西南林業(yè)大學機械設計傳動裝置課程設計二級減速器設計說明書紅碎茶運輸裝置

1、課程設計說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄一 設計任務書11.1設計題目11.2設計步驟1二 傳動裝置總體設計方案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選擇電動機容量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和動力學參數(shù)4五 減速器高速級齒輪傳動設計計算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計65.3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105.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結10六 減速器低速級齒輪

2、傳動設計計算116.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)116.2按齒面接觸疲勞強度設計116.3確定傳動尺寸146.4校核齒根彎曲疲勞強度146.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸156.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結16七 軸的設計177.1高速軸設計計算177.2中間軸設計計算227.3低速軸設計計算27八 滾動軸承壽命校核328.1高速軸上的軸承校核328.2中間軸上的軸承校核338.3低速軸上的軸承校核34九 鍵聯(lián)接設計計算349.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核349.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核359.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核359.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核359.5低速軸與聯(lián)軸

3、器鍵連接校核35十 聯(lián)軸器的選擇3610.1高速軸上聯(lián)軸器3610.2低速軸上聯(lián)軸器36十一 減速器的密封與潤滑3711.1減速器的密封3711.2齒輪的潤滑3711.3軸承的潤滑37十二 減速器的各部位附屬零件的設計3712.1減速器的各部位附屬零件的設計：37十三 減速器箱體主要結構尺寸39十四 設計小結40參考文獻40一 設計任務書1.1設計題目 展開式二級直齒圓柱減速器，拉力f=2750n，速度v=1.5m/s，直徑d=400mm，每天工作小時數(shù)：16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

4、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.箱體結構設計二 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：1=

5、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=12×24×32×w=0.8773.3選擇電動機容量 工作機所需功率為pw=f×v1000=2750×1.51000=4.13kw 電動機所需額定功率:pd=pwa=4.130.877=4.71kw 工作轉速：nw=60×1000×v×d=60×1000×1.5×400=71.66rpm 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：8

6、40?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(840)×71.66=573-2866r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：y132m2-6的三相異步電動機，額定功率pen=5.5kw，滿載轉速為nm=960r/min，同步轉速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1y160m2-85.57507202y132m2-65.510009603y132s-45.5150014404y132s1-25.530002900 電機主要外形尺寸圖3-1 電動機中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔

7、直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸hl×hda×bkd×ef×g132515×315216×1781238×8010×333.4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=96071.66=13.397 （2）分配傳動裝置傳動比 高速級傳動比i1=1.35×ia=4.25 則低速級的傳動比i2=3.15 減速器總傳動比ib=i1×i2=13.3875四 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù) （1）各軸轉速

8、：高速軸：n=n0=960rpm中間軸：n=ni1=9604.25=225.88rpm低速軸：n=ni2=225.883.15=71.71rpm工作機：n=n=71.71rpm （2）各軸輸入功率：高速軸：p=p0×1=4.71×0.99=4.66kw中間軸：p=p×2×3=4.66×0.99×0.98=4.52kw低速軸：p=p×2×3=4.52×0.99×0.98=4.39kw工作機：p=p×1×2×2×w=4.39×0.99×0.

9、99×0.99×0.97=4.13kw 則各軸的輸出功率：高速軸：p'=p×0.99=4.61kw中間軸：p'=p×0.99=4.47kw低速軸：p'=p×0.99=4.35kw工作機：p'=p×0.99=4.09kw （3）各軸輸入轉矩：電機軸：t0=9550000×p0n0=9550000×4.71960=46854.69nmm高速軸：t=9550000×pn=9550000×4.66960=46357.29nmm中間軸：t=9550000×pn=9

10、550000×4.52225.88=191101.47nmm低速軸：t=9550000×pn=9550000×4.3971.71=584639.52nmm工作機：t=9550000×pn=9550000×4.1371.71=550013.95nmm 則各軸輸出轉矩：高速軸：t'=9550000×p'n=9550000×4.61960=45859.9nmm中間軸：t'=9550000×p'n=9550000×4.47225.88=188987.52nmm低速軸：t'=

11、9550000×p'n=9550000×4.3571.71=579312.51nmm工作機：t'=9550000×p'n=9550000×4.0971.71=544686.93nmm 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/(nmm)電機軸9604.7146854.69高速軸9604.6646357.29中間軸225.884.52191101.47低速軸71.714.39584639.52工作機71.714.13550013.95五 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

12、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（調質），齒面硬度241286hbs，大齒輪45（調質），齒面硬度217255hbs (4)選小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=24×4.25=103。5.2按齒面接觸疲勞強度設計 (1)由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×kht×td×u+1u×zh×ze×zh2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選kht=1.3 計算小齒輪

13、傳遞的扭矩:t=9.55×106×pn=9.55×106×4.66960=46357.29nmm 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=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos103×cos20&

14、#176;103+2×1=22.81°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+103×tan22.81-tan20°2=1.729z=4-3=4-1.7293=0.87 計算接觸疲勞許用應力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）計算應力循環(huán)次數(shù)：nl1=60×n×j×lh=60×960×1×1

15、6×300×10=2.765×109nl2=nl1u=2.765×1094.25=6.505×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)khn1=0.971，khn2=1.058 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得h1=khn1×hlim1s=0.971×6001=582.6mpah2=khn2×hlim2s=1.058×5501=581.9mpa 取h1和h2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即h=581.9mpa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32×kht×td×u+

16、1u×zh×ze×zh2=32×1.3×46357.291×4.25+14.25×2.49×189.8×0.87581.92=42.047mm (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(jù)準備。 圓周速度v=×d1t×n60×1000=×42.047×96060×1000=2.112 齒寬bb=d×d1t=1×42.047=42.047mm 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=2.1

17、12m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.04 齒輪的圓周力。ft=2×td1=2×46357.2942.047=2205.022nka×ftb=1×2205.02242.047=52nmm<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，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=ka×kv×kh×kh=1×1.04×1.2×1.417=1.768 3)由式（10-12），可得按實

18、際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3khkht=42.047×31.7681.3=46.585mm 4)確定模數(shù)m=d1z1=46.58524=1.941mm，取m=2mm。5.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2×m2=127mm，圓整為127mm (2)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=24×2=48mmd2=z2×m=103×2=206mm (3)計算齒寬b=d×d1=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=2×kf&#

19、215;t×yfa×ysa×yd×m3×z12f 1)t、m和d1同前 齒寬b=b2=50 齒形系數(shù)yfa和應力修正系數(shù)ysa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)yfa1=2.65，yfa2=2.168 由圖10-18查得應力修正系數(shù)ysa1=1.58，ysa2=1.802 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+0.751.729=0.684 2)圓周速度v=×d1×n60×1000=×48×96060×1000=2.41ms-1

20、 3)寬高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mmbh=554.5=12.222 根據(jù)v=2.41m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.046 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)kf=2.1 由表10-4用插值法查得kh=1.42，結合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得kf=1.079。 則載荷系數(shù)為 kf=ka×kv×kf×kf=1×1.046×2.1×1.079=2.37 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flim

21、1=500mpa、flim2=380mpa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)kfn1=0.88，kfn2=0.912 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.25，由式（10-14）得f1=kfn1×flim1s=0.88×5001.25=352mpaf2=kfn2×flim2s=0.912×3801.25=277.25mpa 齒根彎曲疲勞強度校核f1=2×kf×t×yfa1×ysa1×yd×m3×z12=77.44mpa<f1f2=2×kf×t×yfa2×

22、;ysa2×yd×m3×z12=72.26mpa<f2 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。 4)齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×48×96060×1000=2.41ms 選用7級精度是合適的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=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm 2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2&

23、#215;ha=m×z1+2han*=52mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=210mm 3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=43mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=201mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6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)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°

24、;0'0"齒數(shù)z24103齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d48206齒頂圓直徑da52210齒根圓直徑df43201齒寬b5550中心距a127127圖5-1 高速級大齒輪結構圖六 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(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（調質），齒面硬度241286hbs，大齒輪45（調質），齒面硬度217255hbs (4)選小齒輪齒數(shù)z1=25，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=25&

25、#215;3.15=79。6.2按齒面接觸疲勞強度設計 (1)由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×kht×td×u+1u×zh×ze×zh2 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=9.55×106×pn=9.55×106×4.52225.88=191101.47nmm 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)

26、z。a1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos25×cos20°25+2×1=29.531°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos79×cos20°79+2×1=23.582°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=25×tan29.531-tan20°+79×tan23.582-tan20°2=1.718z=4-3=4-1.7183=0

27、.872 計算接觸疲勞許用應力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）計算應力循環(huán)次數(shù)：nl1=60×n×j×lh=60×225.88×1×16×300×10=6.505×108nl2=nl1u=6.505×1083.15=2.065×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)khn1=1.058，khn2=1.132 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得h1=khn1×hlim1s=1.05

28、8×6001=634.8mpah2=khn2×hlim2s=1.132×5501=622.6mpa 取h1和h2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即h=622.6mpa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32×kht×td×u+1u×zh×ze×zh2=32×1.3×191101.471×3.15+13.15×2.49×189.8×0.872622.62=65.947mm (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(jù)準備。 圓周速度

29、v=×d1t×n60×1000=×65.947×225.8860×1000=0.78 齒寬bb=d×d1t=1×65.947=65.947mm 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=0.78m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.015 齒輪的圓周力。ft=2×td1=2×191101.4765.947=5795.608nka×ftb=1×5795.60865.947=88nmm<100nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)kh

30、=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=1.423 由此，得到實際載荷系數(shù) kh=ka×kv×kh×kh=1×1.015×1.2×1.423=1.733 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3khkht=65.947×31.7331.3=72.579mm 4)確定模數(shù)m=d1z1=72.57925=2.903mm，取m=3mm。6.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2×m2=156mm，圓整為156mm

31、(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=25×3=75mmd2=z2×m=79×3=237mm (3)計算齒寬b=d×d1=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=2×kf×t×yfa×ysa×yd×m3×z12f 1)t、m和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)yfa和應力修正系數(shù)ysa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)yfa1=2.62，yfa2=2.222 由圖10-18查得應力修正系數(shù)ysa1=1.59，y

32、sa2=1.768 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+0.751.718=0.687 2)圓周速度v=×d1×n60×1000=×75×225.8860×1000=0.89ms-1 3)寬高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×3=6.75mmbh=806.75=11.852 根據(jù)v=0.89m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.017 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)kf=2.1 由表10-4用插值法查

33、得kh=1.426，結合b/h=80/6.75=11.852查圖10-13，得kf=1.08。 則載荷系數(shù)為 kf=ka×kv×kf×kf=1×1.017×2.1×1.08=2.307 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=0.912，kfn2=0.918 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.25，由式（10-14）得f1=kfn1×flim1s=0.912×5001.25=364.8mpaf2=kfn2×

34、;flim2s=0.918×3801.25=279.07mpa 齒根彎曲疲勞強度校核f1=2×kf×t×yfa1×ysa1×yd×m3×z12=89.19mpa<f1f2=2×kf×t×yfa2×ysa2×yd×m3×z12=84.11mpa<f2 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。 4)齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×75×225.8

35、860×1000=0.89ms 選用7級精度是合適的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*=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=m×z1+2han*=81mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=243mm 3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=67.5mm df2=d2

36、-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=229.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)z2579齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d75237齒頂圓直徑da81243齒根圓直徑df67.5229.5齒寬b8075中心距a156156圖6-1 低速級大齒輪結構圖七 軸的設計7.1高速軸設計計算 (1)

37、已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=960r/min；功率p=4.66kw；軸所傳遞的轉矩t=46357.29nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用40cr調質，許用彎曲應力為=70mpa (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。da0×3pn=112×34.66960=18.96mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×18.96=19.91mm 查表可知標準軸孔直徑為20mm故取dmin=20 (4)確定軸的直徑和長度圖7-1 高速軸示意圖 1)輸入

38、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=60.26nm 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52mm。選用普通平鍵，a型鍵，b×h = 6×6mm(gb t 1096-2003)，鍵長l=40mm。 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

39、用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×d×b = 30×62×16mm，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度，應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=20

40、mm，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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，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

41、段12345678直徑202530365236300長度526328100.5558280 (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=2×td1=2×46357.2948=1931.554n 高速級小齒輪所受的徑向力fr1=ft1×tan=1931.554×tan20°=703.028n 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=97mm，軸承壓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 計算支承反力 在水平面上為r1h=-fr1×l3l2+l3=703.0

42、28×55.5148+55.5=-191.73nr2h=-r1h-fr1=-191.73-703.028=-511.3n 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為r1v=ft1×l3l2+l3=1931.554×55.5148+55.5=526.79nr2v=ft1-r1v=1931.554-526.79=1404.764n 軸承1的總支承反力為r1=r1h2+r1v2=-191.732+526.792=560.6n 軸承2的總支承反力為r2=r2h2+r2v2=-511.32+1404.7642=1494.92n 1)彎矩計算 在水平面上，a-a剖面為

43、mah=r2h×l3=-511.3×55.5n·mm=-28377.15n·mm 在垂直平面上為mav=-r1v×l2=-526.79×148n·mm=-77964.92n·mmmbv=0n·mm 合成彎矩，a-a剖面為ma=mah2+mav2=-28377.152+-77964.922=82968.62n·mm 2)轉矩t1=46357.29n·mm 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因a-a左側彎矩大，且作用有轉矩，故a-a左側為

44、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=31.32mpa 剪切應力為=twt=8.75mpa 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=33.03mpa 查表得40cr調質處理，抗拉強度極限b=735mpa，則軸的許用彎曲應力-1b=70mpa，ca<-1b，所以強度滿足要求。7.2中間軸設計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=225

45、.88r/min；功率p=4.52kw；軸所傳遞的轉矩t=191101.47nmm (2)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=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。da0×3pn=115×34.52225.88=31.22mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑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

46、并根據(jù)dmin = 31.22 mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×d×b = 35×72×17mm，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

47、 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= 80 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 = 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壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內壁之距離2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體

48、內壁一段距離，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123456直徑35405040350長度3978154841.50 (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=2×td2=2×191101.47206=1855.354n 高速級大齒輪所受的徑向力fr2=ft2×tan=1855.354×tan20°=675.294n 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級

49、小齒輪的分度圓直徑）ft3=2×td3=2×191101.4775=5096.039n 低速級小齒輪所受的徑向力fr3=ft3×tan=5096.039×tan20°=1854.807n 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 計算支承反力 在水平面上為r1h=fr2×l3-fr3×l2+ l3l1+ l2+ l3=675.294×57-1854.807×80 + 5769.5+80+57

50、=-1044.15nr2h=fr2- r1h- fr3=675.294-1044.15-1854.807=-135.36n 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為r1v=ft3× l2+ l3+ ft2× l3l1+ l2+ l3=5096.039× 80 +57+1855.354×5769.5 + 80 +57=3893.04nr2v=ft3+ ft2- r1v=5096.039+1855.354-3893.04=3058.35n 軸承1的總支承反力為r1=r1h2+r1v2=-1044.152+3893.042=4030.63n 軸承2的

51、總支承反力為r2=r2h2+r2v2=-135.362+3058.352=3061.34n 1)計算彎矩 在水平面上，a-a剖面為mah=r1h×l1=-1044.15×69.5n·mm=-72568.42n·mm b-b剖面為mbh=r2h× l3=-135.36×57n·mm=-7715.52n·mm 在垂直平面上為mav=r1v×l1=3893.04×69.5n·mm=270566.28n·mmmbv=r2v×l3=3058.35×57n·

52、mm=174325.95n·mmn·mm 合成彎矩，a-a剖面為ma=mah2+mav2=-72568.422+270566.282n·mm=280129.05n·mm b-b剖面為mb=mbh2+mbv2=-7715.522+174325.952n·mm=174496.61n·mm 2)轉矩 t2=191101.47n·mm圖7-4 中間軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因a-a左側彎矩大，且作用有轉矩，故a-a左側為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為w=×d332=×50332=12265.62mm3 抗扭

53、截面系數(shù)為wt=×d316=24531.25mm3 最大彎曲應力為=mw=22.84mpa 剪切應力為=twt=7.79mpa 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=24.68mpa 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。7.3低速軸設計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=71.71r/min；功率p=4.39kw；軸所傳遞的轉矩t=584639.52nmm (2)軸的材料選擇并確

54、定許用彎曲應力 由表選用45調質，許用彎曲應力為=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。da0×3pn=112×34.3971.71=44.14mm 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+0.07×44.14=47.23mm 查表可知標準軸孔直徑為48mm故取dmin=48 (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，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩tca = ka

55、×t，查表，考慮載荷變動微小，故取ka = 1.3，則:tca=ka×t=760.03nm 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，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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 53 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6211，其尺寸為d×d

56、5;b = 55×100×21mm，故d34 = d78 = 55 mm。 軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得6211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 = 64 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 = 64 mm，故取h = 7.5 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 79 mm，取l56=10mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2

57、，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 - 21 -10 = 58 mm 5)取低速級大齒輪距箱體內壁之距離2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取 = 10 mm，則l34= b+s1=21+22.5= 43.5 mml78= b+2+2=21+10+12.5+2= 45.5 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12345678直徑485355647964550長度1125843.557.5107345.50 (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=2×584639.52237=4933.667n 低速