同軸式二級減速器計劃說明說

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1、 同軸式二級減速器計劃說明說 作者: 日期: 目錄 1 .題目及總體分析2 2 .各主要部件選擇 2 3 . 選擇電動機 3 4 .分配傳動比 3 5 .傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算 3 6 .設計高速級齒輪 4 7 .設計低速級齒輪 9 8 .減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 13 1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計 14 2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計 21 3軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 27 9 .潤滑與密封 32 10 .箱體結構尺寸 32 11 .設計總結 33 12 .參考文獻 33 一。題目及總體分析 題目：設計一

2、個帶式輸送機的減速器 給定條件：由電動機驅動，運輸帶工作拉力為 7600N,運輸帶速度為00 9m/s,運輸機滾筒直徑為365mm 自定條件：帶式輸送機連續(xù)單向運轉，載荷變化不大，空載啟動；輸送帶速度允許誤差土5%;室內工作，有粉塵，兩班制工 作（每班按8h計算），使用期限10年，大修期3年；在中小型機械廠小批量生產。 減速器類型選擇：選用同軸式兩級圓柱齒輪減速器. 整體布置如下： 圖示：1為電動機，2及6為聯軸器，3為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低 速級齒輪傳動，7為輸送機滾筒。 輔助件有：觀察孔蓋，油標和油尺，放油螺塞,通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位 銷，啟蓋

3、螺釘，軸承套，密封圈等.。 二.各主要部件選擇 目的 過程分析 結論 動力源 電動機 齒輪 斜齒傳動平穩(wěn) 高速級做成斜 齒，低速級做成 直齒 軸承 此減速器軸承所受軸向力不大 球軸承 聯軸器 彈性聯軸器 三。選擇電動機 目的 過程分析 結論 根據一般帶式輸送機選用的電動機選擇 選用Y系列（IP44） 封閉式三相異步 電動機 功率 工作機所需有效功率為 Pw= FX V= 7600NX 0.9m/s 圓柱齒輪傳動（7級精度）效率（兩對）為41=0。972 球軸承傳動效率（四對）為"2=0.994 彈性聯軸器傳動效率（兩個）取“

4、3 = 0。9932 輸送機滾筒效率為"4=0.96 電動機輸出后效功率為 Pr-P27600 0.9 2— 8.0KW 12340.972 0.994 0.9932 0.96 要求電動機輸出 功率為 Pr 8.0kW 型號 查得型號Y160L-6封閉式三相異步電動機參數如下 額定功率\kW=11 渦我轉速\r/min=970 滿載時效率\%=87 滿載時輸出功率為 Pr Pe11000 0.87 9570W Pr略小于Pd在允許范圍內 選用 型號Y160L- 6封 閉式三相異步電 動機 四。分配傳動比 目的 過程分析 結論 分 配 傳 n'

5、 （8 動 比 nm 傳動系統(tǒng)的總傳動比i其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯傳動系統(tǒng)的 nw 總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速，r/min ; nw為工作機 輸入軸白轉速，r/min. 計算如下 nm 970r/min nW 60v60 90047.1〃min d 3.14 365 i 8 ~ 40 （兩級圓柱齒輪） ~40） 47.1 376~1884 970 i ——20.59 21 47.1 i15.42，得 i2 3.87. i1 5.42 i2 3.87 五。傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算 目的 過程分析 結論

6、傳 動 系 統(tǒng) 的 運 動 和 動 力 參 數 計 算 設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為 0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各 軸的轉速分別為 叱、力、啊、叫、鼻 ；對應于0軸的輸出功率和其余各 軸的輸入功率分別為 與、弓、 丐、與、與；對應于0軸的輸出轉矩和其 余名軸的輸入轉矩分別為 『0、 鼻、弓、心、豆；相鄰兩軸間的傳動比分別 為山、/、3 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為砧、后、如、外4。 軸號 電動機 兩級圓柱減速器 工作機 。軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉速 n(r/min ) no=970 ni=970 n2=i78。 97 n3=46。

7、25 n4=46。 25 功率P(kw) Po=8.0 Pi=7。94 P2=7.62 P3=7.32 P4=7.i9 轉矩T (N ? m) To=78。8 Ti=78。17 T2=406。 6i T3=i5ii.48 T4=i484。 64 兩軸聯接 聯軸器 齒輪 齒輪 聯軸器 傳動比i ioi=1 ii2=5.42 i23=3。87 i34=i 傳動效率 刀 0i=0。993 r] i2=0o 96 Y] 23=0.96 打 34=0。944 六。設計高速級齒輪 目的 過程分析 結論 選 相 度 等 級

8、 、 材 料 和 齒 數 i）選用斜齒圓柱齒輪傳 2）選用7級精度 3）材料選擇。小齒輪材料為4 0 C r （調質，硬度為2 8 0 HB S ,大齒輪材 料為4 5鋼（調質），硬度為2 4 0 HBS二者材料硬度差為4 0 HB4 4） 選小齒輪齒數Z i= 2 4 ,大齒輪齒數Z2= i i - Z i=5.42X 24=i30。08,取 Z2=i3i。 選取螺旋角。初選螺旋角i4 目的 過程分析 結論 按式（i0-2i）試算，即 按 齒 面 接 觸 強 度 設 計 2立 u 1(ZhZe)2 d u [ h] 1 )確定公式內的各

9、計算數值 (1 )試選 Kt 1.6 (2)由圖1 0 — 3 0，選取區(qū)域系數Z h 2.433 (3)由圖 10 —2 6 查得 10.7820.88 121.66 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩 4 -. 工 78.17N m 7.82 10 N mm (5 )由表1 0 — 7選取齒寬系數d 1 (6 )由表1 0 — 6查得材料的彈性影響系數Ze 189.8MPa1/2 (7)由圖1 0 — 2 1 d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 himi 600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlm2 550MPa (8)由式1 0 — 1 3計算應力循環(huán)次數 9

10、 Ni 60njLh 60 970 1 (2 8 300 10) 2.8 10 N2 2.8 109/5.42 0.52 109 (9)由圖1 0 — 1 9查得接觸疲勞強度壽命系數 Khni 0.90 Khn2 0.95 (10)計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1 % ，安全系數為S=1,由式1 0 — 1 2得 [hi] KHN1 Hlim10.9 600MPa 540MPa S K [H2] HN 2 Hhm 20.95 550MPa 522.5MPa S [h] ([ hi] [ H2])/2 (540 522.5)/2MPa 531.25MPa 目的

11、 過程分析 結論 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得 d1t 3 2 1.6 7.82 104 6.422.433 189.8 (2 )計算圓周速度 dim 1.66 5.42 531.25 2 51.29mm v 60 1000 3.14 51.29 970 60 1000 2.60m/s (3 )計算齒寬b及模數 mnt b dd〔t 1 51.29 51.29mm d1t cos mnt- Z1 51.29 cos14 2.07mm 24 h 2.25mnt 2.25 b/h 51.

12、29/4.66 2.07 4.66mm 11 (4 )計算縱向重合度 按齒面接觸強度設計 0.318 dZ1 tan 0.318 1 24 tan 14 1.903 (5 )計算載荷系數K 已知使用系數KA 1 根據v 2.60m/s, 7級精度, 由表1 0—4查得 KH 1.12 0.18(1 0.6 由圖1 0 — 8查得動載荷系數KV1.1 1.12 0.18(1 0.6 12) 由圖1 0 — 1 3查得 KF 假定 KAF1 100N/mm, d1 故載荷系數K KaKvKh l) 2 0.23 10 3b 0.23 10 5

13、1.29 1.42 1.35 由表1 KH 0 - 3查得 1 1.1 1.4 KH 1.42 (6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1 0 — 1 KF 1.4 2.19 目的 過程分析 結論 按 齒 d1 d1t3；K/Kt 51.29^2.19/1.6 56.95mm d1 56.95mm

14、面 (7 )計算模數mn m mn 2.3mm 接 觸 d1 cos56.70 cos14c 強 mn — 2.3mm 度 Z124 設 計 (2KT1Y cos2 Y, YS 由式]0—7mn 32F—― ddZ1[ F] i)確定計算參數 (i)計算載荷系數 KKAKVKF KF 1 1.1 1.4 1.35 2.08 (2 )根據縱向重合度1.903,從圖1 0 — 2 8查得螺旋角影響系數 Y 0.88 按 齒 (

15、3 )計算當量齒數 根 ,Zi24cc” ZV133 . .26.27 彎 coscos 14 曲 rZ2131 強 ZV2 -3— —3一 143.40 coscos 14 度 設 (4)查取齒形系數 計 由表 10 —5 查得 YFa1 2.592 YFa2 2.194 (5)查取應力校正系數 Mil 0 5 查得 YSa11.596YSa2 1.783 (6 )由圖1 0 — 2 0 c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa

16、 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 380MPa (7 )由圖1 0 — 1 8查得彎曲疲勞強度壽命系數 K FN10.85 K FN 20.88 目的 過程分析 結論 按 齒 根 彎 曲 強 度 設 計 (8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S= 1。4,由式1 0 — 1 2得 K FN1 FE1 0.85 500. [F ]1 303.57MPa S1.4 riKFN2 FE2 0.88 380 9oo qcMPa [F ]2 238.86MPa S1.4 (9 )計算大小齒輪的 YFaYSa

17、[f] YFa1Ysa12.592 1.596 八…”。 -Fa7叫0.01363 [F]1303.57 YFa2Ysa2 2.194 1.783 八 0.01638 [F]2238.86 大齒輪的數據大 2)設計計算 齒數 Z128 Z2 152 」2 2.08 7.82 104 0.88 cos214一 mn 3'2 0.01638 1.67mm \1 242 1.66 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲 勞強度計算的法面模數，取 mn = 2o 0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足 接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分

18、度圓直徑d1 56.95mm來計算應有 的齒數。于是由乙 d18s56.95 cos14 27.63 mn2 取 Z1 28JJZ2 i1Z15.42 28 151.76Mz2 152 幾 何 尺 寸 計 算 (乙 Z2)mn (28 152) 2 號一 1)計算中心距a185.5mm 2cos2 cos14 將中心距圓整為186mm 2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (Zi Z2)mn(28 152) 2 ” 5 arccos'arccos^- 14.59 2a2 186 因值改艾小多，故參數、K 、ZH等不必修正。 中心距 a =186mm 螺旋角 14

19、.590 目的 分析過程 結論 3 ）計算大 、小齒輪的分度圓直徑 分度圓直徑 di Zimn28 2 57.7m m d1 57.7mm cos cos14.59 d2 314.1mm d2 4 ）計算大 dfi Z2m2152 2 314.1mm 2.5 2 52.7mm 齒根圜1=T徉 幾 何 cos cos14.59 、小齒輪的齒根圓直徑 d1 2.5mn57.7 df1 df 2 52.7mm 309.1mm 尺 d f 2 d2 2.5mn 314.1 2.5 2 309.1mm 齒

20、輪寬度 寸 計 5 ）計算齒輪寬度 B1 60mm 算 b dd1 1 57.7 57.7mm B2 55mm 圓整后取 B2 55mm ； B1 60mm Ft票 d1 2 781700 2710N 合適 57.7 驗算 KaE i 2710 八 b 43.5N / mm 100N / mm 57.7 合適 七.設計低速級圓柱直齒傳動 目的 設計過程 結論 選 士 7E 齒 輪 相 度 等 級 、 材 料 及 齒 數 a）

21、選用7級精度 b）由表1 0 — 1選擇小齒輪材料為4 0 C r （調質），硬度為2 8 0 H B S , 大齒輪材料為4 5鋼（調質 ），硬度為2 4 0 HB4 c） 選小齒輪齒數Z124 , 大齒輪齒數Z2 i2乙3.87 24 92.9 取 Z2 93 目的 過程分析 結論 按 齒 面 接 觸 疲 勞 強 度 設 計 由設計計算公式10 — 9 a進行試算，即 因「 u 1 ZE 2 d1t 2.323：1J-A ——(_^)2 d d u [ H] 1 )確定公式各計算數值 (1 )試選載荷系數Kt 1.3 (2 )計算小齒輪傳遞的轉

22、矩 T1 95.5 105P2/n2 95.5 105 7.62/178.97 40.7 104N mm (3 )由表1 0 — 7選取齒寬系數d 1 (4)由表1 0 — 6查得材料的彈性影響系數ZE 198.8MPa1/2 (5 )由圖1 0 — 2 1 d按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 550MPa (6)由式1 0 — 1 3計算應力循環(huán)次數 Ni 60n2jLh 60 178.97 1 (2 8 300 10) 5.16 108 N2 5.16 108/3.87 1.3 108 (7)由圖1 0

23、 — 1 9查得接觸疲勞強度壽命系數 Khni0.90 Khn2 0.95 (8)計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1 % ,安全系數為S-1,由式1 0 — 1 2得 K, [hi]0.9 600MPa 540MPa S Ksc ，，一 [H2]0.95 550MPa 522.5MPa S 2)計算 (七)試算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入[h]中的較小值 ,cc「1.3 40.7 1 04 4.87 /189.8\2 …一 d1t 2.323，()2 103.14mm \13.87 522.5 目的 過程分析 結論 按 齒 面 接

24、 觸 疲 勞 強 度 設 計 (八)計算圓周速度v d1t n2103.14 187.97 >/ v—60 io。?！?1.01m/s 60 1000 (九)計算齒寬b b ①dd1t 103.14 (十)計算齒寬與齒高之比b/h 模數 mnt 旦 0 4.30mm Z124 止m h 2.25mnt 2.25 4.30 9.68mm b/h 103.14/9.68 10.46 (寸一)計算載荷系數K 根據v 1.01m/s, 7級精度，由圖1 0 — 8查得動載荷系數 KV 1.03 假設KAFt /b 100N / mm ,由表1 o — 3查得 KHKf

25、1.2 由表10—2查得使用系數KA 1 由表1 0—4查得 -22_3 KH 1.12 0.18(1 0.6 d) d 0.23 10 b 1.12 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 10 3 103.14 1.432 由圖1 0 — 23查得Kf 1.35 故載荷系數 K KAKVKH KH 1 1.03 1.2 1.427 1.76 A V HH (6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1 0 — 1 0 a得 d1 d1tqK/Kt103.143/1.76/1.3 114.10mm (7)計算模數m m d1 /Z1 114.10/24 4.

26、75 分度圓直徑 d1 114.10mm 模數 m=4o 73 按齒 根彎 由式1 0 — 5得彎曲強度的設計公式為 曲強 度設 計 mn 3, 2KTi Yf Ys dZ；[ f] 目的 分析過程 結論 按 齒 根 彎 曲 強 度 設 計 目的] 結論 按 齒 根 彎 曲 強 度 設 計 a)確定公式內的計算數值 1) 由圖1 0 — 2 0 c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 380MPa 2) 由圖10 — 1 8查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1 0.

27、85 KFN2 0.88 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1 % ，安全系數為S-1。4,由式1 0 — 1 2得 [F1] KFN1 FE1 0.85 500 MPa 303.57MPa S1.4 KFN2 FE2 0.88 380 [F2]MPa 238.86MPa S1.4 4) 計算載荷系數 KKAKVKF KF 1 1.03 1.2 1.35 1.67 (5 )查取齒形系數 由表 10 —5 查得 YFa12.65 YFa2 2.21 (6)查取應力校正系數 由表 1 0 — 5 查得 YSa1 1.58 YSa2 1.775 齒數 Z129

28、Z2 113 ())計算大小齒輪的YFaYSa，并比較 [f] 反亙 2.65 1.58 0.01379 [F]1303.57 陵/ 2.21 1.775 0.01642 [f ]2238.86 大齒輪的數據大 b)設計計算 '2 1.67 40.7 104 …… m 3/2 0.01642 3.37mm 11 242 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強 度計算白^模數，可取有彎曲強度算得的模數 3。37,并就近圓整為標準值 m = 4o 0mm。 幾 何 尺 寸 計 算 分析過程 分度圓直徑 d1 116mm d

29、2 452mm 齒根圓直徑 df1 106mm df2 442mm 中心距 a 284mm B1125mm B2 120mm 驗算 按接觸強度算得白^分度圓直徑d1 114.10mm 算出小齒輪齒數 Z1 d1/m 114.10/4 28.53 取Z129 大齒輪齒數Z2 i2乙 3.87 29 112.2 取Z2 113 驗算合適 八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 （中間軸） 1. 1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計 目的「 過程分析 結論 輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設 1 .輸入軸上的

30、功率 P 7.94kw,轉速n1 970r/minT1 7.82 104N mm 2 .求作用在車輪上的力 Ft 型 2 7.82 1042711 N d157.7 FrFtlanan- 2711.201020N coscos14.59 Fa Ft tan 2711 tan14.59705.66N 3 .初定軸的最小直徑 選軸的材料為4 5鋼，調質處理。根據表1 5 — 3 ,取 A112于是由式15 —2初步估算軸的最小直徑 dmin AIR/5 112V7.94/970 23mm 這是安裝聯軸器處軸的最小直徑d1 2 ,由于此處開鍵槽，校正值 選軸的材料為4 5鋼

31、，調質處理 計 d1 2 23 (1 5%) 24.15mm ,聯軸器的計算轉矩 TcaKAT1查表14- 1 B KA 1.3,則查《機械設計手冊》(軟件版)，選用GB5014—1985中的HL 1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為16000N- mm。半聯軸器的孔徑 24mm, 軸孔長度 L = 32mm ,J型軸孔，C型鍵，聯軸器主動端的代號為 HL1 24 * 32 GB5014—1985,相應地，軸段1的直徑d1 24mm,軸段1的長度應比聯軸器主動 端軸孔長度略短，故取l1 30mm 目的 過程分析 結論 輸 入 軸 的 設 計 及 其

32、 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設 計 4 .軸的結構設計 1 )擬定軸上零件的裝配方案(見前圖) 2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為滿足半聯軸器的軸向定位要求,1 — 2軸段右端需制處一軸肩，軸 肩高度h 0.07 ~ 0.1d ,故取2段的直徑 d2 27mm (2)初選型號6 0 0 6的深溝球軸承 參數如下 d D B 30 55 13 da 36mm Da 49mm 基本額定動載荷 Cr 19.5KN 基本額定靜載荷 Cr 8.3KN 故d3 d7 30mm軸段7的長度與軸承寬度相同，故取卜13mm (3)軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，~

33、4應略大與d3，可取 d4 36mm.齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠 緊，軸段 4的長度l4應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬 b 60mm ,故取 l4 58mm (4 )齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段5的直徑， 軸肩高度 h 0.07 ~ 0.1d ,取 d5 40mm, l5 1.4h,故取 l5 6mm 為減小應力集中，笄考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應根據6006深溝球 軸承的定位軸肩直徑 da確定，即d6 da 36mm (5 )取齒輪端面與機體內壁間留有足夠間距H,取H 12mm ,取軸承上 靠近機體內壁的端面與機體內壁見的距

34、離S=8mm取軸承寬度C=50mm由機 選用HL1型彈性 柱銷聯軸器 軸的尺寸（mm）: d124 d227 d330 d4 36 d540 d636 d730 l130 l259 l3 35 l458 l56 l614 l713 械設計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯軸器輪轂端離 K=20mm。 l2(C s B) e K 59mm 故 l3B s H (b 14) 35mm 16(H s) 15 14mm 取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L1 82.5mm, L2 70.5, L3 55.5mm 目的 過程分析 結論

35、 (6)鍵連接。聯軸器：選單圓頭平鍵 鍵C 8* 28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm 齒輪：選普通平鍵 鍵 10*56GB1095—1979 t=5mm h=8mm 5.軸的受力分析 1)畫軸的受力簡圖 輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 鍵 的 設 計 目的 LP C ^tttTITTT Pol N由 F HE Ni ITrrrTrr^ 過程分析 2)計算支承反力

36、 輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設 計 在水平面上 Ft2711 F1H F 2H1355.5N 22 在垂直面上 FrL3 Fado1020 55.5 706.96 577 n M20,Ev -r-a-22 611.2N L2 L370.5 55.5 故 F2vFr F1v 1020 611.2 408.8N 總支承反力 F1 F；F121355.52611.221486.92N F2.. F22HF2V,1355.52408

37、.821415.80N c) 畫彎矩圖 M1H M2HFih L2 1355.5 70.5 95562.75N.mm M1v Fiv L2 611.2 70.5 43089.6N.mm M 2v F1v L2 Fa d 2 22731 .31N.mm 2222 故 M 1、Mih M1v v95562.7543089.6104828.21N mm M 2 ，.,M 2H M 2v95562.752 22731.312 98229.08N mm 4)畫轉矩圖 6校核軸的強度 C剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故C剖面左側 為危險剖面 2 2 3 b

38、t(d t)310 5 (36 5)3 W 0.1d 0.1 36 3998mm 2d2 36 .、2- _、2 3 bt(d t)310 5 (36 5)3 Wt 0.2d-- 0.2 36- 8663.8mm 2d2 36 目的 過程分析 結論 輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設 計 M 104828.21 “c- ab — ———— 26.2mpam 0 W3998 T 2 9.02mpaa m 彳 4.51mpa 軸的材料為45剛，調質處理.由表15-1查得 B 640mpa 1 275mpa , 1 155mpa。 截面

39、上由于軸肩而形成的理論應力集中系 數 及按附表3-2查取.因L — 0.03 ,—登1.2,經插值后可 d30d30 查得 2.091.66 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 q 0.74q 0.77 故有應力集中系數按式(附3—4)為 k 1 q (1) 1 0.74(2.09 1) 1.81 k 1 q (1) 1 0.77(1.66 1) 1.51 由附圖3—2得尺寸系數0.77;由附圖3-3得扭轉尺寸系數0.88 由附圖3-4得0.92 軸未經表面強化處理，即q 1,則按式3—12及3-12a得綜合系數值為 k1. 1.811 K11 2.44 0.7

40、7 0.92 k 11.511 K — — 1 ————1 1.81 0.88 0.92 由3—1及 3—2得碳鋼的特性系數 0.1~0.2,取0.1 0.05 ~ 0.1,取0.05 目的 過程分析 結論 輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設 計 于是，計算安全系數 Sca值，按式(15-6) ~(15-8)則得 C1275 S 1 4.29 K am 2.44 26.2 0.1 0 c1155 S 1 18.52 Kam1.81 4.5 0.05 4.5 am cS Sc Sca， 22 4.18 S 1.3~

41、1.5故安全 Js2 s2 7按彎矩合成應力校核軸的強度 對于單向轉動的轉軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數0.6,則

42、軸承壽命 軸承載荷軸承1 徑向：Fr1F1 1486.92N 軸向：Fa1Fa 705.66N 軸承 2 徑向：Fr2F2 1415.80N 軸向：Fa2 0 因此，軸承1為受載較大的軸承，按軸承1計算 鍵校核安全 Fa1 Fr1 705.66 - 0.47 e 1486.92 軸校核安全 輸入 軸的 設計 及其 軸承 裝置、 鍵的 設計 按表 在表 13-6, fp 1.0 ~ 1.2 ,取 p 14.7 ,則相對軸向載荷為 fp 1.0按表13-5注1,對深溝球軸承取 p f0Fa 14.7 705.66 1 25 Co 8300 1.

43、25 13-5中介于1.03~1.38之間，對應的e值為0.28~0.3, Y值為1。55?1.45 (1.55 1.45) (1.380 1.08) 線性插值法求 Y值 Y 1.45 - 1 1.54 1.380 1.03 軸承選用6006深 溝球軸承，校核安 全 壽命（h ）為 Lh 27159 故 P fp(XFr YFa) 1.0(0.56 1020 1.54 705.66) 1658N Lh 106 ( 60n P Cr )3 106 19500 60 970 1658 3 )27953h . . ' 查表13-3得預期計算壽

44、命Lh 1200 Lh 2. 2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計 目的 過程分析 結論 選軸的材料為41 1。中間軸上的功率 P2 7.62kw,轉速n2 178.97r/min 5鋼，調質處理 轉矢1 T2 40.661 104 N mm 中 2 .求作用在車輪上的力 間 高速大齒輪： 軸 _ 4 2T2 2_40.7.10, 2591.5N 日勺 d2314.1 設 tanantan20 計 Fr1Ft1n 2591.5 974.7N 及 coscos14.59 其

45、 Fa1'tan 2591.5 tan14.59 674.6N 軸 低速小齒輪： 承 2T2 2 40.7 104 裝 Ft227017 N d1116 置、 鍵 Fr2 Ft2tanan 7017 tan 202554.0N 的 設 3 .初定軸的最小直徑選軸的材料為4 5鋼，調質處理^ 計 根據表15-3 ，取A112于是由式15-2初步估算軸的最小直徑 目的 過程分析 結論 中 間 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計 dmin A3 F27n； 1123.7.62/1

46、78.97 39.1mm 這是安裝聯軸器處軸的最小直徑d1 2，取軸段1的直徑d1 39mm 4 .軸的結構設計 1)擬定軸上零件的裝配方案(見前圖) 2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1 )初選型號6309的深溝球軸承參數如下 d D B 45 100 25 da 54mm Da 91mm 基本額定動載荷 Cr 52.8KN基本額定靜載荷 Cr 31.8KN 故d1 d5 39mm 軸段5的長度與軸承寬度大，故取l5 51mm (2)軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d3r應略大與d2，可取 d3 54mm。齒輪左端用套筒固定 ，為使套筒端面頂在齒輪左端面

47、上，即靠 緊，軸段 2的長度l2應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬 b1 55mm,b2 125mm，兩齒輪間的間隙l3 50mm,取故取l2 53mm。 選用HL 1型彈性 柱銷聯軸器 軸的尺寸(mm): d1 39 d2 45 d3 54 d4 52 d5 39 1 51 2 53 3 50 4 123 5 51 (3 )軸端4的長度l4應略小于齒輪輪轂長故取l4 123mm . (4 )取齒輪端面與機體內壁間留有足夠間距H,取H 12mm ,取軸承 上靠近機體內壁的端面與機體內壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mm由機 械設計手冊可查得軸

48、承蓋凸緣厚度e=10mm取聯軸器輪轂端面與軸承蓋間的 距離 K=20mm。故 l1 (C s B) e K 51mm 取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得 L1 76.5mm, L2 140mm, L3 73mm 目的 過程分析 結論 中 間 (5 )鍵連接。 高速齒輪：選普通平鍵 鍵12*50 GB1095 —1979 t=5mm h=8mm 低速齒輪：選普通平鍵 鍵12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 5.軸的受力分析 軸 的 F 2H Fit F2t Fih 5972.8N 設 在垂直向上

49、 計 及 M20,Fiv Fr2 L3 FaJ、Fir (L2 L3) / 214QA anz 其 LiL2L3 軸 承 故F2 2vF riF2r Fiv2032.4N 裝 置、 鍵 的 設 總支承反力 Fi而; Fi2 ,3689.72 i496.32 398i.56N F2F F 2H F2V J5972.82 2032.426309.iN 計 3 )畫學矩圖 Mih Fih Li 3689.7 76.5 282262 N .mm M

50、 ivFiv Li I496.3 76.5 ii4466.95N.mm M，iv Fiv Li Fia % 75340 N.mm M 2H M2H F2H L3 5972.5 73 4360i4.4N.mm M2v M2v F2v L3 2032.4 73 i48365.2N.mm 故M 1 J(M 1H )2 (M1v)2304589.i0N mm M2 2_-2

51、齒輪剖面， 因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中， 故低速小齒輪 剖面為危險剖面 W 0.1d3 bt(d 2_2 t) …一3 i2 5 (54 5) i44i2 .5mm3 O. 1 54 2d2 54 目的「 過程分析 結論 …八八，3 bt(d 2_2 d c=3 i2 5 (54 5) 3 30i58 mm WT 0.2d 2d 0.2 54 2 54 中 間 軸 M 304589.10 ? a b ― ――-- 21.13mpa W 14412.5 的 設

52、 m 0 計 T T— 13.5mpaa m —6.75mpa 及 WT2 其 軸的材料為45剛，調質處理.由表 15 — 1查得 軸 承 B 640mpa 1 275mpa ,1 155mpa。截面上由于軸肩而形成 裝 置、 r 1 6 的理論應力集中系數及 按附表3-2查取。因上 16 0.030 , d 54 鍵 D 1.02，經插值后可查得 的 d 設 計 2.091.66 又由附圖3—1可得軸的材料的敏性系數為 q 0.78q 0.83 故有應力集中系數按式(附3-4)為 k 1 q (1) 1 0.

53、78(2.09 1) 1.85 k 1 q (1) 1 0.83(1.66 1) 1.55 由附圖3—2得尺寸系數0.72;由附圖3-3得扭轉尺寸系數0.85 由附圖3—4得0.92 軸未經表面強化處理，即q 1,則按式3-12及3—12a得綜合系數值為 ，/ k1/1.811 K1 ————1 2.44 0.77 0.92 “ k 1/1.511 K11 1.81 0.88 0.92 由3 —1及 3 — 2得碳鋼的特性系數 0.1 ~ 0.2 ,取0.1 0.05 ~ 0.1,取0.05 目的 過程分析 結論 于是，計算安全系數

54、 Sca值，按式（15—6）?（15 —8）則得 軸校核安全 275「2 5.03 2.44 21.13 0.1 0 155 12.35 m 1.81 6.75 0.05 6.75 S S一 4.66 S 1.3~1.5 S2 S2 故安全 7按彎矩合成應力校核軸的強度 軸承選用6307深 溝球軸承，校核安 全 壽命（h ）為 Lh 28084 中 間 軸 的 設 計 及 其 軸 承 置、 鍵 的 設 計 目的 對于單向轉動的轉軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數 0.6, ca 22 \M2( T)2 W 39mpa 查表15-1得[

55、1] 8校核鍵連接強度 高速齒輪： 查表得 口 p 低速齒輪: 查表得 「 p =60mpa,因此 ca [1],故安全. 4T2 d3hl 4 44 120~150mpa。 4T2 pd3hl 120~150mpa。 9.校核軸承壽命 軸承載荷軸承1 徑向:Fr1 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 217980 65mpa 8 (50 12) pP故強度足夠。 pp 44 4 217980 “c 36.2mpa 8 (90 12) p故強度足夠。 p Fa1 Fr2 Fa2 3981.65N 674.6N F2 因

56、此，軸承 1為受載較大的軸承，按軸承 6309.1N 1計算 過程分析 結論 中間 軸的 設計 及其 軸承 裝置、 鍵的 設計 -a1 0.17 e,查表 13 5 得 X=1,Y=Q 按表 13-6, f° 1.0~1.2, Fr1 3981.65p 取fp 1.2,故Pfp(XFr YFa) 4777.98N, 106 Cr

57、3 Lh ——(―)3 12567h 60n P 查表13-3得預期計算壽命Lh 1200 Lh 3。3軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 目的 過程分析 結論 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計 1 .輸出軸上的功率 鳥 7.32kw,轉速n3 46.25r/min 轉失1T3 151.1 104N mm 2 .求作用在車輪上的力 2T32 151.1 104 Ft - 9621 N d2314.1 FrFt tan an 9621 tan 203502N 3 .初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表1 5—

58、3，取A 112于是由式15 —2初步估算軸的最小直徑dminAVP/n.60mm這是安裝聯軸器處 min333 軸的最小直徑d1 2,由于此處開鍵槽，取dmin60 1.05 63mm,聯軸器 的計算轉矩Tca KAT1查表 14—1 取Ka 1.3 , 則 Tea KAT3 1.3 151.1 104 1964300N mm CaA 3 查《機械設計手冊》（軟件版），選用其中的 LTZ10型彈性柱銷聯軸器，其 公稱轉矩為 2000N- m .半聯軸器的孔徑 65mm ,軸孔長度 L= 107mm ,J 型軸孔，A型鍵，聯軸器主動端的代號為LTZ1065 * 107 GB/T

59、4233--2002，相 應地，軸段1的直徑d1 65mm,軸段1的長度應比聯軸器主動端軸孔長 度略短，故取11107 mm 4 .軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖） 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 目的］ 過程分析 結論 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計 (1)為滿足半聯軸器的軸向定位要求，1 — 2軸段右端需制處一軸肩 ，軸肩 高度h 0.07 ~0.1d ,故取2段的直徑 d2 70mm (2)初選型號6315的深溝球軸承參數如下 d D B 75 160 37C. 112KN C. 76.

60、8KN 故d3 d7 75mm 軸段7的長度與軸承寬度相同，故取I7 37mm (3)軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應略大與d3，可取 d4 80mm。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠 緊，軸段4的長度I4應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬 b 120mm ,故取 l4 117mm (4 )齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段5的直徑，軸肩高度 h 0.07 ~ 0.1d ,取 d5 85mm, l5 1.4h,故取 l5 11mm 為減小應力集中，笄考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應根據6313深溝球 軸承的定位軸肩直徑 da確定，即d6

61、 da 87mm (5 )取齒輪端面與機體內壁間留有足夠間距H,取H 12mm ,取軸承 上靠近機體內壁的端面與機體內壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mm由 機械設計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯軸器輪轂端面與軸承蓋間 l2 (C s B) e K 35mm 的距離 K=20mm。故l3 B s H (b l4) 60mm l6 (H s) l5 9mm 取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得 L1 98.5mm , L2 98.5, L3 107.25mm 6)鍵連接。聯軸器：選單圓頭平鍵鍵C 10*80 GB1095- 1979 t=6mm h=10mm 齒輪

62、:選普通平鍵 鍵 20 * 90 GB1095-1979t=7。5mm h=12mm 5。軸的受力分析 1 )畫軸的受力簡圖 2 )計算支承反力 選用LTZ10型彈 性柱銷聯軸器 軸的尺寸（mm）: d165 d2 70 d375 d4 80 d585 d687 d7 75 11 107 12 35 13 60 14 117 15 11 16 9 17 37 Ft 9621一 在水平面上F1HF2H - 4810.5N 22 在垂直面上F1v F2v Fr/2 3502/2 1751N 目的 過程分析 結論 輸 出

63、 軸 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計 總支承反力F1 3 ）畫彎矩圖M1H 5119N F2再 M 2H F12 V4810.52 1751.52 Fih L2 47384.25 N.mm 目的 過程分析 結論 M2v M 1v F1v L3 187848N.mm 故 M1 M2 qM 12H Mi2v 193732 N mm 4）畫轉矩圖 6校核軸的強度 C剖回左側，因駕矩大，后轉矩， 為危險剖面 還啟鍵槽引起的應力集中，故 C剖面左側 W

64、0.1d3 bt(d— 2d 3MC OX 3 bt (d 近0.1 t)2no ”3 20 7.5 (75 7.5)2 3 37631mm 79819mm3 輸 出 軸 及 7 5 2 75 _ _ _ _、 2 ”3 20 7.5 (75 7.5) vvtu/uU.N_ 2d 7 5 2 75 其 軸 承 裝 置、 鍵 ab T TWt 軸的材料為 45 M 47384.25 , “八 1.26mpam 0 W 37631 19mpaa m -2^ 9.5mpa 剛，調質處理.由 表 15-1 查得 的 設 B 640

65、mpa,1 275mpa 1 155mpa .截面上由于軸肩而形成的理論 計 應力集中系數 及按 ,,，—r 附表3-2查取.因一 d —0.031 , 65 D 75 1.15，經插值后可查得 d 65 2.0,1.31又由附圖 3—1可得軸 的材料的敏性系數為 q 0.82 ,q 0.85,故有應力集中系數按式（附3-4） 為 k 1 q ( 1) 1 0.82(2.0 1) 1.82 k 1 q ( 1) 1 0.85(1.31 1) 1.26 由附圖3-2得尺寸系數

66、0.67；由附圖3-3得扭轉尺寸系數 0.82 由附圖3-4得0.92 軸未經表面強化處理，即q 1,則按式3—12及3—12a得綜合系數值為 k11.821 K ———— 1———— 1 2.80 0.67 0.92 目的 過程分析 結論 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計 k 11.261 K — — 1 ————1 1.62 0.82 0.92 由3 — 1及3—2得碳鋼的特性系數 0.1 ~ 0.2,取0.1 0.05~0.1,取0.05 丁TE,計算安上不數 Sca彳且,按式(15—6)?(15 — 8)則得 c1275 S 77.9 K am 2.80 1.26 0.1 0 c1155 S18.8 K am 1.81 9.5 0.05 9.5 cS ScC—/ Sca-.8.7S1.3~1.5故安全 JS2 S2 7按彎矩合成應力校核軸的強度 對于單向轉動的轉軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數0.6,則 7m 2 ( T)2? caW24mpa 查表15-1得[1