機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)F=4500 n=120 D=325

1、全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書（二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器）姓名：學(xué)號(hào)：專業(yè)：教師：目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書.1第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.2第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.3第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).4第五部分 V 帶的設(shè)計(jì).6第六部分 齒輪的設(shè)計(jì).7第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).18第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.31第十部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì).34第十一部分 潤滑與密封設(shè)計(jì).35設(shè)計(jì)小結(jié).36參考文獻(xiàn).36I第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單

2、向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為 0.97(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限 10 年(300 天/年),2 班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為 5%,車間有三相交流,電壓 380/220V。二. 設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張(A1 或 A0)。2.CAD 繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3 或 A2)。3.設(shè)計(jì)說明書一份。三. 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. 設(shè)計(jì) V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)19. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤滑

3、密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)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(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將 V 帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇 V 帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:2ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1 為 V 帶的效率,h2 為軸承的效

4、率,h3 為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4 為聯(lián)軸器的效率,h5 為滾筒的效率（包括滾筒和對(duì)應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇執(zhí)行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速 n:n=120r/min工作機(jī)的功率 pw:pw=nDF60×1000=120×3.14×325×450060×1000×1000= 9.18 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=pwa=9.180.82= 11.2 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 120 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i1=24，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比 i2=840，則總傳動(dòng)比合理范

5、圍為 ia=16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = ia×n = (16×160)×120 = 192019200r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為 Y160M2-2 的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為 15KW,滿載轉(zhuǎn)速 nm=2930r/min，同步轉(zhuǎn)速 3000r/min。2 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：3由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=2930/120=24.4（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i式中 i0

6、,i1 分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使 V 帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取 i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=24.4/2.5=9.8取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 1.4i = 1.4×9.8 = 3.7則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 =ii12= 9.8 3.7= 2.65第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 2930/2.5 = 1172 r/minnII = nI/i12 = 1172/3.7 = 316.8 r/minnIII = nII/i23 = 316.8/2.65 = 119.5 r/minn

7、IV = nIII = 119.5 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 11.2×0.96 = 10.75 KWPII = PI×h2×h3 = 10.75×0.98×0.97 = 10.22 KW4PIII = PII×h2×h3 = 10.22×0.98×0.97 = 9.72 KWPIV = PIII×h2×h4 = 9.72×0.98×0.99 = 9.43 KW則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.98 =

8、 10.54 KWPII' = PII×0.98 = 10.02 KWPIII' = PIII×0.98 = 9.53 KWPIV' = PIV×0.98 = 9.24 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:pdTd = 9550×nm= 9550×11.22930= 36.5 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 36.5×2.5×0.96 = 87.6 NmTII = TI×i12×h2×h3

9、 = 87.6×3.7×0.98×0.97 = 308.1 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 308.1×2.65×0.98×0.97 = 776.1 NmTIV = TIII×h2×h4 = 776.1×0.98×0.99 = 753 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98 = 85.8 NmTII' = TII×0.98 = 301.9 NmTIII' = TIII×0.98 = 760.

10、6 NmTIV' = TIV×0.98 = 737.9 Nm5第五部分 V 帶的設(shè)計(jì)1 選擇普通 V 帶型號(hào)計(jì)算功率 Pc:Pc = KAPd = 1.1×11.2 = 12.32 KW根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在 B 型交界線范圍內(nèi)，故選用 B 型 V 帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速取小帶輪直徑為 d1 = 140 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 2.5×140×(1-0.02) = 343 mm由手冊(cè)選取 d2 = 335 mm。帶速驗(yàn)算：V = nm&

11、#215;d1×/(60×1000)= 2930×140×/(60×1000) = 21.47 m/s介于 525m/s 范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長和中心距 a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(140+335)a02×(140+335)332.5a0950初定中心距 a0 = 641.25 mm，則帶長為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×641.25+×(140+335)/2+(335-140)2/

12、(4×641.25)=2043 mm由表 9-3 選用 Ld = 2000 mm，確定實(shí)際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm64 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(335-140)×57.30/619.75= 1620>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 12.32/(3.84+0.92)×0.98×0.96) = 2.75故要取 Z = 3 根 B

13、 型 V 帶。6 計(jì)算軸上的壓力：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×12.32×(2.5/0.96-1)/(3×21.47)+0.10×21.472 = 199.5 N作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×3×199.5×sin(162/2) = 1182.1 N第六部分 齒輪的設(shè)計(jì)（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安

14、裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1） 材料：高速級(jí)小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。7高速級(jí)大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1= 20，則：Z2 = i12×Z1 = 3.7×20 = 74 ?。篫2 = 742） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：d1t 32Kt T1 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt = 2.52) T1 = 87.6 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd = 14)

15、 由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH = 2.426) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2×(1/20+1/74)×cos150 = 1.627) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×20×tan150 = 1.78) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.62= 0.7869) 由式 8-21 得

16、：Zb = cos = cos15 = 0.98810) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×1172×1×10×300×2×8 = 3.38×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.38×109/3.7 = 9.12×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86,KHN2 =

17、0.8913) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:sH1 =KHN1Hlim1S= 0.86×650 = 559 MPasH2 =KHN2Hlim2S= 0.89×530 = 471.7 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (559+471.7)/2 = 515.35 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:d1t 32Kt T1u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×87.6×1000×3.7+1×1×1.62 3.7

18、2.42×189.8515.352= 64.9 mm4 修正計(jì)算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d1tcosZ1=64.9×cos15020= 3.13 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。2) 中心距：9a =Z1+Z2 mn2cos=(20+74)×2.52×cos150= 121.6 mm3) 螺旋角：b = arccosZ1+Z2 mn2a(20+74)×2.5 2×121.6= arccos= 14.904) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d1 =Z1mncos=20×2.5cos14.90= 52 mmd2 =Z2mncos=74

19、15;2.5cos14.90= 191 mmb = d×d1 = 52 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 52 mm。5) 計(jì)算圓周速度 v:v =d1n160×1000=3.14×52×117260×1000= 3.19 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級(jí)為 9 級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 20/cos314.90 = 22.2ZV2 = Z2/cos3b = 74/cos314.90 = 822)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)

20、cosb= 1.88-3.2×(1/22.2+1/82)×cos14.90 = 1.643) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68104) 由圖 8-26 和eb = 1.69 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.875)Y=3.311.62×0.68= 3前已求得:KHa = 1.72<3，故取：KFa = 1.726)bh=b*am+c*)mn(2h=52(2×1+0.25)×2.5= 9.24且前已求得:KHb = 1.36，由圖 8-12 查得：KFb = 1.337) K = K

21、AKVKFaKFb = 1×1.1×1.72×1.33 = 2.528) 由圖 8-17、8-18 查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.779) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 3.38×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 9.12×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1

22、= 0.82 KFN2 = 0.8512) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：sF1 =KFN1Flim1S=0.82×5001.3= 315.4sF2 =KFN2Flim2S=0.85×3801.3= 248.511YFa1YSa1F1=2.69×1.58315.4= 0.01348YFa2YSa2F2=2.23×1.77248.5= 0.01588大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn322KT1Ycos YFaYSa×2dZ1 F=322×2.52×87.6

23、5;1000×0.87×cos 14.9×0.0158821×20 ×1.62= 2.06 mm2.062.5 所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 52 mmd2 = 191 mmb = yd×d1 = 52 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 52 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 57 mm b2 = 52 mm中心距：a = 121.5 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm（二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜12齒輪

24、。1） 材料：高速級(jí)小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級(jí)大齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3= 23，則：Z4 = i23×Z3 = 2.65×23 = 60.95 取：Z4 = 612） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：d3t 32Kt T2 d×u±1 u×ZHZEH2確定各參數(shù)的值:1) 試選 Kt = 2.52) T2 = 308.1 Nm3) 選取齒寬系數(shù)yd = 14) 由表 8-5 查得材料的彈性影響系

25、數(shù) ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH = 2.456) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/23+1/61)×cos130 = 1.627) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×23×tan130 = 1.698) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.62= 0.786139) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos

26、13 = 0.9910) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×316.8×1×10×300×2×8 = 9.12×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 9.12×108/2.65 = 3.44×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.89,KHN4 = 0.913) 計(jì)算接觸疲勞許

27、用應(yīng)力,取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:sH3 =KHN3Hlim3S= 0.89×650 = 578.5 MPasH4 =KHN4Hlim4S= 0.9×530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (578.5+477)/2 = 527.75 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:d3t 32Kt T2u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×308.1×1000×2.65+1×1×1.62 2.652.45×189

28、.8527.752= 100.6 mm4 修正計(jì)算結(jié)果：1) 確定模數(shù)：mn =d3tcosZ3=100.6×cos13023= 4.26 mm14取為標(biāo)準(zhǔn)值:3.5 mm。2) 中心距：a =Z3+Z4 mn2cos=(23+61)×3.52×cos130= 150.9 mm3) 螺旋角：b = arccosZ3+Z4 mn2a(23+61)×3.5 2×150.9= arccos= 13.104) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d3 =Z3mncos=23×3.5cos13.10= 83 mmd4 =Z4mncos=61×3.5cos1

29、3.10= 219 mmb = d×d3 = 83 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 83 mm。5) 計(jì)算圓周速度 v:v =d3n260×1000=3.14×83×316.860×1000= 1.38 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級(jí)為 9 級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 23/cos313.10 = 24.9ZV4 = Z4/cos3b = 61/cos313.10 = 662)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.8

30、8-3.2×(1/24.9+1/66)×cos13.10 = 1.659153) 由式 8-25 得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由圖 8-26 和eb = 1.7 查得螺旋角系數(shù) Yb = 0.885)Y=3.3451.645×0.68= 2.99前已求得:KHa = 1.71<2.99，故?。篕Fa = 1.716)bh=b*am+c*)mn(2h=83(2×1+0.25)×3.5= 10.54且前已求得:KHb = 1.38，由圖 8-12 查得：KFb = 1.357) K = K

31、AKVKFaKFb = 1×1.1×1.71×1.35 = 2.548) 由圖 8-17、8-18 查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.63 YFa4 = 2.26應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.6 YSa4 = 1.759) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 9.12×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 3.44×10811) 由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 =

32、 0.85 KFN4 = 0.8612) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16sF3 =KFN3Flim3S=0.85×5001.3= 326.9sF4 =KFN4Flim4S=0.86×3801.3= 251.4YFa3YSa3F3=2.63×1.6326.9= 0.01287YFa4YSa4F4=2.26×1.75251.4= 0.01573大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn322KT2Ycos YFaYSa×2dZ3 F=322×2.54×308.1×

33、;1000×0.88×cos 13.1×0.0157321×23 ×1.645= 2.86 mm2.863.5 所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 83 mmd4 = 219 mmb = yd×d3 = 83 mmb 圓整為整數(shù)為：b = 83 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 88 mm b4 = 83 mm中心距：a = 151 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm17第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率 P1、轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1:P1 = 10.75 KW n1

34、= 1172 r/min T1 = 87.6 Nm2 求作用在齒輪上的力:已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 52 mm則:Ft =2T1d1=2×87.6×100052= 3369.2 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 3369.2×0 = 1268.9 Ncos14.9Fa = Fttanb = 3369.2×tan14.90 = 896 N3 初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表 15-3，取 A0 = 112，得：3P13 10.75dmin =

35、A0× = 23.4 mm= 112×1172n1顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大 4%，故選取:d12 = 24 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (3-1)×18+2×8 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為:d23 = 29 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取:l23 = 35 mm。184 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端 III-IV、VII

36、-VIII 上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30206 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×17.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 17.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得 30206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67= 36 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 57 mm；齒輪的左端與軸承之間采用

37、套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 88+12+10+8 = 118 mml78 = T =17.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30206 圓錐滾子軸承查手冊(cè)得 a = 16 mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L1 = (52/2+35+16)mm = 77 mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L2 = (57/2+17.25+118-16)mm = 147.8 mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = (57/2+18+17.25-16)mm = 47.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1

38、 = FtL3 L2+L3=3369.2×47.8147.8+47.8= 823.4 NFNH2 = FtL2 L2+L3=3369.2×147.8147.8+47.8= 2545.8 N19垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)L2+L3=1268.9×47.8+896×52/2-1182.1×(77+147.8+47.8)147.8+47.8= -1218.3 NFNV2 = FrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L3=1268.9×147.8-896×52/2+1182

39、.1×77147.8+47.8= 1305.1 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 823.4×147.8 Nmm = 121699 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1182.1×77 Nmm = 91022 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1218.3×147.8 Nmm = -180065 NmmMV2 = FNV2L3 = 1305.1×47.8 Nmm = 62384 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 C

40、 處的合成彎矩：2 2M1 = MH+MV1 = 217334 Nmm2 2M2 = MH+MV2 = 136757 Nmm作合成彎矩圖（圖 f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：20sca = McaW=21+(T1)2MW=2173342+(0.6×87.6×1000)20.1×523MPa= 15.9 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有

41、一定的裕度（注：計(jì)算 W 時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：21II 軸的設(shè)計(jì)1 求中間軸上的功率 P2、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2：P2 = 10.22 KW n2 = 316.8 r/min T2 = 308.1 Nm2 求作用在齒輪上的力:22已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 191 mm則:Ft =2T2d2=2×308.1×1000191= 3226.2 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 3226.2×0 = 1215.1 Ncos14.9Fa = Fttanb = 3226.2×tan14.90 =

42、858 N已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 83 mm則:Ft =2T2d3=2×308.1×100083= 7424.1 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 7424.1× 0 = 2774.3 Ncos13.1Fa = Fttanb = 7424.1×tan13.10 = 1726.7 N3 確定軸的各段直徑和長度:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表 15-3，?。篈0 = 107，得:3P23 10.22dmin = A0× = 34.1 mm= 107

43、15;316.8n2中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑 d12 和 d67,選定軸承型號(hào)為：30207型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 35×72×18.25 mm，則 ：d12 = d67 = 3523mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 40 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 50 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×40 = 2.8 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×2.8 = 3.92 mm，所以：d34 = d56 = 46 mm，l34 = 14.5

44、mm。由于低速小齒輪直徑 d3 和 2d34 相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 83 mm，l45 = 88 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30207 圓錐滾子軸承查手冊(cè)得 a = 18.5 mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L1 = (52/2-2+40.75-18.5)mm = 46.2 mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離 L2 = (52/2+14.

45、5+b3/2)mm = 84.5 mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 61.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FNH1 = Ft1(L2+L3)+Ft2L3 L1+L2+L3=3226.2×(84.5+61.8)+7424.1×61.846.2+84.5+61.8= 4835.3 NFNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3=3226.2×46.2+7424.1×(46.2+84.5)46.2+84.5+61.8= 5815 N垂直面支反力（見圖 d）：F

46、NV1 =Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=1215.1×(84.5+61.8)+858×191/2-2774.3×61.8+1726.7×83/246.2+84.5+61.8= 830.7 NFNV2 =Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=241215.1×46.2-858×191/2-2774.3×(46.2+84.5)-1726.7×83/246.2+84.5+61.8= -2389.9 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩

47、圖：截面 B、C 處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 4835.3×46.2 Nmm = 223391 NmmMH2 = FNH2L3 = 5815×61.8 Nmm = 359367 Nmm截面 B、C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 830.7×46.2 Nmm = 38378 NmmMV2 = FNV2L3 = -2389.9×61.8 Nmm = -147696 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 B、C 處的合成彎矩：2 2M1 = MH1+MV1 = 226664 Nmm2 2M2 = MH2

48、+MV2 = 388534 Nmm作合成彎矩圖（圖 f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面 B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = McaW=21+(T2)2MW=2266642+(0.6×308.1×1000)20.1×403MPa= 45.7 MPas-1 = 60 MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算 W 時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：25III 軸的設(shè)計(jì)1

49、 求輸出軸上的功率 P3、轉(zhuǎn)速 n3 和轉(zhuǎn)矩 T3：P3 = 9.72 KW n3 = 119.5 r/min T3 = 776.1 Nm262 求作用在齒輪上的力:已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 219 mm則:Ft =2T3d4=2×776.1×1000219= 7087.7 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 7087.7×0 = 2648.6 Ncos13.1Fa = Fttanb = 7087.7×tan13.10 = 1648.5 N3 初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（

50、調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表 15-3，取:A0 = 112，得:3P33 9.72dmin = A0× = 48.5 mm= 112×119.5n3輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處 d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表 14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×776.1 = 931.3 Nm由于鍵槽將軸徑增大 4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT9 型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑 50mm，軸孔長度 84 mm，則 ：d12 = 50 mm，為保證聯(lián)軸器定位可

51、靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 60 mm，左端用軸肩定位，故取 II-III 段軸直徑為：d23 = 55 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：27初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端 III-IV、VII-VIII 上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 60 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30212 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 60mm×110mm×23.75mm。由軸承樣本查得 30212 型軸承的定位

52、軸肩高度為：h = 4.5mm，故?。篸45 = 69 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 69mm，所以：d67 = 69 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 81 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×69 = 4.83 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×4.83 = 6.76 mm，所以：d56 = 79 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l

53、34 = T3 = 23.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 52+10+8+5+12+2.5-10 = 79.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 23.75+8+10+2.5+2 = 46.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖 a）:根據(jù) 30212 圓錐滾子軸承查手冊(cè)得 a = 25 mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 L2 = (83/2+10+79.5+23.75-25)mm = 129.8 mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 L3 = (83/2-2+46.25-25)mm = 60.8 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：F

54、NH1 = FtL3 L2+L3=7087.7×60.8129.8+60.8= 2260.9 N28FNH2 = FtL2 L2+L3=7087.7×129.8129.8+60.8= 4826.8 N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3=2648.6×60.8+1648.5×219/2129.8+60.8= 1791.9 NFNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3=1648.5×219/2-2648.6×129.8129.8+60.8= -856.7 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2260.9×129.8 Nmm = 293465 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1791.9×129.8 Nmm = 232589 NmmMV2 = FNV2