展開式二級直齒圓柱齒輪減速器設計F = 2400NV = 2.4msD = 350mm含SW三維及3張CAD圖

展開式二級直齒圓柱齒輪減速器設計F = 2400NV = 2.4msD = 350mm含SW三維及3張CAD圖,展開式二級直齒圓柱齒輪減速器設計F,2400N,V,2.4ms,D,350mm含SW三維及3張CAD圖,展開式,二級,圓柱齒輪,減速器,設計,ms,mm,妹妹,sw,三維,cad 機械設計減速器設計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設計任務書..............................................4 第二部分 傳動裝置總體設計方案.....................................5 第三部分 電動機的選擇............................................5 3.1 電動機的選擇............................................5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數.............................7 第五部分 齒輪傳動的設計..........................................8 5.1 高速級齒輪傳動的設計計算.................................8 5.2 低速級齒輪傳動的設計計算................................14 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計..........................20 6.1 輸入軸的設計...........................................20 6.2 中間軸的設計...........................................25 6.3 輸出軸的設計...........................................30 第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算..................................36 7.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................36 7.2 中間軸鍵選擇與校核......................................36 7.3 輸出軸鍵選擇與校核......................................36 第八部分 軸承的選擇及校核計算....................................37 8.1 輸入軸的軸承計算與校核...................................37 8.2 中間軸的軸承計算與校核...................................38 8.3 輸出軸的軸承計算與校核...................................38 第九部分 聯軸器的選擇............................................39 9.1 輸入軸處聯軸器...........................................39 9.2 輸出軸處聯軸器...........................................40 第十部分 減速器的潤滑和密封.......................................40 10.1 減速器的潤滑............................................40 10.2 減速器的密封............................................41 第十一部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸............................42 設計小結.........................................................44 參考文獻.........................................................45 第一部分 設計任務書 一、初始數據 設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數據F = 2400N，V = 2.4m/s，D = 350mm，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數：300天，三相交流電源,電壓380/220V。 二. 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 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 5. 齒輪的設計 6. 滾動軸承和傳動軸的設計 7. 鍵聯接設計 8. 箱體結構設計 9. 潤滑密封設計 10. 聯軸器設計 第二部分 傳動裝置總體設計方案 一. 傳動方案特點 1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。 3.確定傳動方案：選擇電動機-展開式二級直齒圓柱齒輪減速器-工作機。 二. 計算傳動裝置總效率 ha=h14h22h32h4=0.994×0.972×0.992×0.96=0.85 h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯軸器的效率,h4為工作裝置的效率。 第三部分 電動機的選擇 3.1 電動機的選擇 圓周速度v: v=2.4m/s 工作機的功率Pw: Pw=F×V1000=2400×2.41000=5.76Kw 電動機所需工作功率為: Pd=Pwηa=5.760.85=6.78Kw 工作機的轉速為: n=60×1000VπD=60×1000×2.4π×350=131r╱min 經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=8~40，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×131 = 1048~5240r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132M-4的三相異步電動機，額定功率為7.5KW,滿載轉速nm=1440r/min，同步轉速1500r/min。 電動機主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動機軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 132mm 515×315 216×178 12mm 38×80 10×33 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nmn=1440131= 10.99 （2）分配傳動裝置傳動比: 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為: i12=1.3i=1.3×10.99=3.78 則低速級的傳動比為: i23=ii12=10.993.78=2.91 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數 （1）各軸轉速: 輸入軸： nI= nm=1440r╱min 中間軸： nII=nIi12=14403.78=380.95r╱min 輸出軸： nIII=nIIi23=380.952.91=130.91r╱min 工作機軸： nIV= nIII=130.91r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pd×η3=6.78×0.99=6.71Kw 中間軸： PII= PI×η1×η2=6.71×0.99×0.97=6.44Kw 輸出軸： PIII= PII×η1×η2=6.44×0.99×0.97=6.18Kw 工作機軸： PIV= PIII×η1×η3=6.18×0.99×0.99=6.06Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η1=6.71×0.99=6.64Kw 中間軸： PII'= PII×η1=6.44×0.99=6.38Kw 輸出軸： PIII'= PIII×η1=6.18×0.99=6.12Kw 工作機軸： PIV'= PIV×η1=6.06×0.99=6Kw (3)各軸輸入轉矩: 電動機軸輸出轉矩： Td=9550×Pdnm=9550×6.781440=44.96Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×6.711440=44.5Nm 中間軸： TII=9550×PIInII=9550×6.44380.95=161.44Nm 輸出軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×6.18130.91=450.84Nm 工作機軸： TIV=9550×PIVnIV=9550×6.06130.91=442.08Nm 各軸輸出轉矩為： 輸入軸： TI'= TI×η1=44.5×0.99=44.06Nm 中間軸： TII'= TII×η1=161.44×0.99=159.83Nm 輸出軸： TIII'= TIII×η1=450.84×0.99=446.33Nm 工作機軸： TIV'= TIV×η1=442.08×0.99=437.66Nm 第五部分 齒輪傳動的設計 5.1 高速級齒輪傳動的設計計算 1.選精度等級、材料及齒數 （1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數Z1 = 26，大齒輪齒數Z2 = 26×3.78 = 98.28，取Z2= 99。 （4）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεσH2 1）確定公式中的各參數值。 ①試選載荷系數KHt = 1.6。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=9.55×103P1n1=9.55×103×6.711440=44.5Nm ③選取齒寬系數φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε 。 端面壓力角： αa1=arccosZ1cosαZ1+2ha*=arccos26×cos20°26+2×1=29.249° αa2=arccosZ2cosαZ2+2ha*=arccos99×cos20°99+2×1=22.918° 端面重合度： εα=12πZ1tanαa1-tanα'+Z2tanαa2-tanα'=12π26×tan29.249°-tan20°+99×tan22.918°-tan20°=1.738 重合度系數： Zε=4-εα3=4-1.7383=0.868 ⑦計算接觸疲勞許用應力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應力循環(huán)次數： N1=60n1jLh=60×1440×1×10×1×8×300=2.07×109 N2=N1i12=2.07×1093.78=5.49×108 查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。 取失效概率為1%,安全系數S=1,得: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.871=522MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.91=495MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=σH2=495MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεσH2=　32×1000×1.6×44.51×3.78+13.78×189.8×2.5×0.8684952=49.955mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v v=π×d1t×n160×1000=π×49.955×144060×1000=3.76m╱s ②齒寬b b=φdd1t=1×49.955=49.955mm 2）計算實際載荷系數KH ①由表查得使用系數KA = 1.25。 ②根據v = 3.76 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.14。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T1d1t=2×1000×44.549.955=1781.603N KAFt1b=1.25×1781.60349.955=44.58N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.2。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.453。 由此，得到實際載荷系數 K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.14×1.2×1.453=2.485 3）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑 d1=d1t×3KKt=49.955×32.4851.6=57.851mm 及相應的齒輪模數 m=d1Z1=57.85126=2.225mm 模數取為標準值m = 2 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1=mZ1=2×26=52mm d2=mZ2=2×99=198mm （2）計算中心距 a=d1+d22=52+1982=125mm （3）計算齒輪寬度 b=φdd1=1×52=52mm 取b2 = 52、b1 = 57。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 σF=2KT1YFaYSaYεφdm3Z12 1）確定公式中各參數值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數Ye Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.738=0.682 ②由齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數 YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.21 YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.8 ③計算實際載荷系數KF 由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.2 根據KHb = 1.453，結合b/h = 11.56查圖得KFb = 1.423 則載荷系數為 K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.14×1.2×1.423=2.433 ④計算齒根彎曲疲勞許用應力[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KFN1 = 0.83、KFN2 = 0.85 取安全系數S=1.4，得 σF1=KFN1σFlim1S=0.83×5001.4=296.43MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.85×3801.4=230.71MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2KT1YFa1YSa1Yεφdm3Z12=2×1000×2.433×44.5×2.58×1.61×0.6821×23×262=113.429MPa≤σF1 σF2=2KT1YFa2YSa2Yεφdm3Z12=2×1000×2.433×44.5×2.21×1.8×0.6821×23×262=108.629MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 主要設計結論 齒數Z1 = 26、Z2 = 99，模數m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 125 mm，齒寬b1 = 57 mm、b2 = 52 mm。 齒輪參數總結和計算 代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪 模數m 2mm 2mm 齒數z 26 99 齒寬b 57mm 52mm 分度圓直徑d 52mm 198mm 齒頂高系數ha 1.0 1.0 頂隙系數c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 2mm 2mm 齒根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齒高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 56mm 202mm 齒根圓直徑df d-2×hf 47mm 193mm 5.2 低速級齒輪傳動的設計計算 1.選精度等級、材料及齒數 （1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數Z3 = 27，大齒輪齒數Z4 = 27×2.91 = 78.57，取Z4= 79。 （4）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεσH2 1）確定公式中的各參數值。 ①試選載荷系數KHt = 1.6。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 T2=9.55×103P2n2=9.55×103×6.44380.95=161.44Nm ③選取齒寬系數φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε 。 端面壓力角： αa1=arccosZ3cosαZ3+2ha*=arccos27×cos20°27+2×1=28.977° αa2=arccosZ4cosαZ4+2ha*=arccos79×cos20°79+2×1=23.585° 端面重合度： εα=12πZ3tanαa1-tanα'+Z4tanαa2-tanα'=12π27×tan28.977°-tan20°+79×tan23.585°-tan20°=1.728 重合度系數： Zε=4-εα3=4-1.7283=0.87 ⑦計算接觸疲勞許用應力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應力循環(huán)次數： N1=60n2jLh=60×380.95×1×10×1×8×300=5.49×108 N2=N1i23=5.49×1082.91=1.89×108 查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。 取失效概率為1%,安全系數S=1,得: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.91=540MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.921=506MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=σH2=506MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεσH2=　32×1000×1.6×161.441×2.91+12.91×189.8×2.5×0.875062=77.307mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v v=π×d3t×n260×1000=π×77.307×380.9560×1000=1.54m╱s ②齒寬b b=φdd3t=1×77.307=77.307mm 2）計算實際載荷系數KH ①由表查得使用系數KA = 1.25。 ②根據v = 1.54 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.1。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T2d3t=2×1000×161.4477.307=4176.595N KAFt1b=1.25×4176.59577.307=67.53N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.2。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.462。 由此，得到實際載荷系數 K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.1×1.2×1.462=2.412 3）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑 d3=d3t×3KKt=77.307×32.4121.6=88.642mm 及相應的齒輪模數 m=d3Z3=88.64227=3.283mm 模數取為標準值m = 3 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d3=mZ3=3×27=81mm d4=mZ4=3×79=237mm （2）計算中心距 a=d3+d42=81+2372=159mm （3）計算齒輪寬度 b=φdd3=1×81=81mm 取b4 = 81、b3 = 86。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 σF=2KT2YFaYSaYεφdm3Z32 1）確定公式中各參數值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數Ye Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.728=0.684 ②由齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數 YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.24 YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.77 ③計算實際載荷系數KF 由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.2 根據KHb = 1.462，結合b/h = 12查圖得KFb = 1.432 則載荷系數為 K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.1×1.2×1.432=2.363 ④計算齒根彎曲疲勞許用應力[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KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88 取安全系數S=1.4，得 σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.88×3801.4=238.86MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF1=2KT2YFa1YSa1Yεφdm3Z32=2×1000×2.363×161.44×2.56×1.62×0.6841×33×272=109.957MPa≤σF1 σF2=2KT2YFa2YSa2Yεφdm3Z32=2×1000×2.363×161.44×2.24×1.77×0.6841×33×272=105.121MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 主要設計結論 齒數Z3 = 27、Z4 = 79，模數m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 159 mm，齒寬b1 = 86 mm、b2 = 81 mm。 齒輪參數總結和計算 代號名稱 計算公式 低速級小齒輪 低速級大齒輪 模數m 3mm 3mm 齒數z 27 79 齒寬b 86mm 81mm 分度圓直徑d 81mm 237mm 齒頂高系數ha 1.0 1.0 頂隙系數c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 3mm 3mm 齒根高hf m×(ha+c) 3.75mm 3.75mm 全齒高h ha+hf 6.75mm 6.75mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 87mm 243mm 齒根圓直徑df d-2×hf 73.5mm 229.5mm 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計 6.1 輸入軸的設計 1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 P1 = 6.71 KW n1 = 1440 r/min T1 = 44.5 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 52 mm 則: Ft=2T1d1=2×1000×44.552=1711.5N Fr=Ft×tanα=1711.5×tan20°=622.6N 3.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，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得 dmin=A0×3P1n1=112 ×36.711440=18.7mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT1，查表，考慮轉矩變化小，故取KA = 1.5，則: Tca=KAT1=1.5×44.5=66.8Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，同時兼顧電機軸直徑38mm，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT5型聯軸器。半聯軸器的孔徑為32 mm故取d12 = 32 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。 4.軸的結構設計圖 5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯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 = 38 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 42 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 60 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現取l12 = 58 mm。 2）初步選擇滾動軸承。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d23 = 38 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T = 40×80×18 mm，故d34 = d78 = 40 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 18+15 = 33 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 57 mm，d56 = d1 = 52 mm 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 86 mm，則 l45 = b3+c+Δ+s-15 = 86+12+16+8-15 = 107 mm l67 = Δ+s-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6208型軸承查手冊得T = 18 mm 輸入軸第一段中點距左支點距離L1 = 58/2+50+18/2 = 88 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 57/2+33+107-18/2 = 159.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 57/2+9+33-18/2 = 61.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=1711.5×61.5159.5+61.5=476.3N FNH2=FtL2L2+L3=1711.5×159.5159.5+61.5=1235.2N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3L2+L3=622.6×61.5159.5+61.5=173.3N FNV2=FrL2L2+L3=622.6×159.5159.5+61.5=449.3N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=476.3×159.5=75970Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV=FNV1L2=173.3×159.5=27641Nmm 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=MH2+MV2=759702+276412=80842Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M2+αT12W=808422+0.6×44.5×100020.1×523=6.1MPa≤σ-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 6.2 中間軸的設計 1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2 P2 = 6.44 KW n2 = 380.95 r/min T2 = 161.44 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為： d2 = 198 mm 則: Ft1=2T2d2=2×1000×161.44198=1630.7N Fr1=Ft1×tanα=1630.7×tan20°=593.2N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 81 mm 則: Ft2=2T2d3=2×1000×161.4481=3986.2N Fr2=Ft2×tanα=3986.2×tan20°=1450.1N 3.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，調質處理，根據表，?。篈0 = 107，得: dmin=A0×3P2n2=107 ×36.44380.95=27.5mm 4.軸的結構設計圖 5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 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dmin = 27.5 mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6209，其尺寸為d×D×T = 45×85×19 mm，故d12 = d56 = 45 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 50 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 = 52 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 50 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 50 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 58 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 50 mm。 4）考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 86 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 84 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 19 mm，則 l12 = T+Δ+s+2 = 19+16+8+2 = 45 mm l67 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 19+8+16+2.5+2 = 47.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6209型軸承查手冊得T = 19 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (52/2-2+47.5-19/2)mm = 62 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (52/2+14.5+86/2)mm = 83.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (86/2-2+45-19/2)mm = 76.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=1630.7×83.5+76.5+3986.2×76.562+83.5+76.5=2548.9N FNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=1630.7×62+3986.2×62+83.562+83.5+76.5=3068N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=Fr1L2+L3-Fr2L3L1+L2+L3=593.2×83.5+76.5-1450.1×76.562+83.5+76.5=-72.2N FNV2=Fr1L1-Fr2L1+L2L1+L2+L3=593.2×62-1450.1×62+83.562+83.5+76.5=-784.7N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： MH1=FNH1L1=2548.9×62=158032Nmm MH2=FNH2L3=3068×76.5=234702Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L1=-72.2×62=-4476Nmm MV2=FNV2L3=-784.7×76.5=-60030Nmm 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=MH12+MV12=1580322+-44762=158095Nmm M2=MH22+MV22=2347022+-600302=242257Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M12+αT22W=1580952+0.6×161.44×100020.1×503=14.8MPa≤σ-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 6.3 輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3 P3 = 6.18 KW n3 = 130.91 r/min T3 = 450.84 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為: d4 = 237 mm 則: Ft=2T3d4=2×1000×450.84237=3804.6N Fr=Ft×tanα=3804.6×tan20°=1384N 3.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，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得 dmin=A0×3P3n3=112 ×36.18130.91=40.5mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT3，查表，考慮轉矩變化小，故取KA = 1.5，則: Tca=KAT3=1.5×450.84=676.3Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT8型聯軸器。半聯軸器的孔徑為45 mm故取d12 = 45 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結構設計圖 5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯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 = 51 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 55 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。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d23 = 51 mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6211，其尺寸為d×D×T = 55mm×100mm×21mm，故d34 = d78 = 55 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 21+15 = 36 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6211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VI-VII段的直徑d67 = 60 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 = 81 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 79 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 60 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 72 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 21 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 52 mm，則 l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 52+12+5+2.5+16+8-12-15 = 68.5 mm l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 21+8+16+2.5+2 = 49.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6211型軸承查手冊得T = 21 mm 第一段軸中點距左支點距離L1 = (82/2+50+21/2)mm = 101.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (81/2+12+68.5+36-21/2)mm = 146.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (81/2-2+49.5-21/2)mm = 77.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=3804.6×77.5146.5+77.5=1316.3N FNH2=FtL2L2+L3=3804.6×146.5146.5+77.5=2488.3N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3L2+L3=1384×77.5146.5+77.5=478.8N FNV2=FrL2L2+L3=1384×146.5146.5+77.5=905.2N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=1316.3×146.5=192838Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV=FNV1L2=478.8×146.5=70144Nmm 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=MH2+MV2=1928382+701442=205199Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M2+αT32W=2051992+0.6×450.84×100020.1×603=15.7MPa≤σ-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算 7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-10 = 40 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×8×40×32×1201000=307.2Nm T≥T1，故鍵滿足強度要求。 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：b×h×l = 14mm×9mm×45mm，接觸長度:l' = 45-14 = 31 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×9×31×50×1201000=418.5Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×80mm，接觸長度:l' = 80-14 = 66 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×9×66×50×1201000=891Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 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：b×h×l = 18mm×11mm×70mm，接觸長度:l' = 70-18 = 52 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×11×52×60×1201000=1029.6Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與聯軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×9×56×45×1201000=680.4Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 第八部分 軸承的選擇及校核計算 根據條件，軸承預計壽命： Lh=10×1×8×300=24000h 8.1 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×622.6+0×0=622.6N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×360n1Lh106=622.6×360×1440×24000106=7939N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr = 29.5 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n1CP3=10660×144029.5×1000622.63=1.23×106h≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 8.2 中間軸的軸承計算與校核 1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×593.2+0×0=593.2N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×360n2Lh106=593.2×360×380.95×24000106=4856N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n2CP3=10660×380.9531.5×1000593.23=6.55×106h≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 8.3 輸出軸的軸承計算與校核 1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×1384+0×0=1384N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×360n3Lh106=1384×360×130.91×24000106=7936N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n3CP3=10660×130.9143.2×100013843=3.87×106h≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 第九部分 聯軸器的選擇 9.1 輸入軸處聯軸器 1.載荷計算 公稱轉矩： T=T1=44.5Nm 由表查得KA = 1.5，故得計算轉矩為： Tca=KAT1=1.5×44.5=66.8Nm 2.型號選擇 選用LT5型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T = 125 Nm，許用最大轉速為n = 4600 r/min，軸孔直徑為32 mm，軸孔長度為60 mm。 Tca=66.8Nm≤T=125Nm n1=1440r╱min≤n=4600r╱min 聯軸器滿足要求，故合用。 9.2 輸出軸處聯軸器 1.載荷計算 公稱轉矩： T=T3=450.84Nm 由表查得KA = 1.5，故得計算轉矩為： Tca=KAT3=1.5×450.84=676.3Nm 2.型號選擇 選用LT8型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T = 710 Nm，許用最大轉速為n = 3000 r/min，軸孔直徑為45 mm，軸孔長度為84 mm。 Tca=676.3Nm≤T=710Nm n3=130.91r╱min≤n=3000r╱min 聯軸器滿足要求，故合用。 第十部分 減速器的潤滑和密封 10.1 減速器的潤滑 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據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行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時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，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h = 6.75 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為 H = 30+10 = 40 mm 根據齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118 cSt。 2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于低速大齒輪圓周速度v = 1.54 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，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長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 10.2 減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄