V帶-展開式二級斜齒圓柱-聯(lián)軸器,T=670,v=085,D=320,8小時300天10年(高下低上)

1、 目錄第一章 設計任務書41.1設計題目41.2設計步驟4第二章 傳動裝置總體設計方案52.1傳動方案52.2該方案的優(yōu)缺點5第三章 電動機的選擇53.1選擇電動機類型53.2確定傳動裝置的效率53.3選擇電動機的容量63.4確定電動機參數(shù)63.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比7第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)84.1電動機輸出參數(shù)84.2高速軸的參數(shù)84.3中間軸的參數(shù)84.4低速軸的參數(shù)9第五章 普通V帶設計計算10第六章 減速器高速級齒輪傳動設計計算156.1選精度等級、材料及齒數(shù)156.2按齒面接觸疲勞強度設計156.3確定傳動尺寸186.4校核齒根彎曲疲勞強度186.5計算

2、齒輪傳動其它幾何尺寸206.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)20第七章 減速器低速級齒輪傳動設計計算217.1選精度等級、材料及齒數(shù)217.2按齒面接觸疲勞強度設計217.3確定傳動尺寸247.4校核齒根彎曲疲勞強度257.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸267.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)27第八章 軸的設計278.1高速軸設計計算278.2中間軸設計計算358.3低速軸設計計算43第九章 滾動軸承壽命校核509.1高速軸上的軸承校核509.2中間軸上的軸承校核529.3低速軸上的軸承校核53第十章 鍵聯(lián)接設計計算5410.1高速軸與大帶輪鍵連接校核5410.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核5410.3中間軸

3、與高速級大齒輪鍵連接校核5510.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核5510.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核55第十一章 聯(lián)軸器的選擇5611.1低速軸上聯(lián)軸器56第十二章 減速器的密封與潤滑5612.1減速器的密封5612.2齒輪的潤滑5712.3軸承的潤滑57第十三章 減速器附件設計5713.1油面指示器5713.2通氣器5813.3放油孔及放油螺塞5813.4窺視孔和視孔蓋5913.5定位銷5913.6啟蓋螺釘5913.7螺栓及螺釘59第十四章 減速器箱體主要結(jié)構尺寸59第十五章 設計小結(jié)61第十六章 參考文獻61第一章 設計任務書1.1設計題目 展開式二級斜齒圓柱減速器，扭矩T=670Nm，

4、速度v=0.85m/s，直徑D=320mm，每天工作小時數(shù)：8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.普通V帶設計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設計計算 7.傳動軸的設計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設計 10.聯(lián)軸器設計 11.潤滑密封設計 12.箱體結(jié)構設計第二章 傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，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 由于V

5、帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。 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。第三章 電動機的選擇3.1選擇電動機類型 按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=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動效率：3=0.98 普通V帶的傳動效率：4=0.96 工作機效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率a=1243

6、24w=0.853.3選擇電動機的容量 工作機所需功率為Pw=2×T×VD=3.56kW3.4確定電動機參數(shù) 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=3.560.85=4.19kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.853.14×320=50.76rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2-4二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：8-40因此理論傳動比范圍為：16-160。可選擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16-160)×50.76=812-8122r/m

7、in。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-4的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電動機型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900電機主要外形尺寸：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尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216

8、×1401238×8010×333.5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(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=144050.76=28.369（2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2 高速級傳動比i1=1.35×iaiv=4.38 則低速級的傳動比為i2=3.24 減速器總傳動比ib=i1×i2=14.1912第四章 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)功率：P0=Pd=4.19kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=1440rpm扭矩：T0=9.55&#

9、215;106×P0n0=9.55×106×4.191440=27787.85Nmm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P0×4=4.19×0.96=4.02kW轉(zhuǎn)速：n1=n0iv=14402=720rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.02720=53320.83Nmm4.3中間軸的參數(shù)功率：P2=P1×2×3=4.02×0.99×0.98=3.9kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=7204.38=164.38rpm扭矩：T2=9.55×

10、106×P2n2=9.55×106×3.9164.38=226578.66Nmm4.4低速軸的參數(shù)功率：P3=P2×2×3=3.9×0.99×0.98=3.78kW轉(zhuǎn)速：n3=n2i2=164.383.24=50.73rpm扭矩：T3=9.55×106×P3n3=9.55×106×3.7850.73=711590.77Nmm 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.1927787.85144020.9

11、6軸4.023.9853320.8352787.62177204.380.97軸3.93.86226578.66224312.8734164.383.240.97軸3.783.74711590.77704474.862350.7310.96工作機軸3.563.52670175.44662645.3850.73第五章 普通V帶設計計算1.已知條件和設計內(nèi)容 設計普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=4.19kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1440r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動傳動比i=2；設計的內(nèi)容是：帶的型號、長度、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

12、方向。2.設計計算步驟（1）確定計算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1，故 Pca=KA×P=1×4.19=4.19kW（2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。取小帶輪的基準直徑dd1=75mm。 2）驗算帶速v。按式驗算帶的速度v=×dd1×n60×1000=×75×144060×1000=5.65ms 因為5m/sv30m/s，故帶速合適。 取帶的滑動率=0.02 （3）計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑 dd2=i

13、×dd1×1-=2×75×1-0.02=147mm 根據(jù)表，取標準值為dd2=150mm。（4）確定V帶的中心距a和基準長Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=180mm。 由式計算帶所需的基準長度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×180+2×75+150+150-7524×180721mm 由表選帶的基準長度Ld=700mm。 按式計算實際中心距a。aa0+Ld-Ld02=180+700-7212170mm 按式,中心距的變化范圍為160-191mm。（5）驗算小帶

14、輪的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-150-75×57.3°170=154.72°>120°（6）計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=1440r/min,查表得P0=1.06kW。 根據(jù)n1=1440r/min，i=2和A型帶，查表得P0=0.169kW。 查表的K=0.929，表得KL=0.83，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.06+0.169×0.929×0.83=0.948kW2）計算帶的根數(shù)z

15、z=PcaPr=4.190.9484.42 取5根。（6）計算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.929×4.190.929×5×5.65+0.105×5.652=128.76N（7）計算壓軸力FpFp=2×z×F0×sin12=2×5×128.76×sin154.72°2=1256.39N帶型A中心距170mm小

16、帶輪基準直徑75mm包角154.72°大帶輪基準直徑150mm帶長700mm帶的根數(shù)5初拉力128.76N帶速5.65m/s壓軸力1256.39N4.帶輪結(jié)構設計（1）小帶輪的結(jié)構設計小帶輪的軸孔直徑d=38mm因為小帶輪dd1=75<300mm因此小帶輪結(jié)構選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mmB=z-1×e+2×f=77mmL=2.0×dB（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應大于等于帶輪寬度）L=77mm（2）大帶輪的結(jié)構設

17、計大帶輪的軸孔直徑d=22mm因為大帶輪dd2=150mm因此大帶輪結(jié)構選擇為腹板式。因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×22=44mmda=dd1+2×ha=150+2×2.75=156mmB=z-1×e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0×d=2.0×22=44mm第六章 減速器高速級齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)

18、Z1=25，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=25×4.38=111。實際傳動比i=4.44（3）初選螺旋角=13°。（4）壓力角=20°。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d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×4.02720=53320.83Nmm查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=

19、2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zt=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.483°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos25×cos20.48325+2×1×cos13=29.653°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos111×cos20.483111+2×1×cos13=2

20、2.984°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=25×tan29.653°-tan20.483°+111×tan22.984°-tan20.4832=1.673=d×z1×tan=1×25×tan13°=1.837Z=4-3×1-+=4-1.6733×1-1.837+1.8371.673=0.67由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13°=0.987計算接觸疲勞許用應力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞

21、極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×720×1×8×300×10=1.037×109NL2=NL1u=1.037×1094.38=2.367×108由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.979，KHN2=0.995取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.979×6001=587MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.995×5501=547MP

22、a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=547MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×53320.831×4.38+14.38×2.46×189.8×0.67×0.9875472=37.857mm（2）調(diào)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=×37.857×72060&#

23、215;1000=1.426齒寬bb=d×d1t=1×37.857=37.857mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1.25查圖得動載系數(shù)Kv=1.079齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×53320.8337.857=2817NKA×Ftb=1.25×281737.857=93Nmm<100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.433 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.079×1.4×1.43

24、3=2.7063）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=37.857×32.7061.3=48.336mm4）確定模數(shù)mn=d1×cosz1=48.336×cos13°25=1.884mm，取mn=2mm。6.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距a=z1+z2×mn2×cos=139.58mm，圓整為140mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=13.7361°=13°44'9" （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z

25、1×mncos=51.472mmd2=z2×mncos=228.536mm （4）計算齒寬 b=d×d1=51.47mm 取B1=60mm B2=55mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Y×Y×cos2F1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=55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=z1cos3=25cos313.7361°=27.274大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2c

26、os3=111cos313.7361°=121.096查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.148YSa1=1.61，YSa2=1.822查圖得重合度系數(shù)Y=0.678查圖得螺旋角系數(shù)Y=0.801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由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.792，KFN2=0.897取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力F1=KFN1×Flim1S=0.792×5001.4=282.857MPaF2=KFN2×Flim2S=0.897×3801.4=243.471

27、MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2=72.994MPa<F1=282.857MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=70.13MPa<F2=243.471MPa故彎曲強度足夠。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*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm （2）計算小、大齒輪的

28、齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=55.472mm da2=d2+2×ha=232.536mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=46.472mm df2=d2-2×hf=223.536mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)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13°44'9"右13°44'9"齒數(shù)z25111齒頂高ha22齒根高hf2.52

29、.5分度圓直徑d51.472228.536齒頂圓直徑da55.472232.536齒根圓直徑df46.472223.536齒寬B6055中心距a140140第七章 減速器低速級齒輪傳動設計計算7.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=25，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=25×3.24=81。實際傳動比i=3.24（3）初選螺旋角=13°。（4）壓力角=20°。7.2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d1t32×KHt&

30、#215;Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×3.9164.38=226578.66Nmm查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zt=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.483°at1=arccosz1×costz1+2

31、15;han*×cos=arccos25×cos20.48325+2×1×cos13=29.653°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos81×cos20.48381+2×1×cos13=23.827°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=25×tan29.653°-tan20.483°+81×tan23.827°-tan20.4832=1.65

32、6=d×z1×tan=1×25×tan13°=1.837Z=4-3×1-+=4-1.6563×1-1.837+1.8371.656=0.675由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos13°=0.987計算接觸疲勞許用應力H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計算應力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×164.38×1×8×300×10=2.367×108NL2=

33、NL1u=2.367×1083.24=7.306×107由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.995，KHN2=0.999取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.995×6001=597MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.999×5501=549MPa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=549MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×

34、;226578.661×3.24+13.24×2.46×189.8×0.675×0.9875492=62.785mm（2）調(diào)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=×62.785×164.3860×1000=0.54齒寬bb=d×d1t=1×62.785=62.785mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1.25查圖得動載系數(shù)Kv=1.061齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×2265

35、78.6662.785=7218NKA×Ftb=1.25×721862.785=144Nmm>100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.2查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.448 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.061×1.2×1.448=2.3043）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=62.785×32.3041.3=75.981mm4）確定模數(shù)mn=d1×cosz1=75.981×cos13°25=2

36、.961mm，取mn=3mm。7.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距a=z1+z2×mn2×cos=163.18mm，圓整為165mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=15.5066°=15°30'23" （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×mncos=77.833mmd2=z2×mncos=252.179mm （4）計算齒寬 b=d×d1=77.83mm 取B1=85mm B2=80mm7.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F=2

37、15;K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Y×Y×cos2F1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=80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=z1cos3=25cos315.5066°=27.942大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=81cos315.5066°=90.531查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.2YSa1=1.61，YSa2=1.78查圖得重合度系數(shù)Y=0.683查圖得螺旋角系數(shù)Y=0.801查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為

38、:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.897，KFN2=1取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力F1=KFN1×Flim1S=0.897×5001.4=320.357MPaF2=KFN2×Flim2S=1×3801.4=271.429MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2=82.391MPa<F1=320.357MPaF2=F1×YFa2×YSa2YF

39、a1×YSa1=79.21MPa<F2=271.429MPa故彎曲強度足夠。7.5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=83.833mm da2=d2+2×ha=258.179mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=70.333mm df2=d2-2×hf=244.679mm 注：ha

40、n*=1.0，cn*=0.257.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)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15°30'23"右15°30'23"齒數(shù)z2581齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d77.833252.179齒頂圓直徑da83.833258.179齒根圓直徑df70.333244.679齒寬B8580中心距a165165第八章 軸的設計8.1高速軸設計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=720r/min；功率P

41、=4.02kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=53320.83Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)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=112×34.02720=19.87mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×19.87=20.86mm查表可知標準軸孔直徑為22mm故取dmin=22（4）設計軸的結(jié)構并繪制軸的結(jié)構草圖a.軸的結(jié)構分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸

42、承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，長L=28mm；定位軸肩直徑為27mm；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.確定各軸段的直徑和長度。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調(diào)整墊片厚度t=2mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=10mm各軸段直徑的確定 d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=22mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=2

43、7mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=30mm，選取軸承型號為角接觸軸承7206AC d4：軸肩段，選擇d4=35mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構。 d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=35mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=30mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=42mm。 L2：由箱體結(jié)構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=63mm。 L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=28mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構和小齒輪

44、的寬度確定，選取L4=105.5mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=60mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構和小齒輪的寬度確定，取L6=8mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=28mm。軸段1234567直徑(mm)2227303555.4723530長度(mm)426328105.560828（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)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）齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑）Ft1=2×T1d1=2×53320.8351.472=207

45、2N齒輪1所受的徑向力Fr1=Ft1×tancos=2072×tan20°cos13.7361°=776N齒輪1所受的軸向力Fa1=Ft1×tan=2072×tan13.7361°=506N第一段軸中點到軸承中點距離La=92mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=155.5mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=58mm 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

46、方式有關在水平面內(nèi)高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1256.39N軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×La-Fa1×d12Lb+Lc=776×155.5-1256.39×92-506×51.4722155.5+58= -37N軸承B處水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1256.39+2072-37=3365N在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=2072×155.5155.5+58= 1509N軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=2072&#

47、215;58155.5+58= 563N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-372+15092=1509.45N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=33652+5632=3411.77Nd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上彎矩：MBH=Q×La=1256.39×92=115588Nmm截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBH×Lb-Fa1×d12=3365×155.5-506×51.4722=510235Nmm截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAH×Lc=

48、-37×58=-2146Nmm截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上彎矩：MCV=RAV×Lc=1509×58=87522Nmm截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩：MA=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=115588Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=5102352+875222=517687Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=-21462+875222=87548Nmm截面D

49、處合成彎矩：MD=0Nmmg.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=52787.62Nmmh.繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩：MVA=0Nmm截面B處當量彎矩：MVB=MB2+T2=1155882+0.6×52787.622=119849Nmm截面C左側(cè)當量彎矩：MVC左=MC左2+T2=5176872+0.6×52787.622=518655Nmm截面C右側(cè)當量彎矩：MVC右=MC右87548Nmm截面D處當量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×52787.622=31673Nmmf.按彎扭合成強度校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=4207.11mm3抗扭

50、截面系數(shù)為WT=×d316=8414.22mm3最大彎曲應力為=MW=123.28MPa剪切應力為=TWT=6.34MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)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=51.3MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。8.2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(zhuǎn)速n=164.38r/min；功率P=3.9kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=226578.66Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用

51、45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)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=115×33.9164.38=33.04mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=35mm（4）設計軸的結(jié)構并繪制軸的結(jié)構草圖a.軸的結(jié)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

52、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。確定各段軸直徑 d1：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=35mm，選取軸承型號為角接觸軸承7207AC d2：過渡軸段，故選取d2=40mm。 d3：軸肩段，故選取d3=50mm。 d4：過渡軸段，故選取d4=40mm。 d5：滾動軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=35mm。各軸段長度的確定 L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=39mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于

53、齒輪寬度，選取L2=83mm。 L3：軸肩段，取L3=15mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L4=53mm。 L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=41.5mm。軸段12345直徑(mm)3540504035長度(mm)3983155341.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)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齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）Ft2=2×T2d2=2×226578.66228.536=1983N齒輪2所受的徑向力Fr2=Ft2&

54、#215;tancos=1983×tan20°cos13.7361°=743N齒輪2所受的軸向力Fa2=Ft2×tan=1983×tan13.7361°=485N齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）Ft3=2×T2'd3=2×226578.6677.833=5822N齒輪3所受的徑向力Fr3=Ft3×tancos=5822×tan20°cos15.5066°=2198N齒輪3所受的軸向力Fa3=Ft3×tan=5822×tan15.506

55、6°=1615Nc.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=72.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=85mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=60mm軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22-Fa3×d32La+Lb+Lc=2198×72.5-743×72.5+85+485×228.5362-1615×77.833272.5+85+60= 160N軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2198-160-743=

56、1295N軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=5822×72.5+1983×72.5+8572.5+85+60= 3377N軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=5822×85+60+1983×6072.5+85+60= 4428N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=1602+33772=3380.79N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=12952+44282=4613.48Nd.繪制水平面彎矩圖截面A和

57、截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAH×Lc=-160×60=-9600Nmm截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=Fa2×d22-RAH×Lc=485×228.5362-160×60=45820Nmm截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBH×La-Fa3×d32=1295×72.5-1615×77.8332=31037Nmm截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBH×La=1295×72.5=93888Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂

58、直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAV×Lc=3377×60=202620Nmm截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBV×La=4428×72.5=321030Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0Nmm截面C右側(cè)合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-96002+2026202=202847Nmm截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=458202+2026202=207736Nmm截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=310372+3210302=322527Nmm截面D左側(cè)合成彎矩M

59、D左=MDH左2+MDV2=938882+3210302=334478Nmmf.繪制扭矩圖T2=224312.87Nmmg.繪制當量彎矩圖截面A和截面B處當量彎矩MVA=MVB=0Nmm截面C右側(cè)當量彎矩MVC右=MC右2+T2=2028472+0.6×224312.872=243435Nmm截面C左側(cè)當量彎矩MVC左=MC左2+T2=2077362+0.6×224312.872=247524Nmm截面D右側(cè)當量彎矩MVD右=MD右2+T2=3225272+0.6×224312.872=349482Nmm截面D左側(cè)當量彎矩MVD左=MD左2+T2=3344782+0.6×224312.872=360540Nmmh.校核軸的強度因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，