《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器F=6000V=0.48D=400》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器F=6000V=0.48D=400（45頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、43 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 計(jì)算說(shuō)明書(shū) 設(shè)計(jì)題目: 展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器 全套圖紙加扣?3012250582 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 專(zhuān)業(yè) 143班 設(shè)計(jì)者： 指導(dǎo)教師： 2016 年 10 月 26 日 （ 大連民族大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院） 目錄 一．設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)及其傳動(dòng)方案的擬定 2 二．傳動(dòng)方案的擬訂及說(shuō)明 4 三.齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 8 四.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 16 五. 軸、軸承、鍵的校核 22 六. 聯(lián)軸器的選擇 35 七. 減速器附件選擇及箱體的設(shè)計(jì) 36

2、 八. 潤(rùn)滑與密封 39 九. 設(shè)計(jì)心得與體會(huì) 40 十. 參考資料 41 十一. 致謝 42 一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)及其傳動(dòng)方案的擬定 設(shè)計(jì)基礎(chǔ)數(shù)據(jù)如下： 1、已知數(shù)據(jù) 工作情況 載荷平穩(wěn) 鋼絲繩曳引力 6000 鋼絲繩速度V（m/s） 0.48 滾筒直徑D/(mm) 400 滾筒長(zhǎng)度L/(mm) 800 運(yùn)輸帶速允許誤差 5% 2、工作條件 工作班制:2；工作環(huán)境:清潔;工作年限：8；載荷性質(zhì)：平穩(wěn)； 3、 生產(chǎn)數(shù)量：批量 4、要求完成工作量 1.減速器裝配圖一張(A0)。 2

3、.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。 3.零件圖一張。 4.草圖一張。 （三）設(shè)計(jì)內(nèi)容： 1. 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算； 2. 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算； 3. 軸的設(shè)計(jì)； 4. 裝配草圖的繪制 5. 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核； 6. 滾動(dòng)軸承的選擇； 7. 裝配圖、零件圖的繪制； 8. 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。 （四）設(shè)計(jì)進(jìn)度： 1、 第一階段： 總體計(jì)算和傳動(dòng)件參數(shù)計(jì)算。 2、 第二階段： 軸與軸系零件的設(shè)計(jì)。 3、 第三階段： 軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制。 4、 第四階段： 裝配圖、零件圖的繪制及計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。 二、傳動(dòng)方案的擬

4、訂及說(shuō)明 計(jì)算項(xiàng)目及內(nèi)容 主要結(jié)果 一：傳動(dòng)方案的總體設(shè)計(jì) （一）對(duì)給定傳動(dòng)方案分析論證 總體布置見(jiàn)任務(wù)書(shū) （二）選擇電動(dòng)機(jī) 選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型 按工作條件和要求選用 Y系列三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào) 1）工作機(jī)有效功率為： Pw=FV1000=6000×0.481000=2.88 KW 2）傳動(dòng)裝置總效率 電動(dòng)機(jī)到工作傳輸帶間的總效率為： η總=η齒開(kāi)·η聯(lián)2·η軸5·η滾筒·η齒闊2 取η齒開(kāi)=0.95，η聯(lián)=0.99，η軸=0.99，η滾筒=0.96，η齒闊=0.98 則：

5、 η總=0.82 3） 所需電動(dòng)機(jī)功率 電動(dòng)機(jī)所需的工作功率為： Pd=Pw η總 =3.5KW 4）確定電動(dòng)機(jī)額定功率 所以應(yīng)選額定功率大于3.5kW的電機(jī)。 計(jì)算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍并選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào) 三級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比iΣ`=40~400。 工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為： nw=60×1000vπD=60×1000×0.483.14×400=22.92r/min 電機(jī)符合正常傳動(dòng)時(shí)所需轉(zhuǎn)速：n=22.92*3*3*3=618.84r/min 選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min的電動(dòng)機(jī)。

6、 由電機(jī)產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊(cè)選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為： Y132M1-6 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸 由表14－5、表14－6查出Y132M1-6型電動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸。 型號(hào) 額定功率 轉(zhuǎn)速r/min 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 /kg Y132M1-6 4 960 2.0 733 （三）計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 iΣ=ndnw = 15.51 分配各級(jí)傳動(dòng)比 因?yàn)槭钦归_(kāi)式二級(jí)齒輪傳動(dòng)，故，現(xiàn)取1.3，則 則低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比為: 傳動(dòng)裝置中個(gè)軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算 ??各軸的轉(zhuǎn)速n（r/mi

7、n）： 減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為III 軸， IV軸：nIV=61.97r/min 滾齒V軸：nV=22.95r/min ??各軸的輸入功率 按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即 ； ； ； 卷筒機(jī)P卷 =?=3.58*0.95*0.99=3.37KW ??各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N?ｍ）和輸出轉(zhuǎn)矩T(kW) 匯總?cè)缦卤恚? 項(xiàng)目 電動(dòng)機(jī)軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 卷筒軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 213.81 61.97 22.95 功率（kW） 4 3.96

8、3.80 3.65 3.37 轉(zhuǎn)矩（N?m） 39.39 169.73 562.49 551.70 1402.33 傳動(dòng)比 1 4.49 3.45 2.7 Pw=2.88KW Pd=3.5KW nw=22.92r/min 電動(dòng)機(jī)型號(hào)： Y132M1-6 =4.49 =3.45

9、 三.齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 計(jì)算項(xiàng)目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （一）高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 選定齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù) 1)按圖所示傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度 3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)） 選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z4=Z3iⅡ=85 選Z4=83. 5)初選螺旋角β=15°. 按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 m≥32KT3YβCOS2β?dZ12εα?YF?YS[σF] 1） 初選各參數(shù)值 <1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3, <

10、2>由表7-5得 ?d=1. <3>由表7-6得，彈性影響系數(shù) <4>端面重合度εα=1.88-3.21Z3+1Z4?cosβ =1.88-3.2124+183?cos14° =1.643 <5>彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖7-16得，σFlim1=500MPa； σ

11、Flim2=380MPa. <6>應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h） 小齒輪:N1=60*960*1*(2*8*300*10) =6.18×108 大齒輪: N2=N1u=1.78*108 則KFN1=0.95， 則KFN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 [σF]3 =σFlim1?KFN1SF =3

12、39.29MPa [σF]4 =σFlim2?KFN2SF =249.71MPa <8>齒形系數(shù)YF及應(yīng)力校正系數(shù)YS的選取 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： 由表7-4可得：YF3=2.62 ，YS3=1.6; YF4=2.24 , YS4=1.77 <9>螺旋角系數(shù)Yβ的選取 εβ=0.318?dZ1?tanβ

13、 =0.318×1×19×tan15°=1.6205 Yβ由圖7-14選為0.79 <10>試算YF?YS[σF] YF3?YS3σF3=2.62×1.6339.29=0.0123 YF4?YS4[σF]4=2.24×1.77249.71=0.0158 代入較大值YF?YS[σF]=0.0158 2）確定傳動(dòng)尺寸 mn≥32×1.3×169113×cos315°1×192×1.643 算得mn=2.148

14、考慮到接觸疲勞強(qiáng)度，選mn=2.5 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cosβ =2×24cos14° =45.09mm d4=mnz4cosβ = 2×83cos14° =171.08mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=Φdd3=1×45.09=50.09mm 取小齒輪齒寬b3=55mm 大齒輪齒寬b4=50mm <3>載荷系數(shù)的選取

15、 由表7-2選使用系數(shù)KA=1 齒輪圓周速度V=πdn60×1000=π×61.8×161.960×1000=0.47m/s 由圖7-7選動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.2 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.34. 故動(dòng)載系數(shù)K=KAKvKαKβ=1.64 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =2.07×31.631.4 =2.32 仍取mn=2.5

16、 中心距： 圓整為a=135mm 則β=15.642° 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計(jì)算大小齒輪分度圓直徑： d3=mnz3cosβ = 2.5×19cos15.642° =49.33mm d4= mnz4cosβ = 2.5×85cos15.642° = 220.67mm 校核齒根接觸疲勞強(qiáng)度 σH=ZE?ZHKFtbd1?u+1u≤[σH]

17、 1） 許用接觸應(yīng)力的計(jì)算 <1>彈性影響系數(shù) 由圖7-19選ZN3=1 ZN4=1.07(允許局部點(diǎn)蝕) 由圖7-12查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 <2>彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖7-16得，σHlim3=600MPa； σHlim4=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1 [σH]3 =σHlim3?ZN3SH = 588MPa [σH]4 =σHlim4?ZN4SH = 533.5MPa

18、 u=4.47 2） 齒根接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 σH3=189.8×2.43×0.98×0.72×1.3×2×1691131×49.33×49.33×49.33×4.47+14.47 =588MPa≤950MPa σH4=189.8×2.43×0.98×0.72×1.3×2×1691131×262.8×61.8×1.688×4.47+14.47 =533.5Pa≤988MPa 故齒根接觸疲勞強(qiáng)度滿足。 ④高速軸齒輪參數(shù)匯總 齒輪 小齒輪 大齒輪 材料 40Cr 45 齒數(shù) 19 85 直徑/

19、mm 45.09 171.08 螺旋角/° 15.642° 齒寬/mm 55 50 模數(shù) 2.5 Z3=19 Z4=85 εα=1.643 KFN1=0.95 KFN2=0.92 YF3=2.62 YS3=1.6 YF4=2.24 YS4=1.77 mn=2.5

20、 a=135mm β=15.642° d3=49.33mm d4=220.67mm 計(jì)算項(xiàng)目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （二）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 選定齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù) 1)按圖所示傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度 3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）； 選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）。 4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒

21、輪齒數(shù)Z2=Z1iⅠ =24×3.45=82.8， 選Z2=83 5)初選螺旋角β=14°. 按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 m≥32KT3YβCOS2β?dZ12εα?YF?YS[σF] 2） 初選各參數(shù)值 <1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3, <2>由表7-5得?d=0.7. <3>由表7-6得，彈性影響系數(shù) <4>端面重合度εα=1.88-3.21Z1+1Z2?cosβ =1.88-3.2124+183?cos14°

22、 =1.643 <5>彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖7-16得，σFlim1=500MPa； σFlim2=380MPa. <6>應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h） 小齒輪:N1=60×214.59×1×2×8×300×8 =4.94×108

23、 大齒輪: N2=N1/u=4.94×108/3.45 =1.43×108 則YN1=0.95， 則YN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 [σF]1 =σFlim1?YN1SF =339.29MPa [σF]2 =σFlim2?YN2SF =249.71MPa <8>齒形系數(shù)YF及應(yīng)力校正系數(shù)YS的選取 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： 由表7

24、-4可得：YF1=2.65 ，YS1=1.6; YF2=2.21 , YS2=1.79 <9>螺旋角系數(shù)Yβ的選取 εβ=0.318?dZ1?tanβ =0.318×0.7×24×tan14°=1.33 Yβ由圖7-14選為0.844 <10>試算YF?YS[σF] YF1?YS1σF1=2.65×1.6339.29=0.012497

25、 YF2?YS2[σF]2=2.21×1.79246.71=0.01584 代入較大值YF?YS[σF]=0.01662 2）確定傳動(dòng)尺寸 mn≥32×1.3×169113×cos314°0.7×242×1.643×0.01662 =2.143 算得mn≥1.21 考慮到接觸疲勞強(qiáng)度，選mn=2.14 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d1=mnz1cosβ =3×24cos14°=74.20mm d2=mnz2cosβ =

26、3×83cos14°=256.62mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=Φdd1=0.7×74.20=51.94mm 取小齒輪齒寬b1=57mm 大齒輪齒寬b2=52mm <3>載荷系數(shù)的選取 由表7-2選使用系數(shù)KA=1 齒輪圓周速度V=πdn60×1000=π×74.2×214.5960×1000=0.596m/s 由圖7-7選動(dòng)載系數(shù)Kv=1.01 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.2

27、 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.5 故動(dòng)載系數(shù)K=KAKvKαKβ=1.89 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =1.21×31.891.3 =2.427 取mn=3 中心距： 圓整為a=165mm 則β=13.4° 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計(jì)算大小齒輪分度圓直徑： d

28、1=mnz1cosβ =3×24cos13.4°=74.02mm d2=mnz2cosβ =3×83cos13.4°=255.98mm 校核齒根接觸疲勞強(qiáng)度 σH=ZE?ZH·Zε·Zβ2KT2?dd13?u+1u≤[σH] 1)許用接觸應(yīng)力的計(jì)算 <1>彈性影響系數(shù) 由圖7-12查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.42 由圖7-19選ZN1=0.95 ZN2=0.93 Zε=0.741 Zβ=0.985 <2>彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖7-16得，σHlim1=600MPa；

29、 σHlim2=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1 [σH]1 =σHlim1?ZN1SH =570MPa [σH]2 =σHlim2?ZN2SH =511.5MPa u=3.45 2)齒根接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 σH=189.8×2.42×1.89×2×1691130.7×74.02×74.02×74.02×3.45+13.45 =570MPa≤760MPa 故齒根

30、接觸疲勞強(qiáng)度滿足。 ④高速軸齒輪參數(shù)匯總 齒輪 小齒輪 大齒輪 材料 40Cr 45 齒數(shù) 24 83 直徑/mm 74.02 255.98 螺旋角/° 13.412° 齒寬/mm 57 52 模數(shù) 3 (三)開(kāi)式齒輪的設(shè)計(jì) 選定齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù) 1)按圖所示傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度 3) 材料：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)） 選擇大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 4)初選小齒輪齒數(shù)； 大齒輪齒數(shù)Z4=Z3i=55. 5)初選螺旋角β=

31、14°. 按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 m≥32KT3YβCOS2β?dZ12εα?YF?YS[σF] 3） 初選各參數(shù)值 <1>初選載荷系數(shù) Kt=1.3, <2>由表7-5得 ?d=0.7. <3>由表7-6得，彈性影響系數(shù) <4>端面重合度εα=1.88-3.21Z3+1Z4?cosβ =1.88-3.2120+155?cos14° =1.596

32、 <5>彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖7-16得，σFlim1=500MPa； σFlim2=380MPa. <6>應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （n為齒輪轉(zhuǎn)速，單位r/min；j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)，取1；Ln為齒輪的工作壽命，單位h） 小齒輪:N1=60*62.04*1*(2*8*300*8) =1.43×108 大齒輪: N2=N1u=5.20*107 則KF

33、N1=0.95， 則KFN2=0.92 <7>取安全系數(shù)SF =1.4 [σF]3 =σFlim1?KFN1SF =339.29MPa [σF]4 =σFlim2?KFN2SF =249.71MPa <8>齒形系數(shù)YF及應(yīng)力校正系數(shù)YS的選取 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： 由表7-4可得：YF3=2.65 ，YS3=1.6; YF4=2.21

34、 , YS4=1.79 <9>螺旋角系數(shù)Yβ的選取 εβ=0.318?dZ1?tanβ =0.318×0.7×20×tan14°=1.111 Yβ由圖7-14選為0.87 <10>試算YF?YS[σF] YF3?YS3σF3=2.65×1.6339.29=0.0125 YF4?YS4[σF]4=2.21×1.79249.71=0.0158

35、 得YF?YS[σF]=0.01662 2）確定傳動(dòng)尺寸 mn≥32×1.3×551080×cos314°1×202×1.596 算得mn=3.646 考慮到接觸疲勞強(qiáng)度，選mn=4 <1>確定大小齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cosβ =4×20cos14° =82.45mm d4=mnz4cosβ = 4×55cos14° =226.73mm <2>確定大小齒輪齒寬 b=Φdd3=0.7×82.45=57.715mm

36、 取小齒輪齒寬b3=63mm 大齒輪齒寬b4=58mm <3>載荷系數(shù)的選取 由表7-2選使用系數(shù)KA=1 齒輪圓周速度V=πdn60×1000=π×82.45×62.0460×1000=0.24m/s 由圖7-7選動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05 由表7-3選擇齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.4 由圖7-8選擇齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.42. 故動(dòng)載系數(shù)K=KAKvKαKβ=2.00788

37、 <4>模數(shù)、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =3.646×32.007881.3 =4.13 仍取mn=4 中心距： 圓整為a=155mm 則β=14.593° 因值改變不多，故參數(shù)、不用更改。 計(jì)算大小齒輪分度圓直徑： d3=mnz3cosβ = 4×20cos14.593° =82.67mm

38、 d4= mnz4cosβ = 4×55cos14.593° = 227.33mm 校核齒根接觸疲勞強(qiáng)度 σH=ZE?ZHKFtbd1?u+1u≤[σH] 3） 許用接觸應(yīng)力的計(jì)算 <1>彈性影響系數(shù) 由圖7-19選ZN3=0.95 ZN4=0.96 由圖7-12查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 <2>彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖7-16得，σHlim3=600MPa； σHlim4=550MPa. <3>安全系數(shù)SH=1

39、 [σH]3 =σHlim3?ZN3SH = 570Mpa [σH]4 =σHlim4?ZN4SH = 528Mpa u=2.707 4） 齒根接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 σH=189.8×2.43×0.95×0.96×1.3×2×5510801×82.67×82.67×82.67×2.707+12.707 =570MPa≤950MPa 故齒根接觸疲勞強(qiáng)度滿足。 ④開(kāi)式軸齒輪參數(shù)匯總 齒輪 小齒輪 大齒輪 材料 40Cr 45 齒數(shù) 20 55 直徑/mm 82

40、.67 227.33 螺旋角/° 14.593° 齒寬/mm 63 58 模數(shù) 4 Z1=24 Z2=83 εα=1.643 YN1=0.95 YN2=0.92 YF1=2.65 YS1=1.6 YF2=2.21 YS2=1.79 mn=3

41、 a=165mm β=13.4° d1=74.02mm d2=255.98mm 四.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 計(jì)算項(xiàng)目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （一） 高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 960 3.96 169113 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=106，于是得：

42、 軸上有兩個(gè)鍵槽，則dmin=1.1dmint=18.69mm 4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 注：本設(shè)計(jì)中定位軸肩直徑為d=d1+(0.07d1~0.1d1) 軸環(huán)的寬度l=1.4h(h為軸肩得而高度)，以下只寫(xiě)明計(jì)算結(jié)果。 a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 I II III IV V VI VII 高速軸零件裝配方案圖 b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 <一>各段直徑的確定： Ⅰ-Ⅱ：該段連接半聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器：

43、 計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KT=1.5×169.113=253.669(N?m) 又電機(jī)輸出軸直徑D=38mm, 選擇LX3型聯(lián)軸器ZC38×84JB45×84GBT 5014-2003， 故選擇高速軸外伸端直徑選為38mm。 由半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長(zhǎng)度為60mm. Ⅱ-Ⅲ：該段直徑選為45mm。 Ⅲ-Ⅳ：該段軸要安裝軸承端蓋，即該段直徑定為51mm。 Ⅵ-Ⅶ：這一段為齒輪軸軸段。軸段與齒輪齒頂圓同高。 Ⅶ-Ⅷ：該段軸要安裝軸承以及擋油環(huán)，同Ⅳ-Ⅴ。 <二>各段長(zhǎng)度的確定： Ⅰ-Ⅱ：由半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=52mm，為了讓聯(lián)軸器與

44、軸肩相配合，選擇外伸端軸段長(zhǎng)度為60mm. Ⅱ-Ⅲ：軸環(huán)寬度根據(jù)規(guī)定L=1.4h（h為軸肩高度），軸環(huán)長(zhǎng)度為3mm. Ⅲ-Ⅳ：此段軸直徑為51mm Ⅳ-Ⅴ: 此段為齒輪軸直徑為54.34mm，齒輪寬為55mm，所以長(zhǎng)度為55mm Ⅴ-Ⅵ:此段軸直徑為51mm Ⅵ-Ⅶ：此段有軸承蓋 直徑為45mm 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑 38 45 51 54.3 51 45 長(zhǎng)度 60 55 76 55 14 19 配合 聯(lián)軸器 軸承蓋 無(wú) 齒輪軸 無(wú) 軸承蓋 高速

45、軸各段參數(shù)匯總表 （二） 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 213.81 3.80 562490 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=112，于是得： 由于軸上有兩個(gè)鍵槽，因此修正后的最小直徑為： 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 Ⅰ-Ⅱ&Ⅶ-Ⅷ：用于安裝軸承，查表15-4，選取圓錐滾子軸承（

46、GB/T297-1994）軸承規(guī)格30307，基本尺寸為基本尺寸d×D×B=35×80×22.75，則這兩段軸直徑為35mm，長(zhǎng)度為21mm。 Ⅱ-Ⅲ：用于固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為45mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長(zhǎng)度為14mm。 Ⅲ-Ⅳ：這一段與齒輪配合，直徑為50mm，長(zhǎng)度比齒輪齒寬57mm短2.5mm，故這一段長(zhǎng)度為54.5mm。 Ⅳ-Ⅴ：定位軸環(huán)。直徑選為56mm，長(zhǎng)度為7.5mm。 Ⅴ-Ⅵ：與齒輪配合，直徑為50mm，長(zhǎng)度比齒輪齒寬50mm短2.5mm，這一段長(zhǎng)度為47.5mm。 Ⅵ-Ⅶ：用于固定齒輪的軸向位置。故這一段直徑為43mm。綜合考慮

47、軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長(zhǎng)度為16.5mm。 Ⅶ-Ⅷ：此段軸連接軸承蓋軸直徑為35mm，長(zhǎng)度為21mm 中速軸各段參數(shù)匯總表 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 35 45 50 56 50 43 35 長(zhǎng)度 21 14 54.5 7.5 47.5 16.5 21 配合 軸承 無(wú) 齒輪 無(wú) 齒輪 無(wú) 軸承 （三） 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 61.97 3.65 55

48、1700 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表9-2，取C=110，于是得： 由于軸上有兩個(gè)鍵槽，因此修正后的最小直徑為： 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 Ⅰ-Ⅱ：該段連接半聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器： 計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KT=1.5×551.70=827.55(N?m) 查表17-4得, 選擇彈性套柱聯(lián)軸器J38×60J145×60GB/T4323-2

49、002， 故選擇低速軸外伸端直徑選為45mm。 由半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=60mm，為了讓聯(lián)軸器與軸肩相配合，選擇外伸端軸段長(zhǎng)度為84mm. Ⅱ-Ⅲ：該段軸與軸承端蓋配合，且左端定位軸肩起到固定聯(lián)軸器的作用。該段直徑定為50mm，長(zhǎng)度為54mm。 Ⅲ-Ⅳ：該段軸要安裝軸承，初選圓錐滾子軸承GB/T297-1994軸承規(guī)格30210，基本尺寸d×D×B=50×90×20 ，故直徑選為50mm。長(zhǎng)度為21.75mm。 Ⅴ-Ⅵ：這一段為軸環(huán)，直徑選為66mm，長(zhǎng)度為16.5mm，右端起到固定齒輪軸向位置的作用。 Ⅵ-Ⅶ：這一段與齒輪配合，直徑為57mm，長(zhǎng)度比齒輪齒寬52mm短3mm，故這一段長(zhǎng)

50、度為49mm。 Ⅶ-Ⅷ：該段軸要安裝軸承，根據(jù)安裝方便和軸承內(nèi)徑的要求，初選圓錐滾子軸承GB/T297-1994軸承規(guī)格30210，基本尺寸d×D×B=50×90×20 ，故直徑選為50mm。綜合考慮軸承以及齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，這一段長(zhǎng)度為20mm。 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 45 50 50 66 66 57 50 長(zhǎng)度 84 53.85 21.75 16.5 16.5 49 20 配合 聯(lián)軸器 無(wú) 軸承 無(wú) 無(wú) 齒輪軸 軸承 低速軸各段參數(shù)匯總表

51、 選擇LX3型聯(lián)軸器 ZC38×84JB45×84GBT 5014-2003 五. 軸、軸承、鍵的校核 計(jì)算項(xiàng)目及內(nèi)容 主要結(jié)果 （一）高速軸及其軸承、鍵的校核 1）齒輪受力分析 2)V面上受力分析 MA=0: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0 MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0 得：RVA=174.4N RVB=4

52、9.73N 3)H面上受力分析 RHA=Ft×L2L1+L2=395.7N RHB=Ft×L1L1+L2=199.1N 4)彎矩計(jì)算 此處只說(shuō)明M合與Mca計(jì)算，其他計(jì)算結(jié)果見(jiàn)彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 α=0.58 5）受力分析及其彎矩圖 A C B 根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險(xiǎn)截面為齒輪中心面。 6）按彎扭合成強(qiáng)度校核 根據(jù)表9-4，查得40Cr鋼： σ+1b=270MPa σ0b=130MP

53、a σ-1b=75MPa σp=800Mpa α=0.58 則齒輪處的軸徑： d≤3Me0.1σ-1b=322.4×10000.1×75=14.4mm≤43.3mm 故軸徑滿足強(qiáng)度要求。 7）軸承壽命的校核 軸承A：6205 軸承B：6205 此處只需對(duì)軸承A進(jìn)行強(qiáng)度校核。 根據(jù)軸承型號(hào)取軸承基本額定動(dòng)載荷為： ； 靜載荷為： 此處iFac0r=0.02 故取e=0.203. 取X=0.56, Y=2.2 C`=P360Ln`106

54、a1=0.592360×3×24×365×960106×1=6.8KN

55、槽的接觸高度k=0.5h=0.5×6=3mm 則該鍵的強(qiáng)度符合要求。 （二）低速軸及其軸承、鍵的校核 1）齒輪受力分析 2 )V面上受力分析 MA=0: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0 MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0 得：RVA=1.93KN RVC=-0.43KN 5） H面受力分析 RHA=Ft×L2L1+L2=2.48KN RHC=Ft×L1L1+L2=1.52KN 4)彎矩計(jì)算 此處只說(shuō)明M合與Mca計(jì)算，其他計(jì)算結(jié)果見(jiàn)彎矩圖

56、 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 α=0.58 5）受力分析及其彎矩圖 根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險(xiǎn)截面為B截面。 6）按彎扭合成強(qiáng)度校核 根據(jù)表9-4，查得45鋼： σ+1b=200MPa σ0b=95MPa σ-1b=55MPa σp=600Mpa α=0.58 在B截面處： 由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為： 故軸徑滿足強(qiáng)度要求。 7）軸承壽命的校核 軸承A：6213 軸承C：

57、6213 此處只需對(duì)軸承C進(jìn)行強(qiáng)度校核。 根據(jù)軸承型號(hào)取軸承基本額定動(dòng)載荷為： ； 靜載荷為： 此處iFac0r=0.025 故取e=0.195. 取X=0.56, Y=2.06 C`=P360Ln`106a1=3.82360×3×24×365×38.2106×1=14.97KN

58、m 鍵長(zhǎng)L/mm 12 8 31.5 (2)鍵的強(qiáng)度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=525837.3N?mm，軸的直徑d=72mm 鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=31-8=23mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm 則該鍵的強(qiáng)度符合要求。 同聯(lián)軸器相連的鍵校核： (1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點(diǎn)為：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，裝拆方便，對(duì)中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=55mm和軸段長(zhǎng)為170mm以及半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L=173mm，選取鍵 尺寸為： 鍵的公稱(chēng)尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h(yuǎn)/mm 鍵長(zhǎng)L/m

59、m 14 9 150 (2)鍵的強(qiáng)度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=525837.3N?mm，軸的直徑d=55mm 鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=150-14=136mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm 則該鍵的強(qiáng)度符合要求。 (三)中間軸及其軸承、鍵的校核 中間軸上有大齒輪2以及小齒輪3 1）齒輪受力分析 齒輪2： 齒輪3： 1) V面上受力分析 MA=0: Fa2×d22+Fr2×L1-Fa3×d32++Fr3×

60、 (L1+L2)-RVBL1+L2+L3=0 MB=0: Fa2×d22-Fr3 ×L3-Fa3×d32++Fr3× (L1+L2)+RVAL1+L2+L3=0 得：RVA=0.86KN RVC=1.14KN 3）H面受力分析 MA=0: Ft2×L1+Ft3×(L1+L2)+RHBL1+L2+L3=0 MB=0: -Ft3×L3-Ft2×(L3+L2)-

61、 RHAL1+L2+L3=0) 得： RHA=-2.34KN RHB=-3KN 彎矩計(jì)算 此處只說(shuō)明M合與Mca計(jì)算，其他計(jì)算結(jié)果見(jiàn)彎矩圖 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 α=0.58 4）受力分析及其彎矩圖 根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險(xiǎn)截面為C、D截面。 5）按彎扭合成強(qiáng)度校核 根據(jù)表9-4，查得45鋼： σ+1b=200MPa σ0b=95MPa σ-1b=55MPa σp=600Mpa α=0.58 在D截面處

62、： 由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為： 故軸徑滿足強(qiáng)度要求。 在C截面處： 由于鍵槽（雙鍵）存在，此處抗彎界面模量W為： 故軸徑滿足強(qiáng)度要求。 6）軸承壽命的校核 軸承A：6406 軸承B：6406 此處只需對(duì)軸承B進(jìn)行強(qiáng)度校核。 根據(jù)軸承型號(hào)取軸承基本額定動(dòng)載荷為： ； 靜載荷為： 此處iFac0r=0.031 故取e=0.262. 取X=0.56, Y=1.96 C`=P360Ln`10

63、6a1=3.27360×3×24×365×161.9106×1=20.7KN

64、0.5h=0.5×8=4mm 則該鍵的強(qiáng)度符合要求。 同齒輪2相連的鍵校核： (1)鍵及鍵槽參數(shù)的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點(diǎn)為：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，裝拆方便，對(duì)中性好。 則根據(jù)軸的直徑d=42mm和輪轂長(zhǎng)為22mm和，選取雙鍵 尺寸為： 鍵的公稱(chēng)尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h(yuǎn)/mm 鍵長(zhǎng)L/mm 8 7 20 (2)鍵的強(qiáng)度校核 鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=130463.1N?mm，軸的直徑d=42mm 鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=10-8=12mm 鍵與半聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm 則該

65、鍵的強(qiáng)度符合要求。 RVA=174.4N RVB= 49.73N RHA=395.7N RHB=199.1N α=0.58 Mca=22.4N?m C`=6.8KN

66、 =18.4MPa RVA=1.93KN RVC=-0.43KN α=0.58 Mca=343.1N?m =107.3MPa =31.2MPa