二級斜齒輸入聯(lián)軸器輸出開式齒輪F=6500 V=0.4 D=327 6X2

1、機械設(shè)計（論文）說明書 題 目：二級斜齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄第一部分 課程設(shè)計任務書-3第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案-3第三部分 電動機的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計-8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計-22第九部分 潤滑與密封-24設(shè)計小結(jié)-25參考文獻-25第一部分 課程設(shè)計任務書一、設(shè)計課題： 設(shè)計兩級展開式圓柱齒輪減速器,工作機效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失,使用期限6年(300

2、天/年),2班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計要求:1.減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪等零件圖各一張。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟:1. 傳動裝置總體設(shè)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. 齒輪的設(shè)計6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計7. 鍵聯(lián)接設(shè)計8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計9. 潤滑密封設(shè)計10. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮

3、到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將開式齒輪設(shè)置在低速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇開式齒輪傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.99×0.993×0.972×0.95×0.96=0.81h1為聯(lián)軸器的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為開式齒輪傳動的效率,h5為工作機的效率（包括工作機和對應軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=0.4m/s工作機的功率pw:pw= 2.6 KW電

4、動機所需工作功率為:pd= 3.21 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 23.4 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，開式齒輪傳動的傳動比范圍為i1 = 25，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia= 16200，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = ( 16200 )×23.4 = 374.44680r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M1-6的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳

5、動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=960/23.4=41（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為開式齒輪和減速器的傳動比。為使開式齒輪傳動外廓尺寸不致過大，選取i0=2.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=41/2.5=16.4取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.55第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/4.62 = 207.8 r/

6、minnIII = nII/i23 = 207.8/3.55 = 58.5 r/minnIV = nIII/i0 = 58.5/2.5 = 23.4 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 3.21×0.99 = 3.18 KWPII = PI×h2×h3 = 3.18×0.99×0.97 = 3.05 KWPIII = PII×h2×h3 = 3.05×0.99×0.97 = 2.93 KWPIV = PIII×h2×h4 = 2.93×0.99&

7、#215;0.95 = 2.76 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 3.15 KWPII' = PII×0.99 = 3.02 KWPIII' = PIII×0.99 = 2.9 KWPIV' = PIV×0.99 = 2.73 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 31.9 Nm 所以：TI = Td×h1 = 31.9×0.99 = 31.6 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 31.6

8、×4.62×0.99×0.97 = 140.2 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 140.2×3.55×0.99×0.97 = 478 NmTIV = TIII×i0×h2×h4 = 478×2.5×0.99×0.95 = 1123.9 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.99 = 31.3 NmTII' = TII×0.99 = 138.8 NmTIII' = TIII×

9、0.99 = 473.2 NmTIV' = TIV×0.99 = 1112.7 Nm第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 25，則：Z2 = i12×Z1 = 4.62×25 = 115.5 ?。篫2 = 116 2） 初選螺旋角:b = 13.50。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺

10、寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.6 2) T1 = 31.6 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.677 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91 8

11、) 由式8-19得:Ze = = = = 0.772 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×960×1×6×300×2×8 = 1.66×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.66×109/4.62 = 3.59×108 12) 由圖8-19查得接觸

12、疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.88×650 = 572 MPasH2 = = 0.9×530 = 477 MPa許用接觸應力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 38.5 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 1.5 mm取為標準值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos

13、= 13.50 4) 計算齒輪參數(shù)：d1 = = = 51 mmd2 = = = 239 mmb = d×d1 = 51 mmb圓整為整數(shù)為：b = 51 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 2.56 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為8級。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.44。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.677 8) 由式8-4得：eb = 0.318yd

14、Z1tanb = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91 9) eg = ea+eb = 3.587 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.772 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1239.2 N = = 24.3 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos13.50) = 20.50 1

15、5) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.61×10-3b = 1.46 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.2×1.46 = 1.93計算K值滿足要求，計算結(jié)果可用。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos313.50 = 27

16、.2ZV2 = Z2/cos3b = 116/cos313.50 = 126.2 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/27.2+1/126.2)×cos13.50 = 1.689 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.91查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.88 5) = = 3.15前已求得:KHa = 1.2<3.15，故?。篕Fa = 1.2 6) = = = 11.33且前已求得:KHb = 1.46，由圖

17、8-12查得：KFb = 1.43 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.2×1.43 = 1.89 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17應力校正系數(shù):YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.66×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N2 = 3.59×108 11) 由

18、圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.86 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 323.1sF2 = = = 251.4 = = 0.01284 = = 0.0158大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.14 mm1.142所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 51 mmd2 = 239 mmb = yd×d1 = 51 mmb圓整為整數(shù)為：b = 51 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 56 mm b2 = 51 mm中心距：a

19、= 145 mm，模數(shù)：m = 2 mm（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 26，則：Z4 = i23×Z3 = 3.55×26 = 92.3 取：Z4 = 92 2） 初選螺旋角:b = 110。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.6 2) T2 = 14

20、0.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.691 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×26×tan110 = 1.61 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.769 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.

21、99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×207.8×1×6×300×2×8 = 3.59×108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 3.59×108/3.55 = 1.01×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失

22、效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH3 = = 0.9×650 = 585 MPasH4 = = 0.92×530 = 487.6 MPa許用接觸應力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 63.5 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.4 mm取為標準值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 180.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 110 4) 計算齒輪參數(shù)：d3 = = = 79 mmd4 = = = 28

23、1 mmb = d×d3 = 79 mmb圓整為整數(shù)為：b = 79 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 0.86 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為8級。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.691 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×26×tan110 = 1.

24、61 9) eg = ea+eb = 3.301 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.769 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 3549.4 N = = 44.9 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos110) = 20.40 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos11cos20/co

25、s20.4 = 0.98 16) 由表8-3得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.61×10-3b = 1.47 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.2×1.47 = 1.94計算K值滿足要求，計算結(jié)果可用。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 26/cos3110 = 27.5ZV4 = Z4/cos3b = 92/cos3110 = 97.3 2) eaV = 1.88-3.2&

26、#215;(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/27.5+1/97.3)×cos110 = 1.699 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67 4) 由圖8-26和eb = 1.61查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.91 5) = = 2.91前已求得:KHa = 1.2<2.91，故取：KFa = 1.2 6) = = = 11.7且前已求得:KHb = 1.47，由圖8-12查得：KFb = 1.44 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.2×

27、1.44 = 1.9 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.56 YFa4 = 2.21應力校正系數(shù):YSa3 = 1.62 YSa4 = 1.8 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N3 = 3.59×108大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.01×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.89 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式

28、8-15得：sF3 = = = 330.8sF4 = = = 260.2 = = 0.01254 = = 0.01529大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.84 mm1.843所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 79 mmd4 = 281 mmb = yd×d3 = 79 mmb圓整為整數(shù)為：b = 79 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 84 mm b4 = 79 mm中心距：a = 180 mm，模數(shù)：m = 3 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T

29、1:P1 = 3.18 KW n1 = 960 r/min T1 = 31.6 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 51 mm 則:Ft = = = 1239.2 NFr = Ft× = 1239.2× = 463.8 NFa = Fttanb = 1239.2×tan13.50 = 297.3 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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 16.7 mm 輸入軸的最小直徑為

30、安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT1，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.2×31.6 = 37.9 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 36 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 = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 25 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取

31、:l23 = 35 mm。4 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。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)徑標準，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：7206C型角接觸球軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得7206C。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的

32、確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 56 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 84+12+10+8 = 114 mml78 = T = 16 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (B1/2+16+114-14.2)mm = 143.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (B1/2+18+16-14.2)mm = 47.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（

33、見圖b）：FNH1 = = = 309.2 NFNH2 = = = 930 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 155.3 NFNV2 = = = -308.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 309.2×143.8 Nmm = 44463 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 155.3×143.8 Nmm = 22332 NmmMV2 = FNV2L3 = -308.5×47.8 Nmm = -14746 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M

34、1 = = 49756 NmmM2 = = 46844 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 4 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 3.05 KW n2 = 207.8 r/min T2

35、 = 140.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 239 mm 則:Ft = = = 1173.2 NFr = Ft× = 1173.2× = 439.1 NFa = Fttanb = 1173.2×tan13.50 = 281.5 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 79 mm 則:Ft = = = 3549.4 NFr = Ft× = 3549.4× = 1316 NFa = Fttanb = 3549.4×tan110 = 689.6 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸

36、的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 26.2 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：7206C型角接觸球軸承，其尺寸為：d×D×T = 30×62×16 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，則：l23 = 49 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 m

37、m，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 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 = 79 mm，l45 = 84 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7206C軸承查手冊得a = 14.2 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (51/2

38、-2+38.5-14.2)mm = 47.8 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (51/2+14.5+b3/2)mm = 82 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+27-14.2)mm = 61.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2025.4 NFNH2 = = = 2697.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 222.8 NFNV2 = = = -1099.7 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 2025.4×47.8 Nmm = 96814 N

39、mmMH2 = FNH2L3 = 2697.2×61.8 Nmm = 166687 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 222.8×47.8 Nmm = 10650 NmmMV2 = FNV2L3 = -1099.7×61.8 Nmm = -67961 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：M1 = = 97398 NmmM2 = = 180009 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強度。必

40、要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 30 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 2.93 KW n3 = 58.5 r/min T3 = 478 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 281 mm 則:Ft = = = 3402.1 NFr = Ft× = 3402.1× = 126

41、1.4 NFa = Fttanb = 3402.1×tan110 = 661 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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 41.3 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝小錐齒輪處的軸徑d12，由于鍵槽將軸徑增大4%，故選?。篸12 = 43 mm，?。簂12 = 40 mm。小錐齒輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 48 mm。小錐齒輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要

42、求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。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)徑標準，故?。篸34 = d78 = 50 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:7210C型角接觸球軸承，其尺寸為：d×D×T = 50mm×90mm×20mm。由軸承樣本查得7210C型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故?。篸45 = 57 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

43、低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 77 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×57 = 3.99 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×3.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 20 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 51+10+8+5+12+2.5-10 = 78.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 20+8+10+2.5+2 =

44、42.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)7210C軸承查手冊得a = 19.4 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (79/2+10+78.5+20-19.4)mm = 128.6 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (79/2-2+42.5-19.4)mm = 60.6 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1089.7 NFNH2 = = = 2312.4 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 894.9 NFNV2 = = = -366.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L

45、2 = 1089.7×128.6 Nmm = 140135 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 894.9×128.6 Nmm = 115084 NmmMV2 = FNV2L3 = -366.5×60.6 Nmm = -22210 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 181334 NmmM2 = = 141884 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較

46、大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 18.3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×

47、;20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×45mm，接觸長度:l' = 45-10 = 35 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×35×35×120/1000 = 294 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l =

48、16mm×10mm×70mm，接觸長度:l' = 70-16 = 54 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×54×57×120/1000 = 923.4 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×36mm，接觸長度:l' = 36-12 = 24 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8

49、5;24×43×120/1000 = 247.7 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh = 6×2×8×300 = 28800 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×463.8+0×297.3 = 463.8 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 463.8× = 5490

50、 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:7206C軸承，Cr = 17.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 9.81×105Lh所以軸承預期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1316+0×689.6 = 1316 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 1316× = 9354 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:7206C軸承，Cr = 17.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.98×105Lh所以軸承預期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1261.4+0×6