二級圓柱斜齒輪減速箱設(shè)計課程設(shè)計說明書(經(jīng)供參考)

1、洛 陽 理 工 學(xué) 院 課程設(shè)計說明書課程名稱： 機(jī)械課程設(shè)計 設(shè)計課題： 二級斜齒展開式減速箱 專 業(yè)： 材料成型及控制工程 指導(dǎo)教師： 張旦聞 班 級： 模具一班 姓 名： 劉可可 2013年06月25日目錄第一章 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書4第二章 傳動裝置的總體設(shè)計52.1 電動機(jī)的選擇52.2 傳動裝置總體傳動比和分配各級傳動62.3 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)7第三章 V帶的設(shè)計9第四章 齒輪傳動設(shè)計114.1高速級齒輪傳動設(shè)計114.2低速級齒輪傳動設(shè)計18第五章 軸的設(shè)計255.1中間軸的設(shè)計與計算255.2 高速軸的設(shè)計與計算345.3 低速軸的設(shè)計與計算43第六章 減速器

2、箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸52第七章 減速器附件的選擇547.1檢查孔與檢查孔蓋547.2通氣器547.3油標(biāo)547.4起吊裝置547.5放油螺塞547.6定位銷547.7啟蓋螺釘547.8減速器潤滑與密封557.8.1潤滑方式557.8.2密封方式55第八章 心得體會56參考文獻(xiàn)5757第一章 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目 設(shè)計用于帶式運輸機(jī)上兩級斜齒輪減速器 指導(dǎo)老師：張旦聞帶式輸送機(jī)減速器結(jié)構(gòu)簡圖 1-軸、2-軸、3-軸、4-卷筒軸設(shè)計參數(shù)運輸帶工作拉力:F(N)=1200N運輸帶工作速度:V(m/s)=1.2m/s卷筒直徑:D(mm)=400mm工作條件 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有

3、粉塵； 運輸帶速度允許誤差土5； 兩班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮) 。加工條件 生產(chǎn)20臺，中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工 78級齒輪 設(shè)計工作量 1減速器裝配圖1張(AO或A1)； 2零件圖13張；3設(shè)計說明書1份第二章 傳動裝置的總體設(shè)計2.1 電動機(jī)的選擇 項 目 內(nèi) 容結(jié) 果1.電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式 由于電動機(jī)的工作條件是連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵，Y系列（IP44）電動機(jī)全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機(jī)內(nèi)部之特點，滿足要求。Y系列（IP44）自扇冷式籠型三相異步

4、電動機(jī)2、選擇電動機(jī)的容量 電動機(jī)所需工作功率為 Pd=工作機(jī)所需功率 Pw=1.44 kW傳動裝置的總效率為 = 1 2³3²4 查機(jī)械設(shè)計相關(guān)表可確定各部分效率：V帶傳動效率1=0.96：軸承效率（一對） 2=0.99：齒輪傳動效率3=0.97:；聯(lián)軸器的傳動效率4 =0.99 代入得 =0.96×0.99³×0.97²×0.99=0.868 電動機(jī)的功率 Pd=1.66kW查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12-1可以選擇Y系列三相異步電動機(jī)，電功率的額定功率 Po =2.2 kW ，滿足 P0 Pd 要求Po =2.2 kW

5、3、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速 r/min 查相關(guān)表可得V帶傳動的傳動比常用范圍為 =24， 二級援助減速器的傳動比為=840， 則總傳動比的范圍為 =16160 ，故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速可選范圍為 =（16160) ×57.3=916.89168 r/min符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000 r/min 、1500 r/min 和3000 r/min ，根據(jù)電動機(jī)額定功率和轉(zhuǎn)速，由Y系列（IP44）三相異步電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)可得如下表格方案電動機(jī)型號額定功率/(Kw)同步 / 滿載轉(zhuǎn)速 nm/( r/min)電動機(jī)質(zhì)量/Kg總傳動比1Y90M-22.23000 / 28402549.562

6、Y100L1-42.21500 / 14303424.93Y112M-62.21000 / 9404516.4方案1：電動機(jī)的重量輕、價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊，轉(zhuǎn)速太大，故不可取。方案2和方案3相比較可知如側(cè)重考慮電動機(jī)的重量和價錢，則選方案2，但綜合考慮電動機(jī)的和傳動裝置的尺寸、重量以及總傳動比，可以看出，如使傳動裝 n0=1430 r/min2.2 傳動裝置總體傳動比和分配各級傳動 項目 內(nèi) 容 結(jié) 果1計算總傳動比及分配各級傳動比1計算總傳動比及分配各級傳動比（1）傳動裝置總傳動比 =1440/57.3=24.96（2）分配各級傳動比 取V帶輪的

7、傳動比為=2.8， 則減速器的總傳動比： =24.96/2.8=8.91 ，（1.31.4） 取兩級圓柱齒輪減速器的高級傳動比： =3.47 = =2.57=24.96=3.47=2.572.3 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 表 2-1 各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 項 目 內(nèi) 容 結(jié) 果1.電動機(jī) P0=Pd=1.66kW n0=nm=1430r/min N·mP0=1.66kWn0=1430r/minN·m 軸 P1=P0=1.66×0.96=1.59 kW N·mP1=1.59 kWN·m 軸 P2= P1=1.59×0.99

8、15;0.97=1.53 kW N·m P2=1.53 kW N·m 軸 P3= P2=1.53×0.99×0.97=1.47 kW N·mP3=1.47 kW N·m 卷筒P卷= P3=1.47×0.99×0.99=1.44 kW N·mP卷=1.44 kW N·m第三章 V帶的設(shè)計項目 內(nèi)容 結(jié) 果 1. 確定計算功率Pc Pc=KAP參考文獻(xiàn)1表13-8得KA=1.2，所以Pc=1.2×1.66=1.99 kWKA=1.2，Pc=1.99 kW2. 選V帶型號由Pc=1.99和n

9、0=1430r/min參考文獻(xiàn)1查圖13-15可知此點位于A型區(qū)域，故選A型V帶3. 確定小帶輪直徑d1參考文獻(xiàn)1查表13-9得d175mm,取d1=112mm（要大于或等于最小直徑，并符合直徑系列）d1=112mm4. 確定大帶輪直徑d2大帶輪d2=id1(1),取彈性滑動率=0.02 則d2=id1(1)=2.5×112×0.98=246.96mm 查表13-9取d2=250mm實際傳動比i=2.83從動輪的實際轉(zhuǎn)速n1= =505.3r/min轉(zhuǎn)速誤差n=對于傳送帶裝置，轉(zhuǎn)速誤差允許在±5范圍內(nèi)，d2=250mm5. 驗算帶速vm/s在規(guī)定的5 25 m/s

10、范圍內(nèi)V=6.74m/s合理6. 初選中心距a0a0=1.5（d1+ d2）=510mm ,取a0=500 mm符合0.7（d1+ d2）a02（d1+ d2）a0=500 mm7. 初選長度L0=1547mmL0=1547mm8 選擇V帶所需Ld參考文獻(xiàn)1查13-2表，對A型帶選用Ld=1600mmLd=1600mm9.實際中心距 aaa0+=mma=527mm10. 驗算小帶輪包角1=163°120°經(jīng)計算，小帶輪包角1取值合理1=163°11. 求V帶輪根數(shù)由式13-15得Z=今n0=1430 r/min d1=250mm查表13-3得P0=1.07kW由公

11、式傳動比 i=2.83參考文獻(xiàn)1查表13-9得 kW由，在參考文獻(xiàn)1查表13-7得 根據(jù)Ld=2000mm，參考文獻(xiàn)1查表13-2得用z=取z = 2 根z = 2 13.求作用在帶輪軸上的作用力FQ參考文獻(xiàn)1查表13-1得q=0.1Kg/m有公式可得單根V帶的初拉力作用在軸上的壓力FQ=FQ=487N第四章 齒輪傳動設(shè)計4.1高速級齒輪傳動設(shè)計 已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：項目內(nèi) 容結(jié)果1.選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)3中表87，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=197286HB

12、S，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=158217HBS，取HBS2=190。按 估取圓周速度vt=1.5m/s, 查表11-2選公差等級8級小齒輪數(shù) 在推薦值2040選，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。 在推薦值 初選螺旋角HBS1=197286HBSHBS2=158217HBSvt=1.5m/s公差組8級合適(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA動載系數(shù)KVt齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)則動載系數(shù)的初選值齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點區(qū)域系數(shù)螺旋角

13、系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（不許有點蝕）最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)小齒輪分度圓直經(jīng)初值法面模數(shù)中心距確定螺旋角小齒輪分度圓直徑計算值計算圓周速度動載系數(shù)KVt齒間載荷分配系數(shù)動載系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa1、YFa2應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN尺寸系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)

14、a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計公式：由式得：=29733N·mm查參考文獻(xiàn)5中表85得：KA=1根據(jù)vt=1.5m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得:KVt=1.1端面重合度 =1.69由參考文獻(xiàn)5中圖811得：由參考文獻(xiàn)5中圖813得：參考文獻(xiàn)1查表11-4得：參考文獻(xiàn)1查表11-6按齒輪相對軸承為非對稱布置取 u=3.46查得：2.45由參考文獻(xiàn)5中圖88得： ZN1=1，ZN2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 得： SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限Hlim1=600MPaHlim2=390MPa由參考文獻(xiàn)5中式83得：MPa

15、 = 600MPa=MPa = 380MPa由于H2<H1，所以應(yīng)取較小值H2代入計算=mmmm根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表81，取標(biāo)準(zhǔn)值mmmm圓整為mmm/s 根據(jù)v=1.56m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得：KV=1.11端面重合度 =1.67由參考文獻(xiàn)5中圖811得：=1.46由參考文獻(xiàn)5中式810得：mmmmmmmm圓整后取=45mm，=50mm由參考文獻(xiàn)5中式819知校核公式為：由，可得31.5109查參考文獻(xiàn)5中表87得：YFa1=2.57，YFa2=2.2查參考文獻(xiàn)5中表87，YSa1=1.64，YSa2=1.83查參考文獻(xiàn)5中圖820得：由參考文獻(xiàn)1中表11-5得：=450MPa

16、=248MPa由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：由參考文獻(xiàn)5中圖89得：YN1=1，YN2=1由參考文獻(xiàn)2中表105得：由參考文獻(xiàn)1中表MPaMPa=45.34MPa=48.12MPa由得：mmmmda1=62.24mmda2= =205.76mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×2=2mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=2.5mmmmmmmmmmKA=1KVt=1.1 u=3.462.45ZN1=1，ZN2=1 SHmin=1Hlim1=600MPaHlim2=390MPaMPaMPammKV=1.11=1.46=50mm=45mmYFa1=2.57，YFa2=2.2Y

17、Sa1=1.64，YSa2=1.83=450MPa=248MPaYN1=1，YN2=1MPaMPaMPaMPamm mmha1=ha2=2mmhf1=hf2=2.5mmmmmmmmmm4.2低速級齒輪傳動設(shè)計已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：1.選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)1中表11-1，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=197286HBS，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=158217HBS，取HBS2=190。按 估取圓周速度vt=0.6m/s, 查表11-2選公

18、差等級8級小齒輪數(shù) 在推薦值2040選，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。 在推薦值 初選螺旋角HBS1=197286HBSHBS2=158217HBSvt=0.6m/s公差組8級合適(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA動載系數(shù)KVt齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)則動載系數(shù)的初選值齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點區(qū)域系數(shù)螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（不許有點蝕）最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)小齒輪分度圓直經(jīng)初值法面模

19、數(shù)中心距確定螺旋角小齒輪分度圓直徑計算值計算圓周速度動載系數(shù)KV齒間載荷分配系數(shù)動載系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa1、YFa2應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN尺寸系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計公式：由式得：=99263N·mm查參考文獻(xiàn)5中表85得：KA=1根據(jù)

20、vt=0.6m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得:KVt=1.06端面重合度 =1.67由參考文獻(xiàn)5中圖811得：由參考文獻(xiàn)5中圖813得：參考文獻(xiàn)1查表11-4得：參考文獻(xiàn)1查表11-6按齒輪相對軸承為非對稱布置取 u=2.57查得：2.43由參考文獻(xiàn)5中圖88得： ZN1=1，ZN2=1由參考文獻(xiàn)1參考文獻(xiàn)3中表810 得： SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限Hlim1=600MPaHlim2=380MPa由參考文獻(xiàn)5中式83得：MPa = 600MPa=MPa = 380MPa由于H2<H1，所以應(yīng)取較小值H2代入計算=mmmm根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表81，取標(biāo)準(zhǔn)值mmmm

21、圓整為mmm/s 與初選值vt=0.8m/s有誤差，對KV修正，由查參考文獻(xiàn)5中圖810得：KV=1.07端面重合度 =1.67由參考文獻(xiàn)5中圖811得：=1.45由參考文獻(xiàn)5中式810得：mmmmmmmm圓整后取=65mm，=70mm由參考文獻(xiàn)5中式819知校核公式為：由，可得30.9查參考文獻(xiàn)5中表87得：YFa1=2.58，YFa2=2.25查參考文獻(xiàn)5中表87，YSa1=1.63，YSa2=1.77查參考文獻(xiàn)5中圖820得：由參考文獻(xiàn)1中表11-5得：=450MPa=310MPa由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：由參考文獻(xiàn)5中圖89得：YN1=1，YN2=1由參考文獻(xiàn)2中表105得：由參考文

22、獻(xiàn)1中表MPaMPa=46.5MPa=48.02MPa由得：mmmm =229.20mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×3=3mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=3.75mmmmmmmmmm KA=1KVt=1.06 u=2.572.43ZN1=1，ZN2=1 SHmin=1Hlim1=600MPaHlim2=380MPaMPaMPammmmKV=1.07=1.45=70mm=65mmYFa1=2.58，YFa2=2.25YSa1=1.63，YSa2=1.77=450MPa=310MPaYN1=1，YN2=1MPaMPaMPaMPamm mmha1=ha2=3mm

23、hf1=hf2=3.75mmmmmmmmmm第五章 軸的設(shè)計 齒輪的相關(guān)參數(shù)序號齒數(shù)法向模數(shù)齒寬螺旋角齒向分度圓直徑轉(zhuǎn)速 12825015.942°左旋轉(zhuǎn)58.24510.7 29724515.942°右旋轉(zhuǎn)201.76147.2 32837014.593°右旋轉(zhuǎn)86.80147.2 47236514.593°左旋轉(zhuǎn)223.2057.3軸的設(shè)計計算與軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇選擇和進(jìn)行。因箱體內(nèi)壁寬度主要由中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定，故先對中間軸進(jìn)行設(shè)計，然后對高速軸和低速軸進(jìn)行設(shè)計。 5.1中間軸

24、的設(shè)計與計算 已知中間軸的傳遞功率P2=1.53kW，轉(zhuǎn)速n2=147.2r/min，小齒輪分度圓直徑mm，齒輪寬度mm。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明計算結(jié)果選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書5表15-2查得其強(qiáng)度值：，； 許用應(yīng)力由表15-6查得：，=200MPa=95MPa=55MPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力 徑向力高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI I=99263Nm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：TII=99263NmFt2=984NFt3=2287NFa2=281NFa3=595NFr2=372NFr3=860N估算軸徑，軸

25、的圓周速度軸承潤滑由參考文獻(xiàn)3中表103可知45鋼取A=107118(因軸上受較大彎矩)，于是得： mm由標(biāo)準(zhǔn)軸徑去取mm，軸承采用脂潤滑，需要擋油班。由于工作環(huán)境有灰塵，根據(jù)參考書1選擇密封圈密封，并且密封唇朝外。dmin=30mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖51所示軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 軸不長，故軸承采用兩段固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計 由于、軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]齒輪有軸向力、徑向力存在，選用角接觸軸承。其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。若選用角接觸軸承，型號為7306AC由

26、參考書3查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=72mm，孔徑，經(jīng)過驗算符合要求，取d1=30mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=30mm（3）軸段和軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為了便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)分別大于和，可初定d2=d4=35mm。齒輪2輪轂寬度與齒輪寬度b2=45mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用檔油環(huán)定位固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度mm相等，右端采用軸肩定位，左端采用檔油環(huán)定位固定。為使檔油環(huán)端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段和軸段的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取l2=68mm，l4=43mm。 （4）軸段 該段為中間軸上

27、的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為mm，取其高度為h=5mm，故d3=45mm。齒輪2與齒輪3的距離為mm，取mm （5）軸段及軸段的長度 該減速器齒輪的圓周速度小于3m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離取為，中間軸上兩個齒輪的固定均有擋油環(huán)完成，則軸段的長度為：mm 齒輪距箱體內(nèi)壁距離均取為mm， 軸承距箱體的距離為： 選用普通鍵連接，按參考書3按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：及，其中，軸上槽深轂上槽深軸的結(jié)構(gòu)圖如圖5.1所示d1=d5=30mmd2=d4=35mml2=68 mml4=43 mml3=10 mml1=l5=46mmmm軸的

28、受力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖 =1514N =1757N . 轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩 L1=69.5 mmL2=67.5mmL3=57mmFBH=1514NFAH=1757NFBV=324.6NFAV=163.4NMCH=122111.5NmmMDH=86298Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由圖8.1(f)知，截C處彎矩最大，故校核該截面的強(qiáng)度。截面C的當(dāng)量彎矩： 由式得查參考書5表15-6得截面C的強(qiáng)度足夠=32.7Mpa=55Mpa驗算軸的疲勞

29、強(qiáng)度截面的抗彎模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖8.1(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強(qiáng)度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的）此截面的查參考書5得：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處: ，；配合處： ，；按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強(qiáng)度要求W=3564mm3WT=7771mm3=35.8MPa8、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的

30、軸向載荷計算軸承當(dāng)量動載荷計算軸的壽命徑向載荷: 軸向載荷方向指向左側(cè)軸承對7306AC型軸承，查表參考書1表11-10，有故左側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，右側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是| 查參考書1表6-12，知7306AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書1表16-11，查得,因而軸承的當(dāng)量動載荷為=1551N查參考書1表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7306AC的又因為要3年一大修，故3年換一次軸承 所以左端軸承壽命約為9664.8h，右端軸承壽命約為79832.4h。這對軸承的工作壽命為142354.7hF1=1764.6NF2=1548.4NFa=314NS1=

31、1200NS2=1053NFa1=1367NFa2=1053NP1=1764.6NP2=1551N 合適5.2 高速軸的設(shè)計與計算已知高速軸的傳遞功率P1=1.59kW，轉(zhuǎn)速n1=510.7r/min，小齒輪分度圓直徑d1=58.24mm，齒輪寬度b1=50mm。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明計算結(jié)果1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書5表15-2查得其強(qiáng)度值：，；許用應(yīng)力由表15-6查得：，=200MPaMPaMPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力 徑向力高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=29733Nm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：NTI

32、=29733NmFt1=1021NFa1=292NFr1=386N3、估算軸徑最小值，軸的圓周速度由參考文獻(xiàn)3中表103取A=118107（因軸上受較大彎矩）于是得： mm取mm由于安裝大帶輪處有鍵，故軸需加大4%5%，則mm取d=20mmdmin=18mmv=0.67m/s4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接軸的構(gòu)想圖如圖53所示 （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細(xì)處dmin=20mm開始設(shè)計。 (2)軸段 軸段上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計應(yīng)與帶輪輪彀軸孔設(shè)計同步。根據(jù)第二步計算結(jié)果，

33、考慮到該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定軸段的直徑d1=24mm，帶輪輪彀的寬度mm軸段的長度應(yīng)略小于彀孔的寬度，取l1=31mm (3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。用軸肩定位，軸肩高度=2.684.8mm軸段的軸徑d2=d1+2h=2934mm，其最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于2m/s，軸承采用脂潤滑，需要擋油班。由于工作環(huán)境有灰塵，根據(jù)參考書1選擇密封圈密封，并且密封唇朝外。該處軸的圓周速度小于3m/s，則d2=32mm （4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列

34、。先暫取軸承為7308AC，由參考文獻(xiàn)6中表99得軸承內(nèi)徑mm，外徑mm，寬度mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑mm，外圈定位內(nèi)徑mm，故取軸段的直徑mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)測面凸出箱體內(nèi)壁12mm，擋油環(huán)軸孔寬度初定為B1=25mm，則l3=B+B1=(23+25)mm=48mm,由中間軸可算出mm(5) 軸段 該軸段直徑可略大于軸承定位軸肩的直徑，取，該段長度可有中間軸設(shè)定的箱體間距確定，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為該段的長度為 =67.5mm （6）軸段 該段為齒輪提供定位

35、，其軸肩高度范圍為mm，取其高度為h=3.5mm，故d5=52mm。該段長度為mm，取 （7） 齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定mm，則由參考文獻(xiàn)8中表1034知該處鍵的截面尺寸為b×h=12mm×8mm，輪彀鍵槽深度為t1=3.3mm，則該齒輪上齒根圓與彀孔鍵槽頂部的距離為mm，因為mm，故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有，該段長度應(yīng)與齒輪齒寬保持一致，取 （8）軸段的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度有關(guān)及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為：， 由參考文獻(xiàn)2中表3-1.下箱體厚度<8mm，取mm。由參考文獻(xiàn)1中表151知：取

36、地腳螺栓為M12。則取軸承旁螺栓直徑為M10，查參考文獻(xiàn)1中表152知c1=16mm，c2=14mm，則箱體軸承座寬度L=10+16+14+(58)=4546mm，l=46mm。取軸承端蓋凸緣厚度t=10mm，取軸承端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為mm。，為方便在不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面距軸承端面表面距離k=25mm，帶輪采用腹板式。則 選用普通鍵連接，按參考書3按V帶軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：其中，軸上槽深轂上槽深。齒輪軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：其中，軸上槽深轂上槽深。l1=31mml3=48mmmma1=12.5mml4=67.5md5=52mml6=50mmV帶

37、：t=4mm t1=3.3mm齒輪：t=6.0mm t1=4.3mm5.軸的受力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖 , 轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩L1=78mmL2=139mmL3=59mmFBH=520.9NFDH=-419.9NFBV=304.2NFDV=716.8N Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm6、按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核州的強(qiáng)度由圖5.2(f)可知，截面C處彎矩最大，故校核該截面的強(qiáng)度。截面C的當(dāng)量彎矩： 由式得查參考書5表15-6得截面C的強(qiáng)度足夠=3.74MPa=55MPa7、驗算軸的疲勞強(qiáng)度截面的抗彎

38、模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖5.2(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強(qiáng)度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的此截面的查參考書5得：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處: ，；配合處： ，；按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強(qiáng)度要求W=12795.9mm3WT=27603.8mm3= 4.2MPa8、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的軸向載荷計算軸承當(dāng)量動載荷計算軸的壽命徑向載荷:軸向載荷方向指向左側(cè)軸承對7308AC型軸承，查表參考書1表16-12，有故左側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，右側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是 查參考書1表11-6，知7204AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書1表11-6，查得,因而軸承的當(dāng)量動載荷為 N查參考書1表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7308AC的又因為要3年一