量彎矩MVD左=MD左2+×T2=2016562+0.6×132506.252=216763Nmm 圖8-4 中間軸受力及彎矩圖6. 校核軸的強度 因D左側彎矩大，且作用有轉矩，故D左側為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×46332=9551.1mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=19102.19mm3 最大彎曲應力為=MW=22.7MPa 剪切應力為=TWT=6.94MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=24.18MPa 查表得45調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強度滿足要求。8.3 低速軸設計計算1. 已知的轉速、功率和轉矩 轉速n=59.85r/min；功率P=3.2kW；軸所傳遞的轉矩T=510609.86Nmm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45調質，許用彎曲應力為=60MPa3. 按扭轉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。dA0×3Pn=112×33.259.85=42.19mm 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+0.07×42.19=45.14mm 查表可知標準軸孔直徑為48mm故取dmin=484. 確定軸的直徑和長度 圖8-5 低速軸示意圖 1)低速軸和小鏈輪配合，查表選取標準軸徑d12=48mm，L1長度略小于小鏈輪輪轂長度，取L1=112mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 14×9mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=100mm。 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，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 53 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30211，其尺寸為d×D×T = 55×100×22.75mm，故d34 = d78 = 55 mm。 軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 64 mm 3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 57 mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4 = 85 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 83 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 57 mm，故取h = 8 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 74 mm，取l56=12mm。 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鏈輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=10mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-T-= 10+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 22.75 -10 = 62.25 mm 5)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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，右側擋油環(huán)寬度s1=22.5mm，則l34= T+2=22.75+10+12.5= 45.25 mml45=b3+2.5+1-2-l56=90+2.5+10-12.5-12=78 mml78=T+2+2=22.75+10+12.5+2=47.25 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。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=2×Td4=2×510609.86323.826=3153.606N 低速級大齒輪所受的徑向力Fr4=Ft4×tancos=3153.606×tan20°cos13.4077°=1179.979N 低速級大齒輪所受的軸向力Fa4=Ft4×tan=3153.606×tan13.4077°=752N Fae=Fa4=-752N 齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=78.2mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=166.2mm，第一段中點到軸承壓力中心距離l3=153mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速軸上外傳動件施加在軸上的徑向力Q=7802NRAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1+Fa×d2l1+l2=-7802×78.2+166.2+153+1179.979×78.2+752×323.826278.2+166.2=-11810NRBH=-Q-RAH+Fr=-7802-11810+1179.979=5188N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=3153.606×78.278.2+166.2= 1009NRBV=Ft×l2l1+l2=3153.606×166.278.2+166.2= 2145N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-118102+10092=11853.02N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=51882+21452=5613.94N a.計算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=Q×l3=7802×153=1193706Nmm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，軸截面C右側所受彎矩：MCH右=RAH×l1=-11810×78.2=-923542Nmm 在水平面上，軸截面C左側所受彎矩：MCH左=RAH×l1-Fa×d2=-11810×78.2-752×323.8262=-1045301Nmm 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=RBV×l1=2145×78.2=167739Nmm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm b.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=11937062+02=1193706Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 截面C左側合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-10453012+1677392=1058674Nmm 截面C右側合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV右2=-9235422+1677392=938651Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm c.繪制扭矩圖T=510609.86Nmm d.繪制當量彎矩圖 截面A處當量彎矩：MVA=MA+×T2=1193706+0.6×510609.862=1232394Nmm 截面B處當量彎矩：MVB=MB=0Nmm 截面C左側當量彎矩：MVC左=MC左=1058674Nmm 截面C右側當量彎矩：MVC右=MC右2+×T2=9386512+0.6×510609.862=987383Nmm 截面D處當量彎矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×510609.862=306366Nmm 圖8-6 低速軸受力及彎矩圖6. 校核軸的強度 因A彎矩大，且作用有轉矩，故A為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×53332=14608.56mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=29217.11mm3 最大彎曲應力為=MW=33.12MPa 剪切應力為=TWT=17.48MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=39.2MPa九、 滾動軸承壽命校核9.1 高速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用30206軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm 查閱相關手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=50.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=72000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09NFr2=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N 查表得系數(shù)Y=1.6Fd1=Fr12Y=170.97NFd2=Fr22Y=595.34N 由前面計算可知軸向力Fae=147NFa1=Fae+Fd2=742.34NFa2=Fd2=595.34NFa1Fr1=1.357eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×547.09+1.6×742.34=1406.58NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1905.09+0×595.34=1905.09N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=416044h>72000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2 中間軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用30206軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm 查閱相關手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=50.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=72000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76NFr2=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N 查表得系數(shù)Y=1.6Fd1=Fr12Y=616.49NFd2=Fr22Y=838N 由前面計算可知軸向力Fae=-369NFa1=Fd1=616.49NFa2=Fd1-Fae=985.49NFa1Fr1=0.313eFa2Fr2=0.37e 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1972.76+0×616.49=1972.76NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×2681.6+0×985.49=2681.6N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=399331h>72000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.3 低速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用30211軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm 查閱相關手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。 當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=90.8kN，額定靜載荷C0r=115kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=72000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-118102+10092=11853.02NFr2=RBH2+RBV2=51882+21452=5613.94N 查表得系數(shù)Y=1.5Fd1=Fr12Y=3951.01NFd2=Fr22Y=1871.31N 由前面計算可知軸向力Fae=-752NFa1=Fd1=3951.01NFa2=Fd1-Fae=4703.01NFa1Fr1=0.333eFa2Fr2=0.84e 查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.5 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×11853.02+0×3951.01=11853.02NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa