機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-同軸式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器T=1600 V=0.8 D=350

機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書全套圖紙加V信sheji1120或扣3346389411系別：專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：目錄第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書..............................................4第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................5第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.1電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................6第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)............................7第五部分V帶的設(shè)計(jì)..............................................95.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.........................................95.2帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)..........................................11第六部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).........................................136.1低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算................................136.2高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算................................19第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................257.1輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................257.2中間軸的設(shè)計(jì)...........................................307.3輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................35第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算..................................418.1輸入軸鍵選擇與校核......................................418.2中間軸鍵選擇與校核......................................418.3輸出軸鍵選擇與校核......................................41第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算....................................429.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核..................................429.2中間軸的軸承計(jì)算與校核...................................439.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................43第十部分聯(lián)軸器的選擇...........................................44第十一部分減速器的潤滑和密封....................................4511.1減速器的潤滑...........................................4511.2減速器的密封...........................................46第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................47設(shè)計(jì)小結(jié).......................................................49參考文獻(xiàn).......................................................50第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)同軸式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T=1600Nm，V=0.8m/s，D=350mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.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)9.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10.潤滑密封設(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)方案一.傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、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，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和同軸式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。二.計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率a=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.8251為V帶的效率,2為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,4為聯(lián)軸器的效率,5為工作裝置的效率。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇1電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=0.8m/s工作機(jī)的功率pw:pw=eq\f(2TV,1000D)=\f(2×1600×0.8,350)=7.31KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f(7.31,0.825)=8.86KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=eq\f(60×1000V,π×D)=\f(60×1000×0.8,π×350)=43.7r/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=2~4，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16~160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(16×160)×43.7=699.2~6992r/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Y160M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為11KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1460r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160mm600×385254×21015mm42×11012×373.2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：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=1460/43.7=33.41（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i式中i0,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=33.41/2.5=13.36取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12=eq\r(i)=\r(13.36)=3.66則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23=i12=3.66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:輸入軸：nI=nm/i0=1460/2.5=584r/min中間軸：nII=nI/i12=584/3.66=159.56r/min輸出軸：nIII=nII/i23=159.56/3.66=43.6r/min工作機(jī)軸：nIV=nIII=43.6r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI=Pd×=8.86×0.96=8.51KW中間軸：PII=PI××=8.51×0.99×0.97=8.17KW輸出軸：PIII=PII××=8.17×0.99×0.97=7.85KW工作機(jī)軸：PIV=PIII××=7.85×0.99×0.99=7.69KW則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'=PI×0.99=8.42KW中間軸：PII'=PII×0.99=8.09KW中間軸：PIII'=PIII×0.99=7.77KW工作機(jī)軸：PIV'=PIV×0.99=7.61KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI=Td×i0×電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f(8.86,1460)=57.95Nm所以：輸入軸：TI=Td×i0×=57.95×2.5×0.96=139.08Nm中間軸：TII=TI×i12××=139.08×3.66×0.99×0.97=488.82Nm輸出軸：TIII=TII×i23××=488.82×3.66×0.99×0.97=1718.05Nm工作機(jī)軸：TIV=TIII××=1718.05×0.99×0.99=1683.86Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'=TI×0.99=137.69Nm中間軸：TII'=TII×0.99=483.93Nm輸出軸：TIII'=TIII×0.99=1700.87Nm工作機(jī)軸：TIV'=TIV×0.99=1667.02Nm第五部分V帶的設(shè)計(jì)5.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KAPd=1.1×8.86kW=9.75kW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=125mm。2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度eq\f(πd\s(,d1)n\s(,m),60×1000)=\f(π×125×1460,60×1000)m/s=9.55m/s因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i0dd1=2.5×125=312.5mm根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=315mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0=500mm。2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))eq=2×500+\f(π,2)×(125+315)+\f((315-125)\s(2),4×500)≈1709mm由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1750mm。3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1750-1709)/2mm≈520mm按課本公式，中心距變化范圍為494~572mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（315-125)×57.3°/520≈159.1°>120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=125mm和nm=1460r/min，查表得P0=1.93kW。根據(jù)nm=1460r/min，i0=2.5和A型帶，查表得P0=0.17kW。查表得K=0.95，查表得KL=1，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.93+0.17)×0.95×1kW=2kW2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr=9.75/2=4.88取5根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=eq500\f((2.5-K\s(,α))P\s(,ca),K\s(,α)zv)+qv\s(2)=eq500×\f((2.5-0.95)×9.75,0.95×5×9.55)+0.105×9.55\s(2)N=176.15N8.計(jì)算壓軸力FPFP=2zF0sin(1/2)=2×5×176.15×sin(159.1/2)=1732.06N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)5根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1125mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2315mmV帶中心距a520mm帶基準(zhǔn)長度Ld1750mm小帶輪包角α1159.1°帶速9.55m/s單根V帶初拉力F0176.15N壓軸力Fp1732.06N5.2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD=42mm42mm分度圓直徑dd1125mmdadd1+2ha125+2×2.75130.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×4284mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.5~2)d(1.5~2)×4284mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D=29mm29mm分度圓直徑dd1315mmdadd1+2ha315+2×2.75320.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2958mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2958mm第六部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.1低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3=23，大齒輪齒數(shù)z4=23×3.66=84.18，取z4=84。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=488.82N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z3cos/(z3+2ha*)]=arccos[23×cos20°/(23+2×1)]=30.181°a2=arccos[z4cos/(z4+2ha*)]=arccos[84×cos20°/(84+2×1)]=23.391°端面重合度：=[z3(tana1-tan)+z4(tana2-tan)]/2π=[23×(tan30.181°-tan20°)+84×(tan23.391°-tan20°)]/2π=1.758重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.758,3))⑦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)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60×159.56×1×10×300×2×8=4.6×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N1/u=4.6×108/3.66=1.26×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.9、KHN2=0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.9×600,1)=540MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.92×550,1)=506MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=506MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.3×488.82×1000,1)×\f(3.66+1,3.66)×\b(\f(2.5×189.8×0.873,506))\s(\s(\s(2))))=102.741mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)=eq\f(π×102.741×159.56,60×1000)=0.86m/s②齒寬bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×102.741=102.741mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.86m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05。③齒輪的圓周力Ft3=2T2/d1t=2×1000×488.82/102.741=9515.578NKAFt3/b=1×9515.578/102.741=92.62N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.47。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1×1.05×1.2×1.47=1.8523）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=102.741×eq\r(3,\f(1.852,1.3))=115.605mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d3/z3=115.605/23=5.026mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=5.5mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d3=z3m=23×5.5=126.5mmd4=z4m=84×5.5=462mm（2）計(jì)算中心距a=(d3+d4)/2=(126.5+462)/2=294.25mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=φdd3=1×126.5=126.5mm取b4=127、b3=132。（4）圓整中心距采用變位法將中心距就近圓整至a′=294mm。在圓整時(shí)，以變位系數(shù)不超出圖中推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如z3、z4、m、、b等保持不變。1）計(jì)算變位系數(shù)和①計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。嚙合角′=arccos[(acos)/a′]=arccos[(294.25×cos20°)/294]=19.866°齒數(shù)和zΣ=z3+z4=23+84=107變位系數(shù)和xΣ=x1+x2=(inv′-inv)zΣ/(2tan)=(inv19.866°-inv20°)×107/2×tan20°)=-.045中心距變動(dòng)系數(shù)y=(a′-a)/m=(294-294.25)/5.5=-.045齒頂高降低系數(shù)Δy=xΣ-y=-.045--.045=0從圖中可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了重合度，但齒輪強(qiáng)度有所下降。②分配變位系數(shù)x1、x2。由圖可知，坐標(biāo)點(diǎn)(zΣ/2,xΣ/2)=(53.5,-.022)位于L10線和L11線之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標(biāo)的z3、z4處作垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是x1=0.201、x2=-.246。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y齒輪重合度：=[z3(tana1-tan′)+z4(tana2-tan′)]/2π=[23×(tan30.181°-tan19.866°)+84×(tan23.391°-tan19.866°)]/2π=1.758重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.758=0.677②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.66YFa2=2.23YSa1=1.59YSa2=1.77③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2根據(jù)KH=1.47，結(jié)合b/h=10.26查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1×1.05×1.2×1.44=1.814④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=620MPa、Flim2=620MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.89取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.85×620,1.4)=376.43MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.89×620,1.4)=394.14MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.814×488.82×2.66×1.59×0.677,1×5.5\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=57.695MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.814×488.82×2.23×1.77×0.677,1×5.5\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=53.844MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=23、z2=84，模數(shù)m=5.5mm，壓力角=20°，變位系數(shù)x1=0.201、x2=-.246，中心距a=294mm，齒寬b1=132mm、b2=127mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m5.5mm5.5mm齒數(shù)z2384齒寬b132mm127mm分度圓直徑d126.5mm462mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)a(ha+x-Δy)×m6.606mm4.147mm齒根高h(yuǎn)f(ha+c-x)×m5.77mm8.228mm全齒高h(yuǎn)(2×ha+c-Δy)×m12.375mm12.375mm齒頂圓直徑dad+2×ha139.712mm470.294mm齒根圓直徑dfd-2×hf114.96mm445.544mm6.2高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=22×3.66=80.52，取z2=81。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=139.08N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*)]=arccos[22×cos20°/(22+2×1)]=30.537°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*)]=arccos[81×cos20°/(81+2×1)]=23.505°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[22×(tan30.537°-tan20°)+81×(tan23.505°-tan20°)]/2π=3.52重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-3.52,3))⑦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)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60×584×1×10×300×2×8=1.68×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=1.68×109/3.66=4.6×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.88、KHN2=0.9。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.88×600,1)=528MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.9×550,1)=495MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=495MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.3×139.08×1000,1)×\f(3.66+1,3.66)×\b(\f(2.5×189.8×0.875,495))\s(\s(\s(2))))=68.676mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×68.676×584,60×1000)=2.1m/s②齒寬bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×68.676=68.676mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=2.1m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.12。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×139.08/68.676=4050.323NKAFt1/b=1×4050.323/68.676=58.98N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.459。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1×1.12×1.2×1.459=1.9613）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=68.676×eq\r(3,\f(1.961,1.3))=78.762mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1/z1=78.762/22=3.58mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=4mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距相等，并保證低速級(jí)圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級(jí)圓柱齒輪的中心距計(jì)算，即a=294mm。由該中心距為高速小齒輪齒數(shù)重新取值即：Z1=eq\f(2×a,m×(i12+1))=eq\f(2×294,4×(3.66+1))=31.55，取Z1=32則高速大齒輪齒數(shù)：Z2=i12×Z1=3.66×32=117.12，取Z2=117（2）計(jì)算分度圓直徑d1=z1m=32×4=128mmd2=z2m=117×4=468mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=φdd1=1×128=128mm取b2=128、b1=133。（4）圓整中心距按重新取值后的齒數(shù)計(jì)算中心距，即：a=(d1+d2)/2=(128+468)/2=298mm采用變位法將中心距圓整至a′=294mm。在圓整時(shí)，以變位系數(shù)不超出圖中推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如z1、z2、m、、b等保持不變。1）計(jì)算變位系數(shù)和①計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。嚙合角′=arccos[(acos)/a′]=arccos[(298×cos20°)/294]=17.732°齒數(shù)和zΣ=z1+z2=32+117=149變位系數(shù)和xΣ=x1+x2=(inv′-inv)zΣ/(2tan)=(inv17.732°-inv20°)×149/2×tan20°)=-.947中心距變動(dòng)系數(shù)y=(a′-a)/m=(294-298)/4=-1齒頂高降低系數(shù)Δy=xΣ-y=-.947-(-1)=0.053從圖中可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了重合度，但齒輪強(qiáng)度有所下降。②分配變位系數(shù)x1、x2。由圖可知，坐標(biāo)點(diǎn)(zΣ/2,xΣ/2)=(74.5,-.474)位于L9線和L10線之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標(biāo)的z1、z2處作垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是x1=-.048、x2=-.898。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y齒輪重合度：=[z1(tana1-tan′)+z2(tana2-tan′)]/2π=[32×(tan30.537°-tan17.732°)+117×(tan23.505°-tan17.732°)]/2π=3.52重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/3.52=0.463②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.5YFa2=2.17YSa1=1.64YSa2=1.83③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2根據(jù)KH=1.459，結(jié)合b/h=14.22查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1×1.12×1.2×1.429=1.921④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.84、KFN2=0.85取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.84×500,1.4)=300MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.85×380,1.4)=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.921×139.08×2.5×1.64×0.463,1×4\s(\s(3))×32\s(\s(2)))=15.478MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.921×139.08×2.17×1.83×0.463,1×4\s(\s(3))×32\s(\s(2)))=14.991MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=32、z2=117，模數(shù)m=4mm，壓力角=20°，變位系數(shù)x1=-.048、x2=-.898，中心距a=294mm，齒寬b1=133mm、b2=128mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)z32117齒寬b133mm128mm分度圓直徑d128mm468mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)a(ha+x-Δy)×m3.596mm0.196mm齒根高h(yuǎn)f(ha+c-x)×m5.192mm8.592mm全齒高h(yuǎn)(2×ha+c-Δy)×m8.788mm8.788mm齒頂圓直徑dad+2×ha135.192mm468.392mm齒根圓直徑dfd-2×hf117.616mm450.816mm第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=8.51KWn1=584r/minT1=139.08Nm2.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=128mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×139.08×1000,128)=2173.1NFr=Ft×tan=2173.1×tan20°=790.5N3.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)處理，根據(jù)表，取A0=112，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f(8.51,584))=27.4mm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5%，故選取:d12=29mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，第一段軸右端需制出一軸肩，故取第二段軸的直徑d23=33mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=39mm。大帶輪寬度B=78mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故第一段軸的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12=76mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。軸承僅受有徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=33mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T=35×72×18.25mm，故d34=d67=35mm。3）取安裝齒輪處的軸段直徑d45=40mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知高速小齒輪的寬度為B=133mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，故取l45=131mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=40mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，則軸肩處的直徑d56=48mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離K=25，取軸承凸臺(tái)距離箱體外壁距離L=51mm軸承端蓋厚度e=12mm箱座壁厚δ=10mm軸承距離箱體內(nèi)壁距離s=8mm，則l23=25+12+2+51+10-8-18.25=74mm5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，右側(cè)軸承采用擋油環(huán)定位，取擋油環(huán)寬度為14，則：l34=T+Δ+s+2=18.25+16+8+2=44.25mml56=10mml67=T+14=18.25+14=32.25mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖:根據(jù)30207軸承查手冊(cè)得a=15.3mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(78/2+74+15.3)mm=128.3mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(133/2-2+44.25-15.3)mm=93.4mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(133/2+10+32.25-15.3)mm=93.4mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力：FNH1=eq\f(Fq×(L1+L2+L3)-Fr×L3,L2+L3)=eq\f(1732.06×(128.3+93.4+93.4)-790.5×93.4,93.4+93.4)=2526.4NFNH2=Fq-FNH1-Fr=1732.06-2526.4-790.5=-1584.8N垂直面支反力：FNV1=eq\f(Ft×L3,L2+L3)=eq\f(2173.1×93.4,93.4+93.4)=1086.6NFNV2=Ft-FNV1=2173.1-1086.6=1086.5N左側(cè)軸承1的總支承反力：FH1=eq\r(FNH1\s(,2)+FNV1\s(,2))=eq\r(2526.4\s(,2)+1086.6\s(,2))=2750.16N右側(cè)軸承2的總支承反力：FH2=eq\r(FNH2\s(,2)+FNV2\s(,2))=eq\r(-1584.8\s(,2)+1086.5\s(,2))=1921.48N3）計(jì)算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：齒輪受力點(diǎn)截面C處的水平彎矩：MCH=FNH2×L3=-1584.8×93.4Nmm=-148020.32Nmm截面A處的水平彎矩：MAH=-Fq×L1=-1732.06×128.3=-222223.3Nmm4）計(jì)算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：齒輪受力點(diǎn)C處的垂直彎矩：MCV=-FNV1×L2=-1086.5×93.4=-101488.44Nmm支點(diǎn)A處垂直彎矩：MAV=0Nmm5）計(jì)算合成彎矩并繪制彎矩圖：齒輪受力點(diǎn)C處的合成彎矩：MC=eq\r(MCH\s(,2)+MCV\s(,2))=eq\r(-148020.32\s(,2)+-101488.44\s(,2))=179471.22Nmm支點(diǎn)A處的合成彎矩：MA=eq\r(MAH\s(,2)+MAV\s(,2))=eq\r(-222223.3\s(,2)+0\s(,2))=222223.3Nmm6）繪制扭矩圖T=T1=139080Nmm7）計(jì)算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖截面C處的當(dāng)量彎矩：MVC左=eq\r(MC\s(,2)+(α×T1)\s(,2))=eq\r(179471.22\s(,2)+(0.6×1000×139.08)\s(,2))=197922.93Nmm支點(diǎn)A處的當(dāng)量彎矩：MVA=eq\r(MA\s(,2)+(α×T1)\s(,2))=eq\r(222223.3\s(,2)+(0.6×1000×139.08)\s(,2))=237374.73Nmm截面D處的當(dāng)量彎矩：MVD=eq\r(0\s(,2)+(α×T1)\s(,2))=eq\r(0\s(,2)+(0.6×1000×139.08)\s(,2))=83448Nmm8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(179471.22\s(2)+\b(0.6×139.08×1000)\s(2)),0.1×40\s(3))MPa=30.9MPa≤[]=60MPa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：7.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=8.17KWn2=159.56r/minT2=488.82Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2=468mm則:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×488.82×1000,468)=2089NFr1=Ft1×tan=2089×tan20°=759.9N已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=126.5mm則:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2×488.82×1000,126.5)=7728.4NFr2=Ft2×tan=7728.4×tan20°=2811.4N3.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)處理，根據(jù)表，?。篈0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(8.17,159.56))=39.7mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,軸承僅受有徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=39.7mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T=40×80×19.75mm，故d12=d56=40mm。2）取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=45mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B=128mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=126mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=45mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d34=53mm，取l34=109.25mm。3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30208型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d23=45mm。4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=132mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=130mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=19.75mm，則l12=T+Δ+s+2=19.75+16+8+2=45.75mml56=T2T+s+Δ+2.5+2=19.75+8+16+2.5+2=48.25mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）:根據(jù)30208軸承查手冊(cè)得a=16.9mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(132/2-2+45.75-16.9)mm=92.8mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(128/2+109.25+132/2)mm=239.2mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(128/2-2+48.25-16.9)mm=93.4mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力：FNH1=eq\f(Fr1×L3-Fr2×(L2+L3),L1+L2+L3)=eq\f(759.9×93.4-2811.4×(239.2+93.4)-,92.8+239.2+93.4)=-2031.26NFNH2=Fr1-FNH1-Fr2=759.9--2031.26-2811.4=-20.24N垂直面支反力：FNV1=eq\f(Ft1×L3+Ft2×(L2+L3),L1+L2+L3)=eq\f(2089×93.4+7728.4×(239.2+93.4),92.8+239.2+93.4)=6501.12NFNV2=Ft2+Ft1-FNV1=7728.4+2089-6501.12=3316.28N左側(cè)軸承1的總支承反力：FH1=eq\r(FNH1\s(,2)+FNV1\s(,2))=eq\r(-2031.26\s(,2)+6501.12\s(,2))=6811.06N右側(cè)軸承2的總支承反力：FH2=eq\r(FNH2\s(,2)+FNV2\s(,2))=eq\r(-20.24\s(,2)+3316.28\s(,2))=3316.34N3）計(jì)算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：低速小齒輪截面C在水平面內(nèi)彎矩：MCH=FNH1×L1=-2031.26×92.8=-188500.93Nmm高速大齒輪截面D在水平面內(nèi)彎矩：MDH=eqFNH2×L3=eq-20.24×93.4=-1890.42Nmm4）計(jì)算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：低速小齒輪截面C處的垂直彎矩：MCV=FNV1×L1=6501.12×92.8=603303.94Nmm高速大齒輪截面D處的垂直彎矩：MDV=FNV2×L3=3316.28×93.4=309740.55Nmm5）計(jì)算合成彎矩并繪制彎矩圖：低速小齒輪截面C處合成彎矩：MC=eq\r(MCH\s(,2)+MCV\s(,2))=eq\r(-188500.93\s(,2)+603303.94\s(,2))=632066.65Nmm高速大齒輪截面D處合成彎矩：MD=eq\r(MDH\s(,2)+MDV\s(,2))=eq\r(-1890.42\s(,2)+309740.55\s(,2))=309746.32Nmm6）繪制扭矩圖T=T2=488820Nmm7）計(jì)算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖低速小齒輪截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=eq\r(MC\s(,2)+(0.6×1000×T2)\s(,2))=eq\r(632066.65\s(,2)+(0.6×1000×488.82)\s(,2))=696798.71Nmm高速大齒輪截面D處當(dāng)量彎矩：MDC=eq\r(MD\s(,2)+(0.6×1000×T2)\s(,2))=eq\r(309746.32\s(,2)+(0.6×1000×488.82)\s(,2))=426571.19Nmm8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面D）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,D)+\b(αT2)\s(2)),W)=eq\f(\r(309746.32\s(2)+\b(0.6×488.82×1000)\s(2)),0.1×45\s(3))MPa=46.8MPa≤[]=60MPa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：7.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=7.85KWn3=43.6r/minT3=1718.05Nm2.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=462mm則:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2×1718.05×1000,462)=7437.4NFr=Ft×tan×°3.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)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(7.85,43.6))=63.2mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:Tca=KAT3=1.3×1718.05=2233.5Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT11型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為80mm故取d12=80mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為132mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=84mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=90mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=132mm，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I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=130mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。軸承僅受有徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=84mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30217，其尺寸為d×D×T=85mm×150mm×30.5mm，故d34=d67=85mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45=90mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=127mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=125mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=90mm查表，得R=2.5mm，故取h=7mm，則軸環(huán)處的直徑d56=104mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離K=25，取軸承凸臺(tái)距離箱體外壁距離L=51mm軸承端蓋厚度e=12mm箱座壁厚δ=10mm軸承距離箱體內(nèi)壁距離s=8mm，則l23=25+12+2+51+10-8-30.5=62mm5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=30.5mm，則l34=T+s+Δ+2.5+2=30.5+8+16+2.5+2=59mml56=10mml67=T+14+2.5=30.5+14+2.5=47mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖:根據(jù)30217軸承查手冊(cè)得a=30.3mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(127/2+10+47-30.3)mm=90.2mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L2=(127/2-2+59-30.3)mm=90.2mm第一段受力中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(130/2+62+30.3)mm=157.3mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力：FNH1=eq\f(Fr3×L2,L1+L2)=eq\f(2705.5×90.2,90.2+90.2)=1352.75NFNH2=Fr3-FNH1=2705.5-1352.75=1352.75N垂直面支反力：FNV1=eq\f(Ft3×L2,L1+L2)=eq\f(7437.4×90.2,90.2+90.2)=3718.7NFNV2=eq\f(Ft3×L1,L1+L2)=eq\f(7437.4×90.2,90.2+90.2)=3718.7N左側(cè)軸承1的總支承反力：FH1=eq\r(FNH1\s(,2)+FNV1\s(,2))=eq\r(1352.75\s(,2)+3718.7\s(,2))=3957.1N右側(cè)軸承2的總支承反力：FH2=eq\r(FNH2\s(,2)+FNV2\s(,2))=eq\r(1352.75\s(,2)+3718.7\s(,2))=3957.1N3）計(jì)算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：齒輪所在軸截面C在水平面上所受彎矩：MCH=FNH1×L1=1352.75×90.2=122018.05Nmm4）計(jì)算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：齒輪所在軸截面C在垂直面上所受彎矩：MCV=-FNV1×L1=-3718.7×90.2=-335426.74Nmm5）計(jì)算合成彎矩并繪制彎矩圖：齒輪所在截面C處的合成彎矩：MC=eq\r(MCH\s(,2)+MCV\s(,2))=eq\r(122018.05\s(,2)+-335426.74\s(,2))=356930.67Nmm6）繪制扭矩圖T=T3=1718050Nmm7）計(jì)算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖截面A處的當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm截面B處的當(dāng)量彎矩：MVB=eq\r((α×T3)\s(,2))=eq\r((0.6×1000×1718.05)\s(,2))=1030830Nmm截面C處的當(dāng)量彎矩：MVC=eq\r(MC\s(,2)+(α×T3)\s(,2))=eq\r(356930.67\s(,2)+(0.6×1000×1718.05)\s(,2))=1090875.79Nmm截面D處的當(dāng)量彎矩：MVD=eq\r((α×T3)\s(,2))=eq\r((0.6×1000×1718.05)\s(,2))=1030830Nmm8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(356930.67\s(2)+\b(0.6×1718.05×1000)\s(2)),0.1×90\s(3))MPa=15MPa≤[]=60MPa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：第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸鍵選擇與校核1）校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×70mm，接觸長度:l'=70-8=62mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×7×62×29×120/1000=377.6NmT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）校核高速小齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×125mm，接觸長度:l'=125-12=113mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×113×40×120/1000=1084.8NmT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×110mm，接觸長度:l'=110-14=96mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×9×96×45×120/1000=1166.4NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×125mm，接觸長度:l'=125-14=111mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×9×111×45×120/1000=1348.6NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=25mm×14mm×110mm，接觸長度:l'=110-25=85mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×14×85×90×120/1000=3213NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=22mm×14mm×125mm，接觸長度:l'=125-22=103mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×14×103×80×120/1000=3460.8NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=10×2×8×300=48000h9.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核根據(jù)軸設(shè)計(jì)部分選定的軸承型號(hào)，查指導(dǎo)書手冊(cè)可知30207軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=54.2KN，基本額定靜載荷C0r=63.5KN。軸承采用正裝。把派生軸向力的方向與外加軸向載荷Fa的方向一致的軸承標(biāo)為軸承2，另一端標(biāo)為軸承11）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。根據(jù)軸的校核部分計(jì)算可知FNV1=1086.6N，F(xiàn)NV2=1086.5N，F(xiàn)NH1=2526.4N，F(xiàn)NH2=-1584.8N。則：Fr1=eq\r(FNV1\s(2)+FNH1\s(2))=eq\r(1086.6\s(2)+2526.4\s(2))=2750.16NFr2=eq\r(FNV2\s(2)+FNH2\s(2))=eq\r(1086.5\s(2)+-1584.8\s(2))=1921.48N2）求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2對(duì)于30207型軸承，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e為判斷系數(shù)，查軸承手冊(cè)得判斷系數(shù)e的值為0.37，Y的值為1.6Fd1=Fr1/2Y=2750.16/2×1.6=859.42NFd2=Fr2/2Y=1921.48/2×1.6=600.46N因?yàn)镕d2-Fa=(600.46-)=600.46<Fd1=859.42所以Fa1=Fd1=859.42N因?yàn)镕d1+Fa=(859.42+)=859.42>Fd2=600.46所以Fa2=Fd1+Fa=859.42N3）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2因?yàn)閑q\f(Fa1,Fr1)=eq\f(859.42,2750.16)=0.312≤e；eq\f(Fa2,Fr2)=eq\f(859.42,1921.48)=0.447＞e分別進(jìn)行查表和插值計(jì)算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：對(duì)軸承1：X1=1,Y1=0對(duì)軸承2：X2=0.4,Y2=1.6根據(jù)任務(wù)書中載荷情況，按課本表fd=1.0~1.2，取fd=1.1。則P1=fd(X1Fr1+Y1Fa1)=1.1×(1×2750.16+0×859.42)=3025.18NP2=fd(X2Fr2+Y2Fa2)=1.1×(0.4×1921.48+1.6×859.42)=2358.03N4）驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1＞P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n)\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×584)\b(\f(54.2×1000,3025.18))\s(\s(10/3))=425355.41h＞48000h故所選軸承滿足壽命要求。9.2中間軸的軸承計(jì)算與校核根據(jù)軸設(shè)計(jì)部分選定的軸承型號(hào)，查指導(dǎo)書手冊(cè)可知30208軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=63KN，基本額定靜載荷C0r=74KN。軸承采用正裝。把派生軸向力的方向與外加軸向載荷Fa的方向一致的軸承標(biāo)為軸承2，另一端標(biāo)為軸承11）求兩軸承受到