機械設計說明書-展開式二級直齒圓柱減速器.docx

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機械設計 課程設計說明書 姓 名： 畢延吉 學 號： 13099940806 年級專業(yè)： 13級機電一班 指導教師： 劉桂珍 佳木斯大學 機械工程學院 機械基礎教研室 2016年 月 日 目錄 第一章 設計任務書 3 1.1設計題目 3 1.2設計步驟 3 第二章 傳動裝置總體設計方案 3 2.1傳動方案 3 2.2該方案的優(yōu)缺點 3 第三章 電動機的選擇 4 3.1選擇電動機類型 4 3.2確定傳動裝置的效率 4 3.3選擇電動機的容量 4 3.4確定電動機參數(shù) 4 3.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5 第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù) 6 4.1電動機輸出參數(shù) 6 4.2高速軸Ⅰ的參數(shù) 6 4.3中間軸Ⅱ的參數(shù) 6 4.4低速軸Ⅲ的參數(shù) 7 4.5滾筒軸的參數(shù) 7 第五章 普通V帶設計計算 8 第六章 減速器高速級齒輪傳動設計計算 11 6.1選精度等級、材料及齒數(shù) 11 6.2按齒面接觸疲勞強度設計 12 6.3確定傳動尺寸 14 6.4校核齒根彎曲疲勞強度 14 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 15 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 15 第七章 減速器低速級齒輪傳動設計計算 16 7.1選精度等級、材料及齒數(shù) 16 7.2按齒面接觸疲勞強度設計 16 7.3確定傳動尺寸 18 7.4校核齒根彎曲疲勞強度 18 7.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 19 7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 19 第八章 軸的設計 20 8.1高速軸設計計算 20 8.2中間軸設計計算 26 8.3低速軸設計計算 32 第九章 滾動軸承壽命校核 38 9.1高速軸上的軸承校核 38 9.2中間軸上的軸承校核 39 9.3低速軸上的軸承校核 40 第十章 鍵聯(lián)接設計計算 40 10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 40 10.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 41 10.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 41 10.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 41 10.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 41 第十一章 聯(lián)軸器的選擇 42 11.1低速軸上聯(lián)軸器 42 第十二章 減速器的密封與潤滑 42 12.1減速器的密封 42 12.2齒輪的潤滑 42 12.3軸承的潤滑 43 第十三章 減速器附件設計 43 13.1油面指示器 43 13.2通氣器 43 13.3放油孔及放油螺塞 43 13.4窺視孔和視孔蓋 44 13.5定位銷 44 13.6啟蓋螺釘 44 13.7螺栓及螺釘 44 第十四章 減速器箱體主要結構尺寸 45 第十五章 設計小結 46 第十六章 參考文獻 46  第一章 設計任務書 1.1設計題目 展開式二級直齒圓柱減速器，拉力F=1800N，速度v=0.85m/s，卷筒直徑D=300mm，連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，空載起動，使用年限8年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5％。 1.2設計步驟 1.傳動裝置總體設計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.普通V帶設計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設計計算 7.傳動軸的設計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設計 10.聯(lián)軸器設計 11.潤滑密封設計 12.箱體結構設計 第二章 傳動裝置總體設計方案 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，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，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 電動機的選擇 3.1選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。 3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 一對滾動軸承的效率：η2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動效率：η3=0.98 普通V帶的傳動效率：η4=0.96 工作機效率：ηw=0.97 故傳動裝置的總效率 ηa=η1η24η32η4ηw=0.85 3.3選擇電動機的容量 工作機所需功率為 Pw=FV1000=18000.851000=1.53kW 3.4確定電動機參數(shù) 電動機所需額定功率: Pd=Pwηa=1.530.825=1.85kW 工作轉速： nw=601000VπD=6010000.853.14300=54.14r/min 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：1.5--2二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：8--40因此理論傳動比范圍為：12--80?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=ianw=(12--80)4.14=649.8--4331.2r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y100L1-4的三相異步電動機，額定功率2.2kW，滿載轉速為1430r/min，同步轉速為1500r/min。 3.5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 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： ia=nmnw=94054.14=17.36 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=1.5 高速級傳動比 i1=1.35iaiv=3.45 則低速級的傳動比為 i2=2.93 減速器總傳動比 ib=i1i2=11.57 第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù) 4.1電動機輸出參數(shù) 功率：P0=Pd=1.85kW 轉速：n0=nm=940r/min 扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551061.85940=18795.21N?mm 4.2高速軸Ⅰ的參數(shù) 功率：P1=P0η4=1.850.96=1.78kW 轉速：n1=n0iv=9401.5=626.67r/min 扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551061.78626.67=27125.92N?mm 4.3中間軸Ⅱ的參數(shù) 功率：P2=P1η2η3=1.780.990.98=1.73kW 轉速：n2=n1i1=626.673.45=181.58r/min 扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551061.73181.58=90987.44N?mm 4.4低速軸Ⅲ的參數(shù) 功率：P3=P2η2η3=1.730.990.98=1.68kW 轉速：n3=n2i2=181.582.93=61.97r/min 扭矩：T3=9.55106P3n3=9.551061.6861.97=258899.47N?mm 4.5滾筒軸的參數(shù) 功率：Pw=P3η1=1.680.99=1.66kW 轉速：nw=n3=61.97r/min 扭矩：Tw=9.55106Pwnw=9.551061.6661.97=255817.33N?mm 運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表:  軸名 功率P(kW) 轉矩T(N?mm) 轉速(r/min) 傳動比i 效率η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 1.85 18795.21 940 1.5 0.96 Ⅰ軸 1.78 1.78 27125.92 27125.92 626.67 3.45 0.97 Ⅱ軸 1.73 1.73 90987.44 90987.44 181.58 2.93 0.97 Ⅲ軸 1.68 1.68 258899.47 258899.47 61.97 1 0.96 工作機軸 1.66 1.66 255817.33 255817.33 61.97 第五章 普通V帶設計計算 1.已知條件和設計內(nèi)容 設計普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=1.85kW；小帶輪轉速n1=940r/min；大帶輪轉速n2和帶傳動傳動比i=1.5；設計的內(nèi)容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。 2.設計計算步驟 （1）確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故 Pca=KAP=1.21.85=2.22kW （2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。 3.確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑d1。取小帶輪的基準直徑d1=90.5mm。 2）驗算帶速v。按式驗算帶的速度 v=πd1n601000=π90.5940601000=4.42ms 因為5m/s>v，故帶速不合適。 再取基準直徑為105.5，演算帶速v v=πd1n601000=π105.5940601000=5.19ms 因為5m/s120 （6）計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由d1=105.5mm和n1=940r/min,查表得P0=1.2kW。 根據(jù)n1=940r/min，i=1.6和A型帶，查表得△P0=0.02kW。 查表的Kα=0.96，表得KL=0.87，于是 Pr=P0+△P0KαKL=1.2+0.020.960.87=1.31kW 2）計算帶的根數(shù)z z=PcaPr=2.221.31≈1.69 取2根。 （6）計算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以 F0=5002.5-KαPcaKαzv+qv2=5002.5-0.962.220.9625.19+0.1055.192=174.37N （7）計算壓軸力Fp Fp=2zF0sinα12=22174.37sin1652=691.51N 帶型 A 中心距 230.15mm 小帶輪基準直徑 105.5mm 包角 165 大帶輪基準直徑 165.5mm 帶長 890mm 帶的根數(shù) 2 初拉力 174.37N 帶速 5.19m/s 壓軸力 691.51N 4.帶輪結構設計 （1）小帶輪的結構設計 小帶輪的軸孔直徑d=42mm 因為小帶輪dd1=105.5<300mm 因此小帶輪結構選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.042=84mm da=dd1+2ha=105.5+22.75=111mm B=z-1e+2f=33mm L=2.0d≥B（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應大于等于帶輪寬度） L=42mm （2）大帶輪的結構設計 大帶輪的軸孔直徑d=16mm 因為大帶輪dd2=165.5mm 因此大帶輪結構選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.016=32mm da=dd1+2ha=165.5+22.75=171mm B=z-1e+2f=33mm C=0.25B=0.2533=8.25mm L=2.0d=2.022=44mm 第六章 減速器高速級齒輪傳動設計計算 6.1選精度等級、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(?；?)，硬度為190HBS （2）選小齒輪齒數(shù)Z1=25，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=253.45=87。 實際傳動比i=3.48 （3）壓力角α=20。 6.2按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=1.3 T=9550000Pn=95500001.78626.67=27125.92N?mm ③查表選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.6 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度為： εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2125+187cos0=1.74 軸向重合度為： εβ=0.318φdz1tanβ=0 查得重合度系數(shù)Zε=0.868 ⑧計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 計算應力循環(huán)次數(shù) NL1=60njLh=60626.67183008=0.72109 NL2=NL1u=0.721093.48=2..075108 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.973，KHN2=0.994 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1σHlim1S=0.9736001=584MPa σH2=KHN2σHlim2S=0.9945501=547MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [σH]=547MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2=321.327125.9213.48+13.482.6189.80.8685472=38.18mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 ①圓周速度ν v=πd1tn601000=π38.18626.67601000=1.25 齒寬b b=φdd1t=138.18=38.18mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①查表得使用系數(shù)KA=1.0 ②查圖得動載系數(shù)Kv=1.109 ③齒輪的圓周力。 Ft=2Td1=227125.9238.18=1423.19N KAFtb=1.01423.1938.18=37.28mm<100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.417 實際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHαKHβ=1.01.1091.21.417=1.733 3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t3KHKHt=38.1831.7331.3=42.01mm 4）確定模數(shù) m=d1z1=42.0125=1.68mm，取m=2.0mm。 6.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距 a=z1+z2m2=112mm，圓整為112mm （2）計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1m=252.0=50mm d2=z2m=872.5=174mm （3）計算齒寬 b=φdd1=50mm 取B1=105mm B2=100mm 6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=2KTbmd1YFaYSaYε≤σF 1） K、T、m和d1同前 齒寬b=b2=60 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa： 查表得： YFa1=2.6，YFa2=2.148 YSa1=1.59，YSa2=1.822 查圖得重合度系數(shù)Yε=0.686 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.776，KFN2=0.879 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力 σF1=KFN1σFlim1S=0.7765001.4=277.143MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.8793801.4=238.586MPa σF1=2KTbmd1YFa1YSa1Yε=63.301MPa<σF1=277.143MPa σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=59.927MPa<σF2=238.586MPa 故彎曲強度足夠。 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2.0mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=54mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=178mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=45mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=169mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2.5 2.5 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 齒數(shù) z 25 87 齒頂高 ha 2.0 2.0 齒根高 hf 2.5 2.5 分度圓直徑 d 50 174 齒頂圓直徑 da 54 178 齒根圓直徑 df 45 169 齒寬 B 48 42 中心距 a 112 第七章 減速器低速級齒輪傳動設計計算 7.1選精度等級、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(?；?)，硬度為190HBS （2）選小齒輪齒數(shù)Z1=28，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=282.93=83。 實際傳動比i=2.93 （3）壓力角α=20。 7.2按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=1.3 T=9550000Pn=95500001.73181.51=91022.53N?mm ③查表選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度為： εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2128+183cos0=1.73 軸向重合度為： εβ=0.318φdz1tanβ=0 查得重合度系數(shù)Zε=0.87 ⑧計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 計算應力循環(huán)次數(shù) NL1=60njLh=60181.58183008=2.09108 NL2=NL1u=2.091082.93=7.13107 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.994，KHN2=0.998 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1σHlim1S=0.9946001=596MPa σH2=KHN2σHlim2S=0.9985501=549MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [σH]=549MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2=321.390987.4412.93+12.932.46189.80.875492=55.797mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 ①圓周速度ν v=πd1tn601000=π55.797181.58601000=0.53 齒寬b b=φdd1t=155.797=55.797mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①查表得使用系數(shù)KA=1.25 ②查圖得動載系數(shù)Kv=1.071 ③齒輪的圓周力。 Ft=2Td1=291022.5355.797=3262.63N KAFtb=1.2555.797=69.75mm>100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.458 實際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHαKHβ=1.251.0711.21.355=2.18 3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t3KHKHt=55.79732.181.3=66.28mm 4）確定模數(shù) m=d1z1=66.2828=2.37mm，取m=2.5mm。 7.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距 a=z1+z2m2=138.75mm，圓整為139mm （2）計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1m=282.5=70mm d2=z2m=832.5=207.5mm （3）計算齒寬 b=φdd1=70mm 取B1=105mm B2=100mm 7.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 σF=2KTbmd1YFaYSaYε≤σF 1） K、T、m和d1同前 齒寬b=b2=100 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa： 查表得： YFa1=2.53，YFa2=2.186 YSa1=1.61，YSa2=1.787 查圖得重合度系數(shù)Yε=0.684 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.879，KFN2=0.982 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力 σF1=KFN1σFlim1S=0.8795001.4=313.929MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.9823801.4=266.543MPa σF1=2KTbmd1YFa1YSa1Yε=69.688MPa<σF1=313.929MPa σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=66.832MPa<σF2=266.543MPa 故彎曲強度足夠。 7.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=75mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=212.5mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=63.75mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=201.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2.5 2.5 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 齒數(shù) z 28 83 齒頂高 ha 2.5 2.5 齒根高 hf 3.125 3.125 分度圓直徑 d 70 207.5 齒頂圓直徑 da 75 212.5 齒根圓直徑 df 63.75 201.25 齒寬 B 74 72 中心距 a 139 第八章 軸的設計 8.1高速軸設計計算 （1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=626.67r/min；功率P=1.78kW；軸所傳遞的轉矩T=27125.92N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa （3）按扭轉強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=11231.78626.67=15.86mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.0515.86=16.65mm 查表可知標準軸孔直徑為22mm故取dmin=22 （4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a.軸的結構分析 由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，bh=55mm(GB/T 1095-2003)，長L=21mm；定位軸肩直徑為20mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 b.確定各軸段的直徑和長度。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調(diào)整墊片厚度△t=1mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離△=5mm 各軸段直徑的確定 d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=16mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大4mm，d2=20mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-10mm，選取d3=30mm，選取軸承型號為深溝球軸承6206 d4：考慮軸承安裝的要求，查得6206軸承安裝要求da=36mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=36mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。 d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=40mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=30mm。 各軸段長度的確定 L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=42mm。 L2：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=72mm。 L3：由滾動軸承寬度確定，選取L3=16mm。 L4：根據(jù)箱體的結構和小齒輪的寬度確定，選取L4=132.5mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=70mm。 L6：根據(jù)箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取L6=15mm。 L7：由滾動軸承寬度確定，選取L7=16mm。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑(mm) 16 20 30 36 54 40 30 長度(mm) 25 60 35 103 48 20 35 （5）彎曲-扭轉組合強度校核 a.畫高速軸的受力圖 如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑） 齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑） Ft1=2T1d1=227125.9216=3390.74N 齒輪1所受的徑向力 Fr1=Ft1tanα=3390.74tan20=1234.13N 第一段軸中點到軸承中點距離La=80mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=154mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=71mm 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 在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1221.96N 軸承A處水平支承力： RAH=Fr1Lb-QLaLb+Lc=1234.13154-1221.96101154+71= 296.17N 軸承B處水平支承力： RBH=Q+Ft1-RAH=1221.96+3390.74+296.17=4908.87N 在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力： RAV=Ft1LbLb+Lc=3390.74154154+71= 2320.77N 軸承B處垂直支承力： RBV=Ft1LcLb+Lc=3390.7471154+71= 1069.97N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=296.172+2320.772=2339.59N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=4908.872+1069.972=5024.13N d.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=QLa=1221.9680=97756.8N?mm 截面C在水平面上的彎矩： MCH=RAHLc=296.1771=21028.07N?mm 截面D在水平面上的彎矩： MDH=0N?mm e.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=RAVLc=2320.7771=164774.67N?mm 截面D在垂直面上彎矩： MDV=0N?mm 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=123418N?mm 截面C處合成彎矩： MC=MCH2+MCV2=21028.072+164774.672=166111.02N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉矩和扭矩圖 T1=27125.72N?mm 截面A處當量彎矩： MVA=0N?mm 截面B處當量彎矩： MVB=MB2+αT2=1234182+0.627125.722=1244686.515N?mm 截面C處當量彎矩： MVC=MC2+αT2=166111.022+0.627125.722=88644.01N?mm 截面D處當量彎矩： MVD=MD2+αT2=02+0.627125.722=16275.43N?mm e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： f.按彎扭合成強度校核軸的強度 其抗彎截面系數(shù)為 W=πd332=4578.12mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=πd316=9156.24mm3 最大彎曲應力為 σ=MW=121.18MPa 剪切應力為 τ=TWT=6.43MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為 σca=σ2+4ατ2=56.1MPa 查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 8.2中間軸設計計算 （1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=181.58r/min；功率P=1.73kW；軸所傳遞的轉矩T=90987.44N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa （3）按扭轉強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=11531.73181.58=24.38mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=25mm （4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a.軸的結構分析 由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。 與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 b.確定各軸段的長度和直徑。 確定各段軸直徑 d1：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=35mm，選取軸承型號為深溝球軸承6207 d2：齒輪軸段，故選取d2=40mm。 d3：軸肩段，故選取d3=45mm。 d4：齒輪軸段，故選取d4=40mm。 d5：滾動軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=35mm。 各軸段長度的確定 L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=52mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L2=74mm。 L3：軸肩段，取L3=15mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L4=40mm。 L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=60mm。 軸段 1 2 3 4 5 直徑(mm) 35 40 45 40 35 長度(mm) 52 74 15 40 60 （5）彎曲-扭轉組合強度校核 a.畫中速軸的受力圖 如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在軸上的力 齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑） Ft2=2T2d2=290987.44174=1045.8N 齒輪2所受的徑向力 Fr2=Ft2tanα=1045.08tan20=380.64N 齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑） Ft3=2T2d3=290987.470=2599.64N 齒輪3所受的徑向力 Fr3=Ft3tanα=2599.64tan20=946.19N c.計算作用在軸上的支座反力 軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=77.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=74mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=68.5mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力 RAH=Fr3La-Fr2La+LbLa+Lb+Lc=946.1977.5-380.6477.5+7477.5+74+68.5= 71.19N 軸承B在水平面內(nèi)支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=946.19-71.19-380.64=493.65N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力 RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=2599.6477.5+1045.877.5+7477.5+74+68.5=1063.96N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力 RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=2599.6474+68.5+1045.868.577.5+74+68.5= 2009.48N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=71.192+1063.962=1066.34N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=493.652+2009.482=2069.23N d.繪制水平面彎矩圖 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩 MAH=MBH=0 截面C右側在水平面內(nèi)彎矩 MCH右=-RAHLc=-71.968.5=-4925.15N?mm 截面C左側在水平面內(nèi)彎矩 MCH左=-RAHLc=-71.968.5=-4925.15N?mm 截面D右側在水平面內(nèi)彎矩 MDH右=RBHLa=493.6577.5=38257.88N?mm 截面D左側在水平面內(nèi)彎矩 MDH左=RBHLa=113277.5=38257.88N?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=RAVLc=1063.9668.5=72881.26N?mm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩 MDV=RBVLa=2009.4877.5=155734.7N?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右側合成彎矩 MC右=MCH右2+MCV2=-4925.152+72881.26 2=73047.49N?mm 截面C左側合成彎矩 MC左=MCH左2+MCV2=-79802+1856402=185811N?mm 截面D右側合成彎矩 MD右=MDH右2+MDV2=38257.882+155734.72= 160365.09N?mm 截面D左側合成彎矩 MD左=MDH左2+MDV2=38257.882+155734.7 2=155781.69N?mm f.繪制扭矩圖 T2=90987.44N?mm g.繪制當量彎矩圖 截面A和截面B處當量彎矩 MVA=MVB=0N?mm 截面C右側當量彎矩 MVC右=MC右2+αT2=73047.492+0.690987.442=91193.6N?mm 截面C左側當量彎矩 MVC左=MC左2+αT2=1858112+0.690987.442=198728.35N?mm 截面D右側當量彎矩 MVD右=MD右2+αT2=160365.092+0.690987.442=169402.77N?mm 截面D左側當量彎矩 MVD左=MD左2+αT2=155781.692+0.690987.442=359543N?mm h.校核軸的強度 因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數(shù)為 W=πd332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=πd316=12560mm3 最大彎曲應力為 σ=MW=57.25MPa 剪切應力為 τ=TWT=20.69MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為 σca=σ2+4ατ2=54.6MPa 查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 8.3低速軸設計計算 （1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉速n=61.97r/min；功率P=1.68kW；軸所傳遞的轉矩T=258899.47N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217~255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa （3）按扭轉強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=11231.6861.97=33.65mm 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+0.0733.65=36.00mm 查表可知標準軸孔直徑為36mm故取dmin=36 （4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a.軸的結構分析。 低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用c型鍵，bh=612mm(GB/T 1096-2003)，長L=53mm；定位軸肩直徑為50mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 b.確定各軸段的長度和直徑。 各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=30mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=35mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=45mm，選取軸承型號為深溝球軸承6213 d4：考慮軸承安裝的要求，查得6213軸承安裝要求da=50mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=50mm。 d5：軸肩，故選取d5=56mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=50mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=45mm。 各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=60mm。 L2：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=60mm。 L3：由滾動軸承寬度確定，選取L3=40mm。 L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=67mm。 L5：軸肩，選取L5=15mm。 L6：由低速級大齒輪寬度確定，長度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=70mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=56mm。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑(mm) 30 35 45 50 56 50 45 長度(mm) 60 60 40 90 15 70 56 （5）彎曲-扭轉組合強度校核 a.畫低速軸的受力圖 如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在軸上的力 齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑） Ft4=2T3d4=2258899.47207.5=2495.42N 齒輪4所受的徑向力 Fr4=Ft4tanα=2495.42tan20=908.26N c.計算作用在軸上的支座反力 第一段軸中點到軸承中點距離Lc=132.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=145.5mm，齒輪中點到軸承中點距離La=77.5mm d.支反力 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH RAH=FrLaLa+Lb=908.2677.577.5+145.5= 315.65N RBH=Fr-RAH=908.-315.65=592.35N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=FtLaLa+Lb=2495.4277.577.5+145.5= 867.24N RBV=FtLbLa+Lb=2495.4277.577.5+145.5= 867.42N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=315.652+867.242=922.90N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=592.352+867.422=1050.38N e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 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，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩： MCH=RBHLa=592.3577.5=45907.125N?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，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩： MCV=RAVLa=867.4280.5=69827.31N?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，大齒輪所在截面C處合成彎矩為 MC=MCH2+MCV2=45907.1252+69827.312=83566.25N?mm 截面D處合