機械設(shè)計課程設(shè)計-展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器F=6000V=0.48D=400

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1、43 機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目: 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 全套圖紙加扣?3012250582 機械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè) 143班 設(shè)計者： 指導(dǎo)教師： 2016 年 10 月 26 日 （ 大連民族大學(xué)機電工程學(xué)院） 目錄 一．設(shè)計任務(wù)書及其傳動方案的擬定 2 二．傳動方案的擬訂及說明 4 三.齒輪設(shè)計計算 8 四.軸的設(shè)計計算與校核 16 五. 軸、軸承、鍵的校核 22 六. 聯(lián)軸器的選擇 35 七. 減速器附件選擇及箱體的設(shè)計 36

2、 八. 潤滑與密封 39 九. 設(shè)計心得與體會 40 十. 參考資料 41 十一. 致謝 42 一、設(shè)計任務(wù)書及其傳動方案的擬定 設(shè)計基礎(chǔ)數(shù)據(jù)如下： 1、已知數(shù)據(jù) 工作情況 載荷平穩(wěn) 鋼絲繩曳引力 6000 鋼絲繩速度V（m/s） 0.48 滾筒直徑D/(mm) 400 滾筒長度L/(mm) 800 運輸帶速允許誤差 5% 2、工作條件 工作班制:2；工作環(huán)境:清潔;工作年限：8；載荷性質(zhì)：平穩(wěn)； 3、 生產(chǎn)數(shù)量：批量 4、要求完成工作量 1.減速器裝配圖一張(A0)。 2

3、.設(shè)計說明書一份。 3.零件圖一張。 4.草圖一張。 （三）設(shè)計內(nèi)容： 1. 電動機的選擇與運動參數(shù)設(shè)計計算； 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算； 3. 軸的設(shè)計； 4. 裝配草圖的繪制 5. 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核； 6. 滾動軸承的選擇； 7. 裝配圖、零件圖的繪制； 8. 設(shè)計計算說明書的編寫。 （四）設(shè)計進度： 1、 第一階段： 總體計算和傳動件參數(shù)計算。 2、 第二階段： 軸與軸系零件的設(shè)計。 3、 第三階段： 軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制。 4、 第四階段： 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。 二、傳動方案的擬

4、訂及說明 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果 一：傳動方案的總體設(shè)計 （一）對給定傳動方案分析論證 總體布置見任務(wù)書 （二）選擇電動機 選擇電動機的類型 按工作條件和要求選用 Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 選擇電動機型號 1）工作機有效功率為： Pw=FV1000=6000×0.481000=2.88 KW 2）傳動裝置總效率 電動機到工作傳輸帶間的總效率為： η總=η齒開·η聯(lián)2·η軸5·η滾筒·η齒闊2 取η齒開=0.95，η聯(lián)=0.99，η軸=0.99，η滾筒=0.96，η齒闊=0.98 則：

5、 η總=0.82 3） 所需電動機功率 電動機所需的工作功率為： Pd=Pw η總 =3.5KW 4）確定電動機額定功率 所以應(yīng)選額定功率大于3.5kW的電機。 計算電動機轉(zhuǎn)速可選范圍并選擇電動機型號 三級圓柱齒輪減速器傳動比iΣ`=40~400。 工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為： nw=60×1000vπD=60×1000×0.483.14×400=22.92r/min 電機符合正常傳動時所需轉(zhuǎn)速：n=22.92*3*3*3=618.84r/min 選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min的電動機。

6、 由電機產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選電動機型號為： Y132M1-6 電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸 由表14－5、表14－6查出Y132M1-6型電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸。 型號 額定功率 轉(zhuǎn)速r/min 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 /kg Y132M1-6 4 960 2.0 733 （三）計算傳動裝置總傳動比和各級傳動比 傳動裝置的總傳動比 iΣ=ndnw = 15.51 分配各級傳動比 因為是展開式二級齒輪傳動，故，現(xiàn)取1.3，則 則低速級齒輪傳動比為: 傳動裝置中個軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 ??各軸的轉(zhuǎn)速n（r/mi

7、n）： 減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為III 軸， IV軸：nIV=61.97r/min 滾齒V軸：nV=22.95r/min ??各軸的輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 ； ； ； 卷筒機P卷 =?=3.58*0.95*0.99=3.37KW ??各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N?ｍ）和輸出轉(zhuǎn)矩T(kW) 匯總?cè)缦卤恚? 項目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 卷筒軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 213.81 61.97 22.95 功率（kW） 4 3.96

8、3.80 3.65 3.37 轉(zhuǎn)矩（N?m） 39.39 169.73 562.49 551.70 1402.33 傳動比 1 4.49 3.45 2.7 Pw=2.88KW Pd=3.5KW nw=22.92r/min 電動機型號： Y132M1-6 =4.49 =3.45

9、 三.齒輪設(shè)計計算 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （一）高速級齒輪的設(shè)計 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1)按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪 2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度 3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)） 選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z4=Z3iⅡ=85 選Z4=83. 5)初選螺旋角β=15°. 按彎曲疲勞強度計算 m≥32KT3YβCOS2β?dZ12εα?YF?YS[σF] 1） 初選各參數(shù)值 <1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3, <

10、2>由表7-5得 ?d=1. <3>由表7-6得，彈性影響系數(shù) <4>端面重合度εα=1.88-3.21Z3+1Z4?cosβ =1.88-3.2124+183?cos14° =1.643 <5>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，σFlim1=500MPa； σ

11、Flim2=380MPa. <6>應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h） 小齒輪:N1=60*960*1*(2*8*300*10) =6.18×108 大齒輪: N2=N1u=1.78*108 則KFN1=0.95， 則KFN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 [σF]3 =σFlim1?KFN1SF =3

12、39.29MPa [σF]4 =σFlim2?KFN2SF =249.71MPa <8>齒形系數(shù)YF及應(yīng)力校正系數(shù)YS的選取 計算當(dāng)量齒數(shù)： 由表7-4可得：YF3=2.62 ，YS3=1.6; YF4=2.24 , YS4=1.77 <9>螺旋角系數(shù)Yβ的選取 εβ=0.318?dZ1?tanβ

13、 =0.318×1×19×tan15°=1.6205 Yβ由圖7-14選為0.79 <10>試算YF?YS[σF] YF3?YS3σF3=2.62×1.6339.29=0.0123 YF4?YS4[σF]4=2.24×1.77249.71=0.0158 代入較大值YF?YS[σF]=0.0158 2）確定傳動尺寸 mn≥32×1.3×169113×cos315°1×192×1.643 算得mn=2.148

14、考慮到接觸疲勞強度，選mn=2.5 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cosβ =2×24cos14° =45.09mm d4=mnz4cosβ = 2×83cos14° =171.08mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=Φdd3=1×45.09=50.09mm 取小齒輪齒寬b3=55mm 大齒輪齒寬b4=50mm <3>載荷系數(shù)的選取

15、 由表7-2選使用系數(shù)KA=1 齒輪圓周速度V=πdn60×1000=π×61.8×161.960×1000=0.47m/s 由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.02 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.2 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.34. 故動載系數(shù)K=KAKvKαKβ=1.64 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =2.07×31.631.4 =2.32 仍取mn=2.5

16、 中心距： 圓整為a=135mm 則β=15.642° 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計算大小齒輪分度圓直徑： d3=mnz3cosβ = 2.5×19cos15.642° =49.33mm d4= mnz4cosβ = 2.5×85cos15.642° = 220.67mm 校核齒根接觸疲勞強度 σH=ZE?ZHKFtbd1?u+1u≤[σH]

17、 1） 許用接觸應(yīng)力的計算 <1>彈性影響系數(shù) 由圖7-19選ZN3=1 ZN4=1.07(允許局部點蝕) 由圖7-12查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 <2>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，σHlim3=600MPa； σHlim4=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1 [σH]3 =σHlim3?ZN3SH = 588MPa [σH]4 =σHlim4?ZN4SH = 533.5MPa

18、 u=4.47 2） 齒根接觸疲勞強度計算 σH3=189.8×2.43×0.98×0.72×1.3×2×1691131×49.33×49.33×49.33×4.47+14.47 =588MPa≤950MPa σH4=189.8×2.43×0.98×0.72×1.3×2×1691131×262.8×61.8×1.688×4.47+14.47 =533.5Pa≤988MPa 故齒根接觸疲勞強度滿足。 ④高速軸齒輪參數(shù)匯總 齒輪 小齒輪 大齒輪 材料 40Cr 45 齒數(shù) 19 85 直徑/

19、mm 45.09 171.08 螺旋角/° 15.642° 齒寬/mm 55 50 模數(shù) 2.5 Z3=19 Z4=85 εα=1.643 KFN1=0.95 KFN2=0.92 YF3=2.62 YS3=1.6 YF4=2.24 YS4=1.77 mn=2.5

20、 a=135mm β=15.642° d3=49.33mm d4=220.67mm 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （二）低速級齒輪的設(shè)計 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1)按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪 2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度 3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）； 選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）。 4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒

21、輪齒數(shù)Z2=Z1iⅠ =24×3.45=82.8， 選Z2=83 5)初選螺旋角β=14°. 按彎曲疲勞強度計算 m≥32KT3YβCOS2β?dZ12εα?YF?YS[σF] 2） 初選各參數(shù)值 <1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3, <2>由表7-5得?d=0.7. <3>由表7-6得，彈性影響系數(shù) <4>端面重合度εα=1.88-3.21Z1+1Z2?cosβ =1.88-3.2124+183?cos14°

22、 =1.643 <5>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，σFlim1=500MPa； σFlim2=380MPa. <6>應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h） 小齒輪:N1=60×214.59×1×2×8×300×8 =4.94×108

23、 大齒輪: N2=N1/u=4.94×108/3.45 =1.43×108 則YN1=0.95， 則YN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 [σF]1 =σFlim1?YN1SF =339.29MPa [σF]2 =σFlim2?YN2SF =249.71MPa <8>齒形系數(shù)YF及應(yīng)力校正系數(shù)YS的選取 計算當(dāng)量齒數(shù)： 由表7

24、-4可得：YF1=2.65 ，YS1=1.6; YF2=2.21 , YS2=1.79 <9>螺旋角系數(shù)Yβ的選取 εβ=0.318?dZ1?tanβ =0.318×0.7×24×tan14°=1.33 Yβ由圖7-14選為0.844 <10>試算YF?YS[σF] YF1?YS1σF1=2.65×1.6339.29=0.012497

25、 YF2?YS2[σF]2=2.21×1.79246.71=0.01584 代入較大值YF?YS[σF]=0.01662 2）確定傳動尺寸 mn≥32×1.3×169113×cos314°0.7×242×1.643×0.01662 =2.143 算得mn≥1.21 考慮到接觸疲勞強度，選mn=2.14 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d1=mnz1cosβ =3×24cos14°=74.20mm d2=mnz2cosβ =

26、3×83cos14°=256.62mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=Φdd1=0.7×74.20=51.94mm 取小齒輪齒寬b1=57mm 大齒輪齒寬b2=52mm <3>載荷系數(shù)的選取 由表7-2選使用系數(shù)KA=1 齒輪圓周速度V=πdn60×1000=π×74.2×214.5960×1000=0.596m/s 由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.01 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.2

27、 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.5 故動載系數(shù)K=KAKvKαKβ=1.89 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =1.21×31.891.3 =2.427 取mn=3 中心距： 圓整為a=165mm 則β=13.4° 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計算大小齒輪分度圓直徑： d

28、1=mnz1cosβ =3×24cos13.4°=74.02mm d2=mnz2cosβ =3×83cos13.4°=255.98mm 校核齒根接觸疲勞強度 σH=ZE?ZH·Zε·Zβ2KT2?dd13?u+1u≤[σH] 1)許用接觸應(yīng)力的計算 <1>彈性影響系數(shù) 由圖7-12查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.42 由圖7-19選ZN1=0.95 ZN2=0.93 Zε=0.741 Zβ=0.985 <2>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，σHlim1=600MPa；

29、 σHlim2=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1 [σH]1 =σHlim1?ZN1SH =570MPa [σH]2 =σHlim2?ZN2SH =511.5MPa u=3.45 2)齒根接觸疲勞強度計算 σH=189.8×2.42×1.89×2×1691130.7×74.02×74.02×74.02×3.45+13.45 =570MPa≤760MPa 故齒根

30、接觸疲勞強度滿足。 ④高速軸齒輪參數(shù)匯總 齒輪 小齒輪 大齒輪 材料 40Cr 45 齒數(shù) 24 83 直徑/mm 74.02 255.98 螺旋角/° 13.412° 齒寬/mm 57 52 模數(shù) 3 (三)開式齒輪的設(shè)計 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1)按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪 2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度 3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)） 選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z4=Z3i=55. 5)初選螺旋角β=

31、14°. 按彎曲疲勞強度計算 m≥32KT3YβCOS2β?dZ12εα?YF?YS[σF] 3） 初選各參數(shù)值 <1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3, <2>由表7-5得 ?d=0.7. <3>由表7-6得，彈性影響系數(shù) <4>端面重合度εα=1.88-3.21Z3+1Z4?cosβ =1.88-3.2120+155?cos14° =1.596

32、 <5>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，σFlim1=500MPa； σFlim2=380MPa. <6>應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h） 小齒輪:N1=60*62.04*1*(2*8*300*8) =1.43×108 大齒輪: N2=N1u=5.20*107 則KF

33、N1=0.95， 則KFN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 [σF]3 =σFlim1?KFN1SF =339.29MPa [σF]4 =σFlim2?KFN2SF =249.71MPa <8>齒形系數(shù)YF及應(yīng)力校正系數(shù)YS的選取 計算當(dāng)量齒數(shù)： 由表7-4可得：YF3=2.65 ，YS3=1.6; YF4=2.21

34、 , YS4=1.79 <9>螺旋角系數(shù)Yβ的選取 εβ=0.318?dZ1?tanβ =0.318×0.7×20×tan14°=1.111 Yβ由圖7-14選為0.87 <10>試算YF?YS[σF] YF3?YS3σF3=2.65×1.6339.29=0.0125 YF4?YS4[σF]4=2.21×1.79249.71=0.0158

35、 得YF?YS[σF]=0.01662 2）確定傳動尺寸 mn≥32×1.3×551080×cos314°1×202×1.596 算得mn=3.646 考慮到接觸疲勞強度，選mn=4 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cosβ =4×20cos14° =82.45mm d4=mnz4cosβ = 4×55cos14° =226.73mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=Φdd3=0.7×82.45=57.715mm

36、 取小齒輪齒寬b3=63mm 大齒輪齒寬b4=58mm <3>載荷系數(shù)的選取 由表7-2選使用系數(shù)KA=1 齒輪圓周速度V=πdn60×1000=π×82.45×62.0460×1000=0.24m/s 由圖7-7選動載系數(shù)Kv=1.05 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.4 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.42. 故動載系數(shù)K=KAKvKαKβ=2.00788

37、 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =3.646×32.007881.3 =4.13 仍取mn=4 中心距： 圓整為a=155mm 則β=14.593° 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計算大小齒輪分度圓直徑： d3=mnz3cosβ = 4×20cos14.593° =82.67mm

38、 d4= mnz4cosβ = 4×55cos14.593° = 227.33mm 校核齒根接觸疲勞強度 σH=ZE?ZHKFtbd1?u+1u≤[σH] 3） 許用接觸應(yīng)力的計算 <1>彈性影響系數(shù) 由圖7-19選ZN3=0.95 ZN4=0.96 由圖7-12查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 <2>彎曲疲勞強度極限 由圖7-16得，σHlim3=600MPa； σHlim4=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1

39、 [σH]3 =σHlim3?ZN3SH = 570Mpa [σH]4 =σHlim4?ZN4SH = 528Mpa u=2.707 4） 齒根接觸疲勞強度計算 σH=189.8×2.43×0.95×0.96×1.3×2×5510801×82.67×82.67×82.67×2.707+12.707 =570MPa≤950MPa 故齒根接觸疲勞強度滿足。 ④開式軸齒輪參數(shù)匯總 齒輪 小齒輪 大齒輪 材料 40Cr 45 齒數(shù) 20 55 直徑/mm 82

40、.67 227.33 螺旋角/° 14.593° 齒寬/mm 63 58 模數(shù) 4 Z1=24 Z2=83 εα=1.643 YN1=0.95 YN2=0.92 YF1=2.65 YS1=1.6 YF2=2.21 YS2=1.79 mn=3

41、 a=165mm β=13.4° d1=74.02mm d2=255.98mm 四.軸的設(shè)計計算與校核 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （一） 高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 960 3.96 169113 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=106，于是得：

42、 軸上有兩個鍵槽，則dmin=1.1dmint=18.69mm 4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 注：本設(shè)計中定位軸肩直徑為d=d1+(0.07d1~0.1d1) 軸環(huán)的寬度l=1.4h(h為軸肩得而高度)，以下只寫明計算結(jié)果。 a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 I II III IV V VI VII 高速軸零件裝配方案圖 b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 <一>各段直徑的確定： Ⅰ-Ⅱ：該段連接半聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器：

43、 計算轉(zhuǎn)矩TC=KT=1.5×169.113=253.669(N?m) 又電機輸出軸直徑D=38mm, 選擇LX3型聯(lián)軸器ZC38×84JB45×84GBT 5014-2003， 故選擇高速軸外伸端直徑選為38mm。 由半聯(lián)軸器長度L=112mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為60mm. Ⅱ-Ⅲ：該段直徑選為45mm。 Ⅲ-Ⅳ：該段軸要安裝軸承端蓋，即該段直徑定為51mm。 Ⅵ-Ⅶ：這一段為齒輪軸軸段。軸段與齒輪齒頂圓同高。 Ⅶ-Ⅷ：該段軸要安裝軸承以及擋油環(huán)，同Ⅳ-Ⅴ。 <二>各段長度的確定： Ⅰ-Ⅱ：由半聯(lián)軸器長度L=52mm，為了讓聯(lián)軸器與

44、軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為60mm. Ⅱ-Ⅲ：軸環(huán)寬度根據(jù)規(guī)定L=1.4h（h為軸肩高度），軸環(huán)長度為3mm. Ⅲ-Ⅳ：此段軸直徑為51mm Ⅳ-Ⅴ: 此段為齒輪軸直徑為54.34mm，齒輪寬為55mm，所以長度為55mm Ⅴ-Ⅵ:此段軸直徑為51mm Ⅵ-Ⅶ：此段有軸承蓋 直徑為45mm 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑 38 45 51 54.3 51 45 長度 60 55 76 55 14 19 配合 聯(lián)軸器 軸承蓋 無 齒輪軸 無 軸承蓋 高速

45、軸各段參數(shù)匯總表 （二） 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 213.81 3.80 562490 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=112，于是得： 由于軸上有兩個鍵槽，因此修正后的最小直徑為： 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ&Ⅶ-Ⅷ：用于安裝軸承，查表15-4，選取圓錐滾子軸承（

46、GB/T297-1994）軸承規(guī)格30307，基本尺寸為基本尺寸d×D×B=35×80×22.75，則這兩段軸直徑為35mm，長度為21mm。 Ⅱ-Ⅲ：用于固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為45mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長度為14mm。 Ⅲ-Ⅳ：這一段與齒輪配合，直徑為50mm，長度比齒輪齒寬57mm短2.5mm，故這一段長度為54.5mm。 Ⅳ-Ⅴ：定位軸環(huán)。直徑選為56mm，長度為7.5mm。 Ⅴ-Ⅵ：與齒輪配合，直徑為50mm，長度比齒輪齒寬50mm短2.5mm，這一段長度為47.5mm。 Ⅵ-Ⅶ：用于固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為43mm。綜合考慮

47、軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長度為16.5mm。 Ⅶ-Ⅷ：此段軸連接軸承蓋軸直徑為35mm，長度為21mm 中速軸各段參數(shù)匯總表 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 35 45 50 56 50 43 35 長度 21 14 54.5 7.5 47.5 16.5 21 配合 軸承 無 齒輪 無 齒輪 無 軸承 （三） 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 61.97 3.65 55

48、1700 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=110，于是得： 由于軸上有兩個鍵槽，因此修正后的最小直徑為： 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ：該段連接半聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器： 計算轉(zhuǎn)矩TC=KT=1.5×551.70=827.55(N?m) 查表17-4得, 選擇彈性套柱聯(lián)軸器J38×60J145×60GB/T4323-2

49、002， 故選擇低速軸外伸端直徑選為45mm。 由半聯(lián)軸器長度L=60mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長度為84mm. Ⅱ-Ⅲ：該段軸與軸承端蓋配合，且左端定位軸肩起到固定聯(lián)軸器的作用。該段直徑定為50mm，長度為54mm。 Ⅲ-Ⅳ：該段軸要安裝軸承，初選圓錐滾子軸承GB/T297-1994軸承規(guī)格30210，基本尺寸d×D×B=50×90×20 ，故直徑選為50mm。長度為21.75mm。 Ⅴ-Ⅵ：這一段為軸環(huán)，直徑選為66mm，長度為16.5mm，右端起到固定齒輪軸向位置的作用。 Ⅵ-Ⅶ：這一段與齒輪配合，直徑為57mm，長度比齒輪齒寬52mm短3mm，故這一段長

50、度為49mm。 Ⅶ-Ⅷ：該段軸要安裝軸承，根據(jù)安裝方便和軸承內(nèi)徑的要求，初選圓錐滾子軸承GB/T297-1994軸承規(guī)格30210，基本尺寸d×D×B=50×90×20 ，故直徑選為50mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長度為20mm。 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 45 50 50 66 66 57 50 長度 84 53.85 21.75 16.5 16.5 49 20 配合 聯(lián)軸器 無 軸承 無 無 齒輪軸 軸承 低速軸各段參數(shù)匯總表

51、 選擇LX3型聯(lián)軸器 ZC38×84JB45×84GBT 5014-2003 五. 軸、軸承、鍵的校核 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （一）高速軸及其軸承、鍵的校核 1）齒輪受力分析 2)V面上受力分析 MA=0: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0 MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0 得：RVA=174.4N RVB=4

52、9.73N 3)H面上受力分析 RHA=Ft×L2L1+L2=395.7N RHB=Ft×L1L1+L2=199.1N 4)彎矩計算 此處只說明M合與Mca計算，其他計算結(jié)果見彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 α=0.58 5）受力分析及其彎矩圖 A C B 根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險截面為齒輪中心面。 6）按彎扭合成強度校核 根據(jù)表9-4，查得40Cr鋼： σ+1b=270MPa σ0b=130MP

53、a σ-1b=75MPa σp=800Mpa α=0.58 則齒輪處的軸徑： d≤3Me0.1σ-1b=322.4×10000.1×75=14.4mm≤43.3mm 故軸徑滿足強度要求。 7）軸承壽命的校核 軸承A：6205 軸承B：6205 此處只需對軸承A進行強度校核。 根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為： ； 靜載荷為： 此處iFac0r=0.02 故取e=0.203. 取X=0.56, Y=2.2 C`=P360Ln`106

54、a1=0.592360×3×24×365×960106×1=6.8KN

55、槽的接觸高度k=0.5h=0.5×6=3mm 則該鍵的強度符合要求。 （二）低速軸及其軸承、鍵的校核 1）齒輪受力分析 2 )V面上受力分析 MA=0: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0 MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0 得：RVA=1.93KN RVC=-0.43KN 5） H面受力分析 RHA=Ft×L2L1+L2=2.48KN RHC=Ft×L1L1+L2=1.52KN 4)彎矩計算 此處只說明M合與Mca計算，其他計算結(jié)果見彎矩圖

56、 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 α=0.58 5）受力分析及其彎矩圖 根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險截面為B截面。 6）按彎扭合成強度校核 根據(jù)表9-4，查得45鋼： σ+1b=200MPa σ0b=95MPa σ-1b=55MPa σp=600Mpa α=0.58 在B截面處： 由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為： 故軸徑滿足強度要求。 7）軸承壽命的校核 軸承A：6213 軸承C：

57、6213 此處只需對軸承C進行強度校核。 根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為： ； 靜載荷為： 此處iFac0r=0.025 故取e=0.195. 取X=0.56, Y=2.06 C`=P360Ln`106a1=3.82360×3×24×365×38.2106×1=14.97KN

58、m 鍵長L/mm 12 8 31.5 (2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=525837.3N?mm，軸的直徑d=72mm 鍵的工作長度l=L-b=31-8=23mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm 則該鍵的強度符合要求。 同聯(lián)軸器相連的鍵校核： (1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=55mm和軸段長為170mm以及半聯(lián)軸器的長度L=173mm，選取鍵 尺寸為： 鍵的公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/m

59、m 14 9 150 (2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=525837.3N?mm，軸的直徑d=55mm 鍵的工作長度l=L-b=150-14=136mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm 則該鍵的強度符合要求。 (三)中間軸及其軸承、鍵的校核 中間軸上有大齒輪2以及小齒輪3 1）齒輪受力分析 齒輪2： 齒輪3： 1) V面上受力分析 MA=0: Fa2×d22+Fr2×L1-Fa3×d32++Fr3×

60、 (L1+L2)-RVBL1+L2+L3=0 MB=0: Fa2×d22-Fr3 ×L3-Fa3×d32++Fr3× (L1+L2)+RVAL1+L2+L3=0 得：RVA=0.86KN RVC=1.14KN 3）H面受力分析 MA=0: Ft2×L1+Ft3×(L1+L2)+RHBL1+L2+L3=0 MB=0: -Ft3×L3-Ft2×(L3+L2)-

61、 RHAL1+L2+L3=0) 得： RHA=-2.34KN RHB=-3KN 彎矩計算 此處只說明M合與Mca計算，其他計算結(jié)果見彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 α=0.58 4）受力分析及其彎矩圖 根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險截面為C、D截面。 5）按彎扭合成強度校核 根據(jù)表9-4，查得45鋼： σ+1b=200MPa σ0b=95MPa σ-1b=55MPa σp=600Mpa α=0.58 在D截面處

62、： 由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為： 故軸徑滿足強度要求。 在C截面處： 由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為： 故軸徑滿足強度要求。 6）軸承壽命的校核 軸承A：6406 軸承B：6406 此處只需對軸承B進行強度校核。 根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為： ； 靜載荷為： 此處iFac0r=0.031 故取e=0.262. 取X=0.56, Y=1.96 C`=P360Ln`10

63、6a1=3.27360×3×24×365×161.9106×1=20.7KN

64、0.5h=0.5×8=4mm 則該鍵的強度符合要求。 同齒輪2相連的鍵校核： (1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=42mm和輪轂長為22mm和，選取雙鍵 尺寸為： 鍵的公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/mm 8 7 20 (2)鍵的強度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=130463.1N?mm，軸的直徑d=42mm 鍵的工作長度l=L-b=10-8=12mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm 則該

65、鍵的強度符合要求。 RVA=174.4N RVB= 49.73N RHA=395.7N RHB=199.1N α=0.58 Mca=22.4N?m C`=6.8KN

66、 =18.4MPa RVA=1.93KN RVC=-0.43KN α=0.58 Mca=343.1N?m =107.3MPa =31.2MPa