二級展開式圓柱齒輪傳動減速器設(shè)計說明書Ⅱ資料

1、目錄5一.工作條件5二.原始數(shù)據(jù)5三.設(shè)計內(nèi)容5四.設(shè)計任務(wù)5五.設(shè)計進(jìn)度666. 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇7. 電動機(jī)容量的選擇7. 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇7. 電動機(jī)型號的選擇7 8. 總傳動比8. 合理分配各級傳動比8三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算8 9. 高速嚙合齒輪的設(shè)計9. 低速嚙合齒輪的設(shè)計14三. 滾筒速度校核1919. 初步確定軸的最小直徑19. 軸的設(shè)計與校核2030. 高速軸上軸承（ 6208）校核30. 中間軸上軸承（ 6207）校核31. 輸出軸上軸承（ 6210）校核3234一. 鍵的選擇34二. 鍵的校核3435一. 高速軸與電動機(jī)之間的聯(lián)軸器35二. 輸出軸與電動機(jī)

2、之間的聯(lián)軸器3536. 通氣孔36. 油面指示器36. 起吊裝置36.油塞36.36. 軸承蓋3737一. 齒輪潤滑372. 滾動軸承潤滑37. 密封方法的選擇3737383機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計用于帶式運輸機(jī)傳動系統(tǒng)的齒輪（蝸輪）減速器一工作條件連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)、 載荷平穩(wěn)、 室內(nèi)工作、 有粉塵 (運輸帶與滾筒摩擦阻力影響已在 F 中考慮 )。二原始數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力 F（ N）：2500卷筒的直徑 D（ mm）：400運輸帶速度 V （ m/s）：1.1運輸帶速度允許誤差5%使用年限（年） ：10工作制度（班 /日）：1生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7-8級齒輪及蝸輪；動力來源：電

3、力、三相交流380/220 伏。三設(shè)計內(nèi)容電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算；齒輪傳動設(shè)計計算；軸的設(shè)計；滾動軸承的選擇與校核；鍵和連軸器的選擇與校核；裝配圖、零件圖的繪制；設(shè)計計算說明書的編寫。四設(shè)計任務(wù)減速器總裝配圖一張；齒輪、軸、箱體零件圖各一張；設(shè)計說明書一份。4五設(shè)計進(jìn)度1、 第一階段：傳動方案的選擇、傳動件參數(shù)計算及校核、繪制裝配草圖2、 第二階段：制裝配圖；3、 第三階段：繪制零件圖。傳動方案的擬定及說明一個好的傳動方案， 除了首先滿足機(jī)器的功能要求外， 還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及維護(hù)方便。要完全滿足這些要求是很困難的。在擬訂傳動方案和對多種傳動方案進(jìn)行

4、比較時，應(yīng)根據(jù)機(jī)器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。根據(jù)工作條件和原始數(shù)據(jù)可選方案二， 即展開式二級圓柱齒輪傳動。因為此方案工作可靠、傳動效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)行好，但也有一缺點，就是寬度較大。其中選用斜齒圓柱齒輪，因為斜齒圓柱齒輪兼有傳動平穩(wěn)和成本低的特點，同時選用展開式可以有效地減小橫向尺寸。示意圖如下：1電動機(jī)； 2聯(lián)軸器； 3齒輪減速器；4聯(lián)軸器； 5鼓輪；6帶式運輸機(jī)實際設(shè)計中對此方案略微做改動， 即：把齒輪放在靠近電動機(jī)端和滾筒端。（其他們的優(yōu)缺點見小結(jié)所述）5電動機(jī)的選擇( 以下公式引用自1P 78)一.電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載

5、荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)，無特殊要求。所以選用常用的封閉式 Y 系列三相異步交流的電動機(jī)。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便、價格低等優(yōu)點。二.電動機(jī)容量的選擇1. 工作機(jī)所需功率 Pwpw = 2.75kw知 F=2500 NV=1.1m/s所以 pwFV2500 1.1 kw 2.75kw100010002.電動機(jī)的輸出功率pdpdpw /= 0.895=聯(lián)軸承3齒2聯(lián) 0.990.993 0.97 20.99 0.895pdkwpdpw /kw3.確定電動機(jī)額定功率PedPed =4kw因為 Ped 應(yīng)等于或稍大于pd 。故選擇 Ped =4kw 的電動機(jī)。三.電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇工作機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)

6、速Nw60*1000* V /D =60*1000*1.1/ （ 3.14*400 ） =52.55r/min因為兩極傳動的總傳動比最好不要超過20，故電動機(jī)的同步轉(zhuǎn)小于等于 NW *20=1051r/min, 同時總傳動比應(yīng)越接近20 越好。故選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min 的電動機(jī)。6四.電動機(jī)型號的確定根據(jù)上面步驟的計算，查表選出電動機(jī)型號為Y132M1-6, 其額定功率為 4kW ，滿載轉(zhuǎn)速960r/min ?；痉项}目所需的要求。（ 1P196 表 20-1 ）電動機(jī)型號：Y132M1-6傳動裝置的運動和動力參數(shù)(以下公式引用自1P810)一.總傳動比由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm 和工作

7、機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nW 可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：i總 nm / nW其中nm =960r/minnW 52.55r/mini總 18.27故： i 總 18.27二.合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以選i1 1.3i 總 。i1 =4.873由=18.27 ，得i2 =3.749i總i1 =4.873，i2 =3.749三.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1. 各軸轉(zhuǎn)速n1 =960r/min高速軸： n = Nm =960r/minn2 =197.0r/min1中間軸： n2 = n1 / i1 =960/4.873=197.00r/minn3 =52.55r/min7輸出軸： n

8、3 = NW = n2 / i2 =197.00/3.749=52.55r/min各軸輸入功率計算p1 = pd聯(lián) =3.07*0.99=3.039kwp2 = p1軸承齒 =3.039*0.99*0.97=2.919kwp3 = p2軸承齒 =2.919*0.99*0.97=2.803kw各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)轉(zhuǎn)矩T=9550 pd / n1 =9550*3.07/960N.m=30.540 N.mT1=9550 p1 / n1=9550*3.039/960 N.m =30.232 N.mT2 =9550 p2 / n2 =9550*2.919/197.00 N.m =141.505 N.mT

9、3 =9550 p3 / n3 =9550*2.803/52.55 N.m =509.394 N.m附：各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機(jī)高速軸中間軸輸出軸鼓 輪軸IIIIII轉(zhuǎn)速960960197.0052.5552.55（ r/min ）功率（ kW ）43.0392.9192.8032.75轉(zhuǎn)矩30.54030.232141.505509.394510.499（ N m）傳動比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801p1=3.039kwp2 =2.919kwp3 =2.803kwT=30.540 N.mT1=30.232 N.mT2 =141.5

10、05N.mT3 =509.394N.m傳動件的設(shè)計計算一.高速嚙合齒輪的設(shè)計（以下公式引用自2 第十章）1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)7 級精度1） 按方案（ 2）所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高， 故精度等級選用7 級精度8（GB10095-88 ）；Z1 203） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS ，大齒輪材料為Z29745 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS ，二者材料硬度差為 40HBS。Z1 20，大齒輪齒數(shù) 144） 試選小齒輪齒數(shù)Z2 97；5） 選取螺旋角。初選螺旋角 142 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計

11、按式（ 10 21）試算，即3 2KtT12u 1 ZH ZEd1tu dH1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選 Kt 1.6（ 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 =30.232N.m（ 3）由圖 10 30 選取區(qū)域系數(shù)ZH 2.433（ 4）由表 10 7 選取齒寬系數(shù)d 1（ 5）由圖 10 26 查得 0.75， 0.875，12則 0.75 0.875 1.6251 26） 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE 189.8 Mpa1/2（ 7）由圖10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim1H lim2 550MPa；（

12、 8）由式 10 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60 n1 j Lh 60 9601（ 8 300 10）1.382 109 hN2 N1 / i1 1.382 109 /4.873=2.837 108 h9） 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 0.95； KHN 2 1.07Kt 1.6T1 =30.232N.mZH 2.433d 11.625ZE 189.8 Mpa1/29（ 10） 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H1KHN1*H lim10.95 600MPa 570MPaSH2 KHN2*H lim2 1.07 550MPa 5

13、88.5MPaSH(H1H 2 )/2 (570+588.5)=579.25MPa2） 計算（ 1）試算小齒輪分度圓直徑d,1t3 2Kt T12u 1 ZH ZEd1t ud H33221.630.2321014.8732.433189.8=11.6254.873mm=35.73mm579.25（ 2）計算圓周速度 d1t n235.73960=1.8m/sv=100060100060（ 3）計算齒寬 b 及模數(shù) mntb=dd1t =1 35.73mm=35.73mm。mnt = d1t cos= 35.73cos14=1.73z120h=2.25 mnt =2.25 1.73mm=3.8

14、9mmb/h=35.73/3.89=9.19（ 4）計算縱向重合度H =579.25MPad1t 35.73mmmnt =1.730.318d z1 tan1.5860.318 1 20 tan141.586=5） 計算載荷系數(shù) K已知載荷平穩(wěn)，所以取 K A=1根據(jù) v=1.8m/s,7 級精度，由圖 10 8 查得動載系數(shù)KV =1.07；10由表 10 4 查的 KH的計算公式和直齒輪的相同。故K H =1.12+0.18(1+0.6 12)112+0.23 10 3 35.73=1.586由表 10 13 查得KF=1.33由表 103 查得 K H= KF=1.4。故載荷系數(shù)K= K

15、A KV KH KHK=2.13=1 1.07 1.42 1.4=2.13（ 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 1010a）得d1 39.31mm33d1d1t K / Kt=35.732.13/1.6 mm=39.31mm（ 7）計算模數(shù) mnmn =1.91mmmnd1 cos39.31 cos14=20mm=1.91mmz13 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 (10 17)312Y Ymn2KTY cos2Fa Sad z1F1） 確定計算參數(shù)K=1.99（ 1）計算載荷系數(shù)K= KA KV KFKF=1 1.071.33 1.4=1.992）根 據(jù) 縱 向 重 合 度 = 0.

16、318 z tan =0.318 1 20 1tan14。Y 0.88=1.586，從圖 10 28 查得螺旋角影響系數(shù)Y 0.88（ 3）計算當(dāng)量齒數(shù)ZV 1= Z1 /cos3 =20/cos 3。14=21.8911ZV 2 = Z2 /cos3 =97/cos 3。14=103.99（ 4）查取齒型系數(shù)由表 10 5查得 YFa1 =2.724 ； YFa2 =2.175（ 5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10 5 查得 Y =1.569； Y =1.793sa1sa2（6）計算F 由圖（ 10-20C ）查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500MpaFE 2 =380Mpa7）由圖（ 1

17、0-18 ）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 =0.88KFN 2 =0.91（ 8）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：F 1KFN1FE1=0.88 500=SMpa =314.29Mpa1.4F 2KFN 2FE 20.91 380=S=Mpa =247MPa1.4（ 9）計算大、小齒輪的YFaYSa 并加以比較FYFa1YSa1 =2.7241.569=0.01360F1314.29YFa 2YSa2 =2.1751.793=0.01579F2247大齒輪的數(shù)值大2） 設(shè)計計算m3 2 1.99 30.232103 0.88 cos2 14 0.0

18、1579n12021.625=1.34YFa1 =2.724YFa2 =2.175Ysa1=1.569Ysa2 =1.793大齒輪的YFa 2YSa2F2=0.01579mn1.3412對比計算結(jié)果， 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn 大于由齒mn =1.5根 彎 曲 疲 勞 強(qiáng) 度 計 算 的 法 面 模 數(shù) mn ， 取 mn =1.5 ， 則Z =271Z135.73 cos14Z2 =131=23.112取 Z =27，則 Z2= Z i1 =27 4.873=131114 幾何尺寸計算1)計算中心距z1 z2 mn(27 131)1.5a=122.13mma=122mm2cos2

19、cos14a 圓整后取 122mm按圓整后的中心距修正螺旋角 =13.76=arcosz1 z2 mn(27131) 1.52a=2=13.76122由于 值改變不大，故參數(shù) 、K 、 ZH 等不大，不用修正3)計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=41.695mmd1Z1mn271.5=41.695mmd2 =202.306mmcos cos13.76Z2 mn=1311.5=202.306mmd2 cos cos13.76B1 =42mm4)計算齒輪寬度d1B2b d=141.695 mm=41.695mm=47mm=圓整后取B1 =42mm ， B2 =47mm5 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。 因齒

20、輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)略。二.低速嚙合齒輪的設(shè)計（以下引用公式均為2 第十章）131 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)Z1 251） .試選小齒輪齒數(shù)Z1 25，大齒輪齒數(shù) Z2 94；Z294其他參數(shù)和上對齒輪一樣2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（ 10 21）試算，即32KtTu 1ZZ2HEd21tud HT =141.505N.m1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值21） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2 =141.505N.m（ 2）由圖 1026查 得 0.778 ， 0.884 ， 則 =1.66212 0.7780.884 1.66212

21、（ 3）由式 10 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 60 n j L h 60197.00 1（ 8 300 10）112.837 108 hN2 N1/ i1 2.837 108 /3.749=7.566107（ 4）由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 1.07；KHN 2 1.16。（ 5）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（ 1012）得H 1KHN1*H lim1 1.07 600MPa 642MPaSH 2KHN2*H lim2 1.16 550Mpa 638MPa H =640MPaSH( H1H 2 )/2 (642+638)Mpa=640MPa其他

22、數(shù)據(jù)和上對齒輪的數(shù)據(jù)一樣2） 計算14（ 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t32KtT1u 1 ZH ZE2d1t uHd31.6141.50510313.7492.43322189.811.662mm3.749640=56.43mm（ 2）計算圓周速度 d1t n256.43 197.00v=1000=60=0.58m/s601000（ 3）計算齒寬 b 及模數(shù) mntd1t=156.74mm=56.43mmb= dmnt = d1t cos=56.43cos14。 =2.19z125h=2.25 mnt =2.25 2.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（ 4）計算

23、縱向重合度= 0.318dz1 tan= 0.318 125tan14 =1.9825） 計算載荷系數(shù) K已知載荷平穩(wěn)，所以取 K A=1根 據(jù) v=0.58m/s,7 級 精 度 ， 由 圖 10 8 查 得 動 載 系 數(shù)KV =1.035 ；由表 10 4 查的 K H的計算公式和直齒輪的相同。故KH =1.12+0.18(1+0.6 12) 12+0.23 103 56.74=1.42由圖 1013 查得 KF=1.33由表 103 查得 KH= KF=1.4。故載荷系數(shù)K= KA KV KHKHd1t =56.43mmmnt =2.19=1.982K=2.0615=1 1.035 1

24、.4 1.42=2.06（ 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10 10a）得d33 2.06 /1.6 mm=61.39mm= d1t K / Kt = 56.431（ 7）計算模數(shù) mnd1cos61.39 cos14mn=mm=2.38mmz1253 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 (10 17)32KT2Y cos2YFaYSamn 2 zd1 F1） 確定計算參數(shù)（ 1）計算載荷系數(shù)K=K A KV K F KF =1 1.035 1.4 1.35=1.96（ 2）根據(jù)縱向重合度=0.318 dz1 tan 0.3181 25tan14=1.982，=從圖 10 28 查得螺旋

25、角影響系數(shù)Y 0.88（ 3）計算當(dāng)量齒數(shù)。ZV 1 = Z1/cos 3 =25/cos 3 14 =27.37。ZV 2 = Z2 /cos3 =94/cos 3 14 =102.90（ 4）查取齒型系數(shù)由表 10 5 查得 YFa1 =2.564； YFa 2 =2.178（ 5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10 5 查得 Ysa1 =1.637 ； Ysa2 =1.7926） 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 =0.91KFN 2 =0.937） 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 =0.91d1 =61.39mmmn =2.38mmK=1.96Y 0.88YF

26、a1 =2.564YFa2 =2.178Ysa1 =1.637Ysa2 =1.79216KFN 2 =0.93（ 8）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 FN1FE10.91 500F 1S=1.4Mpa =325Mpa=KFN20.93 380F 2SFE2 =1.4Mpa =252.43MPa（ 9）計算大、小齒輪的YFaYSa 并加以比較FYFa1YSa1 =2.564 1.637=0.01291F 1325YFa2YSa2 =2.1781.792=0.01546F 2252.43大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算321.96 141.505103

27、0.88 cos2 140.01546mn 121.66225=1.90mm對比計算結(jié)果， 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn ，取 mn =2，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d1 =61.39mm 應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1 =d1 cos61.39cos14=29.28mn2取 Z=32 ，則 Z2= Zi1 =32 3.749=12011幾何尺寸計算1） 計算中心距大齒輪的YFa 2YSa2F2=0.01546mn 1.90mmmn =2Z1 =32Z2 =120a=157mm17z1 z2 mn(32

28、 120)2a=156.65mm2cos2cos14 =14.50a 圓整后取 157mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arcosz1 z2mn (32120) 22a=2=14.50157由于 值改變不大，故參數(shù)、 K 、 ZH 等不用修正。d =66.105mm13） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d2=247.895mmZ1mn322d1cos= cos14.50=66.105mmB1 =75mmZ2 mn1202d2cos= cos14.50=247.895mmB2 =70mm4） 計算齒輪寬度b=dd1= 1 66.105 mm=66.105mm圓整后取 B1 =75mm ， B2

29、 =70mm.結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm ，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)見零件圖實際速度v三.滾筒速度校核1.105m / m速度誤差滾筒實際速度0.5%96027323.14400符合要求v1311206010001.105m/ m速度誤差1.1051.1100%0.5%5%1.1故齒輪設(shè)計符合要求軸的設(shè)計計算一.初步確定軸的最小直徑183P選軸的材料為45 鋼，先由式 d A0初步確定軸的最小直徑N(其中 A0 取 103126)擬定高速軸齒輪為左旋，中間軸齒輪為右旋，則輸出軸齒輪為左旋。（ 2P132 式（ 15 3）3P33.039高速軸：

30、 d A0N= 126mm=18.50m9603P 1203 2.919中間軸： d A0N=29.47mm1973P32.803輸出軸： d A0N= 110=41.41mm52.55二.軸的設(shè)計與校核1.作用在齒輪上的力Ft 12T230.232N=1450.15N=3d41.695 10Fr 1 = Ft1tann=1450.15tan 20N=543.41Ncoscos13.76Fa1 = Ft1 tan=1450.05tan13.76 =355.09N ；同理Ft 3=4109.76NFr 3 =1545.04NFa3 =1062.86N則 Ft 2 = Ft 3 + Ft1 =41

31、09.76+1450.15=5559.91NFr 2 = Fr 3 - Fr 1=1545.04-543.41=1001.63NFa 2 = Fa3 - Fa1 =1062.86-355.09=707.77N滾動軸承的選擇由以上的計算可以看出：三根軸的軸向力都非常小，故選用成本最低的深溝球軸承。Ft1 =1450.15NFr 1 =543.41NFa1 =355.09NFt3 =4109.76NFr 3 =545.04NFa3 =1062.86NFt 2 =5559.91NFr 2 =1001.63NFa 2 =707.77N19高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核確定軸上零件的裝配方案如下圖所示abcde

32、f根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為32mm；軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá) 3mm，所以該段直徑選為 38；c.該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm 的圓角，則軸承選用 6208 型，即該段直徑定為40mm；該段軸要插齒輪；軸肩固定軸承，直徑為 48mm；該段軸要安裝軸承，直徑定為40mm。各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：該段由聯(lián)軸器孔長決定為 60mm；該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為 62mm；該兩段軸安裝軸承和擋油盤， 軸承寬 18

33、mm，并且軸承要離箱體內(nèi)壁 10mm,封油盤要突出內(nèi)壁 2 mm,故該段長度定為 30mm；該段加工齒輪，齒輪寬為 47mm，定為 47mm；該段有低速級齒輪齒寬及其與箱體內(nèi)壁的距離決定，取80mm；該段同 c 段，同為 30mm。所以高速軸的總長為309mm 。軸的校核因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點如下：高速軸的總長為 309mm軸承作用點齒輪中點20按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度水平彎矩 M HM= Fa1*d1/2= 7.402N.mFv1 =314.71NFr 1 =543.41NFv 2Fa1 =355.909N M故其彎矩

34、圖為：豎直彎矩 M V21彎矩圖為：扭矩圖為：22其中 F =314.71Nv1Fv2 =944.9NFty1 = Ft1 *122.5/188=944.9NFty 2 = Ft1 *65.5/188=505.2N則從上可知危險點在受力點，即齒輪中心M H =35.42N.mMV =61.89N.mT=30.232N.m40Cr鋼對稱循環(huán)應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力為 1355MPa ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以0.6 。W=d 3 = (41.695 2.25 1.5)3 10 9= 5.46310 6 m3(MV2MH2) ( T3)2ppW13.47MPa(61.89235.422 )(0

35、.6 30.232)215.46310 613.47MPa 1高速軸選擇高速軸校核安全。合格中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核確定軸上零件的裝配方案如下圖所示：abcde根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑a.a 和 e 段軸用于安裝封油盤和軸承6207，取直徑為 35mm。b.b 段安裝大齒輪，直徑定為38mmIV-V 段分隔兩齒輪，直徑為 45mm。V-VI 段安裝大齒輪，直徑為 38mm。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度a 段軸承寬度為 17mm，由于用脂潤滑，軸承離內(nèi)壁距離為 10mm, 且 b 段的大齒輪離內(nèi)壁為16mm，故 a 段長度為 17+10+16=43mm2 。23b 段為大齒輪的寬度

36、 42mm。c.c 段用于隔開兩個齒輪，長度取為10mmd.d 段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度75mm。e 段為軸承寬度為 17mm，由于用脂潤滑，軸承離內(nèi)壁距離為 10mm，且 d 段的小齒輪離內(nèi)壁為7mm，故 e 段長度為 17+10+7=34mm 。中間軸總長為204mm.軸的校核因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點、水平彎矩、豎直彎矩、扭矩圖如下：55.568.563中間軸總長為204mmFt1Ft 3133.44198.8073.5937.6754.7419.61141.505FV1( Ft 1 131.5Ft363)/18

37、7=（ 1450.15*131.5+4109.76*63 ） /187=2404.33NFV 2( Ft1 55.5Ft 3124)/187=（ 1450.15*55.5+4109.76*124 ） /187=3155.58NFH 1( Fr 3 63M 2M1)/197=（ 1543.04*63-1062.86*66.1/2-355.09*202.394/2） /197N=132.74N24FH 2Fr 3 Fr1 Fv1 (1545.04 543.41 132.74) N 868.89 NFr1 = Fr1 =543.41NFr 3 = Fr 3 =1062.86N5.校核軸的疲勞強(qiáng)度有上

38、面的分析和彎扭圖可知：危險點為兩個齒輪的中點40cr 的強(qiáng)度極限為p 355MPa ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以0.6W=d 3d 3bt (dt )2322d3.14383104(384) 2) 10934.776 1063(238mm32(MV 2MH2) ( T3)2p1W(133.44273.592 )(0.6141.505) 243.54MPap 4.77610 6p222)(T3)245.26MPa(M VM H p p2W(198.80254.742 )(0.6141.505) 245.26MPap 中間軸選用4.77610 6安全故中間軸選用安全。輸出軸機(jī)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

39、見零件圖求軸上的載荷因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點、水平彎矩、豎直彎矩、扭矩圖如下：25其中 Frx1 = 1221.91 NFrx 2 = 323.13NFty1 =1405.97 NFty2 = 2703.79 N精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險截面由彎扭圖可以看出，齒輪中點處彎距矩最大，但應(yīng)力集中非常小，故不是危險面，而在齒輪的右側(cè)，雖彎矩不大，但應(yīng)力較集中，所以判斷為危險截面。截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d30.1 523 10 9 m31.40608 10 5 m3抗扭截面系數(shù)Wt0.2d30.252310 9 m32.81

40、216 10 5 m3界面右側(cè)的彎矩M 為：M H323.133010009.70m3M V2703.79 30100081.11m3故 MM H2M V29.70281.112 N.m81.69N.mM81.69 N .m截面上的扭矩 T3 為T3 =509.394N.m截面上的彎曲應(yīng)力M81.696.54MPabbW1.4060810 56.54MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T3509.394TT18.11MPa18.11MPaWT2.8121610 526過盈配合處的k /k/k /值，由插入法求得，并取0.8，于是得kk3.062.453.060.8（ 2P40 附表 3-8）軸采用磨削加工

41、，表面質(zhì)量系數(shù)為0.92（ 2P40 附圖 3-4）故得綜合系數(shù)為Kk113.06113.150.92Kk 112.45112.540.92（ 2P25 式（ 3-12 ）和 P26 式（ 3-12a）碳鋼特性系數(shù)的確定0.10.2，取0.1，0.050.1 ，取0.05于是，計算安全系數(shù)Sca 值，得S12750 13.35Kam3.15 6.540.1S11556.85Kam2.4518.110.0518.1122ScaS S13.356.856.091.5SS2S213.3526.852（ 2P365366 式 15-6 15-8）故可知其安全。截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d 30.15

42、0310 9 m31.2510 5 m3抗扭截面系數(shù)W0.2d30.250310 9 m32.510 5 m3k3.06k2.453.152.5413.356.85Sca6.0927界面右側(cè)的彎矩M 為M H323.1330 1000 9.70m3M V2703.7930 1000 81.11m3故 MM H2M V29.70281.112 N.m81.69N.m截面上的扭矩 T3 為T3 =509.394N.m截面上的彎曲應(yīng)力M m177.0014.2MPabW1.2510 5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為TT3509.39420.2MPaWT2.510 5由于軸選用45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，所以有B640

43、MPa ，1275MPa ， 1155MPa 。2P355 表 15-1）截面上由于軸肩而形成的理論集中系數(shù)綜合系數(shù)的計算及由 r1.60.032 ，D521.04 ，經(jīng)插值后可查得d50d502.016 ，1.928（ 2P38 附表 3-2 經(jīng)直線插入）軸的材料的敏感系數(shù)為q0.79，q0.82（ 2P37 附圖 3-1）故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k1q (1)10.79(2.0161)1.80k1q (1)10.82(1.9281)1.76查得尺寸系數(shù)為0.73 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.84，2P39 附圖 3-2）（ 2P39 附圖 3-3）軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為0.92 ，（ 2P40

44、 附圖 3-4）M81.69 N .mb14.2 MPaT20.2MPa2.0161.9281.801.7628軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即q1，則綜合系數(shù)值為Kk111.80112.550.730.92Kk11 1.76112.180.840.92（ 2P25 式（ 3-12）和P26 式（ 3-12a）碳鋼特性系數(shù)的確定0.10.2，取0.1，0.050.1，取0.05于是，計算安全系數(shù)Sca 值，得S12757.592.55 14.2 0.1 0KamS11558.48Kam1.7620.20.0520.222ScaS S7.598.485.661.5 SS27.592S28.482故可知其安

45、全。滾動軸承的計算(以下公式引用自1P144 表 15 3). 高速軸上軸承（ 6208）校核1 求兩軸承受到的徑向載荷FF 2F 2314.712944.92995.93Nr 軸1rx1ty1FF 2F 2228.72505.22554.6Nr 軸2rx 2ty22 求兩軸承受到的軸向載荷2.552.187.598.48Sca5.6629F a 軸Fa軸2Fa1355.09177.5N2213 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f p1.2 。Fa軸1Fa軸2177.50.01120.014由于Cor15.8 103Cor(1)對軸承一Fa軸1177.5e0.19 ，F(xiàn)r軸

46、10.18995.9故當(dāng)量載荷PAf pF軸11.2995.93N1195.12Nr(2)對軸承二Fa軸2 177.50.32e0.22 ，由于，F(xiàn)r軸 2554.6所以 Y 1.99 ，。故當(dāng)量載荷為PBf p (0.56F軸YF軸)r22a1.2 （0.56 544.61.99177.5）789.8N4 軸承壽命的校核Lh1106( Cr )106（ 22.8 103）60n1PA609601195.12=1.21105 h24000hLh2106(Cr )106（22.8 103）60n1PB60960789.84.18 105h24000h二. 中間軸上軸承（ 6207）校核1 求兩軸

47、承受到的徑向載荷PA1195.12 NPB789.8NLh1=1.21105hLh24.18 105 h30Fr軸1Frx22Fty22134.142 2404.3322408.07NFF 2F 2867.492 3155.5823272.65Nr軸2rx1ty12 求兩軸承受到的軸向載荷FFFa 2707.77 N 353.9Na軸1a軸2223 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f p1.2 。Fa軸1Fa軸2353.90.02620.028CorCor13.5103(1)對軸承一Fa軸1353.90.147e 0.22 ， 故 當(dāng) 量 載 荷因 為Fr軸12408.07

48、PAf pFr軸11.22408.07N2889.68N(2)對軸承二由于，F(xiàn)a軸2 353.90.108e 0.22 ，F(xiàn)r軸 23272.65所以當(dāng)量載荷為PBf p Fr軸 21.2 3272.65 3927.18N4 軸承壽命的校核Lh1106( Cr )106（19.8 103）60n2PA60197.00 2408.07=4.710424000Lh2106(Cr )106(19.8103)60n2PA60 197.00 3272.6518736h軸承二可用 187367.8年 ，合格300.輸出軸上軸承（ 6210）校核PA2889.68 NPB3927.18 NLh1=4.710

49、4Lh218736h31求兩軸承受到的徑向載荷Fr 軸1Frx21Fty211221.9121405.9721862.74NFr軸2Frx2 2Fty22323.1322703.7922723.03N求兩軸承受到的軸向載荷F a 軸1Fa31062.86N 531.4NF a 軸222求兩軸承受到的當(dāng)量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f p 1.2Fa軸2531.40.02680.028Cor19.8 103對軸承一Fa軸1 531.4由于0.285 e 0.22 ，F(xiàn)r 軸1 1862.76所以 Y1.99 。故當(dāng)量載荷為PAf p (0.56Fr 軸1YFa軸1)1.2 （0.56 18

50、62.74 1.99531.4）2100.6N對軸承二Fa軸2531.40.22 ，因為0.195 eFr軸22723.03故當(dāng)量載荷PBf pFr 軸2 1.2 2723.03N3267.64N軸承壽命的校核Lh1106( Cr )106（ 27.0 103）60n3PA6052.55 2100.6=6.7310524000PA =2100.6 NPB3267.64NLh1=6.7310532Lh2106(Cr )106(27.0 103)Lh260n3PA60 52.553267.641.79 105 h24000h1.79 105 h鍵連接的選擇及校核計算一.鍵的選擇選圓頭普通平鍵，材料

51、為鋼。所選的結(jié)果見下表：鍵寬 b鍵高代h鍵長號L高速10 8軸15010 8工作工作長度高度直徑lk轉(zhuǎn)矩d(mm（ mm（ mmT)）（ N m）3240430.232中23638264141.505間10 8軸35638464141.50516 10輸45652405509.394出14 9軸58045664.5510.499二.鍵的校核2T103p 可得：由式pkld（2P103 式（ 6 1）鍵 1：p12T103230.2321035.9Mpakld4 4032鍵 2：2T1032141.505103p2kld4 263871.6Mpap15.9Mpap271.6Mpap340.5Mpa33鍵 3：p32T1032141.50510340.5Mpakld44638鍵 4：2T1032509.394103p4kld5405298.0Mpa2T1032510.499103鍵 5：p5kld4.5 664576.4Mpa由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以