展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計講解

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1、 武漢工程大學(xué) 機械設(shè)計課程設(shè)計 說明書 課題名稱： 設(shè)計帶式運輸機的傳動裝置 專業(yè)班級： 材控 2 班 學(xué)生學(xué)號： 1203100229 學(xué)生姓名： 朱學(xué)武 學(xué)生成績： 指導(dǎo)教師： 呂亞清 課題工作時間：2014.12.22 至 2015.1.9 0

2、 目錄 第一章 傳動方案的選擇及擬定 ................................ 2 第二章 電動機的選擇及計算 . ................................4 第三章 . 運動和動力參數(shù)計算 .................................. 6 第四章 V 帶傳動的設(shè)計計算 .................................. 8 第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 ............... ...

3、..........11 第六章 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ................................... 21 第七章 鍵連接的選擇及校核 ................................... 38 第八章 滾動軸承的選型及壽命計算 ............... ...........39 第九章 聯(lián)軸器的選擇及校核 ................................... 41 第十章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算 ............ ..........42 第十一

4、章 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇........... 44 第十二章 設(shè)計總結(jié) ................................... ..........46 參考文獻 1 第一章 傳動方案的選擇及擬定 1.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容 （1）合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳

5、動效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。 （2）帶傳動具有傳動平穩(wěn)，吸震等特點，切能起過載保護作用，但由于它 是靠摩擦力來工作的， 在傳遞同樣功率的條件下， 當(dāng)?shù)∷佥^低時， 傳動結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級。 （3）齒輪傳動具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般在首先采用齒輪傳動。 由于斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好， 故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合， 常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動。 （4）軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 設(shè)計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動

6、裝置圖如下圖 1-1 所示。 1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù) 已知條件：①運輸帶的輸出轉(zhuǎn)矩： T=400N m； ②運輸帶的工作速度： v=0.63m/s ； 2 ③鼓輪直徑： D=300mm； ④使用壽命： 8 年，大修期限 3 年，每日兩班制工作。 1.3 課程設(shè)計的工作條件 設(shè)計要求：①誤差要求：運輸

7、帶速度允許誤差為帶速度的 5%； ②工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動； ③制造情況：小批量生產(chǎn)。 1.4 確定傳動方案 根據(jù)題目要求選擇傳動裝置由電動機、 減速器、工作機組成， 電動機和減速器之間用帶傳動連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。 3

8、 第二章 電動機的選擇及計算 . 2.1 傳動裝置的總效率： 2 5 1 2 3 4 5 其中，根據(jù)文獻【 2】表 4-4 中查得 —傳動裝置總效率 1 —V 帶效率， 0.95 η 2—滾動軸承的效率，取 0.98 （ 3 組） η 3—閉式齒輪（ 8 級精度）傳動效率，取 0.96 （2 組） 4 —聯(lián)軸器效率， η 4 = 0.99 η 5—運輸機平型帶傳動效率，取 0.96 2.2 電動機各參數(shù)的計算 知運輸帶速度 v 0.63m / s ，卷筒直徑 D 300 mm ?？汕蟮霉?/p>

9、作機轉(zhuǎn)速為： nww /( 2 ) (1000 2v / D ) 60/( 2 ) 40.11r / min 由已知條件 運輸帶所需扭矩 T 400 N m ， 工作機的輸入功率為 Pw: P T 9550 nw =400 40.11/9500=1.68kw 電動機所需功率為： Pd Pw / 168 / 0.78 2.15Kw 2.3 電動機類型和型號結(jié)構(gòu)形式的選擇 三相交流電動機：適合較大、中小功率場合 Y 系列三相交流異步電動機由于具有結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護方便等優(yōu)點，

10、故其應(yīng)用最廣 , 適合于一般通用機械，如運輸機、車床等。 2、確定電動機的轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡單，價格越低，反之相反。 本設(shè)計中選用同步轉(zhuǎn)速為 1000 或 1500r/min 的電動機。 3、確定電動機的功率和型號 電動機功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟性。 選擇電動機功率時，要求 P Pd P — —電動機額定功率 Pd — —電動機所需功率 傳動系統(tǒng)的總傳動比： i nm / nw 4 表一 軸 外 伸 額定功率

11、 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 外 伸 軸 方案號 電動機型號 總傳動比 長 度 中心高 （ kW） （ r/min ） （ r/min ） 徑 D（ mm） E （ mm） Ⅰ Y112M-6 2.2 1000 940 23.44 28 60 112 由上表可知，方案 1 的轉(zhuǎn)速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過帶傳動和兩級齒輪傳動實現(xiàn)，所以選用方案 1.

12、 5 第三章 . 運動和動力參數(shù)計算 3.1 傳動比的分配 由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比： i=23.44 帶傳動的傳動比： i1 2 ， 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級速的傳動比： i2 1.3i j 3.9 低速級傳動比： i3 i j / i2 3 3.2 各軸轉(zhuǎn)

13、速計算 將各軸由高速向低速分別定為 錯誤！未找到引用源。 軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸 電動機軸 : 錯誤！未找到引用源。 軸： n1 940 / 2( r / min) 470 / min r Ⅱ軸： n2 470/ 3.9( r / min) 120.5 / min r Ⅲ軸 : 滾筒軸： 3.3 各軸輸入功率 電動機： 錯誤！未找到引用源。 軸： Ⅱ軸： P2 P1 2 3 1.89Kw Ⅲ軸： P3 P2 2 3 1.77Kw

14、 滾筒軸： 6 3.4 各軸輸出功率 電動機軸： 錯誤！未找到引用源。 軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 滾筒軸： 3.5 各軸輸入扭矩計算 電動機軸： 錯誤！未找到引用源。 軸： T1 9550P1 / n1 41.45Nm Ⅱ軸： TⅡ Ⅲ軸： TⅢ 滾筒軸： TⅣ 3.6 各軸輸出扭矩計算 電動機軸： 錯誤！未找到引用源。 軸： Ⅱ軸：

15、 Ⅲ軸： 滾筒軸： 將上述結(jié)果列入表中如下 7

16、 第四章 V 帶傳動的設(shè)計計算 8 4.1 確定計算功率 Pca 由文獻【 1】表 8-7 查得工作情況系數(shù) KA=1.1, 故 ： Pca K AP 2.365Kw 4.2 選擇 V 帶的帶型 根據(jù) Pca 、 n1由文獻【 1】圖 8-11 查圖選擇 A 型。 4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直 dd 1 ， d d 2 。 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd 1 =90mm。 4.4 驗算帶速 v 是否在 5~25m/s 范圍內(nèi)。 驗算

17、帶速 v v dd 1n 60 m / s 4.43m / s 1000 因 為 5m / s v 30m / s ， 故 帶 速 不 合 適 。 取 dd1 =112mm， 得 v dd1n m / s 5.51m / s ，適合。取 dd 2 =355mm。 60 1000 4..5 確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長度 Ld 1）初定中心距 a0 600mm。 2）計算帶所需的基準(zhǔn)長度

18、 Ld 0 2a0 (dd 1 dd 2 ) ( dd 1 dd 2 ) 2 11958.16mm 4a0 2 查表選帶的基準(zhǔn)長度 Ld 1940mm。 ）計算實際中心距 a 。 Ld Ld 0 mm a a0 609.08 3 2 amina 0.015Ld 580mm， amax a 0.03Ld 668mm 9 中心距的變化范

19、圍為 580~668mm。 4.6 驗算小帶輪上的包角 1 由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角， 小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的 摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。 為了提高帶傳動的工作能力， 應(yīng)使： 1 180o (dd 2 dd1 ) 57.3o 157o 90o a 4.7 計算帶的根數(shù) z 1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr 。 由 dd1 112mm和 n1 940r / min ，查表得 P0 1.14Kw 根據(jù) n1 940 / min ， i

20、 2 和 A 型帶，查表得 P0 0.11kW ， r 查表的 K 0.92 ， K L 1.02 ，于是 Pca 2.02 ，取 3 根。 2）計算 V 帶的根數(shù) z 。 z Pr 4.8 計算單根 V 帶的出拉力的最小值 F0 min 由查表得 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.1kg/m ，所以 ( F0 ) min 500 (2.5 K ) Pca qv2 126.05N K zv 應(yīng)使帶的實際初拉力 F0 (F0 ) m

21、in 4.9 計算壓軸力 FP 為了設(shè)計帶輪軸的軸承需要計算帶傳動作用的軸上壓軸力 FP ： FP 2zF0 sin 1 2 為了保證帶傳動過程中的安全性和平穩(wěn)性，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足： FP min2z( F0 )min sin 1 730.5 N 2 第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 10 5.1 高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 5.1.1 選等級精度、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為 4

22、0Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2）7 級精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù) z1 24，大齒輪齒數(shù) z2 3.9 24 93.6 ，取 z2 94 。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角 14o 。 5.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行計算： 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1）選取齒寬系數(shù) d 1 1 （ 2）材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 2 （ 3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 16

23、00MPa ；大齒輪的接 觸疲勞強度極限 H lim 2 MPa 。 550 （ 4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60 n1 jL h 60 470 1 2 8 300 8 1.08 109 N （ 5）取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 1 0.93 ， K HN 2 0.96 。 （ 6）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1， K HN 1 lim 1 H 1 S K HN 2 lim 2 H 2 S 

24、 558MPa 528MPa （ 7）試選 K t 1.3 （ 8）選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.433 。 （ 9） （ 10） 11 2）計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t 為： (2) 計算圓周速度 v v d1t n1 0.87m / s 1000 60 (3) 計算尺寬 b b d d1t

25、 1 35.33mm 35.33mm （5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 1.09m / s ，7 級精度，查得動載系數(shù) K v 0.75 查得使用系數(shù) K A 1 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 K H 1.416 查得 K Ha K Fa 1.4 故載荷系數(shù) K K A K V K H K H 1 0.75 1.4 1.416 1.1682 （7) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為：

26、 K 3 m m m m d1 d1 t 35 .331 .1682 / 1 .3 3 K t （8) 計算模數(shù) m mn d1 cos 34 .1 cos 14 mm 1.4 mm z1 24 5.1. 3 、按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 2 KT 1 Y cos 2 Y Fa Y Sa m n 3 d z12 F （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1) 計算載荷系數(shù)K K A K V K F K F 1

27、1. 04 1 .2 1.29 1.61 2) 計算當(dāng)量齒數(shù) 12 Zv1 Z1 24 cos3 26.27 cos3 14 Zv2 Z2 94 cos3 102.9 cos3 14 3) 查取齒形系數(shù) 查得 YF 1 2.62 YF 2 2.16 4) 查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得 YS 1 1.6 YS 2 1.83 6) 查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE 1 500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE

28、2 380MPa 7) 查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 1 0.85 K FN 2 0.92 8) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4, 得 F 1 K FN 1 FE 1 0.85 500 MPa 303.57 MPa S 1.4 K FN 2 FE 2 0.92 380 249.71MPa F 2 S MPa 1.4 YFa YSa 9) 計算大、小齒輪的 F 并加以比較 YFa1YSa1 2.62 1.6 0.0

29、138 F 1 303.57 YFa 2YSa2 2.16 1.83 0.0158 F 2 249.71 大齒輪的數(shù)值大。 (2) 設(shè)計計算： 2KT1Y cos2 YFa YSa mn 3 d z12 F 1.13mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲 勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載 13 能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù) 的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的

30、模數(shù) mn =2，并但為了同時滿足接觸疲勞 強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 d1 52.69mm，來計算應(yīng)有的齒數(shù) ， 于是有： z1 d1 cos 34.1 cos14 mn 16.5 2 取 z1 17 , z2 i 2 z1 16.5 3.9 64.35 , 取 設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強 度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 5.1.4 幾何尺寸計算 （ 1）計算中心距 a1

31、(z1 z2 )m1 (17 65） 2 mm 84.5mm 2cos 2 cos14 將中心距圓整為 84mm （ 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 arccos ( z1z2 )m1 (17 65) 2 12.53 2a 2 84 因 (8 ~ 20 ) 值改變不多，故 、 K 、 Z H 等不必修正 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 z1m1 2 17 mm 34.83mm cos cos12.53

32、 z2 m1 2 65 d2 mm 133.17 mm cos cos12.35 （ 4）計算齒輪寬度 b d d1 1 34.83mm 34.83mm 取 B1 45mm ， B2 40mm （ 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于 160mm而小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒 14 輪。 5.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 5.2.1 選等級精度、材

33、料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒 輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2）7 級精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù) z3 30，大齒輪齒數(shù) z4 30 3 90 ，取 z4 90 。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角14o 。 5.2 .2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行計算： d1t 2K t T u 1 Z H Z E 2 （ ） 3 u d H

34、 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1）選取齒寬系數(shù) d 1 1 （ 2）材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 2 （ 3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 觸疲勞強度極限 H lim 4 MPa 。 550 （ 4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N3 60n2 jL h 2.7763 10 8 2.7763 108 N4 9.2544 10 3 （ 5）取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 3 0.

35、95 ， K HN 4 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1。 （ 7）試選 K t 1 （ 8）選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.5 。 （ 9）查表得 3 4 1.49 ，。 （ 10）許用接觸應(yīng)力  H lim 3 600MPa ；大齒輪的接 0.96。 15 H 3 H 4 539MPa ， H 2

36、 2）計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t 為： 2K tT u 1 ZH Z E 2 3 55.97mm d3t u d H (2) 計算圓周速度 v v d3t n2 55.97 120.5 m s 0.353 m s 60 1000 60000 (3) 計算尺寬 b，齒高 h 和及模數(shù) mnt b d d3t 55.97mm 模數(shù)為： mnt d3 t cos 64.8 cos14

37、mm 2.1mm z3 30 齒高為： h 2.25mnt 2.25 2.1mm 4.725mm （4) 計算尺寬與齒高比 b/h b / h 55.97 4.725 11.85 （5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 0.353m / s ， 7 級精度，查得動載系數(shù) K v 1.01 查得使用系數(shù) K A 1 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 K

38、H 1.35 由 b/h=13.75 ， K H 1.421 ，查得 K Ha K Fa 1.4 故載荷系數(shù) K K A K V K H K H 1 1.01 1.4 1.35 1.91 （7) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： K 2.02 m m d 3d3 t 55. 97 m m 3 3 K t 1.3 （8) 計算模數(shù) m mn d3 cos 64.

39、8 cos14 mm mm z3 30 2.1 16 5.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 2 KT Y cos 2 Y Fa Y Sa m n 3 d z 32 F （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1) 計算載荷系數(shù) K K A K V K F K F1 .25 1. 05 1. 4 1.40 2 .57 2) 根據(jù)縱向重合度 1.982 ，查得螺旋角影響系數(shù) Y 0.8

40、75 3) 計算當(dāng)量齒數(shù) Zv3 Z3 30 cos3 32.8 cos3 14 Zv 4 Z 4 90 cos3 98.5 cos3 14 4) 查取齒形系數(shù) 查得 YF 3 2.53 YF 4 2.2 5) 查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得 YS 3 1.63 YS 4 1.81 6) 查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE 3 500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE 4 380MPa 7) 查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 3 0.86 K FN 4 0.9

41、3 8) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4, 得 F 3 K FN 3 FE 3 307.14MPa S K FN 4 FE 4 252.4MPa F 4 S YFa YSa 9) 計算大、小齒輪的 F 并加以比較 YFa 3YSa4 2.53 1.63 0.0134 F 3 307.14 17 179.34mm，來計算應(yīng)有的齒數(shù) mn =2，并但為了同時滿足接觸疲勞 YF

42、a 4YSa4 2.2 1.81 0.0158 F 4 252.4 大齒輪的數(shù)值大。 (2) 設(shè)計計算： 2 YFaYSa mn 3 2KT Y cos 1.5mm 2 z F d 3 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 d

43、3 ， 于是有： z3 d3 cos 64.8 cos14 mn 31.4 2 取 z3 32 z4 i3 z3 3 31.4 94.2故取 設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度， 并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 5.2.4 幾何尺寸計算 （ 1）計算中心距 a3 ( z3 z4 )m3 (32 95) 2 mm 130.89mm 2 cos 2 cos14 將中心距圓整為 130mm。 （ 2）按圓整后的中心距修正螺旋角

44、arccos ( z3z4 )m3 (32 95) 2 12.33 2a 2 130.89 因 (8 ~ 20 ) 值改變不多，故 、 K 、 Z H 等不必修正 （ 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 18 z3 m3 2 32 mm 65.5mm d3 cos12.33 cos z4 m3 2 95 mm 194.5mm d4 cos12.33 cos （ 4）計算齒輪寬度 b d d3 1 65.51mm 65.

45、51mm 取 B3 75mm ， B4 70mm （ 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于 400mm而小 1000m，故大齒輪選擇輪輻結(jié)構(gòu)的齒輪；對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于 160mm而小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 六 . 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

46、 19 6.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.1.1 求輸出軸的功率 P1 轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1 由前面可知 P1=2kw， T1 40760 N .mm ， n1 470r / min 。 6.1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d 1 35mm 而 Ft 2T 1 d1 2329.1N tan n Fr Ft cos 868.4N F a F t t

47、 an 517 . 6 N 6.1.3 初步確定軸的最小直徑 先按式（ 15-2 ）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 15-3 ，取 A0 112 , 于是得 d min A 0 3 P 1 18 . 15 m m n 1 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 d1 2 。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔 相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca K AT 1

48、，查表 14-1 ，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小， 故取 K A1.3 ， 則 T K T N m N m ca A 1 1.3 423.81 . 550.953 . 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件， 查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-2003 或手冊，選用 TL8 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 710N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為20 故取 d1 2 20mm。 6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （

49、1）根據(jù)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(lián)軸器的軸向定位要求， 1-2 軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩 的高度一般取 h (0.07 ~ 0.1)d ，故取 2-3 段的直徑為 28mm，左端用軸端擋圈定 位，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為 L1 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸 20 器上而不壓在軸的端面上，故 1-2 段的長度應(yīng)比 L1 短一些，現(xiàn)取 L1 2 =mm. 2 ）初步選擇滾動軸承：選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d2 3 28 ，由軸 mm

50、承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承 6206, 其尺寸為 d D T 30 mm 62mm 16mm，故 d3 4 30mm ，而 l 3 - 4 mm 。 3 ）取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 38mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為 60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段 應(yīng)略短于輪觳寬度，故取 l 6 -7 56mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07 d ，故取 h=6mm，則軸環(huán)處的直徑 d5 6 30mm。軸環(huán)寬度 b 1.4h ，故取

51、 l 5 6 12mm 。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端 面的距離 l=30mm，故取 l2 3 50mm 。 5 ）取齒輪距箱體壁之距離 a=16mm，齒輪 2 的輪轂與齒輪 3 的輪轂之間的距離 為 20mm考.慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一 段距離 s，取 s=8mm，已知滾動軸承的寬度 T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長 L=60. 則低速級小齒輪齒寬為 190. l 4- 5 1

52、90 20 16 8 — 12 222mm 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ- ⅡⅡ- ⅢⅢ- ⅣⅣ- ⅤⅤ - Ⅵ 直徑 18 22 25 34 42 長度 42 50 18.25 222 12 （ 2）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d 6- 7 由表 6-1 查得平鍵 截面 b h 8mm 7mm ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 45mm，同時為了保證齒輪 H 7 與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為 n6 ；同樣，半聯(lián)軸器

53、與 H 7 軸的連接，選用平鍵為 6mm 6mm 32mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 k6 。滾動 軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。 此處選擇軸的直徑尺寸公差為 m6。（ 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 21 參考表 15-2 ，取軸端倒角為 1.0 45 ，各處的軸肩圓角半徑見圖。 6.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手 冊上查取 a 值，對于 30311 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 L2 L3

54、(28 46.25 29) (18.25 12 56 222 29 28) 45.25 251.25 296.5 mm。 L1 42 / 2 50 29 100mm 。 Ft 2T1 2 51.65 d1 1926.52N 53.62 FNH 1 L 2 Ft 45.25 1926.52 294,01N L2 L3 296.5 FNH 2 L3 Ft 251.25

55、L2 L3 296.5 1926.52 1632.51N FNV 1 L2 Fr 45.25 725.59 110.74N L 2 L3 296.5 FNV 2 L3 Fr 251.25 614.85N L2 L3 725.59 296.5 M H F NH 1 L3 294.01 251.25 73870.01Nmm M V1 FN

56、V 1 L3 110.74 251.25 27823.43Nmm M V 2 FNV 2 L2 614.85 45.25 27821.96Nmm M M  1 2  (M (M  2 H 2 H  M M  2 73870.012 27823.432 78936. 18Nmm V 1 2 73870 .012 27821 .962 78935 .61N mm V 2 由此可知

57、 M1 M 2 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 294.01N, FNH 2 1632.51N FNV 1 110.74N, FNV 2 614.85N F NH 1 22 彎矩 M M H 73870.01N.mm MV 1 27823.43N.mm, MV 2 27821.96N.mm 總彎矩 M 1 78936.18N .mm M 2 78935.61N.mm

58、 扭矩 TT1 51650N .mm 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c 是軸的危險截面。現(xiàn) 將計算出的截面 c 處的 M H , M V , M 的值列于下表。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 6.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度，根據(jù)式（ 15-5) 及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6 ，軸的計算應(yīng)力 M 1 2 ( T1 )2 78936 .18 2 (0.6

59、 51650 ) 2 3.94MPa ca W 0.1 603 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得 [ 1 ]=60MPa。因此 ca [ 1] , 故安全 。 6.2.7 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面 A,2,3 ，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中 均將削弱軸的疲勞強度， 但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的， 所 以截面 A,2,3 ，B 均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4 和 5 出過

60、盈配合引起的應(yīng)力 集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面 C 上的應(yīng)力最大。截面 C 雖然應(yīng)力最大， 但應(yīng)力集中不大， 而且這里的軸直徑最大， 故截面 C 也不必校核。 由第三章附錄 可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小， 因此軸只需校核截面 7 左右兩端即可。 （ 2）截面 7 左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W 0.1d 3 0.1 25 3 1562.5mm3 抗扭截面系數(shù) WT 0.2d 3 0.2 253 3125mm3 截面 7 左側(cè)的彎矩 M為

61、 M 78936.18 45.25 28 30091 .69N .mm 45.25 截面 7 上的扭矩為 T1 51650N.mm 截面上的彎曲應(yīng)力 b M 30091 .69 19.27 MPa W 1562.5 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T T1 51650 16.53MPa WT 3125 軸 的 材 料

62、 為 45 鋼 ， 調(diào) 質(zhì) 處 理 。 由 表 15-1 查 得 b 6 4M 0P, a 2 7M 5P, a 1 5M 5P。a 1 1 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 以及 按附表 3-2 查取。因 r 2 0.08, D 30 1.2 1.76, 1.60 d 25 d 25 ，經(jīng)插值可查得 又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏感系數(shù)為 q 0.82, q 0.85

63、 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表 3-4 ）為 k 1 q ( 1) 1 0.82 (1.76 1) 1.62 24 k 1 q ( 1) 1 0.85 (1.60 1) 1.51 由附圖 3-2 的尺寸系數(shù) 0.90 ，由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.92 。 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 q 1 ，按式（ 3-12 ）及式（ 3-12a ）得綜合系

64、數(shù)為 k 1 1.62 1 1 1.89 K 1 0.90 0.92 k 1 1.51 1 1 1.73 K 1 0.92 0.92 又由 3-1 及 3-2 得碳鋼的特性系數(shù) 0.1 ~ 0.2, 取 0.1 0.05 ~ 0.1,取 0.05 于是，計算安全系數(shù) Sca 值，按式（ 15-6 ）- （15-8 ）則得 S 1

65、 275 32.48 K m 1.89 4.48 0.1 0 a S 1 155 20.73 K 8.40 8.40 a m 1.73 2 0.05 2 Sca S S 32.48 20.73 >>S=1.5 S 2 S 2 32.482 17.47 20.732 故可知其安全。 （ 3）截面 7 右側(cè)

66、 抗彎截面系數(shù) W 0.1d 3 0.1 303 2700 mm3 抗扭截面系數(shù) WT 0.2d 3 0.2 303 5400mm3 彎矩 M為 45.25 28 M 78936.18 30091 .69N .mm 45.25 截面 7 上的扭矩為 T1 51650N.mm 截面上的彎曲應(yīng)力 M 30091 .69 11.15 MPa b W 2700 25 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T1 51650 T 9.56MPa WT 5400 k k 0.8 k 過盈配合處的 ，由附表 3-8 用插值法查得，并取 ，于是得 k  2.