V帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-展開式直齒輪減速器設(shè)計(jì)F=3.5KN,V=0.6,D=360含6張CAD圖

V帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-展開式直齒輪減速器設(shè)計(jì)F=3.5KN,V=0.6,D=360含6張CAD圖,輸送,傳動(dòng),裝置,展開式,齒輪,減速器,設(shè)計(jì),knv,cad XXXXXX 《機(jī)械設(shè)計(jì)》XX設(shè)計(jì)任務(wù)書 班級(jí)__ 姓名  學(xué)號(hào) 設(shè)計(jì)日期：_ _ 一、 設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)-展開式直齒輪 1— 電動(dòng)機(jī)；2—帶傳動(dòng)； 3—圓柱齒輪減速器；4—聯(lián)軸器；5—滾筒；6—輸送帶 二、 原始數(shù)據(jù)及工作要求 1、原始數(shù)據(jù) F=3.5kN V=0.6m／s D=360mm 2、工作要求 (1)使用壽命：12年（3班） (2)工作情況：三班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； (3)制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量； (4)工作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染環(huán)境； (5)邊界連接條件：原動(dòng)機(jī)采用一般工業(yè)用電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)裝置與工作機(jī)分別在不同底座上，用彈性聯(lián)軸器連接。 (6)輸送帶速度允許誤差為±5%。 三、設(shè)計(jì)工作量：設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份；坐標(biāo)紙裝配草圖1張，減速器裝配圖1號(hào)圖1張；零件工作圖4張（箱體、箱蓋；中間軸、大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖紙）。要求校核第二根軸強(qiáng)度，第二根軸上的軸承進(jìn)行壽命計(jì)算，第二根軸上的鍵需進(jìn)行強(qiáng)度校核，第一根軸和第三根軸僅需進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，可不進(jìn)行強(qiáng)度校核，但軸上的鍵和軸承需選出型號(hào)。 四、參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材 2．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》3．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 4.《機(jī)械零件手冊(cè)》 5.其他相關(guān)書籍 五、設(shè)計(jì)內(nèi)容與時(shí)間安排 1、 電動(dòng)機(jī)的選擇及運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)的計(jì)算（0.5天）； 2、 帶傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)（0.5天）； 3、 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)（1天） 4、 軸的設(shè)計(jì)（2天）； 5、 軸承的選擇計(jì)算（0.5天）； 6、 鍵、聯(lián)軸器的選擇和校核（0.5天）； 7、 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1天）； 8、 手繪裝配草圖（1天） 9、 裝配圖的繪制（3天）； 10、 零件圖的繪制（2天）； 11、 整理設(shè)計(jì)說(shuō)明書及答辯（2天）。建議完成裝配圖后再整理說(shuō)明書。 機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書 3 1.1初始數(shù)據(jù) 3 1.2 設(shè)計(jì)步驟 3 第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 4 2.1 傳動(dòng)方案特點(diǎn) 4 2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 4 第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 5 第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 6 第五部分 V帶的設(shè)計(jì) 8 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算 8 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 11 第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 13 6.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 13 6.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 18 第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 24 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì) 24 7.2 中間軸的設(shè)計(jì) 29 7.3 輸出軸的設(shè)計(jì) 35 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 40 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 41 8.2 中間軸鍵選擇與校核 41 8.3 輸出軸鍵選擇與校核 41 第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算 42 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核 42 9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核 43 9.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核 43 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 44 第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封 44 11.1 減速器的潤(rùn)滑 44 11.2 減速器的密封 45 第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 46 12.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取 46 12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 52 設(shè)計(jì)小結(jié) 55 參考文獻(xiàn) 56  第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1.1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)F = 3.5KN，V = 0.6m/s，D = 360mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：12年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：3班制，每年工作天數(shù)：300天，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. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪 6. 齒輪的設(shè)計(jì) 7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 11. 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 2.1 傳動(dòng)方案特點(diǎn) 1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、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：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。 2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。 第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 圓周速度v: v=0.6m/s 工作機(jī)的功率Pw: Pw=F×V1000=3500×0.61000=2.1Kw 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為: Pd=Pwηa=2.10.825=2.55Kw 工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為: n=60×1000VπD=60×1000×0.6π×360=31.8r╱min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~4，二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16~160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×31.8 = 508.8~5088r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y100L2-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/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 H L×HD A×B K D×E F×G 100mm 380×245 160×140 12mm 28×60 8×24 3.2 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=nmn=143031.8= 44.97 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比: ia=i0×i 式中i0,i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=3，則減速器傳動(dòng)比為: i=iai0=44.973=14.99 取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為: i12=1.3i=1.3×14.99=4.41 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為: i23=ii12=14.994.41=3.4 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=nmi0=14303=476.67r╱min 中間軸： nII=nIi12=476.674.41=108.09r╱min 輸出軸： nIII=nIIi23=108.093.4=31.79r╱min 工作機(jī)軸： nIV= nIII=31.79r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pd×η1=2.55×0.96=2.45Kw 中間軸： PII= PI×η2×η3=2.45×0.99×0.97=2.35Kw 輸出軸： PIII= PII×η2×η3=2.35×0.99×0.97=2.26Kw 工作機(jī)軸： PIV= PIII×η2×η4=2.26×0.99×0.99=2.22Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η2=2.45×0.99=2.43Kw 中間軸： PII'= PII×η2=2.35×0.99=2.33Kw 輸出軸： PIII'= PIII×η2=2.26×0.99=2.24Kw 工作機(jī)軸： PIV'= PIV×η2=2.22×0.99=2.2Kw (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9550×Pdnm=9550×2.551430=17.03Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×2.45476.67=49.09Nm 中間軸： TII=9550×PIInII=9550×2.35108.09=207.63Nm 輸出軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×2.2631.79=678.92Nm 工作機(jī)軸： TIV=9550×PIVnIV=9550×2.2231.79=666.91Nm 各軸輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸： TI'= TI×η2=49.09×0.99=48.6Nm 中間軸： TII'= TII×η2=207.63×0.99=205.55Nm 輸出軸： TIII'= TIII×η2=678.92×0.99=672.13Nm 工作機(jī)軸： TIV'= TIV×η2=666.91×0.99=660.24Nm 第五部分 V帶的設(shè)計(jì) 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算 1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.2，故 Pca= KAPd=1.2×2.55=3.06Kw 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 75 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度 v=πdd1nm60×1000=π×75×143060×1000=5.61m╱s 因?yàn)? m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=i0dd1=3×75=225mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 224 mm。 4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+π275+224+224-7524×500=1481mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld = 1430 mm。 3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。 a≈a0+Ld-Ld02=500+1430-14812=474mm 按課本公式，中心距變化范圍為453 ~ 517 mm。 5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a1 α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-224-75×57.3°474=162°>120° 6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 75 mm和nm = 1430 r/min，查表得P0 = 0.67 kW。 根據(jù)nm = 1430 r/min，i0 = 3和A型帶，查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.96，查表得KL = 0.96，于是 Pr=P0+ΔP0KαKL=0.67+0.17×0.96×0.96=0.77Kw 2）計(jì)算V帶的根數(shù)z z=PcaPr=3.060.77=3.97 取4根。 7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以 F0=500×2.5-KαPcaKαzv+qv2=500×2.5-0.96×3.060.96×4×5.61+0.105×5.612=112.68N 8.計(jì)算壓軸力FP Fp=2zF0 sinα12=2×4×112.68×sin1622=890.24N 9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 帶型 A型 根數(shù) 4根 小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1 75mm 大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2 224mm V帶中心距a 474mm 帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 1430mm 小帶輪包角α1 162° 帶速 5.61m/s 單根V帶初拉力F0 112.68N 壓軸力Fp 890.24N 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算 代號(hào)名稱 計(jì)算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 電動(dòng)機(jī)軸直徑D D = 28mm 28mm 分度圓直徑dd1 75mm da dd1+2ha 75+2×2.75 80.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×28 56mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×15+2×9 63mm L (1.5~2)B (1.5~2)×63 94mm 2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算 代號(hào)名稱 計(jì)算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 輸入軸最小直徑 D = 20mm 20mm 分度圓直徑dd2 224mm da dd1+2ha 224+2×2.75 229.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×20 40mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×15+2×9 63mm L (1.5~2)d (1.5~2)×20 40mm 第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 6.1 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）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為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 = 24×4.41 = 105.84，取Z2= 107。 （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 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×103P1n1=9.55×103×2.45476.67=49.09Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αa1=arccosZ1cosαZ1+2ha*=arccos24×cos20°24+2×1=29.85° αa2=arccosZ2cosαZ2+2ha*=arccos107×cos20°107+2×1=22.716° 端面重合度： εα=12πZ1tanαa1-tanα'+Z2tanαa2-tanα'=12π24×tan29.85°-tan20°+107×tan22.716°-tan20°=1.732 重合度系數(shù)： Zε=4-εα3=4-1.7323=0.869 ⑦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 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60×476.67×1×12×3×8×300=2.47×109 N2=N1i12=2.47×1094.41=5.6×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。 取失效概率為1%,安全系數(shù)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(yīng)力，即 σH=σH2=495MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεσH2=　32×1000×1.3×49.091×4.41+14.41×189.8×2.5×0.8694952=47.717mm （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 ①圓周速度v v=π×d1t×n160×1000=π×47.717×476.6760×1000=1.19m╱s ②齒寬b b=φdd1t=1×47.717=47.717mm 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②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。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T1d1t=2×1000×49.0947.717=2057.548N KAFt1b=1×2057.54847.717=43.12N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。 ④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 = 1.453。 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.453=1.883 3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1=d1t×3KKt=47.717×31.8831.3=53.989mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) m=d1Z1=53.98924=2.25mm 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=mZ1=2×24=48mm d2=mZ2=2×107=214mm （2）計(jì)算中心距 a=d1+d22=48+2142=131mm （3）計(jì)算齒輪寬度 b=φdd1=1×48=48mm 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 σF=2KT1YFaYSaYεφdm3Z12 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Ye Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.732=0.683 ②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 = 2.17 YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83 ③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 = 1.453，結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.423 則載荷系數(shù)為 K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.423=1.844 ④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 = 0.83、KFN2 = 0.85 取安全系數(shù)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(qiáng)度校核 σF1=2KT1YFa1YSa1Yεφdm3Z12=2×1000×1.844×49.09×2.63×1.59×0.6831×23×242=112.213MPa≤σF1 σF2=2KT1YFa2YSa2Yεφdm3Z12=2×1000×1.844×49.09×2.17×1.83×0.6831×23×242=106.562MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。 主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 24、Z2 = 107，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 131 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。 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)m 2mm 2mm 齒數(shù)z 24 107 齒寬b 53mm 48mm 分度圓直徑d 48mm 214mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高h(yuǎn)a m×ha 2mm 2mm 齒根高h(yuǎn)f m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齒高h(yuǎn) ha+hf 4.5mm 4.5mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 52mm 218mm 齒根圓直徑df d-2×hf 43mm 209mm 6.2 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）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為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 = 25×3.4 = 85，取Z4= 84。 （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 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=9.55×103P2n2=9.55×103×2.35108.09=207.63Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αa1=arccosZ3cosαZ3+2ha*=arccos25×cos20°25+2×1=29.54° αa2=arccosZ4cosαZ4+2ha*=arccos84×cos20°84+2×1=23.391° 端面重合度： εα=12πZ3tanαa1-tanα'+Z4tanαa2-tanα'=12π25×tan29.54°-tan20°+84×tan23.391°-tan20°=1.723 重合度系數(shù)： Zε=4-εα3=4-1.7233=0.871 ⑦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 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n2jLh=60×108.09×1×12×3×8×300=5.6×108 N2=N1i23=5.6×1083.4=1.65×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。 取失效概率為1%,安全系數(shù)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(yīng)力，即 σH=σH2=506MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεσH2=　32×1000×1.3×207.631×3.4+13.4×189.8×2.5×0.8715062=77.532mm （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 ①圓周速度v v=π×d3t×n260×1000=π×77.532×108.0960×1000=0.44m╱s ②齒寬b b=φdd3t=1×77.532=77.532mm 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 0.44 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.02。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T2d3t=2×1000×207.6377.532=5355.982N KAFt1b=1×5355.98277.532=69.08N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。 ④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) K=KAKVKHαKHβ=1×1.02×1.2×1.462=1.789 3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d3=d3t×3KKt=77.532×31.7891.3=86.239mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) m=d3Z3=86.23925=3.45mm 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=mZ3=3×25=75mm d4=mZ4=3×84=252mm （2）計(jì)算中心距 a=d3+d42=75+2522=163.5mm （3）計(jì)算齒輪寬度 b=φdd3=1×75=75mm 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 σF=2KT2YFaYSaYεφdm3Z32 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Ye Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.723=0.685 ②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 = 2.23 YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.77 ③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 K=KAKVKFαKFβ=1×1.02×1.2×1.432=1.753 ④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 = 0.85、KFN2 = 0.88 取安全系數(shù)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(qiáng)度校核 σF1=2KT2YFa1YSa1Yεφdm3Z32=2×1000×1.753×207.63×2.61×1.6×0.6851×33×252=123.398MPa≤σF1 σF2=2KT2YFa2YSa2Yεφdm3Z32=2×1000×1.753×207.63×2.23×1.77×0.6851×33×252=116.634MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。 主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z3 = 25、Z4 = 84，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 163.5 mm，齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。 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)m 3mm 3mm 齒數(shù)z 25 84 齒寬b 80mm 75mm 分度圓直徑d 75mm 252mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高h(yuǎn)a m×ha 3mm 3mm 齒根高h(yuǎn)f m×(ha+c) 3.75mm 3.75mm 全齒高h(yuǎn) ha+hf 6.75mm 6.75mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 81mm 258mm 齒根圓直徑df d-2×hf 67.5mm 244.5mm 第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 7.1 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T1 P1 = 2.45 KW n1 = 476.67 r/min T1 = 49.09 Nm 2.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=2T1d1=2×1000×49.0948=2045.4N Fr=Ft×tanα=2045.4×tan20°=744.1N 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得： dmin=A0×3P1n1=112 ×32.45476.67=19.3mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 20 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）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，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。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 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d×D×T = 30×62×16 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大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 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+Δ+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 mm l67 = Δ+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型軸承查手冊(cè)得T = 16 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 63/2+50+16/2 = 89.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 53/2+31+101-16/2 = 150.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 mm V帶壓軸力Fp = 890.24 N 2）計(jì)算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=2045.4×58.5150.5+58.5=572.5N FNH2=FtL2L2+L3=2045.4×150.5150.5+58.5=1472.9N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3-FpL1+L2+L3L2+L3=744.1×58.5-890.24×89.5+150.5+58.5150.5+58.5=-1063.2N FNV2=FrL2+FpL1L2+L3=744.1×150.5+890.24×89.5150.5+58.5=-1063.2N 3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=572.5×150.5=86161Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0=FpL1=890.24×89.5=79676Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=-1063.2×150.5=-160012Nmm MV2=FNV2L3=917.1×58.5=53650Nmm 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： M1=MH2+MV12=861612+-1600122=181735Nmm M2=MH2+MV22=861612+536502=101499Nmm 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： σca=McaW=M12+αT12W=1817352+0.6×49.09×100020.1×483=16.6MPa≤σ-1=60MPa 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： 7.2 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T2 P2 = 2.35 KW n2 = 108.09 r/min T2 = 207.63 Nm 2.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 = 214 mm 則: Ft1=2T2d2=2×1000×207.63214=1940.5N Fr1=Ft1×tanα=1940.5×tan20°=705.9N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 75 mm 則: Ft2=2T2d3=2×1000×207.6375=5536.8N Fr2=Ft2×tanα=5536.8×tan20°=2014.1N 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取：A0 = 107，得: dmin=A0×3P2n2=107 ×32.35108.09=29.9mm 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）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 = 29.9 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI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 = (2~3)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，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6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 40 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(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 = 17 mm，則 l12 = T+Δ+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mm l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 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)6207型軸承查手冊(cè)得T = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1 = (48/2-2+45.5-17/2)mm = 59 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)距左支點(diǎn)距離L3 = (80/2-2+43-17/2)mm = 72.5 mm 2）計(jì)算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=1940.5×78.5+72.5+5536.8×72.559+78.5+72.5=3306.8N FNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=1940.5×59+5536.8×59+78.559+78.5+72.5=4170.5N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=Fr1L2+L3-Fr2L3L1+L2+L3=705.9×78.5+72.5-2014.1×72.559+78.5+72.5=-187.8N FNV2=Fr1L1-Fr2L1+L2L1+L2+L3=705.9×59-2014.1×59+78.559+78.5+72.5=-1120.4N 3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： MH1=FNH1L1=3306.8×59=195101Nmm MH2=FNH2L3=4170.5×72.5=302361Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L1=-187.8×59=-11080Nmm MV2=FNV2L3=-1120.4×72.5=-81229Nmm 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=1951012+-110802=195415Nmm M2=MH22+MV22=3023612+-812292=313082Nmm 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： σca=McaW=M12+αT22W=1954152+0.6×207.63×100020.1×403=36.2MPa≤σ-1=60MPa 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： 7.3 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T3 P3 = 2.26 KW n3 = 31.79 r/min T3 = 678.92 Nm 2.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 = 252 mm 則: Ft=2T3d4=2×1000×678.92252=5388.3N Fr=Ft×tanα=5388.3×tan20°=1960.1N 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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得 dmin=A0×3P3n3=112 ×32.2631.79=46.4mm 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=1.3×678.92=882.6Nm 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d×D×T = 60mm×110mm×22mm，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 = (2~3)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b≥1.4h，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(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+Δ+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mm l78 = T+s+Δ+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型軸承查手冊(cè)得T = 22 mm 第一段軸中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (82/2+50+22/2)mm = 102 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 mm 2）計(jì)算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=5388.3×75140+75=1879.6N FNH2=FtL2L2+L3=5388.3×140140+75=3508.7N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3L2+L3=1960.1×75140+75=683.8N FNV2=FrL2L2+L3=1960.1×140140+75=1276.3N 3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=1879.6×140=263144Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV=FNV1L2=683.8×140=95732Nmm 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=2631442+957322=280017Nmm 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： σca=McaW=M2+αT32W=2800172+0.6×678.92×100020.1×653=18MPa≤σ-1=60MPa 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： 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 50-6 = 44 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×6×44×20×1201000=158.4Nm T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。 8.2 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 = 12mm×8mm×40mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 40-12 = 28 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×8×28×40×1201000=268.8Nm T≥T2，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：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×8×58×40×1201000=556.8Nm T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。 8.3 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(zhǎng)度:l' = 70-18 = 52 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×11×52×65×1201000=1115.4Nm T≥T3，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：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，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=0.25hl'dσF=0.25×9×56×50×1201000=756Nm T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。 第九部分 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=12×3×8×300=86400h 9.1 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: 因該軸承只受徑向力，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=1×744.1+0×0=744.1N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C=P×360n1Lh106=744.1×360×476.67×86400106=10060N 3）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=10660n1CP3=10660×476.6719.5×1000744.13=6.29×105h≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 9.2 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: 因該軸承只受徑向力，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=1×705.9+0×0=705.9N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C=P×360n2Lh106=705.9×360×108.09×86400106=5820N 3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n2CP3=10660×108.0925.5×1000705.93=7.27×106h≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 9.3 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: 因該軸承只受徑向力，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=1×1960.1+0×0=1960.1N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C=P×360n3Lh106=1960.1×360×31.79×86400106=10746N 3）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=10660n3CP3=10660×31.7947.8×10001960.13=7.6×106h≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 1.載荷計(jì)算 公稱轉(zhuǎn)矩： T=T3=678.92Nm 由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為： Tca=KAT3=1.3×678.92=882.6Nm 2.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=882.6Nm≤T=1000Nm n3=31.79r╱min≤n=2850r╱min 聯(lián)軸器滿足要求，故合用。 第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封 11.1 減速器的潤(rùn)滑 1）齒輪的潤(rùn)滑