機(jī)械設(shè)計(jì)減速器

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目：展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器學(xué)院： 機(jī)電工程學(xué)院 專(zhuān)業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班級(jí)： 設(shè)計(jì)者： 學(xué)號(hào)： 指導(dǎo)老師： 2015年12月25日目 錄1、電動(dòng)機(jī)的選擇- 1 -2、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)- 3 -2.1、總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比計(jì)算- 3 -2.2、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)- 3 -3、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算- 5 -3.1、帶傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算- 5 -3.2、減速器內(nèi)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算- 6 -設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪- 6 -設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪- 12 -4、總裝配設(shè)計(jì)計(jì)算- 18 -4.1、軸系零件設(shè)計(jì)計(jì)算- 18 -、輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算- 18 -、中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算-

2、 22 -、輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算- 26 -、軸承的選擇計(jì)算- 30 -、鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算- 34 -4.2、聯(lián)軸器選擇- 34 -4.3、減速器的潤(rùn)滑與密封- 34 -5、設(shè)計(jì)總結(jié)- 35 -6、參考文獻(xiàn)- 36 -1、電動(dòng)機(jī)的選擇1）、選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型：按工作要求和條件，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V。 2）、選擇電動(dòng)機(jī)容量：電動(dòng)機(jī)所需的工作功率為 （其中：為電動(dòng)機(jī)功率，為負(fù)載功率，為總效率。）負(fù)載功率為因此有傳動(dòng)裝置的總效率應(yīng)為組成傳動(dòng)裝置的各部分運(yùn)動(dòng)副效率只之乘積,即：式中：、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動(dòng)、帶傳動(dòng)的傳動(dòng)效率取傳動(dòng)效率為帶傳動(dòng)的效率滾動(dòng)軸承效率（一對(duì)） 閉

3、式齒輪傳動(dòng)效率聯(lián)軸器效率工作機(jī)效率則有電動(dòng)機(jī)的功率為3）、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：1.5kw鏈輪工作轉(zhuǎn)速為查表得：取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，二級(jí)圓梯形齒輪減速器傳動(dòng)比,即為減速器的總傳動(dòng)比，所以電機(jī)的可選范圍為。則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500和3000r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊(cè)查出有四種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，因此有四種傳動(dòng)比方案，如下表1.1：綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見(jiàn)第3方案比較適合。因此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M2-6，其主要性能如下表1.2：表1.1方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率 kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min重量/kg傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳

4、動(dòng)比V帶傳動(dòng)減速器1Y90S-21.5300028406465.082Y90L-41.5150014006832.322.512.933Y100L-61.510009408421.542.39.37表1.2電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L-61.510009402.02.2電動(dòng)機(jī)主要外形和安裝尺寸如下表1.3 （單位：mm）中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G132475×345×31

5、5216×1401238×8010×332、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)2.1、總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比計(jì)算1）、減速器的總傳動(dòng)比為：2）、分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比： （式中為帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，初步取2.5，為減速器的傳動(dòng)比。）則減速器的傳動(dòng)比3）、按展開(kāi)式布置。 （式中i2為高速級(jí)傳動(dòng)比，i3為低速級(jí)傳動(dòng)比。）2.2、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1）、各軸的轉(zhuǎn)速 軸： 軸： 軸： 工作機(jī)軸： 2）、各軸的輸入功率 軸： 軸： 軸： 工作機(jī)軸： 3）、各軸的轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩： 軸：軸：軸：工作機(jī)軸： 軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)距T/N·M轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動(dòng)比i效率電機(jī)軸1.5

6、15.29402.50.96軸1.436.573764.290.95軸1.397173.876.73.010.95軸1.355590.221.910.97工作機(jī)軸1.31572.521.93、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1、帶傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算1）、計(jì)算功率查表有工況因數(shù)，故2）、選取V帶型號(hào)根據(jù), ,查圖表確定選用A型3）、驗(yàn)算帶速，大于5m/s，小于30m/s。方案合適。4）、確定帶輪基準(zhǔn)直徑和查表選取，得查表取5）、確定帶長(zhǎng)和中心距根據(jù)式（8-20），初步選取中心距 ，由式（8-22）則有帶長(zhǎng) 查表（8-2）取基準(zhǔn)長(zhǎng)度 按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距 按式（8-24），中心距的變化范圍為395.

7、75465.5mm。6）、驗(yàn)算小帶輪包角 驗(yàn)證方案適合7）、確定V帶根數(shù)傳動(dòng)比 查表8-4 ，查表8-5 ，查表8-6 ，查表8-2 。 則有V帶根數(shù)取Z=2根8）、求軸上載荷1、張緊力查表8-3得，所以單根V帶的張緊力：2、軸上載荷 9）、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小帶輪； 大帶輪10）、主要設(shè)計(jì)結(jié)論 選用A型普通V帶2根，帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度1550mm。帶輪基準(zhǔn)直徑 ；，中。中心距控制在395.75465.5mm。單根帶初拉力F0 =106.9N。 3.2、減速器內(nèi)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪1）確定齒輪類(lèi)型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2）材料選擇：小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS

8、，二者材料硬度差為HBS。）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，工作穩(wěn)定，故選用7級(jí)精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·14.9×24=117.6,取Z2=118。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1024）試算，即）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）試選 （2）由圖1020，選取區(qū)域系數(shù)（3）由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2ha*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=22.9°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.658

9、Z=4-31-+=0.666（4）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H。查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN2Hlim2S=523MPa取兩者中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=523MPa（5）由表107選取齒寬系數(shù)（6）由表105查得材料的彈性影響系數(shù)）計(jì)算（）試算小齒輪分度圓直徑

10、，由計(jì)算公式得d1t32KHtT1di+1iZHZEZ2=33.755mm（）計(jì)算圓周速度（）計(jì)算齒寬（）計(jì)算載荷系數(shù)KH查表10-2使用系數(shù) 根據(jù)，級(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載荷系數(shù)，由表103查得故載荷系數(shù) （）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-12得（）計(jì)算模數(shù)3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式1020 ） 確定計(jì)算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。由式（10-19）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表1017查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表1018查得 計(jì)算大小齒輪的因此大齒輪的數(shù)據(jù)大，所以?。?試算齒輪模數(shù)（

11、2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vd1=mtz1/cos=27.48mmv=d1n160×1000=0.54ms齒寬bb=dd1=27.48mm寬高比bhh=2han*+c*mnt=2.4998mmbh=10.992)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖10-8得Kv=1.05Ft1=2T1d1=2623NKAFt1b=100.1N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,結(jié)合bh=10.99查10-13得 KF=1.32則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.525所以mn=mnt3KFKFt=1.172mm由于齒輪模數(shù)m的大小主要

12、取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.172mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.25mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=39.606mm，所以z1=d1cos（）mn=30.74。取z1=31，則z2=iz2=152 大小齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。4 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為118mm（）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計(jì)算齒輪寬度圓整后?。?圓整中心距后的強(qiáng)度校核（1） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類(lèi)似做法，先計(jì)算（10-22）中的各參

13、數(shù)。為節(jié)省篇幅，僅給出計(jì)算結(jié)果：KH=2.181,T1=3.657×104N.mm，d=1，d1=39.98mm，i=4.9，ZH=2.433,ZE=189.8MPa12,Z=0.668,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=472.7MPa<H=523MPa滿足要求（2） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核KF=1.795, T1=3.657×104N.mm,YFa1=2.52, YFa2=2.06, YSa1=1.68, YSa2=1.74,Y=0.673, d=1,m=1.25,z1=31,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=91.84MPa<F

14、2F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=73.29MPa<F2滿足要求。主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=31，z2=152，模數(shù)m=1.25，壓力角=20°，中心距a=118mm，齒寬b1=45mm， b2=40mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。高速級(jí)齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒寬旋向小齒輪201.251184.93139.9845右旋大齒輪152196.0240左旋設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪1）確定齒輪類(lèi)型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2）材料選擇：小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差

15、為HBS。）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，工作穩(wěn)定，故選用7級(jí)精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·13.5×24=84,取Z2=84。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1024）試算，即）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）試選 （2）由圖1020，選取區(qū)域系數(shù)（3）由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2ha*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=24.765°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.631Z=4-31-+=0

16、.673（4）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H。查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN2Hlim2S=523MPa取兩者中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=523MPa（5）由表107選取齒寬系數(shù)（6）由表105查得材料的彈性影響系數(shù)）計(jì)算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得d1t

17、32KHtT1di+1iZHZEZ2=58.38mm（）計(jì)算圓周速度（）計(jì)算齒寬（）計(jì)算載荷系數(shù)KH查表10-2使用系數(shù) 根據(jù)，級(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載荷系數(shù)，由表103查得故載荷系數(shù) （）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-12得（）計(jì)算模數(shù)3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式1020 ） 確定計(jì)算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。由式（10-19）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表1017查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表1018查得 計(jì)算大小齒輪的因此大齒輪的數(shù)據(jù)大，所以?。?試算齒輪模數(shù)（2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）數(shù)

18、據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vd1=mtz1/cos=46.180mmv=d1n160×1000=0.185ms齒寬bb=dd1=46.18mm寬高比bhh=2han*+c*mnt=4.2mmbh=11.002)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖10-8得Kv=1.03Ft1=2T1d1=7527NKAFt1b=167.5N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,結(jié)合bh=11.00查10-13得 KF=1.35則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.530所以mn=mnt3KFKFt=1.971mm由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定

19、的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.971mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=67.82mm，所以z1=d1cos（）mn=32.9。取z1=33，則z2=iz2=115.5 取z2=116 大小齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。5 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為153mm（）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計(jì)算齒輪寬度圓整后?。?圓整中心距后的強(qiáng)度校核（3） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類(lèi)似做法，先計(jì)算（10-22）中的各參數(shù)。為節(jié)省篇幅

20、，僅給出計(jì)算結(jié)果：KH=2.192,T1=17.38×104N.mm，d=1，d1=67.77mm，i=3.5，ZH=2.51,ZE=189.8MPa12,Z=0.672,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=496.2MPa<H=523MPa滿足要求（4） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核KF=1.596, T1=17.38×104N.mm,YFa1=2.62, YFa2=2.01, YSa1=1.68, YSa2=1.54,Y=0.673, d=1,m=2,z1=33,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=95.32MPa<F2F2=2KFT1YF

21、a2YSa2Ydm3z12=69.28MPa<F2滿足要求。主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=33，z2=116，模數(shù)m=2，壓力角=20°，中心距a=153mm，齒寬b1=73mm， b2=68mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。低速級(jí)齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒寬旋向小齒輪2021533.53367.7773左旋大齒輪116238.2268右旋4、總裝配設(shè)計(jì)計(jì)算4.1、軸系零件設(shè)計(jì)計(jì)算、輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）、材料：選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.4kw,n=376r/min,則12 34

22、567：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查手冊(cè)，選用LT4型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=20mm，L=52mm，L1=38mm。：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)查表6-85（采用氈圈密封），：滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選取30305。：過(guò)渡軸段，取 ：軸環(huán)軸段，取=32mm：齒輪軸段，取=28mm：滾動(dòng)軸承處軸段 3）、各軸段長(zhǎng)度的確定：由聯(lián)軸器長(zhǎng)度查手冊(cè)得，取 ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定 ：由滾動(dòng)軸承和擋油盤(pán)及裝配關(guān)系確定 ：由裝配關(guān)系確定：由手冊(cè)確定 ：由齒輪寬度b1=45確定 ：由滾動(dòng)軸承確定 4）、鍵的設(shè)計(jì)與校核:齒輪和聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)

23、接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選擇：根據(jù)，T1=15.2N*m，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵: 綜合考慮取=28mm。查表，所選鍵為：強(qiáng)度合格。齒輪與軸的聯(lián)接選擇：根據(jù)，T1=15.2N*m，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵: 綜合考慮取=36mm。查表，所選鍵為：強(qiáng)度合格。5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C1，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm 6)、校核軸的強(qiáng)度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N

24、197N166.8N彎矩=29789.510840總彎矩=31700=31700扭矩T=195300（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 =13.51QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和V和VI處的過(guò)

25、盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因?yàn)閂的右側(cè)是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左側(cè)的彎矩為13256.36截面V上的扭矩為=195300截面上的彎曲應(yīng)力=1.45Mpa截

26、面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=21.45Mpa軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過(guò)盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.267 1.831又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為=83.6=7.687.652>>S=1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也

27、是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)性，故可略去靜強(qiáng)度校核。4.1.2、中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）、材料：選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.397kw,n=76.7r/min,則， 12345：最小直徑，滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選3038：高速級(jí)大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 ：低速級(jí)小齒輪軸段 ：滾動(dòng)軸承處軸段 3）、各軸段長(zhǎng)度的確定：由滾動(dòng)軸承、裝配關(guān)系確定 ：由高速級(jí)大齒輪的轂孔寬度確定 ：軸環(huán)寬度 ：由低速級(jí)小齒輪的轂孔寬度確定 ：由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系等確定 4）、鍵的設(shè)計(jì)與校核高速大齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長(zhǎng)為

28、32和63有鍵的校核為： 所選鍵為: 低速小齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長(zhǎng)為63有鍵的校核為： 所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核軸的強(qiáng)度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力465.6N403.3N204N245.2N彎矩=23549.612467總彎矩=56820=56820扭矩T=186500（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受

29、最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 =21.31QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和V和VI處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核

30、。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因?yàn)閂的右側(cè)是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d3755.1mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d321432mm3截面V左側(cè)的彎矩為 12421.24截面V上的扭矩為=185300截面上的彎曲應(yīng)力1.25Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=19.56Mpa軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過(guò)盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×

31、2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.153 1.654又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為73.5=5.326.52>>S=1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)性，故可略去靜強(qiáng)度校核。4.1.3、輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）、材料：選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.355kw,n=21.9r/min,

32、則，7 6 5 4321：滾動(dòng)軸承處軸段 ，滾動(dòng)軸承選取30314：低速級(jí)大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求：過(guò)渡軸段，考慮擋油盤(pán)的軸向定位， ：滾動(dòng)軸承處軸段 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（采用氈圈密封） ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查手冊(cè)，選用LT9型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm，L=112mm，L1=84mm。3）、各軸段長(zhǎng)度的確定：由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系確定 ：由低速級(jí)大齒輪的轂孔寬確定：軸環(huán)寬度 ：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)確定 ：由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系確定 ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定 ：由聯(lián)軸器的轂

33、孔寬確定 4）、鍵的設(shè)計(jì)與校核齒輪和聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長(zhǎng)為70，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 齒輪與軸的聯(lián)接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長(zhǎng)為56，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核軸的強(qiáng)度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力624.2N524.1N312N321.9N彎矩=

34、28697.215733總彎矩=62540=62540扭矩T=238800（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 =31.2QMPa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和V和VI處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；

35、從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因?yàn)閂的右側(cè)是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W0.1d3866.2mm3抗扭截面系數(shù)：WT0.2d330436mm3截面V左側(cè)的彎矩為 19251.35截面V上的扭矩為=236200截面上的彎曲應(yīng)力1.87Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=22.63Mpa軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=6

36、40 MPa, =155 MPa, =275Mpa過(guò)盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.8×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為： 2.153 1.654又由課本§31及§32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為56.2=6.878.61>>S=1.6（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)性，故可略去靜強(qiáng)度校核。、軸承的選

37、擇計(jì)算 1) 、選擇軸承輸入軸軸承1 圓錐滾子軸承30305 (GB/T297-1994)中間軸軸承2 圓錐滾子軸承30308 (GB/T297-1994)輸出軸軸承3 圓錐滾子軸承30314 (GB/T297-1994)2) 、輸入軸軸承校核查手冊(cè)得 N 由表查得負(fù)荷系數(shù) 1、計(jì)算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計(jì)算軸承所受的軸向負(fù)荷因?yàn)?固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計(jì)算因?yàn)?，故按軸承計(jì)算軸承壽命所選軸承30305合格3) 、中間軸

38、軸承校核查手冊(cè)得 N 由表查得負(fù)荷系數(shù) 1、計(jì)算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計(jì)算軸承所受的軸向負(fù)荷因?yàn)?固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計(jì)算因?yàn)椋拾摧S承計(jì)算軸承壽命所選軸承30308合格4) 、輸出軸軸承校核查手冊(cè)得 N 由表查得負(fù)荷系數(shù) 1、計(jì)算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數(shù)由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計(jì)算軸承所受的軸向負(fù)荷因?yàn)?固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計(jì)算因?yàn)椋拾摧S承2計(jì)算軸承壽命所選軸承30314合格、鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 鍵的設(shè)計(jì)與校核在“軸的設(shè)計(jì)與校核”中已經(jīng)給出，具體型號(hào)如下：鍵名國(guó)標(biāo)1（聯(lián)軸器-輸入)GB/T 1095-2003 鍵2（齒輪1）GB/T 1095-2003 鍵3（齒輪2）GB/T 1095-2003 鍵4（齒輪3）GB/T 1095-2003 鍵5（齒輪4）GB/T 1095-2003 鍵6（聯(lián)軸器-輸出)GB/T 1095-2003 鍵4.2、聯(lián)軸器選擇在“軸的設(shè)計(jì)與校核”中已經(jīng)分