二級斜齒圓柱齒輪-錐齒輪減速器課程設計

機械設計課程設計2013-2014 第 2 學期姓名:趙烜班級:模具二班指導教師：教師：鐘老師成績:2014 年 5 月趙蛆：兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器設計書2015屆模具設計專業(yè)課程設計（論文）目錄第一章前言 11.1 基本簡介 11.2 結構特點 1第二章傳動裝置的總體設計 32.1 傳動方案的確定 32.1.1 兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器 32.2 電動機的選擇 32.2.1 選擇電動機的類型 32.2.2 選擇電動機的功率 32.2.3 確定電動機轉速 42.3 傳動比的計算及分配 42.3.1 總傳動比 42.3.2 分配傳動比 42.4 傳動裝置運動、動力參數(shù)的設計 52.4.1 各軸的轉速 52.4.2 各軸的功率 52.4.3 各軸的轉矩 5第三章傳動件的設計 63.1 高速級錐齒輪傳動的設計計算 63.1.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 63.1.2 初步計算傳動的主要尺寸 63.1.3 確定傳動尺寸 73.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度 83.1.5 計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸 83.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 93.2.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 93.2.2 初步計算傳動的主要尺寸 93.2.3 確定傳動尺寸 103.2.4 計算齒輪傳動其它幾何尺寸 12第四章 齒輪上作用力的計算 134.1 高速級齒輪傳動的作用力 134.1.1 錐齒輪1的作用力 134.1.2 錐齒輪2的作用力 134.2 低速級齒輪傳動的作用力 134.2.1 齒輪3的作用力 134.2.2 齒輪4的作用力 13第五章 軸的設計計算 145.1 高速軸的設計計算 145.1.1 選擇材料及草圖設計 145.1.2 初算軸徑 145.1.3 結構設計 145.1.4 鍵連接 165.1.5 軸的受力分析 165.1.6 校核軸的強度 175.1.7 校核鍵連接的強度 175.1.8 校核軸承壽命 175.2 中間軸的設計計算 185.2.1 選擇材料及草圖設計 185.2.2 初算軸徑 195.2.3 結構設計 195.2.4 鍵連接 205.2.5 軸的受力分析 205.2.6 校核軸的強度 215.2.7 校核鍵連接的強度 225.2.8 校核軸承壽命 225.3 低速軸的設計計算 235.3.1 選擇材料及草圖設計 235.3.2 初算軸徑 245.3.3 結構設計 245.3.4 鍵連接 255.3.5 軸的受力分析 255.3.6 校核軸的強度 275.3.7 校核鍵連接的強度 275.3.8 校核軸承壽命 27第六章減速器附件的選擇 296.1 通氣器 296.2 油面指示器 296.3 起吊裝置 296.4 放油螺塞 29第七章潤滑與密封 307.1 齒輪的潤滑 307.2 滾動軸承的潤滑 307.3 潤滑油的選擇 307.4 密封方法的選取 30第八章減速器箱體的結構尺寸 31第九章參考資料目錄 34趙蛆：兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器設計書2015屆模具設計專業(yè)課程設計（論文）第一章前言1.1 基本簡介減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以 滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。選用減速器時應根據(jù)工作機的 選用條件，技術參數(shù)，動力機的性能，經濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的 外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質量，價格等，選擇最適合的減速器。減速器是一 種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。1.2 結構特點為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠 的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢 修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 錯誤！1）檢查孔為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設 置檢查孔。檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋 板用螺釘固定在箱蓋上。2）通氣器減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內熱脹空氣 能自由排出，以保持箱內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫 隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。3）軸承蓋為固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。 軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通 孔，其中裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調整軸承方便，但和嵌入式軸 承蓋相比，零件數(shù)目較多，尺寸較大，外觀不平整。4）定位銷為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸 承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。安置在箱體縱向兩側聯(lián)接凸緣上， 對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。5）油面指示器檢查減速器內油池油面的高度，經常保持油池內有適量的油，一般在箱 體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器。6）放油螺塞換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈。7）啟箱螺釘為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。小型減速器也可不設啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕?聯(lián)接螺栓。5第二章 傳動裝置的總體設計2.1 傳動方案的確定2.1.1 兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器圖2.11-電動機2-聯(lián)軸器3-圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器4-卷筒5-帶式運輸機2.2 電動機的選擇2.2.1 選擇電動機的類型Y系列三相異步電動機2.2.2 選擇電動機的功率10001000輸送帶所需的功率 Pw=-FV =2600 1.5 =3.9kw查表取各部分效率 列軸承=0.99 ,“錐=0.96,余 = 0.97,。耳 = 0.99 ;得：ti總=44軸承 活錐斜義n2聯(lián)=0.994x0.96 父0.97 父0.992=0.88電動機所需的功率P0=PW=a9=4.5kw ;查表選取電動機額定功率 P額=5.5kw”總 0.882.2.3 確定電動機轉速左八、田*卅*型 百片 丁/巾上、擊1000 60、V 1000 M 60 M1.5 . _ . . c .輸送市市輪的工作轉速nw =106.1 r?min二 d二 270查表取錐齒輪傳動傳動比i錐=23,斜齒圓柱齒輪傳動傳動比i圓=36,則：i總=怫i圓=618電動機的轉速范圍 n0=nw * 4106.1 "6 匚 8 )=636.61909.8 r / min查表選取同步轉速為1500r布力的電動機，具滿載轉速為1440rMin ,型號為Y132S-4。2.3 傳動比的計算及分配2.3.1 總傳動比= 13.57nm 14401總=-=nw 106.12.3.2 分配傳動比高速級傳動比：i =0.25i =0.2513.57 =3.39;為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡 量小于3,則取i1 =2.95;低速級傳動比：i1 =里旦=4.60i12.952.4傳動裝置運動、動力參數(shù)的設計2.4.1 各軸的轉速no =1440 r /min； ni = no =1440 r 和力；ni14401488.14n2 = =488.14 r /min： n3 = =106.12 r Mn；i12.95i24.60nw =% =106.12 r /min2.4.2 各軸的功率p1 =p0 .n聯(lián)=4.5 m 0.99=4.455 kw; p2 = p1 箱軸承由錐=4.455 父 0.99 父 0.96=4.24 kw;p3=p2 力軸承由斜=4.24 M0.99M 0.97=4.07 kw; Pw = P3 力軸承內聯(lián)=4.07 父 0.99父 0.99=3.99 kw2.4.3 各軸的轉矩P04.5R4.455T0 =9550 二二9550父= 29.84N m ;1=9550，耳=9550父=29.55N m ;n01440n11440p24.24p34.07T2 =9550 生=9550 父=82.95N m ; T3 = 9550 4=9550 M=366.27N m ;n2488.14n3106.12P、“3.99Tw =9550 w =9550 =359.07N mnw106.122015屆模具設計專業(yè)課程設計(論文)第三章傳動件的設計3.1 高速級錐齒輪傳動的設計計算3.1.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機一般為機械，大小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理。齒面硬度 BHV=217255,HBW=162217.平均硬度 HBW1=326, HB% =190； HBWi- HBW2 =46，在3050BHWfc間,選用8級精度。3.1.2 初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。設計公式d1 -3Z0.85 ;R/（1-0.51R）2 k- .H4KhEZH(3.1)(1) . T1 =29550N mm ;(2).初選載荷系數(shù)Kt =1.3 ;(3).查表得彈性系數(shù) ZE =1 8 9jM P；a(4).查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH =2.5; (5).齒數(shù)比 i1 = u = 2.95;(6).取齒 寬系數(shù)R=0.3; (7).許用接觸應力 b =Zh 0Hlim ,又查得接觸疲勞極限應力HSh%卬1 =580Mpa產Hlm2 =390Mpa，小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為： 9N1 =60n1aLh =60 父1440 乂 1 父(1 黑8 M300M10) = 2.07 父 109 ；7N2Nii92.07 1092.95= 7.02x108 ;差得壽命系數(shù)Zhi =1.0,Zh2 =1.05,取安全系數(shù)Sh=1,有:， ZH1；.H lim1，- H1 = Sh1.0 580 =580MPa1.05 390= 409.5MPa ;取 b =409.5MPa初算小齒輪分度圓直徑，代入公式(3.1 )得：d1t之74.406mm3.1.3 確定傳動尺寸(1) .計算載荷系數(shù)：查得使用系數(shù)Ka =1.0,齒寬中點分度圓直徑為dm1t =%(1-0.56R)= 72.406 (1-0.5 0.3)=61.545mm故 Vm1 =二 dm1E160 1000二 61.545 144060 1000= 4.64 m/S;降低1級精度，按9級精度查得動載荷系數(shù)Kv =1.24,再查得齒向載荷分配系數(shù)Kp=1.13;則載荷系數(shù) Kh =KaKvKP = 1m1.24M1.13=1.4。(2) .對d1t進行修正： d1 =d1t 3 KH _72.406 3 ；4 -74.217mm(3) .確定齒數(shù)：選齒數(shù) Z1 =23乙=uZ1 =2.9523 =67.85 ,取 Z2 =68;68 c ” u 貝U u = = 2.96,23 u0.012.95= 0.3%,在允許范圍內。(4) .大端模數(shù)m :d174.217m = 一 二z123=3.227mm,查表取標準模數(shù) m = 4mm(5) .大端分度圓直徑：d1 =mZ =4 尺23 =92mm >74.217 , d2 = mZ2 =4父68 = 272mm(6)錐頂距：R =d1 ：u2 1 = 2.962 1 =143.720mm 22(7).齒寬：b =GR R = 0.3Ml43.720=43.116mm,取 b = 45mm 3.1.4校核齒根彎曲疲勞強度KhE0.85bm(1 -05：1R)(3.2).Gbm市同前；(2).圓周力舟而 KU5"-55"(3) .齒形系數(shù)Yf和應力修正系數(shù)YS：u 2.96cos、.1 = = = 0.9474、u2 1. 2.962 1cos、211.2.962 1= 0.3201貝當量齒數(shù)：ZV1=-= 24.3 , ZV1=-= -= 212.4cos、10.9474cos、.20.3201查得 Yf1 =2.65,YF2 =2.13;Ys1 =1.58,YS2 =1.88(4) .許用彎曲應力：b1 =Y莊皿；查得仃Flim1 =410MPa,QFlim2 = 320MPa ,壽命系數(shù) SfYni =Yn2 =1 ,安全系數(shù) Sf =1.6;故：,iYn1AmF11 410, iYN2 二 limF21 320. N1 limF1262.5MPa J"。= =210MPa ;卜1SF1.6F2SF1.6將所得數(shù)據(jù)代入公式(3.2)得：仃fi =35.65MPa c LfJYF2YS22.13 1.88 i二F2 =；：fi二35.65 =34.10MPa ：二 展 1YfiYsi2.65 1.583.1.5計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸ha=m=4mm,hf =1.2m =1.2 4 = 4.8mm,C = 0.2m = 0.2 4=0.8;2015屆模具設計專業(yè)課程設計（論文）2.96、i = arccos = arccos -u2 1.2.962 1= 18.667);11: arccos - arccos:,u2 12.962 1= 71.333,;da1 =d1 +2mcos61 =92 +2 父 4M 0.9474 = 99.579mm;da2 =d2 +2mcos62 =272 +2父4M0.3201 = 274.561mm ;df1 =d1 -2.4mcos1 =92 -2.4x4x0.9474 = 82.905mm ；df2 =d2 2.4mcos解=272 2.4 父4 M0.3201 = 268.927mm；3.2低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算3.2.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級大小斜齒圓柱齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理。齒面硬度BHV=217 255,HBW=162217.平土勻硬度 HBW1 =326, HBW4=190; HBW1 - HBW4 =46，在 30 50BHWfc問，選用8級精度。3.2.2 初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計，設計公式:(3.3)(1) T2 =82950N mm;(2)初選載荷系數(shù)Kt =1.11.8 ;(3)齒寬系數(shù)d =1.1 ; (4)彈性系 數(shù)Zk =189.94MPa(5)初選螺旋角P =12、查圖得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh=2.46;(6)齒數(shù)比 u =i2 =4.60;(7)初選 Z3=23,則 Z4 =u 23 = 4.60父23 = 105.80 ,取Z4=106,則端面重 一11)。合度為：% =1.88-3.2 +一 cosP工Z，)cosl211=1.88-3.2 -23 106=1.67軸向重合度為： 4=0.318心d Z3sin12、= 0.318 1.1 23 r =1.71cos12v13重合度系數(shù)Z4 -1.671.71<1-1.71 ) + =0.687 ;1.67(8)螺旋角系數(shù) Zp = jCOsF=Jcos12 =0.99；許用接觸應力可用該式計算：bZN - H limSh查得接觸疲勞極限應力：:Hlim3 =580MPa,入lim4 =390MPa;小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別:N3 =60n2jLh =60 488.14 1 (1 8 300 10)=7.03 108N4N37.03 108i24.6= 1.53x108;查得壽命系數(shù) Zn3=1.05,Zn4=1.13；取 0 =1.0；有 k"H3H 3ZN3- H lim3Sh1.05 580 =609MPaZn 4、H lim4Sh1.13 390 =440.7MPa= 440.7MPa初算小齒輪的分度圓直徑,將數(shù)據(jù)代入公式(3.3)得:d3t : 51.104mm3.2.3確定傳動尺寸(1).計算載荷系數(shù)KA=1.0,由V =7：d3tn260 100051.104M88.14.3im &查表取動載60 1000荷系數(shù)KV =1.1，齒向載荷分配系數(shù)"=1.11，齒間載荷分配系數(shù) Q = 1.2,故:K =KAKVKpKo(=1.0M 1.1 1.11121.4 若按齒根彎曲強度設計，有：mnt>/喘可容 計算載荷系數(shù)KFt =1.3,壓力角=200;(2) .對d3t進行修正：d3之d3tKt=52.929mm;1.43 K =51.1041.45(3) .確定模數(shù)mn =d空sP一=2.25mm ;重合度系數(shù)Y ： 6=arctan(tan %os )=arctan(tan2%0sl 20)=20.410-b =arctan(tan : cos ; t) =arctan(tan120 cos20.4100) =9.1930f cos2 9 -1.67. cos2 9.1930 =1.714丫名=0.25+0.75/%=0.25+0.75/1.714 = 0.688 ;螺旋角系數(shù)Y：=0.8291200PY： =1 -0 =1-1.711200計算當量齒數(shù) Zv3=ZF= 24.58, Zv4 =9=113.26 cos :cos :查得彎曲疲勞強度極限 仃Fiim3 =500MPa , ”1而4 =380MPa取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 =0.95 , Kfn4 =0.98取彎曲疲勞安全系數(shù)Sf =1.4仃f3 =Kfn3仃Flin3 =339.29MPa , % 4 = Kfn4仃Flim4 =266MPa SfSf查得齒形系數(shù)YFa3=2.68, Yfh4=2.18;得應力校正系數(shù)Ysa3=1.58, Ysa4=1.818計算大、小齒輪的YaYa并加以比較：YFa3Ysa3二 F 3二 f= 0.0125, %4工第=0.0148,取 YaYa = 0.0148二 f4二 f計算得mnt -1.441mm調整齒輪模數(shù):乙 m1.441 23.d3 =m =0- =33.883mm , b =匕 父5 =1.1 父 33.883 = 37.271mm ;0cos - cos12K145mn =mnt3j" 21.44x31-77- = 1.458mm；1.4對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取 mn = 2mm ；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d 3 = 52.929mm來計算小齒輪的齒do cos :數(shù)，即Z3=25.89%26, 24人2 3=119.6,為滿足互質要求，去 Z4=121。mn<0圓整中心距a _(Z3+Z4)mn2cos :26 1212-= 150.284mm , 取 a = 150mm 2 cos120修正螺旋角(Z3 Z4)mn-二 arccos2a(26 121) 2o=11.4782 150曲計算幾何尺寸d3 nZmn = 53.061mm , d4 =Zmn = 246.938mm3 cosPcosPb=Gd d3 =58.367mm ,取齒寬為 b4=59mm, 4 = b4+(5 10) = 64mm3.2.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸端面模數(shù)mt =匚=2； 2 2.04 cos -cos11.478,齒頂高 ha = ha mn =1 2 =2mm齒根高 hf = ha c mn = 1 0.25 2 = 2.5mm全齒高 h =ha hf =2 2.5 = 4.5mm頂隙 c =c mn =0.25 2 = 0.25mm齒頂圓直徑為da3 =d3 2h a-57.061mmda4 =d4 2ha-250.938mm齒根圓直徑為df3=d3-2hf =53.061 -2.5 2 =48.061mmdf4=d4-2hf =246.938 -2.5 2 = 241.938mm第四章 齒輪上作用力的計算4.1 高速級齒輪傳動的作用力4.1.1 錐齒輪1的作用力圓周力：、=型=2T =-2X29550=755.8N ,其方向與力作用點圓周 dm1 d1（1-05：，R） 92 1 -0.5 0.3速度方向相反；徑向力：Fr1=Ft1 tana cos61 = 755.8父 tan 200 父 0.9474 = 260.6N ,其方向為由力的作用點指向齒輪1的轉動中心；軸向力：Fa1 =Ft1 tana sin釧=755.8><tan200 M0.3201 =88.1N ,其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端；法向力：Fn1 =一互=上5空 =804.3N 。cos二cos204.1.2 錐齒輪2的作用力錐齒輪2上的圓周力、徑向力和軸向力與分別與錐齒輪1上的圓周力、軸向力和徑向力大小相等，作用方向相反。4.2 低速級齒輪傳動的作用力4.2.1 齒輪3的作用力圓周力：% 2*82950 =3108.7N，其方向與力作用點圓周速度方向相反；徑向力：d3 53.367Fr3=Ft3 坦吟=3108.7父tan20 0 =1154.6N ,其方向為由力的作用點指向齒輪3的coscos11.478轉動中心；軸向力：Fa3 = Ft3 tanP =3108.7 Mtan11.478 =631.2N，其方向由右手法則確定；法向力：%=巳一03108.70=3375.7N 。cos n cos-cos 20cos11.4784.2.2 齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，方向相反。第五章軸的設計計算5.1 高速軸的設計計算5.1.1 選擇材料及草圖設計因其傳遞功率不大，并對重量及結構無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調質處理其草圖為：5.1.2 初算軸徑表查得C =106135 ,故取較小C =118 ,則dmin =C3 口 =118 3 4.455 =17.19mm ,n21, 1440軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3豚5%軸端最細處直徑d1 -17.19 17.19 0.03 L 0.05 = 17.71 _ 18.05mm5.1.3 結構設計為方便軸承部件的拆裝，減速器的機體采用剖分式結構，軸承采用兩端固定方式(1) .聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償兩軸安裝誤差、隔離振動，選用彈性聯(lián)軸器。查得，取Ka =1.5計算轉矩為Tc =KAT1 =1.5 29550 = 44325N mm.2015屆模具設計專業(yè)課程設計(論文)查得GB/T 5014-2003中的LT4型聯(lián)軸器符合要求，公稱轉矩為 63N m ,許用轉速 4200r/min,軸孔范圍 2028mm?？紤] d1 218.05mm ,取孔徑為 20mm , L聯(lián)=52mm Y型軸孔，A型鍵，從動端代號：LT4 20 X52 GB/T 5014-2003 ;相應的軸段的直徑 d1 =20mm。(2) .軸承與軸段和的設計確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封 圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h = (0.070.1)di=1.22mm。軸段的軸徑d2 =d1 +2h =24.2 26mm ,其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于 3m/s,可選用毛氈圈25FZ/T 92010-1991,則d2=25mm;經過計算，這樣選取的軸徑 過大，且軸承壽命過長，故此改用軸套定位，軸套內徑為20mm外徑既滿足密封要求，又滿足軸承的定位標準，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力作用，選用圓錐滾子軸承 30205GB/T 297-1994 ,軸承內徑 d =25mm ,外徑 D = 52mm ,寬度 B = 15mm , T =16.25mm, da =31mm, Da =46mm,a3 =12.6mm ;故 d2 = 25mm , WL2=14mm。該減 速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s,故軸采用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內流入軸 承座中。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d4 = 25mm,其右側為齒1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內圈有端面，該處軸段長度應該比軸承內圈寬度略短， 故取 L4 =14mm。(3) .軸段的設計該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直徑為軸承定位軸肩直徑， 即d3= 31mm,該處長度與軸的懸臂長度有關，故先確定其懸臂長度。(4) .齒輪與軸段的設計軸段上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采用懸臂結構， d5應該小于d4,可初定d5= 23mm。小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距 離M=23.5mm,錐齒輪大端側徑向端面與軸承套杯端面距離取為4 = 8,軸承套杯凸肩厚C =8mm ,齒輪與輪轂又端面的距離按齒輪結構需要取為46mm,取軸與齒輪配合段比齒轂孔略短，差值為 0.75,貝U: L5 =46+C+TL40.75 = 63.5mm。(5) .軸段與軸段的長度軸承端蓋凸緣厚度Bd=11mm,聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端 蓋表面距離K=9mm,為便于結構尺寸去整，軸承端蓋凸緣安裝表面與軸承左端面的 距離取為l4 = 23.5mm,取軸段與聯(lián)軸器左端面的距離為 1.75mm則有：L1 =1聯(lián) + K + Bd +l4+T -L2 -1.75 = 52+9 +11 +23.5+16.25-14-1.75 = 96mm;又有 l3 =M +&1 +C +a3 =23.5+8 +8+ 12.6 = 52.1mm , WK = (2 l_ 2.5)l3 =104.2130.25mm , L3 =l2 +2a3 -2T =(104.2 1130.25) +2 m 12.62父 16.25 =96.9122.95mm，取 L3 =10 mm 則有l(wèi)2 =L3 +2T -2a3 =117.3mm ,在其取值范圍內，合格。(6) .軸段力作用點與左軸承對軸力作用點的間距11 = L1 + L2 T + a3 L% 1.75=82.7mm。5.1.4 鍵連接 帶輪與軸段問采用 A型普通平鍵連接，其型號為 60 GB/T 1096-2003 ;齒輪與軸 段間采用A型普通平鍵連接，其型號為 8X54 GB/T 1096-2003.5.1.5 軸的受力分析(1) .畫軸的受力簡圖，如圖5.1 b圖5.127(2) .計算支撐反力在水平面上為：Fr113 -Fa1 dm1260 52.1 -88.1 61.545R1H2- =2- =92.3Nl2117.3R2H =Fri+Rih =260.6 +92.3 =352.9N ;在垂直平面上為：F,755.8 52.1R1V =-t=335.7N , R2V = Ft1 +R1V = 755.8+335.7 = 1091.5N ;l2117.3軸承1的總支承反力為：R =Jr2h+R2V =348.2N軸承2的總支承反力為：R2 =JR2H +R2V =1147.1N ;(3) .畫彎矩圖，如圖5.1 c、d、e所示，其中MaH =-RHl2 =-92.3 117.3 =-10826.79 N mmdm161.545MbH =Fai m1 =88.1=2711.1N mm22MaV =R1Vl2 =335.7 117.3 =39377.6N mmMbV =0合成彎矩：Ma =Jm；h +M；V =40838.9N mm, Mb = Jm；h +M；V =2711.1N mm(4) .畫轉矩圖 如圖5.1 f 所示，T1 =29550N mm ；5.1.6校核軸的強度3 - M-a-a 剖面為危險面，其抗彎截面系數(shù)為：W =- = 1534.0 mm3;其抗扭截面3232,33系數(shù)為：WT4= 3068.0mm3;其彎曲應力為：rb=- = 1.8MPa;1616W 1534.0其扭剪應力為:T1295503068= 9.6MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折 合系數(shù) =0.6 ,則當量應力為： ac =店；+4(=T f = J1.82 +4-(0.6-9.6 f =11.7MPa ,查得45鋼調質處理抗拉強度極限b =640MPa ,軸的許用彎曲應力 b,=60MPa,仃c m卜】，滿足強度要求。 c5.1.7 校核鍵連接的強度4T 4 29550聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為：二p1=4= 29.0MPap d1hl 20 6 40 -6齒輪處鍵連接的擠壓應力為：:”2 =也=4 29550=19.8MPapd5M 23 7 45-8取鍵軸及帶輪的材料都為鋼，查得 仃J=125MPaU150MPa ,因此強度足夠。5.1.8 校核軸承壽命(1) .計算軸承的軸向力查 30205軸承得 C = 32200N , C0 =37000N, e = 0.37,Y = 1.6。查得 30205 軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為：R21147.12Y 一 2 1.6= 358.5NR1348.2S1- = =108.8N,S22Y 2 1.6外部軸向力A=88.1N ,各軸向力方向如下所示:產勺A、-e-w-口國s2 Hl則S2 + A =358.5 +88.1 =446.6N >S1 ,則兩軸承的軸向力分別為：Fa1 =& A=446.6N,Fa2 = S2 =358.5N(2) .計算當量動載荷因為F% =446.%4a&=1.3>e,軸承1的當量動載荷為:R|348.3R =0.4R1 +1.6 Fa1 =0.4X348.3+1.6 黑 446.6 =853.9N ;P2 = r2 =1147.1N ;因為F%2 =358%147.1 = 0.31<e，則軸承2的當量動載荷為:只需校核軸承2, P = F2。軸承在100c以下工作，查得fT=1.0;對于減速器，查得載 荷系數(shù)fp =1.5。(3) .校核軸承壽命1010軸承2的壽命為0=過生3=1322丫=20138M60nl、fPP/60M144011.51147.儲減速器預期壽命： 5=1 8 300 10 =24000hLh > Lh,故軸承壽命足夠。5.2中間軸的設計計算5.2.1 選擇材料及草圖設計因其傳遞功率不大，并對重量及結構無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調質處理其草圖為：5.2.2 初算軸徑表查得C =106 135 ,故取較小C =110 ,則Pc4 24dmin -C3 p2 -110 322.61mm5,488.145.2.3 結構設計軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從dmin出開始設計(1) .軸段及軸段的設計該軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪上的作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。根據(jù)dmin = 22.61mm,取軸承 30205 GB/T 297-1994,軸承內徑 d=25mm,外徑 D =52mm,寬度 B=15mm,總 寬度 T =16.25mm,da = 31mm ,Da = 46mm ,a3 = 12.6mm ;故 d1 = 25mm ,通常一根軸上兩 個軸承取相同型號，則d5=25mm。(2) .齒輪軸段和軸段的設計 軸段上安裝齒輪3,軸段上安裝齒輪2。為便于 齒輪安裝，d2和d4應分別略大于d1和d5 ,暫定d2=d4=30mm。由于齒輪3的直徑比較小， 采用實心式，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪毅的寬度范圍約為(1.2l_1.5)d4 =36_45mm,取其輪轂寬度L=40mm,其左端采用軸肩定位，右端采用 套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段和軸段的長度應比相應的輪轂 略短，b3 =64mm ,故取 L2 =61mm,L4 =30mm。.軸段的設計該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍 (0.071_0.1 )d2 =2.11_ 3mm,取其高度為 h = 2.5mm,故 d3=35mm。齒輪 3 左端面與 箱體內壁距離和齒輪2的輪毅右端面與箱體內壁的距離均取為且使箱體兩內側壁關于高速軸軸線對稱，且得其寬度 Bx =124mm,則軸段的長度為： L3 =Bx -L4 -b3 -21 =12430642M8 = 14mm。(4) .軸段與軸段的長度 由于軸承采用油潤滑，故軸承內端面距箱體內壁的距離取為 =5mm,則軸段的長度為 L1 = B + A + A1 +b3 - L2 =15 +5 +8 +64 -61 =31mm;軸 段的長度為 L5 =B+A+& +l3 -L4 =15+5 +8 + 4030 =38mm。(5) .軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=12.6mm,則草圖由圖可得軸的支點及受力點間的距離為：11 =T +& +%a3 =16.25+5+8+6412.6 =48.65mm;22由草圖量得 l2 =70mm,l3 =32.65mm 。5.2.4鍵連接齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，齒輪與軸段鍵的型號8 >45 GB/T 1096-2003,齒輪與軸段鍵的型號 8 >28 GB/T 1096-2003.5.2.5軸的受力分析(1) .畫軸的受力簡圖，如圖5.2 bb)d)00x/oy圖5.2(2) .計算支撐反力在水平面上為:Rih小mF/KT 口?l1 l2 l3182.1753.0611154.6 (70 32.65)-88.1 32.65 260.6 -631.2 -448.65 70 32.65= 1032.4NR2H =Fr3-R1H -Fr2 =1154.6 -1032.4 -88.1 = 34N ;在垂直平面上為：R1V -Ft3(1213)Ft2l311233108.7 (70 32.65) 755.8 32.6548.65 70 32.65= 2272.2NR2V = Ft3 Ft2 -R1V =3108.7 755.8 -2272.2 =1592.3N ;軸承1的總支承反力為： R =qR；+R2V =2495.7N軸承2的總支承反力為：R = JR2H+R2V =1592.6N ;(3) .畫彎矩圖，如圖5.2 c、d、e所示，其中MaH =-Rih12 =T032.4 70 -72268N mmd353.061MaH =MaH Fa3-72268 631.2 = -55521.9N22MbH - -R2Hh - -34 32.65 - -1110.1N mmMbH=M bH- Fa2dm22182.17-1110.1 -260.6 = -24846.9N mm2MaV =Rv1i =2272.2 48.65 = 110542.5 N mmMbV =R2Vl3 =1592.3 32.65 =51988.6 N mm合成彎矩：Ma =Jm；h +M 2V =132069.3N mm, Mb =師廣MV =57621.0N mm義=可嘉+m；v =123702.6N mm, Mb = VMbH+M-=52000.5N mm(4) .畫轉矩圖 如圖5.2f所示，T2 =82950N mm5.2.6 校核軸的強度雖然a-a剖面左側彎矩大，但其剖面右側除作用有彎矩外還作用有轉矩，其軸頸較小, 故少a-a剖面兩側均有可能為危險面，故分別計算剖面的抗彎截面系數(shù)：,3二 d2W =2322bt d2 -t2d232二 308 4 (30 -4)c 3=-=2290.2mm ;322 30抗扭截面系數(shù):,3WT -2bt d2 -t162d232二 3038 4 (30 -4)23(=4940.9mm3;162 30a-a兩側的彎曲應力分別為：4Ma132069.3=57.7MPaW 2290.2Ma 123702.6 aW 2290.3= 54.0MPa ；T282950扭應力為：7=二= 16.7MPa ;WT 4940.9按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，按轉矩脈動循環(huán)處理，故取折 合系數(shù)a =0.6,則當量應力為：2 b+4"t 2 =小542 + 4父(0.6M16.7 ) =57.6MPa燈ob,故a-a剖面右側為危險截面。 c查得45鋼調質處理抗拉強度極限 仃b =640MPa ,軸的許用彎曲應力h_J = 60MPa,。：bb，滿足強度要求。5.2.7 校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為:4T24 82950=79MPad4hl 30 728 -8取鍵軸及帶輪的材料都為鋼，查得 op=125MPa 150MPa,因此強度足夠；齒輪 3 處鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠。5.2.8 校核軸承壽命(1) .計算軸承的軸向力查 30205軸承得 C =32200N , C0 =37000N,e = 0.37,Y = 1.6。查得 30205 軸承內部軸向 力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為:R2495.7R21592.6S 1 = =779.9N5 = = =497.7N2Y2 1.62Y2 1.6外部軸向力A = 631.2N ,各軸向力方向如下所示: .工2r*& 丁工則S2 +A =631.2 +497.7 =1110.9N >Si,則兩軸承的軸向力分別為：Fai -S2 A-1110.9N, Fa2 -S2-497.7N(2) .計算軸承1的當量動載荷因R >R2,Fa1 >Fa2,故只需要校核軸承1的壽命，又因Fa/ = 1110.9zlQ4-7 = 0.44>e, R12495.7軸承1的當量動載荷為：P =0.4R1 +1.6Fa1 =0.4父2495.7 +1.6父1110.9 =3274.9N ;軸承在100c以下工作，查得>=1.0;對于減速器，查得載荷系數(shù) fp=1.5。(3) .校核軸承壽命 1010軸承2的壽命為Lh上=106M.32200 f=24620h,60n2 1fPP ,60M488.14 11.5父 3274.9.J減速器預期壽命：Lh, =1 8 300 10 =24000hLh > Lh,故軸承壽命足夠。5.3低速軸的設計計算5.3.1 選擇材料及草圖設計45鋼，調質處理因其傳遞功率不大，并對重量及結構無特殊要求，故選用常用的材料 其草圖為：5.3.2 初算軸徑4.07二 35.7mm表查得C=106135 ,故取較小C=106,則,106.12d min = C33| = 118 父 , 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3豚5%軸端最細處直徑d1 3 55.7 35.7 0.03L 0.05 ：,：-36.771 _ 37.485mm5.3.3 結構設計軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從 dmin出開始設計(1) .聯(lián)軸器及軸段的設計軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同 步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。取 載荷系數(shù)Ka =1.5,則轉矩：Tc = KaT3 =1.5 366270 =549405N mm查得GB/T 5014-2003中LX3聯(lián)軸器符合要求。公稱轉矩為 1250N m ,許用轉速 4750r / min,軸孔范圍 30 48mm?？紤] d1 > 37.485mm ,取孔徑為 40mm , L聯(lián)=84mm J型軸孔，A型鍵，從動端代號：LX3 40X84 GB/T 5014-2003;相應的軸段的直徑 d1 =40mm,其長度略小于轂孔長度，取L1 =82mm。(2) .密封圈與軸段的設計 確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈 的尺寸。聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度 h =(0.07 0.1)d1 =2.8 4mm。軸段的軸徑 d2 =d+2h =45.6 48mm ,其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s,可選用毛氈圈 48FZ/T 92010-1991 , WJd2=48mm。(3) .軸承與軸段和軸段的設計 考慮齒輪有軸向力存在，但此處軸徑較大，選用角 接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝.義符合軸承內徑系列。現(xiàn)暫取軸承 7210c GB/T 292-1994,軸承內徑 d =50mm,外徑 D =90mm,寬度 B = 20mm, Da =83mm ,軸上定位端面圓角半徑最大為 l =1mm , a3 =19.4 ,故d3=50mm。該齒輪 的圓周速度大于2m/s,故軸采用油潤滑，無需放擋油環(huán)，L3=B = 20mm。為補償箱體 的鑄造誤差，取軸承靠近箱體內壁的端面與箱體內壁距離A=5mm,通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號.故d7 =50mm。(4) .齒輪與軸段的設計 該段上安裝齒輪4,為便于齒輪的安裝，d6應略大于d7,可 初定d6=52mm。齒輪4輪轂的寬度范圍為(1.21_ 1.5月6 = 62.4_ 78mm,去其輪轂寬度 與齒輪寬度b4=59mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面 能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段長度應比齒輪 4的輪毅略短，取L6=55mm。(5) .軸段和軸段的設計軸段為齒輪提供軸向定位作用，定位軸肩的高度為h = (0.07 0.1 )d6 =3.29_ 4.7mm ,取 h = 4mm,則 ds=55mm, L5 =1.4h = 5.6mm。取L5=8mm。軸段的直徑可取軸承內圈定位直徑，即d4=52mm,齒輪左端面與箱體內壁距離為& = &+ b4% = 8+(64-59% = i0.5mm,則軸段的長度：L4 =BX +A-A4 -b4 -L5 =124 +5-10.5 -59-8 = 51.5mm 0.軸段與軸段的長度軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸 承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為軸承座的寬度為L=65mm,軸承旁連接螺栓為M2Q軸承端蓋連接螺釘選GB/T5781 M10m25,其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺釘?shù)牟鹧b空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承端蓋外端面的距離為K =10mm 。貝U 有 L2=L+At+Bd+K B4=6 6+ 2+10 1=0 mm 95L7 =B + +& +b4 -b6 =19+5+12.5 + (59-55) = 40.5mm。(6) .軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3 = 18.2mm ,則由草圖可得軸的支點及受力點間的距離為：,.b4八59 -11 =L7 L6 - -a3 =40.5 55 - -18.2 = 47.8mm22I2 =L3 L4 L5 b4 -a3 =19 51.5 8 59 -18.2 = 89.8mm22l3 =a3 L2 J =18.2 63 82 = 122.2mm 225.3.4鍵連接聯(lián)軸器與軸段及齒輪