二級直齒圓柱齒輪減速器畢業(yè)論文

1、二級直齒圓柱齒輪減速器內(nèi)容摘要本設(shè)計簡述了帶式輸送機(jī)的動力傳遞裝置二級直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計過程。首先進(jìn)行了傳動方案的，選擇齒輪減速器作為傳動裝置然后進(jìn)行齒輪減速器的設(shè)計計算包括（選擇電動機(jī)、設(shè)計齒輪傳動、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵連接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式）等內(nèi)容。運用SolidWorks、AUTOCAD等軟件實現(xiàn)了二維、三維繪圖，通過該軟件的三維設(shè)計功能優(yōu)化設(shè)計方案，實現(xiàn)減速器的運動仿真并完成減速器的模擬設(shè)計。關(guān)鍵詞：齒輪傳動；轉(zhuǎn)矩；二維；三維繪圖；設(shè)計校核；模擬仿真IAbstractThe design of the belt conveyor

2、 power transfer device - two straight tooth cylindrical gear reducer design process. Firstly, the transmission scheme, selection of gear reducer as the driving device and gear reducer design calculation including ( selection of motor, gear, shaft design structure design, selection and calculation of

3、 rolling bearings, and checking, checking coupling flat key connection, select gear and bearing lubrication mode ) etc. Using SolidWorks, AUTOCAD and other software to achieve the two-dimensional, three-dimensional graphics, through the software of three-dimensional design function optimization desi

4、gn of gear reducer, the motion simulation and simulation design of reducer.Key words: gear；torque；two-dimensional；three-dimensional graphics；design verification； simulationII目 錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 本課題設(shè)計的主要內(nèi)容11.2 基本要求1第2章 傳動方案擬定及說明32.1 確定減速器的工作條件32.2 擬定傳動方案32.3 電動機(jī)的選擇42.4 計算傳動裝置總傳動比及分配各級傳動比52.5 計

5、算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6第3章 V帶的設(shè)計83.1確定V帶型號83.2 確定帶輪基準(zhǔn)直徑83.3 確定中心距和膠帶長度83.4 計算出實際中心距93.5 驗算小帶輪包角93.6 確定V帶根數(shù)93.7 計算預(yù)拉力93.8 帶傳動作用在軸上的壓力10第4章 齒輪的設(shè)計114.1 高速級齒輪的設(shè)計114.2 低速級齒輪的設(shè)計13第5章 軸的設(shè)計175.1 軸（輸入軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其鍵的選取及校核175.2 II軸（中間軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其鍵的選取及校核245.3 III軸（輸出軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其鍵的選取及校核30第6章 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計386.1 減速器的結(jié)構(gòu)分配386.2 減速器的潤滑與密封

6、42總 結(jié)43參考文獻(xiàn)44致 謝45第1章 緒論減速器在各行各業(yè)十分廣泛的使用著，是一種不可缺少的機(jī)械傳動裝置。當(dāng)前減速器普遍的存在著體積大、重量大或傳動比大而機(jī)械效率過低等問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進(jìn)材料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已

7、生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機(jī)器人等領(lǐng)域中，微型發(fā)動機(jī)已基本研制成功，如能在納米級領(lǐng)域內(nèi)輔以納米級的減速器，則應(yīng)用前景更加遠(yuǎn)大。1.1 本課題設(shè)計的主要內(nèi)容傳動方案的擬定及說明電動機(jī)的選擇；總傳動比及分配各級的傳動比、運動參數(shù)及動力參數(shù)及傳動零件的設(shè)計計算；齒輪傳動的設(shè)計計算、軸的設(shè)計計算；鍵聯(lián)接的選擇及校核計算；箱體結(jié)構(gòu)尺寸、潤滑與密封。1.2 基本要求 設(shè)計內(nèi)容盡量滿足以下要求： 能夠?qū)崿F(xiàn)預(yù)定的使用要求預(yù)期的工作年限能保證正常運行;設(shè)計成本低、生產(chǎn)效率高、能源與材料消耗少，有利于減輕操作人員的勞動強度；保證零件正?？煽康毓?/p>

8、作，涉及良好的工藝結(jié)構(gòu)等。1.3 設(shè)計過程及設(shè)計方法 機(jī)械設(shè)計過程一般包括規(guī)劃設(shè)計、方案設(shè)計、技術(shù)設(shè)計、施工設(shè)計和改進(jìn)設(shè)計等幾個階段。2第2章 傳動方案擬定及說明2.1 確定減速器的工作條件1 要求：擬定傳動關(guān)系由電動機(jī)、V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機(jī)構(gòu)成。2 工作條件：（每年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運動，帶式運輸機(jī)工作平穩(wěn)，有灰塵，空載啟動，使用期五年，小批量生產(chǎn)，運輸帶允許誤差5%。3 已知條件：運輸帶工作轉(zhuǎn)矩T=600 Nm則：運輸帶曳引力FN=2TD=2×600500×1000=2400N 運輸帶速度：v=2.0m/s滾筒直徑：D=500mm2.2 擬定傳動方

9、案1 組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3 確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如圖2-1：圖2-1 傳動裝置總體設(shè)計圖2.3 電動機(jī)的選擇2.3.1 電動機(jī)類型的選擇：Y系列三相異步電動機(jī)。2.3.2 選擇電動機(jī)容量： 1 工作機(jī)所需功率： PW=FV1000=2400×21000=4.8 kw 2 電動機(jī)輸出功率Pd考慮傳動裝置的功率損耗，電動機(jī)的輸出功率為 Pd=PW （2-1）試中為從電動機(jī)到工作機(jī)主動軸之間的總效率，即： =1233245 （2-2）

10、查機(jī)械工程師電子手冊可知：V帶的傳動效率1=0.96每對軸承的傳動效率2=0.98每對嚙合齒輪的傳動效率3=0.95聯(lián)軸器的傳動效率4=0.97滾筒的傳動效率5=0.97（齒輪為7級精度,閉式傳動，圓柱齒輪)。=1233245=0.96×0.983×0.952×0.97×0.97=0.77電動機(jī)的輸出功率為Pd=PW=4.80.77=6.2 kw3 確定電動機(jī)的額定功率Ped因為PedPd，查機(jī)械工程師電子手冊可知：選定電動機(jī)的額定功率Ped=7.5 kw4 選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速： 滾筒轉(zhuǎn)速為nW=60×1000v=76.4 r/min 經(jīng)查表按推薦

11、的傳動比合理范圍： V帶傳動的傳動比i124，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2840。則:總傳動比合理范圍為i=i1×i216160電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：n=i×nW=16160×76.4=1222.312224 r/min查機(jī)械工程師電子手冊可供選擇電動機(jī)如表2-1所示：表2-1電動機(jī)參數(shù)表型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載效率/%功率因數(shù)(cos)重量/kgY132M-47.5144087.00.8581Y132S2-27.5290086.20.8870由表21中數(shù)據(jù)可知：選定電動機(jī)的型號為Y132M-42.4 計算傳動裝置總傳動比及分配各級傳動比

12、 1 傳動裝置總傳動比 i總=nmnW=144076.4=19 2 分配各級傳動比 i總=i0i1 （2-3）式中i0、i1別為帶傳動和減速器的總傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5則減速器傳動比為i1= i總i0=192.5=7.6查機(jī)械工程師電子手冊得高速級傳動比為ig=3.25，則：低速級傳動比id= i1ig=7.63.25=2.34傳動比合理。2.5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1 各軸轉(zhuǎn)速減速器高速級軸為，中速軸，低速級軸為，滾筒軸為軸則： n=nmi0=14402.5=576 r/min n=nig=5763.25=177.2 r/min n=nid=177.

13、22.34=75.7 r/min n=n=75.7 r/min 2 按電動機(jī)額定功率Ped計算各軸輸入功率 P=Ped×1=7.5×0.96=7.2 kW P=P×2×3=7.2×0.98×0.95=6.7 kW P=P×2×3=6.7×0.98×0.95=6.2 kW P=P×2×4=6.2×0.98×0.97=5.9 kW 則各軸的輸出功率： PC=P×1=7.2×0.98=7.1 kW PC=P×2=6.7×0

14、.98=6.6 kW PC=P×2=6.2×0.98=6.1 kW PC=P×5=5.9×0.97=5.7 kW 3 根據(jù)輸入功率計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩： T=9550×Pn=9550×7.2576=119.4 Nm T=9550×Pn=9550×6.7177.2=361.1 Nm T=9550×Pn=9550×6.275.7=782.2 Nm T=9550×Pn=9550×5.975.7=744.3 Nm 4 根據(jù)輸出功率計算各軸輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9550×PednW=

15、9550×7.51440=49.7 TC=9550×PCn=9550×7.1600=113.0 TC=9550×PCn=9550×6.6184.6=341.4 TC=9550×PCn=9550×6.184.7=687.8 TC=9550×PCn=9550×5.784.7=642.7 運動和動力參數(shù)如表2-2所示：表2-2運動動力參數(shù)表參數(shù)軸名功率P（kW）轉(zhuǎn)矩T（N·m）轉(zhuǎn)速r/min輸入功率輸出功率輸入轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸/7.5/49.71440軸（高速軸）7.27.1119.4113.05

16、76軸（中間軸）6.76.6361.1341.4177.2軸（低速軸）6.26.1782.2687.875.7軸（卷筒軸）5.95.7744.3642.775.747第3章 V帶的設(shè)計3.1確定V帶型號： 3.1.1 確定計算功率經(jīng)查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)121頁表7-9可知： PC=KAP （3-1）式中：PC設(shè)計計算功率kW；KA工作情況系數(shù),查表選取KA=1.2；P傳遞的名義功率kW，則PC=9 kW。 3.1.2 選擇V帶的型號根據(jù)計算功率PC=9 kW和電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n=1440r/min，查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)122頁圖7-10可知：取

17、A型帶。3.2 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 1 根據(jù)吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)123頁表7-10選定小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1，取dd1=125mm，驗算帶速v=dd1n160×1000=3.14×125×144060×1000=9.4 m/s式中:dd1小帶輪直徑mm；n1小帶輪轉(zhuǎn)速r/min，在此小帶輪轉(zhuǎn)速n1=nm=1440r/min。 2530m/sv=9.4m/s5m/s, 則取dd1=125mm合理。 2 計算大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=idd1 (3-2)式中i=i0則: dd2=2.5×125=312.5 mm；參照表7-10取d

18、d2=315mm3.3 確定中心距a和膠帶長度Ld 1 初步確定中心距a00.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+315)a02(125+315)308 mma0880 mm取a0=600mm；2 初選a0后，可根據(jù)下式計算膠帶的初選帶的長度Ld0Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0 2×600+3.142125+315+315-12524×600=1971.5 mm根據(jù)初選長度Ld0查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)123頁表7-11選取和Ld0相近的標(biāo)準(zhǔn)V帶基準(zhǔn)長度Ld=2000 mm3.4 計算出實際中心距aa0+

19、Ld-Ld02=600+2000-1971.52614 mm3.5 驗算小帶輪包角1 1=180°57.3°×dd2-dd1a=162.3°120° 3.6 確定V帶根數(shù) zPc(P0+P0)kkL (3-3) 式中：Pc計算功率；P0單根普通V帶的額定功率；P0單根普通V帶額定功率的增量；kL長度系數(shù)；k包角因數(shù)；P0, P0查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)119頁表7-4可知：P0=1.92，P0=0.17,由124頁表7-1和表7-12分別可知：kL=1.03, k=0.96，則zPc(P0+P0)kkL=9(1.92+0.

20、17)×0.96×1.03=4.4,取Z=5。3.7 計算預(yù)拉力F0 F0=500Pcvz2.5k-1+qv2 (3-4)式中:qV帶每米長的質(zhì)量，kg/m,查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)113頁表7-1,取q=0.1kg/m.F0=500×99.4×52.50.96-1+0.1×9.42=162.4 N3.8 帶傳動作用在軸上的壓力FQFQ=2zF0sin12=2×5×162.4×sin162.32=1604.7 N第4章 齒輪的設(shè)計4.1 高速級齒輪的設(shè)計 4.1.1 選擇齒輪材料、確定許用應(yīng)力

21、 1 考慮此減速器的功率及工作情況，查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)67頁表5-4，可知：高速級小齒輪選用45#鋼，軟齒面漸開線直齒輪，調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度為250HBS；大齒輪選用45#鋼，軟齒面，正火熱處理，齒面硬度為200HBS。2 查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)72頁圖5-20、73頁圖5-21，分別可知：表4-1 高速級齒輪基本參數(shù)表高速 類別接觸疲勞極限彎曲疲勞極限1 小齒輪Hlim1=570 MPaFlim1=200 MPa2 大齒輪Hlim2=540 MPaFlim2=190 MPa由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)71頁表5-6查得：

22、SH=1.1，SF=1.3,故許用接觸應(yīng)力H1=Hlim1SH=5701.1=518.2 MPa； H2=Hlim2SH=5401.1=490.9 MPa許用彎曲應(yīng)力F1=Flim1SF=2001.3=153.8 MPa； F2=Flim2SF=1901.3=146.2 MPa 4.1.2 按接觸強度設(shè)計計算中心距 a(u+1)3(335H)2KT1au (4-1)取H=H2=490.9 MPa；高速級小輪轉(zhuǎn)矩T1=T=119.4 Nm；取齒寬系數(shù)a=0.4, u=ig=3.25由于原動機(jī)為電動機(jī)，平穩(wěn)微沖擊支持不對稱布置，故選8級精度。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)69頁表5

23、-5選。將以上數(shù)據(jù)代入得 a3.25+13335490.92×1.1×1.194×1050.4×3.25=153.4 mm初算中心距ac=153.4 mm 4.1.3 確定基本參數(shù)，計算主要尺寸1 選擇齒數(shù)：取z1=29，則z2=uz1=3.25×29=94.3，取z2=95。注：實際傳動比i實=z2z1=9529=3.28，傳動比誤差：i=3.28-3.253.25×100%=0.9%<5%2 確定模數(shù)：由公式a=mz1+z22可得m=2.47（在此取a=ac=153.4）。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)57頁

24、表5-1查得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m1=2.53 確定中心距： a=mz1+z22=2.5×29+952=155 mm4 計算齒寬： b2=aa=0.4×155=62 mm，取b2=62 mm，b1=70 mm5 兩輪的分度圓直徑： d1=z1m=29×2.5=72.5 mm， d2=z2m=95×2.5=237.5 mm6 計算齒輪圓周速度： v1=d1n60×1000=3.14×72.5×57660×1000=2.2 m/s v2=d2n60×1000=3.14×237.5×177.260&

25、#215;1000=2.2 m/s 4.1.4 校核彎曲強度： F1=2KT1YFS1bm2z1，F(xiàn)2=2KT2YFS2bm2z2 (4-2)由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)71頁圖5-19查得：YFS1=4.1 ， YFS2=3.9代入上式得：F1=2×1.1×1.194×105×4.162×2.52×29=95.8 MPa<F1=153.8 MPaF2=2×1.1×3.611×105×3.962×2.52×95=84.2 MPa<F2=146.2

26、 MPa彎曲強度滿足。 4.1.5 齒輪幾何尺寸計算繪制齒輪零件圖。注：高速級齒輪幾何參數(shù)與低速級齒輪幾何參數(shù)共見表4-3。在此零件圖（略），詳細(xì)內(nèi)容見附件。4.2 低速級齒輪的設(shè)計 4.2.1 選擇齒輪材料、確定許用應(yīng)力 1 考慮此減速器的功率及工作情況，查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)67頁表5-4，可知：低速級小齒輪選用45#鋼，軟齒面漸開線直齒輪，調(diào)質(zhì)熱處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪選用45#鋼，軟齒面，正火熱處理，齒面硬度為190HBS。 2 查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)72頁圖5-20、73頁圖5-21，分別可知如下參數(shù)如表4-2所示：表4-2

27、 低速級齒輪基本參數(shù)表低速 類別接觸疲勞極限彎曲疲勞極限3 小齒輪Hlim3=565 MPaFlim3=195 MPa4 大齒輪Hlim4=535 MPaFlim4=185 MPa由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)71頁表5-6查得：SH=1.0，SF=1.4故許用接觸應(yīng)力H3=Hlim3SH=5651.0=565 MPa； H4=Hlim4SH=5351.0=535 MPa許用彎曲應(yīng)力F3=Flim3SF=1951.4=139.3 MPa； F4=Flim4SF=1851.4=132.1 MPa 4.2.2 按接觸強度設(shè)計計算中心距 a(u+1)3(335H)2KT2au (4-

28、3)取H=H4=535 MPa；低速級小輪轉(zhuǎn)矩T2=T=361.1 Nm；取齒寬系數(shù)a=0.4, u=id=3.24由于原動機(jī)為電動機(jī)，平穩(wěn)微沖擊支持不對稱布置，故選8級精度。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)69頁表5-5選。將以上數(shù)據(jù)代入得a2.34+133355352×1.1×3.611×1050.4×2.34=183.7 mm初算中心距ac=183.7 mm 4.2.3 確定基本參數(shù)，計算主要尺寸1 選擇齒數(shù)：取z3=22，則z4=uz3=2.34×22=51.5，取z2=52。注：實際傳動比i實=z4z3=5222=2.3

29、6，傳動比誤差：i=2.36-2.342.34×100%=1%<5% 2 確定模數(shù)：由公式a=mz3+z42可得m=5.0（在此取a=ac=183.7）。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)57頁表5-1查得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m2=5.0 3 確定中心距： a=mz3+z42=5.0×22+522=185 mm 4 計算齒寬： b4=aa=0.4×185=74 mm，取b4=74 mm，b3=80 mm 5 兩輪的分度圓直徑： d3=z3m=22×5=110 mm； d4=z4m=52×5=260 mm 6 計算齒輪的圓周速度： v3

30、=d3n60×1000=3.14×110×177.260×1000=1.02 m/s v4=d4n60×1000=3.14×260×75.760×1000=1.03 m/s4.2.4 校核彎曲強度： F3=2KTYFS3bm2z3，F(xiàn)4=2KTYFS4bm2z4 (4-4)由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)71頁圖5-19查得：YFS3=4.36 ， YFS4=4.05代入上式得：F3=2×1.1×3.611×105×4.3674×52×22=

31、85.1 MPa<F3=139.3 MPaF4=2×1.1×7.822×105×4.0574×52×52=72.4 MPa<F4=132.1 MPa彎曲強度滿足。 4.2.5 齒輪幾何尺寸計算繪制齒輪零件圖。表4-3 齒輪幾何尺寸參數(shù)表高速級低速級齒數(shù)z1=29 z2=95 模數(shù)m1=2.5 m2=5壓力角=20°齒頂高系數(shù)ha*=1 頂隙系數(shù)c*=0.25齒距p1=m=7.9p2=m=15.7齒厚s1=3.95 s2=7.85 齒槽寬e1=s1=3.95e2=s2=7.85齒根高h(yuǎn)f1=3.125hf2=6.2

32、5齒頂高h(yuǎn)a1=2.5ha2=5分度圓直徑d1=72.5，d2=237.5d3=110，d4=260齒高h(yuǎn)=5.625h=11.25中心距a1=155a2=185第5章 軸的設(shè)計5.1 軸（輸入軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其鍵的選取及校核 5.1.1 初定軸的最小直徑選定I軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按成大先主編的機(jī)械設(shè)計手冊第四版第二卷表6-1-19查得：A=112(以下軸均取此值)初步確定軸的最小端直徑dmin=A3Pn=11237.2576=26 mm考慮到軸端有鍵槽，軸徑應(yīng)增大45。初定，d1=28 mm。 5.1.2 軸上零件的定位、固定和裝配由前面齒輪計算結(jié)果可知I軸為齒輪軸，二級減速器中可將

33、高速齒輪安排在箱體右側(cè)，相對于軸承不對稱分布。軸承以軸肩實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。 1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段1安裝大帶輪，查機(jī)械工程師電子手冊可知：大帶輪dd2=315合適孔徑為28、30、32、35，且為6孔板輪，板厚S=16，大帶輪總寬B=78，取大帶輪L=64，考慮到軸段2要實現(xiàn)帶輪的軸向定位和安裝密封圈的需要，取d1=32mm ， d2=40mm；軸段3安裝軸承，為便于拆裝應(yīng)取d3>d2，且與軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)系列符合，查機(jī)械工程師電子手冊選型號為6209的滾動軸承，基本幾何尺寸為d×D×B=45

34、15;85×19，基本額定動載荷Cr=31.5 KN，基本額定靜載荷Cor=20.5 KN，故取d3=45mm；軸段4要考慮軸承的定位和高速軸小齒輪加工，故取d4=55mm；軸段5為高速軸小齒輪，d5=72.5+2.5×2=77.5mm，軸段6要考慮軸承的定位和高速軸小齒輪加工，取d6=d4=55mm，軸段7安裝軸承，取d7=d3=45mm。軸段7安裝軸承，根據(jù)軸承內(nèi)圈寬度B=19mm，取軸段,7長l7=19mm，軸段3長l3=19mm；軸段1安裝大帶輪，取l1=64mm；要確定軸段2的長度必須先確定箱體上軸承孔的長度L，考慮孔內(nèi)零件安裝，L=B+m+510=16+0.10

35、.15×75+510=28.537.3，為了避免擰緊螺釘時端蓋發(fā)生傾斜，一般取m=0.10.15D，D為軸承外徑?？紤]箱外連接螺栓扳手空間位置，L+C1+C2+58mm，查機(jī)械工程師電子手冊可以計算出箱體壁厚=10mm，軸承端蓋旁連接螺栓直徑d=12mm，C1=18mm，C2=16mm，則L10+18+16+6=50，比較孔內(nèi)安裝零件和箱外連接螺栓扳手空間位置要求，取大值，所以取L=50mm。根據(jù)軸承外徑D=75mm，查機(jī)械工程師電子手冊可以得出軸承端蓋厚度e=12mm，軸承端蓋上連接螺栓為M10，M10螺栓頭部高度h7mm。為了保證帶輪不與軸承端蓋上連接螺釘相碰，并使軸承端蓋拆卸方

36、便，帶輪端面與端蓋間應(yīng)留適當(dāng)間隙，再根據(jù)箱體和軸承端蓋尺寸取定軸段2長度，l2=50-19-7+12+7+7+1015=6065mm，取l2=64mm；為了保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，應(yīng)留一定間隙，取兩者間距為15mm，為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，考慮到端蓋的厚度，取軸承端面距箱內(nèi)壁距離為7mm，則l6=22mm；軸段5為高速軸小齒輪，則l5=70mm；軸段4的長度需要考慮低速軸小齒輪距箱體內(nèi)壁距離15mm，低速軸小齒輪與大齒輪間距20mm，則l4=7+15+80+20+62+4-70=118mm。 2 各軸段配合及表面粗糙度：軸頸處為H9f9，Ra=0.8 m ，齒輪配合

37、處H9h8，Ra=3.2 m 。 軸各軸段長度直徑數(shù)據(jù)見表5-1：表5-1 高速軸各軸段參數(shù)表1234567直徑d/mm3240455577.55545長度l/mm646419118702519 3 軸的簡易結(jié)構(gòu)布置圖如下： 5.1.3 軸的受力分析及彎矩、扭矩計算軸的受力分析如下：取齒輪齒寬的中間、軸承寬中點為受力點，則：L1=l1+l2+l32=137.5 mmL2=l32+l4+l52=162.5 mmL3=l52+l6+l72=66.5 mm1 求作用在齒輪上的力Ft=2T1d1=2×1.194×10572.5=3294 N式中T1高速軸輸入轉(zhuǎn)矩；d1高速軸上小齒輪

38、1的分度圓直徑。 Fr=Fttancos=3294×tan20°cos0°=1199 N式中，直齒輪壓力角=20°，直齒輪的螺旋角=0° Fa=Fttan20°=3294×0=02 計算支承反力根據(jù)平面平行方程式可求：在水平面（H面）上：FAH=FtL3L2+L3=3294×66.5162.5+66.5=957 N FBH=Ft -FAH=3294-965=2337 N在垂直面(V面)上：MB=0，F(xiàn)AV=FrL3L2+L3=1199×66.5162.5+66.5=348 N FBV=Fr -FAV=11

39、99-348=851 N總支承力：FA=FAH2+FAV2=9572+3482=1018 NFB=FBH2+FBV2=23372+8512=2487 N3 計算彎矩水平面(H面)彎矩： MAH=FAHL2=957×162.5=155512.5Nmm=155 Nm MBH=FBHL3=2337×66.5=155410.5Nmm=155 Nm垂直面(V面)彎矩： MAV=FAVL2=348×162.5=56550 Nmm=57Nm MBV=FBVL3=851×66.5=56591.5 Nmm=57 Nm合成彎矩： MA=MAH2+MAV2=1552+572=

40、165 Nm MB=MBH2+MBV2=1552+572=165 Nm4 計算扭矩：T=T=119.4 Nm 5.1.4 彎矩、扭矩圖如下：5.1.5 按彎、扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處承受最大彎矩和扭矩，并且有應(yīng)力集中，故c截面為危險截面，因為MA=MB，校核哪一側(cè)結(jié)果相同，在此以MB為主。當(dāng)量轉(zhuǎn)矩：Me=MB2+(T)2 (5-1)若認(rèn)為軸的扭切應(yīng)力是脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取校正系數(shù)=0.6，帶入上式可得Me=MB2+(T)2=1652+(0.6×119.4)2=180 Nm軸的強度條件： e=MeW=Me0.1d3-1b (5-2)式中，W軸的抗彎截面系數(shù)mm3

41、；d該軸段的直徑；-1b軸的需用彎曲應(yīng)力；因為軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素鋼，調(diào)質(zhì)處理。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)164頁表9-1、171頁表9-3查得：b=650 MPa，-1b=55 MPa，則： e=MeW=Me0.1d3=180×1030.1×553=11-1b=55強度滿足！ 5.1.6 計算危險截面處軸的直徑d3Me0.1-1b=31300000.1×55=29 mm由d6=55 mm>29 mm可知：I軸設(shè)計合格。 5.1.7 校核軸承和計算壽命 1 校核軸承A 徑向載荷FAr=FAH2+FAV2=9572+3482=1018 N

42、軸向載荷FAa=Fa=0故FaCor=0；查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)200頁表10-15、利用線性插值求得e=0.19，則FaFr=0<e，查表10-15，X=1；Y=0則：當(dāng)量動載荷：PA=XFAr+YFAa=1×1018+0=1018 N 2 計算軸承A壽命查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)199頁表10-13可知：fp=1.1；ft=1。對于球軸承=3代入公式得：Lh=10660n(ftCrfpPA)=10660×576×(1×315001.1×1018)3=644075 (小時)在上述工作條件下，該

43、軸承壽命為644075小時，滿足五年兩班制要求。 3 校核軸承B 徑向載荷FBr=FBH2+FBV2=23372+8512=2487 N軸向載荷FBa=Fa=0故FaCor=0；查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)200頁表10-15、利用線性插值求得e=0.19，則FaFr=0<e，查表10-15，X=1；Y=0則：當(dāng)量動載荷：PB=XFBr+YFBa=1×2487+0=2487 N 4 計算軸承B壽命查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)199頁表10-13可知：fp=1.1；ft=1。對于球軸承=3代入公式得：Lh=10660n(ftCrfpPB)=10

44、660×576×(1×315001.1×2487)3=44172 (小時)在上述工作條件下，該軸承壽命為44172小時，滿足五年兩班制要求。 5.1.8 鍵聯(lián)接的強度校核查高等教育出版社出版，劉力主編的機(jī)械制圖第二版320頁可知：聯(lián)接V帶帶輪的鍵選用普通平鍵（A型），基本尺寸為b×h×L=10×8×45，由化學(xué)工業(yè)出版社，成大先主編的機(jī)械設(shè)計手冊第四版第二卷表5-3-16、表5-3-17可知：p=100MPa，k=0.5h=0.5×8=4mm，l=L-b=45-10=35mm；鍵聯(lián)接所傳遞的轉(zhuǎn)矩： T=T

45、=119.4 Nm鍵工作面的壓強： p=2000×Tdkl=2000×119.432×4×35=53.3MPa<p=100MPa式中d該軸段的直徑；鍵校核合格。5.2 II軸（中間軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其鍵的選取及校核 5.2.1 初定軸的輸入端直徑選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按成大先主編的機(jī)械設(shè)計手冊第四版第二卷表6-1-19查得：A=112(以下軸均取此值)初步確定軸的輸入端直徑： dmin=A3Pn=11236.7177.2=38 mm考慮到中間軸受力最大且輸入端為軸承，為了增加軸承的使用壽命應(yīng)當(dāng)適當(dāng)擴(kuò)大軸頸，在這我們初定d1=55mm。 5.

46、2.2 軸上零件的定位、固定和裝配經(jīng)過初算，低速級小齒輪設(shè)計成單個齒輪不合理，所以軸(中間軸)還是齒輪軸結(jié)構(gòu)，由前面設(shè)計好的軸可知高速級大齒輪在箱體右側(cè)，低速級小齒輪位于箱體左側(cè)，相對于軸承不對稱分布，大齒輪左側(cè)由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵實現(xiàn)周向固定。軸承分別以軸肩和套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。軸段1安裝軸承，根據(jù)d1=55mm查機(jī)械工程師電子手冊初選型號為6211的滾動軸承，基本幾何尺寸為d×D×B=55×100×21，基本額定動載荷Cr=43.2 KN

47、，基本額定靜載荷Cor=29.2 KN；軸段2安裝齒輪，取d2=65mm；軸段3為大齒輪的軸肩，故取d3=75mm；軸段4為低速級小齒輪，故d4=120mm；軸段5為軸承的軸肩，故取d5=65mm；軸段6安裝軸承，故取d6=55mm。軸段6安裝軸承，取l6=B=21mm；為了保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，應(yīng)留一定間隙，取兩者間距為15mm，為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱內(nèi)壁距離為5mm，故l5=20mm；軸段4為低速級小齒輪，故l4=80mm；軸段3為軸環(huán)，前面高速軸已經(jīng)計算過這里直接取l3=20mm；軸段2安裝大齒輪，為了齒輪安裝可靠故取l2=60mm；軸段1安

48、裝軸承，根據(jù)高速軸計算結(jié)果則l1=21+5+15+4+2=47mm。軸各軸段長度直徑數(shù)據(jù)見表5-2：表5-2 中間軸各軸段參數(shù)表123456直徑d/mm5565751206555長度l/mm476020802021 2 各軸段配合及表面粗糙度：軸頸處為H9f9，Ra=0.8 m ，齒輪配合處H9h8，Ra=3.2 m 。3 軸的簡易結(jié)構(gòu)布置圖如下： 5.2.3 軸的受力分析及彎矩、扭矩計算軸的受力分析如下：取齒輪齒寬的中間、軸承寬中點為受力點，則：L1=l62+l5+l42=70.5 mmL2=l42+l3+l2+22=91 mmL3=l2-22+l1-212=65.5 mm 1 求作用在齒輪

49、上的力 高速大齒輪2：Ft2=2T2d2=2×3.611×105237.5=3041 N式中T2軸輸入轉(zhuǎn)矩；d2軸上大齒輪2的分度圓直徑。 Fr2=Ft2tancos=3041×tan20°cos0°=1107 N式中，直齒輪壓力角=20°，直齒輪的螺旋角=0° Fa2=Ft2tan=3041×0=0 低速級小齒輪3：Ft3=2T2d3=2×3.611×105110=6565 N式中T2II軸輸入轉(zhuǎn)矩；d3II軸上小齒輪3的分度圓直徑。 Fr3=Ft3tancos=6565×tan20

50、°cos0°=2389N式中，直齒輪壓力角=20°，直齒輪的螺旋角=0° Fa3=Ft3tan=6565×0=0 2 計算支承反力:根據(jù)平面平行力系平衡方程可求：在水平面（H面）上：FAH=Ft2L3+Ft3(L2+L3)L1+L2+L3=3041×65.5+6565×(91+65.5)70.5+91+65.5=5404 N FBH=Ft2+Ft3-FAH=3041+6565-5404=4202 N在垂直面（V面）上：MB=0，F(xiàn)AV=Fr2L3+Fr3(L2+L3)L1+L2+L3=1107×65.5+2389&

51、#215;(91+65.5)70.5+91+65.5=1966 NFBV=Fr2+Fr3 -FAV=1107+2389-1966=1530 N總支承反力：FA=FAH2+FAV2=54042+19662=5751 NFB=FBH2+FBV2=42022+15302=4472 N 3 計算彎矩：在水平面(H面)上：齒輪3處： M3H=FAHL1=5404×70.5=380982Nmm=381 Nm齒輪2處：M2H=FBHL3=4202×65.5=275231Nmm=275Nm在垂直面（V面）上：齒輪3處：M3V=FAVL1=1966×70.5=138603Nmm=1

52、37 Nm齒輪2處：M2V=FBVL3=1530×65.5=100215Nmm=100 Nm合成彎矩： M2=M2H2+M2V2=2752+1002=293Nm M3=M3H2+M3V2=3812+1372=405Nm 4 計算轉(zhuǎn)矩：T=T=361.1Nm 5.2.4 彎矩、扭矩圖如下：5.2.5 按彎、扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，3處承受最大彎矩和扭矩，并且有應(yīng)力集中，故3截面為危險截面，當(dāng)量轉(zhuǎn)矩：Me=M32+(T)2若認(rèn)為軸的扭切應(yīng)力是脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取校正系數(shù)=0.6，帶入上式可得：Me=M32+(T)2=4052+(0.6×361.1)2=459

53、 Nm軸的強度條件：e=MeW=Me0.1d3-1b式中，W軸的抗彎截面系數(shù)mm3；d該軸段的直徑；-1b軸的需用彎曲應(yīng)力；因為軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素鋼，調(diào)質(zhì)處理。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)164頁表9-1、171頁表9-3查得：b=650 MPa，-1b=55 MPa，則：e=MeW=Me0.1d3=459×1030.1×97.53=5-1b=55，強度滿足！5.2.6 計算危險截面處軸的直徑d3Me0.1-1b=34590000.1×55=44 mm由d4=120mm>44 mm可知：軸設(shè)計合格。 5.2.7 校核軸承和計算壽命 1 校核軸承A 徑向載荷FAr=FAH2+FAV2=54042+19662=5751 N軸向載荷FAa=Fa2=Fa3=0故FaCor=0；查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)200頁表10-15、利用線性插值求得e=0.19，則FaFr=0<e，查表10-15，X=1；Y=0則：當(dāng)量動載荷：PA=XFAr+YFAa=1×5751+0=5751 N2 計算軸承A壽命查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的機(jī)