1、機械設計課程設計 計算說明書題目：圓錐-圓柱齒輪減速器（5-C）姓 名：高智韜班 級：05020902 指導老師：陳國定目錄一、設計任務說明 2二：傳動簡圖的擬定2三：電動機的選擇 2四：傳動比的分配3五:傳動參數的計算3六:減速器傳動零件設計計算 41. 高速級直齒錐齒輪傳動的設計計算 42. 中間級斜齒圓柱齒輪傳動設計計算 83低速級鏈傳動的設計計算 11七：初算軸徑13八：選擇聯軸器和軸承13九：繪制設計用裝配底圖 14十：軸系零件設計校核 15十一：軸承壽命校核24十二：鍵選擇及強度校核 28十三：箱體及附件設計30十四：潤滑密封設計33十五：心得體會33十六：參考書目34、設計任務說

2、明1.設計任務設計鏈板式輸送機的傳動裝置2.原始數據題號5-C輸送鏈的牽引力F/kN7輸送鏈的速度v/（m/s）0.4輸送鏈鏈輪的節圓直徑d/mm3833.工作條件連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差正負5%。二：傳動簡圖的擬定。1. 類型和結構形式的選擇選擇丫系列電動機。具有結構簡單，價格低廉，維護方便，可直接接于 三相交流電網中等顯著特點。2. 功率的確定Pw =1000 nw=7000 X0.41000 X 0.95=2.947kW電動機至工作機的總效率n伸聯時）。彈性聯軸器效率n 1 = 0.99，球軸承效

3、率n 2= 0.99,8級精度錐齒輪n 3 = 0.96,8級精度圓柱齒輪n 4 = 0.97,滾子鏈傳動效率n 5 = 0.96.4n = n d n n o n n = 0.99 xo.994 xo.96 xo.97 xo.96 = 0.85012345所需電動機的功率Pd(kW).Pd =n2.9470.850=3.467電動機額定功率pm.按照Pm > pd來選取電動機型號。3.轉速的確定根據丫系列常用轉速，選擇同步轉速1000r/min的電動機。丫系列三相異步電動機，型號為 丫132M16。機座帶底腳，端蓋無凸緣。型號額定功 率(kW)滿載轉速(r/min)同步轉速(r/min

4、)軸伸長 度(mm)軸伸直 徑(mm)電動機總 長(mm)Y132M1-6496010008038515四：傳動比的分配電動機滿載轉速nm = 960r/min ,工作機的轉速nw = 60 x100學=60 X1000 x0.4783= 19.946r/minnx 383nm 960 i =48.13nw 19.946一般圓錐一一圓柱齒輪減速器，高速級錐齒輪傳動比i1可按下式分配i1 = 0.25i = 1212明顯過大，根據一般錐齒輪傳動比的限制，取i1 = 3. 再取圓柱齒輪傳動比i2 = 4.取鏈傳動傳動比i3 =!= 4.01丨1 x 2五:傳動參數的計算1. 各軸轉速n (r/mi

5、n )高速軸I轉速 n i = nm中間軸U轉速低速軸川轉速滾筒軸W轉速2.n = n m/(i 1 xi2)n = nm/(i 1 xi2 x i3)各軸的輸入功率P(kw)4n = n 1 n 2 n 3 n 4 n 5高速軸I輸入功率 中間軸U輸入功率 低速軸川輸入功率 滾筒軸W輸入功率3.高速軸I輸入轉矩 中間軸U輸入轉矩PI = Pm n 1Pn = Pi n2 n 3Pm = Pnn 2 n 4Pw = Pm n 2 n 5各軸的輸入轉矩T (N m)TI = 9550P I /n I低速軸川輸入轉矩Tm = 9550P 皿/n 皿滾筒軸W輸入轉矩T出=9550P w /n wTn

6、 = 9550P n /n n電機軸軸I軸U軸川滾筒軸W功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977轉矩 T/(N m)34.14197.320373.8831421.518轉速 n/(r/mi n)9609603208020傳動比i1344效率n0.990.95040.96030.9504根據以上計算數據列出下表，供以后設計計算使用六:減速器傳動零件設計計算1.高速級錐齒輪的設計計算(1) 選擇材料，精度，齒數。小齒輪選擇40Cr鍛鋼，調質處理，硬度250-260HBS大齒輪選擇45鋼，鍛鋼硬度200-210HBS 8級精度。選小齒輪齒數20,大齒輪齒數60.(2) 按齒面

7、接觸疲勞強度計算。d1 > 2.92<KT1?r(1 - 0.5?r)2u分別確定公式內各個計算數值。參數依據結果載荷系數Kt試選1.6小齒輪轉矩T1前期計算34141N mm彈性影響系數Ze表10-6,鍛鋼配對189.8MPa1/2齒寬系數？ R通常取1/31/3齒數比u大小齒輪齒數3接觸疲勞強度極限CHlim1圖10-21d，中等質量，硬度 250HBS700MPa接觸疲勞強度極限02圖 10-21d 中等質 量,200HBS550MPa應力循環次數N1N1=60n1jLh2.765X 109應力循環次數N2N2=N1/u9.22X 108接觸疲勞壽命系數Khn1和KhN2圖

8、10-19,N1N2,允許一 定點蝕,調質剛Khn1 = 0.92KhN2 = 1.01許用接觸應力chr ,KHN1 Cim1ch1 =S失效概率1%，S=1644Mpa許用接觸應力KhN2 Cm2CH2 =s失效概率1%，S=1555.5MPa參數確定完畢，將較小的oh代入公式中,ditKT1292"尋)2?R忘? R)2u = di>3 , 189.8 c 1.6 X 341412.92 V（555.5 ）1/3（1-1/6）_3=61.147mm錐齒輪平均分度圓直徑dm = d（1 - 0.5?R）=50.955mm 計算圓周速度v。錐齒輪圓周速度需按照平均分度圓直徑計

9、算nd n1 n X 50.955 X 960v = 2.561m/s60 X 100060000計算實際載荷系數載荷系數K=KaKvK aK bKa：根據工作載荷狀態（輕微沖擊）和原動機類型（電動機）,Ka = 1.25.Kv：根據v=2.561m/s,8級精度，由圖10-8,錐齒輪第一級精度，按 照9級精度，查得動載系數Kv =1.15.K a： K a = 1K B：根據 KHB = KFB = 1.5KHB be。由表 10-9，Khb be = 1.250 KHB =KFB = 1.5KHB be = 1.875 0K=Ka KvK aK B = 1.25 X1.15 X 1.875

10、 = 2.695校正分度圓直徑。3 K3 2.695d1 = d1t X =61.147X=72.754K|1.6計算模數。d1m1 = = 3.6377Z1(3)按齒根彎曲疲勞強度計算34KTiYFaYsam > V?r(1 - O.5?r)2z2Vu2 + 1 時參數依據結果載荷系數KK=KaKvK aK32.695小齒輪轉矩T1前期計算34141N -mm齒寬系數？r通常取1/31/3齒數比u大小齒輪齒數3彎曲疲勞強度極限牛E1圖10-20C,中等質量，硬度 250HBS580MPa彎曲疲勞強度極限CFE2圖 10-20C中等質 量,200HBS420MPa應力循環次數N1N1=6

11、0nijLh2.765X 109應力循環次數N2N2=N1/u9.22X 108彎曲疲勞壽命系數Kfni和KFN2圖10-18,N1N2,調質剛Kfni = 0.82Kfn2 = 0.9許用彎曲應力cfir ,KFN1 ElCF1 = SS=1.5317MPa許用彎曲應力CF】2r iKfN2 CFE2間2 = -s-S=1.5252MPa齒形系數Wai表 10-52.80應力校正系數Ysai表 10-51.55齒形系數YFa2表 10-52.28應力校正系數Ysa2表 10-51.73確定公式中參數。系數已經確定。對比大小齒輪YFaYsaCFYFal YsalFlYFa2Ysa2F2=0.0

12、137=0.0157大齒輪數值較大。將大齒輪數值代入公式。34KTiYFaYSam > V?r(1 - O.5?r)2z2VU + 1 f34 X 2.695 X 34141V1/3(1 - 1/6) 2202 V3 + 1X0.0157 = 2.702對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 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(即模數與齒數的乘積)有關,可取由彎曲強度算得的模數 2.702就近 圓整為標準值 m=3 mm。按接觸強度所得的分度圓直徑d1=72.754mm,算出小

13、齒輪齒數d172.754=24.251大齒輪齒數z2 = 3 X25 = 75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，并做到結構緊湊，避免浪費。(4) 幾何尺寸計算。計算分度圓直徑di = zim = 25 X3 = 75d2 =z2m =75 X3=225計算錐角u =Z2= cotZ16 = ta n 6得6 = 18.43° 6 :=71.570計算錐距R：=v()2+ (7)2=118.59計算齒寬b =R -?r =:39.5d1(1 -0.5? r) = 62.5計算平均分度圓直徑dm1 =dm2 =d2(1 -0.5? R) = 18

14、7.5計算平均模數mm =:m(1 -0.5?r)=:2.5計算當量齒數Zvi =二，=26.35cos 0iZv2Z2cos 62=237.23結構選擇。小齒輪齒頂圓直徑v 160m m，選用實心結構。 大齒輪齒頂圓直徑160m m，選用腹板式結構。高速級錐齒輪的主要設計參數小錐齒輪大錐齒輪小錐齒輪大錐齒輪齒數z2575錐距R118.59mm齒寬b39.5mm39.5mm模數m3mm錐角18.43 °71.57 °平均模數2.5mm分度圓直徑75mm225mm當量齒數26.35237.23平均分度圓 直徑62.5mm187.5mm結構實心腹板式2. 中間級圓柱齒輪的設計（

15、1）選精度等級，材料及齒材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為250HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為200HBS仍選用8級 精度。該級齒輪傳動比為4,選擇小齒輪齒數z1 = 18，大齒輪齒數z2 = 72,初選螺旋角B= 14 °（2）按齒面接觸強度計算設計。u ±1d £a按式（10-21）試算，即參數依據結果載荷系數Kt試選1.6小齒輪轉矩T1前期計算97320N mm區域系數Zh圖 10-30,薩 14°2.433彈性影響系數Ze表10-6,鍛鋼配對189.8MPa1/2齒寬系數？d表 10-71重合度5圖 10-2

16、6,3= 14° 5 1 =0.73 a5= 0.891.62齒數比U大小齒輪齒數3接觸疲勞強度極限CHlim1圖10-21d，中等質量，硬度 250HBS700MPa接觸疲勞強度極限CHlim2圖 10-21d 中等質 量,200HBS550MPa應力循環次數N1N1=60n1jLh9.216X 108應力循環次數N2N2=N1/u3.072X 108接觸疲勞壽命系數Khn1和KHN2圖 10-19,N1N2,允許一 定點蝕,調質剛KHN1 = 1.02Khn2 = 1.06許用接觸應力中1r 1KhN1 Cm1ch1 =s失效概率1%，S=1714Mpa許用接觸應力ch】2KhN

17、2 Cm2 CH2 =s失效概率1%，S=1583MPad1t>ZhZe)分別確定公式內各個計算數值。將較小的值代入公式計算d1t>咅仝半)2 =?d £a U HX1.6 X97320 3+ 1 2.433 X 189.81 X1.623 (583)2=54.38計算圓周速度nd nv =60 X1000計算齒寬nX 54.38 X32060000=0.91m/sb = ?d it = 1 x54.38 = 54.38mm計算齒寬與齒高比b bb54.38-=54.38/(2.25 X() = 8h 2.25mt 2 25 如18計算實際載荷系數載荷系數K=KaKvKJ

18、<bKa：根據工作載荷狀態(輕微沖擊)和原動機類型(電動機),Ka =1.25.Kv：根據v=0.91m/s,8級精度，由圖10-8,錐齒輪第一級精度，按 照9級精度，查得動載系數Kv =1.1.Ka：由表 10-3, Kh« = Kf« = 1.2K 3：由表10-4,非對稱分布，Khb = 1.454,由表 10-13, Kfb = 1.37接觸疲勞載荷系數，K=KaKvK aK 3 = 1.25 X 1.1 X1.2 X 1.454 =2.399彎曲疲勞載荷系數 K=KaKvKaKb = 1.25 X 1.11 X 1.2 X1.37 =2.26校正分度圓直徑。

19、3 K3 2.399d1 = d1t G =54.38X =62.242Kt1.6計算當量模數。d1 cos 14 °mn = 3.355Z1> 3嚴丫坪2 B YFaYsa(3) 按齒根彎曲強度計算設計。參數依據結果彎曲疲勞載荷系數kK=KaKvK aK32.26小齒輪轉矩T1前期計算97320N -mm齒寬系數？d一般 0.9-1.351齒數比u大小齒輪齒數4重合度5圖 10-26, B= 14°, 51 =0.73= 0.891.62彎曲疲勞強度極限cfe1圖10-20C,中等質量，硬580MPan?dZ( £a f確定參數.度 250HBS彎曲疲勞強

20、度極限CFE2圖 10-20C中等質 量,200HBS420MPa應力循環次數N1N1=60n1jLh9.216X 108應力循環次數N2N2=N1/u3.072X 108彎曲疲勞壽命系數Kfn1和KFN2圖10-18,N1N2,調質剛Kfn1 = 0.9Kfn2 = 0.95許用彎曲應力cf1KfN1 CFE1°F1 =sS=1.5348MPa許用彎曲應力CF2_ -KfN2 CFE2CF2 =sS=1.5266MPa螺旋角影響系數丫圖 10-280.88當里齒數Zv1Z1Zv1 =3 qcos3 B19.70當里齒數zv2Z2Zv2 =3cos3 B78.81齒形系數丫1表10-

21、5， 當量齒數2.80應力校正系數Ysa1表10-5當量齒數1.55齒形系數YFa2表10-5當量齒數2.22應力校正系數Ysa2表10-5當量齒數1.77系數已經確定對比大小齒輪YFaYSa<f=0.0125=0.0148YFa1 Ysal刃1YFa2YSa2F2大齒輪數值大。將較大數值代入公式中計算mn：?KTiYb cos2?d Zl £aBYFaYsa_ FX0.0148X 2.26 X 97320 X0.88 X cos2 141 X 182 X1.62=2.174對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的發面模數 mn大于齒根 彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數m

22、n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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的法面 模數2.174就近圓整為標準值2.5mm。按接觸強度所得的分度圓直徑di=62.242 mm，算出小齒輪齒數d1 cos B62.242 cos 14=24.15 宀 24m n2.5大齒輪齒數z2 = 4 X24 = 96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，并做到結構緊湊，避免浪費。(4) 尺寸計算。計算中心距a(Zi + Z2)mna= - = 154.59mm2 cos B圓整為155mm修正螺旋角(

23、z1 + z2)m nB= arccos-=14° 353"2aB改變不多，其他不需要修正。計算分度圓直徑Z1 m-2.5 ”d1 = - - = 24 X'° 333 = 58.06cos Bcos14Z2mn。， d2 = 96 X2.5/cos14° 33= 248.0cos B計算齒輪寬度b = ?d d1 = 58.06圓整后取 B2 = 60mm， B1 = 65mm(5) 齒輪結構選擇。小齒輪齒頂圓直徑v 160m m，選用實心結構。 大齒輪齒頂圓直徑160m m，選用腹板式結構。中間級斜齒圓柱齒輪的主要設計參數小齒輪大齒輪小齒輪大

24、齒輪齒數z2496中心距a155mm齒寬B65mm60mm當量模數mn2.5mm修正后螺旋角14 ° 35' 33 結構實心腹板式分度圓直徑58.06mm248.00 mm當量齒數19.7078.81齒頂圓直徑67.17mm253.17mm齒根圓直徑56.19mm242mm3.低速級鏈傳動設計計算需要傳遞的功率為3.132kW,主動鏈輪轉速n1 = 80r/min(1) 選擇鏈輪齒數取小鏈輪齒數z1 = 18，大鏈輪齒數z2 = i z1 = 4 X 18 = 72(2) 確定計算功率由表9-6,輕微沖擊，工況系數Ka=1.0。由圖9-13,齒數18,主動鏈輪齒數系數Kz =

25、 1.45。取單排鏈。則計算功率為PCa = Ka KzP = 1.0 X1.45 X3.132=4.5414kw(3) 選擇鏈條型號和節距根據PCa = 4.5414kW和 n = 80r/min。查圖 9-11,可選擇 20A。 查表9-1，鏈條節距為p=31.75mm。(4) 計算鏈節距和中心距初選中心距 ao = (3050)p = (3050 ) X 31.75 = 取ao = 1000mm，相應的鏈長節數為ao Z1 + Z2Z2 - Z1 2 pLpo = 2B+h+(K )2ao=110.34取鏈長節數Lp為110節。f1 = 0.24087 ,則鏈傳動的最大查表9-7得到中心

26、距計算系數 中心距為a = f1 p2L p - (z1 + z2) = 0.24087 X 31.75 X (2 X110 - 90)=994.19mm(5) 計算鏈速v,確定潤滑方式。=0.762m/sn1z1 p90 X18 X 31.75v =60 X 100060000查圖9-14,選擇滴油潤滑。(6) 計算壓軸力?有效圓周力為：P3.132Fe = 1000 = 1000 X'= ?.?ev0.762鏈輪水平布置，壓軸力系數，KFp = 1.15。壓軸力為 ?Kfp Fe = 4726.776N。低速級鏈輪的主要設計參數小齒輪大齒輪齒數z1872號 鏈20A (節距 31.

27、75mm排數1鏈節數104最大中心距994.19mm七：初算軸徑1. 選擇材料選擇45剛，調質處理。許用扭轉切應力t = 35Mpa2. 按照扭轉強度條件初步估算軸徑。電機軸軸I軸U軸川滾筒軸W功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977轉速 n/(r/mi n)9609603208020軸I :3 9550000Pd=16959mm、3550000P"0.2 Tn=24.046mm軸川:、3550000P八 0.2 Tn=37.66mm考慮到軸上鍵槽的影響，對于d< 100mm的軸，直徑放大5%.di = 16.959 X 1.05 = 17.807mmd2

28、 = 24.046 X1.05 = 25.248mmd3 = 37.66 X 1.05 = 39.543mm八：選擇聯軸器和軸承。1. 選擇高速輸入軸聯軸器1. 類型選擇選擇彈性柱銷聯軸器，適用于連接兩同軸線的傳動軸系，并具有補 償兩軸相對位移和一般減振性能。工作溫度-2070C。2. 載荷計算公稱轉矩 T = 9550000 P = 9550000 X3467 = 34489.427N -mm 由 n960表14-1查得Ka = 1.5，由Tca = KaT計算得到計算轉矩Tca = 34489.427 X1.5 = 51734.14N mm3. 型號選擇根據轉矩，軸最小直徑17.807mm

29、選擇型號。查彈性柱銷聯軸器GB/T-5014-2003, LX1聯軸器可以滿足要求。主 要參數如下。型號公稱轉矩許用轉速轉動慣量質量LX1250N - m8500r/mi n0.002kg - m22kg輸出端軸孔長度輸出端軸徑52mm18mm2. 選擇軸承類型考慮到有軸向、徑向載荷，選擇角接觸球軸承，尺寸系列02。0級公差，0組游隙。a= 25°脂潤滑。九：繪制基本結構裝配底圖女口圖為主要內箱的裝配底圖，基于此圖進行后邊的軸系設計。 查手冊表5-1,表5-2，表5-3。箱座壁厚與箱蓋壁厚3=色=8mm。地腳螺栓直徑 df = 0.018(dmi + dm2 ) + > 12m

30、m。取df = 12mm。箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2 = (0.50.6)df= 67.2。根據螺栓標準取 8mm。對應螺栓的扳手空間，至外箱壁距離ci = 13mm，至凸緣邊緣直徑C2 = 11mm。?1= ?2= 8mm， ?4= 4.88mm，取?4= 6mm。?5 > 8mm，初取 8mm。 后邊設計時要保證小錐齒輪在箱體中心。十：軸結構設計。1.輸入軸I設計。選擇材料45鋼，調制處理，硬度HBS250設計基本結構并且確定尺寸：Lb軸最小直徑17.807,取d1= 18mm。查聯軸器參數L1=52,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在 軸的端面上，L1取略短一些，L1=50

31、b聯軸器右端需一個軸肩，故取 d2=25mm。確定d3為軸承配合，需要5的倍數，取d3=30mm。查角接觸球軸承(GB/T 292-1994),取7206AC,內徑30mm，外徑D=62mm, 寬度 B=16mm,安裝尺寸？?= ?也就是 d4>36mm，取 d4=38mm。d5=d3=30mm。有一個軸肩，取d6=24mm。采用軸端擋圈加雙螺釘固定錐齒輪的右端，查手冊34頁確定L4, L6。兩軸承距離為Lb，與錐齒輪靠近的軸承與錐 齒輪分度圓處距離為Lc。如下圖。一般取Lb = 2Lc,或Lb = (2.53)d, d為安裝軸承處的直徑。我們取Lb = 2.5d = 75mm。取Lc

32、= 38mm。?L4=?- ?2?) = 59mm.查機械設計圖10-39,錐齒輪結構，錐齒輪與軸配合部分長度L=( 1-1.2)d,此處 d=d6=24mm。取 L=30mm。套杯伸出厚度為6mm，貝U L6約為30+6=36mm。取L6=36mm。L2長度為套杯凸緣厚度，軸承蓋厚度，加上一段距離。查手冊圖6-29,根據套杯內徑62mm,凸緣厚度取S=(0.080.1)D取S=6mmo根據圖6-27凸 緣式軸承蓋，軸承外徑62mm,螺釘直徑6mm，凸緣厚度e=1.2x螺釘直徑 =7.2mm,圓整為 8mm, L2>8+6=14mm 取 L2=30mm。套杯凸緣厚度，伸出后邊伸出長度，壁

33、厚均為6mm。固定軸承蓋和套杯的螺釘為4個，對稱螺釘中心距為 D°=D+2S+2.5D3=62+4.5X 6mm=89mm。套 杯凸緣處直徑 D2=D0+3d3=89+3X 6=107mm。套杯總長103mm。L3與軸承配合。取 L3=B=16mm。為了使甩油環與軸肩不接觸，直接頂到軸承內圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。2.輸入軸I校核。受力分析畫受力分析圖L1L2L1LdlL5L66373.»V?n'FsHl FaZFrFdl閱JV/v/F加zFt已知T仁34.141N- m, dm1 = 62.5mm，小錐齒輪的錐角=18.43(1) 計算錐齒輪部分受力

34、2T圓周力 Ft =1 = 1092.5N ,dm1徑向力 Fr = Ft tan a cos=377.24N ,軸向力 Fa = Ft tan asin=125.71N計算軸承處作用力水平面內Z方向上力平衡：Fnh1 - Fnh2 + Ft = 0垂直面內力平衡： F NV1 - FnV2 + Fr = 0豎直面內對右邊軸承處力矩平衡:水平面內對右邊軸承處力矩平衡:得：Fnh1 = 564.83N ,73.5Fnv1 + (寸)Fa - 38Fr = 073.5Fnh1 - 38Ft = 0Fnh2 = 1657.33N ,Fnvi = 141.59NFnv2 = 518.83(2) 畫彎矩

35、圖根據上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產生 的彎矩，并按結果分別作出水平面上的彎矩 Mh圖和垂直面上的彎矩圖MV圖；然 后按式m = VmH + mV并作出m圖及扭矩圖。畫水平方向和豎直方向彎矩圖：M = VmH + mV = V (564.83 X 73.5)2 +(141.59 X73.5) 2 = 42799.5N ?mm處，3.校核軸的強度轉矩圖：T=34.141Nm已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，考慮彎曲應力和扭轉應力循環特性不同的影響，引入折合系數a =0.6，計算應力 cca = "o2 + 4

36、( aT從彎扭圖中可以看出，危險截面為右邊軸承處，其軸徑為d6=24mm，將彎曲應力o二M，扭轉切應力t= 士，帶入計算應力公式，則軸的彎扭合成W2W 5強度條件為CCa ="(W)-1 W為軸的抗彎截面系數，mm3，查表15-1可得其值為W = 弟-b(d2d 其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表 6-1，鍵寬 b=8mm，高 h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。8 心5(3°- 35)2 = 2323.002mm 32 X 30nd bt(d - t)2 _ nX30332- 2d-32代入公式軸最小直徑為25.248mm，與軸承配合取 d仁d3=3

37、0mm。 一個軸肩，取d2=38mm。此軸各長度與箱體結構有關，根據繪制的減速器裝配底圖，分析確定軸 上各段長度。CCa =/ / M、aTV (而)+ 4 ()= 20.043MPaW2W查表15-1 Q 強度足夠。：1 ，45 鋼，調質，on = 60Mpa。3.軸U設計。選擇材料45鋼，調制處理，硬度HBS25Q取輪轂內側邊緣距離小圓柱齒輪a仁7mm。則距離大齒輪邊緣為7+5/2=9.5 ,可以保證安全距離。圖中 a2=37.5-21-a 1= 9.5 則 L=65-9.5+6=61.5mm 另外一側 a3=L-37.5+(45-21)=0即輪轂貼在甩油環上。由此分析確定軸上各長度。L1

38、為輪轂長度加上軸伸入箱壁長度。伸入箱 壁長度為壁厚B減去軸承蓋腿長 m,取m=5mm丄1=45+B-m=45+32-5=72mmL2=a1=7mm。L3為小圓柱齒輪寬加上?4，加上伸入箱壁長度。L3=65+6+32-5=98mm。4. 軸U強度校核。(1) 計算受力。畫受力分析圖。乂 LXf_11由軸I小錐齒輪受力分析，得到大錐齒輪上受力情況。Q-T圓周力 Fti = -1 = 1092.5Nd mi徑向力 Fri = 125.71N軸向力 Fai = 377.24N小圓柱齒輪受力情況如下:圓周力Ft2 :2T22 X 97320=3352.4Nd158.06徑向力Fr2 :Ft2tan a3

39、352.4 X tan20 ° 小小小= n = 1260.8Ncos BCOS143533軸向力；/f!=Ft2 tan B= 3352.4 Xtan 14 ° 333 = 872.8N水平面內Z方向上力平衡：Fnhi - Fnh2 + Fti - Ft2 = 0豎直面內力平衡：Fnvi + Fnv2 + Fri - Fr2 = 0水平面內對軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：(43 + 60.5)FNH1 - nH2 - 112.5Fa1 + 60.5Ft1 = 0 豎直面內對軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：(43 + 60.5) Fnvi + 60.5 XFri - 57.5

40、Fnv2 = 0得：Fnhi = 819N,Fnh2 = 1440.9N ,F nv1 = 358.15NFnv2 = 776.94N(2) 畫彎矩圖。根據上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產生 的彎矩，并按結果分別作出水平面上的彎矩 Mh圖和垂直面上的彎矩圖Mv圖；然轉矩圖(3) 已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計 算。按第三強度理論，考慮彎曲應力和扭轉應力循環特性不同的影響，引入 折合系數a= 0.6，計算應力 £= 2 + 4 ( a T。從彎扭圖中可以看出， 危險截面為小圓柱齒輪安裝處，其軸徑為d = 30mm，彳將彎曲應力(

41、r= w， 扭轉切應力t= 2W，帶入計算應力公式，則軸的彎扭合成強度條件為M 2/ aT、2心=V( W)+ 4 (2W) WQnd3bt(d-t) 2W為軸的抗彎截面系數，mm3，查表15-1可得其值為-322d其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表 6-1，鍵寬 b=8mm，高 h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。nd bt(d - t)232- 2d代入公式nX303328 X3.5(30 - 3.5)22 X 30=2323.002mm 3Cba =2W2=25.136MPa查表 15-1(H ，45 鋼，調質，o-1 = 60Mpa。強度足夠。5. 軸川設計。選擇

42、材料45鋼，調制處理，硬度HBS250初步設計結構如下軸川最小直徑39.5mm，取d仁40mmo有一個軸肩定位小鏈輪，d2=45mm與軸承配合，取 d3=50mm。定位軸肩，取 d4=58mm, d5=53mm。 同樣軸承配合，d6=d3=50mm。根據已經選擇的鏈節號，計算鏈輪齒寬 bfi = 19.95mm，考慮到鏈板寬度、 鏈輪結構和鏈輪在軸端的固定，輪轂長度比鏈輪齒寬大一些，取L仁25mm。L2應該比軸承蓋腿長加上軸承蓋凸緣厚度長一些。腿長m=5mm，查得凸緣厚度 e=9.6mm，取 L2=25mm。L3約為箱體壁厚減去腿長，取 L3=27mm。L5應該比大圓柱齒輪齒寬小一些，取 L5

43、=57mm。大齒輪距離內壁安全距離為 6mm，通過結構決定L4=123-6-60=5mm。最終 繪制裝配圖時發現圓柱齒輪嚙合不好，修正為 L4=53mm，L3=30mm，軸的裝 配位置整體向聯軸器方向移動。改變甩油環的長度。軸上受力不變。L6=6+(60-57)+L3=36mm6. 軸川強度校核。(1)計算受力。畫受力分析圖。由軸U小圓柱齒輪受力分析，得到大圓柱齒輪上受力情況如下。圓周力 Ft2 = 3352.4N徑向力 Fr2 = 1260.8N軸向力Fa = 872.8N鏈輪處受力情況根據前邊滾子鏈傳動計算，有效圓周力3 1321000 X E= 4110.24N。壓軸力為 ?KFpFe

44、= 4726.776N。0.762H即 Fti = 4110.24N , Fri = 4726.776N。水平面內Z方向上力平衡：Fnhi + Fnh2 + Fti - Ft2 = 0豎直面內力平衡：Fri + Fr2 -FnVI - FnV2 = 0水平面內對軸與大圓柱齒輪連接處力矩平衡：PFe= 1000 廠(45 . 5 + 106)F ti + 106F nhi - 55Fnh2 = 0豎直面內對軸與大圓柱齒輪連接處力矩平衡：248(45 . 5 + 106)F r1 - 106F nv1 + Fa + 55F nv2 = 0得：Fnh1 = -4126.6N ,Fnh2 = 3368

45、.8N ,Fnv1 = 7165.5NFNV2 = -1177.9N(2) 畫彎矩圖。根據上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產生的彎矩，并按結果分別作出水平面上的彎矩 Mh圖和垂直面上的彎矩圖MV圖；然根據以前計算此處T=373.883N m(3) 計算校核。已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算。按 第三強度理論，考慮彎曲應力和扭轉應力循環特性不同的影響，引入折合系數a= 0.6，計算應力oca = V/+4 ( a T。從彎扭圖中可以看出，危險截 面為左邊軸承安裝處，其軸徑為d = 50mm，將彎曲應力o= M，扭轉切應力 t= 2W，帶入計

46、算應力公式，則軸的彎扭合成強度條件為/ / M、2aT 2bt(d-t) 2oa = 2( W)+ 4 (2W) W 01nd3W為軸的抗彎截面系數，mm3，查表15-1可得其值為 -32其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表 6-1，鍵寬 b=14mm，高 h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入。10967.59mm 3nd bt(d - t)2 _ nX50314 X4.5(50 - 4.5)232 - 2d-32-2 X 50代入公式/ M 2aT 2Oa 二 V( W)+ 4 ( 2W)= 25.987MPa查表 15-1 co ，45 鋼，調質，O1 = 60Mpa。強

47、度足夠。1一：軸承壽命校核預取軸承代號及重要參數如下,軸承代號 及軸內徑d/mm外徑D/mm寬 B/mm基本額定動負荷 Cr/KN額定靜負荷 Cor/KN7206AC(I軸)30621622.014.27206AC(II 軸)30621622.014.27210AC(III 軸)50902040.830.51. 高速軸上軸承的校核 畫受力分析圖。Fr2 F tR F辺印 qD中1 F“由軸的計算可知Fri =1736.6N, Fr2 =582.3N, Fa=125.71N。計算派生軸向力。7206AC, e=0.6&Fd2=0.68X Fr2=359.96NFdi=0.68X Fri=

48、1180.89N計算軸承軸向力。軸承 2 被壓緊，Fa2=Fd計Fa=1180.89+125.71=1306.6N軸承 1 被放松，Fa1=Fd1=1180.89N計算當量動載荷Fa1Fr1=0.68 = e,Fa2Fr22.24 > efp=1.1 , oFa1F r1=0.3125Fa2Fr21.15 > e查表 13-5, X1=1, Y1=0, X2=0.41, Y2=0.87,輕微沖擊,P1=1.1 X (X1X Fr1+Y1 X Fa1)=1910.26NP2= 1.1X (X2X E-2+Y2X Fa2)=1513.04N 計算壽命。106 C m10622000 3

49、Lh = 60n(Pm) =60X960(6)= 26519.7h10年，每年300天，每天16小時為48000h,壽命不足。改選圓錐滾子軸承30206，額定動載荷43200N。計算系數e=0.37,Y=1.6計算派生軸向力。Fd2=Fr2/(2Y)=181.97NFd1=Fr1/(2Y)=542.69N計算軸承軸向力。軸承 2 被壓緊，Fa2=Fd計Fa=542.69+125.71=668.4N軸承 1 被放松，Fa1=Fd1=542.69N計算當量動載荷查圓錐滾子軸承(GB/T 297-1994)徑向當量動負荷，當 Fa/Fr< e 時，Pr=Fr, 即卩 Pr1=Fh = 1736

50、.6N當 Fa/Fr>e 時，Pr=0.4FT+YF.，即卩 Pr2=0.4FT2+1.6Fa2=1302.36 將較大數值代入壽命公式，106 C m10643200 3十臥囪=60X960(濟宀紳旳 符合壽命要求。2.中間軸上軸承的校核 畫受力分析。Frl |1y FdiFa2IL1讓L由軸的計算可知Fri =893.89N,甩=1636.23N, Fai=377.24N。Fa2=872.8N 計算派生軸向力。7206AC, e=0.6&Fdi=0.68X Fri=607.85NFd2=0.68X Fr2=1112.63N計算軸承軸向力。軸承 2 被壓緊，Fa22=Fd 什F

51、a2-Fa1 = 1103.41N軸承 1 被放松，Fa11=Fd1=607.85N計算當量動載荷Fa1F r1=0.68 = e,Fa2Fr20.67 < efp = 1.1 , o查表 13-5, X1=1, Y1=0, X2=1, Y2=0,輕微沖擊,P1=1.1 X (X1X Fr1+Y1 X Fa11)=983.28NP2= 1.1 X (X2X F-2+Y2X Fa22)=1799.85N計算壽命。106 C m10622000 3Lh =()=()3 = 95116hh60n'FP/60 X 320 '1799.85 丿10年，每年300天，每天16小時為48000h,壽命滿足要求。3.低速軸上軸承的校核畫受力分析圖rFdl rLFa由軸的