展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計F=4000Nv=0.8D=335mm含3張CAD圖.zip

展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計F=4000Nv=0.8D=335mm含3張CAD圖.zip,展開式,二級,圓柱,減速器,設(shè)計,4000,Nv,0.8,335,mm,CAD 展開式二級直齒圓柱減速器設(shè)計 目 錄 一 設(shè)計任務(wù)書 1 1.1設(shè)計題目 1 1.2設(shè)計步驟 1 二 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 三 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 四 計算傳動裝置運動學(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) 4 4.5工作機(jī)的參數(shù) 5 五 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算 5 5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 5 5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 5 5.3確定傳動尺寸 8 5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 8 5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 9 5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 9 六 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 10 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 10 6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 11 6.3確定傳動尺寸 13 6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 13 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 14 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 15 七 軸的設(shè)計 16 7.1高速軸設(shè)計計算 16 7.2中間軸設(shè)計計算 21 7.3低速軸設(shè)計計算 27 八 滾動軸承壽命校核 33 8.1高速軸上的軸承校核 33 8.2中間軸上的軸承校核 34 8.3低速軸上的軸承校核 35 九 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 35 9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 35 9.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 36 9.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 36 9.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 36 9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 36 十 聯(lián)軸器的選擇 37 10.1高速軸上聯(lián)軸器 37 10.2低速軸上聯(lián)軸器 37 十一 減速器的密封與潤滑 37 11.1減速器的密封 37 11.2齒輪的潤滑 38 11.3軸承的潤滑 38 十二 減速器附件 38 12.1油面指示器 38 12.2通氣器 39 12.3六角螺塞 39 12.4窺視孔蓋 39 12.5定位銷 40 12.6啟蓋螺釘 40 十三 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 40 十四 設(shè)計小結(jié) 41 參考文獻(xiàn) 42 一 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，拉力F=4000N，速度v=0.8m/s，直徑D=335mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：5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.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 6.傳動軸的設(shè)計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計 9.聯(lián)軸器設(shè)計 10.潤滑密封設(shè)計 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 二 傳動裝置總體設(shè)計方案 2.1傳動方案 傳動方案已給定，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 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。 三 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 閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98 工作機(jī)的效率：ηw=0.97 ηa=η12×η24×η32×ηw=0.877 3.3計算電動機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為 Pw=F×V1000=4000×0.81000=3.2kW 電動機(jī)所需額定功率: Pd=Pwηa=3.20.877=3.65kW 工作轉(zhuǎn)速： nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×0.8π×335=45.63rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，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：8～40?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(8～40)×45.63=365--1825r/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：Y132M1-6的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/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 Y160M1-8 4 750 720 2 Y132M1-6 4 1000 960 3 Y112M-4 4 1500 1440 4 Y112M-2 4 3000 2890 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 L×HD A×B K D×E F×G 132 515×315 216×178 12 38×80 10×33 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=96045.63=21.039 （2）分配傳動裝置傳動比 高速級傳動比 i1=1.35×ia=5.33 則低速級的傳動比 i2=3.95 減速器總傳動比 ib=i1×i2=21.0535 四 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 4.1電動機(jī)輸出參數(shù) P0=3.65kW n0=nm=960rpm T0=9550000×P0n0=9550000×3.65960=36309.9N?mm 4.2高速軸的參數(shù) PⅠ=P0×η1=3.65×0.99=3.61kW nⅠ=n0=960rpm TⅠ=9550000×PⅠnⅠ=9550000×3.61960=35911.98N?mm 4.3中間軸的參數(shù) PⅡ=PⅠ×η2×η3=3.61×0.99×0.98=3.5kW nⅡ=nⅠi1=9605.33=180.11rpm TⅡ=9550000×PⅡnⅡ=9550000×3.5180.11=185581.03N?mm 4.4低速軸的參數(shù) PⅢ=PⅡ×η2×η3=3.5×0.99×0.98=3.4kW nⅢ=nⅡi2=180.113.95=45.6rpm TⅢ=9550000×PⅢnⅢ=9550000×3.445.6=712061.4N?mm 4.5工作機(jī)的參數(shù) PⅣ=PⅢ×η1×η2×η2×ηw=3.4×0.99×0.99×0.99×0.97=3.2kW nⅣ=nⅢ=45.6rpm TⅣ=9550000×PⅣnⅣ=9550000×3.245.6=670175.44N?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 960 3.65 36309.9 高速軸 960 3.61 35911.98 中間軸 180.11 3.5 185581.03 低速軸 45.6 3.4 712061.4 工作機(jī) 45.6 3.2 670175.44 五 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算 5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241～286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=24×5.33=127。 5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (1)由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×ZεσH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 ①試選KHt=1.3 ②計算小齒輪傳遞的扭矩: T=9.55×106×Pn=9.55×106×3.61960=35911.98N?mm ③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 ⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。 ⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。 αa1=arccosz1×cosαz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841° αa2=arccosz2×cosαz2+2×han*=arccos127×cos20°127+2×1=22.313° εα=z1×tanαa1-tanα'+z2×tanαa2-tanα'2π=24×tan29.841-tan20°+127×tan22.313-tan20°2π=1.739 Zε=4-εα3=4-1.7393=0.868 ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： NL1=60×n×j×Lh=60×960×1×16×300×5=1.382×109 NL2=NL1u=1.382×1095.33=2.594×108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù) KHN1=0.994，KHN2=1.123 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1×σHlim1S=0.994×6001=596.4MPa σH2=KHN2×σHlim2S=1.123×5501=617.65MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 σH=596.4MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×ZεσH2=32×1.3×35911.981×5.33+15.33×2.49×189.8×0.868596.42=37.435mm (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(zhǔn)備。 ①圓周速度ν v=π×d1t×n60×1000=π×37.435×96060×1000=1.881 ②齒寬b b=φd×d1t=1×37.435=37.435mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH ①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 ②根據(jù)v=1.881m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.036 ③齒輪的圓周力。 Ft=2×Td1=2×35911.9837.435=1918.631N KA×Ftb=1×1918.63137.435=51Nmm<100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.417 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.036×1.2×1.417=1.762 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t×3KHKHt=37.435×31.7621.3=41.428mm 4)確定模數(shù) m=d1z1=41.42824=1.726mm，取m=2mm。 5.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距 a=z1+z2×m2=151mm，圓整為151mm (2)計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1×m=24×2=48mm d2=z2×m=127×2=254mm (3)計算齒寬 b=φd×d1=48mm 取B1=55mm B2=50mm 5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 σF=2×KF×T×YFa×YSa×Yεφd×m3×z12≤σF 1)T、m和d1同前 齒寬b=b2=50 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù) YFa1=2.65，YFa2=2.078 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) YSa1=1.58，YSa2=1.938 ①試選KFt=1.3 ②由式（10-5）計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.739=0.681 根據(jù)v=1.408m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.078 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2 由表10-4用插值法查得KHβ=1.417，結(jié)合b/h=10.667查圖10-13，得KFβ=1.078。 則載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KFα×KFβ=1×1.078×1.2×1.078=1.395 由圖10-24c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10-22查取彎曲疲勞系數(shù) KFN1=0.88，KFN2=0.917 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得 σF1=KFN1×σFlim1S=0.88×5001.25=352MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.917×3801.25=278.77MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 σF1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yεφd×m3×z12=59.52MPa<σF1 σF2=2×KF×T×YFa2×YSa2×Yεφd×m3×z12=57.25MPa<σF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 5.5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=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm 2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=52mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=258mm 3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=43mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=249mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 代號名稱 計算公式 小齒輪 大齒輪 模數(shù)m 2 2 螺旋角β 左0°0'0" 右0°0'0" 齒頂高系數(shù)ha* 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c* 0.25 0.25 齒數(shù)z 24 127 齒寬B 55 50 齒頂高h(yuǎn)a m×ha* 2 2 齒根高h(yuǎn)f m×(ha*+c*) 2.5 2.5 分度圓直徑d 48 254 齒頂圓直徑da d+2×ha 52 258 齒根圓直徑df d-2×hf 43 249 圖5-1 高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖 六 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241～286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=25，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=25×3.95=99。 6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (1)由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×ZεσH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 ①試選KHt=1.3 ②計算小齒輪傳遞的扭矩: T=9.55×106×Pn=9.55×106×3.5180.11=185581.03N?mm ③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 ⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。 ⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。 αa1=arccosz1×cosαz1+2×han*=arccos25×cos20°25+2×1=29.531° αa2=arccosz2×cosαz2+2×han*=arccos99×cos20°99+2×1=22.915° εα=z1×tanαa1-tanα'+z2×tanαa2-tanα'2π=25×tan29.531-tan20°+99×tan22.915-tan20°2π=1.732 Zε=4-εα3=4-1.7323=0.869 ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： NL1=60×n×j×Lh=60×180.11×1×16×300×5=2.594×108 NL2=NL1u=2.594×1083.95=6.566×107 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù) KHN1=1.123，KHN2=1.207 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1×σHlim1S=1.123×6001=673.8MPa σH2=KHN2×σHlim2S=1.207×5501=663.85MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 σH=663.85MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×ZεσH2=32×1.3×185581.031×3.95+13.95×2.49×189.8×0.869663.852=61.395mm (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(zhǔn)備。 ①圓周速度ν v=π×d1t×n60×1000=π×61.395×180.1160×1000=0.579 ②齒寬b b=φd×d1t=1×61.395=61.395mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH ①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 ②根據(jù)v=0.579m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.011 ③齒輪的圓周力。 Ft=2×Td1=2×185581.0361.395=6045.477N KA×Ftb=1×6045.47761.395=98Nmm<100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.422 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.011×1.2×1.422=1.725 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t×3KHKHt=61.395×31.7251.3=67.465mm 4)確定模數(shù) m=d1z1=67.46525=2.699mm，取m=3mm。 6.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距 a=z1+z2×m2=186mm，圓整為186mm (2)計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1×m=25×3=75mm d2=z2×m=99×3=297mm (3)計算齒寬 b=φd×d1=75mm 取B1=80mm B2=75mm 6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 σF=2×KF×T×YFa×YSa×Yεφd×m3×z12≤σF 1)T、m和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù) YFa1=2.62，YFa2=2.182 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) YSa1=1.59，YSa2=1.789 ①試選KFt=1.3 ②由式（10-5）計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.732=0.683 根據(jù)v=0.458m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.059 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2 由表10-4用插值法查得KHβ=1.422，結(jié)合b/h=11.112查圖10-13，得KFβ=1.079。 則載荷系數(shù)為 KF=KA×KV×KFα×KFβ=1×1.059×1.2×1.079=1.371 由圖10-24c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10-22查取彎曲疲勞系數(shù) KFN1=0.917，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得 σF1=KFN1×σFlim1S=0.917×5001.25=366.8MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.92×3801.25=279.68MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 σF1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yεφd×m3×z12=85.8MPa<σF1 σF2=2×KF×T×YFa2×YSa2×Yεφd×m3×z12=80.4MPa<σF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 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=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm 2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=81mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=303mm 3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=67.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=289.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 代號名稱 計算公式 小齒輪 大齒輪 模數(shù)m 3 3 螺旋角β 左0°0'0" 右0°0'0" 齒頂高系數(shù)ha* 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c* 0.25 0.25 齒數(shù)z 25 99 齒寬B 80 75 齒頂高h(yuǎn)a m×ha* 3 3 齒根高h(yuǎn)f m×(ha*+c*) 3.75 3.75 分度圓直徑d 75 297 齒頂圓直徑da d+2×ha 81 303 齒根圓直徑df d-2×hf 67.5 289.5 圖6-1 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖 七 軸的設(shè)計 7.1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=960r/min；功率P=3.61kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=35911.98N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40Cr調(diào)質(zhì)，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≥A0×3Pn=112×33.61960=17.42mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.05×17.42=18.29mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為19mm故取dmin=19 (4)確定軸的直徑和長度 圖7-1 高速軸示意圖 1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12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 = KA×T，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則: Tca=KA×T=46.69N?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LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為19mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為42mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 6×6mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=28mm。 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 = 24 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B = 30×62×16mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 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 = 55 mm，d56 = 52 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 - 16 -10 = 63 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=80mm，則 l34=l78=BΔ+ 2=16+10+2=28 mm l45=b3+ Δ3+ Δ1-2.5-2=80+ 15+ 10-2.5-2=100.5 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 19 24 30 36 52 36 30 長度 42 63 28 100.5 55 8 28 (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=2×Td1=2×35911.9848=1496.333N 高速級小齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1×tanα=1496.333×tan20°=544.621N 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=92mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=148mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=55.5mm 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) ①在水平面內(nèi) 軸承A處水平支承力： RAH=Fr1×l2l2+l3=544.621×148148+55.5= 396N 軸承B處水平支承力： RBH=Fr1-RAH=544.621-396=149N ②在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力： RAV=Ft1×l2l2+l3=1496.333×148148+55.5= 1088N 軸承B處垂直支承力： RBV=Ft1×l3l2+l3=1496.333×55.5148+55.5= 408N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=3962+10882=1157.83N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=1492+4082=434.36N ③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=0N?mm 截面C在水平面上的彎矩： MCH=RAH×l3=396×55.5=21978N?mm 截面D在水平面上的彎矩： MDH=0N?mm ④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=RAV×l3=1088×55.5=60384N?mm 截面D在垂直面上彎矩： MDV=0N?mm ⑤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=0N?mm 截面C處合成彎矩： MC=MCH2+MCV2=219782+603842=64259N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 T1=35911.98N?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=02+0.6×35911.982=21547N?mm 截面C處當(dāng)量彎矩： MVC=MC2+αT2=642592+0.6×35911.982=67775N?mm 截面D處當(dāng)量彎矩： MVD=MD2+αT2=02+0.6×35911.982=21547N?mm ⑥畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (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=π×d332=π×36332=4578.12mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=9156.24mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=14.8MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=3.92MPa 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+4×α×τ2=15.53MPa 查表得40Cr調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=735MPa，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。 7.2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=180.11r/min；功率P=3.5kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=185581.03N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45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≥A0×3Pn=115×33.5180.11=30.92mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=35mm (4)確定軸的直徑和長度 圖7-3 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 = 30.92 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 40 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 = 50 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 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 50 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= 80 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 = 78 mm，d23=40mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =50mm，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=48mm，d45=40mm。 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。考慮箱體的鑄造誤差，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=17+10+10+2= 39 mm l56=BΔ+Δ2+2=17+10+12.5+2= 41.5 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 35 40 50 40 35 長度 39 78 15 48 41.5 (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=2×Td2=2×185581.03254=1461.268N 高速級大齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1×tanα=1461.268×tan20°=531.858N 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=2×Td3=2×185581.0375=4948.827N 低速級小齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1×tanα=4948.827×tan20°=1801.226N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=69.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=80mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=57mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力 RAH=Fr3×l1-Fr2×l1+l2l1+l2+l3=1801.226×69.5-531.858×69.5+8069.5+80+57= 221N 軸承B在水平面內(nèi)支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=1801.226-221-531.858=1048N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力 RAV=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=4948.827×69.5+1461.268×69.5+8069.5+80+57= 2724N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力 RBV=Ft3×l2+l3+Ft2×l3l1+l2+l3=4948.827×80+57+1461.268×5769.5+80+57= 3687N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=2212+27242=2732.95N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=10482+36872=3833.05N ①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=-RAH×l3=-221×57=-12597N?mm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH左=-RAH×l3=-221×57=-12597N?mm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH右=RBH×l1=1048×69.5=72836N?mm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH左=RBH×l1=1048×69.5=72836N?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=RAV×l3=2724×57=155268N?mm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩 MDV=RBV×l1=3687×69.5=256246N?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=-125972+1552682=155778N?mm 截面C左側(cè)合成彎矩 MC左=MCH左2+MCV2=-125972+1552682=155778N?mm 截面D右側(cè)合成彎矩 MD右=MDH右2+MDV2=728362+2562462=266397N?mm 截面D左側(cè)合成彎矩 MD左=MDH左2+MDV2=728362+2562462=266397N?mm ②轉(zhuǎn)矩 T2=185581.03N?mm ③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=1557782+0.6×185581.032=191482N?mm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC左=MC左2+αT2=1557782+0.6×185581.032=191482N?mm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD右=MD右2+αT2=2663972+0.6×185581.032=288731N?mm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD左=MD左2+αT2=2663972+0.6×185581.032=288731N?mm 圖7-4 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=π×d332=π×35332=4207.11mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=8414.22mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=5.41MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=22.06MPa 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+4×α×τ2=27.02MPa 查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，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。 7.3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=45.6r/min；功率P=3.4kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=712061.4N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45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≥A0×3Pn=112×33.445.6=47.14mm 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+0.07×47.14=50.44mm 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7-5 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 = KA×T，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則: Tca=KA×T=925.68N?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，b×h = 16×10mm(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d×D×B = 65×120×23mm，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 = 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l67 = 73 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。考慮箱體的鑄造誤差，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=50+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 57.5 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 57.5 10 73 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=2×Td4=2×712061.4297=4795.026N 低速級大齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1×tanα=4795.026×tan20°=1745.247N 齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=72.5mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=210.5mm，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=Fr×l1l1+l2=1745.247×72.572.5+210.5= 447N RBH=Fr-RAH=1745.247-447=1298N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=Ft×l1l1+l2=4795.026×72.572.5+210.5= 1228N RBV=Ft×l2l1+l2=4795.026×210.572.5+210.5= 3567N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=4472+12282=1306.83N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=12982+35672=3795.83N ①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=RAH×l1=447×72.5=32408N?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=RBV×l1=3567×72.5=258608N?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=324082+2586082=260631N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉(zhuǎn)矩為： T=712061.4N?mm 截面A處當(dāng)量彎矩： MVA=MA+αT2=0+0.6×712061.42=427237N?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=2606312+0.6×712061.42=500460N?mm 截面D處當(dāng)量彎矩： MVD=MD+αT2=0+0.6×712061.42=427237N?mm 圖7-6 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=π×d332=π×74332=39762.61mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=79525.21mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=12.59MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=8.95MPa 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+4×α×τ2=16.55MPa 查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，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。 八 滾動軸承壽命校核 8.1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) 6206 30 62 16 19.5 根據(jù)前面的計算，選用6206深溝球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=19.5kN，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