(CAD)(1298368232wkx)--V帶-一級(jí)圓錐-聯(lián)軸器-P=3.2-n=110-16小時(shí)300天10年(高下低上)

1、 目錄第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書31.1設(shè)計(jì)題目31.2設(shè)計(jì)步驟3第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案42.1傳動(dòng)方案42.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)4第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇43.1選擇電動(dòng)機(jī)類型43.2確定傳動(dòng)裝置的效率43.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量53.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù)53.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比6第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)74.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)74.2高速軸的參數(shù)74.3低速軸的參數(shù)7第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算8第六章 減速器圓錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算126.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)126.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)136.3確定傳動(dòng)尺寸156.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度156.5計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù)1

2、7第七章 軸的設(shè)計(jì)187.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算187.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算25第八章 滾動(dòng)軸承壽命校核328.1高速軸上的軸承校核328.2低速軸上的軸承校核34第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算359.1高速軸與大帶輪鍵連接校核359.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核359.3低速軸與大錐齒輪鍵連接校核369.4低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核36第十章 聯(lián)軸器的選擇3610.1低速軸上聯(lián)軸器36第十一章 減速器的密封與潤(rùn)滑3711.1減速器的密封3711.2齒輪的潤(rùn)滑3711.3軸承的潤(rùn)滑37第十二章 減速器附件設(shè)計(jì)3812.1油面指示器3812.2通氣器3812.3放油孔及放油螺塞3812.4窺視孔和視孔蓋3912.5

3、定位銷3912.6啟蓋螺釘3912.7螺栓及螺釘40第十三章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸40第十四章 設(shè)計(jì)小結(jié)41第十五章 參考文獻(xiàn)42第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 一級(jí)圓錐減速器，工作機(jī)所需功率Pw=3.2kW，轉(zhuǎn)速nw=110r/min，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，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(shè)計(jì)步驟 1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動(dòng)機(jī)的選擇 3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)

4、軸器設(shè)計(jì) 11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為一級(jí)圓錐齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格廉價(jià)，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了本錢。 一級(jí)圓錐齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng)，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布置的機(jī)械傳動(dòng)中。原動(dòng)機(jī)局部為 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確

5、定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：2=0.98 閉式圓錐齒輪的傳動(dòng)效率：3=0.97 普通V帶的傳動(dòng)效率：4=0.96 工作機(jī)效率：w=0.97 故傳動(dòng)裝置的總效率a=12334w=0.8423.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量 工作機(jī)所需功率為Pw=3.2kW3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù) 電動(dòng)機(jī)所需最小名義功率:P0=Pwa=3.20.842=3.800kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=1.25×3.800=4.75kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=n=110rpm， 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2-4一級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：2-8因此理論傳動(dòng)比范

6、圍為：4-32?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(4-32)×110=440-3520r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率kW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900電機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位

7、尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比1總傳動(dòng)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=960110=8.7272分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2.5 減速器傳動(dòng)比為i1=iaiv=3.49第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)功率：P0=Pd=4.75kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=960rpm扭矩：T0=9.55×106

8、×P0n0=9.55×106×4.75960=47252.6Nmm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P0×4=4.75×0.96=4.56kW轉(zhuǎn)速：n1=n0iv=9602.5=384rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.56384=113406.25Nmm4.3低速軸的參數(shù)功率：P2=P1×2×3=4.56×0.98×0.97=4.33kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=3843.49=110.03rpm扭矩：T2=9.55×106

9、15;P2n2=9.55×106×4.33110.03=375820.23Nmm 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸4.7547252.69602.50.96軸4.564.47113406.25111138.1253843.490.95軸4.334.24375820.23368303.8254110.0310.96工作機(jī)軸3.993.91346310.1339366.54110.03第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算1.條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容 設(shè)計(jì)普通V帶傳動(dòng)的條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=4.75k

10、W；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動(dòng)傳動(dòng)比i=2.5；設(shè)計(jì)的內(nèi)容是：帶的型號(hào)、長(zhǎng)度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。2.設(shè)計(jì)計(jì)算步驟1確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故 Pca=KA×P=1.1×4.75=5.225kW2選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=106mm。 2驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度v=×dd1×n60×1000=×106&#

11、215;96060×1000=5.33ms 因?yàn)?m/sv30m/s，故帶速適宜。 取帶的滑動(dòng)率=0.02 3計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=i×dd1×1-=2.5×106×1-0.02=259.7mm 根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=250mm。4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=280mm。 由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×280+2×106+250+250-10624×280113

12、7mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1100mm。 按式計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=280+1100-11372262mm 按式,中心距的變化范圍為246-295mm。5驗(yàn)算小帶輪的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-250-106×57.3°262=148.51°>120°6計(jì)算帶的根數(shù)z 1計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.16kW。 根據(jù)n1=960r/min，i=2.5和A型帶，查表得P0=0.112kW。 查表的

13、K=0.917，表得KL=0.91，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.16+0.112×0.917×0.91=1.061kW2計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=5.2251.0614.92 取5根。6計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.917×5.2250.917×5×5.33+0.105×5.332=172.21N7計(jì)算壓軸力FpFp=2

14、×z×F0×sin12=2×5×172.21×sin148.51°2=1657.48N帶型A中心距262mm小帶輪基準(zhǔn)直徑106mm包角148.51°大帶輪基準(zhǔn)直徑250mm帶長(zhǎng)1100mm帶的根數(shù)5初拉力172.21N帶速5.33m/s壓軸力1657.48N4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪的軸孔直徑d=38mm因?yàn)樾л哾d1=106<300mm因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd1+2×ha=106+2&#

15、215;2.75=112mmB=z-1×e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0×d=2.0×38=76mm2大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=28mm因?yàn)榇髱л哾d2=250mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×28=56mmda=dd1+2×ha=250+2×2.75=256mmB=z-1×e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0

16、15;d=2.0×28=56mm第六章 減速器圓錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化)，硬度為190HBS2選小齒輪齒數(shù)Z1=30，那么大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=30×3.49=106。實(shí)際傳動(dòng)比i=3.5333壓力角=20°。6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2 1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1試選載荷系數(shù)KHt=1.3 2查教材圖標(biāo)選取區(qū)

17、域系數(shù)ZH=2.5T=9550000×Pn=9550000×4.56384=113406.25Nmm 4選齒寬系數(shù)R=0.3由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 6查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5 7計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×384×1×16×300×10×1=1.106×109NL2=NL1u=1.106×1093.49=3.169×108 8由圖查取接

18、觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.874，KHN2=0.948 9計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，平安系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.874×6001=524MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.948×5501=521MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=521MPa 2計(jì)算 1試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入H中較小的值d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2=34×1.3×113406.250.3

19、15;1-0.5×0.32×3.49×2.5×189.85212=86.47mm 2計(jì)算圓周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=86.47×1-0.5×0.3=73.5mmvm=×dm1×n60×1000=×73.5×38460×1000=1.48 3計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)db=R×d1t×u2+12=0.3×86.47×3.492+12=47.089mmd=bdm1=47.08973.5=0.64 4計(jì)算載荷系數(shù) 查表

20、得使用系數(shù)KA=1 查圖得動(dòng)載系數(shù)KV=1.08 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.312 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.08×1×1.312=1.417 5按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=86.47×31.4171.3=88.99mm 6計(jì)算模數(shù)m=d1z1=88.9930=2.97mm，取m=3mm。6.3確定傳動(dòng)尺寸1實(shí)際傳動(dòng)比u=z2z1=10630=3.533mm2大端分度圓直徑d1=z1×m=30×3

21、=90mmd2=z2×m=106×3=318mm3齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dm1=d1×1-0.5×R=90×1-0.5×0.3=76.5mmdm2=d2×1-0.5×R=318×1-0.5×0.3=270.3mm4錐頂距為R=d12×u2+1=902×3.5332+1=165.23mm5齒寬為b=R×R=0.3×165.23=49.569mm 取b=50mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=K×Ft0.85×b×

22、m×1-0.5R×YFa×YSaF1 K、b、m和R同前2圓周力為F=2×T1d1×1-0.5R=2×113406.2590×1-0.5×0.3=2846N齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos1=30cos15.8025°=31.21大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z2cos2=106cos74.1975°=383.95查表得：YFa1=2.478，YFa2=2.105YSa1=1.635，YSa2=1.882查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Fl

23、im1=500MPa、Flim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.788，KFN2=0.874取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1×Flim1S=0.788×5001.4=281MPaF2=KFN2×Flim2S=0.874×3801.4=237MPaF1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=1.69MPa<F1=281MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=1.652MPa<

24、F2=237MPa故彎曲強(qiáng)度足夠。6.5計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù) 1計(jì)算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm s=m2=4.71mm 2計(jì)算齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=96mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=324mm 3計(jì)算齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=82.5mm df2=d2-2×hf=m&

25、#215;z2-2han*-2cn*=310.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 4計(jì)算齒頂角 a1=a2=atan(ha/R)=1°2'24" 5計(jì)算齒根角 f1=f2=atan(hf/R)=1°18'0" 6計(jì)算齒頂錐角 a1=1+a1=16°50'33" a2=2+a2=75°14'15" 7計(jì)算齒根錐角 f1=1-f1=14°30'8" f2=2-f2=72°53'50"第七章 軸的設(shè)計(jì)7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1

26、已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=384r/min；功率P=4.56kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=113406.25Nmm2軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa3按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)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=112×34.56384=25.55mm由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×25.55=26.83mm4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a.軸的結(jié)構(gòu)分析高速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，

27、軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=40mm；定位軸肩直徑為33mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度 第1段：d1=28mm，L1=54mm 第2段：d2=33mm軸肩，L2=44mm 第3段：d3=35mm與軸承內(nèi)徑配合，L3=17mm 第4段：d4=40mm軸肩，L4=97mm 第5段：d5=35mm與軸承內(nèi)徑配合，L5=17mm 第6段：d6=30mm與主動(dòng)錐齒輪內(nèi)孔配合，L6=78mm軸段123456直徑(mm)283335403530長(zhǎng)度

28、(mm)5444179717786彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫高速軸的受力圖如下圖為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)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=2965N小錐齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan×cos1=1121N小錐齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1×tan×sin1=3961N帶傳動(dòng)壓軸力屬于徑向力Fp=1657.48N第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=79.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=114mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=61mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的

29、，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)外傳動(dòng)件壓軸力屬于徑向力Q=1657.48Nc.計(jì)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×Lc-Q×La+LbLb=3961×76.52-1121×61-1657.48×79.5+114114= -2084.17N軸承B在水平面內(nèi)的支反力RBH=Fr1-RAH-Q=1121-2084.17-1657.48

30、= 1547.69N軸承A在垂直面內(nèi)的支反力RAV=Ft1×LcLb=2965×61114= 1586.54N軸承B在垂直面內(nèi)的支反力RBV=-Ft1+RAV=-2965+1586.54= -4551.54N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.33N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48Nd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內(nèi)彎矩MAH=Q×La=1657.48×79.5=131769.66Nmm截面B在水平面內(nèi)彎矩MBH=-Fr1&#

31、215;Lc+Fa1×dm12=-1121×61+3961×76.52=83127.25Nmm截面C在水平面內(nèi)彎矩MCH=Fa1×dm12=3961×76.52=151508.25Nmm截面D在水平面內(nèi)彎矩MDH=0Nmme.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×Lb=1586.54×114=180865.56Nmm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=0Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩MA=MAH2+MAV2=131769.662+02=1

32、31769.66Nmm截面B處合成彎矩MB=MBH2+MBV2=83127.252+180865.562=199053.99Nmm截面C處合成彎矩MC=MCH2+MCV2=151508.252+02=151508.25Nmm截面D處合成彎矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmmg.繪制扭矩圖T=111138.12Nmmh.計(jì)算當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩MVA=MA2+T2=131769.662+0.6×111138.122=147681.58Nmm截面B處當(dāng)量彎矩MVB=MB2+T2=199053.992+0.6×111138.122=209926.41Nmm截面C

33、處當(dāng)量彎矩MVC=MC2+T2=151508.252+0.6×111138.122=165533.55Nmm截面C處當(dāng)量彎矩MVD=MD2+T2=02+0.6×111138.122=66682.87Nmmi.校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=4207.11mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=8414.22mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=49.9MPa剪切應(yīng)力為=TWT=13.48MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，那么當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=52.46MPa查表

34、得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，那么軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=110.03r/min；功率P=4.33kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=375820.23Nmm2軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa3按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)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=112×34.33110.03=38.1mm由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7

35、%dmin=1+0.07×38.1=40.77mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為42mm故取dmin=424設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=16×10mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=80mm；定位軸肩直徑為47mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。第1段：d1=42mm，L1=110mm第2段：d2=47mm軸肩，L2=55mm軸肩突出軸承端蓋20mm左

36、右第3段：d3=50mm與軸承內(nèi)徑配合，L3=40mm軸承寬度第4段：d4=55mm軸肩，L4=154mm根據(jù)齒輪寬度確定第5段：d5=52mm與大錐齒輪內(nèi)孔配合，L5=94mm比配合的齒輪長(zhǎng)度略短，以保證齒輪軸向定位可靠第6段：d6=50mm與軸承內(nèi)徑配合，L6=42mm由軸承寬度和大錐齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離確定軸段123456直徑(mm)424750555250長(zhǎng)度(mm)110554015494425彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫低速軸的受力圖如下圖為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力Ft2=2×T2dm2=2781N大錐齒輪所受的

37、徑向力Fr2=Ft2×tan×sin1=3715N大錐齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2×tan×cos1=1051Nc.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離La=79mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lb=231mm，軸承中點(diǎn)到第一段軸中點(diǎn)距離Lc=140mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=1121×79+3961×270.3279+231= 1405NRBH=Fr-RAH=-1121-1405=2310N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和R

38、BVRAV=Ft×LaLa+Lb=2965×7979+231= 709NRBV=Ft×LbLa+Lb=2965×23179+231= 2072N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=14052+7092=1573.76N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=23102+20722=3103.11Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如下圖：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nmm在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm在水平面上，大錐齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RBH×La=2310×79=182490Nm

39、m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，軸截面C右側(cè)所受彎矩：MCV右=RAV×La=709×79=56011Nmm在垂直面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：MCV左=RBV×La-Fa×d2=2072×79-3961×270.32=21645Nmm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm截面C左側(cè)合成

40、彎矩：MC左=MCH2+MCV左2=1824902+216452=183769Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH2+MCV右2=1824902+560112=190892Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmmg.繪制扭矩圖T=368303.83Nmmh.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6×368303.832=220982Nmm截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左=183769Nmm截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右2+T2=1908922+0.6×368303.832=292015Nmm截面D處當(dāng)

41、量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6×368303.832=220982Nmmh.校核軸的強(qiáng)度因大錐齒輪所在軸截面彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=16325.55mm3抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=32651.09mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=17.89MPa剪切應(yīng)力為=TWT=11.51MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，那么當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=22.6MPa查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，那么軸的許

42、用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。第八章 滾動(dòng)軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)根本額定動(dòng)載荷(kN)3020735721754.2根據(jù)前面的計(jì)算，選用30207軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fre時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承根本額定動(dòng)載荷Cr=54.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。由前面的計(jì)算軸水平和垂直面的支反力，那么可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=

43、RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.33NFr2=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48NFd1=Fr12Y=818.54NFd2=Fr22Y=1502.34NFa1=Fae+Fd2=5463.34NFa2=Fd2=1502.34NFa1Fr1=2.086eFa2Fr2=0.31e查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×2619.33+1.6×5463.34=9789.08NPr2

44、=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×4807.48+0×1502.34=4807.48N取兩軸承擔(dān)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=80293.3h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)根本額定動(dòng)載荷(kN)3021050902073.2根據(jù)前面的計(jì)算，選用30210軸承，內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。當(dāng)Fa/Fre時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)

45、Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承根本額定動(dòng)載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。由前面的計(jì)算軸水平和垂直面的支反力，那么可以計(jì)算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=14052+7092=1573.76NFr2=RBH2+RBV2=23102+20722=3103.11NFd1=Fr12Y=562.06NFd2=Fr22Y=1108.25NFa1=Fae+Fd2=2159.25NFa2=Fd2=1108.25NFa1Fr1=1.372eFa2Fr2=0.36e查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可

46、知ft=1，fp=1因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1573.76+1.4×2159.25=3652.45NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×3103.11+0×1108.25=3103.11N取兩軸承擔(dān)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=3312025h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=8

47、mm×7mmGB/T 1096-2003,鍵長(zhǎng)40mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=32mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=20MPa<p=60MPa9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mmGB/T 1096-2003,鍵長(zhǎng)80mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=68mm 小錐齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=21MPa<

48、p=120MPa9.3低速軸與大錐齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mmGB/T 1096-2003,鍵長(zhǎng)80mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=64mm 大錐齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=45MPa<p=120MPa9.4低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mmGB/T 1096-2003,鍵長(zhǎng)90mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=78mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa

49、。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=57MPa<p=120MPa第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1低速軸上聯(lián)軸器1計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=488.57Nmm 選擇聯(lián)軸器的型號(hào)2選擇聯(lián)軸器的型號(hào) 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷聯(lián)軸器GB/T4323-2002，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。 Tc=488.57Nm<Tn=1250Nm n=110.03r/

50、min<n=4700r/min第十一章 減速器的密封與潤(rùn)滑11.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，那么需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。11.2齒輪的潤(rùn)滑 閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選

51、擇潤(rùn)滑方式。圓周速度v12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為防止齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油，使油面高度到達(dá)33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989);，牌號(hào)為L(zhǎng)-AN10。11.3軸承的潤(rùn)滑 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。選擇何種潤(rùn)滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒2m/s，所以均選擇脂潤(rùn)滑。采用脂潤(rùn)滑軸承的時(shí)候，為防止稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離應(yīng)選用通用鋰基潤(rùn)滑脂GB/T 7324-1987，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。第十二章 減速器附件設(shè)計(jì)12.1油面指