機械課程設(shè)計計算說明說——二級齒輪減速箱

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明說設(shè)計題目：螺旋輸送機傳動裝置設(shè)計機械工程學(xué)院機自0805班設(shè)計者：王嵩學(xué)號：0401080515指導(dǎo)老師：許承華2010年7月8日目錄機械設(shè)計課程設(shè)計1計算說明說1一設(shè)計任務(wù)書4二傳動裝置總體設(shè)計41.傳動方案的擬定4三計算及說明5一電動機的選擇5二總傳動比的確定及各級傳動比分配6三運動和動力參數(shù)計算（各軸轉(zhuǎn)速，各軸輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩）7四傳動零件設(shè)計計算81. 高速級齒輪的設(shè)計82. 低速級齒輪的設(shè)計.133. 開始齒輪的設(shè)計.174. 軸的設(shè)計和計算.215. 滾動軸承的設(shè)計和計算286. 鍵連接的選擇和計算.317. 聯(lián)軸器的選擇和計算.328. 潤滑和密封說明

2、.329. 拆裝和調(diào)整說明.3310. 減速箱體的附件說明33一 設(shè)計任務(wù)書題目：螺旋輸送機傳動裝置設(shè)計1. 原始數(shù)據(jù)：（1） 螺旋筒軸上的功率PW = 5.2 kW；（2） 螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速nW = 37.5 r/min；2. 工作條件：（1） 工作情況：三班制單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；（2） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35以上；（3） 使用折舊年限10年。三年一大修，二年一中修，半年一小修；（4） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3. 設(shè)計要求：第級采用閉式齒輪傳動（斜齒），第級采用開式齒輪傳動（直齒）4. 設(shè)計任務(wù)：編寫設(shè)計計算說明書，繪出傳動裝置裝配圖（0號圖）

3、，斜齒輪及軸的零件圖（3號圖）。二傳動裝置總體設(shè)計1. 傳動方案的擬定 簡要說明：機器一般由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成，如圖，原動機為電動機，轉(zhuǎn)動裝置由二級齒輪減速器和一級開始齒輪組成，工作機為滾筒，電動機與減速器用聯(lián)軸器連接。滿足工作性能要求的傳動方案，可以由不同傳動機構(gòu)類型以不同的組合形式和布置順序構(gòu)成。合理的方案應(yīng)保證工作可靠，并且結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護便利。 開式齒輪的承載能力較大，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時結(jié)構(gòu)尺寸較其他傳動形式小，傳動時有雜物侵入，而且潤滑不良，因此工作條件不好，齒輪也容易磨損，故只適宜低速場合，因此布置在低速級。一級圓柱齒輪減速器

4、（斜齒輪），效率較高、工藝簡單、精度易于保證，一般工廠均能制造，應(yīng)用廣泛。軸線可以水平，上下或垂直布置。方案 第一級使用二級圓柱齒輪減速箱（斜齒輪），第二級使用開式直齒輪傳動，相對于方案A) 來說，此方案只是僅僅把開式斜齒輪改成開式圓柱齒輪。但是因為圓柱齒輪要比斜齒輪好加工的多，而且精度要求也低，比較適合對環(huán)境要求不高的場合。綜上所述，選擇此方案。三 計算及說明計算及說明結(jié)果一電動機的選擇1. 原始數(shù)據(jù)如下：螺旋筒軸上功率 PW = 5.2 kW螺旋筒軸的轉(zhuǎn)速 nW = 37.5 r/min2. 電動機型號選擇：螺旋軸所需功率為 PW = 5.2 kW取1= 0.97（高速級齒輪）；2=0.9

5、7（低速級齒輪）；3=0.90（開式齒輪）；4=0.99（軸承）；5=0.99（聯(lián)軸器）。 =1×2×3×43×52= 0.81，電動機功率 Pd = PW = = 6.42 kW，故選取額定功率為7.5 kW 的電動機。螺旋軸的轉(zhuǎn)速nw = 37.5 r/min，電動機轉(zhuǎn)速 nd=nw×i總，已知 i總=8 40 ，故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍是 nd= 496 2480 r/min ，選 1500 r/min 。股選電動機型號為Y132M -4 其主要參數(shù)為：nd = 1500 r/min ; P額= 7.5 kW ; nm= 1460 r/min

6、.二總傳動比的確定及各級傳動比分配 分配原則：各級吃醋協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近一邊潤滑。 nm= 1460 r/min ; ia= nmn = 146037.5 = 38.93。 ia= i開式 × i減 ， i開式= 4 8 ，取i開式= 4，所以i減= iai開式= 9.73 ， i減=1.21.3× i低2=9.73 ，所以i低=2.74 ，所以i高=1.21.3×i低=3.56三 運動和動力參數(shù)計算（各軸轉(zhuǎn)速，各軸輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩）1 各軸轉(zhuǎn)速：n1=nm=1460 rminn2=n1i高=14603.56=410.1rmin n3=n2i

7、低=410.12.74=149.7rminn4=n3i開式=149.74=37.43rmin2 各軸輸入功率：P1=Pd×4×5=6.36kWP2=P1×1×4=6.36×0.97×0.99=6.11kWP3=P2×2×4=6.11×0.97×0.99=5.87 kWP4=P3×3=5.87×0.90=5.28 kWP5=P4×5=5.22 kW3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩：Td=9550×Pdnm=9550×6.51460=42.52NmT1=Td

8、15;4×5=42.52×0.99×0.99=41.67NmT2=T1×i高×1×4=41.67×3.56×0.97×0.99=142.46NmT3=T2×i低×2×4=142.46×2.74×0.97×0.99=378.84Nm T4=T3×i開×3=378.84×4×0.90=1363.82Nm。運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理與下表軸名功率P（kW）轉(zhuǎn)矩T(N·m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率

9、輸入輸出輸入輸出電動機軸7.56.4242.5242.521460.010.981軸6.366.1141.67142.4614603.560.962軸6.115.87142.46378.84410.12.740.963軸5.875.28378.841363.8149.740.904軸5.285.221363.81350.137.43四 傳動零件設(shè)計計算1. 高速齒輪設(shè)計1 選精度等級、材料及齒數(shù) 減速器為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 材料選擇。 由書1 表10-1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40H

10、BS。 選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24 ,大齒輪齒數(shù)Z2=3.56×2485 選取螺旋角。初選螺旋角=14°2 按齒面接觸疲勞強度進行計算設(shè)計計算公式是書1 公式10-21：d1t=32KT1du±1uZHZEH21 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 載荷系數(shù) K=1.6。 由書1 圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)為ZH=2.433。 由書1 圖10-26 查得1=0.78 ， 2=0.85，則=1+2=1.63。 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩：T1=41.67Nm。 由書1 表10-7 選取齒寬系數(shù) d=1。 由書1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。 由書1圖10-21（d

11、）查得齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×1460×1×40000=5.25×109，N2=N1i1=3.4×1093.56=1.5×109。 由書1圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9，KHN2=0.94。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取S=2H1=Hlim1×KHN1S=600×0.92=270MPaH2=Hlim2×KHN2S=550×0.942=260MPa所以需用接觸應(yīng)力為H=H1+H22=270

12、+2602=265MPa.2 代入數(shù)據(jù)進行計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t=32KT1du±1uZHZEH2=32×1.6×41.67×1031×1.633.56±13.562.43×189.82652=68.4mm 計算圓周速度v=×d1t×n160×1000=3.14×68.4×146060×1000=5.23ms 計算齒寬b及模數(shù)mntb=d×d1t=1×68.4=68.4mmmnt=d1t×cosZ1=68.4×0.9

13、724=2.76 mmh=2.25mnt=2.25×2.76=6.21mmbh=68.46.21=11.01 計算縱向重合度 =0.318×d×Z1×tan=0.318×1×24×0.25=1.908 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)速度v=5.23ms，7級精度，有書1圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.1；由書1表10-4查得KH的值與直齒輪相同，故KH=1.42;由書1圖10-13查得KF=1.29；由書1表10-3查得KH=KF=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.1×1.4

14、15;1.42=2.19 按實際載荷系數(shù)校正所算得上網(wǎng)分度圓直徑，由書1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=68.4×32.191.6=75.9mm 計算模數(shù)mn mn=d1cosZ1=75.9×0.9724=3.07mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由書1 式（10-17）mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF 計算載荷系數(shù)1. 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.1×1.29×1.4=1.99 根據(jù)縱向重合度=1.908，從書1 圖28-28查得螺旋角影響系數(shù) Y=0.88 計算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1cos=240.97

15、=24.74ZV2=Z2cos=850.97=87.63 查取齒形系數(shù)由書1 表10-5查得YFa1=2.669YFa2=2.210 查取應(yīng)力校驗系數(shù)由書1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.775 查取大小齒輪的YFaYSaF并加以比較由書110-20C查小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa;大齒輪FE2=380MPa由書1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取彎曲疲勞系數(shù)為S=2,書1有式10-12得F1=FE1KFN1S=0.85×5002=212.5MPa F2=FE2KFN2S=380×0.882=167.

16、2MPa故YFa1YSa1F1=2.669×1.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2F2=2.210×1.775167.2=0.02346MPa大齒輪數(shù)值大 設(shè)計計算 mn32×1.99×42.52×103×0.88×cos21×242×1.63×0.02346=1.52mm 對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.5mm,已經(jīng)可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=75.9mm

17、來計算相應(yīng)的齒數(shù)于是由Z1=d1cos30Z2=3.56×30=106.8，取Z2=1064 幾何尺寸計算 計算中心距a=Z1+Z2mn2cos=30+106×2.52×0.97=172.26mm將中心距圓整為175mm 按圓整后的中心距修正螺旋角=cos-1Z1+Z2mn2a=cos-1136×22×175=13°43'45因為值改變不多，故其他參數(shù)不必修正 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=30×2.50.9714=77.3mmd2=Z2mncos=106×2.50.9714=273.1m

18、m 計算齒輪寬度 b1=dd1=1×77.2=77.2 圓整后取B2=77，B1=83.2. 低速齒輪設(shè)計1 選精度等級、材料及齒數(shù) 減速器為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 材料選擇。 由書1 表10-1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。 選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24 ,大齒輪齒數(shù)Z2=2.74×2466 選取螺旋角。初選螺旋角=14°2 按齒面接觸疲勞強度進行計算設(shè)計計算公式是書1 公式10-21：d1t=32KT1du±1uZHZEH21 確定公式內(nèi)各計

19、算數(shù)值 載荷系數(shù) K=1.6。 由書1 圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)為ZH=2.433。 由書1 圖10-26 查得1=0.78 ， 2=0.84，則=1+2=1.62。 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩：T2=142.46Nm。 由書1 表10-7 選取齒寬系數(shù) d=1。 由書1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。 由書1圖10-21（d）查得齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n2jLh=60×410.1×1×40000=9.9×108，N2=N1i1=6.6×1082.7

20、4=3.6×108。 由書1圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9，KHN2=0.94。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取S=2H1=Hlim1×KHN1S=600×0.92=270MPaH2=Hlim2×KHN2S=550×0.942=260MPa所以需用接觸應(yīng)力為H=H1+H22=270+2602=265MPa.2 代入數(shù)據(jù)進行計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t=32KT1du±1uZHZEH2=32×1.6×142.46×1031×1.623.56±13.562.43×

21、;189.82652=102.2mm 計算圓周速度v=×d1t×n260×1000=3.14×102.2×146060×1000=7.81ms 計算齒寬b及模數(shù)mntb=d×d1t=1×102.2=102.2mmmnt=d1t×cosZ1=102.2×0.9724=4.13mmh=2.25mnt=2.25×4.13=9.29mmbh=102.29.29=11 計算縱向重合度 =0.318×d×Z1×tan=0.318×1×24×

22、;0.25=1.908 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)速度v=7.81ms，7級精度，有書1圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.15；由書1表10-4查得KH的值與直齒輪相同，故KH=1.431;由書1圖10-13查得KF=1.29；由書1表10-3查得KH=KF=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.15×1.4×1.431=2.30 按實際載荷系數(shù)校正所算得上網(wǎng)分度圓直徑，由書1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=102.2×32.301.6=115.34mm 計算模數(shù)mn mn=d1cosZ1=115.34×0.97

23、24=4.66mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由書1 式（10-17）mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF 計算載荷系數(shù)1. 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.15×1.29×1.4=2.08 根據(jù)縱向重合度=1.908，從書1 圖28-28查得螺旋角影響系數(shù) Y=0.88 計算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1cos=240.97=24.74ZV2=Z2cos=850.97=87.63 查取齒形系數(shù)由書1 表10-5查得YFa1=2.669YFa2=2.210 查取應(yīng)力校驗系數(shù)由書1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.775 查取大小齒輪的

24、YFaYSaF并加以比較由書110-20C查小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa;大齒輪FE2=380MPa由書1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取彎曲疲勞系數(shù)為S=2,書1有式10-12得F1=FE1KFN1S=0.85×5002=212.5MPaF2=FE2KFN2S=380×0.882=167.2MPa故YFa1YSa1F1=2.669×1.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2F2=2.210×1.775167.2=0.02346MPa大齒輪數(shù)值大 設(shè)計計算mn32×2.0

25、8×142.46×103×0.88×cos21×242×1.62×0.02346=2.31mm 對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=4mm,已經(jīng)可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=115.34mm來計算相應(yīng)的齒數(shù)于是由Z1=d1cosmn=115.24×0.97428Z2=2.74×28=82.2，取Z2=824 幾何尺寸計算 計算中心距a=Z1+Z2mn2cos=28+82×42×

26、0.97=226.80mm將中心距圓整為227mm 按圓整后的中心距修正螺旋角=cos-1Z1+Z2mn2a=cos-1110×42×227=14°15'57因為值改變不多，故其他參數(shù)不必修正 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=28×40.9714=115.3mmd2=Z2mncos=82×40.9714=337.66mm 計算齒輪寬度 b1=dd1=1×115.3=115.3圓整后取B2=115，B1=121.3. 開式齒輪設(shè)計1 選精度等級、材料及齒數(shù) 減速器為一般工作機，速度不高，故選用8級精度。 材料選擇

27、。 由書1 表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），齒芯部硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火）齒芯部硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24 ,大齒輪齒數(shù)Z2=4×24=962 按齒面接觸疲勞強度進行計算設(shè)計計算公式是書1 公式10-9a：d1t=2.323KT1du±1uZEH23 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 初選載荷系數(shù)Kt=1.3。 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩：T3=378.84Nm。 由書1 表10-7 選取齒寬系數(shù) d=1。 由書1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。 由書1圖10-21（d

28、）查得齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n3jLh=60×149.7×1×40000=5.4×108，N2=N1i3=6.6×1084=1.35×108。 由書1圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.95，KHN2=0.99。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取S=1H1=Hlim1×KHN1S=600×0.951=570MPaH2=Hlim2×KHN2S=550×0.991=544.5MPa所以需用接觸應(yīng)力為H=H1+H22=5

29、70+544.52=577.25MPa.4 代入數(shù)據(jù)進行計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t=2.323KT1du±1uZEH2=2.3231.3×378.84×103154189.8577.252=94.02mm 計算圓周速度v=×d1t×n360×1000=3.14×94.02×149.760×1000=7.36ms 計算齒寬b及模數(shù)mntb=d×d1t=1×94.02=94.02mmmt=d1tZ1=94.0224=3.91mm h=2.25mnt=2.25×3.91=8.

30、81mmbh=94.028.81=10.67 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)速度v=7.36ms，8級精度，有書1圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.24；由書1表10-4查得KH的值KH=1.467;由書1圖10-13查得KF=1.32；由書1表10-3查得KH=KF=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.24×1.4×1.467=2.55 按實際載荷系數(shù)校正所算得上網(wǎng)分度圓直徑，由書1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=94.02×32.551.3=117.7mm 計算模數(shù)m mn=d1Z1=117.724=4.9mm3 按齒根

31、彎曲強度設(shè)計由書1 式（10-17）mn32KT3dZ12YFYSF 計算載荷系數(shù)1. 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.25×1.4×1.32=2.31 查取齒形系數(shù)由書1 表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.188 查取應(yīng)力校驗系數(shù)由書1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.786 查取大小齒輪的YFaYSaF并加以比較由書110-20C查小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa;大齒輪FE2=380MPa由書1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取彎曲疲勞系數(shù)為S=2,書1有

32、式10-12得F1=FE1KFN1S=0.85×5002=212.5MPaF2=FE2KFN2S=380×0.882=167.2MPa故YFa1YSa1F1=2.65×1.588212.5=0.01980MPaYFa2YSa2F2=2.188×1.786167.2=0.02337MPa大齒輪數(shù)值大 設(shè)計計算m32×2.31×378.84×1031×242×0.02337=4.14mm取m=4.5，于是由26Z2=4×26=104，取Z2=1044 幾何尺寸計算 計算中心距a=Z1+Z2m2=26

33、+104×4.52=292.5mm將中心距圓整為227mm 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=Z1m=26×4.5=117mmd2=Z2m=104×4.5=468mm 計算齒輪寬度 b1=dd1=1×117=117圓整后取B2=117，B1=123. 驗證傳動系統(tǒng)速度誤差nw=37.43rmin n理=37.5rmin n理-nwn理×100%=37.5-37.4337.5×100%=0.019%<5% 滿足要求4. 軸的設(shè)計和計算1 第一根軸的設(shè)計已知條件：軸上的功率P1=6.36 kW，轉(zhuǎn)速n1=1460rmin，轉(zhuǎn)矩T1=4

34、1.67Nm 初步確定直徑軸的材料選用常用為45鋼當(dāng)軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按準扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為：dA0×3Pn軸為外伸軸，初算軸徑最為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；查書1 表15-3取A0=112。dmin=A0×3P1n1=112×36.361460=18.3輸出軸最小直徑顯然是聯(lián)軸器處直徑，為使所選的直徑與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查書1 表14-1，考慮到轉(zhuǎn)變變化很小，故取KA=1.3，則：Tca=1.3×41670=54171Nmm

35、按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準GB/T 50142003或手冊，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=20，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=38mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 擬定軸上零件的裝配方案2 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，-軸段左側(cè)的直徑 d-=23mm，；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=25mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，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-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l-=36mm。2 初步選

36、擇滾動軸承。因軸同時受徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=23mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為d×D×T=25mm×52mm×16.25mm。故d-=d-=25mm。而l -=32mm。左端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得30205型軸承的定位軸肩高度h=4，因此，取d-=33mm。3 小齒輪直接做在在-軸段上，齒頂圓直徑為82.4mm，所以d-=35mm。齒輪輪轂的寬度為80mm，所以l-=80mm。左端軸肩高度h0.07d，故取h=4mm，故軸環(huán)出直徑為d-

37、=43mm.軸環(huán)寬度b1.4h，取l-=6mm。4 軸承端蓋總寬度為40mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆方面及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面余半聯(lián)軸器左端面間的距離l=50mm，故取l-=90mm。5 取齒輪距箱壁距離內(nèi)壁之距離a=16mm。二軸上大小齒輪間距c=8mm。考慮到箱體誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體一定距離s，取s=8.75mm，已知滾動軸承寬度T=16.25mm，低速級小齒輪輪轂長L=121mm，則l-=T+s+a+=16.25+8.75+16+3=44mml-=L+c+a+s-l-=121+8+8+16-6-3=151mm至此，因初步確定了軸的各段直徑和長度。3 軸上

38、零件的周向定位聯(lián)軸器與軸周向定位采用平鍵連接。按d-由書1 表6-1查得平鍵為6mm×6mm×32mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。2 第二根軸的設(shè)計已知條件：軸上的功率P2=6.11 kW，轉(zhuǎn)速n2=410.1rmin，轉(zhuǎn)矩T2=142.46.Nm 初步確定直徑軸的材料選用常用為45鋼當(dāng)軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按準扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為：dA0×3Pn軸為不對稱軸，初算軸徑最為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；查書1 表15-3取A0

39、=112。dmin=A0×3P1n1=112×36.11410.1=27.56mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 擬定軸上零件的裝配方案2 根據(jù)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。因軸同時受徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=d-=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為d×D×T=30mm×62mm×17.25mm。而l -=18mm。左端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度h=4，因此，取d-=38mm。2

40、小齒輪安裝直在-軸段上，齒頂圓直徑為123.7mm，所以d-=45mm。齒輪輪轂的寬度為121mm，所以l-=120mm。高速級大齒輪裝在-軸段上，取d-=48mm；齒輪的右端軸承之間用套筒定位，已知齒輪輪轂長度為77mm，故取l-=75mm。左端軸肩高度h0.07d，故取h=4mm，故軸環(huán)出直徑為d-=58mm.軸環(huán)寬度b1.4h，取l-=8mm。3 取齒輪距箱壁距離內(nèi)壁之距離a=16mm。二軸上大小齒輪間距c=30mm?？紤]到箱體誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體一定距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=17.25mm，則l-=T+s+a+77-75+3=17.25+8.75+16+

41、2+3=47mm l-=16+8+1=25mm至此，因初步確定了軸的各段直徑和長度。3 軸上零件的周向定位齒輪與軸周向定位采用平鍵連接。按由書1 表6-1查得平鍵為14mm×9mm×70mm，選擇輪轂與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 求軸上的載荷查表得 a=14mm，簡支梁軸的支承跨距為L=287mm，根據(jù)軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖如下圖所示：從軸的結(jié)構(gòu)圖可以看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的彎矩列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1533N,FNH2=107NFNV1=684N,FNV2

42、=-594N彎矩MMH=135.75NmMV=60.53Nm總彎矩M=MH2+MV2=148.63Nmm扭矩T2=142.46.Nm 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（即危險面C）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，一級軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力ca=M12+T22W=5.8MPa前已選定軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，由書1表15-1查得-1=60MPa，因此ca<-1，故安全。3 第三根軸的設(shè)計已知條件：軸上的功率P1=5.87 kW，轉(zhuǎn)速n1=149.7rmin，轉(zhuǎn)矩T1=378.84Nm 初步確定

43、直徑軸的材料選用常用為45鋼當(dāng)軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按準扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為：dA0×3Pn軸為外伸軸，初算軸徑最為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；查書1 表15-3取A0=112。dmin=A0×3P1n1=112×35.87149.7=38.05mm輸出軸最小直徑顯然是聯(lián)軸器處直徑，為使所選的直徑與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查書1 表14-1，考慮到轉(zhuǎn)變變化很小，故取KA=1.3，則：Tca=1.3×378840=492492Nmm 按照計算轉(zhuǎn)

44、矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準GB/T 50142003或手冊，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=40，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=84mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 擬定軸上零件的裝配方案2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 為了滿足開式齒輪軸向定位要求，-軸段左側(cè)的直徑 d-=45mm，；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=123mm，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-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l-=123mm2 初步選擇滾

45、動軸承。因軸同時受徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準精度級的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T=45mm×85mm×20.75mm。故d-=d-=45mm。而l -=21mm。左端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度h=5，因此，取d-=d-=55mm。3 大齒輪裝在在-軸段上，所以d-=70mm。齒輪輪轂的寬度為115mm，所以l-=112mm。左端軸肩高度h0.07d，故取h=5mm，故軸環(huán)出直徑為d-=80mm.軸環(huán)寬度b1

46、.4h，取l-=15mm。4 軸承端蓋總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆方面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)軸器左端面間的距離l=30mm，故取l-=40+50+21=111mm。5 取齒輪距箱壁距離內(nèi)壁之距離a=16mm?？紤]到箱體誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體一定距離s，取s=8.25mm，已知滾動軸承寬度T=20.75mm，l-=16+83-3+8+3-15+9=101mml-=16+3+3+8=30mm 至此，因初步確定了軸的各段直徑和長度。3 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸周向定位采用平鍵連接。按d-由書1 表6-1查得平鍵為12mm×8mm

47、5;70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。大齒輪查得28mm×16mm×100mm，齒輪與軸的配合為H7n6滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5. 滾動軸承的選擇計算1. 1軸上的軸承的選擇兩端采用圓錐滾子軸承。根據(jù)軸直徑d=25mm選擇的圓錐滾子軸承的型號為30205，主要參數(shù)如下：D=52mm;B=15mm;a=12.5mm基本額定靜載荷Co=37.0kN基本額定動載荷C=32.2kN極限轉(zhuǎn)速nmax=7000rmin檢驗Fae=Ft1tan=0.59kNFr1=FrV12+FrH12=2.13kNFr2=FrV22+FrH22

48、=0.6kN取e=0.37Fd1=0.37×Fr1=0.788kNFd2=0.37×Fr2=0.222kNFd2+Fae=0.812>0.788=Fd1所以2軸承放松，1軸承壓緊Fa1=0.788kN Fa2=0.198kNFa1Fr1=0.37，F(xiàn)a2Fr2=0.33X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=2.1128kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=0.6kN軸承的計算壽命 Lh=10660nCP=4×105h>4×104滿足壽命要求以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都大于時機轉(zhuǎn)速。2. 2軸上的

49、軸承的選擇兩端采用圓錐滾子軸承。根據(jù)軸直徑d=30mm選擇的圓錐滾子軸承的型號為30206，主要參數(shù)如下：D=62mm;B=16mm;a=17.25mm基本額定靜載荷Co=50.5kN基本額定動載荷C=43.2kN極限轉(zhuǎn)速nmax=6000rmin檢驗Fae=Ft1tan=0.521kN Fr1=FrV12+FrH12=1.68kNFr2=FrV22+FrH22=0.603kN取e=0.37Fd1=0.37×Fr1=0.622kN Fd2=0.37×Fr2=0.233kNFd2+Fae=0.745>0.622=Fd1所以2軸承放松，1軸承壓緊Fa1=0.622kN F

50、a2=0.101kNFa1Fr1=0.37，F(xiàn)a2Fr2=0.167X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=1.83kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=0.603kN軸承的計算壽命 Lh=10660nCP=2.5×106h>4×104滿足壽命要求以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都大于時機轉(zhuǎn)速。3. 3軸上的軸承的選擇兩端采用圓錐滾子軸承。根據(jù)軸直徑d=45mm選擇的圓錐滾子軸承的型號為30209，主要參數(shù)如下：D=85mm;B=19mm;a=18.6mm基本額定靜載荷Co=83.5kN基本額定動載荷C=67.8kN極限轉(zhuǎn)速nm

51、ax=4500rmin檢驗Fae=Ft1tan=2.69kN Fr1=FrV12+FrH12=8.05kNFr2=FrV22+FrH22=3.45kN取e=0.37Fd1=0.37×Fr1=2.9785kNFd2=0.37×Fr2=1.2765kNFd2+Fae=3.97>2.98=Fd1所以2軸承放松，1軸承壓緊Fa1=2.98kN Fa2=0.39kNFa1Fr1=0.37，F(xiàn)a2Fr2=0.11X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=7.99kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=3.45kN軸承的計算壽命 Lh=1

52、0660nCP=6×104h>4×104滿足壽命要求6. 鍵連接的選擇和計算1. 鍵的選擇 1軸鍵槽部分的軸徑為20mm，所以選擇普通圓頭平鍵6mm×6mm×32mm 2 軸鍵槽部分的軸徑為60mm，所以選擇普通圓頭平鍵14mm×9mm×70mm 3軸鍵槽部分的軸徑為100mm，所以選擇普通圓頭平鍵28mm×16mm×100mm2. 2軸鍵的校驗P=2T×103kld=18.84MPa110MPa=pP=2T×103kld=30.65MPa110MPa=pP=2T×103kld=23.69MPa110MPa=p滿足條件。7. 聯(lián)軸器的選擇計算 計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取 TCa=KAT=1.5×378840=568260Nm2型號選擇根據(jù)計算轉(zhuǎn)距選擇彈性柱銷聯(lián)軸器LX3型主要參數(shù)如下：公稱扭距 Tn=250000Nmm （滿足要求）許用轉(zhuǎn)速 n=4700rmin（滿足要求）軸孔直徑 d=40mm軸孔長度 L=112mm8. 潤滑和密封說明1