聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年 .zip,聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年,聯(lián)軸器,二級,圓錐,圓柱,4200,1.9,45016,小時,300 目錄 第一部分 設計任務書 3 1.1設計題目 3 1.2設計步驟 3 第二部分 傳動裝置總體設計方案 3 2.1傳動方案 3 2.2該方案的優(yōu)缺點 3 第三部分 選擇電動機 4 3.1電動機類型的選擇 4 3.2確定傳動裝置的效率 4 3.3選擇電動機容量 4 3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5 第四部分 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù) 6 4.1電動機輸出參數(shù) 6 4.2高速軸的參數(shù) 6 4.3中間軸的參數(shù) 6 4.4低速軸的參數(shù) 6 4.5工作機的參數(shù) 7 第五部分 減速器高速級齒輪傳動設計計算 7 5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7 5.2按齒面接觸疲勞強度設計 7 5.3確定傳動尺寸 9 5.4校核齒根彎曲疲勞強度 10 5.5計算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù) 11 5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 12 第六部分 減速器低速級齒輪傳動設計計算 12 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 12 6.2按齒面接觸疲勞強度設計 12 6.3確定傳動尺寸 15 6.4校核齒根彎曲疲勞強度 15 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 16 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 17 第七部分 軸的設計 17 7.1高速軸設計計算 17 7.2中間軸設計計算 23 7.3低速軸設計計算 29 第八部分 滾動軸承壽命校核 35 8.1高速軸上的軸承校核 35 8.2中間軸上的軸承校核 36 8.3低速軸上的軸承校核 37 第九部分 鍵聯(lián)接設計計算 38 9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 38 9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 39 9.3中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 39 9.4中間軸與大錐齒輪鍵連接校核 39 9.5低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 39 9.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 40 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 40 10.1高速軸上聯(lián)軸器 40 10.2低速軸上聯(lián)軸器 40 第十一部分 減速器的密封與潤滑 41 11.1減速器的密封 41 11.2齒輪的潤滑 41 11.3軸承的潤滑 41 第十二部分 減速器附件 41 12.1油面指示器 41 12.2通氣器 42 12.3放油孔及放油螺塞 42 12.4窺視孔和視孔蓋 43 12.5定位銷 43 12.6啟蓋螺釘 43 12.7螺栓及螺釘 43 第十三部分 減速器箱體主要結構尺寸 43 第十四部分 設計小結 44 第十五部分 參考文獻 44  第一部分 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=4200N，速度v=1.9m/s，直徑D=450mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：8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.減速器內部傳動設計計算 6.傳動軸的設計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設計 9.聯(lián)軸器設計 10.潤滑密封設計 11.箱體結構設計 第二部分 傳動裝置總體設計方案 2.1傳動方案 傳動方案已給定，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。 第三部分 選擇電動機 3.1電動機類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。 3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 滾動軸承的效率：η2=0.98 閉式圓柱齒輪的效率：η4=0.98 閉式圓錐齒輪的效率：η3=0.97 工作機的效率：ηw=0.97 ηa=η12×η24×η4×η3×ηw=0.834 3.3選擇電動機容量 工作機所需功率為 Pw=F×V1000=4200×1.91000=7.98kW 電動機所需額定功率: Pd=Pwηa=7.980.834=9.57kW 工作轉速： nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×1.9π×450=80.68rpm 經查表按推薦的合理傳動比范圍，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：6～16，因此理論傳動比范圍為：6～16。可選擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(6～16)×80.68=484--1291r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y160L-6的三相異步電動機，額定功率Pen=11kW，滿載轉速為nm=970r/min，同步轉速為nt=1000r/min。 方案 型號 額定功率/kW 同步轉速(r/min) 滿載轉速(r/min) 1 Y180L-8 11 750 730 2 Y160L-6 11 1000 970 3 Y160M-4 11 1500 1460 4 Y160M1-2 11 3000 2930 電機主要外形尺寸 中心高H 外形尺寸L×HD 安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 鍵部位尺寸F×G 160 650×385 254×254 14.5 42×110 12×37 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=97080.68=12.023 （2）分配傳動裝置傳動比 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 第四部分 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=9.57kW n0=nm=970rpm T0=9550000×P0n0=9550000×9.57970=94220.1N?mm 4.2高速軸的參數(shù) PⅠ=P0×η1=9.57×0.99=9.47kW nⅠ=n0=970rpm TⅠ=9550000×PⅠnⅠ=9550000×9.47970=93235.57N?mm 4.3中間軸的參數(shù) PⅡ=PⅠ×η2×η3=9.47×0.98×0.97=9kW nⅡ=nⅠi1=9703=323.33rpm TⅡ=9550000×PⅡnⅡ=9550000×9323.33=265827.48N?mm 4.4低速軸的參數(shù) PⅢ=PⅡ×η2×η4=9×0.98×0.98=8.64kW nⅢ=nⅡi2=323.334.01=80.63rpm TⅢ=9550000×PⅢnⅢ=9550000×8.6480.63=1023341.19N?mm 4.5工作機的參數(shù) PⅣ=PⅢ×η1×η2×η2×ηw=8.64×0.99×0.98×0.98×0.97=7.97kW nⅣ=nⅢ=80.63rpm TⅣ=9550000×PⅣnⅣ=9550000×7.9780.63=943984.87N?mm 各軸轉速、功率和轉矩列于下表 軸名稱 轉速n/(r/min) 功率P/kW 轉矩T/(N?mm) 電機軸 970 9.57 94220.1 高速軸 970 9.47 93235.57 中間軸 323.33 9 265827.48 低速軸 80.63 8.64 1023341.19 工作機 80.63 7.97 943984.87 第五部分 減速器高速級齒輪傳動設計計算 5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）根據傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力取為α=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（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調質），齒面硬度240HBS （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=28，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=28×3=85。 實際傳動比i=3.036 5.2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算，即 d1t≥34×KHt×TφR×1-0.5φR2×u×ZH×ZEσH2 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)KHt=1.3 2）查圖選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 T=9550000×Pn=9550000×9.47970=93235.57N?mm 4）選齒寬系數(shù)φR=0.3 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 6）查圖得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa^0.5 7）計算應力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh=60×970×1×16×300×8×1=2.235×109 NL2=NL1u=2.235×1093=7.45×108 8）由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.979，KHN2=1.043 9）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1×σHlim1S=0.979×6001=587MPa σH2=KHN2×σHlim2S=1.043×5501=574MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=574MPa （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入[σH]中較小的值 d1t≥34×KHt×TφR×1-0.5φR2×u×ZH×ZEσH2=34×1.3×93235.570.3×1-0.5×0.32×3×2.5×189.85742=79.87mm 2）計算圓周速度v dm1=d1t×1-0.5×φR=79.87×1-0.5×0.3=67.89mm vm=π×dm1×n60×1000=π×67.89×97060×1000=3.45 3）計算當量齒寬系數(shù)φd b=φR×d1t×u2+12=0.3×79.87×32+12=37.886mm φd=bdm1=37.88667.89=0.56 4）計算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)KA=1 查圖得動載系數(shù)KV=1.121 取齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.294 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.121×1×1.294=1.451 5）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t×3KHKHt=79.87×31.4511.3=82.85mm 6）計算模數(shù) m=d1z1=82.8528=2.96mm 5.3確定傳動尺寸 （1）實際傳動比 u=z2z1=8528=3.036mm （2）大端分度圓直徑 d1=z1×m=28×3=84mm d2=z2×m=85×3=255mm （3）齒寬中點分度圓直徑 dm1=d1×1-0.5×φR=84×1-0.5×0.3=71.4mm dm2=d2×1-0.5×φR=255×1-0.5×0.3=216.75mm （4）錐頂距為 R=d12×u2+1=842×3.0362+1=134.25mm （5）齒寬為 b=φR×R=0.3×134.25=40.275mm 取b=40mm 5.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=K×Ft0.85×b×m×1-0.5φR×YFa×YSa≤σF 1） K、b、m和φR同前 2）圓周力為 Ft=2×T1d1×1-0.5φR=2×93235.5784×1-0.5×0.3=2611.64N 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù): Zv1=z1cosδ1=28cos18.232°=29.51 大齒輪當量齒數(shù): Zv2=z2cosδ2=85cos71.768°=268.28 查表得： YFa1=2.525，YFa2=2.106 YSa1=1.623，YSa2=1.889 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.88，KFN2=0.911 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力 σF1=KFN1×σFlim1S=0.88×5001.4=314MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.911×3801.4=247MPa σF1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5φR×YFa1×YSa1=233.77MPa<σF1=314MPa σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=226.934MPa<σF2=247MPa 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。 5.5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*=3mm hf=m×han*+cn*=3.6mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.6mm s=πm2=4.712mm （2）分錐角（由前面計算） δ1=18.232mm δ2=71.768mm （2）計算齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha×cosδ1=89.7mm da2=d2+2×ha×cosδ2=256.88mm （3）計算齒根圓直徑 df1=d1-2×hf×cosδ1=77.16mm df2=d2-2×hf×cosδ2=252.75mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）計算齒頂角 θa1=θa2=atan(ha/R)=1°16'48" （5）計算齒根角 θf1=θf2=atan(hf/R)=1°32'9" （6）計算齒頂錐角 δa1=δ1+θa1=19°30'45" δa2=δ2+θa2=73°2'51" （7）計算齒根錐角 δf1=δ1-θf1=16°41'47" δf2=δ2-θf2=70°13'53" 5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 模數(shù) m 3 3 壓力角 αn 20 20 齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 頂隙系數(shù) c* 0.2 0.2 齒數(shù) z 28 85 齒頂高 ha 3 3 齒根高 hf 3.6 3.6 分度圓直徑 d 84 255 齒頂圓直徑 da 89.7 256.88 齒根圓直徑 df 77.16 252.75 分錐角 δ 18°13'56" 71°46'3" 齒頂角 θa 1°16'48" 1°16'48" 齒根角 θf 1°32'9" 1°32'9" 中心距 R 134.251 134.251 第六部分 減速器低速級齒輪傳動設計計算 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。 （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（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調質），齒面硬度240HBS （4）選小齒輪齒數(shù)Z1=29，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=29×4.01=116。 實際傳動比i=4 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 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=1.3 ②小齒輪傳遞的扭矩: T=9.55×106×Pn=9.55×106×9323.33=265827.48N?mm ③查表選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483° αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos29×cos20.48329+2×1×cos13=28.623° αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos116×cos20.483116+2×1×cos13=22.883° εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=29×tan28.623°-tan20.483°+116×tan22.883°-tan20.4832π=1.691 εβ=φd×z1×tanβπ=1×29×tan13°π=2.131 Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6913×1-2.131+2.1311.691=0.624 ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。 Zβ=cosβ=cos13°=0.987 ⑧計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 計算應力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh=60×323.33×1×16×300×8=7.45×108 NL2=NL1u=7.45×1084.01=1.858×108 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=1.043，KHN2=1.136 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1×σHlim1S=1.043×6001=625.8MPa σH2=KHN2×σHlim2S=1.136×5501=624.8MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=624.8MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×265827.481×4.01+14.01×2.46×189.8×0.624×0.987624.82=56.765mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據準備。 ①圓周速度ν v=π×d1t×n60×1000=π×56.765×323.3360×1000=0.961 齒寬b b=φd×d1t=1×56.765=56.765mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①查表得使用系數(shù)KA=1 ②查圖得動載系數(shù)Kv=1.069 ③齒輪的圓周力。 Ft=2×Td1=2×265827.4856.765=9366N KA×Ftb=1×936656.765=165Nmm>100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.377 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.069×1.2×1.377=1.766 3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t×3KHKHt=56.765×31.7661.3=62.868mm 4）確定模數(shù) mn=d1×cosβz1=62.868×cos13°29=2.112mm，取mn=2.5mm。 6.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距 a=z1+z2×mn2×cosβ=186.02mm，圓整為186mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=acosz1+z2×mn2×a=12.9831° β=12°58'59" （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1×mncosβ=74.402mm d2=z2×mncosβ=297.608mm （4）計算齒寬 b=φd×d1=74.4mm 取B1=80mm B2=75mm 6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=2×K×T×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12≤σF 1） K、T、mn和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù)： Zv1=z1cos3β=29cos312.9831°=31.343 大齒輪當量齒數(shù)： Zv2=z2cos3β=116cos312.9831°=125.371 查表得： YFa1=2.501，YFa2=2.16 YSa1=1.632，YSa2=1.81 查圖得重合度系數(shù)Yε=0.674 查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.769 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.911，KFN2=0.918 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力 σF1=KFN1×σFlim1S=0.911×5001.4=325.36MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.918×3801.4=249.17MPa 齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2×K×T×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=97.776 MPa <σF1 σF2=2×K×T×YFa2×YSa2×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=93.65 MPa <σF2 σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=93.65MPa<σF2=249.17MPa 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。 6.5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=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.625mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=79.4mm da2=d2+2×ha=302.61mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=68.15mm df2=d2-2×hf=291.36mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2.5 2.5 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數(shù) c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左12°58'59" 右12°58'59" 齒數(shù) z 29 116 齒頂高 ha 2.5 2.5 齒根高 hf 3.125 3.125 分度圓直徑 d 74.402 297.608 齒頂圓直徑 da 79.4 302.61 齒根圓直徑 df 68.15 291.36 齒寬 B 80 75 中心距 a 186 186 第七部分 軸的設計 7.1高速軸設計計算 （1）已經確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=970r/min；功率P=9.47kW；軸所傳遞的轉矩T=93235.57N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa （3）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。 d≥A0×3Pn=112×39.47970=23.94mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.05×23.94=25.14mm 查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40 查表可知標準軸孔直徑為40mm故取d1=40 （4）軸的結構設計 a.軸的結構分析 高速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003)，長L=90mm；定位軸肩直徑為45mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 b.初步確定軸的直徑和長度 第1段：d1=40mm，L1=110mm 第2段：d2=45mm（軸肩），L2=44mm 第3段：d3=50mm（與軸承內徑配合），L3=21mm 第4段：d4=55mm（軸肩），L4=95mm 第5段：d5=50mm（與軸承內徑配合），L5=18mm 第6段：d6=45mm（與主動錐齒輪內孔配合），L6=73mm 軸段 1 2 3 4 5 6 直徑(mm) 40 45 50 55 50 45 長度(mm) 110 44 21 95 18 73 （6）彎曲-扭轉組合強度校核 a.畫高速軸的受力圖 如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑） 小錐齒輪所受的圓周力 Ft1=2×T1dm1=2612N 小錐齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1×tanα×cosδ1=902N 小錐齒輪所受的軸向力 Fa1=Ft1×tanα×sinδ1=297N 第一段軸中點到軸承中點距離La=109.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=115mm，齒輪受力中點到軸承中點距離Lc=63mm 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在水平面內的支反力 RAH=Fa1×dm12-Fr1×LcLb=297×71.42-902×63115=-401.94N 軸承B在水平面內的支反力 RBH=Fr1-RAH=902--401.94= 1303.94N 軸承A在垂直面內的支反力 RAV=Ft1×LcLb=2612×63115= 1430.92N 軸承B在垂直面內的支反力 RBV=-Ft1+RAV=-2612+1430.92= -4042.92N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=-401.942+1430.922=1486.3N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=1303.942+-4042.922=4248N b.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面內彎矩 MAH=0N?mm 截面B在水平面內彎矩 MBH=-Fr1×Lc+Fa1×dm12=-902×63+297×71.42=-46223.1N?mm 截面C在水平面內彎矩 MCH=Fa1×dm12=297×71.42=10602.9N?mm 截面D在水平面內彎矩 MDH=0N?mm c.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內彎矩 MAV=0N?mm 截面B在垂直面內彎矩 MBV=RAV×Lb=1430.92×115=164555.8N?mm 截面C在垂直面內彎矩 MCV=0N?mm 截面D在垂直面內彎矩 MDV=0N?mm d.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩 MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm 截面B處合成彎矩 MB=MBH2+MBV2=-46223.12+164555.82=170924.5N?mm 截面C處合成彎矩 MC=MCH2+MCV2=10602.92+02=10602.9N?mm 截面D處合成彎矩 MD=MDH2+MDV2=02+02=0N?mm e.繪制扭矩圖 T=93235.57N?mm f.計算當量彎矩圖 截面A處當量彎矩 MVA=MA2+αT2=02+0.6×93235.572=55941.34N?mm 截面B處當量彎矩 MVB=MB2+αT2=170924.52+0.6×93235.572=179846.1N?mm 截面C處當量彎矩 MVC=MC2+αT2=10602.92+0.6×93235.572=56937.29N?mm 截面C處當量彎矩 MVD=MD2+αT2=02+0.6×93235.572=55941.34N?mm g.校核軸的強度 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=12265.62mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=24531.25mm3 最大彎曲應力為 σ=MW=14.66MPa 剪切應力為 τ=TWT=3.8MPa 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)α=0.6，則當量應力為 σca=σ2+4×α×τ2=15.35MPa 查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 7.2中間軸設計計算 （1）已經確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=323.33r/min；功率P=9kW；軸所傳遞的轉矩T=265827.48N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa （3）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。 d≥A0×3Pn=115×39323.33=34.85mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=50mm （4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a.軸的結構分析 由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。 與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 b.確定各軸段的長度和直徑。 第1段：d1=50mm（與軸承內徑配合），L1=38mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定） 第2段：d2=56mm（與小錐齒輪內孔配合），L2=78mm（比小錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第3段：d3=66mm（軸肩），L3=27mm 第4段：d4=56mm（與大錐齒輪內孔配合），L4=51mm（比大錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第5段：d5=50mm（與軸承內徑配合），L5=38mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定） 軸段 1 2 3 4 5 直徑(mm) 50 56 66 56 50 長度(mm) 38 78 27 51 38 （5）彎曲-扭轉組合強度校核 a.畫中速軸的受力圖 如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在軸上的力 大錐齒輪所受的圓周力 Ft2=Ft1=2453N 大錐齒輪所受的徑向力 Fr2=Fa1=279N 大錐齒輪所受的軸向力 Fa2=Fr1=848N 齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑） Ft3=2×T2d3=2×265827.4874.402=7145.708N 齒輪3所受的徑向力 Fr3=Ft3×tanαcosβ=7145.708×tan20°cos12.9831°=2667.586N 齒輪3所受的軸向力 Fa3=Ft3×tanβ=7145.708×tan12.9831°=1647N c.計算作用在軸上的支座反力 軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=67mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=91.7mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=53.3mm 軸承A在水平面內支反力 RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22-Fa3×d32La+Lb+Lc=2667.586×67-279×67+91.7+848×2552-1647×74.402267+91.7+53.3= 855N 軸承B在水平面內支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=2667.586-855-279=1534N 軸承A在垂直面內支反力 RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=7145.708×67+2453×67+91.767+91.7+53.3= 4095N 軸承B在垂直面內支反力 RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=7145.708×91.7+53.3+2453×53.367+91.7+53.3= 5504N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=8552+40952=4183.31N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=15342+55042=5713.77N a.繪制水平面彎矩圖 截面A和截面B在水平面內彎矩 MAH=MBH=0 截面C右側在水平面內彎矩 MCH右=-RAH×Lc=-855×53.3=-45572N?mm 截面C左側在水平面內彎矩 MCH左=Fa2×d22-RAH×Lc=848×2552-855×53.3=62548N?mm 截面D右側在水平面內彎矩 MDH右=RBH×La-Fa3×d32=1534×67-1647×74.4022=41508N?mm 截面D左側在水平面內彎矩 MDH左=RBH×La=1534×67=102778N?mm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內彎矩 MAV=MBV=0N?mm 截面C在垂直面內彎矩 MCV=RAV×Lc=4095×53.3=218264N?mm 截面D在垂直面內彎矩 MDV=RBV×La=5504×67=368768N?mm f.繪制合成彎矩圖 截面A和截面B處合成彎矩 MA=MB=0N?mm 截面C右側合成彎矩 MC右=MCH右2+MCV2=-455722+2182642=222971N?mm 截面C左側合成彎矩 MC左=MCH左2+MCV2=625482+2182642=227049N?mm 截面D右側合成彎矩 MD右=MDH右2+MDV2=415082+3687682=371097N?mm 截面D左側合成彎矩 MD左=MDH左2+MDV2=1027782+3687682=382823N?mm b.繪制扭矩圖 T2=265827.48N?mm c.繪制當量彎矩圖 截面A和截面B處當量彎矩 MVA=MVB=0N?mm 截面C右側當量彎矩 MVC右=MC右2+αT2=2229712+0.6×265827.482=274144N?mm 截面C左側當量彎矩 MVC左=MC左2+αT2=2270492+0.6×265827.482=277471N?mm 截面D右側當量彎矩 MVD右=MD右2+αT2=3710972+0.6×265827.482=403921N?mm 截面D左側當量彎矩 MVD左=MD左2+αT2=3828232+0.6×265827.482=414720N?mm d.校核軸的強度 因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=17232.32mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=34464.64mm3 最大彎曲應力為 σ=MW=24.07MPa 剪切應力為 τ=TWT=7.71MPa 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)α=0.6，則當量應力為 σca=σ2+4×α×τ2=25.79MPa 查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 7.3低速軸設計計算 （1）已經確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=80.63r/min；功率P=8.64kW；軸所傳遞的轉矩T=1023341.19N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa （3）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。 d≥A0×3Pn=112×38.6480.63=53.2mm 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+0.07×53.2=56.92mm 查表可知標準軸孔直徑為60mm故取dmin=60 （4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a.軸的結構分析 低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=18×11mm(GB/T 1096-2003)，長L=125mm；定位軸肩直徑為65mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 b.確定各軸段的長度和直徑。 第1段：d1=60mm，L1=140mm 第2段：d2=65mm（軸肩），L2=54mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右） 第3段：d3=70mm（與軸承內徑配合），L3=26mm（軸承寬度） 第4段：d4=75mm（軸肩），L4=85.5mm（根據齒輪寬度確定） 第5段：d5=85mm（軸肩），L5=12mm 第6段：d6=72mm（與大齒輪內孔配合），L6=73mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第7段：d7=70mm（與軸承內徑配合），L7=45.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內壁距離確定） 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑(mm) 60 65 70 75 85 72 70 長度(mm) 140 54 26 86 12 73 46 （5）彎曲-扭轉組合強度校核 a.畫低速軸的受力圖 如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在軸上的力 齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑） Ft4=2×Td4=2×1023341.19297.608=6877.108N 齒輪4所受的徑向力 Fr4=Ft4×tanαcosβ=6877.108×tan20°cos12.9831°=2567.314N 齒輪4所受的軸向力 Fa4=Ft4×tanβ=6877.108×tan12.9831°=1586N c.計算作用在軸上的支座反力 第一段軸中點到軸承中點距離La=70mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=148mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=138mm a.支反力 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH RAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=2567.314×70+1586×297.608270+148= 1907N RBH=Fr-RAH=-2567.314-1907=660N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=Ft×LaLa+Lb=6877.108×7070+148= 2208N RBV=Ft×LbLa+Lb=6877.108×14870+148= 4669N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=19072+22082=2917.52N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=6602+46692=4715.42N b.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 在水平面上，軸截面A處所受彎矩： MAH=0N?mm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： MBH=0N?mm 在水平面上，軸截面C右側所受彎矩： MCH右=RAH×La=1907×70=133490N?mm 在水平面上，軸截面C左側所受彎矩： MCH左=RAH×La-Fa×d2=1907×70-1586×297.6082=-102513N?mm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩： MDH=0N?mm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： MAV=0N?mm 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩： MBV=0N?mm 在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩： MCV=RBV×La=4669×70=326830N?mm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： MDV=0N?mm c.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩彎矩： MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm 截面B處合成彎矩： MB=0N?mm 截面C左側合成彎矩： MC左=MCH左2+MCV左2=-1025132+3268302=342530N?mm 截面C右側合成彎矩： MC右=MCH右2+MCV右2=1334902+3268302=353040N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm d.繪制扭矩圖 T=1023341.19N?mm e.繪制當量彎矩圖 截面A處當量彎矩： MVA=MA+αT2=0+0.6×1023341.192=614005N?mm 截面B處當量彎矩： MVB=MB=0N?mm 截面C左側當量彎矩： MVC左=MC左=342530N?mm 截面C右側當量彎矩： MVC右=MC右2+αT2=3530402+0.6×1023341.192=708265N?mm 截面D處當量彎矩： MVD=MD+αT2=0+0.6×1023341.192=614005N?mm f.校核軸的強度 因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=41396.48mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=82792.97mm3 最大彎曲應力為 σ=MW=17.11MPa 剪切應力為 τ=TWT=12.36MPa 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)α=0.6，則當量應力為 σca=σ2+4×α×τ2=22.64MPa 查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 第八部分 滾動軸承壽命校核 8.1高速軸上的軸承校核 軸承型號 內徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載荷(kN) 30210 50 90 20 73.2 根據前面的計算，選用30210軸承，內徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm 查閱相關手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。 當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=38400h。 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=-401.942+1430.922=1486.3N Fr2=RBH2+RBV2=1303.942+-4042.922=4248N Fd1=Fr12Y=530.82N Fd2=Fr22Y=1517.14N Fa1=Fae+Fd2=1814.14N Fa2=Fd2=1517.14N Fa1Fr1=1.221＞e Fa2Fr2=0.36≤e 查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當量動載荷如下： Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1486.3+1.4×1814.14=3134.32N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×4248