二級減速器課程設(shè)計二級圓柱斜齒減速器

《二級減速器課程設(shè)計二級圓柱斜齒減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級減速器課程設(shè)計二級圓柱斜齒減速器（61頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、洛陽理工學(xué)院 課程設(shè)計說明書 機械設(shè)計 (機械設(shè)計基礎(chǔ)) 設(shè)計題目 二級圓柱斜齒減速器 前言 減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置，在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器，減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊，效率較高，傳遞運動準(zhǔn)確可靠，使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機械中應(yīng)用很廣。 汽輪機的減速器都采用斜齒輪，斜齒一般具

2、有漸開形，新的減速器齒輪采用螺線形斜齒輪。汽輪機減速器齒輪是將斜齒輪成組的組裝在一起成為人字形齒輪組，用來平衡斜齒輪工作時的軸向推力，從而保證齒輪嚙合良好。在有些小型汽輪機的減速器上，靠發(fā)電機側(cè)的大齒輪軸承，除有支承作用外，在軸承兩側(cè)還澆鑄有烏金，并開有傾斜油槽，與裝在大齒輪軸上的兩個推力盤組成推力軸承，來承受軸向推力。大齒輪工作時的軸向推力，可能來自發(fā)電機，也可能是斜齒輪工作時殘余的軸向不平衡推力。 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 題目 設(shè)計用于帶式運輸機上兩級斜齒輪減速器 學(xué)生姓名_______

3、 指導(dǎo)教師__張旦聞____ 1、電動機 2、小皮帶輪 3、減速箱 4、聯(lián)軸器 5、皮帶輪 6、大帶輪 7、高速齒輪 8、低速齒輪 9運輸帶 設(shè)計參數(shù): 運輸帶工作拉力:F=1200N 運輸帶工作速度:V=1.5m/s 卷筒直徑:D=200mm 工作條件: 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵； 運輸帶速度允許誤差土5％； 兩班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮) 。 加工條件: 生產(chǎn)20臺，中等規(guī)模機械廠，可加工 7—8

4、級齒輪。 設(shè)計工作量: 1．減速器裝配圖1張(A0或A1)； 2．零件圖1—3張； 3．設(shè)計說明書1份。 目錄 第1章 工作機器特征的分析 1 第2章 傳動方案的設(shè)計 1 第3章 選擇電動機 1 3.1 求電機至工作機之間的傳動裝置的總效率 2 3.2計算電機所需功率 2 3.3確定電動機的轉(zhuǎn)速 3 3.4電動機的外形和安裝尺寸 3 第4章 確定傳動機中傳動比和分配傳動比 4 4.1計算傳動裝置總傳動比 4 4.2計算傳動裝置的分傳動比 4 第5章 帶輪設(shè)計 5 第6章 計

5、算傳動裝置的運動及動力參數(shù) 8 第7章 齒輪傳動設(shè)計 9 7.1.高速級齒輪傳動設(shè)計 9 7.2.低速級齒輪傳動設(shè)計 15 第8章 軸的設(shè)計 21 8.1中間軸的設(shè)計 22 8.2高速軸的設(shè)計 32 8.3低速軸的設(shè)計 42 第9章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 52 第10章 心得體會 53 第11章 參考文獻 54 56 第一章 工作機器特征的分析 由設(shè)計任務(wù)書可知：該減速箱用于卷筒輸送帶，工作速度不高（V=1.5m/s）,輸送帶工作拉力不大(F=1200N),因而傳遞的功率也不會太大。由于工作運輸機工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變,使用壽命不長(10年),故減速箱

6、應(yīng)盡量設(shè)計成閉式,箱體內(nèi)用油液潤滑,軸承用脂潤滑.要盡可能使減速箱外形及體內(nèi)零部件尺寸小,結(jié)構(gòu)簡單緊湊,造價低廉,生產(chǎn)周期短,效率高。 第2章 傳動方案的設(shè)計 根據(jù)設(shè)計任務(wù)書中已給定的傳動方案及傳動簡圖，分析其有優(yōu)缺點如下： 優(yōu)點： (1)電動機與減速器是通過皮帶進行傳動的，在同樣的張緊力下，V帶較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且V帶允許的中心中距較平帶大，傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，使用維護方便，價格低廉。故在第一級（高速級）采用V帶傳動較為合理，這樣還可以減輕電動機因過載產(chǎn)生的熱量，以免燒壞電機，當(dāng)嚴(yán)重超載或有卡死現(xiàn)象時，皮帶打滑，可以起保護電機的作用。 （2）斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒

7、輪傳動平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設(shè)計時旋向選擇合理，可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減速器的兩對齒輪均采用斜齒圓柱齒輪傳動。 （3）高速級齒輪布置在遠離扭矩輸入端，這樣可以減小軸在扭矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。 缺點：（1）皮帶傳動穩(wěn)定性不夠好，不能保證精確的傳動比，外廓尺寸較大。 （2）齒輪相對軸和軸承不能對稱分布，因而對軸的要求更高，給制造帶來一定麻煩。 綜上所述，這種傳動方案的優(yōu)點多，缺點少，且不是危險性的缺點，故這種傳動方案是可行的。 第3章 選擇電動機 3.1 求電機至工作機之間的傳動裝置的總效率 傳動系

8、統(tǒng)簡圖如圖3.1： 圖3.1傳動系統(tǒng)簡圖 總效率：（V帶）=0.96，（滾動軸承）=0.99，（齒輪）=0.97，（聯(lián)軸器）=0.99，,（平摩擦傳動）=0.90。（數(shù)據(jù)摘自參考文獻［3］） 即： －V帶傳動效率：0.96 －滾動軸承（潤滑最佳時一對）傳動效率：0.99 －齒輪傳動效率：0.97 －彈性聯(lián)軸器傳動效率：0.99 －平面帶與卷筒摩擦傳動效率：0.90 3.2計算電機所需功率 已知運輸帶工作拉力F=1200N、運輸帶的速度V=1.5m/s，求運輸帶的功率 已知平面帶與卷筒摩擦傳動效率：0.90 求出工作機的功率

9、 電動機的功率： 3.3確定電動機的轉(zhuǎn)速 已知運輸帶工作拉力F=1200N，平面帶與卷筒摩擦傳動效率=0.90 可以求得卷筒圓周力F1，卷筒的轉(zhuǎn)速n 二級減速器的傳動比i=8-40，所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍為: nd =in=（8~40）143.32=（1146.56~5732.8）r/min 根據(jù)電動機功率和電動機轉(zhuǎn)速查（機械設(shè)計簡明手冊）符合條件的電動機有： 表3-1 型號 功率/KW 轉(zhuǎn)速（r/min） Y100L2-4 3 1420

10、 3.4電動機的外形和安裝尺寸 中心高度H 長寬高 L( 安裝尺寸 AB 軸伸尺寸 DE 平鍵尺寸 FG 100 380282.5245 160140 2860 824 圖3.2 Y100L2—4型電動機外形圖 第4章 確定傳動機中傳動比和分配傳動比 4.1計算傳動裝置總傳動比 式為電動機滿載時轉(zhuǎn)速（r/min），n為卷筒轉(zhuǎn)速（r/min） 4.2計算傳動裝置的分傳動比 已知中傳動比，求兩級減速器傳動比： 因為為斜齒輪傳動比 則取 V帶傳動比=1.2

11、 由得： =3.067 為高速級傳動比，為低速級傳動比 第5章 帶輪設(shè)計 計算項目 計算說明 計算結(jié)果 5.1設(shè)計帶輪的功率，選取V帶類型 查表7-7得工作情況系數(shù),根據(jù) 依據(jù)、，從圖7-9中選用A型普通V帶。 A型普通V帶 5.2確定帶輪基準(zhǔn)直徑 由表7-8查得主動輪的最小基準(zhǔn)直徑，根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑系列，取。 根據(jù)式，計算從動輪基準(zhǔn)直徑： 根據(jù)基準(zhǔn)直徑系列，取。 dd1=100mm dd2=118mm 5.3驗算帶的速度 根據(jù)得 速度在5-25m/s內(nèi)，適合

12、 v1=7.432m/s 5.4確定普通V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距 根據(jù)得 初步確定中心距。 根據(jù)計算帶的初選長度： 根據(jù)表7-3選取帶的基準(zhǔn)長度 根據(jù)式計算帶的實際中心距為 根據(jù) 、，中心距可調(diào)整范圍為： a0=300mm L0=942.7mm Ld=1000mm a=328.65mm 5.5驗算主動輪上的包角 根據(jù) 主動輪上包角大于1200，包角適合。 =176.860 5.6計算V帶的根數(shù)Z 由A型普通V帶，、，查表7

13、-4得；由，查表7-6得;由，查表7-5得;由，查表7-3得.則根據(jù)有： 取Z=4根。 Z=4 5.7計算初拉力F0 根據(jù)式，查表7-2得q=0.010kg/m，有： F0=114N 5.8計算作用在軸上的壓力FQ 根據(jù)得： FQ=911.7N 5.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計與技術(shù)設(shè)計 注：以上表格及數(shù)據(jù)均摘自參考文獻［1］。

14、 圖5.1帶輪的結(jié)構(gòu)示意圖 第6章 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù) 對電動機： 對于Ⅰ軸： 對于II軸： 對于III軸： 對工作機： 表6-1 帶式運輸機傳動裝置各主軸主要參數(shù)計算結(jié)果 參數(shù) 軸名 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 工作機軸 轉(zhuǎn)速/(r/min) 1420

15、 1183 385.7 143 143 功率P/kW 3 2.85 1.74 2.63 2 轉(zhuǎn)矩T/(Nm) 20 23 68 175.6 133 傳動比i 1.2 3.067 2.69 1 效率 0.96 0.97 0.97 0.99 第7章 齒輪傳動設(shè)計 7.1.高速級齒輪傳動設(shè)計 已知傳遞功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，，由電動機驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下： 計算項目 計算和說明 計算結(jié)果 (1)選擇材料及熱處理 查參考文獻［3］中表8-7，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=217~255，取HB

16、S1=240，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=162~217，取HBS2=190。由表8-8知，HBS1－ HBS1=240 HBS2=190 精度等級 齒數(shù) 實際傳動比 齒數(shù)比誤差 初選螺旋角 HBS2=40，合適。 選8級精度（GB10095—88）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取 實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許5%的變化范圍）。 初選螺旋角 (2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 ①確定計算參數(shù) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 齒輪材料彈性系數(shù) 齒寬系數(shù) 齒數(shù)比u 節(jié)點區(qū)域系數(shù)

17、 端面重合度 螺旋角系數(shù) 軸向重合度 重合度系數(shù) 初選載荷系數(shù) 接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞強度壽命系數(shù) 最小安全系數(shù)SHmin 接觸疲勞極限Hlim 許用接觸應(yīng)力[]H 試計算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度v 使用系數(shù)KA 動載系數(shù)KV 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) 確定載荷系數(shù) 修正小齒輪分度圓直徑 ②確定齒輪參數(shù)及主要尺寸 法面模數(shù) 中心距 確定螺旋角 分度圓直徑、 確定齒寬、 （3）校核彎曲疲勞強度 斜齒輪當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YS

18、a2 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 彎曲疲勞強度極限， 彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF 彎曲疲勞強度壽命系數(shù)YN 彎曲疲勞強度安全系數(shù)SFmin 計算許用彎曲應(yīng)力 校核齒面彎曲疲勞強度 (4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸 端面模數(shù) 端面壓力角 基圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 端面齒厚 端面齒距 端面基圓齒距 查參考文獻5中式8—18知設(shè)計公式： 由式得： 查參考文獻［3］中表8-13得

19、： 查參考文獻［3］中表8-14，取 u=3.067 由參考文獻［5］中圖8-19得： = 由參考文獻［5］中式（8-2）得： 由參考文獻［5］中圖8-8得：ZN1=1，ZN2=1 由參考文獻［3］中表8-10 SHmin=1 由參考文獻［3］中表8-9得接觸接觸疲勞極限 Hlim1=350+HBS1=(350+240)MPa=590MPa Hlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa 由參考文獻［5］中式8-3得： 由于[]H2<[]H1，所以應(yīng)取較小值[]H2代入計算 =

20、 m/s 查參考文獻［5］中表8-5得：KA=1 根據(jù)vz1/100=2.48930/100=0.7467m/s，查參考文獻5中 圖8—10得：KV=1.07 由參考文獻［5］中圖8-11得： 由參考文獻［5］中圖8-13得： 由參考文獻［5］中式8-10得： 根據(jù)參考文獻［3］中表8-1，取標(biāo)準(zhǔn)值 圓整為 =15.60890 圓整后取=50mm，=55mm 由參考文獻［5］中式8-19知校核公式為： 由，，，可得 查參考文獻［5］中表8-7，YF

21、a1=2.48，YFa2=2.18 查參考文獻［5］中表8-7，YSa1=1.64，YSa2=1.79 查參考文獻［5］中圖8-20得： 由參考文獻［3］中表8-9得： =320+0.45HBS1=(320+0.45240)MPa=416MPa =184+0.74HBS2=(184+0.74190)MPa=324.60MPa 由參考文獻［5］中式（8-2）得： /u=3.4109/3.067=1.11108 由參考文獻［5］中圖8-9得：YN1=1，YN2=1 由參考文獻［3］中表8-10 ，SFmin=1 ＜

22、 ＜ 由得： da1= da2= mm T1=23Nm ZE=189.8 u=3.067 ZH=2.45 ZN1=1 ZN2=1 SHmin=1 dt1=40.19mm v=2.489m/s KV=1.07 K=1.498 d1

23、=42.135mm d1=46.72mm d2=143.28mm =55mm =50mm YFa1=2.48 YFa2=2.18 YSa1=1.64 YSa2=1.79 YN1=1 YN2=1 = 416MPa = 324.6MPa db1=43.7mm db2=134mm da1=49.72mm da2=146.27mm df1=41.33mm df2=137.8

24、7mm ha=1.5mm hf1=2.7mm h=4.2mm st=2.45mm pt=4.89mm ptb=4.577mm 7.2.低速級齒輪傳動設(shè)計 已知傳遞功率，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，，由電動機驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下： 計算項目 計算和說明 計算結(jié)果 (1)選擇材料及熱處理 精度等級 齒數(shù) 實際傳動比 齒數(shù)比誤差 初選螺旋角 查參考文獻［3］中表8-7，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS3=217~255，取HBS3=240，大齒輪選用45鋼，正火，HBS4=162~217，取HBS4=190。由表8—

25、8知，HBS3－HBS4=40，合適。 選8級精度（GB10095—88）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取 實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許5%的變化范圍）。 初選螺旋角 HBS3=240 HBS4=190 (2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 ①確定計算參數(shù) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 齒輪材料彈性系數(shù) 齒寬系數(shù) 齒數(shù)比u 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 端面重合度 螺旋角系數(shù) 軸向重合度 重合度系數(shù) 初選載荷系數(shù) 接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞強度壽命系數(shù) 最小安全系數(shù)SHmin 接觸疲

26、勞極限Hlim 許用接觸應(yīng)力[]H 試計算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度v 使用系數(shù)KA 動載系數(shù)KV 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) 確定載荷系數(shù) 修正小齒輪分度圓直徑 ②確定齒輪參數(shù)及主要尺寸 法面模數(shù) 中心距 確定螺旋角 分度圓直徑、 確定齒寬、 （3）校核彎曲疲勞強度 斜齒輪當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù)YFa3、YFa4 應(yīng)力修正系數(shù)YSa3、YSa4 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 彎曲疲勞強度極限， 彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF 彎曲疲勞強度壽命系數(shù)YN 彎曲疲勞強度安全系數(shù)SFmin

27、 計算許用彎曲應(yīng)力 校核齒面彎曲疲勞強度 (4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸 端面模數(shù) 端面壓力角 基圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 端面齒厚 端面齒距 端面基圓齒距 查參考文獻［5］中式8-18知設(shè)計公式： 由式得： 查參考文獻［3］中表8-13得： 查參考文獻［3］中表8-14，取 u=2.7 由參考文獻5中圖8-19得： = 由參考文獻［5］中式（8-2）得： 由參考文獻［5］中圖

28、8-8得：ZN3=1，ZN4=1 由參考文獻［3］中表8-10 SHmin=1 由參考文獻［3］中表8-9得接觸接觸疲勞極限 Hlim3=350+HBS3=(350+240)MPa=590MPa Hlim4=200+HBS4=(200+190)MPa=390MPa 由參考文獻［5］中式8-3得： 由于[]H4<[]H3，所以應(yīng)取較小值[]H4代入計算 = m/s 查參考文獻［5］中表8-5得：KA=1 根據(jù)vz3/100=2.730/100=0.81m/s，查參考文獻［5］中 圖8-10得：KV=1.08 由參考文獻［5］中圖8-

29、11得：6 由參考文獻［5］中圖8-13得： 由參考文獻［5］中式8-10得： 根據(jù)參考文獻［3］中表8-1，取標(biāo)準(zhǔn)值 圓整為 =15.1560 圓整后取=60mm、=65mm 由參考文獻［5］中式8-19知校核公式為： 由，，，可得 查參考文獻［5］中表8-7，YFa3=2.51，YFa4=2.21 查參考文獻［5］中表8-7，YSa3=1.62，YSa4=1.775 查參考文獻［5］中圖8-20得： 由參考文獻［3］中表8-9得：

30、 =416MPa =184+0.74HBS4=(184+0.74190)MPa=324.60MPa 由參考文獻［5］中式（8-2）得： /u=1.11109/2.69=4.13108 由參考文獻［5］中圖8-9得：YN3=1，YN4=1 由參考文獻［3］中表8-10 ，SFmin=1 ＜ ＜ 由得： da3= da4= mm u=2.7

31、 ZN3=1 ZN4=1 SHmin=1 KA=1 KV=1.08 =65mm =60mm YFa3=2.51 YFa4=2.21 YSa3=1.62 YSa4=1.775 YN3=1 YN4=1 SFmin=1

32、 =324.6MPa db3=58.166mm db4=157mm da3=66.16mm da4=1717.84mm df3=54.96mm df4=160.64mm ha=2mm hf=3.6mm h=5.6mm st=3.25mm pt=6.51mm ptb=6.09mm 第8章 軸的設(shè)計 各級齒輪傳動參數(shù)如表8-1所列: 表8-1 1 2 3 4 齒數(shù)z 法向模數(shù)mn/mm 端面模數(shù)mt/mm

33、 齒寬b/mm 螺旋角 齒向 分度圓直徑d/mm 轉(zhuǎn)速n/（r min-1） 30 1.5 1.56 55 15.60890 右旋 46.72 1183 92 1.5 1.56 50 15.60890 左旋 143.28 385.7 30 2 2.07 65 15.1560 左旋 62.16 385.7 81 2 2.07 60 15.1560 右旋 167.84 143 8.1中間軸的設(shè)計 計算項目 計算和說明 計算結(jié)果 1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書［5

34、］表15-2查得其強度值：，，，； 許用應(yīng)力由表15-6查得：，， =200MPa =95MPa =55MPa 2、計算軸的載荷 圓周力 軸向力 徑向力 高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI I=68000Nm 軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為： TII=68Nm Ft2=949N Ft3=2188N Fa2=65N Fa3=596N Fr2=358N Fr3=825N 3、 估算軸徑，選取軸承型號 選取軸承型號 軸的圓周速度 軸承潤滑 由參考書

35、［5］表15-3知：45鋼， 由式知： 考慮用到滑動軸承，取，若選用角接觸軸承，型號為7306AC由參考書3查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=72mm，孔徑，，，，，，， 軸承采用脂潤滑，根據(jù)參考書［3］選用氈圈密封 d軸徑=30mm 4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 選用鍵連接 參考圖8.1，考慮到軸上零件從軸的兩端依次安裝（大齒輪、左套筒、左端軸承由左端裝配；小齒輪、右套筒和右端軸承由右端裝配）及軸向固定，各軸段相應(yīng)直徑和

36、長度為： 軸承處直徑：（由轉(zhuǎn)矩粗估基本主軸頸，再考慮滑動軸承標(biāo)準(zhǔn)定出） 軸承處長度：（為軸承寬度B+2mm+套筒長度11mm+3mm，?。? 齒輪處直徑：（考慮齒輪結(jié)構(gòu)尺寸和裝拆方便，齒輪孔徑大于所通過的軸頸） 齒輪處長度：，（由齒輪輪轂寬度決定，為保證套筒緊靠齒輪端面，使齒輪在軸向固定，其軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度） 軸環(huán)直徑： （兩齒輪分別用軸環(huán)兩端面定位，根據(jù)軸徑為28mm。按參考書［3］推薦值，取，故軸環(huán)直徑） 軸環(huán)處寬度：，（軸環(huán)寬度一般為，?。? 兩軸承間的總長度： =163mm 軸承與箱體內(nèi)壁距離S=5mm

37、 齒輪與箱體內(nèi)壁距離a=10mm 選用普通鍵連接，按參考書［3］按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：及，其中，軸上槽深轂上槽深 做軸的結(jié)構(gòu)圖如圖8.1所示 d1=d5=30mm l1=l5=35mm d2=d4=34mm l2=47mm l4=62mm d3=40mm l3=5mm S=5mm a=10mm 5、 軸的受力分析 確定跨度 求軸的支反力，做軸的受力圖 水平支反力 垂直面支反力 作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 水

38、平彎矩圖 垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩 L1=49mm L2=59.5mm L3=5

39、6.5mm FBH=1720.6N FAH=146.4N FBV=-296N FAV=-171N MCH= 69403.6Nmm MDH= 97213.9Nmm 6、 按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核軸的強度 由圖8.1(f)知，截面D處彎矩最大，故校核該截面的強度。截面D的當(dāng)量彎矩： 由式得 查參考書［5］表15-6得 截面D的強度足夠

40、 =28.15MPa =55MPa 7、 驗算軸的疲勞強度 截面的抗彎模量W 抗扭截面模量WT 彎矩作用下的安全系數(shù) 轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) 由圖8.1(f)可知，D截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅 平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的） 此截面的 查參考書［5］得

41、：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)： 鍵槽處: ，； 配合處： ，； 按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強度要求 W=3312mm3 WT=7242 mm3 =56.62 MPa

42、 8、軸承壽命校核 計算內(nèi)部軸向力 計算軸承所受的軸向載荷 計算軸承當(dāng)量動載荷 計算軸的壽命 徑向載荷: 軸向載荷方向指向右側(cè)軸承 對7306AC型軸承，查表參考書［1］表11-10，有 故右側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，左側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是 查參考書［1］表11-6，知7306AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書［1］表11-6，查得,,,,因而軸承的當(dāng)量動載荷為

43、 =2132.29N 查參考書［1］表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7306AC的又 因為要3年一大修，故3年換一次軸承 所以左端軸承壽命約為222119.9h，右端軸承壽命約為20919.5h。這對軸承的工作壽命為20919.5h F1=1426.68N F2=1745.88N Fa=658N S1=970.14N S2=1187.2N Fa2=1628.14N Fa1=970.14N P1=9

44、70.14N P2=2132.29N 9、 軸的零件工作圖 圖8.1中間軸的受力分析及彎矩圖 (a)計算簡圖；（b）水平面受力圖；（c）水平彎矩圖；（d）垂直面受力圖； （e）垂直面彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）扭矩圖 8.2高速軸的設(shè)計 計算項目 計算和說明 計算結(jié)果 1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書［5］表15-2查得其強度值：，，，； 許用應(yīng)力由表15-6查得：，， =200MPa MPa MPa 2、計算軸的載荷 圓周力 軸向力 徑

45、向力 高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=23Nm 軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為： TI=23Nm Ft1=984.589N Fa1=257.067N Fr1=372.08N 3、估算軸徑，選取軸承型號 選取軸承型號 軸的圓周速度 軸承潤滑 由參考書［5］表15-3知：45鋼， 由式知： 考慮用到滑動軸承，取，若選用角接觸軸承，型號為7305AC由參考書［3］查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=47mm，孔徑，，，，，，， 軸承采用脂潤滑，根據(jù)參考書［3］選用氈圈密封 d軸徑=25m

46、m v=1.55m/s 4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 選用鍵連接 參考圖8.2，考慮到軸上零件從軸兩端依次安裝（齒輪、左套筒、左端軸承由左端裝配；右套筒和右端軸承由右端裝配）及軸向固定，各軸段相應(yīng)直徑和長度為： 軸承處直徑：（由轉(zhuǎn)矩粗估基本主軸頸，再考慮滑動軸承標(biāo)準(zhǔn)定出） 軸承處長度：（為軸承寬度B+套筒長度15mm+3mm），（為軸承寬度B+套筒長度15mm） 齒輪處直徑：（考慮齒輪結(jié)構(gòu)尺寸和裝拆方便，齒輪孔徑大于

47、所通過的軸頸） 齒輪處長度：（由齒輪輪轂寬度決定，為保證套筒緊靠齒輪端面，使齒輪在軸向固定，其軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度） 軸環(huán)直徑： （兩齒輪分別用軸環(huán)兩端面定位，根據(jù)軸徑為27mm。按參考書［3］推薦值，取，故軸環(huán)直徑） 軸環(huán)處寬度：，（軸環(huán)寬度一般為，?。? 裝端蓋處直徑： 長度：（軸承端蓋和箱體之間應(yīng)有調(diào)整墊片，取其厚度為2mm，軸承端蓋厚度取17mm，端蓋和帶輪之間有一定間隙，取15mm。綜合考慮，取 伸出箱體部分軸徑： 軸長： 自由段直徑： 長度:(中間軸長度減去軸承處長度再減去軸環(huán)和齒輪處長度)

48、 軸承與箱體內(nèi)壁距離S=5mm 齒輪與箱體內(nèi)壁距離a=10mm 選用普通鍵連接，按參考書［3］按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：及，其中，軸上槽深轂上槽深 則該處齒輪處齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為： 因為3.867<2.5mn,故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有 ， 做軸的結(jié)構(gòu)圖如圖8.2所示 d3=d7=25mm l3=34mm l7=32mm d4=28mm l4=52mm d5=32mm l5=5mm d2=20mm l2=48mm d1=18mm l1=34mm d6=28mm l6=59mm S=5mm a=

49、10mm t=3.5mm t1=2.8mm 5、 軸的受力分析 確定跨度 求軸的支反力，做軸的受力圖 水平支反力 垂直面支反力 作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 水平彎矩圖 垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 , 轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩 L1=73.

50、5mm L2=51.5mm L3=113.5mm FBH=1025.4N FDH=-485.82N HBV=682.09N FDV=302.49N 6、 按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核州的強度 由圖8.2(f)可知，截面C處彎矩最大，故校核該截面的強度。截面C的當(dāng)量彎矩： 由式得 查參考書［5］表15-6得 截面C的強度足夠

51、=45.83MPa =55MPa 7、 驗算軸的疲勞強度 截面的抗彎模量W 抗扭截面模量WT 彎矩作用下的安全系數(shù) 轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) 由圖8.2(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅 平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的 此截面

52、的 查參考書［5］得：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)： 鍵槽處: ，； 配合處： ，； 按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強度要求 W=1368.35 mm3 WT=2930.85mm3 =51.41MPa

53、 8、軸承壽命校核 計算內(nèi)部軸向力 計算軸承所受的軸向載荷 計算軸承當(dāng)量動載荷 計算軸的壽命 徑向載荷: 軸向載荷方向指向左側(cè)軸承 對7305AC型軸承，查表參考書［1］表11-10，有 故右側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，左側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是 查參考書［1］表11-6，知7204AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書［1］表11-6，查得,,,,因而軸承的當(dāng)量動載荷為

54、 查參考書［1］表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7305AC的又 因為要3年一大修，故3年換一次軸承 所以左端軸承壽命約為14672h，右端軸承壽命約為77226h。這對軸承的工作壽命為14672h F1=1361.46N F2=558.19N Fa=257N S1=925.79N S2=379.57N Fa2=636.57N Fa2=925.79N P2

55、=782.67N P1=1361.46N 8、 繪制軸的零件工作圖 圖8.2高速軸的受力分析及彎矩圖 (a)計算簡圖；（b）水平面受力圖；（c）水平彎矩圖；（d）垂直面受力圖； （e）垂直面彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）扭矩圖 8.3低速軸的設(shè)計 計算項目 計算和說明 計算結(jié)果 1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書［5］表15-2查得其強度值：，，，； 許用應(yīng)力由表15-6查得

56、：，， =200MPa MPa =55MPa 2、計算軸的載荷 圓周力 軸向力 徑向力 高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=175600Nmm 軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為： TI=175.6Nm Ft4=2092.47N Fa1=566.79N Fr4=780.45N 3、估算軸徑，選取軸承型號 選取軸承型號 軸的圓周速度 軸承潤滑 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)速 由參考書［5］表15-3知：45鋼， 由式知： 考慮用到滑動軸承，取，若選用角接觸軸承

57、，型號為7210AC，由參考書［3］查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=90mm，孔徑，，，，，，， 軸承采用脂潤滑，根據(jù)參考書［3］選用氈圈密封 按帶式運輸減速器的工作要求，軸上所支撐的零件主要是齒輪、軸端得聯(lián)軸器以及軸承,轉(zhuǎn)矩。查參考書［4］表4-3，取載荷系數(shù)， 根據(jù)計算的轉(zhuǎn)矩、最小軸徑及軸的轉(zhuǎn)速，查參考書［3］得：聯(lián)軸器的型號選用凸緣聯(lián)軸器，YL9， ，，，，，，螺栓用6個，螺栓型號M10 因為，聯(lián)軸器選擇合理 d軸徑=50mm v=0.3744m/s 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

58、 選用鍵連接 參考圖8.3，考慮到軸上零件從軸兩端依次安裝（齒輪、右套筒、右端軸承由右端裝配；左套筒和左端軸承由左端裝配）及軸向固定，各軸段相應(yīng)直徑和長度為： 軸承處直徑：（由轉(zhuǎn)矩粗估基本主軸頸，再考慮滑動軸承標(biāo)準(zhǔn)定出） 軸承處長度：（為軸承寬度B+套筒長度15mm+3mm），（為軸承寬度B+ 套筒長度15mm+1mm） 齒輪處直徑：（考慮齒輪結(jié)構(gòu)尺寸和裝拆方便，齒輪孔徑大于所通過的軸頸） 齒輪處長度：（由齒輪輪轂寬度決定，為保證套筒緊靠齒輪端面，使齒輪在軸向固定，其軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度） 軸環(huán)直徑： （兩齒輪分

59、別用軸環(huán)兩端面定位，根據(jù)軸徑為60mm。按參考書［3］推薦值，取，故軸環(huán)直徑） 軸環(huán)處寬度：，（軸環(huán)寬度一般為，?。? 聯(lián)軸器處處直徑：，軸長度比聯(lián)軸器的轂孔長度（112mm）短可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該段軸長取為110mm,即 端蓋處直徑：聯(lián)軸器固定靠軸段6的軸肩來定位的，為了保證定位可靠，軸段5應(yīng)比軸段7直徑大取軸端直徑為47mm 長度：（軸承端蓋和箱體之間應(yīng)有調(diào)整墊片，取其厚度為2mm，軸承端蓋厚度取15mm，端蓋和帶輪之間有一定間隙，取15mm。綜合考慮，取 自由段直徑： 長度:(中間軸長度減去軸承處長度再減去軸

60、環(huán)和齒輪處長度) 軸承與箱體內(nèi)壁距離S=5mm 齒輪與箱體內(nèi)壁距離a=10mm 選用普通鍵連接，按參考書［3］按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：，其中，軸上槽深轂上槽深 做軸的結(jié)構(gòu)圖如圖8.3所示 d1=d5=50mm l5=38mm l1=35mm d4=55mm l4=57mm d3=65mm l3=10mm d7=42mm l7=110mm d6=47mm l6=35mm d2=55mm l2=40mm S=5mm a=10mm t=6.0mm t1=4.3mm 5、 力分析 確定

61、跨度 求軸的支反力，做軸的受力圖 水平支反力 垂直面支反力 作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 水平彎矩圖 垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 轉(zhuǎn)矩圖8.3（g）轉(zhuǎn)矩 L1=103.5mm L2=56.5mm FBH=802.13N FAH=-21.68N HAV=1046.235N

62、 6、 矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核州的強度 由圖8.3(f)知，截面C處彎矩最大，故校核該截面的強度。截面C的當(dāng)量彎矩： 由式得 查參考書［5］表15-6得 截面C的強度足夠 =10.09MPa =55MPa 7、 軸的疲勞強度 截面的抗彎模量W 抗扭截面模量WT 彎矩作用下的安全系數(shù) 轉(zhuǎn)矩 作用下的安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) 由圖

63、8.3(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強度 該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為： 此截面的應(yīng)力幅 平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的） 此截面 查參考書［5］：由表1-10等效系數(shù)：， 由表1-7尺寸系數(shù)：， 由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)： 由表1-12許用安全系數(shù)： 由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)： 鍵槽處: ，； 配合處:

64、 ，； 按規(guī)定取中最大值,則， 滿足疲勞強度要求 W=10413.29 mm3 WT=390840.515mm3 =6.28MPa =0.225MPa =17.47 =323.64 S=17.44 8、軸承壽命校核 計算內(nèi)部軸向力 計算軸承所受的軸向載荷 計算軸承當(dāng)量動載荷 計算軸的壽命

65、 徑向載荷: =1318.34N軸向載荷方向指向右側(cè)軸承 對7210AC型軸承，查表參考書［1］表11-10，有 故右側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，左側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是 查參考書［1］表11-6，知7210AC軸承（）的判別系數(shù)，故 再由參考書［1］表11-6，查得,,,,因而軸承的當(dāng)量動載荷為 =1046.45N =1652.8N 查參考書［1］表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7205AC的又 因為要3年一大修

66、，故3年換一次軸承 所以左端軸承壽命約為922203h，右端軸承壽命約為232619h。這對軸承的工作壽命為232619h F1=1046.45N F2=1318.34N Fa=556.79N S1=711.69N S2=896.47N Fa2=1278.38N Fa2=711.69N P1=1046.45N P2=1652.8N =31290N 9、繪制軸的零件工作圖 圖8.3低速軸的受力分析及彎矩圖 (a)計算簡圖；（b）水平面受力圖；（c）水平彎矩圖；（d）垂直面受力圖； （e）垂直面彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）扭矩圖 第9章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 代號 名稱 設(shè)計計算 結(jié)果