帶式運輸機-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計F1000NV1.8msD380mm含4張CAD圖

帶式運輸機-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計F1000NV1.8msD380mm含4張CAD圖,運輸機,展開式,二級,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計,f1000n,v1,ms,d380mm,cad 機械設(shè)計減速器設(shè)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(shè)計任務(wù)書..............................................4 第二部分 傳動裝置總體設(shè)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(shù).............................7 第五部分 齒輪傳動的設(shè)計..........................................8 5.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算.................................8 5.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算................................15 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計..........................23 6.1 輸入軸的設(shè)計...........................................23 6.2 中間軸的設(shè)計...........................................27 6.3 輸出軸的設(shè)計...........................................33 第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算..................................40 7.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................40 7.2 中間軸鍵選擇與校核......................................40 7.3 輸出軸鍵選擇與校核......................................40 第八部分 軸承的選擇及校核計算....................................41 8.1 輸入軸的軸承計算與校核...................................41 8.2 中間軸的軸承計算與校核...................................42 8.3 輸出軸的軸承計算與校核...................................42 第九部分 聯(lián)軸器的選擇............................................43 9.1 輸入軸處聯(lián)軸器...........................................43 9.2 輸出軸處聯(lián)軸器...........................................44 第十部分 減速器的潤滑和密封.......................................44 10.1 減速器的潤滑............................................44 10.2 減速器的密封............................................45 第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸............................46 設(shè)計小結(jié).........................................................48 參考文獻.........................................................49 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 1000N，V = 1.8m/s，D = 380mm，設(shè)計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：3班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。 二. 設(shè)計步驟 1. 傳動裝置總體設(shè)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(shù) 5. 齒輪的設(shè)計 6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 7. 鍵聯(lián)接設(shè)計 8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 9. 潤滑密封設(shè)計 10. 聯(lián)軸器設(shè)計 第二部分 傳動裝置總體設(shè)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-展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器-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(lián)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=1.8m/s 工作機的功率Pw: Pw=F×V1000=1000×1.81000=1.8Kw 電動機所需工作功率為: Pd=Pwηa=1.80.85=2.12Kw 工作機的轉(zhuǎn)速為: n=60×1000VπD=60×1000×1.8π×380=90.5r╱min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=8~40，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×90.5 = 724~3620r/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Y100L1-4的三相異步電動機，額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)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 100mm 380×245 160×140 12mm 28×60 8×24 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(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nmn=143090.5= 15.8 （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=1.3×15.8=4.53 則低速級的傳動比為: i23=ii12=15.84.53=3.49 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸： nI= nm=1430r╱min 中間軸： nII=nIi12=14304.53=315.67r╱min 輸出軸： nIII=nIIi23=315.673.49=90.45r╱min 工作機軸： nIV= nIII=90.45r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pd×η3=2.12×0.99=2.1Kw 中間軸： PII= PI×η1×η2=2.1×0.99×0.97=2.02Kw 輸出軸： PIII= PII×η1×η2=2.02×0.99×0.97=1.94Kw 工作機軸： PIV= PIII×η1×η3=1.94×0.99×0.99=1.9Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η1=2.1×0.99=2.08Kw 中間軸： PII'= PII×η1=2.02×0.99=2Kw 輸出軸： PIII'= PIII×η1=1.94×0.99=1.92Kw 工作機軸： PIV'= PIV×η1=1.9×0.99=1.88Kw (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9550×Pdnm=9550×2.121430=14.16Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×2.11430=14.02Nm 中間軸： TII=9550×PIInII=9550×2.02315.67=61.11Nm 輸出軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×1.9490.45=204.83Nm 工作機軸： TIV=9550×PIVnIV=9550×1.990.45=200.61Nm 各軸輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸： TI'= TI×η1=14.02×0.99=13.88Nm 中間軸： TII'= TII×η1=61.11×0.99=60.5Nm 輸出軸： TIII'= TIII×η1=204.83×0.99=202.78Nm 工作機軸： TIV'= TIV×η1=200.61×0.99=198.6Nm 第五部分 齒輪傳動的設(shè)計 5.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1.選精度等級、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）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 25，大齒輪齒數(shù)Z2 = 25×4.53 = 113.25，取Z2= 113。 （4）初選螺旋角b = 14°。 （5）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×103P1n1=9.55×103×2.11430=14.02Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14°=20.561° αat1=arccosZ1cosαtZ1+2ha*cosβ =arccos25×cos20.561°25+2×1×cos14°=29.683° αat2=arccosZ2cosαtZ2+2ha*cosβ =arccos113×cos20.561°113+2×1×cos14°=23.005° 端面重合度： εα=12πZ1tanαat1-tanαt'+Z2tanαat2-tanαt'=12π25×tan29.683°-tan20.561°+113×tan23.005°-tan20.561°=1.665 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1×25×tan14°π=1.984 重合度系數(shù)： Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.66531-1.984+1.9841.665=0.652 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zβ=cosβ=cos14°=0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應(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。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60×1430×1×10×3×8×300=6.18×109 N2=N1i12=6.18×1094.53=1.36×109 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.84、KHN2 = 0.88。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.841=504MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.881=484MPa 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=484MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2=　32×1000×1.3×14.021×4.53+14.53×189.8×2.44×0.652×0.9854842=25.613mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度v v=π×d1t×n160×1000=π×25.613×143060×1000=1.92m╱s ②齒寬b b=φdd1t=1×25.613=25.613mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 1.92 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.1。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T1d1t=2×1000×14.0225.613=1094.757N KAFt1b=1×1094.75725.613=42.74N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 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 = .928。 則載荷系數(shù)為： K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.4×.928=1.429 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1=d1t×3KKt=25.613×31.4291.3=26.434mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=26.434×cos14°25=1.026mm 模數(shù)取為標準值mn = 2mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a=Z1+Z2mn2cosβ=25+113×22×cos14°=142.22mm 中心距圓整為a = 140 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arccosZ1+Z2mn2a=arccos25+113×22×140=9.701° 即：b = 9°42′4″ （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=mnZ1cosβ=2×25cos9.701°=50.725mm d2=mnZ2cosβ=2×113cos9.701°=229.275mm （4）計算齒輪寬度 b=φdd1=1×50.725=50.725mm 取b2 = 51 mm、b1 = 56 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 σF=2KT1YFaYSaYεYβcos2βφdmn3Z12 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算當量齒數(shù) ZV1=Z1cosβ3=25cos9.701°3=26.103 ZV2=Z2cosβ3=113cos9.701°3=117.984 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： βb=arctantanβcosαt=arctantan9.701°×cos20.561°=9.094° 當量齒輪重合度： εαv=εαcos2βb=1.665cos9.094°2=1.708 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1×25×tan9.701°π=1.36 重合度系數(shù)： Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.708=0.689 ③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yb Yβ=1-εββ120°=1-1.36×9.701120°=0.89 ④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83 ⑤計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = .928，結(jié)合b/h = 11.33查圖得KFb = .898 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.4×.898=1.383 ⑥計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 = 0.8、KFN2 = 0.85 取安全系數(shù)S=1.4，得 σF1=KFN1σFlim1S=0.8×5001.4=285.71MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.85×3801.4=230.71MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF=2KFT1YFa1YSa1YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×1.383×14.02×2.58×1.61×0.689×0.89×cos29.701°1×23×252=19.195MPa≤σF1 σF=2KFT1YFa2YSa2YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×1.383×14.02×2.17×1.83×0.689×0.89×cos29.701°1×23×252=18.351MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 25、Z2 = 113，模數(shù)mn = 2 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 9.701°= 9°42′4″，中心距a = 140 mm，齒寬b1 = 56 mm、b2 = 51 mm。 6.齒輪參數(shù)總結(jié)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(shù)m 2mm 2mm 齒數(shù)z 25 113 螺旋角β 左9°42′4″ 右9°42′4″ 齒寬b 56mm 51mm 分度圓直徑d 50.725mm 229.275mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)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 54.725mm 233.275mm 齒根圓直徑df d-2×hf 45.725mm 224.275mm 5.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1.選精度等級、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）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z3 = 26，大齒輪齒數(shù)Z4 = 26×3.49 = 90.74，取Z4= 89。 （4）初選螺旋角b = 13°。 （5）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεZβσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=9.55×103P2n2=9.55×103×2.02315.67=61.11Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.482° αat1=arccosZ3cosαtZ3+2ha*cosβ =arccos26×cos20.482°26+2×1×cos13°=29.379° αat2=arccosZ4cosαtZ4+2ha*cosβ =arccos89×cos20.482°89+2×1×cos13°=23.554° 端面重合度： εα=12πZ3tanαat1-tanαt'+Z4tanαat2-tanαt'=12π26×tan29.379°-tan20.482°+89×tan23.554°-tan20.482°=1.667 軸向重合度： εβ=φdZ3tanβπ=1×26×tan13°π=1.911 重合度系數(shù)： Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.66731-1.911+1.9111.667=0.662 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zβ=cosβ=cos13°=0.987 ⑧計算接觸疲勞許用應(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。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n2jLh=60×315.67×1×10×3×8×300=1.36×109 N2=N1i23=1.36×1093.49=3.91×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.881=528MPa 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 d3≥　32KT2φdu+1uZEZHZεZβσH2=　32×1000×1.3×61.111×3.49+13.49×189.8×2.45×0.662×0.9874952=42.546mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度v v=π×d3t×n260×1000=π×42.546×315.6760×1000=0.7m╱s ②齒寬b b=φdd3t=1×42.546=42.546mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 0.7 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T2d3t=2×1000×61.1142.546=2872.655N KAFt1b=1×2872.65542.546=67.52N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 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 = 1.451。 則載荷系數(shù)為： K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1.4×1.451=2.133 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d3=d3t×3KKt=42.546×32.1331.3=50.181mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d3cosβZ3=50.181×cos13°26=1.881mm 模數(shù)取為標準值mn = 3mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a=Z3+Z4mn2cosβ=26+89×32×cos13°=177.033mm 中心距圓整為a = 175 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arccosZ3+Z4mn2a=arccos26+89×32×175=9.701° 即：b = 9°42′4″ （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d3=mnZ3cosβ=3×26cos9.701°=79.13mm d4=mnZ4cosβ=3×89cos9.701°=270.869mm （4）計算齒輪寬度 b=φdd3=1×79.13=79.13mm 取b4 = 80 mm、b3 = 85 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 σF=2KT2YFaYSaYεYβcos2βφdmn3Z32 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算當量齒數(shù) ZV3=Z3cosβ3=26cos9.701°3=27.147 ZV4=Z4cosβ3=89cos9.701°3=92.926 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： βb=arctantanβcosαt=arctantan9.701°×cos20.482°=9.099° 當量齒輪重合度： εαv=εαcos2βb=1.667cos9.099°2=1.71 軸向重合度： εβ=φdZ3tanβπ=1×26×tan9.701°π=1.415 重合度系數(shù)： Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.71=0.689 ③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yb Yβ=1-εββ120°=1-1.415×9.701120°=0.886 ④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.21 YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.8 ⑤計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = 1.451，結(jié)合b/h = 11.85查圖得KFb = 1.421 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.4×1.421=2.089 ⑥計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 = 0.86 取安全系數(shù)S=1.4，得 σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.86×3801.4=233.43MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF=2KFT2YFa1YSa1YεYβcos2βφdmn3Z32=2×1000×2.089×61.11×2.56×1.62×0.689×0.886×cos29.701°1×33×262=34.41MPa≤σF1 σF=2KFT2YFa2YSa2YεYβcos2βφdmn3Z32=2×1000×2.089×61.11×2.21×1.8×0.689×0.886×cos29.701°1×33×262=33.006MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)Z3 = 26、Z4 = 89，模數(shù)mn = 3 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 9.701°= 9°42′4″，中心距a = 175 mm，齒寬b3 = 85 mm、b4 = 80 mm。 6.齒輪參數(shù)總結(jié)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(shù)m 3mm 3mm 齒數(shù)z 26 89 螺旋角β 左9°42′4″ 右9°42′4″ 齒寬b 85mm 80mm 分度圓直徑d 79.13mm 270.869mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)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 85.13mm 276.869mm 齒根圓直徑df d-2×hf 71.63mm 263.369mm 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計 6.1 輸入軸的設(shè)計 1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 2.1 KW n1 = 1430 r/min T1 = 14.02 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 = 50.725 mm 則: Ft=2T1d1=2×1000×14.0250.725=552.8N Fr=Ft×tanαncosβ=552.8×tan20°cos9.701°=204.1N Fa=Ft×tanβ=552.8×tan9.701°=94.5N 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=A0×3P1n1=112 ×32.11430=12.7mm 輸入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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT1=1.3×14.02=18.2Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時兼顧電機軸直徑28mm，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為24 mm故取d12 = 24 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.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 = 30 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 34 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 38 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 36 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7207C，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7207C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 56 mm，d56 = d1 = 50.725 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(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?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，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 = 85 mm，則 l45 = b3+c+Δ+s-15 = 85+12+16+8-15 = 106 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(jù)7207C軸承查手冊得a = 15.7 mm 第一段軸中點距左支點距離L1 = 36/2+50+15.7 = 83.7 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 56/2+32+106-15.7 = 150.3 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 56/2+9+32-15.7 = 53.3 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=552.8×53.3150.3+53.3=144.7N FNH2=FtL2L2+L3=552.8×150.3150.3+53.3=408.1N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d12L2+L3=204.1×53.3+94.5×50.7252150.3+53.3=65.2N FNV2=Fa×d12-FrL2L2+L3=94.5×50.7252-204.1×150.3150.3+53.3=-138.9N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=144.7×150.3=21748Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=65.2×150.3=9800Nmm MV2=FNV2L3=-138.9×53.3=-7403Nmm 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=217482+98002=23854Nmm M2=MH2+MV22=217482+-74032=22973Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M12+αT12W=238542+0.6×14.02×100020.1×50.7253=1.9MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)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(shè)計 1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 2.02 KW n2 = 315.67 r/min T2 = 61.11 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 = 229.275 mm 則: Ft1=2T2d2=2×1000×61.11229.275=533.1N Fr1=Ft1×tanαncosβ=533.1×tan20°cos9.701°=196.8N Fa1=Ft1×tanβ=533.1×tan9.701°=91.1N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 79.13 mm 則: Ft2=2T2d3=2×1000×61.1179.13=1544.5N Fr2=Ft2×tanαncosβ=1544.5×tan20°cos9.701°=570.3N Fa2=Ft2×tanβ=1544.5×tan9.701°=263.9N 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，?。篈0 = 107，得: dmin=A0×3P2n2=107 ×32.02315.67=19.9mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.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。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 19.9 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7208C，其尺寸為d×D×T = 40×80×18 mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 45 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 = 51 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 = 49 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 53 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7208C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 45 mm。 4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 85 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 = 83 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。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 18 mm，則 l12 = T+Δ+s+2 = 18+16+8+2 = 44 mm l67 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 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(jù)7208C軸承查手冊得a = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (51/2-2+46.5-17)mm = 53 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (51/2+14.5+85/2)mm = 82.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (85/2-2+44-17)mm = 67.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=533.1×82.5+67.5+1544.5×67.553+82.5+67.5=907.5N FNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=533.1×53+1544.5×53+82.553+82.5+67.5=1170.1N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=Fr1L2+L3+Fa1×d22-Fr2L3+Fa2×d32L1+L2+L3=196.8×82.5+67.5+91.1×229.2752-570.3×67.5+263.9×79.13253+82.5+67.5=58.7N FNV2=Fr1L1-Fa1×d22-Fr2L1+L2-Fa2×d32L1+L2+L3=196.8×53-91.1×229.2752-570.3×53+82.5-263.9×79.13253+82.5+67.5=-432.2N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： MH1=FNH1L1=907.5×53=48098Nmm MH2=FNH2L3=1170.1×67.5=78982Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L1=58.7×53=3111Nmm MV2=FNV2L3=-432.2×67.5=-29174Nmm 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=480982+31112=48199Nmm M2=MH22+MV22=789822+-291742=84198Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M12+αT22W=481992+0.6×61.11×100020.1×453=6.6MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)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(shè)計 1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 P3 = 1.94 KW n3 = 90.45 r/min T3 = 204.83 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 = 270.869 mm 則: Ft=2T3d4=2×1000×204.83270.869=1512.4N Fr=Ft×tanαncosβ=1512.4×tan20°cos9.701°=558.4N Fa=Ft×tanβ=1512.4×tan9.701°=258.4N 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 ×31.9490.45=31.1mm 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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT3=1.3×204.83=266.3Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.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，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 46 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)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(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 46 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7210C，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d78 = 50 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 20+15 = 35 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7210C型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 57 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 55 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 = 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l67 = 78 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 55 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 67 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?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 20 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 51 mm，則 l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 51+12+5+2.5+16+8-12-15 = 67.5 mm l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 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(jù)7210C軸承查手冊得a = 19.4 mm 第一段軸中點距左支點距離L1 = (82/2+50+19.4)mm = 110.4 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (80/2+12+67.5+35-19.4)mm = 135.1 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (80/2-2+48.5-19.4)mm = 67.1 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=1512.4×67.1135.1+67.1=501.9N FNH2=FtL2L2+L3=1512.4×135.1135.1+67.1=1010.5N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d42L2+L3=558.4×67.1+258.4×270.8692135.1+67.1=358.4N FNV2=Fa×d42-FrL2L2+L3=258.4×270.8692-558.4×135.1135.1+67.1=-200N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=501.9×135.1=67807Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=358.4×135.1=48420Nmm MV2=FNV2L3=-200×67.1=-13420Nmm 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=678072+484202=83320Nmm M2=MH2+MV22=678072+-134202=69122Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M2+αT32W=833202+0.6×204.83×100020.1×553=8.9MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)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(lián)接的選擇及校核計算 7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×32mm，接觸長度:l' = 32-8 = 24 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×7×24×24×1201000=121Nm 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(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×9×31×45×1201000=376.6Nm 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(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×9×66×45×1201000=801.9Nm 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 = 16mm×10mm×70mm，接觸長度:l' = 70-16 = 54 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×10×54×55×1201000=891Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 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 = 12mm×8mm×70mm，接觸長度: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≥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(jù)條件，軸承預計壽命： Lh=10×3×8×