二級(jí)直齒帶傳動(dòng)計(jì)算設(shè)計(jì)

PAGE4二級(jí)直齒帶傳動(dòng)計(jì)算設(shè)計(jì)目錄設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù) 1第一章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 11.1傳動(dòng)方案 11.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 1第二章電動(dòng)機(jī)的選擇 32.1計(jì)算過(guò)程 32.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型 32.1.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 32.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 32.1.4二級(jí)減速器傳動(dòng)比分配 42.1.5計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 42.1.6計(jì)算各軸輸入功率、輸出功率 52.1.7計(jì)算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩 52.2計(jì)算結(jié)果 6第三章帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 73.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容 73.2設(shè)計(jì)步驟 73.3帶傳動(dòng)的計(jì)算結(jié)果 9第四章齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 104.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 104.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 13第五章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核 185.1軸的材料選擇及最小直徑的估算 185.2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 185.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 185.2.2軸強(qiáng)度的校核計(jì)算 205.2.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計(jì)算 225.3中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 225.3.1中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 225.3.2軸強(qiáng)度的校核計(jì)算 235.3.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計(jì)算 285.4低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 295.4.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 295.4.2軸強(qiáng)度的校核計(jì)算 305.4.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計(jì)算 325.5軸承的選擇及校核 325.5.1軸承的選擇 325.5.2軸承的校核 325.6聯(lián)軸器的選擇 33第六章箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及潤(rùn)滑密封 356.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 356.2軸承的潤(rùn)滑與密封 356.3減速器潤(rùn)滑方式 36設(shè)計(jì)小結(jié) 37參考文獻(xiàn) 38PAGE48設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)參數(shù)符號(hào)單位數(shù)值工作機(jī)直徑Dmm300工作機(jī)轉(zhuǎn)速Vm/s1.2工作機(jī)拉力FN2400工作年限y年10第一章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，外傳動(dòng)為V帶傳動(dòng)，減速器為二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器。方案簡(jiǎn)圖如1.1所示。圖1.1傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖展開(kāi)式由于齒輪相對(duì)于軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，故要求軸有較大的剛度。1.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)該工作機(jī)有輕微振動(dòng)，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速，這是兩級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱，要求軸具有較大的剛度。高速級(jí)齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動(dòng)機(jī)部分為Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。總體來(lái)講，該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、成本低傳動(dòng)效率高。第二章電動(dòng)機(jī)的選擇2.1計(jì)算過(guò)程2.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。2.1.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量電動(dòng)機(jī)所需的功率為由電動(dòng)機(jī)到運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總效率為式中、、、、分別為帶傳動(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器和卷筒的傳動(dòng)效率。取0.96（帶傳動(dòng)），0.98（角接觸球軸承），0.97（齒輪精度為7級(jí)），0.99（彈性聯(lián)軸器），0.96（卷筒效率，已知），則：=0.79所以=3.64根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可選額定功率為4kW的電動(dòng)機(jī)。2.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸轉(zhuǎn)速為=76.39取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比，則從電動(dòng)機(jī)到卷筒軸的總傳動(dòng)比合理范圍為。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為76.39=1222—6112r/min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，選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4，將總傳動(dòng)比合理分配給V帶傳動(dòng)和減速器，就得到傳動(dòng)比方案，如表2.1所示。表2.1電動(dòng)機(jī)主要技術(shù)參數(shù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min電動(dòng)機(jī)重量kg傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比滿載轉(zhuǎn)速滿載電流總傳動(dòng)比V帶減速器Y112M-4414408.7747.0018.852.009.42電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4，主要外形尺寸見(jiàn)表2.2。圖2.1電動(dòng)機(jī)安裝參數(shù)表2.2電動(dòng)機(jī)主要尺寸參數(shù)中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112400×265190×1401228×608×242.1.4二級(jí)減速器傳動(dòng)比分配按展開(kāi)二級(jí)圓柱齒輪減速器推薦高速級(jí)傳動(dòng)比,取，得3.63所以2.592.1.5計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速Ⅰ軸720.00Ⅱ軸198.21Ⅲ軸76.39卷筒軸76.392.1.6計(jì)算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率Ⅰ軸==3.49KWⅡ軸==3.32KWⅢ軸==3.16KW卷筒軸=3.06KW各軸輸出功率Ⅰ軸==3.42KWⅡ軸==3.25KWⅢ軸==3.09KW卷筒軸==3.00KW2.1.7計(jì)算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為24.12Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩46.31Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩159.92Ⅲ軸輸入轉(zhuǎn)矩394.44卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩382.68各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98。2.2計(jì)算結(jié)果運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理后填入表2.3中。表2.3運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T（N·m）轉(zhuǎn)速n傳動(dòng)比效率輸入輸出輸入輸出r/miniη電動(dòng)機(jī)軸3.6424.121440.002.000.96Ⅰ軸3.493.4246.3145.39720.003.630.95Ⅱ軸3.323.25159.92156.72198.212.590.95Ⅲ軸3.163.09394.44386.5576.391.000.97卷筒軸3.063.00382.68375.0376.39第三章帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)的已知條件包括：帶傳動(dòng)的工件條件；傳動(dòng)位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪帶輪轉(zhuǎn)速與初選傳動(dòng)比i=2。3.2設(shè)計(jì)步驟（1）確定計(jì)算功率查得工作情況系數(shù)KA=1.2。故有：=4.36kW（2）選擇V帶帶型據(jù)和n選用A帶。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，取小帶輪直徑=100mm。2）驗(yàn)算帶速v，有：=7.54m/s因?yàn)?.54m/s在5m/s—30m/s之間，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑200mm取=200mm（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度1)初定中心距a=360mm2)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1198mm選取帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1120mm3）計(jì)算實(shí)際中心距321m中心局變動(dòng)范圍：304.20mm354.60mm（5）驗(yàn)算小帶輪上的包角162.15>120（6）計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率由100mm和1440.00r/min查得P=1.07KW據(jù)n=1440.00r/min，i=2.000和A型帶，查得P=0.17KW查得=0.95，=0.91，于是：=(+)=1.07KW2）計(jì)算V帶根數(shù)z4.07故取5根。（7）計(jì)算單根V帶的初拉力最小值查得A型帶的單位長(zhǎng)質(zhì)量q=0.1kg/m。所以=100.13N應(yīng)使實(shí)際拉力大于（8）計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為：==989.21N3.3帶傳動(dòng)的計(jì)算結(jié)果把帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)結(jié)果記入表中，如表3.1。表3.1帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)參數(shù)帶型A中心距321mm小帶輪直徑100mm包角162.15大帶輪直徑200mm帶長(zhǎng)1120mm帶的根數(shù)5初拉力100.13N帶速7.54m/s壓軸力989.21N第四章齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算選用直齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBSHBS，齒輪2材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBSHBS。齒輪1齒數(shù)20，齒輪2齒數(shù)73。按齒面接觸強(qiáng)度：齒輪1分度圓直徑其中：——載荷系數(shù)，選1.6——齒寬系數(shù)，取1——齒輪副傳動(dòng)比，3.63——材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8——許用接觸應(yīng)力，查得齒輪1接觸疲勞強(qiáng)度極限600。查得齒輪2接觸疲勞強(qiáng)度極限550。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：（設(shè)2班制，一年工作300天，工作10年）720.002×8×300×1020.745.71查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97取失效概率為，安全系數(shù)1，得：570533.5則許用接觸應(yīng)力=551.75有53.06圓周速度2.00齒寬53.06模數(shù)2.655.978.89計(jì)算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1.25；根據(jù)2.00，8級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)1.05；用插值法查得8級(jí)精度、齒輪1相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)1.42；查得彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒向載荷分布系數(shù)1.35；查得齒間載荷分配系數(shù)1；故載荷系數(shù)1.86按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑55.82計(jì)算模數(shù)：2.79按齒根彎曲強(qiáng)度：計(jì)算載荷系數(shù)1.77查取齒形系數(shù)：查得2.80，2.24查取應(yīng)力校正系數(shù)：1.55，1.756查得齒輪1彎曲疲勞極限500查得齒輪2彎曲疲勞極限380取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97計(jì)算彎曲疲勞使用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1，得475368.6計(jì)算齒輪1的并加以比較0.00910.0107齒輪2的數(shù)值大則有：1.64對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取模數(shù)2.00，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑53.06來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。則有：27.9128取28，則101.71102計(jì)算齒輪分度圓直徑：56204幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距：=130計(jì)算齒輪1寬度：65齒輪2寬度60。4.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算選用直齒圓柱齒輪，齒輪3材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBSHBS，齒輪4材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBSHBS。齒輪3齒數(shù)22，齒輪4齒數(shù)58。按齒面接觸強(qiáng)度：齒輪3分度圓直徑其中：——載荷系數(shù)，選1.6——齒寬系數(shù)，取1——齒輪副傳動(dòng)比，2.59——材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8——許用接觸應(yīng)力，查得齒輪3接觸疲勞強(qiáng)度極限600。查得齒輪4接觸疲勞強(qiáng)度極限550。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：（設(shè)2班制，一年工作300天，工作10年）198.212×8×300×105.712.20查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.97，0.99取失效概率為，安全系數(shù)1，得：582544.5則許用接觸應(yīng)力=563.25有81.32圓周速度0.84齒寬81.32模數(shù)3.708.329.78計(jì)算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1.25；根據(jù)0.84，8級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)1.05；用插值法查得8級(jí)精度、齒輪3相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)1.43；查得彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒向載荷分布系數(shù)1.35；查得齒間載荷分配系數(shù)1；故載荷系數(shù)1.87按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑85.68計(jì)算模數(shù)：3.89按齒根彎曲強(qiáng)度：計(jì)算載荷系數(shù)1.77查取齒形系數(shù)：查得2.72，2.29查取應(yīng)力校正系數(shù)：1.57，1.724查得齒輪3彎曲疲勞極限475查得齒輪4彎曲疲勞極限368.6取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97計(jì)算彎曲疲勞使用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1，得475368.6計(jì)算齒輪3的并加以比較0.01310.0073齒輪3的數(shù)值大則有：2.48對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取2.50，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑81.32來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。則有：34.2734取34，則88.2288計(jì)算齒輪分度圓直徑：85220幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距：=153計(jì)算齒輪3寬度：90齒輪4寬度85。表4.1各齒輪主要參數(shù)名稱代號(hào)單位高速級(jí)低速級(jí)小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm130153傳動(dòng)比i3.632.59模數(shù)mnmm22.5端面壓力角a°2020嚙合角a’°2020齒數(shù)z281023488分度圓直徑dmm56.00204.0085.00220.00齒頂圓直徑damm60.00208.0090.00225.00齒根圓直徑dfmm51.00199.0078.75213.75齒寬bmm65609085材料40Cr（調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）40Cr（調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）齒面硬度HBS280HBS240HBS280HBS240HBS第五章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核5.1軸的材料選擇及最小直徑的估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即：。算出軸徑時(shí)，若最小直徑軸段開(kāi)有鍵槽，還要考慮鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段界面上有一個(gè)鍵槽時(shí)，d增大5%-7%，當(dāng)該軸段界面上有兩個(gè)鍵槽時(shí)，d增大10%-15%。查得A=103—126，則取A=110。Ⅰ軸18.62Ⅱ軸28.14Ⅲ軸38.02考慮鍵槽對(duì)各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：Ⅰ軸19.92Ⅱ軸32.36Ⅲ軸43.73將各軸的最小直徑分別圓整為：d1=20mm，d2=35mm，d3=45mm。減速器裝配草圖的設(shè)計(jì)根據(jù)軸的零件的結(jié)構(gòu)、定位、裝配關(guān)系、軸向?qū)挾燃傲慵g的相對(duì)位置等要求，初步設(shè)計(jì)減速器裝配草圖。5.2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算5.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）各軸段直徑的確定d11：軸1的最小直徑，d11=d1min=20mm。d12：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封），d12=23mm。d13：滾動(dòng)軸承處軸段，d13=25mm，選取軸承型號(hào)為角接觸球軸承7205C。d14：過(guò)渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇d14=31。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸和齒輪的熱處理工藝相同，均為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。d16：過(guò)渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=31mm。d17：滾動(dòng)軸承軸段，d17=25mm。各軸段長(zhǎng)度的確定l11：根據(jù)大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取l11=44mm。l12：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l12=60mml13：由滾動(dòng)軸承的型號(hào)和外形尺寸確定，取l13=28mml14：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l14=102.5mml15：由小齒輪的寬度確定，取l15=65mml16：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l16=5mml17：由滾動(dòng)軸承的型號(hào)和外形尺寸確定，取l17=30mm圖5.1高速軸的尺寸圖表5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d17mm2023253156.003125長(zhǎng)度l11l12l13l14l15l16l17mm446028102.5655305.2.2軸強(qiáng)度的校核計(jì)算5.2.2.1軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和不知方式有關(guān)。其中L1=88.5mm，L2=156.5mm，L3=60。5.2.2.2彎矩圖根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，按垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩MV圖已知=46.31，=45.39≈，齒輪分度圓直徑d=85.00mm，則827.03N229.20N35.87圖5.2軸的載荷分析圖5.2.2.3扭矩圖扭矩圖如圖5.3所示。5.2.2.4校核軸的強(qiáng)度取0.3，查得60MPa，t=3.5mm。17231.20所以2.23MPa60MPa故該軸滿足強(qiáng)度要求。5.2.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計(jì)算軸1上的鍵選擇的型號(hào)為鍵C6×42GB/T1096鍵的工作長(zhǎng)度為l=L-b/2=42-6/2=39mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度29.69MPa150MPa滿足強(qiáng)度要求。5.3中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算5.3.1中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）各軸段直徑的確定d21：根據(jù)軸2的最小直徑，滾動(dòng)軸承處軸段，d21=35mm，選取軸承型號(hào)為角接觸球軸承7207C。d22：低速級(jí)小齒輪軸段，d22=42mm。d23：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的定位要求d23=48mm。d24：高速級(jí)大齒輪軸段，d24=40mm。d25：根據(jù)軸2的最小直徑，滾動(dòng)軸承處軸段，d25=35mm。各軸段長(zhǎng)度的確定l21：由滾動(dòng)軸承以及裝配關(guān)系確定，取l21=37mm。l22：由低速級(jí)小齒輪的寬度確定，取l22=90mml23：軸環(huán)寬度，取l23=10mml24：由高速級(jí)大齒輪的寬度確定，取l24=58mml25：由滾動(dòng)軸承以及裝配關(guān)系確定，取l25=41.5mm圖5.3中間軸的尺寸圖表5.2中間軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25mm3542484035長(zhǎng)度l21l22l23l24l25mm3790105841.55.3.2軸強(qiáng)度的校核計(jì)算5.31.軸上力的作用點(diǎn)位置和支點(diǎn)跨距的確定齒輪對(duì)軸的力作用點(diǎn)按計(jì)劃原則，應(yīng)在齒輪寬度的中點(diǎn)，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。軸上安裝的為角接觸軸承型號(hào)為7207C，查數(shù)據(jù)可知他的負(fù)荷作用中心到軸承外端面的距離a=10mm，因此可以計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸。支點(diǎn)跨距L≈216.5mm。低速級(jí)小齒輪的力作用點(diǎn)C到左支點(diǎn)A距離L1≈72mm；兩齒輪的力作用點(diǎn)之間的距離L2≈85mm；高速級(jí)大齒輪的力作用點(diǎn)D到右支點(diǎn)B距離L3≈61.5mm。2.繪制軸的力學(xué)模型圖圖5.4軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩彎矩圖5.3.2齒輪2：1620.981346.900.00齒輪3：3687.603064.100.005.3.1.垂直面支反力（XZ平面）參照?qǐng)Db。由繞支點(diǎn)B的力矩和0，得：-366056.12因此-1675.31方向向下。同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和0得：-9151.28因此-41.88方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計(jì)算無(wú)誤。2.水平面支反力（XY平面）參看圖d。由繞支點(diǎn)B的力矩和0，得：2749276.84因此2928.71方向向下。同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和0得：520000.62因此2379.87方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計(jì)算無(wú)誤。3.A點(diǎn)總支反力3374.02B點(diǎn)總支反力2929.015.2.3.4繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1.垂直面內(nèi)的彎矩圖參照?qǐng)Dc。C處彎矩：-120622.61-120622.61D處彎矩-2575.76-2575.762.水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖e。C處彎矩：-210867.14D處彎矩：-146361.733.合成彎矩圖參看圖f。C處：242929.55242929.55D處：146384.39146384.394.轉(zhuǎn)矩圖參看圖g。156722.905.當(dāng)量彎矩圖參看圖h。因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)α=0.6。94033.74C處：=242929.55260493.97D處：146384.39146384.395.2.3.5彎扭合成強(qiáng)度校核進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。35.16MPa根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得60MPa。因?yàn)椋虼藦?qiáng)度足夠達(dá)到要求。5.2.3.對(duì)一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅適用彎扭合成強(qiáng)度校核即可，而不必進(jìn)行安全系數(shù)法校核。1.判定校核的危險(xiǎn)截面對(duì)照彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強(qiáng)度、應(yīng)力集中方面分析，C截面是危險(xiǎn)截面。需要對(duì)C截面進(jìn)行校核。2.軸的材料的機(jī)械性能根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得640MPa，275MPa，155MPa。取=0.1。3.C截面上的應(yīng)力因C截面有一鍵槽b×h=12mm×8mm，t=5mm。所以：抗彎截面系數(shù)5364.45抗扭截面系數(shù)11647.65彎曲應(yīng)力幅45.29MPa，彎曲平均應(yīng)力0；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅6.73MPa，平均切應(yīng)力6.73MPa。4.影響系數(shù)C截面受有鍵槽和與齒輪的過(guò)盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過(guò)盈配合的影響小，所以只需考慮過(guò)盈配合的綜合影響系數(shù)。可以求出：2.88，取=2.304，軸按照磨削加工，求出表面質(zhì)量系數(shù)：0.92。因此得出綜合影響系數(shù)：2.97，2.39。5.疲勞強(qiáng)度校核所以軸在C截面的安全系數(shù)為：2.059.252.00取許用安全系數(shù)S=1.5，有>S，故C截面強(qiáng)度足夠要求。滾動(dòng)軸承的選擇和校核5.3.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計(jì)算軸2上低速級(jí)小齒輪的鍵選擇的型號(hào)為鍵12×86GB/T1096鍵的工作長(zhǎng)度為l=L-b=86-12=74mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度25.73MPa150MPa滿足強(qiáng)度要求。高速級(jí)大齒輪的鍵選擇的型號(hào)為鍵12×54GB/T1096鍵的工作長(zhǎng)度為l=L-b=54-12=42mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度47.60MPa150MPa滿足強(qiáng)度要求。5.4低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算5.4.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）各軸段直徑的確定d31：滾動(dòng)軸承軸段，d31=50mm，選取軸承型號(hào)為角接觸球軸承7210C。d32：齒輪處軸段，d32=57。d33：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的定位要求d33=63mm。d34：過(guò)渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇d14=57mm。d35：滾動(dòng)軸承處軸段，d35=50mm。d36：密封處軸段，根據(jù)密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封）確定，d36=48mm。d37：軸3的最小直徑，d37=d3min=45mm。各軸段長(zhǎng)度的確定l31：由滾動(dòng)軸承的型號(hào)和外形尺寸確定，取l31=42.5mm。l32：由低速級(jí)大齒輪的寬度確定，取l32=85mml33：軸環(huán)寬度，取l33=10mml34：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度確定，取l34=70mml35：由滾動(dòng)軸承的型號(hào)和外形尺寸確定，取l35=33mml36：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l36=55mml37：根據(jù)減速器的具體規(guī)格確定，取l37=84mm圖5.5低速軸的尺寸圖表5.3低速軸各段尺寸直徑d31d32d33d34d35d36d37mm50576357504845長(zhǎng)度l31l32l33l34l35l36l37mm42.58510703355845.4.2軸強(qiáng)度的校核計(jì)算5.4.2.1軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和不知方式有關(guān)。其中L1=106mm，L2=146.5mm，L3=76mm。5.4.2.2彎矩圖根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，按垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩MV圖已知=394.44，=386.55≈，齒輪分度圓直徑d=85.00mm，則3585.77N1224.80N190.95圖5.6軸的載荷分析圖5.4.2.3扭矩圖扭矩圖如圖5.9所示。5.4.2.4校核軸的強(qiáng)度取0.3，查得60MPa，t=6mm。18138.32所以12.38MPa60MPa故該軸滿足強(qiáng)度要求。5.4.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計(jì)算軸端聯(lián)軸器鍵選擇的型號(hào)為鍵16×79GB/T1096鍵的工作長(zhǎng)度為l=L-b=79-16=63mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度43.94MPa150MPa滿足強(qiáng)度要求。5.5軸承的選擇及校核5.5.1軸承的選擇Ⅰ軸選軸承為：7205C；Ⅱ軸選軸承為：7207C；Ⅲ軸選軸承為：7210C。所選軸承的主要參數(shù)見(jiàn)表5.10。圖5.7軸承參數(shù)表5.4所選軸承的主要參數(shù)軸承代號(hào)基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNammdDBdaDa動(dòng)載荷Cr靜載荷C0r7205C255215314616.510.512.77207C357217426530.52015.77210C509020578342.83219.45.5.2軸承的校核（一）滾動(dòng)軸承的選擇，根據(jù)載荷以及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸承。選擇的軸承型號(hào)為：7207C。其基本參數(shù)查表得：Cr=30.5kN,Cr0=20kN，e=0.38，Y=1.4，Y0=0.8。（二）滾動(dòng)軸承的校核1.徑向載荷Fr根據(jù)軸的分析，可知：A點(diǎn)總支反力Fr1=FRA=3374.02N，B點(diǎn)總支反力Fr2=FRB=2929.01N。2.軸向載荷Fa.外部軸向力Fae=Fa3-Fa2=0.00N，從最不利受力情況考慮，F(xiàn)ae指向A處1軸承（方向向左）；軸承派生軸向力由角接觸球軸承的計(jì)算公式Fd=Fr/(2Y)求出；Fd1=Fr1/(2Y)=1205.01