《展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)講解》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)講解（52頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、武漢工程大學(xué) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 說(shuō)明書 課題名稱：設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置 專業(yè)班級(jí)：材控2班 學(xué)生學(xué)號(hào)：1203100229 學(xué)生姓名：朱學(xué)武 學(xué)生成績(jī)： 指導(dǎo)教師：呂亞清 課題工作時(shí)間：2014.12.22至2015.1.9 目錄 第一章傳動(dòng)方案的選擇及擬定2 第二章電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算4 第三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算6 第四章V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算8 第五章斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算11 第六章減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)21 第七章鍵連接的選擇及校核38 第八章滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算39 第九章聯(lián)軸器的選擇及校核41 第十章箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算42 第十一章

2、潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇44 第十二章設(shè)計(jì)總結(jié)46 參考文獻(xiàn) 1 第一章傳動(dòng)方案的選擇及擬定 1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容 (1)合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，傳動(dòng)效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。 (2)帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，吸震等特點(diǎn)，切能起過(guò)載保護(hù)作用，但由于它是靠摩擦力來(lái)工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)?shù)∷佥^低時(shí)，傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級(jí)。 (3)齒輪傳動(dòng)具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)，因此在傳動(dòng)裝置中一般在首先

3、采用齒輪傳動(dòng)。由于斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場(chǎng)合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。 (4)軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，具傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖1-1所示。 雙娟相柱棉減速器 1—電動(dòng)機(jī)：2—帶傳我3—減速塾4—聯(lián)軸能5一卷露6—通帶 1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù) 已知條件：①運(yùn)輸帶的輸出轉(zhuǎn)矩：T=400N-mi ②運(yùn)輸帶的工作速度：v=0.63m/s; ③鼓輪直徑：D=300m；m ④使用壽命：8年，大修期限3年，每日兩班制工作。 1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求：①誤差要求：運(yùn)輸帶速度允

4、許誤差為帶速度的土 ②工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng); ③制造情況：小批量生產(chǎn)。 1.4 確定傳動(dòng)方案 根據(jù)題目要求選擇傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速器、工作機(jī)組成， 5%； 電動(dòng)機(jī)和減速 器之間用帶傳動(dòng)連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。 17 第二章電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算. 2.1傳動(dòng)裝置的總效率：= 其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-4中查得 n一傳動(dòng)裝置總效率 3—V帶效率，0.95 “2一滾動(dòng)軸承的效率，取0.98（3組） “3一閉式齒輪（8級(jí)精度）傳動(dòng)效率，取0.96（2組） 露一聯(lián)軸器效率，刀4=0.99 45一運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率，取0.96 2.

5、2電動(dòng)機(jī)各參數(shù)的計(jì)算 知運(yùn)輸帶速度v=0.63m/s,卷筒直徑D=300mm。可求得工作機(jī)轉(zhuǎn)速為: nw=w/（2二）=（10002v/D）60/（2二）：40.11r/min 由已知條件運(yùn)輸帶所需扭矩T=400N.m,工作機(jī)的輸入功率為Pw：P=T9550nw=40040.11/9500=1.68kw 電動(dòng)機(jī)所需功率為：Pd=Pw/=168/0.78=2.15Kw 2.3電動(dòng)機(jī)類型和型號(hào)結(jié)構(gòu)形式的選擇 三相交流電動(dòng)機(jī)：適合較大、中小功率場(chǎng)合 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)由于具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)，故其應(yīng)用最廣，適合于一般通用機(jī)械，如運(yùn)輸機(jī)、車床等。 2、確定電動(dòng)機(jī)

6、的轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡(jiǎn)單，價(jià)格越低，反之相反。 本設(shè)計(jì)中選用同步轉(zhuǎn)速為1000或1500r/min的電動(dòng)機(jī)。 3、確定電動(dòng)機(jī)的功率和型號(hào) 電動(dòng)機(jī)功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。 選擇電動(dòng)機(jī)功率時(shí)，要求 P；-Pd P髭電動(dòng)機(jī)額定功率 Pd電動(dòng)機(jī)所需功率 傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：i二nm/nw 表 口力茶萬(wàn) 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 (kWW 同步轉(zhuǎn)速 (r/min) 滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) 總傳動(dòng)比 外伸軸 徑D(mrm 軸外伸 長(zhǎng)度E (mrm 中心高 I Y112M-6 2.2 1000 940 23.44 28 60

7、 112 由上表可知，方案1的轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以通過(guò)帶傳動(dòng)和兩級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案1. 第三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3.1 傳動(dòng)比的分配 由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動(dòng)比： i=23.44 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比：ii=2, 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級(jí)速的傳動(dòng)比： i2=，1.3ij-=3.9 低速級(jí)傳動(dòng)比：i3=ij/i2=3 3.2 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 將各軸由高速向低速分別定為錯(cuò)誤！未找到引用源。軸、R軸、田軸電動(dòng)機(jī)軸： 錯(cuò)誤！未找到引用源。軸：n1=940/2(r/min)=470r/min II軸:n2=4

8、70/3.9(r/min)=120.5r/min in軸: 滾筒軸： 3.3 各軸輸入功率 電動(dòng)機(jī)： 錯(cuò)誤！未找到引用源。軸： II軸：P2=P123=1.89Kw 田軸：P3=P223=1.77Kw 滾筒軸： 3.4 各軸輸出功率 電動(dòng)機(jī)軸： 錯(cuò)誤！未找到引用源。軸： II軸： 田軸: 滾筒軸： 3.5 各軸輸入扭矩計(jì)算 電動(dòng)機(jī)軸： 錯(cuò)誤！未找到引用源。軸：1=9550Pl/ni=41.45Nm II軸：Tn 田軸：Tm 滾筒軸：Tiv 3.6 各軸輸出扭矩計(jì)算 電動(dòng)機(jī)軸： 錯(cuò)誤！未找到引用源。軸： II軸： 田軸: 滾筒軸： 將上述結(jié)果

9、列入表中如下 第四章V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 確定計(jì)算功率 巳由文獻(xiàn)【1】表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1,故： PCa-KAP=2.365Kw 4.2 選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、5由文獻(xiàn)【1】圖8-11查圖選擇A型。 4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直dd\dd2o 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm 4.4 驗(yàn)算帶速v是否在5?25m/s范圍內(nèi)。 驗(yàn)算帶速v 「：dd1n vm/s=4.43m/s 601000 因?yàn)?m/s<v<30m/s,故帶速不合適。取dd1=112mm,得 v=，dd1nm/s=5.51m/s,適合。取dd2=355mm 6

10、01000 4.1. 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 1)初定中心距a0=600mm。 2)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度2 二(ddd9) Ld02a0—(dd1dd2)(如以=11958.16mm 24a。 查表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1940mmo 3)計(jì)算實(shí)際中心距a。a「a0+Ld-Ld0電609.08mm2 amin=a—0.015Ld=580mm,amax=a+0.03Ld=668mm 中心距的變化范圍為580~668mm 4.6 驗(yàn)算小帶輪上的包角” 由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的 摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為

11、了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使:c57.3occ ：i：180o-(dd2-ddi)157o_90o a 4.7 計(jì)算帶的根數(shù)z 1)計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由ddi=112mm和n〔=940r/min,查表得P0=1.14Kw 根據(jù)n1=940r/min,i=2和A型帶，查表得△P0=0.11kW, 查表的K0f=0.92,Kl=1.02,于是 2)計(jì)算V帶的根數(shù)z。z=Pa=2.02,取3根。 Pr 4.8 計(jì)算單根V帶的出拉力的最小值即。焉 由查表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以 (Fo)min=500(2.5—兒厘2=126.05N K：zv

12、 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0(F0)min 4.9 計(jì)算壓軸力Fp 為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用的軸上壓軸力Fp: F：1 FP=2zF0sin 2 = KHNI 2-- lim2 =528MPa 2 為了保證帶傳動(dòng)過(guò)程中的安全性和平穩(wěn)性，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足： FPmin=2z(F0)minsin,=730.5N 第五章斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù) 1)材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs大齒 輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBs二者材料硬度差為

13、40HBS 2)7級(jí)精度, 3)選擇小齒輪齒數(shù)4=24,大齒輪齒數(shù)z2=3.9x24=93.6,取z2=94。 4)選擇螺旋角。初選螺旋角P=14o0 5.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算： 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1)選取齒寬系數(shù).一d=1 1 (2)材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa5 (3)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限仃Him1=600MPa；大齒輪的接 觸疲勞強(qiáng)度極限仃川而2=550MPa。 (4)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 N1=60nljLh=604701283008=1.0810 N (5)取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0

14、.93,Khn2=0.96。 (6)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%安全系數(shù)S=1, ,KHN1--lim1 H1==558MPa S 2)計(jì)算 (1)試算小齒輪分度圓直徑d#為: (2)計(jì)算圓周速度v 二dm v= 601000 =0.87m/s (3)計(jì)算尺寬b b=dd1t=135.33mm=35.33mm (5)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.09m/s,7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.75 查得使用系數(shù)Ka=1 查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式KHp=1.416 查得Kh,=Kf,=1.4 故載荷系數(shù) K=Ka

15、KvKh：.Kh一：=10.751.41.416=1.1682 (7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： d1Vdit3K=35.3331.1682/1.3mm=34.1mm\Kt (8)計(jì)算模數(shù)m d1cos:34.1cos14) mn==mm=1.4mm 乙24 5.1.3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 '2KT1Y：COS2:YFaYsa3 \'dZ12；：. (1)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1)計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFaKFP=1M1.04M1.2父1.29=1.612)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) Zvi 乙 cos3: 24 =

16、3d/ cos14 =26.27 Zv2 Z294sec —3-^=3102.9 cos:cos14 3）查取齒形系數(shù) 丫1 =2.16 查得Yf一1=2.62 4）查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得Ys：1=1.6 =1.83 6）查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 二 FE1 =500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 二 FE2 =380MPa 7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) kfni =。85 Kfn2 =0.92 KFN1；- FE1 S KFN2；- FE2 S 0.92 380

17、 1.4 MPa =249.71MPa 9）計(jì)算大、小齒輪的 YFaYSa ITT 匕F」并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算: YFa1YSa1 匕1 丫Fa2YSa2 匕2 2.62 1.6 0.0138 303.57 2.16 1.83 = 0.0158 249.71 mn 3 2KT1Y lcos2 :YFaYSa ? I 8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 0.85500 MPa=303.57MPa 1.4 =1.13mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)

18、算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載 能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù) 的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)n=2,并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑di=52.69mm,來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) 于是有： d1cos-34.1cos14 乙=—==16.5 mn2 取zi=17,Z2=12乙=16.5父3.9=64.35，取 設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng) 度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 5.1.4幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 a1 = (乙 Z2

19、)m1 (17 65)2 mm = 84.5mm 2cos : 2 cos14 將中心距圓整為84mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 一 arccos^^ =^5^=12.53 2a 2 84 因口=(8?20)值改變不多，故"、KB、Zh等不必修正 (3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 217八“ d1 一mm=34.83mm cos-cos12.53 d2 Z2m1 2 65 cos : cos12.35 -mm = 133.17mm (4) 計(jì)算齒輪寬度 b=dd1=134.83mm=34.

20、83mm 取B1=45mm,B2=40mm (5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm5小于500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 5.2低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù) 1)材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS 2)7級(jí)精度, 3)選擇小齒輪齒數(shù)z3=30,大齒輪齒數(shù)々=30x3=90,取z4=90。 4)選擇螺旋角。初選螺旋角P=14°。 5

21、.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算: dit 力型T 口 UA») ，-d 二 u 1「h 1 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (D 選取齒寬系數(shù)?一 d =1 (2) 1 材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa5 (3)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限仃Him3=600MPa;大齒輪的接 觸疲勞強(qiáng)度極限入1而4=550MPa (4)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N3=60n2jLh=2.7763108 N4 _ 8 2.7763 10 3 = 9.2544 10 (5)取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3=0.95,K

22、hn4=0.96 取失效概率為1%安全系數(shù)S=1o (7)試選Kt=1 (8)選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.5。 (9)查表得s=e+e=1.49,oULxJtr’ (10)許用接觸應(yīng)力 kH】="HL+"H'4=539MPa, 2 2)計(jì)算 (1)試算小齒輪分度圓直徑d1t為: d3t =55.97 mm >3'2KtTnu±1'ZhZe 一h%u國(guó)工 (2)計(jì)算圓周速度v 24 二d3《2 v= 601000 二55.97120.5 60000 ms=0.353m.s

23、 (3)計(jì)算尺寬b,齒高h(yuǎn)和及模數(shù)mm b=dd3tu5597mm 模數(shù)為： mnt _ d3t cos : Z3 64.8 cos14 30 mm = 2.1mm 齒高為: h=2.25mnt=2.252.1mm=4.725mm (4)計(jì)算尺寬與齒高比b/h b/h=55.97->4.725=11.85 (5)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.353m/s,7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)(=1.01 查得使用系數(shù)Ka=1 查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式KHp=1.35 由b/h=13.75,KHp=1.421,查得KHa=KFa=1.4 故

24、載荷系數(shù)K=KaKvKh1KH=11.011.41.35=1.91 (7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為: d3 ■K「….2.02?- =d3t355.973mm=64.8mm 3t\Kt；1.3 (8)計(jì)算模數(shù)m d3 cos : mn 二 的旦―mm = 2.1mm 30  5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 mn - 3 2KT -Y ： cos 2 " YFaYSa 、dZ；: JI （1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1）計(jì)算載荷系數(shù) K =KAKVKF-KF3 =1.25 1.05 1.4 1.4

25、0 2.57 2）根據(jù)縱向重合度 =1.982 , 查得螺旋角影響系數(shù) Y- = 0.875 3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) Zv3 Z3 30 Zv4 cos3 ： cos314 -=32.8 Z4 90 cos3 : cos314 = 98.5 4）查取齒形系數(shù) 查得Yf.3=2.53 5）查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得 Ys：3=1.63 = 1.81 6）查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 二 FE3 =500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 二 FE4 =380MPa 7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn3

26、 =0.86 Kfn4 =0.93 8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得L3=Kfn尸F(xiàn)E3=307.14MPa 3S |,_IKfN4、FE4 -F4==252.4MPa YFaYSa Fasa 9）計(jì)算大、小齒輪的"F］并加以比較 YFa3YSa4 F3 2.531.63=0.0134 307.14 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算: YFa4YSa4 「4 2.21.81=0.0158 252.4 m?!-3 2KTYCOsYFaYsa dZ，F(xiàn)匚/ =1.5mm

27、 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)mn=2,并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞 強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d3=179.34mm,來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)于是有： d3cos：64.8cos14? z3=-==31.4 mn2 取z3=32 z4=i3z3=3父31.4=94.2故取 設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,

28、并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 5.2.4幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 (z3z4)m3(3295)2 a3=-=mm=130.89mm 2cos-2cos14 將中心距圓整為130mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 「arccos^^=^5^=12.33 2a2130.89 因P=(8一?20)值改變不多，故"、KB、Zh等不必修正 (3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 (z3m3232… d3=—3-=mm=65.5mm cos-cos12.33 ,z4m3295 d4==mm=194.5mm cos:cos12.33 (4)計(jì)算齒輪寬度 b=

29、dd3=165.51mm=65.51mm 取B3=75mm,B4=70mm (5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于400mnW小1000m故大齒輪選擇輪輻 結(jié)構(gòu)的齒輪；對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mnW小于500mm故選 用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 六.減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1.1 求輸出軸的功率P1轉(zhuǎn)速ni和轉(zhuǎn)矩T1 由前面可知P1=2kwTi=40760N.mm,ni=470r/min。 6.1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 d1=35mm 而 2T1 Ft=—=2329.1N d1

30、 tan Fr=Ft——-=868.4Ncos: Fa=Fttan:=517.6N 6.1.3 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)表15-3,取A0=112,于是得 」AP1 dmin=A03——18.15mm n1 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑di。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔 相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩工，=KAT1,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取KA=L3,則 Ta=KAT1=1.3423.81N.m=550.953N.mcaa 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱

31、轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用 TL8型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩710N.m=半聯(lián)軸器白孔徑為20故取 d1q=20mm。 6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩 的高度一般取h=(0.07~0.1)d,故取2-3段的直徑為28mm左端用軸端擋圈定 位，半聯(lián)軸器與軸配合的般孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)1=mm,為了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1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取L1N=mm. 2）初步選擇滾動(dòng)軸承：選深溝球軸承。參照工作要

32、求并根據(jù)d2/=28mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6206，其尺寸為 d父DmT=30mmm62mm父16mm,故d3_4=30mm,而l3-4=mm0 3）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑38mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪般的寬度為60mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段 應(yīng)略短于輪般寬度，故取l6-7=56mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d,故取h=6mm則軸環(huán)處的直徑d*=30mm。軸環(huán)寬度b^1-4h,故取 l5_6=12mm,o 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

33、而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端 面的距離l=30mni故取l2」=50mm。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動(dòng)軸承的寬度T=18.25mm圓錐齒輪輪轂長(zhǎng)L=60.則低速級(jí)小齒輪齒寬為190. l4-5=190+20+16+8—12=222mm 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 I-n r-m m-iv IV-V V-VI 直徑 18 r22 25 34 r42

34、 長(zhǎng)度 42 50 18.25 222 12 （2）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d6-7由表6-1查得平鍵 截面bMh=8mmM7mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為45mm同時(shí)為了保證齒輪 H7 與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪般與軸的配合為n6；同樣，半聯(lián)軸器與 H7 軸的連接，選用平鍵為6mmM6mmM32mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為k60滾動(dòng) 軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2,取軸端倒角為1.0父45一，各處的軸肩圓角半徑見(jiàn)圖 6.1

35、.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手 冊(cè)上查取a值，又t于30311型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=25mm因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 L2L3=(2846.25-29)(18.251256222-29-28)=45.25251.25=296.5 mmL1=42/2十50+29=100mm。f_2TL2x51.65=1926.52Nd153.62 Fnh1=L2Ft=45251926.52=294,01N L2L3296.5 ——Ft L2 ■ L3 251.25 =1926.52-1632.51N 296.5 Fnvi

36、=—L^—Fr=45^5725.59-110.74N L2L3296.5 L3251.25 Fnv23Fr725.59=614.85N L2L3296.5 MH=Fnh1父L3=294.01父251.25=73870.01Nmm MV1=FNV1父L3=110.74父251.25=27823.43Nmm MV2=FnV2」2=614.85父45.25=27821.96Nmm 2222 Mi=、*(Mh+Mvi=473870.01+27823.43=78936.18Nmm M2=J(Mh2+MV22=.73870.012+27821.962=78935.61Nmm 由此可知

37、M1：M2 載荷 水平向H 垂直向V 支反力F FNH1=294.01N,FNH2=1632.51N FNV1=110.74N,FnV2=614.85N 彎矩M MH=73870.01N.mm MV1=2782343N.mm MV2=2782196N.mm 總彎矩 M1=78936.18N.mm M2=78935.61N.mm 扭矩T T1=51650N.mm 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的MH，Mv，M的值列于下表。 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 6.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

38、 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的 強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力 ca .Mi2 (二Ti)2 W 78936.182 (0.6 51650)2 3 0.1 60 = 3.94MPa 圖8-1軸懶荷分布圖 前已選定軸白材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得[J]=60MPa。因此 6.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 (1)判斷危險(xiǎn)截面 截面A,2,3,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是

39、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所 以截面A,2,3,B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5出過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。 (2)截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1253=1562.5mm3 333 抗扭截面系數(shù)W=0.2d=0.225=3125mm 截面7左側(cè)的彎矩M為 4525—28 M=78936.18=30091.69N.mm 45.25

40、 截面7上的扭矩為 T1 =51650N.mm 49 截面上的彎曲應(yīng)力 30091 .69 1562.5 = 19.27MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為 45 Wt 3125 = 16.53MPa 處理。由表 15-1 查得 仃b =6 4A 0P0a=2 M 5Pej=1 51 5P a o 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) “扭及、按附表3-2查取。因 25 D 30 = 0.08,— =— =1.2 d 25 經(jīng)插值可查得 「、產(chǎn) 1.76” =1.60 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 q;；=

41、0.82,q =0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附表3-4)為 "=1q；(二-1)=10.82(1.76-1)=1.62 k=1q(=-1)=10.85(1.60-1)=1.51 由附圖3-2的尺寸系數(shù)匕=0.90,由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)%=0.92。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為Pl%=0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即以= - 二 20.73 1.73 840 0.05 % 2 ,按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 Kc -1 1.62 0.90 1 -1=1.89 0.92 kJ 1 ——-1

42、:1 0.92 0.92 1 ——-1 =1.73 又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù) 中仃=0.1~0.2,取邛仃=0.1 昨=0.05~0.1,取昨=0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）-（15-8）則得 Sc 275 1.894.480.10 =32.48 K「a，'m 二SS .S；S2 32.4820.73 17.47>>S=1.5 32.48220.732 故可知其安全。 （3）截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=

43、0.1303=2700mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2303=5400mm3 彎矩M為 45.25-28 M=78936.18=30091.69N.mm 45.25 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 T1 =51650N.mm 30091.69 2700 = 11.15MPa  截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 Ti Wt 51650 5400 = 9.56MPa k 二 — 過(guò)盈配合處的 F 由附表3-8用插值法查得，并取 氣 k =0.8-?", F于是得 L =2.76 勺=0.82.76=2.21 軸按磨削加工，由附

44、圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為P<t=%=0.92 故得綜合系數(shù)為 -1 =2.85 k.,11 K「———-1=2.76 -70.92 K一上工-1=2.21 %” 1 ——-1=2.30 0.92 于是，計(jì)算安全系數(shù) Sca值,按式(15-6)-(15-8)則得 275 2.852.590.10 S= 4 K.a-；：,m =37.26 SS .Sc2S2 155 448 2.30—0.05 2 ——=64.264.48 37.2664.26”” 332.23 37.26264.262 故該軸在截面7的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。

45、 6.3中間軸的設(shè)計(jì) 中間軸d2>A03J-P2=30.44mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，n2 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為 d父D父丁二35mmM80mmM22.75mm,故~^j川=di-II=35mm. 由高速級(jí)確定lViI—VIiI=46.25mm,lIII-IV=12mm,lV-VI=12mm. 由低速級(jí)確定11」=59.5mm 由兩齒輪的寬度則1VI-VII=51mm,1II-III=186mm 再取di

46、i$=40mm, d川」V=45mmd1Vx=40mmdV_VI=45mmdV12Vli=40mm 側(cè)li」i=87+12+181—186—12-12-51=19mm 6.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1.1計(jì)算作用在齒輪上的力 由前面可知Pni=2.31kw,T^=548.5N.m,n血=40.22r/min。。因已知低速 級(jí)大齒輪的分度圓直徑為d3=180.36mm d3 2548.50二6082.28N 180.36 Fr=Ft tan：n tan20 =6082.28=2281.53N cos14.1 Fa=Fttan1=6082.28tan14.1=1516.

47、48N 6.1.2初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理根據(jù)表15-3,取4=112,于是得 dmin=A0 巨22.31 3—=112父3mm=43.21mm nn3440.22 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑d»o為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩%=KAT3,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取KA=L3,則 Tca=KaT3=1.3548.50N.m=713.05N.mm 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，

48、選用 L『3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250N.m。半聯(lián)軸器白孔徑為45故取 di/=45mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的般孔長(zhǎng)度為 L=84mm o 6.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案 通過(guò)分析比較，選文獻(xiàn)【2】圖15-8裝配方案 靚赫戰(zhàn)豳輒箱半懶器蝌陶 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

49、各段直徑和長(zhǎng)度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取h=(0.07~0.1)d,故取II-III段的直徑為52mm右端用軸端擋圈 定位，按軸端直徑取擋圈直徑為55mm半聯(lián)軸器與軸配合的般孔長(zhǎng)度為 L1=84mm,為了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I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取Li』=82mm. 2)初步選擇滾動(dòng)軸承 因?yàn)檩S承同時(shí)有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求dII4II=52 并根據(jù)mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的 圓錐滾子軸承30311，其尺寸為dMDMT=5

50、5mmM120mmM31.5mm,故diu」v=dw7川=55mm,而iiii_iv=31.5mm。 左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊(cè)上查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm因此，取d1VH=67mm。 3)取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑也1*11=60mm;齒輪的左端與左軸承之 間采用套筒定位。已知齒輪輪般的寬度為185mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒 輪，此軸段應(yīng)略短于輪般寬度，故取lv」ii=181mm。齒輪的右端采用軸肩定位， 軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm則軸環(huán)處的直徑dJI=72mm。軸環(huán)寬度 b主1.4h,故取lv'I=12mm

51、。 4)軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端 面的距離l=30mm］故取1II』二50mm。 5)取齒輪距箱體壁之距離a=16mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承 位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動(dòng)軸承的寬度T=31.5mm,高速級(jí)大齒輪的寬度為55mm低速級(jí)大齒輪的寬度為185mm則 1IV_V=Lcas-Lv_VI=5520168-12=87 IvIIMII-31.58164-59.5mm 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 I-n n

52、-m m-iv IV-V V-VI VI-VU VII-VIII 直徑 45 52 55 60 72 67 55 長(zhǎng)度 82 50 31.5 87 12 181 59.5 (3)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dVJII由表6-1查得平 鍵截面bMh=20mm父12mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為140mm同時(shí)為了保證 H7 齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪般與軸的配合為n6;同樣，半聯(lián)軸 H7 器與軸的連接，選用平鍵為14mmM9mmM70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為k60 滾動(dòng)軸承與軸的周向定

53、位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為 m6 (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2,取軸端倒角為2X45:各處的軸肩圓角半徑見(jiàn)圖。 6.1.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)上查取a值，又t于30311型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=25mm因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 L2L3=(90.559.5—29)(871218131.5—29—90.5)=121192=313mm Li=82/25029=120mm 2T32548.50 Ft====6082.28N d3180.36 Lo121 FNH

54、1=——Ft=一6082.28-2351.30N L2L3313 L3192 Fnh2=——Ft=—6082.28=3730.98N L2L3313 Lo121 Fnv1=——Fr2281.53=882.0N L2L3313 L3192 Fnv2=3Fr2281.53-1399.53N L2L3313 Mh=Fnh1人=2351.30x192=451449.6Nmm MV1=FNV1父L3=882.0父192=169344Nmm MV2=FNV2ML2=1399.53父121=169343.13Nmm M1=Y(Mh2+MV12=&51449.62+1693

55、442=482161.79Nmm M2=，(Mh2+MV22=.451449.62+169343.132=482161.79Nmm 由此可知M15tM2從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn) 截面。現(xiàn) 將計(jì)算出的截面c處的Mh，Mv，M的值列于下表。 載荷 水平向H 垂直向V 支反力F FNH1=2351.30N,FNH2=3730.98N FNV1=882.0N,FnV2=1399.53N 彎矩M MH=451449.6N.mm MV1=1693441mm MV2=1693433N.mm  總彎矩 M1=482161.79N.mm M2=

56、482161.79N.mm 扭矩T T3=548500N.mm 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖  6.1.5 .按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的 強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力 ca Mi2 (1)2 ,482161.792 (0.6 548500)2 W 0.1 603 =27.03MPa 前已選定軸白材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得［九］=60MPa。因此 0ca＜［仃"，故安全 6.

57、1.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 (1)判斷危險(xiǎn)截面 截面A,2,3,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所 以截面A,2,3,B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5出過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。 (2)截面7左側(cè) 333 抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.155=16637.5

58、mm 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2553=33275mm3 截面7左側(cè)的彎矩M為 121-90.5M=482161.79=121536.64N.mm 121 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T3 =548500N.mm 121536.64 16637.5 = 7.30MPa T3548500 T316.48MPa WT33275 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1 0b=64/10P<ra=2M5P下f=1515Pa o 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) u型及%按附表3-2查取。因

59、 r2D60 二 _ = 2.0,二=1.32 U L 一二一二0.0364,—=1.09 d55d55,經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q口=0.82川7=0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附表3-4)為 k;；=1q二(—1)=10.82(2.0-1)-1.82 k「1qG.-1)=10.85(1.32-1)=1.27 由附圖3-2的尺寸系數(shù)％=0.71,由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)、=0.83 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 Pl% = 0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即0q =1 ,按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為

60、」--1 %r 1.82 1 y … -1 =2.65 0.71 0.92 1.27 1 ————-1 =1.62 0.83 0.92 又由§ 3-1及§ 3-2得碳鋼的特性系數(shù) 中仃= 0.1?0.2,取中仃= 0.1 昨= 0.05?0.1,取、= 0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6） - （15-8）則得 275 產(chǎn)m 2.65 5.22 0.1 0 = 20.58 155 15.69 1.62 ——0.05 11.97 15.69 20.58 11.97 S； S2 20.582 11.972 =

61、10.35 >>S=1.5 故可知其安全。 （3）截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3u0.1 603 二 21600mm3 333 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d=0.260=43200mm 彎矩M為 121-90.5 M=482161.79—=121536.64N.mm 121 截面7上的扭矩為 T3=548500N.mm 截面上的彎曲應(yīng)力 121536.64 =5.63MPa 21600 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 548500 WT =12.70MPa43200 4二 過(guò)盈配合處的名仃，由附表3-8用

62、插值法查得，并取 k =0.8 k=3.16幺=0.83.16=2.53 ££ CTT 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為Pa=PT=0.92 故得綜合系數(shù)為 k.,11 K--=-—-1=3.16 ；「丁0.92 -1 =3.25 Ki-1=2.53--1=2.62；:0.92 于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式(15-6)-(15-8)則得 275 3.254.120.10 -4 K.a-；：,m =20.54 155 Sca 2.62 12.08 2 0.05 12.08 2 =9.61 _20.5

63、4_9.61_ 20.5429.612 =8.7>>S=1.50 故該軸在截面7的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的 6.1.7軸的工作圖如下圖所示 第七章鍵連接的選擇及校核 7.1 鍵的類型的選擇 t] 選才¥45號(hào)鋼,其需用擠壓應(yīng)力為p=120MPa 高速軸 軸端長(zhǎng)為42mm$由直徑18mm,查表6—1所以選鍵為普通平鍵（A型） 鍵b=6,h=6,L=

64、32mm中間固定齒輪的軸的長(zhǎng)度為56,直徑為30,所以選擇普 通平鍵b=10,h=8,L=50o 中間軸 軸聯(lián)接齒輪1的長(zhǎng)度為186mm,由直徑40mm所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵b=12mmh=8mmL=140mm軸聯(lián)接齒輪2的長(zhǎng)度為51,直徑40,所以選擇普通平鍵b=12,h=8,L=40o 低速軸 左端連接彈性聯(lián)軸器，軸端長(zhǎng)度為82,直徑為45,,所以鍵為單圓頭普通平鍵，b=14,h=9,L=70m,中間聯(lián)接齒輪的軸的長(zhǎng)度為181,直徑為67。 b2=20,h=12,L=140。 7.2 鍵的強(qiáng)度校核 高速軸「-=2T1=251650=4459.78MPa<-J=

65、120MPa 'pdlk18323'p J=120MPa p a二251650=17.22MPa4 dlk30504- 則強(qiáng)度合格 中間軸「一二空=2191690=11.12MPa<=120MPa -pdlk401404'p 二生 p dlk 2191690=59.60<Ll=120MPa 40404p 則強(qiáng)度合格 低速軸:-=型=2548500=77.39MPa/p=120MPa -pdlk45704.5p 」二120MPa p 2T3J548500=48.73MPa2dlk671406 則強(qiáng)度合格 第八章滾動(dòng)軸承的選型

66、及壽命計(jì)算 考慮到軸受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承 低速軸30311—對(duì)，高速軸30305—對(duì)，中間軸30307—對(duì)(GB/T297-1994) 8.1高速軸壽命計(jì)算 1.計(jì)算軸承反力及當(dāng)量動(dòng)載荷： 在水平面內(nèi)軸承所受的載荷FNH1=294.01N,FNH2=1632.51N 在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷FNV1=110.74N,FNV2=614.85N 所以軸承的受的的總載荷 FrA=.FNH2-FNV2=1744.45N,F,b=314.17N。 派生力，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得Y=2 FdA=畀=436.1小，F(xiàn)dB=M=78.54N 1)軸向力 由于Fa1+Fd

67、B=512.61+78.54=591.15N>FdA, 所以軸向力為FaA=591.15N,FaB=78.54N 2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計(jì)手冊(cè)e=0.30 由于FA=0.34_eFaB=0.25：二e FrAFrB 所以XA=0.4,Ya=2,Xb=1,Yb=0。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為fp=「2,故當(dāng)量載荷為 PA-fp(XAFrAYAFaA)-1.20.41174.452591.15N-1982.50N PB=fP(XBFrBYBFaB)=1.21314.17078.54N=377.00N 3)軸承壽命的校核，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得Cr=46800N663.3 ,106,Cr、名10646800'-'一… Lh=(——)z=Ih=1.27M10h>26280h 60nlPA60M473.33<1982.50) 所以軸承30305安全。 8.2低速軸壽命計(jì)算