機(jī)械設(shè)計減速器設(shè)計說明書-開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計.doc

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機(jī)械設(shè)計減速器設(shè)計說明書 系 別：測控技術(shù)與儀器 班 級：150131 姓 名：肖翛 學(xué) 號：15013108 指導(dǎo)教師：蘇麗穎 職 稱： 目 錄 第一章 設(shè)計任務(wù)書 1 1.1設(shè)計題目 1 1.2設(shè)計步驟 1 第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案 1 2.1傳動方案 1 2.2該方案的優(yōu)缺點 1 第三章 選擇電動機(jī) 2 3.1電動機(jī)類型的選擇 2 3.2確定傳動裝置的效率 2 3.3計算電動機(jī)容量 2 3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3 第四章 計算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 4 4.1電動機(jī)輸出參數(shù) 4 4.2高速軸的參數(shù) 4 4.3中間軸的參數(shù) 4 4.4低速軸的參數(shù) 5 4.5工作機(jī)的參數(shù) 5 第五章 普通V帶設(shè)計計算 5 第六章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算 9 6.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 10 第七章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 11 7.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 13 第八章 軸的設(shè)計 14 8.1高速軸設(shè)計計算 14 8.2中間軸設(shè)計計算 20 8.3低速軸設(shè)計計算 26 第九章 滾動軸承壽命校核 32 9.1高速軸上的軸承校核 32 9.2中間軸上的軸承校核 33 9.3低速軸上的軸承校核 34 第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 34 10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 34 10.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 35 10.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 35 10.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 35 10.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 35 第十一章 聯(lián)軸器的選擇 36 11.1低速軸上聯(lián)軸器 36 第十二章 減速器的密封與潤滑 36 12.1減速器的密封 36 12.2齒輪的潤滑 36 12.3軸承的潤滑 37 第十三章 減速器附件 37 13.1油面指示器 37 13.2通氣器 37 13.3六角螺塞 37 13.4窺視孔蓋 38 13.5定位銷 39 13.6啟蓋螺釘 39 第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 39 第十五章 設(shè)計小結(jié) 40 參考文獻(xiàn) 40 第一章 設(shè)計任務(wù)書 1.1設(shè)計題目 展開式二級直齒圓柱減速器，扭矩T=800N?m，速度v=1.3m/s，直徑D=370mm，每天工作小時數(shù)：8小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。 1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機(jī)的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案 2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。 2.2該方案的優(yōu)缺點 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。 第三章 選擇電動機(jī) 3.1電動機(jī)類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。 3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 滾動軸承的效率：η2=0.99 V帶的效率：ηv=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98 工作機(jī)的效率：ηw=0.97 ηa=η1η24η32ηvηw=0.85 3.3計算電動機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為 Pw=Twnw9550=5.62kW 電動機(jī)所需額定功率: Pd=Pwηa=5.620.85=6.61kW 工作轉(zhuǎn)速： nw=601000VπD=6010001.3π370=67.14rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：8～40，因此理論傳動比范圍為：16～160?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(16～160)67.14=1074--10742r/min。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y132M-4的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。 方案 電機(jī)型號 額定功率(kW) 同步轉(zhuǎn)速(r/min) 滿載轉(zhuǎn)速(r/min) 1 Y160L-8 7.5 750 720 2 Y160M-6 7.5 1000 970 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 4 Y132S2-2 7.5 3000 2900 電機(jī)主要尺寸參數(shù) 圖3-1 電動機(jī) 中心高 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 鍵部位尺寸 H LHD AB K DE FG 132 515315 216178 12 3880 1033 3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： ia=nmnw=144067.14=21.448 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2 高速級傳動比 i1=1.35iaiv=3.8 則低速級的傳動比為 i2=2.82 減速器總傳動比 ib=i1i2=10.716 第四章 計算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 4.1電動機(jī)輸出參數(shù) P0=6.61kW n0=nm=1440rpm T0=9550000P0n0=95500006.611440=43837.15N?mm 4.2高速軸的參數(shù) PⅠ=P0ηv=6.610.96=6.35kW nⅠ=n0i0=14402=720rpm TⅠ=9550000PⅠnⅠ=95500006.35720=84225.69N?mm 4.3中間軸的參數(shù) PⅡ=PⅠη2η3=6.350.990.98=6.16kW nⅡ=nⅠi1=7203.8=189.47rpm TⅡ=9550000PⅡnⅡ=95500006.16189.47=310487.15N?mm 4.4低速軸的參數(shù) PⅢ=PⅡη2η3=6.160.990.98=5.98kW nⅢ=nⅡi2=189.472.82=67.19rpm TⅢ=9550000PⅢnⅢ=95500005.9867.19=849962.79N?mm 4.5工作機(jī)的參數(shù) PⅣ=PⅢη1η2η2ηw=5.980.990.990.990.97=5.63kW nⅣ=nⅢ=67.19rpm TⅣ=9550000PⅣnⅣ=95500005.6367.19=800215.81N?mm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表 軸名稱 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 功率P/kW 轉(zhuǎn)矩T/(N?mm) 電機(jī)軸 1440 6.61 43837.15 高速軸 720 6.35 84225.69 中間軸 189.47 6.16 310487.15 低速軸 67.19 5.98 849962.79 工作機(jī) 67.19 5.63 800215.81 第五章 普通V帶設(shè)計計算 （1）求計算功率Pc 查表13-9得KA=1，故 Pc=KAP=16.61=6.61kW （2）選V帶型號 根據(jù)Pc=6.61kW、n1=1440r/min，由圖13-15選用A型。 （3）求大、小帶輪基準(zhǔn)直徑d2、d1 由圖13-15，因傳動比不大，取d1=95mm。 d2=n1n2d11-ε=1440720951-0.02=186.2mm 由表13-10，取d2=180mm。 n2=n1d11-εd2=1440951-0.02180=744.8rmin ?n=∣n2-n2n2∣100％=∣744.8-720720∣100％=3.44％＜5％ （4）驗算帶速v v=πdd1n601000=π951440601000=7.16ms-1 帶速在5～30m/s范圍內(nèi)，合適。 （5）求V帶基準(zhǔn)長度Ld和中心距a 初步選取中心距 a0=1.5d1+d2=1.595+180=412.5mm。 取a0=410mm，符合0.7d1+d2120 合適。 （7）求V帶根數(shù)z 由式（13-14）得 z=PcP0+△P0KαKL 今n1=1440r/min，d1=95，查表13-4得 P0=1.19kW 由式（13-8）得傳動比 i=d2d11-ε=180951-0.02=1.93 查表13-6得 △P0=0.169kW 由α1=168.03查表13-8得Kα=0.972，表13-2得KL=0.93，由此可得 z=6.611.19+0.1690.9720.93=5.38 取6根。 （8）求作用在帶輪軸上的壓力FQ 查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得單根V帶的初拉力 F0=5002.5-KαPcKαzv+qv2=5002.5-0.9726.610.97267.16+0.1057.162=126.32N 作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sinα12=26F0sin168.032=1507.58N （9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 帶型 A V帶中心距 407mm 小帶輪基準(zhǔn)直徑 95mm 包角 168.03 大帶輪基準(zhǔn)直徑 180mm 帶長 1250mm 帶的根數(shù) 6 初拉力 126.32N 帶速 7.16m/s 壓軸力 1507.58N 4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因為小帶輪dd1=95 因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.038=76mm da=dd+2ha=95+22.75=100.5mm B=z-1e+2f=6-115+29=93mm L=2.0d≥B（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度） L=93mm 圖5-1 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 （2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大帶輪的軸孔直徑d=25mm 因為大帶輪dd2=180mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.025=50mm da=dd+2ha=180+22.75=185.5mm B=z-1e+2f=6-115+29=93mm C=0.25B=0.2593=23.25mm L=2.0d=2.025=50mm 圖5-2 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 第六章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用20CrMnTi（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，σHlim1=1500MPa，σFE1=850MPa（表11-1），大齒輪選用20Cr（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，σHlim2=1500MPa，σFE2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，則 σF1=σFlim1SF=8501.25=680MPa σF2=σFlim2SF=8501.25=680MPa （2）按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算 設(shè)齒輪按7級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3（表11-3），齒寬系數(shù)φd=0.8表（11-6） 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取 T1=9.55106P0n0=9.551066.35720=84225.69N?mm 齒數(shù) 取Z1=27，則Z2=iZ1=3.827=103。故實際傳動比 i=10327=3.815 查圖11-8和11-9得齒形系數(shù)： YFa1=2.57，YFa2=2.168 YSa1=1.6，YSa2=1.802 YFa1YSa1σF1=2.571.6680=0.006＞YFa2YSa2σF2=2.1681.802680=0.0057 故應(yīng)對小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計算 模數(shù) m≥32KT1φdz12YFa1YSa1σF1=321.384225.690.82722.571.6680=1.315mm 由表4-1取模數(shù) m=2mm 中心距 a=z1+z2m2=27+10322=130mm，取130mm 齒輪分度圓直徑 d1=z1m=272=54mm d2=z2m=1032=206mm 齒寬 b=φdd1=43.2mm 取b1=50mm b2=45mm （3）驗算齒面接觸強(qiáng)度 σH=2.5ZEKT1bd12u+1u=487MPa （4）齒輪的圓周速度 v=πd1tn601000=π54720601000=2.035 可知選用7級精度是合適的。 6.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2 2 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數(shù) c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左000" 右000" 齒數(shù) z 27 103 齒頂高 ha 2 2 齒根高 hf 2.5 2.5 分度圓直徑 d 54 206 齒頂圓直徑 da 58 210 齒根圓直徑 df 49 201 齒寬 B 50 45 中心距 a 130 130 圖6-1 高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖 第七章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用20CrMnTi（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，σHlim1=1500MPa，σFE1=850MPa（表11-1），大齒輪選用20Cr（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，σHlim2=1500MPa，σFE2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，則 σF1=σFlim1SF=8501.25=680MPa σF2=σFlim2SF=8501.25=680MPa （2）按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算 設(shè)齒輪按7級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3（表11-3），齒寬系數(shù)φd=0.8表（11-6） 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取 T1=9.55106P0n0=9.551066.16189.47=310487.15N?mm 齒數(shù) 取Z1=28，則Z2=iZ1=2.8228=79。故實際傳動比 i=7928=2.821 查圖11-8和11-9得齒形系數(shù)： YFa1=2.55，YFa2=2.222 YSa1=1.61，YSa2=1.768 YFa1YSa1σF1=2.551.61680=0.006＞YFa2YSa2σF2=2.2221.768680=0.0058 故應(yīng)對小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計算 模數(shù) m≥32KT1φdz12YFa1YSa1σF1=321.3310487.150.82822.551.61680=1.981mm 由表4-1取模數(shù) m=3mm 中心距 a=z1+z2m2=28+7932=160.5mm，取160mm 齒輪分度圓直徑 d1=z1m=283=84mm d2=z2m=793=237mm 齒寬 b=φdd1=67.2mm 取b1=75mm b2=70mm （3）驗算齒面接觸強(qiáng)度 σH=2.5ZEKT1bd12u+1u=499MPa （4）齒輪的圓周速度 v=πd1tn601000=π84189.47601000=0.833 可知選用7級精度是合適的。 7.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 3 3 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數(shù) c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左000" 右000" 齒數(shù) z 28 79 齒頂高 ha 3 3 齒根高 hf 3.75 3.75 分度圓直徑 d 84 237 齒頂圓直徑 da 90 243 齒根圓直徑 df 76.5 229.5 齒寬 B 75 70 中心距 a 160 160 圖7-1 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖 第八章 軸的設(shè)計 8.1高速軸設(shè)計計算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=720r/min；功率P=6.35kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=84225.69N?mm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用20Cr滲碳回火，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=70MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。 d≥A03Pn=11236.35720=23.14mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.0523.14=24.3mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為25mm故取dmin=25 4.確定軸的直徑和長度 圖8-1 高速軸示意圖 (1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=25mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=48mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=36mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm。 由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 (3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 50 mm，d56 = 58 mm。 (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則 l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 62 mm (5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=75mm，則 l34=l78=BΔ+ 2=17+10+2=29 mm l45=b3+ Δ3+ Δ1-2.5-2=75+ 15+ 10-2.5-2=95.5 mm l67=Δ1-2=10-2=8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑 25 30 35 42 58 42 35 長度 48 62 29 95.5 50 8 29 5.軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑） Ft1=2Td1=284225.6954=3119.47N 高速級小齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1tanα=3119.47tan20=1135.394N 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=94.5mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=141mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=53.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) 帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Q=1507.58N a.在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1507.58N 軸承A處水平支承力： RAH=Fr1l2-Ql1l2+l3=1135.394141-1507.5894.5141+53.5= 91N 軸承B處水平支承力： RBH=Q+Fr1-RAH=1507.58+1135.394-91=2552N b.在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力： RAV=Ft1l2l2+l3=3119.47141141+53.5= 2261N 軸承B處垂直支承力： RBV=Ft1l3l2+l3=3119.4753.5141+53.5= 858N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=912+22612=2262.83N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=25522+8582=2692.37N c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩： MAH=0N?mm 截面B在水平面上彎矩： MBH=Ql1=1507.5894.5=142466N?mm 截面C在水平面上的彎矩： MCH=RAHl3=9153.5=4868N?mm 截面D在水平面上的彎矩： MDH=0N?mm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩： MAV=0N?mm 截面B在垂直面上彎矩： MBV=0N?mm 截面C在垂直面上的彎矩： MCV=RAVl3=226153.5=120964N?mm 截面D在垂直面上彎矩： MDV=0N?mm e.合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩： MA=0N?mm 截面B處合成彎矩： MB=142466N?mm 截面C處合成彎矩： MC=MCH2+MCV2=48682+1209642=121062N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 T1=84225.69N?mm 截面A處當(dāng)量彎矩： MVA=0N?mm 截面B處當(dāng)量彎矩： MVB=MB2+αT2=1424662+0.684225.692=151163N?mm 截面C處當(dāng)量彎矩： MVC=MC2+αT2=1210622+0.684225.692=131186N?mm 截面D處當(dāng)量彎矩： MVD=MD2+αT2=02+0.684225.692=50535N?mm f.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 圖8-2 高速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強(qiáng)度 因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W=πd332=π35332=4207.11mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=πd316=8414.22mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=35.93MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=10.01MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 σca=σ2+4ατ2=37.88MPa 查表得20Cr滲碳回火處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。 8.2中間軸設(shè)計計算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=189.47r/min；功率P=6.16kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=310487.15N?mm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。 d≥A03Pn=11536.16189.47=36.7mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm 4.確定軸的直徑和長度 圖8-3 中間軸示意圖 (1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 36.7 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6208，其尺寸為dDB = 408018mm，故d12 = d56 = 40 mm。 (2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 45 mm；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b2 = 45 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 43 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 55 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 15 mm。 (3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。 (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)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 75 mm，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 = 73 mm，d23=45mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =45mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=43mm，d45=45mm。 (5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，則 l12=BΔ+Δ1+2=18+10+10+2= 40 mm l56=BΔ+Δ2+2=18+10+12.5+2= 42.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 直徑 40 45 55 45 40 長度 40 73 15 43 42.5 5.軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑） Ft2=2Td2=2310487.15206=3014.438N 高速級大齒輪所受的徑向力 Fr2=Ft2tanα=3014.438tan20=1097.166N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑） Ft3=2Td3=2310487.1584=7392.551N 低速級小齒輪所受的徑向力 Fr3=Ft3tanα=7392.551tan20=2690.669N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=67.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=75mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=55mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力 RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2l1+l2+l3=2690.66967.5-1097.16667.5+7567.5+75+55= 128N 軸承B在水平面內(nèi)支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=2690.669-128-1097.166=1466N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力 RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=7392.55167.5+3014.43867.5+7567.5+75+55= 4702N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力 RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=7392.55175+55+3014.4385567.5+75+55= 5705N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=1282+47022=4703.74N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=14662+57052=5890.35N a.計算水平面彎矩 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩 MAH=MBH=0 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH右=-RAHl3=-12855=-7040N?mm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH左=-RAHl3=-12855=-7040N?mm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH右=RBHl1=146667.5=98955N?mm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH左=RBHl1=146667.5=98955N?mm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩 MAV=MBV=0N?mm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩 MCV=RAVl3=470255=258610N?mm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩 MDV=RBVl1=570567.5=385088N?mm f.繪制合成彎矩圖 截面A和截面B處合成彎矩 MA=MB=0N?mm 截面C右側(cè)合成彎矩 MC右=MCH右2+MCV2=-70402+2586102=258706N?mm 截面C左側(cè)合成彎矩 MC左=MCH左2+MCV2=-70402+2586102=258706N?mm 截面D右側(cè)合成彎矩 MD右=MDH右2+MDV2=989552+3850882=397599N?mm 截面D左側(cè)合成彎矩 MD左=MDH左2+MDV2=989552+3850882=397599N?mm b.轉(zhuǎn)矩 T2=310487.15N?mm c.計算當(dāng)量彎矩 截面A和截面B處當(dāng)量彎矩 MVA=MVB=0N?mm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC右=MC右2+αT2=2587062+0.6310487.152=318800N?mm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC左=MC左2+αT2=2587062+0.6310487.152=318800N?mm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD右=MD右2+αT2=3975992+0.6310487.152=439078N?mm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD左=MD左2+αT2=3975992+0.6310487.152=439078N?mm 圖8-4 中間軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強(qiáng)度 因D彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故D為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W=πd332=π40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=πd316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=10.6MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=24.72MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 σca=σ2+4ατ2=31.5MPa 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。 8.3低速軸設(shè)計計算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=67.19r/min；功率P=5.98kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=849962.79N?mm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。 d≥A03Pn=11235.9867.19=50.01mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7% dmin=1+0.0750.01=53.51mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為55mm故取dmin=55 4.確定軸的直徑和長度 圖8-5 低速軸示意圖 (1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT=1104.95N?mm 按照聯(lián)軸器轉(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或設(shè)計手冊，選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，bh = 1610mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=90mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 60 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6213，其尺寸為dDB = 6512023mm，故d34 = d78 = 65 mm。 軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得6213型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 74 mm (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 74 mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4 = 70 mm，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l67 = 68 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 74 mm，故取h = 8 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 89 mm，取l56=10mm。 (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則 l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 23 -10 = 56 mm (5)取低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2 =12.5 mm， mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，則 l34= B+s1=23+22.5= 45.5 mm l78= B+Δ+Δ2+2=23+10+12.5+2= 47.5 mm l45=b2+Δ3+Δ2+Δ+2.5-l56-s1=45+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 52.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑 55 60 65 74 89 74 65 長度 110 56 45.5 52.5 10 68 47.5 5.軸的受力分析 低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑） Ft4=2Td4=2849962.79237=7172.682N 低速級大齒輪所受的徑向力 Fr4=Ft4tanα=7172.682tan20=2610.643N 齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=71mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=131.5mm，第一段中點到軸承壓力中心距離l3=122.5mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH RAH=Frl1l1+l2=2610.6437171+131.5= 915N RBH=Fr-RAH=2610.643-915=1696N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=Ftl1l1+l2=7172.6827171+131.5= 2515N RBV=Ftl2l1+l2=7172.682131.571+131.5= 4658N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=9152+25152=2676.28N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=16962+46582=4957.15N a.計算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩： MAH=0N?mm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： MBH=0N?mm 在水平面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩： MCH=RAHl1=91571=64965N?mm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩： MDH=0N?mm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： MAV=0N?mm 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩： MBV=0N?mm 在垂直面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩： MCV=RBVl1=465871=330718N?mm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： MDV=0N?mm 截面A處合成彎矩彎矩： MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm 截面B處合成彎矩： MB=0N?mm 合成彎矩，齒輪4所在截面C處合成彎矩為 MC=MCH2+MCV2=649652+3307182=337038N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉(zhuǎn)矩為： T=849962.79N?mm 截面A處當(dāng)量彎矩： MVA=MA+αT2=0+0.6849962.792=509978N?mm 截面B處當(dāng)量彎矩： MVB=MB=0N?mm 截面C處當(dāng)量彎矩： MVC=MC2+αT2=3370382+0.6849962.792=611287N?mm 截面D處當(dāng)量彎矩： MVD=MD+αT2=0+0.6849962.792=509978N?mm 圖8-6 低速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強(qiáng)度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W=πd332=π74332=39762.61mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=πd316=79525.21mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=15.37MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=10.69MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 σca=σ2+4ατ2=20.02MPa 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。 第九章 滾動軸承壽命校核 9.1高速軸上的軸承校核 軸承型號 內(nèi)徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載荷(kN) 6207 35 72 17 25.5 根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=24000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=912+22612=2262.83N Fr2=RBH2+RBV2=25522+8582=2692.37N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=12262.83+00=2262.83N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=12692.37+00=2692.37N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=26812.83h>24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 9.2中間軸上的軸承校核 軸承型號 內(nèi)徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載荷(kN) 6208 40 80 18 29.5 根據(jù)前面的計算，選用6208深溝球軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=29.5kN，額定靜載荷C0r=18kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=24000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=1282+47022=4703.74N Fr2=RBH2+RBV2=14662+57052=5890.35N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=14703.74+00=4703.74N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=15890.35+00=5890.35N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=27850h>24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 9.3低速軸上的軸承校核 軸承型號 內(nèi)徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載荷(kN) 6213 65 120 23 57.2 根據(jù)前面的計算，選用6213深溝球軸承，內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=57.2kN，額定靜載荷C0r=40kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=24000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=9152+25152=2676.28N Fr2=RBH2+RBV2=16962+46582=4957.15N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=12676.28+00=2676.28N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=14957.15+00=4957.15N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=381097h>24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長36mm。 鍵的工作長度 l=L-b=28mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 σp=4Thld=23MPa<σp=60MPa 10.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。 鍵的工作長度 l=L-b=42mm 低速級小齒輪材料為20Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 σp=4Thld=73MPa<σp=120MPa 10.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長32mm。 鍵的工作長度 l=L-b=18mm 高速級大齒輪材料為20Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 σp=4Thld=83MPa<σp=120MPa 10.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=20mm12mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。 鍵的工作長度 l=L-b=36mm 低速級大齒