設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上展開式二級(jí)圓柱直齒輪減速器設(shè)計(jì)【520N.m v=1.5 直徑R=350】[CAD高清圖紙和說明書原稿]

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減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.42設(shè)計(jì)小結(jié).44參考文獻(xiàn).45第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 520Nm，V = 1.5m/s，D = 350mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：8年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計(jì)6. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)7. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)10. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：選擇電動(dòng)機(jī)-展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h14h22h32h4=0.9940.9720.9920.96=0.85h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=1.5m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 4.46 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 5.25 KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 81.9 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i=840，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=840，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (840)81.9 = 655.23276r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132S-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG132mm47531521614012mm388010333.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1440/81.9=17.58（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 = 3.68第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm = 1440 = 1440 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 1440/4.78 = 301.26 r/min輸出軸：nIII = nII/i23 = 301.26/3.68 = 81.86 r/min工作機(jī)軸：nIV = nIII = 81.86 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pdh3 = 5.250.99 = 5.2 KW中間軸：PII = PIh1h2 = 5.20.990.97 = 4.99 KW輸出軸：PIII = PIIh1h2 = 4.990.990.97 = 4.79 KW工作機(jī)軸：PIV = PIIIh1h3 = 4.790.990.99 = 4.69 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI = PI0.99 = 5.15 KW中間軸：PII = PII0.99 = 4.94 KW中間軸：PIII = PIII0.99 = 4.74 KW工作機(jī)軸：PIV = PIV0.99 = 4.64 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Tdh3 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 34.82 Nm 所以：輸入軸：TI = Tdh3 = 34.820.99 = 34.47 Nm中間軸：TII = TIi12h1h2 = 34.474.780.990.97 = 158.23 Nm輸出軸：TIII = TIIi23h1h2 = 158.233.680.990.97 = 559.17 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIIIh1h3 = 559.170.990.99 = 548.04 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI = TI0.99 = 34.13 Nm中間軸：TII = TII0.99 = 156.65 Nm輸出軸：TIII = TIII0.99 = 553.58 Nm工作機(jī)軸：TIV = TIV0.99 = 542.56 Nm第五部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 244.78 = 114.72，取z2= 115。（4）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 34.47 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos24cos20/(24+21) = 29.85aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos115cos20/(115+21) = 22.54端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24(tan29.85-tan20)+115(tan22.54-tan20)/2 = 1.736重合度系數(shù)：Ze = = = 0.869計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6014401830028 = 3.32109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.32109/4.78 = 6.94108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 489.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 45.572 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 3.43 m/s齒寬bb = = = 45.572 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 3.43 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.14。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100034.47/45.572 = 1512.771 NKAFt1/b = 11512.771/45.572 = 33.2 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.452。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 11.141.21.452 = 1.9863）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 45.572 = 48.976 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 48.976/24 = 2.041 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1 = z1m = 242 = 48 mmd2 = z2m = 1152 = 230 mm（2）計(jì)算中心距a = (d1+d2)/2 = (48+230)/2 = 139 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 148 = 48 mm取b2 = 48、b1 = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.736 = 0.682由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.452，結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.422則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.141.21.422 = 1.945計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.82、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 82.988 MPa sF1sF2 = = = 78.809 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 24、z2 = 115，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20，中心距a = 139 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z24115齒寬b53mm48mm分度圓直徑d48mm230mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha52mm234mm齒根圓直徑dfd-2hf43mm225mm5.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 25，大齒輪齒數(shù)z4 = 253.68 = 92，取z4= 92。（4）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 158.23 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos25cos20/(25+21) = 29.54aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos92cos20/(92+21) = 23.121端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 25(tan29.54-tan20)+92(tan23.121-tan20)/2 = 1.729重合度系數(shù)：Ze = = = 0.87計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60301.261830028 = 6.94108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 6.94108/3.68 = 1.89108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 506 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 75.396 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.19 m/s齒寬bb = = = 75.396 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.19 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 21000158.23/75.396 = 4197.305 NKAFt3/b = 14197.305/75.396 = 55.67 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.462。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 11.081.21.462 = 1.8953）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3 = = 75.396 = 79.771 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d3/z3 = 79.771/25 = 3.191 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d3 = z3m = 253 = 75 mmd4 = z4m = 923 = 276 mm（2）計(jì)算中心距a = (d3+d4)/2 = (75+276)/2 = 175.5 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd3 = 175 = 75 mm取b4 = 75、b3 = 80。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = 0.684由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.8計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.462，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.432則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.081.21.432 = 1.856計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 376.43 MPasF2 = = = 389.71 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 99.419 MPa sF1sF2 = = = 94.705 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 25、z2 = 92，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，中心距a = 175.5 mm，齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2592齒寬b80mm75mm分度圓直徑d75mm276mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha81mm282mm齒根圓直徑dfd-2hf67.5mm268.5mm第六部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 5.2 KW n1 = 1440 r/min T1 = 34.47 Nm2.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 = 48 mm 則:Ft = = = 1436.2 NFr = Fttana = 1436.2tan20 = 522.4 N3.初步確定軸的最小直徑 先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，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 17.2 mm 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)軸器的孔徑相適應(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Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT1 = 1.334.47 = 44.8 Nm 按照計(jì)算轉(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/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20 mm故取d12 = 20 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為38 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 38 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 36 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為dDT = 306216 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)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 = B = 53 mm，d56 = d1 = 48 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 80 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊(cè)得T= 16 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (53/2+31+101-16/2)mm = 150.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (53)/2+9+31-16/2)mm = 58.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 402 NFNH2 = = = 1034.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 146.2 NFNV2 = = = 376.2 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 402150.5 Nmm = 60501 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 146.2150.5 Nmm = 22003 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 64378 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 6.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.2 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 4.99 KW n2 = 301.26 r/min T2 = 158.23 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2 = 230 mm 則:Ft1 = = = 1375.9 NFr1 = Ft1tana = 1375.9tan20= 500.5 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 75 mm 則:Ft2 = = = 4219.5 NFr2 = Ft2tana = 4219.5tan20= 1534.9 N3.初步確定軸的最小直徑 先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，?。篈0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 27.3 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 27.3 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6206，其尺寸為dDT = 306216 mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 35 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B = 48 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 = 46 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 35 mm。 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(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 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。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T = 16 mm，則l12 = T+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊(cè)得T = 16 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (48/2-2+42-16/2)mm = 56 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (80/2+44.5+-16/2)mm = 76.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2540.6 NFNH2 = = = 3054.8 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -188.8 NFNV2 = = = -845.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 2540.656 Nmm = 142274 NmmMH2 = FNH2L3 = 3054.876.5 Nmm = 233692 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -188.856 Nmm = -10573 NmmMV2 = FNV2L3 = -845.676.5 Nmm = -64688 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 142666 NmmM2 = = 242480 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 40 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.3 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 4.79 KW n3 = 81.86 r/min T3 = 559.17 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 276 mm 則:Ft = = = 4052 NFr = Fttana = 4052tan20= 1474 N3.初步確定軸的最小直徑 先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，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 43.5 mm 輸出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)軸器的孔徑相適應(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Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT3 = 1.3559.17 = 726.9 Nm 按照計(jì)算轉(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/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.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，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 55 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 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I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 55 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6212，其尺寸為dDT = 60mm110mm22mm，故d34 = d78 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 22+15 = 37 mm 左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 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。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 65 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm，則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6212深溝球軸承查手冊(cè)得T= 22 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1413.5 NFNH2 = = = 2638.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 514.2 NFNV2 = = = 959.8 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1413.5140 Nmm = 197890 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 514.2140 Nmm = 71988 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 210577 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 10.2 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm32mm，接觸長(zhǎng)度:l = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.2 中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 10mm8mm40mm，接觸長(zhǎng)度:l = 40-10 = 30 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2583035120/1000 = 252 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 10mm8mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-10 = 60 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2586035120/1000 = 504 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.3 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-18 = 52 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25115265120/1000 = 1115.4 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 828300 = 38400 h8.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1522.4+0 = 522.4 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 522.4 = 7791 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 6.02105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11534.9+0 = 1534.9 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1534.9 = 13590 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.13105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11474+0 = 1474 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1474 = 8453 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6212軸承，Cr = 47.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 6.94106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第九部分 聯(lián)軸器的選擇9.1 輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T1 = 34.47 Nm由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT1 = 1.334.47 = 44.8 Nm2.型號(hào)選擇 選用LT4型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 63 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 5700 r/min，軸孔直徑為20 mm，軸孔長(zhǎng)度為38 mm。Tca = 44.8 Nm T = 63 Nmn1 = 1440 r/min n = 5700 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。9.2 輸出軸處聯(lián)軸器1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T3 = 559.17 Nm由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT3 = 1.3559.17 = 726.9 Nm2.型號(hào)選擇 選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長(zhǎng)度為84 mm。Tca = 726.9 Nm T = 1000 Nmn3 = 81.86 r/min n = 2850 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十部分 減速器的潤(rùn)滑和密封10.1 減速器的潤(rùn)滑1）齒輪的潤(rùn)滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h(yuǎn) = 6.75 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號(hào)為150潤(rùn)滑油，粘度薦用值為118 cSt。2）軸承的潤(rùn)滑 軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類。此外，也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類潤(rùn)滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v = 1.19 m/s 2 m/s，所以采用脂潤(rùn)滑。潤(rùn)滑脂形成的潤(rùn)滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤(rùn)滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。10.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)公式與計(jì)算結(jié)果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025175.5+3=7.4取8mm箱蓋壁厚10.02a+3=0.02175.5+3=6.5取8mm箱蓋凸緣厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸緣厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.5=2.58=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036175.5+12=18.3取M20地腳螺釘數(shù)目na250時(shí)，取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.7520=15取M16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據(jù)螺栓直徑查表取26、22、16df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、14軸承旁凸臺(tái)半徑R1=20取20凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=22+