二斜齒圓柱齒輪減速器方案

1、第一部分傳動裝置的總體設(shè)計、傳動方案確定了傳動方案，減速 器的類型為二級展開式 圓柱直齒輪減速器na=0.821、電動機(jī)直接由聯(lián)軸器與減速器連接2、減速器用二級展開式圓柱直齒輪減速器3、方案簡圖如下：二、電動機(jī)的選擇1 、選擇電動機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機(jī)， 封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V, 丫型。2 、選擇電動機(jī)的容量有電動機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動總效率為：?-十-4*2*2*a =12341、2、3、4分別是軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率nnnn分別取 1=0.98、2=0.97、3 =0.99、4 =0.96n=71.222r/min電動機(jī)型號Y132M1-6= 96&#

2、176; /min二 233 r min二 71.2538 r min= 3.667630171 KWP2 = .4864 KWP3 =3.31421 KWP4 = 3.21546 KWTd = 36 .8538 N « M=36.48527931 *MT2 =142.8935748 N *MT 444 .1792473 N - MT4 二 430.9427057N M9N1 =1.3824 10 hN2 =3.315108hI =562.5MPa】2 =568.4MPach = 4379mmv =2.1996 %b = 43.76mmmt = 1.9mmh = 4.275mmb/h

3、 =10.236K 二 1.933d 52 .34 mmm = 2.27bF 二 267.14MPaJf 2 二 273 .21 MPaK =1.873m = 1.7457mmZt = 26所以?d1000a16901.79 1000 0T823、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為601000 V6010001.79/ ：: 480= 3.704 KW=71 .222min按指導(dǎo)書表一，查二級圓柱齒輪減速器的傳動比i2 =840,故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍nd = i2 漢 n = (8 40) x71.222= (569.774692 2848.873481)rmin符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 7

4、50、1000、1500r/mi n.根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，有指導(dǎo)書 P145查出取型號：Y132M1-6三、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比電動機(jī)型號為丫132M1-6 n m= 960 %in1、總傳動比 ia =仏 = 960=13 479n 71.2222、分配傳動裝置傳動比有公式 ia “1 i2 i, =（1.3 1.4）i2求得 h = 4.119232、i2 = 3.272214835四、計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)1、計算各軸轉(zhuǎn)速軸 1 n1 - 960min9604.12=233.0097rmind 1 = 52 mm d 2 = 218 mm ai = 135 Bt = 60

5、 mm B2 = 50 mm 選用直齒圓柱齒輪傳動 N3 =3351 108 N 4 =1.056108 h3 = 706.8MPa J H L = 638.4MPa dat = 64.45 mm v =0.7862 msb 二 64.45mm h = 5.177mm K = 1.85 d3 = 72.49mm m 二 2.58mm t F 3 =273.43MPaL 二 273.214MPaK =1.05m = 1.79mmZ3 =20z4 = 65d 3 二 80mmd 4 = 260 mm a2 二 170 mm Bt = 80 mm B2 = 70 mm d 30 mm 選用深溝球軸承

6、6008L1 = 80 mm d3 = 40mm L3 二 13mm d 4 = 46 mm L4 =110 d 2 = 35 m m d 5 = 46 mm L2 二 47mm, L3 二 13mm, L5 二 4mmn3i 2n2 _ 233.00973.27= 71.2568min2、計算各軸輸入功率R =pd3 =3.70467694 0.99= 3.667630171 KWP2 二 P1= 3.486449241 KW12 =3.6676301710.980.97P3 =P212 =3.4864492410.98 0.97= 3.314218648 KW卷筒軸P4 = P331 =3

7、.314218648 0.99 0.98= 3.21545932 KW2、計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩由動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩T廠9550電=9550進(jìn)型電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩nm960= 36.85381748N *M1-3軸的輸入轉(zhuǎn)矩T1 =Td 3 = 36.853817480.99= 36.48527931 N *MT212 h =36.485279310.98 0.974.12=142.8935748 N MT3 =T212 i2 =142.89357480.980.973.27= 444.1792473 N *M卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩T4 二T331 =444.1792473 0.99 0.98= 430.942705

8、7 N *M1-3軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率公差m6倒角145圓角半徑0.6mmFt1 二 1403 .279 NFr1 二 510.752N數(shù)據(jù)見左表“_ca =9.327Fr =1069 NLh =157964 . 24000b h 1=10 8 70二 p =10.14MPa : 110MPad min = 27 .5978 mm選用深溝球軸承6009d D B = 457516dr = d5 =45d 2 = 50 mmL2 = 78 mm,L4 = 48 mmL3 = 15mm，L1 =38mm，L5 = 43 mm第二段鍵b h14 9 60第四段鍵b h14 9

9、 40倒角145圓角半徑為0.6mm 計算數(shù)據(jù)見左表二 ca =12.023Fr =2107 .734P = 2318.50782NLh =5315324000鍵b h I =14 9 60二 p =27 .612 MPa <110 MPa鍵b h I =14 9 40C 48 .85 MPa < 110 MPaW =9112.5mm3WT =18225 mm30.98軸名功率P(KW>轉(zhuǎn)矩T(N*M>轉(zhuǎn)速r/min）傳動比效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸3.7036.859601. 00.97軸3.673.5936.4835.7596014.120.94軸3.493.421

10、42.8183.6233.02903.270.95軸3.313.25444.2430.971.2375卷筒軸3.213.18430.94418.071.221.00.98運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理如下第二部分傳動零件的設(shè)計計算一、高速級減速齒輪設(shè)計1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2 ）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，有機(jī)設(shè)書表10-8知，選用7級精度VGB10095-883）材料選擇：有機(jī)設(shè)書表 10-1選擇小齒輪材料為45 鋼 調(diào)質(zhì)），硬度為 255HBS大齒輪材料為 45鋼調(diào)b = 8.789 MPaT 二 7.841MPa匚 B = 640MPa匚=275MP

11、a.j = 155MPa? - - 2.0= 1.32q二=0.82q 二 0.85K ；一一 = 2.5136K 1.5324' c =0.1-=0.05Sca =11.1446 “ S = 1.5W = 12500 mm33WT 25000mm6 =6.4075MPaT 二 5.716MPa匚 B =640MPa=275MPa=155MPaK 一 = 2.346956522K 1.8949Sca - 15 .2920、S = 1 .5d min = 40 .2774 mmd7 二 50mmL7 = 110 mm深溝球軸承6010d D B=60 95 18d1 = d5 = 50m

12、md 2 = 51 mmd 3 = 56 mmd 4 = 50 mmd 6 二 45 mmL5 = 14 mmL1 = 43 mm,L2 = 68 mm,L3 = 10 mm,L4 二 97 mm,L6 = 49mm質(zhì)），硬度為220HBS二者材料硬度差為 35HBS4、選小齒輪齒數(shù)為Z1 = 23大齒輪齒數(shù)Z2 =Z1 *i =23*4.12 =952按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式10-9a ）進(jìn)行試算，即直徑公差m6 數(shù)據(jù)計算見左表 -ca =12.14二 2534 .4 NLh 輪4的鍵b h l =16 10 60 ；p =67.3MPa : 110 MPa

13、 聯(lián)軸器上鍵b h I =14 9 100=8mm r =8mm b=12mm b1=12mm b2=20mm df=M16 n=6 d1=M8 d2=M12 d3=M8 d4=M6 d=8mm=10 mm =2 = 10 mm = 3=12 mm .：4 = 15mm t = 6mmZE）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值<11）2）3）試選載荷系數(shù)Kt =1-3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩= 3.648510 4 N « mm由表10-7選取齒寬系數(shù) d =14）有表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa 25）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限匚Hlim

14、1 =625 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限-H lim 2 = 580 MPa ；6) 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60n 1 jLh = 60 960 1(2 8 300 5)9= 1.382410 hN2 二“打 =1.3824 109 亠 4.12 =3.355 108h7) 由圖10-19查得結(jié)束疲勞壽命系數(shù)KHN1 7.9 KHN2 7988）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由式10-12）得I J 二! ±12 =o.9 625 =562.5MPaSLh 2 = KN=0.98 580 =568.4MPas<2）計算J ）試算小齒輪

15、分度圓直徑dit，代入-H】中較小的值KtT U ±仃 Zedu _j2.323r«d u= 43.7603300ftnm° 1.3X3.6485X10 4.12+1=2 32 314.12|189.85625：；.d 1t n2 ）計算圓周速度vv43.76 960 m 2.1996 ms60 1000 60000 s s3 ）計算尺寬bb = d *d1t =1 43.76 = 4376mm4 ）計算尺寬與齒高比b/h模數(shù)m =d1t 沢 z, =4376+ 23= 1.9mm齒高h(yuǎn) =2.25mt =2.25 1.9 = 4.275mmb/h =43.76亠

16、4.275 = 10.2365 ）計算載荷系數(shù)根據(jù)v = 2.1996m/s，七級精度，由圖10-8<機(jī)設(shè)書）查得動載系數(shù)Kv =1.09直齒輪，假設(shè)K AFt /b : 100 N / mm。由表10-3查得KHa = KFa =1由表10-2查得使用系數(shù)K A =1.25有表10-4查得七級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式K =1.120.18（10.6 d2） <20.23 10=1.419由 b/h=10.24, K h 一： =1.419 查圖 10-13 得 K f，1.35，故載荷系數(shù)K =KAKVKH =1.25 1.09 1 1.419 =1.9336按實(shí)際的載荷

17、系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式d1 =d1t10-10a ）得二 52.34mm7 ）計算模數(shù)m=52.3423 =2273按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為2KT1 (YFaY 'd z：F 1Sa（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限6e1 =440 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；fe 2 =425 MPa ；2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 = 0.85 K FN 2= 0 9, 03）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12）得寧二曾MP“267.14MPa竿嚴(yán)普"

18、;MPa4計算載荷系數(shù)KK = KaKvKf -K =1.25 1.11 11.35 =1.8735查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1 =2.69 ； $2= 2.1826 )查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得Ysa1 =1.575；Ysa2 =1.789YFa1Ysa1269 嘰 0.01586267.14YFa2YSa22*182 789 =。.。他？273.21小齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算:2(廠 2 詠 4.737 104 0.01586d 專Jf 1m 沙竺(YaYsa1 23=1.7457nm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，因為

19、齒輪模數(shù)大小主要取決于彎曲強(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 <即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.7457并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2m，按接觸強(qiáng)度算得分度圓直徑d1 = 52 .34 mm，算出小齒輪齒數(shù)Zi大齒輪齒數(shù)Z2 =UZ1 =4.1226 =107根據(jù)中心距的要求取 Z2=1O9這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng) 度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避 免浪費(fèi)。4幾何尺寸計算 <1 )計算分度圓直徑dt = zm = 262 = 52 mmd2 = z2m = 1092 = 218mm<2)計

20、算中心距a1 =(d1 d2)/2=(52 218)/2 =135 mm(3)計算齒輪寬度b = d d1 = 52mm取 Bt =60mm ; B2 =50mm5驗算Ft2Tt -di23.6491054= 1351.5NJFtb11351.560= 22.525 N / mm :：: 100 N / mm，合適二、低速級減速齒輪設(shè)計1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，有機(jī)設(shè)書表10-8知，選用7級精度VGB10095-883） 材料選擇：有機(jī)設(shè)書表10-1選擇小齒輪材料為45 鋼調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS大齒輪材料為45鋼調(diào) 質(zhì)）

21、，硬度為220HBS二者材料硬度差為 30HBS4、選小齒輪齒數(shù)為Z3 =28，大齒輪齒數(shù)z4 二 z3 * U = 283.27 = 91.562按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式10-9a ）進(jìn)行試算，即d3t -2.32 3KtT2 U -1 Ze 2d U = 11 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1試選載荷系數(shù)Kt =1.32計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 =1.42893510 5 N mm3由表10-7選取齒寬系數(shù)d =14）有表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z e =189 .8MPa5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度 極限二Hiim3 620MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極

22、限 二 Him 4 =570 MPa ；6）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 二 N2 =3.355 1C8山3=3.355 108 “ 3.27 =1.026 10冷7）由圖10-19查得結(jié)束疲勞壽命系數(shù)Khn3 =1.14Khn4 "128）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由式<10-12）得l?H 3 二2=1.14 620 =706.8 MPaS4 二 Khn4 Hlim4 =1.12 570 = 638.4MPas<2）計算= 2.3251.3 1.4289 1011 ）試算小齒輪分度圓直徑d，代入'；-H 1中較小的值3.27+1

23、189.8 丫3.27638.4=64.45mm2 ）計算圓周速度vv =剛汕2= “64.45"33 ry = 0 7862 m，60 100060000ss3 ）計算尺寬bb = d * d 3t = 164 .45 = 64 .45 mm4 ）計算尺寬與齒高比b/h模數(shù)mt = d3t *z3 = 64.4528 = 2.301mm齒高 h = 2.25g = 2.25 2.30仁 5.177mmb/h =6445 ： 5.177 =12.445 ）計算載荷系數(shù)根據(jù)v = 0.7862m/s，七級精度，由圖10-8機(jī)設(shè)書）查得動載系數(shù)Kv =1.04直齒輪，假設(shè)KAFt /b

24、:：: 100 N / mm。由表10-3查得KHa = KFa =1由表10-2查得使用系數(shù)K A "25有表10-4查得七級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式KH =1.12 0.18（1 0.6 d） d 0.23 10'b = 1.424由 b/h=12.447, Kh1：T.424查圖 10-13 得 K-1.4，故載荷系數(shù)K 二 KaKvKh ：.Kh 1.25 1.04 1 1.424 =1.856>按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式<10-10a ）得d3 =d3t,%t =64.45 漢3?>.8%3 = 72.49mm7 ）計算模

25、數(shù)mm = dy = 72.4%8 = 2.58mm3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 3 = 435 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限- fe 4 二 425 MPa ；2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12）得K fn 3 FE 3S0.88 435 MPa = 273.43MPat FK fn 4“-' FE 4S0.9 4251.4= 273.214MPa1.44計算載荷系數(shù)KK =KAKVKF 一 KF7 =1

26、.25 1.04 1 1.4 =1.055查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa3 =2.55 ； YFa4 =2.2196 ）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得Ysa3 -1.61 ；Ysa4 =1.7797）計算大、小齒輪的丫浮并加以比較= 0.015YFa 3YSa3 _ 2 .551 61Fa4YSa4F啤 3 一 273.432.219 1.7790.0144273.214小齒輪的數(shù)值大。（2設(shè)計計算:m _33 2KT2 “aYSa、32 1.05 1.4289 1052Z31 2820.015 = 1.79mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

27、計算的模數(shù)，因為齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(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 即模數(shù)與 齒數(shù)的乘積）有關(guān)，再根據(jù)中心距的取整關(guān)系，可取由 彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4,按接觸強(qiáng)度算得分度圓直徑d3 = 79.34mm，算出小齒輪齒數(shù)z3 =20，大齒輪齒數(shù)乙二 UZ3 二 20 3.27 二 65這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng) 度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避 免浪費(fèi)。4幾何尺寸計算<1 ）計算分度圓直徑d3 = Z3m = 204 = 80 mmd4 =z4m =65 4 = 260mm<2)計算中心距a2 =(d3

28、 d4)/2 =(80 260)/2 =170 mm(4)計算齒輪寬度b 二 dd3 二80mm取 B 80 mm ；B2 = 70mm5驗算2T2d32 1.4289 10580二 3572.25N1 3572.2580=44.65N / mm : 100 N / mm，所以合適第三部分軸的設(shè)計一高速軸的設(shè)計1、選擇軸的材料因為減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特 殊要求故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理.2、初步計算軸的最小直徑當(dāng)軸的支承距離為定時，無法有強(qiáng)度確定軸徑，要用 初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確rp定軸徑d,計算公式：d _A。3，選用45號調(diào)質(zhì)V n鋼，查機(jī)

29、設(shè)書表15-3，得Ao =112；3.667d _1123= 17.507 mmV 960在第一部分中已經(jīng)選用的電機(jī) 丫132M2-6,D=38查指導(dǎo)書P128,選用聯(lián)軸器LH3,故d1，0mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計<1 ）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案：IM .". ”I' r1 ；21-<2 ）各軸的直徑和長度1 ）、聯(lián)軸器采用軸肩定位 d 30 mm，半聯(lián)軸器與 軸的配合的轂孔長度 L=82mm為了保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 L80mm ；2 ）、初步確定滾動軸承因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉(zhuǎn)速較高， 載荷大，故選

30、用深溝球軸承6008，d D B = 40mm 68mm 15mm，故d3 =40mm, L3 = 13mm ；3 ）、當(dāng)直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時，則直徑變化值要大些，一般可取6-8mm還考慮到軸承定位直徑，故 d4 = 46mm ， L4 =110 mm ；4 ）、當(dāng)軸徑變化僅為了裝配方便或區(qū)別加工表面時，不承受軸向力也不固定軸上零件的，則相鄰直徑變 化較小，稍有偏差即可，其變化應(yīng)為 1-3，第二段軸上 要加密圭寸圈，所以按密圭寸圈標(biāo)準(zhǔn)選擇，即d2 =35mm ，d46mm, de = 46mm，d 40mm，L2 = 47 mm 丄5 = 4mm 丄6 = 4, L

31、7 = 31<3 ）軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接，dt = 30mm , Lt = 80mm，查表選用鍵為b h L =10 8 70,滾動軸承與軸的軸向定位采用過度配合保證，選用直徑尺寸公差 m6<4）確定軸向圓角和倒角尺寸參照表，去軸端倒角145 ，各軸肩出圓角半徑為 0.6mm<5）求軸上的載荷1）、求軸上的力d = mt x Zt=26 X2 =52 mmF-2T2Ft1 - d32 x 36 48 x 10=1403 .279 N ，54Fr1 = Ft x tan 20 " = 510 .752 N圓周力Ft1,徑向力Fr1,的

32、方向如下圖所示:首先根據(jù)受力分析圖，計算出以下數(shù)據(jù)6 ）按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度載荷水平面H垂直面V支持力FNH1 =1005.23N,FNV1 =365.87N，F(xiàn)FNH 2 = 398.05NFnv2 =144.87N彎矩MM H =82793 N *mmM V = 30134 N *mm總彎矩m =JmH +mV廠=88107N *mm扭矩T =3.64852x 104 N *mm進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度，根據(jù)式15-5）及商標(biāo)所給數(shù)據(jù)，并取a=0.6*；M 2 +(aT)2 _(88107 2 +(0.6x36485)2 _ 9 3”0.1 4639.3

33、2 7其中W遲二53前面以選定軸的材料為45調(diào)質(zhì)），查15-1得卜丄I - 60MPa，因此匚ca ”：1 安全。7）軸承壽命的計算1）已知軸承的預(yù)計壽命 L=2 X 8X 300X 5=24000h由所選軸承系列6008，可查表知額定動載荷C=17KN>Fr 二 1005.232365.872 =1069N2當(dāng)量動載荷PP = fp *Fr= 1.1 1069 =1175 .9 N 查表得P =1.13）演算軸承壽命Lh =10617103660(冊宀157964沁所以該軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承6008<8）鍵的校核1 ）選用鍵的系列b h I =10 8 70T=36.

34、49N*mm2 ）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料是鋼，由教材查得許用應(yīng)力t 100 120 MPa，取t J-110MPa，鍵的工作長度L=L-b=60mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=4由下式2T 103236490' p 一 kid一 4 6030=10.14MPa ：110MPa，所以合適中速軸的設(shè)計1、選擇軸的材料該軸同樣選取45號鋼、調(diào)質(zhì)處理。查表得：許用彎曲應(yīng)力匚I - 60MPa，屈服極限匚s =355 MPa。2、初步計算軸的最小直徑根據(jù)表15-3，取A0 =112，于是有dmin =A°3；電 =112X*32486= 27.5978 mm

35、和口V 233根據(jù)軸承的尺寸選定dmin = 45mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計<1 ）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下I11!1 IVVVI<2 ）各軸的直徑和長度1）根據(jù)dmin = 45mm，選用深溝球軸承6009,尺寸參數(shù) d D B =45 75 16得di =d5 =45mm為了使齒輪3便于安裝，故取d2 =50 mm，軸承第三段啟軸向定位作用，故d3 = 58 mm，第四段裝齒輪2，直徑d 4 = 50mm ；2）第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的尺寬略小，所以L2 =78mm,L4 =48mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)需要L3 =15mm，

36、 L1 = 38mm， L5 = 43mm。<3）軸上零件的軸向定位齒輪的軸向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)d2 =50 mm ， L2 =78mm，查表6-1得第二段鍵的尺寸為b h I =14 9 60，第四段鍵尺寸為b h I =14 9 40，滾動軸承與軸采用過度配合來保證，選用直徑尺寸公差m6<4 ）軸上零件的軸向定位軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與套筒定位，齒輪用套筒與軸肩定位；<5）確定軸向圓角和倒角尺寸參照表，去軸端倒角145，各軸肩出圓角半徑為 0.6mm<6 ）求軸上的載荷1 ）求軸上的力受力分析如下圖所示:Fr3210FNH3, Ft2fNH4Ft3

37、計算結(jié)果見下表載荷水平面H垂直面V支持FFnh3 =188.44N,fnv3 = 68.59 N，F(xiàn)nH4 =1980.62NFnv4 = 720.89N彎矩MMH1 =11306.21N *mmM V1 =4115.12N *mmM H 2 =138643.57N *mmM V2 =50462.13N *mmM1 uQM +M= 1203182N *mm總彎矩-M2 =杯2 +M：2= 14754141N扭矩T =4.441792X1Q 4 N mm<6）按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度綜上所述，校核危險截面，根據(jù)式<15-5）及商標(biāo)所給數(shù)據(jù)，并取a=0.6ca-12.023 M2 (

38、aT)2 _ (1475 103)2 (0.6 444179)23W0.1 45W 二其中.3d320.1d3前面以選定軸的材料為45<調(diào)質(zhì)），查15-1得J - 60MPa，因此匚ca1安全。<7）軸承壽命的計算1）已知軸承的預(yù)計壽命 L=2 X 8X 300X 5=24000由所選軸承系列6209，可查表知額定動載荷C=31.5R 二.(188.4)2(1980.62)2 = 2107.734382 N2當(dāng)量動載荷PP 二 fp *Fr =1.12107 .734382 = 2318 .50782 N查表得fP =1.13）演算軸承壽命10660h(P)106 ( 21 103

39、)360 233(2318.50)= 53153 24000所以該軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承6009<8）鍵的校核齒輪3上的鍵1 ）選用鍵的系列b h I =14 9 602 ）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料 是鋼，由教材查得許用應(yīng)力t J- 100 -120 MPa，取E】=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=46mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=4.52T 10kid2 1428934.54650= 27.612 MPa : 110 MPa所以合適齒輪2上的鍵3）選用鍵的系列 b h l =14 9 404 ）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料是鋼，

40、由教材查得許用應(yīng)力t J- 100 -120MPa ，取&】=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=26mm鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度K=0.5h=4.52T 10kld2 1428934.52650二 48.85 MPa:110 MPa以合適4）進(jìn)行精確校核截面III > IV受扭矩作用、雖然鍵槽、軸肩及 過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng) 度，但因為軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕的確 定的，所以截面III > IV均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面II和III處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重； 從受載的情況來看，截面II、III之間雖然應(yīng)力最

41、大，截面III和IV應(yīng)力情況相近，V、VI截面不 受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校 核。截面II > III之間雖然應(yīng)力大，但是應(yīng)力集中 不大，而這里軸徑也較大，故不必校核。所以只需 校核II截面左右兩側(cè)即可截面II左側(cè)W =0.1d3 =0.1 453 mm3 = 9112.5mm3抗扭截面系數(shù)3333Wt =0.2d3 =0.2 453 mm3 = 18225mm3截面II右側(cè)的彎矩M=80093.9N截面II上的扭矩 TII -142.8936Nm截面II上的彎曲應(yīng)力為M8.789MP W截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力比二 7.841MPWT軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1

42、查得；B =640MPa= 275MPa 4 =155MPa截面上因為軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)r 2 5-二及：r按附表3-2查取。因d= 0.055D 50T 二仁11，經(jīng)插值后可查得:- - 2.0=1.32又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為q ；- = 0.82 q =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式 <機(jī)械設(shè)計書 附3-4 ）為k ；一一 = 1 q ；_( ： ；_ _ 1) =10.82(2.0 _1) =1.82k 1 q (1) = 10.82(1.32 _1) = 1.272由附圖3-2得尺寸系數(shù)；;一°.75由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)；.二°.

43、88軸按磨削加工，由附圖3-2得表面質(zhì)量系數(shù)為丄二-心2軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即-q二1，則按式<3-12) 及<3-12a )得綜合系數(shù)值為K 比 丄 _1 = 2.5136K = -1 =1 .5324又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù):.-0.1 0.2 取-0.1=0.05 0.1 取 =0.05所以軸在截面II右側(cè)的安全系數(shù)為= 12.447s25.024K CT + 屮 Ia. mS -S：11.1446 S =1.52可知其安全截面II右側(cè) 抗彎截面系數(shù)3333W =0.1d=0.1 50 mm = 12500mm抗扭截面系數(shù)3 333Wt =0.2d=0.2 50 m

44、m =25000 mm截面II右側(cè)的彎矩M=80093.9N截面II上的扭矩Tn =142.8936N *m截面II上的彎曲應(yīng)力為jEPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力TTiiWT= 5.716MPa軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得二 B =640MP = 275MPa j =155MPa截面上因為軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù):飛及-按附表3-2查取。因 過盈配合處的kJ:值，由附表3-8用插入法求出 并取k ./ ；. "8k丿g于是得k；_/ ；一=2.26 k / ； =1.808軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為"巾92故得綜合系數(shù)為K；：.-二乞 丄-1

45、 二 2.346956522爲(wèi) 1K. -1-1.8949所以軸在截面II右側(cè)的安全系數(shù)為-=18.2868mT 4S127.8863K cr + 屮 Ia. m一 ： 15.2920 S =1.5.s2 s2故該軸在截面II左右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，該軸的設(shè)計計算 結(jié)束。低速軸的設(shè)計1選擇軸的材料該軸同樣選取45號鋼、調(diào)質(zhì)處理。查表得：許用彎曲應(yīng)力J-60MPa ,屈服極限二s = 35別卩8。2 、初步確定軸的最小直徑當(dāng)軸的支承距離為定時，無法有強(qiáng)度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力仁A。確定軸徑d

46、,計算公式：n，選用45號調(diào)質(zhì)鋼，查機(jī)設(shè)書表15-3，得A0 =1129.41dmin _112 93.61=40.2774mm初選聯(lián)軸器LH4,初定軸的最小直徑dmin =40.2774 mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計<1 ）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案：r-ttPp<2 ）各軸的直徑和長度1 ）聯(lián)軸器采用軸肩定位 d 50mm,半聯(lián)軸器與軸 的配合的轂孔長度 L=112mm為了保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 L? = 110mm2 ）初步確定滾動軸承因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉(zhuǎn)速較小， 載荷大，故選用深溝球軸承 6010，d D B =50mm 80mm 16mm,故 di 二 d5=50mm,為了便于齒輪安裝d 2 = 51 mm，為了使齒輪有較好的軸向 定位，取 d 3 = 56 mm , d 4 = 50 mm , d 6 = 45 mm ；軸承B=16mm為了便于安裝，L5