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機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 目 錄 一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1 二、 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 1 三、 選擇電動(dòng)機(jī) 2 四、 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 3 五、 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 4 六、 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6 七、 減速器低速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 10 八、 軸的設(shè)計(jì) 13 九、 滾動(dòng)軸承壽命校核 31 十、 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 34 十一、 聯(lián)軸器的選擇 35 十二、 減速器的密封與潤滑 36 十三、 減速器附件 36 十四、 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 39 十五、 設(shè)計(jì)小結(jié) 39 十六、 參考文獻(xiàn) 40 一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1.1 設(shè)計(jì)題目 二級圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力F=7000N，速度v=0.4m/s，直徑D=383mm，每天工作小時(shí)數(shù)：24小時(shí)，工作年限（壽命）：10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(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.鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤滑密封設(shè)計(jì) 二、 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.1 傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，后置外傳動(dòng)為鏈傳動(dòng)，減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器 2.2 該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 二級圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng)，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布置的機(jī)械傳動(dòng)中。 三、 選擇電動(dòng)機(jī) 3.1 電動(dòng)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(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。 3.2 確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.98 閉式圓柱齒輪的效率：η4=0.98 閉式圓錐齒輪的效率：η3=0.97 鏈傳動(dòng)的效率：ηc=0.96 工作機(jī)的效率：ηw=0.95 ηa=η1×η24×η4×η3×ηc×ηw=0.792 3.3 計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為 Pw=F×V1000=7000×0.41000=2.8kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率: Pd=Pwηa=2.80.792=3.54kW 工作轉(zhuǎn)速： nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×0.4π×383=19.96rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，鏈傳動(dòng)比范圍為：2～6，二級圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：6～16，因此理論傳動(dòng)比范圍為：12～96?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(12～96)×19.96=240--1916r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號為：Y160M1-8的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=720r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=750r/min。 電機(jī)主要尺寸參數(shù) 圖3-1 電動(dòng)機(jī) 3.4 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)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為： ia=nmnw=72019.96=36.072 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取鏈傳動(dòng)比：ic=3 錐齒輪（高速級）傳動(dòng)比 i1=0.25×i=3 則低速級的傳動(dòng)比為 i2=4.01 減速器總傳動(dòng)比 ib=i1×i2=12.03 四、 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 4.1 電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) P0=3.54kW n0=nm=720rpm T0=9550000×P0n0=9550000×3.54720=46954.17N?mm 4.2 高速軸的參數(shù) PⅠ=P0×η1=3.54×0.99=3.5kW nⅠ=n0=720rpm TⅠ=9550000×PⅠnⅠ=9550000×3.5720=46423.61N?mm 4.3 中間軸的參數(shù) PⅡ=PⅠ×η2×η3=3.5×0.98×0.97=3.33kW nⅡ=nⅠi1=7203=240rpm TⅡ=9550000×PⅡnⅡ=9550000×3.33240=132506.25N?mm 4.4 低速軸的參數(shù) PⅢ=PⅡ×η2×η4=3.33×0.98×0.98=3.2kW nⅢ=nⅡi2=2404.01=59.85rpm TⅢ=9550000×PⅢnⅢ=9550000×3.259.85=510609.86N?mm 4.5 工作機(jī)的參數(shù) PⅣ=PⅢ×ηc×η2×η2×ηw=3.2×0.96×0.98×0.98×0.95=2.8kW nⅣ=nⅢi3=59.853=19.95rpm TⅣ=9550000×PⅣnⅣ=9550000×2.819.95=1340350.88N?mm 五、 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 確定鏈輪齒數(shù) 由傳動(dòng)比取小鏈輪齒數(shù)Z1=25，因?yàn)殒溳嘄X數(shù)最好為奇數(shù)，大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。 實(shí)際傳動(dòng)比i=z2/z1=3.08 2. 確定鏈條型號和節(jié)距 查表得工況系數(shù)KA=1.1 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)： Kz=1.22 取單排鏈,則計(jì)算功率為: Pca=KA×Kz×P=1.1×1.22×3.2kW=4.294kW 選擇鏈條型號和節(jié)距： 根據(jù)Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查圖選擇鏈號16A-1，節(jié)距p=25.4mm。 3. 計(jì)算鏈長 初選中心距 a0=40×p=40×25.4=1016mm 則，鏈長為: Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×π2=2×101625.4+25+772+25.41016×25-772×π2=132.714節(jié) 取Lp=133節(jié) 采用線性插值，計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1=0.24532則鏈傳動(dòng)的最大中心距為： amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×25.4×2×132.714-25+77=1018.34mm 計(jì)算鏈速v，確定潤滑方式 v=z1×n×p60×1000=25×59.85×25.460×1000=0.633，合適 按v=0.633m/s，鏈號16A，查圖選用滴油潤滑。 4. 作用在軸上的力 有效圓周力 Fε=1000×Pcav=1000×4.2940.633=6784N 作用在軸上的力 Fp≈1.15×Fε=1.15×6784=7802N 鏈輪尺寸及結(jié)構(gòu) 分度圓直徑 d1=psin180°z1=25.4sin180°25=202.76mm d2=psin180°z2=25.4sin180°77=623.04mm 六、 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1. 由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～286HBS，大齒輪ZG35CrMo（調(diào)質(zhì)），齒面硬度190～240HBS 2. 選小齒輪齒數(shù)Z1=34，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=34×3=103。 實(shí)際傳動(dòng)比i=3.029 3. 壓力角α=20°。 6.2 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 d1t≥34×KHt×TφR×1-0.5×φR2×u×ZH×ZEσH2 T1=9.55×106×Pn×η=9.55×106×3.5720×0.99=46423.61N?mm T2=T1×i1×η=46423.61×3×0.99×0.98=132506.25N?mm 初選載荷系數(shù)Kt=1.4 由表7-5，取齒寬系數(shù)φR=0.3 由表7-6，查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 由表7-12查取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 由圖7-18查取接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=800Mpa，σHlim2=560Mpa 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh=60×720×1×24×300×10=3.11×109 大齒輪應(yīng)力循環(huán)齒數(shù) NL2=NL1u=3.11×1093=1.037×109 由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ZN1=0.965，ZN2=0.999允許局部點(diǎn)蝕 取安全系數(shù)SH=1，由式（7-18）得許用接觸應(yīng)力 σH1=σHlim1×ZN1S=800×0.9651=772MPa σH2=σHlim2×ZN2S=560×0.9991=559MPa d1t≥34×KHt×TφR×1-0.5×φR2×u×ZH×ZEσH2=34×1.4×46423.610.3×1-0.5×0.32×3×2.49×189.85592=65.87mm 2. 計(jì)算圓周速度v dm1=d1t×1-0.5×φR=65.87×1-0.5×0.3=55.99mm vm=π×dm1×n60×1000=π×55.99×72060×1000=2.11 3. 計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)φd b=φR×d1t×u2+12=0.3×65.87×32+12=31.245mm φd=bdm1=31.24555.99=0.56 4. 計(jì)算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)KA=1.25 查圖得動(dòng)載系數(shù)KV=1.093 取齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.29 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KHα×KHβ=1.25×1.093×1×1.29=1.762 5. 按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t×3KHKHt=65.87×31.7621.4=71.118mm 6. 計(jì)算模數(shù) mt=d1z1=71.11834=2.09mm 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm。 6.3 確定傳動(dòng)尺寸 1. 實(shí)際傳動(dòng)比 u=z2z1=10334=3.029mm 大端分度圓直徑 d1=z1×m=34×2.5=85mm d2=z2×m=103×2.5=257.5mm 2. 計(jì)算分錐角 δ1=arctan1u=arctan13.029=18.26791° δ2=90-18.26791°=71.73209° 3. 齒寬中點(diǎn)分度圓直徑 dm1=d1×1-0.5×φR=85×1-0.5×0.3=72.25mm dm2=d2×1-0.5×φR=257.5×1-0.5×0.3=218.875mm 4. 錐頂距為 R=d12×u2+1=852×3.0292+1=135.57mm 5. 齒寬為 b=φR×R=0.3×135.57=40.671mm 取b=41mm 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 σF=K×Ftb×m×1-0.5φR×YFa×YSa≤σF 由表7-4查取齒形系數(shù)與應(yīng)力校正系數(shù) YF1=2.442，YF2=1.114 YS1=1.653，YS2=2.91 由圖7-17查得 YN1=0.879，YN2=0.88 由圖7-16查得彎曲疲勞極限 σFlim1=600MPa、σFlim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得許用彎曲應(yīng)力 σF1=σFlim1SFmin×YST×YN1=6001.25×2×0.879=422MPa σF2=σFlim2SFmin×YST×YN2=4801.25×2×0.88=338MPa 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 σF1=K×Ftb×m×1-0.5φR×YFa1×YSa1=205.17MPa<σF1=422MPa σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=164.77MPa<σF2=338MPa 故彎曲強(qiáng)度足夠。 6.4 計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù) （1）計(jì)算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.5mm s=πm2=3.927mm （2）分錐角（由前面計(jì)算） δ1=18.268° δ2=71.732° （2）計(jì)算齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha×cosδ1=89.75mm da2=d2+2×ha×cosδ2=259.07mm （3）計(jì)算齒根圓直徑 df1=d1-2×hf×cosδ1=79.3mm df2=d2-2×hf×cosδ2=255.62mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）計(jì)算齒頂角 θa1=θa2=atan(ha/R)=1°3'23" （5）計(jì)算齒根角 θf1=θf2=atan(hf/R)=1°16'3" （6）計(jì)算齒頂錐角 δa1=δ1+θa1=19°19'27" δa2=δ2+θa2=72°47'18" （7）計(jì)算齒根錐角 δf1=δ1-θf1=17°0'0" 七、 減速器低速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1. 由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～286HBS，大齒輪ZG35CrMo（調(diào)質(zhì)），齒面硬度190～240HBS 2. 選小齒輪齒數(shù)Z1=26，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=26×4.01=105。 實(shí)際傳動(dòng)比i=4.038 3. 初選螺旋角β=13°。 4. 壓力角α=20°。 T1=9.55×106×Pn×η=9.55×106×3.33240×0.99=132506.25N?mm T2=T1×i1×η=132506.25×4.01×0.99×0.98=510609.86N?mm 初選載荷系數(shù)Kt=1.4 由表7-5，取齒寬系數(shù)φd=1 由表7-6，查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 由表7-12查取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由圖7-18查取接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=800Mpa，σHlim2=560Mpa 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60×n×j×Lh=60×240×1×24×300×10=1.037×109 大齒輪應(yīng)力循環(huán)齒數(shù) NL2=NL1u=1.037×1094.01=2.586×108 由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ZN1=0.999，ZN2=1.124允許局部點(diǎn)蝕 取安全系數(shù)SH=1，由式（7-18）得許用接觸應(yīng)力 σH1=σHlim1×ZN1S=800×0.9991=799.2MPa σH2=σHlim2×ZN2S=560×1.1241=629.44MPa d1t≥32×K×Tφd×εα×u+1u×ZE×ZHσH2=32×1.4×132506.251×1.68×4.01+14.01×189.8×2.46629.442=53.347mm 由圓周速度ν v=π×d1t×n60×1000=π×53.347×24060×1000=0.67 查圖7-7得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.013 查圖7-2查得使用系數(shù)KA=1.25 由表7-3，假設(shè)KA×Ft/b<100N/mm，得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2 查圖查取齒向載荷分布系數(shù)：Kβ=1.42（設(shè)軸剛性大）； 實(shí)際載荷系數(shù)為 K=KA×Kv×Kα×Kβ=1.25×1.013×1.2×1.42=2.158 按K值對d1修正，即 d1=d1t×3KHKHt=53.347×32.1581.4=61.624mm 1)確定模數(shù) m=d1×cosβz1=61.624×cos1326=1.999mm，取m=3mm。 7.2 計(jì)算齒輪的集合尺寸 1. 確定中心距 a=z1+z2×mn2×cosβ=201.67mm，圓整為202mm 2. 按圓整后的中心距修正螺旋角 β=acosz1+z2×mn2×a=13.4077° β=13°24'27" 3. 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=mn×z1cosβ=3×26cos13.4077=80.185mm d2=mn×z2cosβ=3×105cos13.4077=323.826mm 4. 計(jì)算齒寬 b=φd×d1=80.18mm 取b1=90mm b2=85mm 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由公式（4-20）計(jì)算： σF=K×Ftb×mn×εα×YF×YS×Yβ≤σF 由表7-4，按 Zv=zcos3β 查得 YF1=2.6，YF2=2.16YSa= 1.595，YSa= 1.81 εβ=b×sinβπ×mn=1.973 查圖7-14得螺旋角系數(shù) Yβ=0.78 由圖7-17查得 YN1=0.88，YN2=0.917 由圖7-16查得彎曲疲勞極限 σFlim1=600MPa、σFlim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得許用彎曲應(yīng)力 σF1=σFlim1SFmin×YST×YN1=6001.25×2×0.88=422.4MPa σF2=σFlim2SFmin×YST×YN2=4801.25×2×0.917=352.13MPa 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 σF1=K×Ftb×mn×εα×YF×YS×Yβ=45.843 MPa <σF1=422.4MPa σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=43.88MPa<σF2=352.13MPa 故彎曲強(qiáng)度足夠。 7.3 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)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(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=86.18mm da2=d2+2×ha=329.83mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=72.68mm df2=d2-2×hf=316.33mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 八、 軸的設(shè)計(jì) 8.1 高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=720r/min；功率P=3.5kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=46423.61N?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(jì)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=112×33.5720=18.97mm 由于最小軸段截面上要開2個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.05×18.97=19.92mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為20mm故取dmin=20 4. 確定各軸段的直徑和長度。 圖8-1 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(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮載荷變動(dòng)微小，故取KA = 1.3，則: Tca=KA×T=60.35N?m 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(jì)手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm，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(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30206，其尺寸為d×D×T = 30×62×17.25mm，故d34 = d56 = 30 mm。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度h =2.5mm，則d67=25mm。 3)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，則 l23=Δt+e+12+K=2+12+12+24=50 mm 4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10mm?？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Δ，取Δ=10mm，小齒輪輪轂寬度L=44.01mm，則 l34=T=17.25 mm 5)取錐齒輪軸上的距離為2.5倍軸頸直徑，則 l45=2.5×d45=2.5×35=87.5 mm l56=B=16 mm l67=Δ+Δ1+L+T-B=10+10+44.01+17.25-16= 65.26 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 5. 軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力 Ft1=2×Tdm1=1285N 高速級小齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1×tanα×cosδ1=444N 高速級小齒輪所受的軸向力 Fa1=Ft1×tanα×sinδ1=147N Fae=Fa1=147N 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=79.62mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離l2=103.5mm，齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=42.76mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)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(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) a.計(jì)算作用在軸上的支座反力 軸承A在水平面內(nèi)的支反力 RAH=Fa1×dm12-Fr1×l3l2=147×72.252-444×42.76103.5=-132.13N 軸承B在水平面內(nèi)的支反力 RBH=Fr1-RAH=444--132.13= 576.13N 軸承A在垂直面內(nèi)的支反力 RAV=Ft1×l3l2=1285×42.76103.5= 530.89N 軸承B在垂直面內(nèi)的支反力 RBV=-Ft1+RAV=-1285+530.89= -1815.89N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N b.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面內(nèi)彎矩 MAH=0N?mm 截面B在水平面內(nèi)彎矩 MBH=-Fr1×l3+Fa1×dm12=-444×42.76+147×72.252=-13675.06N?mm 截面C在水平面內(nèi)彎矩 MCH=Fa1×dm12=147×72.252=5310.38N?mm 截面D在水平面內(nèi)彎矩 MDH=0N?mm c.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩 MAV=0N?mm 截面B在垂直面內(nèi)彎矩 MBV=RAV×l2=530.89×103.5=54947.12N?mm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩 MCV=0N?mm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩 MDV=0N?mm d.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩 MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm 截面B處合成彎矩 MB=MBH2+MBV2=-13675.062+54947.122=56623.26N?mm 截面C處合成彎矩 MC=MCH2+MCV2=5310.382+02=5310.38N?mm 截面D處合成彎矩 MD=MDH2+MDV2=02+02=0N?mm e.繪制扭矩圖 T=46423.61N?mm f.計(jì)算當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩 MVA=MA2+α×T2=02+0.6×46423.612=27854.17N?mm 截面B處當(dāng)量彎矩 MVB=MB2+α×T2=56623.262+0.6×46423.612=63103.47N?mm 截面C處當(dāng)量彎矩 MVC=MC2+α×T2=5310.382+0.6×46423.612=28355.86N?mm 截面C處當(dāng)量彎矩 MVD=MD2+α×T2=02+0.6×46423.612=27854.17N?mm 圖8-2 高速軸受力及彎矩圖 6. 校核軸的強(qiáng)度 因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=π×30332=2649.38mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=5298.75mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=23.82MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=8.76MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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=26.04MPa 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。 8.2 中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=240r/min；功率P=3.33kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=132506.25N?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(jì)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=115×33.33240=27.63mm 由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=30mm 4. 確定軸的直徑和長度 圖8-3 中間軸示意圖 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，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 27.63 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30206，其尺寸為d×D×T = 30×62×17.25mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 36 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 = 62 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 = 60 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 36 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 46 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 28 mm。 3)左端滾動(dòng)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(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 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 = 88 mm，d23=36mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =62mm，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=60mm，d45=36mm。 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?？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Δ，取Δ = 10 mm，則 l12=l56=T+Δ+Δ1+2=17.25+10+10+2= 39.25 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 5. 軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力 Ft2=2×Tdm2=1211N 高速級大齒輪所受的徑向力 Fr2=Ft2×tanα×cosδ2=138N 高速級大齒輪所受的軸向力 Fa2=Ft2×tanα×sinδ2=419N 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=2×132506.2580.185=3305.013N 低速級小齒輪所受的徑向力 Fr3=Ft3×tanαcosβ=3305.013×tan20°cos13.4077°=1236.631N 低速級小齒輪所受的軸向力 Fa3=Ft3×tanβ=3305.013×tan13.4077°=788N Fae=Fa2-Fa3=-369N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點(diǎn)距離l1=75.2mm，低速級小齒輪中點(diǎn)到高速級大齒輪中點(diǎn)距離l2=102mm，高速級大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=61.3mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力 RAH=Fr3×l1-Fr2×l1+l2+Fa2×d22-Fa3×d32l1+l2+l3=1236.631×75.2-138×75.2+102+419×218.8752-788×80.185275.2+102+61.3= 347N 軸承B在水平面內(nèi)支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=1236.631-347-138=752N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力 RAV=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=3305.013×75.2+1211×75.2+10275.2+102+61.3= 1942N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力 RBV=Ft3×l2+l3+Ft2×l3l1+l2+l3=3305.013×102+61.3+1211×61.375.2+102+61.3= 2574N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N a.計(jì)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=-347×61.3=-21271N?mm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH左=Fa2×d22-RAH×l3=419×218.8752-347×61.3=24583N?mm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH右=RBH×l1-Fa3×d32=752×75.2-788×80.1852=24958N?mm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH左=RBH×l1=752×75.2=56550N?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=1942×61.3=119045N?mm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩 MDV=RBV×l1=2574×75.2=193565N?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=-212712+1190452=120930N?mm 截面C左側(cè)合成彎矩 MC左=MCH左2+MCV2=245832+1190452=121557N?mm 截面D右側(cè)合成彎矩 MD右=MDH右2+MDV2=249582+1935652=195167N?mm 截面D左側(cè)合成彎矩 MD左=MDH左2+MDV2=565502+1935652=201656N?mm b.轉(zhuǎn)矩 T2=132506.25N?mm c.計(jì)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+α×T2=1209302+0.6×132506.252=144724N?mm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC左=MC左2+α×T2=1215572+0.6×132506.252=145248N?mm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD右=MD右2+α×T2=1951672+0.6×132506.252=210739N?mm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD左=MD左2+α×T2=2016562+0.6×132506.252=216763N?mm 圖8-4 中間軸受力及彎矩圖 6. 校核軸的強(qiáng)度 因D左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故D左側(cè)為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=π×46332=9551.1mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=19102.19mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=22.7MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=6.94MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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=24.18MPa 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。 8.3 低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=59.85r/min；功率P=3.2kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=510609.86N?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(jì)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=112×33.259.85=42.19mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7% dmin=1+0.07×42.19=45.14mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為48mm故取dmin=48 4. 確定軸的直徑和長度 圖8-5 低速軸示意圖 1)低速軸和小鏈輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=48mm，L1長度略小于小鏈輪輪轂長度，取L1=112mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 14×9mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=100mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 53 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30211，其尺寸為d×D×T = 55×100×22.75mm，故d34 = d78 = 55 mm。 軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 64 mm 3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 57 mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4 = 85 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 = 83 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 57 mm，故取h = 8 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 74 mm，取l56=12mm。 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鏈輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=10mm，則 l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-T-Δ= 10+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 22.75 -10 = 62.25 mm 5)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?？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Δ，取Δ = 10 mm，右側(cè)擋油環(huán)寬度s1=22.5mm，則 l34= T+Δ+Δ2=22.75+10+12.5= 45.25 mm l45=b3+2.5+Δ1-Δ2-l56=90+2.5+10-12.5-12=78 mm l78=T+Δ+Δ2+2=22.75+10+12.5+2=47.25 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 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=2×510609.86323.826=3153.606N 低速級大齒輪所受的徑向力 Fr4=Ft4×tanαcosβ=3153.606×tan20°cos13.4077°=1179.979N 低速級大齒輪所受的軸向力 Fa4=Ft4×tanβ=3153.606×tan13.4077°=752N Fae=Fa4=-752N 齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=78.2mm，軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離l2=166.2mm，第一段中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=153mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速軸上外傳動(dòng)件施加在軸上的徑向力Q=7802N RAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1+Fa×d2l1+l2=-7802×78.2+166.2+153+1179.979×78.2+752×323.826278.2+166.2=-11810N RBH=-Q-RAH+Fr=-7802--11810+1179.979=5188N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=Ft×l1l1+l2=3153.606×78.278.2+166.2= 1009N RBV=Ft×l2l1+l2=3153.606×166.278.2+166.2= 2145N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=-118102+10092=11853.02N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=51882+21452=5613.94N a.計(jì)算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩： MAH=Q×l3=7802×153=1193706N?mm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： MBH=0N?mm 在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩： MCH右=RAH×l1=-11810×78.2=-923542N?mm 在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩： MCH左=RAH×l1-Fa×d2=-11810×78.2-752×323.8262=-1045301N?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=2145×78.2=167739N?mm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： MDV=0N?mm b.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩彎矩： MA=MAH2+MAV2=11937062+02=1193706N?mm 截面B處合成彎矩： MB=0N?mm 截面C左側(cè)合成彎矩： MC左=MCH左2+MCV左2=-10453012+1677392=1058674N?mm 截面C右側(cè)合成彎矩： MC右=MCH右2+MCV右2=-9235422+1677392=938651N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm c.繪制扭矩圖 T=510609.86N?mm d.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩： MVA=MA+α×T2=1193706+0.6×510609.862=1232394N?mm 截面B處當(dāng)量彎矩： MVB=MB=0N?mm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩： MVC左=MC左=1058674N?mm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩： MVC右=MC右2+α×T2=9386512+0.6×510609.862=987383N?mm 截面D處當(dāng)量彎矩： MVD=MD+α×T2=0+0.6×510609.862=306366N?mm 圖8-6 低速軸受力及彎矩圖 6. 校核軸的強(qiáng)度 因A彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故A為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W=π×d332=π×53332=14608.56mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=π×d316=29217.11mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=33.12MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=17.48MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)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=39.2MPa 九、 滾動(dòng)軸承壽命校核 9.1 高速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計(jì)算，選用30206軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=50.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=72000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09N Fr2=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N 查表得系數(shù)Y=1.6 Fd1=Fr12Y=170.97N Fd2=Fr22Y=595.34N 由前面計(jì)算可知軸向力Fae=147N Fa1=Fae+Fd2=742.34N Fa2=Fd2=595.34N Fa1Fr1=1.357＞e Fa2Fr2=0.31≤e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下： Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×547.09+1.6×742.34=1406.58N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1905.09+0×595.34=1905.09N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式 Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=416044h>72000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 9.2 中間軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計(jì)算，選用30206軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=50.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=72000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76N Fr2=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N 查表得系數(shù)Y=1.6 Fd1=Fr12Y=616.49N Fd2=Fr22Y=838N 由前面計(jì)算可知軸向力Fae=-369N Fa1=Fd1=616.49N Fa2=Fd1-Fae=985.49N Fa1Fr1=0.313≤e Fa2Fr2=0.37≤e 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下： Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1972.76+0×616.49=1972.76N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×2681.6+0×985.49=2681.6N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式 Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=399331h>72000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 9.3 低速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計(jì)算，選用30211軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。 當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=90.8kN，額定靜載荷C0r=115kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=72000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=-118102+10092=11853.02N Fr2=RBH2+RBV2=51882+21452=5613.94N 查表得系數(shù)Y=1.5 Fd1=Fr12Y=3951.01N Fd2=Fr22Y=1871.31N 由前面計(jì)算可知軸向力Fae=-752N Fa1=Fd1=3951.01N Fa2=Fd1-Fae=4703.01N Fa1Fr1=0.333≤e Fa2Fr2=0.84＞e 查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.5 查表可知ft=1，fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下： Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×11853.02+0×3951.01=11853.02N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa