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机械设计减速器设计说明书范本

49
2020年4月19日
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机械设计减速器设计说明书

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目 录

第一部分 拟定传动方案..............................................4
第二部分电机动机的选择传动比的分配.......................5
2.1 电动机的选择............................................5
2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6
第三部运动和动力分析...........................
第四部分 齿轮设计计算.........................................13
4.1 高速级齿轮传动的设计计算................................13
4.2 低速级齿轮传动的设计计算..............................

第五部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................25
5.1 输入轴的设计...........................................25
5.2 中间轴的设计...........................................30
5.3 输出轴的设计...........................................35

第六部分 齿轮的结构设计及键的计算.................................41
6.1输入轴齿轮的结构设计及键选择与校核.........................41
6.2 中间轴齿轮的结构设计及键选择与校核..................41
6.3 输出轴齿轮的结构设计及键选择与校核.........................41
第七部分 轴承的选择及校核计算....................................42

7.3 输出轴的轴承计算与校核...................................43
设计小结.......................................................49
参考文献.......................................................50

第一部分 拟定传动方案

1.1．初始数据
1.工作要求;设计一带式运输机上的传动装置,工作中有轻微振动,经常满载工作,空载启动,单向运转,单班制工作(每天8小时)运输带运输带容许误差为5%。减速器为小批量生产,使用年限为5年。
2.工况数据:F= N D=300mm V=1m/s
1.2. 传动方案特点
1.组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有一定的刚度。
3.确定传动方案:考虑到电机转速较高采用二级直齿圆柱齿轮减速器,。

备选方案
方案一:

对场地空间有较大要求,操作较为便捷

方案二:

对场地要求较小,操作不便

1.3方案分析
方案一的场地空间有着较大要求,操作较为便捷。方案二对场地要求较小,但操作不便。由设计要求可知场地不收限制,故选择方案一。

第二部分 电动机的选择及传动比的分配

2.1电机的选择

1.带轮的转速:
2.工作机的功率
3. 计算传动装置总效率

电机功率:
4. 电机的选择
查电机类型适用Y型电机,同步转速为1000/min,满载转速为940r/min,功率为2.2kw的电机型号为Y112M-6.
2.2传动比的分配
1. 总传动比的计算:
轴号
功率P/KW
转矩T/N·m
转速
传动比i
效率
电机轴
2.2
21.01
1000

高速轴
2.16
20.65
1000
1
0.903
中间轴
2.07
66.41
298.5
3.35
0.96
低速轴
1.99
299
63.65
4.69
0.96
工作轴
1.96
299
63.65
1
0.983
2. 传动比的分配
结合课程设计指导书推荐公式:,此处取1.4计算,可算得,符合齿轮单级传动比的规定。
第三部分 运动及动力分析

经计算可得各轴的速度与受力:

第四部分 齿轮传动的设计

4.1 高速级齿轮传动的设计计算
1.齿面接触疲劳强度计算
初选齿数:
小齿轮数z1=19大齿数z2=19×3.35=63.65取64
压力角a = 20°初选螺旋角β=14°
按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数KHt =1.3
计算小齿轮传递的转矩T1 =20.65N·m
选取齿宽系数φd = 1;由图查取区域系数ZH =2.433;传动比u=2.433
切向压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan20°/cos140°)=20.562°
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[19×cos20.562°/(19+2×1×cos14°)]=
31.84°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[64×cos20.562°/(64+2×1×cos14°)]=
24.668°
端面重合度ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π=1.60069
切面重合度eβ=φdZ1tanβ/π=1.5079
重合度系数Ze ==0.732;Zβ=
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa
查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 1.03、KHN2 = 1.1
小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =60×1000×1×300×5×8=7.2×108
大齿轮应力循环次数N2 =N1/u =7.2×108/3.35=2.149×108
[sH]1 = =618MPa;[sH]2 = =605MPa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[sH] = [sH]2 =605Mpa
试算小齿轮分度圆直径
=
=59.55mm
调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v = =3.118m/s;齿宽b = =59.55mm
计算实际载荷系数KH
由表查得使用系数KA =1.25;根据v=3.118m/s;7级精度
由图查得动载系数KV =1.12
齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t =693.53N;KAFt1/b =1.25×693.53/59.55=14.56
查表得齿间载荷分配系数KHa =1.4;KHb =1.42
KH = KAKVKHaKHb =1.25×1.12×1.4×1.42=2.783
可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1 = =59.55×=76.749mm
及相应的齿轮模数mα = d1cosβ/z1 =3.919mm
2.齿面弯曲疲劳应力校核
按齿轮弯曲疲劳强度设计KFt=1.3;βb=arctan(tanβcosαt)=13.14°
εαv=εα/cos2βb=1.688;Y=0.25+0.75/εαv=0.694
Yβ=1-εβ=0.824;Yε=0.25+0.75/ea=0.07185
由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 =2.84 YFa2 =2.25
YSa1 =1.55 YSa2 =1.76
计算
Zv1=z1/cos3β=20.8同理Zv2=70.06
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa
KFN1=0.85;KFN2=0.88
取安全系数S=1.4,得[sF]1 = = 303.57 MPa
[sF]2 = =238.86MPa
=0.0145;=0.0166取=0.0166
试算模数mt
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v = =1.204m/s;d1=m1z1=22.99mm
齿宽b = =22.99mm
宽高比h=(2ha*+c*)mt=2.7225;b/h=22.99/2.7225=8.44
计算实际载荷系数KF根据v=1.204m/s 7级精度查表Kv=1.08
由Ft1=2T1/d1=2×20.65/22.99=1.796×103N
KAFt1/b=1.25×1.796×103/22.99=97.65N/mm﹤100N/mm
查表得KFα=1.4由差值法KHβ=1.372结合b/h=8.44
查表得KFβ=1.26;KF = KAKvKFaKFb =1.25×1.08×1.4×1.26=2.381
按实际载荷算得齿轮模数m=
取标准值m=2mm
按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=76.749mm
算得小齿轮齿数z1=d1cosβ/m=37.23
取z1=37则z2=uz1=3.35×37.23=123.95取z2=124z1和z2互质
新传动比i=z2/z1=3.351
3.几何尺寸计算
计算中心距a = (d1+d2)/2 =165.925mm中心距圆整为165mm
修正后螺旋角β=arccos
大小齿轮分度圆半径d1=;d2=
齿宽b=φdd1=75.84mm取b2=76mm;b1=80mm
调整后强度校核
4.齿面接触疲劳强度校核
Ft1=2T1/d1=516.25N;KAFt1/b=1.25×516.25/80=8.066<100
查10-3表KHα=1.39;KH=KAKVKHαKHβ=2.76
T1=20.65N·m;Φd=1;d1=75.84mm;u=3.351;ZH=2.45;ZE=189.8MPa
Zε=0.64;Zβ=0.99
σH=<[σH]
齿根弯曲疲劳校核KF=2.4;T1=20.65N·m;YFa1=2.81;YFa2=1.74;Ysa1=1.50
Ysa2=2.22;Yε=0.715;Yβ=0.82;β=12.64°;Φd=1;m=2mm;z1=37
sF1 = =21.29MPa≤ [sF]1
sF2 = =11.26MPa≤ [sF]2
压力角α=20°;螺旋角β=12.64°
变位系数x1=x2=0;中心距a=165mm;齿宽b1=65mm;b2=60mm
小齿轮选用40Cr(调制),大齿轮选用45钢(调制),7级精度
5.齿轮参数总结和计算
代号名称
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m
2mm
2mm
齿数z
37
124
齿宽b
65
60mm
分度圆直径d
74mm
248mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0.25
齿顶高ha
2mm
2mm
齿根高hf
2.5mm
2.5mm
全齿高h
4.5mm
4.5mm
齿顶圆直径da
78mm
252mm
齿根圆直径df
69mm
243mm

6.2 低速级齿轮传动的设计计算
1. 初选数据
斜齿圆柱齿轮传动,压力角α=20°
选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS
初选小齿轮齿数z1=20大齿轮z2=93;u=4.65初选β=14°
2.齿面接触疲劳强度计算
按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数KHt =1.2;选取齿宽系数φd = 1;由图查取区域系数ZH =2.433
切向压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=20.562°
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] =31.408°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] =23.486°
端面重合度ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π=1.629
切面重合度eβ=φdZ1tanβ/π=1.587;重合度系数Ze ==0.714
Zβ==0.985;T1=66.41×103N·mm
查表得材料影响系数ZE=189.8Mpa
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa
查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 1.13、KHN2 = 1.18
小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =2.15×108
大齿轮应力循环次数N2 =N1/u =4.6×107
[sH]1 = =452MPa;[sH]2 = =432.68Mpa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即[sH]=432.68MPa
试算小齿轮分度圆直径
= 47.81mm
调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v = =0.747m/s;齿宽b = =47.81mm
计算实际载荷系数KH
由表查得使用系数KA =1.25;根据v=0.747m/s;7级精度
由图查得动载系数KV =1.03
齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t =2.79×103;KAFt1/b =72.94<100N·m
查表得齿间载荷分配系数KHa =1.4;KHb =1.511
KH = KAKVKHaKHb =2.724
可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1 = =62.83mm及相应的齿轮模数mα = d1cosβ/z1 =3.05mm
3. 按齿轮弯曲疲劳强度设计
4. KFt=1.2;βb=arctan(tanβcosαt)=13.14°
εαv=εα/cos2βb=1.718;Y=0.25+0.75/εαv=0.687
Yβ=1-εβ=0.815;Yβ=1-εβ=0.815
由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 =2.75;YFa2 =2.157
YSa1 =1.57;YSa2 =1.81
计算
Zv1=z1/cos3β=21.89同理Zv2=101.81
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa
KFN1=0.83;KFN2=0.95
取安全系数S=1.4,得[sF]1 = = 310MPa
[sF]2 = =240.67MPa
=0.0139;=0.0162取=0.0139
试算模数mt
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v = =0.46m/s;d1=m1z1=29.45mm
齿宽b = =29.45mm
宽高比h=(2ha*+c*)mt=3.125mm;b/h=9.16
计算实际载荷系数KF根据v=0.46m/s;7级精度查表Kv=1.02
由Ft1=2T1/d1=4.51×103;KAFt1/b=183.769N/mm>100N/mm
查表得KFα=1.2;查表得KHβ=1.51结合b/h=9.16由差值法KHβ=1.4
KF = KAKvKFaKFb =2.056
按实际载荷算得齿轮模数m=
取标准值m=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=62.83mm
算得小齿轮齿数z1=d1cosβ/m=30.48取z1=31
则z2=uz1=146;d2=292mm
4.几何尺寸计算
计算中心距a = (d1+d2)/2 =182.419mm取180mm
修正后螺旋角β=arccos
大小齿轮分度圆半径d1=;d2=
齿宽b=φdd1=63.05mm取b2=60;b1=65
调整后强度校核
齿面接触疲劳强度校核
KH=KAKVKHαKHβ=2.587
T1=6.41×103N·m;d1=65mm;u=4.709;ZH=2.46;ZE=189.8MPa
Zε=0.657;Zβ=0.992
σH=<[σH]
齿根弯曲疲劳校核KF=2.2;T1=66.41×103N·mm;YFa1=2.52;YFa2=2.157
Ysa1=1.64;Ysa2=1.83;Yε=0.689;Yβ=0.82
sF1 = =137.64MPa≤ [sF]1
sF2 = =76MPa≤ [sF]2
5.主要设计结论
齿数z3 = 31、z4 =143 ,模数m = 2mm,压力角a = 20°,中心距a = 187.5 mm,齿宽b3 = 60 mm、b4 = 65mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
低速级小齿轮
低速级大齿轮
模数m
2mm
2mm
齿数z
31
143
齿宽b
65mm
60mm
分度圆直径d
62mm
286mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0.25
齿顶高ha
2mm
2mm
齿根高hf
2.5mm
2.5mm
全齿高h
5mm
5mm
齿顶圆直径da
66mm
290mm
齿根圆直径df
58mm
282mm

第五部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计

7.1 高速轴的设计
1.轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1 = 2.16KW n1 = 1000 r/min T1 = 21.01Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 74mm
则:
Fr = Ft×tana = 558.1×tan20° = 203.1 N

3.初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取A0 = 112,得:mm
4. 联轴器的选择
由题设知减速器工作具有轻微振动,故选弹性联轴器补偿两轴相对位移,初步选定弹性柱销联轴器,由公称转矩和轴径选定HL2,公称转矩为315Nm,高速轴直径为20mm,电机轴直径28mm。
5. 轴的设计图

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,由联轴器的选择确定输入轴ab段,轴径为20mm,长度为45mm。轴段bc由以下公式确定

联轴器的倒角取为2mm,考虑到密封垫圈的内径,因此取,透盖高66mm,考虑到螺栓的长度此处取。选择型号为7028AC的角接触球轴承,其内径为40mm,宽为18mm,由此确定轴段cd,,轴环de段用以轴承的定位,故
轴段gh由齿轮与端盖共同决定取,至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1)计算出轴承支点的位置
选择型号为7028AC的角接触球轴承

由图知30tan25º=14mm
两轴承之间的距离为L=190mm
因此支点之间的距离为S=L-2T=190mm-28mm=164mm
2） 计算轴的支反力:

N

3） 计算轴的弯矩,并做弯矩图:
C左截面在垂直面上的弯矩:
C右截面在垂直面上的弯矩:
弯矩图如下:

C点的合成弯矩为
扭矩图如下:

5按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
一般只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:

其中
因此=0.49MP<60MP
故设计的轴有足够的强度

7.2 中间轴的设计
1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2 = 2.07KW n2 = 298.51r/min T2 = 299Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级大齿轮的分度圆直径为:
d2 =248 mm
则:
Fr1 = Ft1×tana = 3490.5×tan20°= 1269.7 N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为:
d3 = 87 mm
则:
Ft2 = = = 9709.2 N
Fr2 = Ft2×tana = 9709.2×tan20°= 3531.9 N
3.初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取:A0 = 107,得:
dmin = A0× = 107× = 37.8 mm
4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承只承受径向力,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 37.8 mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6208,其尺寸为d×D×T = 40×80×18 mm,故d12 = d56 = 40 mm。
2)取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 45 mm;齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 56 mm,为了可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45 = 54 mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h = (2~3)R,由轴径d45 = 45 mm查表,得R = 1.6 mm,故取h = 4 mm,则轴环处的直径d34 = 53 mm。轴环宽度b≥1.4h,取l34 = 14.5 mm。
3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm,因此,取d23 = 45 mm。
4)考虑材料和加工的经济性,应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B = 92 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l23 = 90 mm。
5)取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm,高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,已知滚动轴承宽度T = 18 mm,则
l12 = T+Δ+s+2 = 18+16+8+2 = 44 mm
l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6208深沟球轴承查手册得T = 18 mm
高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L1 = (56 - 2)/2 + 46.5-18/2 mm = 64.5 mm
中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (56/2+14.5+92/2)mm = 88.5 mm
低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3 = (92 - 2)/2+44-18/2)mm = 80 mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1 = = = 5857.9 N
FNH2 = = = 7341.8 N
垂直面支反力(见图d):
FNV1 = = = -294.5 N
FNV2 = = = -1967.7 N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面B、C处的水平弯矩:
MH1 = FNH1L1 = 5857.9×64.5 Nmm = 377835 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 7341.8×80 Nmm = 587344 Nmm
截面B、C处的垂直弯矩:
MV1 = FNV1L1 = -294.5×64.5 Nmm = -18995 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -1967.7×80 Nmm = -157416 Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面B、C处的合成弯矩:
M1 = = 378312 Nmm
M2 = = 608073 Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
一般只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面B)的强度。必要时也对其它危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:
sca = = = MPa
= 50 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:

7.3 输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3
P3 = 4.76 KW n3 = 33.98 r/min T3 = 1338.42 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为:
d4 = 288 mm
则:
Ft = = = 9294.6 N
Fr = Ft×tana = 9294.6×tan20°= 3381.1 N
3.初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取:A0 = 112,于是得
dmin = A0× = 112× = 58.2 mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca = KAT3,查表,考虑转矩变化很小,故取KA = 1.3,则:
Tca = KAT3 = 1.3×1338.42 = 1739.9 Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 4323- 或手册,选用LT10型联轴器。半联轴器的孔径为63 mm故取d12 = 63 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为107 mm。
4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II-III段的直径d23 = 68 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 73 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取l12 = 105 mm。
2)初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 68 mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214,其尺寸为d×D×T = 70mm×125mm×24mm,故d34 = d78 = 70 mm,取挡油环的宽度为15,则l34 = 24+15 = 39 mm
左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm,因此,取d45 = 79 mm。
3)取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 75 mm;齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B = 87 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l67 = 85 mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h = (2~3)R,由轴径d67 = 75 mm查表,得R = 2 mm,故取h = 6 mm,则轴环处的直径d56 = 87 mm。轴环宽度b≥1.4h,取l56 = 12 mm。
4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离,取l23 = 50 mm。
5)取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,已知滚动轴承的宽度T = 24 mm高速大齿轮轮毂宽度B2 = 56 mm,则
l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 56+12+5+2.5+16+8-12-15 = 72.5 mm
l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6214深沟球轴承查手册得T= 24 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (87/2+12+72.5+39-24/2)mm = 155 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (87/2-2+52.5-24/2)mm = 82 mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1 = = = 3215.9 N
FNH2 = = = 6078.7 N
垂直面支反力(见图d):
FNV1 = = = 1169.8 N
FNV2 = = = 2211.3 N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH = FNH1L2 = 3215.9×155 Nmm = 498464 Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV = FNV1L2 = 1169.8×155 Nmm = 181319 Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面C处的合成弯矩:
M = = 530418 Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
一般只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。必要时也对其它危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:
sca = = = MPa
= 16.3 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:

第六部分 齿轮的结构设计和键的选择及校核

6.1 齿轮1的结构设计与轴键选择

由机械设计教材知能够做成实心齿轮
该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 12mm×8mm×56mm,接触长度:l' = 40-8 = 32 mm,则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×32×26×120/1000 = 174.7 Nm
T≥T1,故键满足强度要求。
2. 齿轮2的结构设计与轴键选择

该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 14mm×9mm×50mm,接触长度:l' = 50-14 = 36 mm,则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×36×45×120/1000 = 437.4 Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
2)中间轴与低速小齿轮处键
该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 14mm×9mm×80mm,接触长度:l' = 80-14 = 66 mm,则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×66×45×120/1000 = 801.9 Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
8.3 输出轴键选择与校核
1)输出轴与低速大齿轮处的键
该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 20mm×12mm×80mm,接触长度:l' = 80-20 = 60 mm,则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×12×60×75×120/1000 = 1620 Nm
T≥T3,故键满足强度要求。
2)输出轴与联轴器处键
该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 18mm×11mm×100mm,接触长度:l' = 100-18 = 82 mm,则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×82×63×120/1000 = 1704.8 Nm
T≥T3,故键满足强度要求。

第七部分 轴承的选择及校核计算

根据条件,轴承预计寿命:
Lh = 8×300 = 2400 h
9.1 输入轴的轴承计算与校核
1)初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0因此:
P = XFr+YFa = 1×1335+0× = 1335 N
2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 1335× = 14872 N
3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:6207轴承,Cr = 25.5 KN,由课本式11-3有:
Lh =
= = 2.42×105≥Lh
因此轴承预期寿命足够。
9.2 中间轴的轴承计算与校核
1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0因此:
P = XFr+YFa = 1×3531.9+0× = 3531.9 N
2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C = P = 3531.9× = 24233 N
3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:6208轴承,Cr = 29.5 KN,由课本式11-3有:
Lh =
= = 8.66×104≥Lh
因此轴承预期寿命足够。
9.3 输出轴的轴承计算与校核
查手册可知,角接处球轴承7028AC的基本额定动载荷C=35.2KN。
已知Fa=0.39kN,Ft=2.1kN,Fr=0.78kN

1） 受力分析,求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2.

由受力分析可知:

Fr2v=

Ft1H=
Ft2H=
Fr1=
Fr1=
Fr2=
2)

1)初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0因此:
P = XFr+YFa = 1×3381.1+0× = 3381.1 N
2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:10-。

C = P = 3381.1× = 15581 N
3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:6214轴承,Cr = 60.8 KN,由课本式11-3有:
Lh =
= = 2.85