《二斜齒圓柱齒輪減速器方案》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二斜齒圓柱齒輪減速器方案（41頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、第一部分傳動裝置的總體設計 、傳動方案 確定了傳動方案，減速 器的類型為二級展開式 圓 柱直齒輪減速器 n a=0.82 1、 電動機直接由聯(lián)軸器與減速器連接 2、 減速器用二級展開式圓柱直齒輪減速器 3、 方案簡圖如下： 二、電動機的選擇 1 、選擇電動機的類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機， 封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V, 丫型。 2 、選擇電動機的容量 有電動機至運輸帶的傳動總效率為： ?- 十-4 * 2 * 2 * a = 1 2 3 4 1、 2、 3、 4分別是軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸 器和卷筒的傳動效率 n n n n 分別取 1=0.

2、98、 2=0.97、 3 =0.99、 4 =0.96 n=71.222r/min 電動機型號 Y132M1-6 = 96° /min 二 233 r min 二 71.2538 r min = 3.667630171 KW P2 = .4864 KW P3 =3.31421 KW P4 = 3.21546 KW Td = 36 .8538 N ? M 「=36.48527931 *M T2 =142.8935748 N *M T^ 444 .1792473 N - M T4 二 430.9427057N ? M 9 N1 =1.3824 10 h N2

3、=3.315 108h I =562.5MPa 】2 =568.4MPa ch = 4379mm v =2.1996 % b = 43.76mm mt = 1.9mm h = 4.275mm b/h =10.236 K 二 1.933 d 52 .34 mm m = 2.27 bF ］二 267.14MPa Jf 2 二 273 .21 MPa K =1.873 m = 1.7457mm Zt = 26

4、 所以 ?d 1000 a 1690 1.79 1000 0T82 3 、確定電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為 60 1000 V 60 1000 1.79 / ：: 480 = 3.704 KW =71 .222 「min 按指導書表一，查二級圓柱齒輪減速器的傳 動比i2 =8?40,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍 nd = i2‘ 漢 n = (8 ?40) x71.222 = (569.774692 ?2848.873481 )rmin 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 75

5、0、1000、1500r/mi n. 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，有指導書 P145查出 取型號：Y132M1-6 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 電動機型號為丫132M1-6 n m= 960 %in 1、 總傳動比 ia =仏 = 960 =13 479 n 71.222 2、 分配傳動裝置傳動比 有公式 ia “1 i2 i, =（1.3 ?1.4）i2 求得 h = 4.119232 、i2 = 3.272214835 四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、計算各軸轉(zhuǎn)速 軸 1 n1 - 960「min 960 4.12 =233.0097 rmin d

6、1 = 52 mm d 2 = 218 mm a^i = 135 Bt = 60 mm B2 = 50 mm 選用直齒圓柱齒輪傳動 N3 =3351 108 N 4 =1.056 108 h —3 = 706.8MPa J H L = 638.4MPa dat = 64.45 mm v =0.7862 ms b 二 64.45mm h = 5.177mm K = 1.85 d3 = 72.49mm m 二 2.58mm t F 3 =273.43MPa L 二 273.214MPa K =1.05 m = 1.79mm Z3 =20 z4 = 65 d 3 二 80mm d

7、4 = 260 mm a2 二 170 mm Bt = 80 mm B2 = 70 mm d 30 mm 選用深溝球軸承6008 L1 = 80 mm d3 = 40mm L3 二 13mm d 4 = 46 mm L4 =110 d 2 = 35 m m d 5 = 46 mm L2 二 47mm, L3 二 13mm, L5 二 4mm n3 i 2 n2

8、_ 233.0097 3.27 = 71.2568「min 2、計算各軸輸入功率 R =pd 3 =3.70467694 0.99 = 3.667630171 KW P2 二 P1 = 3.486449241 KW 1 2 =3.667630171 0.98 0.97 P3 =P2 1 2 =3.486449241 0.98 0.97 = 3.314218648 KW 卷筒軸 P4 = P3 3 1 =3.314218648 0.99 0.98 = 3.21545932 KW 2、計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩 由動機輸出轉(zhuǎn)矩T廠9550電=9550進型 電動機輸出轉(zhuǎn)矩 nm

9、 960 = 36.85381748N *M 1-3軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T1 =Td 3 = 36.85381748 0.99 = 36.48527931 N *M T2 1 2 h =36.48527931 0.98 0.97 4.12 =142.8935748 N ?M T3 =T2 1 2 i2 =142.8935748 0.98 0.97 3.27 = 444.1792473 N *M 卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩 T4 二T3 3 1 =444.1792473 0.99 0.98 = 430.9427057 N *M 1-3軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率 公差m6

10、 倒角1 45 圓角半徑0.6mm Ft1 二 1403 .279 N Fr1 二 510.752N 數(shù)據(jù)見左表 “_‘ca =9.327 Fr =1069 N Lh =157964 . 24000 b h 1=10 8 70 二 p =10.14MPa ::: 110MPa d min = 27 .5978 mm 選用深溝球軸承 6009 d D B = 45 75 16 dr = d5 =45 d 2 = 50 mm L2 = 78 mm, L4 = 48 mm L3 = 15mm， L1 =38mm， L5 = 43 mm 第二段鍵 b h

11、14 9 60 第四段鍵 b h 14 9 40 倒角1 45 圓角半徑為0.6mm 計算數(shù)據(jù)見左表 二 ca =12.023 Fr =2107 .734 P = 2318.50782N Lh =53153 24000 鍵 b h I =14 9 60 二 p =27 .612 MPa <110 MPa 鍵 b h I =14 9 40 C 48 .85 MPa < 110 MPa W =9112.5mm3 WT =18225 mm3

12、 0.98 軸 名 功率P(KW> 轉(zhuǎn)矩T(N*M> 轉(zhuǎn)速 ＜r/min） 傳 動 比 效 率 輸入 輸出 輸入 輸出 電 機 軸 3.70 36.85 960 1. 0 0.97 軸 3.67 3.59 36.48 35.75 960 1 4.12 0.94 軸 3.49 3.42 142.8 183.6 233.0 2 9 0 3.27

13、 0.95 軸 3.31 3.25 444.2 430.9 71.2 3 7 5 卷 筒 軸 3.21 3.18 430.9 4 418.0 71.22 1.0 0.98 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理如下 第二部分傳動零件的設計計算 一、高速級減速齒輪設計 1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動 2 ）運輸機為一般工作機器，速度不高，有機設書表 10-8知，選用7級精度VGB10095-88 3）材料選擇：有機設書表 10-1選擇小齒輪材料為45 鋼 ＜調(diào)質(zhì)），硬度為 255HBS大齒輪材料為 45鋼＜調(diào)

14、 b = 8.789 MPa T 二 7.841MPa 匚 B = 640MPa 匚」=275MPa .j = 155MPa ? ?■- - 2.0 = 1.32 q二=0.82 q 二 0.85 K ；一一 = 2.5136 K 1.5324 '■ c =0.1 -=0.05 Sca =11.1446 “ S = 1.5 W = 12500 mm3 3 WT 25000mm 6 =6.4075MPa T 二 5.716MPa 匚 B =640MPa =275MPa 」=155MPa K 一 = 2.346956522 K 1.8949 Sca

15、 - 15 .2920、、S = 1 .5 d min = 40 .2774 mm d7 二 50mm L7 = 110 mm 深溝球軸承6010 d D B=60 95 18 d1 = d5 = 50mm d 2 = 51 mm d 3 = 56 mm d 4 = 50 mm d 6 二 45 mm L5 = 14 mm L1 = 43 mm, L2 = 68 mm, L3 = 10 mm, L4 二 97 mm, L6 = 49mm

16、 質(zhì)），硬度為220HBS二者材料硬度差為 35HBS 4＞、選小齒輪齒數(shù)為 Z1 = 23 大齒輪齒數(shù) Z2 =Z1 *i =23*4.12 =95 2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式＜10-9a ）進行試算，即 直徑公差m6 數(shù)據(jù)計算見左表 -ca =12.14 二 2534 .4 N Lh =140935 24000 齒輪4的鍵 b h l =16 10 60 ；「p =67.3MPa ::: 110 MPa 聯(lián)軸器上鍵 b h I =14

17、9 100 =8mm r =8mm b=12mm b1=12mm b2=20mm df=M16 n=6 d1=M8 d2=M12 d3=M8 d4=M6 d=8mm 「=10 mm =2 = 10 mm = 3=12 mm .：4 = 15mm t = 6mm ZE ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 <1 1） 2） 3） 試選載荷系數(shù)Kt =1-3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩「= 3.6485 10 4 N ? mm 由表10-7選取齒寬系數(shù) d =1 4） 有表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa 2 5） 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強

18、度 極限匚Hlim 1 =625 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 ■■-■H lim 2 = 580 MPa ； 6) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N1 =60n 1 jLh = 60 960 1 (2 8 300 5) 9 = 1.3824 10 h N2 二“打 =1.3824 109 亠 4.12 =3.355 108h 7) 由圖10-19查得結(jié)束疲勞壽命系數(shù) KHN1 7.9 KHN2 798 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由式＜10-12）得

19、 I J 二^! ±1^2 =o.9 625 =562.5MPa S L「h 2 = K^N^ =0.98 580 =568.4MPa s <2）計算 J ）試算小齒輪分度圓直徑dit，代入-H】中較小的值 KtT U ±仃 Ze du _j2.323r ? d u = 43.7603300ftnm ° 1.3X3.6485X10 4.12+1 =2 32 3 1 4.12 |189.8 5625

20、2 ）計算圓周速度v ：；.d 1t n v 43.76 960 m 2.1996 ms 60 1000 60000 s s 3 ）計算尺寬b b = d *d1t =1 43.76 = 4376mm 4 ）計算尺寬與齒高比b/h 模數(shù) m =d1t 沢 z, =4376+ 23= 1.9mm 齒高 h =2.25mt =2.25 1.9 = 4.275mm b/h =43.76亠4.275 = 10.236 5 ）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v = 2.1996m/s，七級精度，由圖10-8<機設書） 查得動載系數(shù)Kv =1.09 直齒輪，假設K AFt /b ::: 1

21、00 N / mm。由表10-3查得 KHa = KFa =1 由表10-2查得使用系數(shù)K A =1.25 有表10-4查得七級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 K^ =1.12 0.18（1 0.6 d2） <2 0.23 10 =1.419 由 b/h=10.24, K h 一： =1.419 查圖 10-13 得 K f，1.35，故 載荷系數(shù) K =KAKVKH =1.25 1.09 1 1.419 =1.933 6＞按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 d1 =d1t ＜10-10a ）得 二 52.34mm 7 ）計算模數(shù)m =52.3423 =

22、227 3按齒根彎曲強度設計 由式＜10-5）得彎曲強度的設計公式為 』2KT1 (YFaY \ 'd z： F 1 Sa （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 6e1 =440 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；「fe 2 =425 MPa ； 2） 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 1 = 0.85 K FN 2 = 0 ?9 , 0 3） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式＜10-12）得 寧二曾MP“267.14MPa …竿嚴普"MPa 4＞計算載荷系數(shù)K K = Ka

23、KvKf -K^ =1.25 1.11 1 1.35 =1.873 5＞查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得 YFa1 =2.69 ； $2= 2.182 6 )查取應力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 Ysa1 =1.575； Ysa2 =1.789 YFa1Ysa1 269 嘰 0.01586 267.14 YFa2YSa2 2*182 ^789 =。.。他？ 273.21 小齒輪的數(shù)值大。 (2)設計計算: 2(廠 2 詠 4.737 104 0.01586 d 專 Jf 1 m 沙竺(YaYsa 1 23 =1.7457nm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強

24、度計算的模數(shù) 于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，因為齒輪模數(shù) 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，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.7457 并就近圓整為標準值m=2m，按接觸強度算得分度圓直 徑d1 = 52 .34 mm，算出小齒輪齒數(shù) Zi 大齒輪齒數(shù)Z2 =UZ1 =4.12 26 =107根據(jù)中心距的要求 取 Z2=1O9 這樣設計出的齒輪傳動，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。 4幾何尺寸計算 <1 )計算分度圓直徑 dt =

25、zm = 26 2 = 52 mm d2 = z2m = 109 2 = 218mm <2)計算中心距 a1 =(d1 d2)/2=(52 218)/2 =135 mm (3)計算齒輪寬度 b = d d1 = 52mm 取 Bt =60mm ; B2 =50mm 5驗算 Ft 2Tt -di 2 3.649 10 54 = 1351 .5N JFt b 1 1351.5 60 = 22.525 N / mm :：: 100 N / mm，合適 二、低速級減速齒輪設計 1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1） 選用直齒圓柱齒輪傳動 2） 運輸機

26、為一般工作機器，速度不高，有機設書表 10-8知，選用7級精度VGB10095-88 3） 材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為45 鋼＜調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS大齒輪材料為45鋼＜調(diào) 質(zhì)），硬度為220HBS二者材料硬度差為 30HBS 4＞、選小齒輪齒數(shù)為Z3 =28，大齒輪齒數(shù) z4 二 z3 * U = 28 3.27 = 91.56 2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式＜10-9a ）進行試算，即 d3t -2.32 3 KtT2 U -1 Ze 2 d ? U = 1 ＜1 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1＞試選載荷系數(shù) Kt =1.3 2＞計算小齒輪

27、傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2 =1.428935 10 5 N ? mm 3＞由表10-7選取齒寬系數(shù) d =1 4） 有表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) Z e =189 .8MPa 5） 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度 極限二Hiim3 ^620MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 二 Him 4 =570 MPa ； 6） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N3 二 N2 =3.355 1C8 山」3「=3.355 108 “ 3.27 =1.026 10冷 7） 由圖10-19查得結(jié)束疲勞壽命系數(shù) Khn3 =1.14Khn4 "12 8） 計算接觸疲勞許用應

28、力 取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由式<10-12）得 l?H 3 二^^2 =1.14 620 =706.8 MPa S —4 二 Khn4‘ Hlim4 =1.12 570 = 638.4MPa s <2）計算 = 2.32 5 1.3 1.4289 10 1 1 ）試算小齒輪分度圓直徑d^，代入'；-H 1中較小的值 ^3.27+1 「189.8 丫 3.27 638.4 =64.45mm 2 ）計算圓周速度v v =剛汕2 = “64.45"33 ry = 0 7862 m， 60 1000 60000 s s 3 ）計算尺寬b b = d *

29、d 3t = 1 64 .45 = 64 .45 mm 4 ）計算尺寬與齒高比b/h 模數(shù) mt = d3t *z3 = 64.4528 = 2.301mm 齒高 h = 2.25g = 2.25 2.30仁 5.177mm b/h =6445 ： 5.177 =12.44 5 ）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v = 0.7862m/s，七級精度，由圖10-8＜機設書） 查得動載系數(shù)Kv =1.04 直齒輪，假設KAFt /b :：: 100 N / mm。由表10-3查得 KHa = KFa =1 由表10-2查得使用系數(shù)K A "25 有表10-4查得七級精度，小齒輪相對支承非

30、對稱布置式 KH[ =1.12 0.18（1 0.6 d） d 0.23 10'b = 1.424 由 b/h=12.447, Kh1：T.424查圖 10-13 得 K^-1.4，故 載荷系數(shù) K 二 KaKvKh ：.Kh ~1.25 1.04 1 1.424 =1.85 6>按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 <10-10a ）得 d3 =d3t,%t =64.45 漢3?>.8%3 = 72.49mm 7 ）計算模數(shù)m m = dy^ = 72.4%8 = 2.58mm 3按齒根彎曲強度設計 由式＜10-5）得彎曲強度的設計公式為 ＜1）確

31、定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE 3 = 435 MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ■■- fe 4 二 425 MPa ； 2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式＜10-12）得 K fn 3 FE 3 S 0.88 435 MPa = 273.43MPa t F K fn 4“-' FE 4 S 0.9 425 1.4 = 273.214MPa 1.4 4＞計算載荷系數(shù)K K =KAKVKF 一 KF7 =1.25 1.04 1 1

32、.4 =1.05 5＞查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得 YFa3 =2.55 ； YFa4 =2.219 6 ）查取應力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 Ysa3 -1.61 ； Ysa4 =1.779 7）計算大、小齒輪的 ^丫浮并加以比較 = 0.015 YFa 3YSa3 _ 2 .55 1 ?61 Fa4YSa4 F 啤 3 一 273.43 2.219 1.779 0.0144 273.214 小齒輪的數(shù)值大。 （2＞設計計算: m _3 3 2KT2 “aYSa、3 2 1.05 1.4289 105 2 Z3 1 282 0.015 =

33、 1.79mm 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)，因為齒輪模數(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，再根據(jù)中心距的取整關系，可取由 彎曲強度算得的模數(shù)4,按接觸強度算得分度圓直徑 d3 = 79.34mm，算出小齒輪齒數(shù)z3 =20，大齒輪齒數(shù) 乙二 UZ3 二 20 3.27 二 65 這樣設計出的齒輪傳動，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。 4幾何尺寸計算 <1 ）計算分度圓直徑 d

34、3 = Z3m = 20 4 = 80 mm d4 =z4m =65 4 = 260mm <2)計算中心距 a2 =(d3 d4)/2 =(80 260)/2 =170 mm (4)計算齒輪寬度 b 二 dd3 二80mm 取 B^ 80 mm ； B2 = 70mm 5驗算 2T2 d3 2 1.4289 105 80 二 3572.25N 1 3572.25 80 =44.65N / mm ::: 100 N / mm，所以 合適 第三部分軸的設計 一高速軸的設計 1、 選擇軸的材料 因為減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特 殊要求故選

35、擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理. 2、 初步計算軸的最小直徑 當軸的支承距離為定時，無法有強度確定軸徑，要用 初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力確 rp 定軸徑d,計算公式：d _A。3 ，選用45號調(diào)質(zhì) V n 鋼，查機設書表15-3，得Ao =112 ；3.667 d _1123 = 17.507 mm V 960 在第一部分中已經(jīng)選用的電機 丫132M2-6,D=38查指導 書P128,選用聯(lián)軸器LH3,故d1，0mm。 3、軸的結(jié)構(gòu)設計 <1 ）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如 下方案： I ■M . ". ▼

36、 ” I ■ ' r 1 ； 2 1 - <2 ）各軸的直徑和長度 1 ）、聯(lián)軸器采用軸肩定位 d 30 mm，半聯(lián)軸器與 軸的配合的轂孔長度 L=82mm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 L^80mm ； 2 ）、初步確定滾動軸承 因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉(zhuǎn)速較高， 載荷大，故選用深溝球軸承6008， d D B = 40mm 68mm 15mm，故 d3 =40mm, L3 = 13mm ； 3 ）、當直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承 受軸向力時，則直徑變化值要大些，

37、一般可取 6-8mm還 考慮到軸承定位直徑，故 d4 = 46mm ， L4 =110 mm ； 4 ）、當軸徑變化僅為了裝配方便或區(qū)別加工表面 時，不承受軸向力也不固定軸上零件的，則相鄰直徑變 化較小，稍有偏差即可，其變化應為 1-3，第二段軸上 要加密圭寸圈，所以按密圭寸圈標準選擇，即 d2 =35mm ， d^46mm, de = 46mm，d^ 40mm， L2 = 47 mm 丄5 = 4mm 丄6 = 4, L7 = 31 <3 ）軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接， dt = 30mm , Lt = 80mm，查表選用鍵為 b h L =1

38、0 8 70,滾動軸承與軸的軸向定位采用過度 配合保證，選用直徑尺寸公差 m6 <4）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角1 45 ，各軸肩出圓角半徑 為 0.6mm <5）求軸上的載荷 1）、求軸上的力 d = mt x Zt =26 X2 =52 mm F -2T2 Ft1 - d 3 2 x 36 48 x 10 = =1403 .279 N ， 54 Fr1 = F t x tan 20 " = 510 .752 N 圓周力Ft1,徑向力Fr1,的方向如下圖所示: 首先根據(jù)受力分析圖，計算出以下數(shù)據(jù)

39、 ＜6 ）按彎矩合成應力校核軸的強度 載荷 水平面H 垂直面V 支持力 FNH1 =1005.23N, FNV1 =365.87N， F FNH 2 = 398.05N Fnv2 =144.87N 彎矩M M H =82793 N *mm M V = 30134 N *mm 總彎矩 m =JmH +mV 廠=88107N *mm 扭矩 T =3.64852 x 104 N *mm 進行校核時

40、，通常只校核軸上承受最大彎矩和 扭矩的截面強度，根據(jù)式＜15-5）及商標所給數(shù)據(jù)，并取 a=0.6 *；M 2 +(aT)2 _(88107 2 +(0.6x36485)2 _ 9 3” 0.1 463 — — —9.32 7 其中W遲二53 前面以選定軸的材料為45＜調(diào)質(zhì)），查15-1得 卜丄I - 60MPa，因此匚ca ”： 」1 安全。 ＜7）軸承壽命的計算 1）已知軸承的預計壽命 L=2 X 8X 300X 5=24000h 由所選軸承系列 6008，可查表知額定動載荷 C=17KN >■ Fr 二 \1005.232 365.872 =1069N

41、2＞當量動載荷P P = fp *Fr = 1.1 1069 =1175 .9 N 查表得 P =1.1 3）演算軸承壽命 Lh = 106 17 103 6^60(冊宀157964 沁 所以該軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承 6008 <8）鍵的校核 1 ）選用鍵的系列 b h I =10 8 70 T=36.49N*mm 2 ）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料 是鋼，由教材查得許用應力 t 100 —120 MPa，取 t J-110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=60mm鍵與輪轂、 鍵槽的接觸高度K=0.5h=4

42、由下式 2T 103 2 36490 ' p 一 kid一 4 60 30 =10.14MPa ：：：110MPa，所以 合適 中速軸的設計 1、 選擇軸的材料 該軸同樣選取45號鋼、調(diào)質(zhì)處理。查表得：許用 彎曲應力匚I - 60MPa，屈服極限匚s =355 MPa。 2、 初步計算軸的最小直徑 根據(jù)表15-3，取A0 =112，于是有 dmin =A°3；電 =112X*32486= 27.5978 mm 和口 V 233 根據(jù)軸承的尺寸選定dmin = 45mm。 3、 軸的結(jié)構(gòu)設計 <1 ）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下

43、 I 11 !]1 IV V VI <2 ）各軸的直徑和長度 1 ）根據(jù)dmin = 45mm，選用深溝球軸承6009,尺寸 參數(shù) d D B =45 75 16 得di =d5 =45mm為了使齒輪3便于安裝，故取 d2 =50 mm，軸承第三段啟軸向定位作用，故 d3 = 58 mm，第四段裝齒輪2，直徑d 4 = 50mm ； 2）第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝， L2 和L4都要比齒輪三和齒輪二的尺寬略小，所以 L2 =78mm,L4 =48mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)需要 L

44、3 =15mm， L1 = 38mm， L5 = 43mm。 <3）軸上零件的軸向定位 齒輪的軸向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù) d2 =50 mm ， L2 =78mm，查表6-1得第二段鍵的尺寸 為b h I =14 9 60，第四段鍵尺寸為 b h I =14 9 40，滾動軸承與軸采用過度配合來保 證，選用直徑尺寸公差m6 <4 ）軸上零件的軸向定位 軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與套筒定位，齒 輪用套筒與軸肩定位； <5）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角1 45，各軸肩出圓角半徑 為 0.6mm <6 ）求軸上的載荷 1 ）求軸上的力 受力分析

45、如下圖所示: Fr3 210 FNH3 , Ft2 fNH4 Ft3  計算結(jié)果見下表 載荷 水平面H 垂直面V 支持F Fnh3 =188.44N, fnv3 = 68.59 N， FnH4 =1980.62N Fnv4 = 720.89N 彎矩M MH1 =11306.21N *mm M V1 =4115.12N *mm M H 2 =138643.57N *mm M V2 =50462.13N *mm

46、 M1 uQM^ +M^ = 1203182N *mm 總彎矩 - M2 =杯2 +M：2 = 14754141N 扭矩 T =4.441792 X1Q 4 N ? mm <6）按彎矩合成應力校核軸的強度 綜上所述，校核危險截面，根據(jù)式<15-5）及商 標所給數(shù)據(jù)，并取a=0.6 ca -12.023 ? M2 (aT)2 _ (1475 103)2 (0.6 444179)2 3 W 0.1 45 W 二 其中 .3 d 32 0.1d3 前面以選定軸的材料為45<調(diào)質(zhì)），查15-1得 J - 60MPa，因此匚ca 」1安

47、全。 <7）軸承壽命的計算 1）已知軸承的預計壽命 L=2 X 8X 300X 5=24000 由所選軸承系列 6209，可查表知額定動載荷 C=31.5 R 二.(188.4)2 (1980.62)2 = 2107.734382 N 2＞當量動載荷P P 二 fp *Fr =1.1 2107 .734382 = 2318 .50782 N 查表得fP =1.1 3）演算軸承壽命 106 60h(P) 106 ( 21 103)3 60 233(2318.50) = 53153 24000  所以該軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承 6009 <8）鍵的校核

48、 齒輪3上的鍵 1 ）選用鍵的系列 b h I =14 9 60 2 ）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料 是鋼，由教材查得許用應力 t J- 100 -120 MPa，取 E】=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=46mm鍵與輪轂、 鍵槽的接觸高度K=0.5h=4.5 2T 10 kid 2 142893 4.5 46 50 = 27.612 MPa ::: 110 MPa 所以合適 齒輪2上的鍵 3）選用鍵的系列 b h l =14 9 40 4 ）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料是 鋼，由教材查得許用應力t J- 100 -120

49、MPa ，取 &】=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=26mm鍵與輪轂、 鍵槽的接觸高度K=0.5h=4.5 2T 10 kld 2 142893 4.5 26 50 二 48.85 MPa :::110 MPa 以合適 4）進行精確校核 截面III > IV受扭矩作用、雖然鍵槽、軸肩及 過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強 度，但因為軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕的確 定的，所以截面III > IV均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II和III處過盈配合引起的應力集中最為嚴重； 從受載的情況來看，截面II、III之間雖然應力最 大

50、，截面III和IV應力情況相近，V、VI截面不 受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校 核。截面II > III之間雖然應力大，但是應力集中 不大，而這里軸徑也較大，故不必校核。所以只需 校核II截面左右兩側(cè)即可 截面II左側(cè) W =0.1d3 =0.1 453 mm3 = 9112.5mm3 抗扭截面系數(shù) 3 3 3 3 Wt =0.2d3 =0.2 453 mm3 = 18225mm3 截面II右側(cè)的彎矩M=80093.9N 截面II上的扭矩 TII -142.8936N?m 截面II上的彎曲應力為 M 8.789MP W 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 比二 7.841M

51、P WT 軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 ；「B =640MPa = 275MPa 4 =155MPa 截面上因為軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) r 2 5 -二及：r按附表3-2查取。因d = 0.055 D 50 T 二仁11，經(jīng)插值后可查得 :■- - 2.0 =1.32 又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 q ；-- = 0.82 q =0.85 故有效應力集中系數(shù)按式 <機械設計書 附3-4 ）為 k ；一一 = 1 q ；_( ：? ；_ _ 1) =1 0.82 (2.0 _1) =1.82 k 1 q ( 1) = 1 0.82

52、(1.32 _1) = 1.272 由附圖3-2得尺寸系數(shù)；;一°.75 由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)；.二°.88 軸按磨削加工，由附圖3-2得表面質(zhì)量系數(shù)為 丄二-心2 軸未經(jīng)表面強化處理，即-q二1，則按式<3-12) 及 <3-12a )得綜合系數(shù)值為 K 比 丄 _1 = 2.5136 K =— — -1 =1 .5324 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 所以軸在截面II右側(cè)的安全系數(shù)為 = 12.447 s 25.024 K CT + 屮 I a . m S -S

53、 ：11.1446 S =1.5 2 可知其安全 截面II右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 3 3 3 W =0.1d =0.1 50 mm = 12500mm 抗扭截面系數(shù) 3 3 3 3 Wt =0.2d =0.2 50 mm =25000 mm 截面II右側(cè)的彎矩M=80093.9N 截面II上的扭矩Tn =142.8936N *m 截面II上的彎曲應力為 jEPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 ■T Tii WT = 5.716MPa 軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 二 B =640MP^^ = 275MPa j =155M

54、Pa 截面上因為軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) :飛及-按附表3-2查取。因 過盈配合處的kJ:~值，由附表3-8用插入法求出 并取k ./ ；. "8k丿g于是得 k；_/ ；；一=2.26 k / ； =1.808 軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為 "巾92 故得綜合系數(shù)為 K；：.-二乞 丄-1 二 2.346956522 爲 1 K.— — -1 -1.8949 所以軸在截面II 右側(cè)的安全系數(shù)為 -=18.2868 m T 4 S 1 27.8863 K cr + 屮 I a . m 一— ： 15.2

55、920 S =1.5 .s2 s2 故該軸在截面II左右側(cè)的強度也是足夠的。 因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱 性，故可略去靜強度校核。至此，該軸的設計計算 結(jié)束。 低速軸的設計 1選擇軸的材料 該軸同樣選取45號鋼、調(diào)質(zhì)處理。查表得：許用 彎曲應力J-60MPa ,屈服極限二s = 35別卩8。 2 、初步確定軸的最小直徑 當軸的支承距離為定時，無法有強度確定軸徑，要 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力 仁A?！? 確定軸徑d,計算公式： ：n，選用45號調(diào)質(zhì) 鋼，查機設書表15-3，得A0 =112 9.41 dmin _112\ 93.

56、61 =40.2774mm 初選聯(lián)軸器LH4,初定軸的最小直徑dmin =40.2774 mm 3、軸的結(jié)構(gòu)設計 <1 ）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如 下方案： ■r-tt P p <2 ）各軸的直徑和長度 1 ）聯(lián)軸器采用軸肩定位 d^ 50mm,半聯(lián)軸器與軸 的配合的轂孔長度 L=112mm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 L? = 110mm 2 ）初步確定滾動軸承 因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉(zhuǎn)速較小， 載荷大，故選用深溝球軸承 6010， d D B =50mm

57、 80mm 16mm,故 di 二 d5=50mm,為 了便于齒輪安裝d 2 = 51 mm，為了使齒輪有較好的軸向 定位，取 d 3 = 56 mm , d 4 = 50 mm , d 6 = 45 mm ； 軸承B=16mm為了便于安裝，L5 =14mm，其 他長度由軸2的計算方法求得 L1 = 43mm, L2 = 68mm, L3 = 10mm, L4 = 97mm, L^ = 49 mm 3 ）軸上零件的軸向定位 齒輪的軸向定位采用普通平鍵連接，根據(jù) L2 -79 mm，選擇軸上的鍵為 b h I =16 10 60，根 據(jù)L7 =110 mm ，選擇與軸段 7 的鍵為

58、 b h I =14 9 100，滾動軸承與軸采用過度配合來保 證，直徑公差m6 4 ）軸上零件的軸向定位 軸承采用凸緣式端蓋和套筒、軸肩來定位，齒輪軸 向定位則采用軸肩與套筒定位； 5 ）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角1 45 ?，各軸肩出圓角半徑 為 0.6mm <6 ）求軸上的載荷 受力分析下圖所示： F14 rNH5 FNH6 FNvr> rNHS X FNH6 FNV5 Z10 KNV6- FN\ 5 計

59、算結(jié)果如下表 載 荷 水平面H 垂直面V 支 持 FNh5 "190.78N, Fnv5 = 433.40N, 力 Fnh 6 = 2381.56N FnV6 = 866.82N F  彎 矩 M M h =166709 N *mm M v = 60677 N *mm 總 彎 矩 M = JmH + M： = 177408.1938N *mm 扭 矩 T =444.18x10 4 N *mm ＜6 ）按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和 扭矩的截面強度，根據(jù)式＜15-5）及商標所給數(shù)據(jù)

60、，并取 a=0.6 ca _ ,M 2 (aT)2 -W (177408 +(0.6 漢 4441802 0.1 x623 -12.14 d3 32 :0.1d3 前面以選定軸的材料為45＜調(diào)質(zhì)），查15-1得 匕A I - 60MPa，因此二ca」」1 安全。 ＜7）軸承壽命的計算 1）已知軸承的預計壽命 L=2 X 8X 300X 5=24000 由所選軸承系列 6012,可查表知額定動載荷 C=31.5KN F「二■ 2381 .562 866 .82 2 = 2534 .40 N 2＞當量動載荷P P = fp ?Fr =1.1 2534 .

61、4^ 2787.84 N 查表得 fp =1.1 3）演算軸承壽命 Lh 芒(C) 106 -——v-7 (2"10 )3 =114944^24000 60n p 60x71.2567 2787.84 所以該軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承 6010 <8）鍵的校核 齒輪4上的鍵 1 )選用鍵的系列 b h I =16 10 60 2 ）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料 t J- 100 -120 MPa，取 是鋼，由教材查得許用應力 bp 】=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=44mm鍵與輪轂、 鍵槽的接觸高度K=0.5h=5 有式 3

62、2T 10 2 444180 c p 67.3MPa <110 MPa，所以 p kid 5 44 50 合適 與聯(lián)軸器相連的鍵 3 )選用鍵的系列b h l =14 9 100 4）鍵的工作長度L=L-b=86mm鍵與輪轂、鍵槽的 接觸高度K=0.5h=4.5 2T 103 cr = P kid 2 444180 49.35MPa ：110MPa 4.5 100 40 所以合適 第四部分主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸： 機座壁厚、：=8mm 機蓋壁厚「=8mm 機座凸緣厚度b=12mm

63、 機蓋凸緣厚度b仁12mm 機座底凸緣厚度b2=20mm 地腳螺釘直徑df=M16 地腳螺釘數(shù)目n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d仁M8 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2=M12 軸承端蓋螺釘直徑d3=M8 窺視孔螺釘直徑d4=M6 定位銷直徑d=8mm 大齒輪頂園與內(nèi)機壁距離 .冷=10 mm 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 厶2 =10 mm 端面的距離 15 mm 所有軸承都用油脂潤滑軸承端蓋和齒輪3 1-3 = 12mm 齒輪2端面和齒輪3端面的距離= 軸承端蓋凸緣厚度t=6mm