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1、. 斜齒圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說明 機(jī)械工程 系 機(jī)械工程及自動(dòng)化 專業(yè) 機(jī)械12-7 班 設(shè)計(jì)者 林鍵 指導(dǎo)教師 王春華 2014 年 12 月 26 日 遼寧工程技術(shù)大學(xué) . 題目二：二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器輸出軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖及原始數(shù)據(jù) l s b2 al 軸系結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 項(xiàng)目 設(shè)計(jì)方案 名稱 字母表示及單

2、位 4 輸入功率 P/kW 6.1 軸轉(zhuǎn)速 n/(r/min) 150 齒輪齒數(shù) z2 107 齒輪模數(shù) mn/mm 4 齒輪寬度 b2/mm 80 齒輪螺旋角 β 86’34” a/mm 80 l/mm 215 s/mm 100 鏈節(jié)距 p/mm 25.4 鏈輪齒數(shù) z 29 軸承旁螺栓直徑 d/mm 16 二、根據(jù)已知條件計(jì)算傳動(dòng)件的作用力 1.計(jì)算齒輪處轉(zhuǎn)矩T、圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fa及鏈傳動(dòng)軸壓力Q。 已知：軸輸入功率P=6.1kW，轉(zhuǎn)速n=150r/(min)。 轉(zhuǎn)矩計(jì)算：

3、 分度圓直徑計(jì)算： 圓周力計(jì)算： 徑向力計(jì)算： 軸向力計(jì)算： 軸壓力計(jì)算： 計(jì)算公式為： 由于轉(zhuǎn)速小，沖擊不大，因此取KQ=1.2,帶入數(shù)值得： Q R2z R2y Rr Rt Ra R1y R1z 軸受力分析簡(jiǎn)圖 2.計(jì)算支座反力 (1)計(jì)算垂直面（XOZ）支反力 (2)計(jì)算垂直面（XOY）支反力 三、初選軸的材料，確定材料機(jī)械性能 初選材料及機(jī)械性能 材料牌號(hào) 45號(hào) 熱處理 調(diào)質(zhì) 毛坯直徑/mm ≤200 硬度/HBS 217~255 σB/MPa 637 σs/MPa 35

4、3 σ-1/MPa 268 τ-1/MPa 155 [σ+1] /MPa 216 [σ0] /MPa 98 [σ-1] /MPa 59 四、進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.確定最小直徑 按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算軸的最小值dmin。 其設(shè)計(jì)公式為： 查表8-2，因彎矩較大故A0取大值118，帶入計(jì)算得： 因開有鍵槽，軸徑需增大5% 得：D=42.63mm 圓整成標(biāo)準(zhǔn)值得：D1=45mm 2.設(shè)計(jì)其余各軸段的直徑和長(zhǎng)度，且初選軸承型號(hào) (1)設(shè)計(jì)直徑 考慮軸上零件的固定、裝拆及加工工藝要求。首先考慮軸承選型，其直徑末尾數(shù)必須是0、5，且為了便于計(jì)算，故D3初

5、取60mm。考慮鏈輪及軸承2的固定，故D2取55?？紤]齒輪由軸套固定，故D4取62。考慮軸承選型相同及齒輪固定問題D5取70，D6取66，D7取60。 (2)設(shè)計(jì)各軸段長(zhǎng)度 考慮齒輪的拆裝與定位L4取78?？紤]最左側(cè)軸承的拆裝與定位L7取25?？紤]鏈輪寬度B=72，L1取70。考慮軸承2與齒輪的相對(duì)位置及軸承2的左端固定L3取54?？紤]鏈輪與軸承2的相對(duì)位置及軸承2的右端固定，故L2取52。考慮齒輪左端固定及軸環(huán)強(qiáng)度問題，L5取8?？紤]齒輪與軸承1之間的相對(duì)位置及軸環(huán)的寬度，L6取75。 (3)軸的初步結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖 7 6 5 4

6、 3 2 1 (4)初選軸承型號(hào) 由于，故選擇向心推力軸承，考慮軸徑為60，初選軸承型號(hào)為圓錐滾子軸承30212。 3.選擇連接形式與設(shè)計(jì)細(xì)部結(jié)構(gòu) (1)選擇連接形式 連接形式主要是指鏈輪與齒輪的周向固定：初步選擇利用鍵連接以固定鏈輪與齒輪。而鍵的型號(hào)依據(jù)鏈輪與齒輪處軸徑大小D1、D4分別為45mm、62mm，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》中表20-1初選鏈輪處鍵的公稱尺寸為149，而鍵長(zhǎng)L1初取56mm；初選齒輪處鍵的公稱尺寸為1811，鍵長(zhǎng)L2初取63 (2)其余細(xì)部結(jié)構(gòu) 五、軸的疲勞強(qiáng)度校核 1.軸的受力

7、圖 Q R2z R2y Rr Rt Ra R1y R1z 1 2 4 3 2.繪制軸的彎矩圖與轉(zhuǎn)矩圖 (1)垂直面（XOZ）彎矩圖 1 4 2 3 90256Nm (2)水平面（XOY）彎矩圖 1 4 2 3 216405Nmm 397500Nmm (3)合成彎矩圖 1 4 2 3 234472.3Nmm 397500Nmm (4)繪制轉(zhuǎn)矩圖 1 4 2 3 T=388366.7Nm 3.確定危險(xiǎn)截面,計(jì)算安全系數(shù),校核軸的疲勞強(qiáng)度 Ⅰ

8、 Ⅱ Ⅲ ⅣⅤ （ ） （ ） 通過對(duì)軸上零件的受力分析，繪制彎矩及轉(zhuǎn)矩圖，并綜合考慮軸徑大小及鍵槽、圓角等因素對(duì)軸的應(yīng)力影響，最終確定了5個(gè)危險(xiǎn)截面。Ⅰ截面彎矩較大，且開有鍵槽，有應(yīng)力集中。Ⅱ截面彎矩較大，且有應(yīng)力圓角，有應(yīng)力集中。Ⅲ截面彎矩最大。Ⅳ截面彎矩不大但截面小，有圓角，有應(yīng)力集中。Ⅴ截面彎矩小，但開有鍵槽，有應(yīng)力集中。 (1)計(jì)算Ⅰ截面處的安全系數(shù) 綜合影響系數(shù)，如下； 有效應(yīng)力集中系數(shù) Kσ=1.81 Kτ=1.60 絕對(duì)尺寸系數(shù) εσ=0.78 ετ=0.74 加工表面的表面質(zhì)量系數(shù) β=0.95 應(yīng)

9、力總數(shù) 彎曲 Ψσ=0.34 扭轉(zhuǎn) Ψτ=0.21 計(jì)算抗彎模量與抗扭模量 計(jì)算彎曲應(yīng)力 I截面處最大彎矩 I截面最大扭矩 將彎曲應(yīng)力看成對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力求解，有： 計(jì)算扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 將扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力看作脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力求解，有： 按疲勞強(qiáng)度計(jì)算安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) (2)計(jì)算Ⅱ截面處的安全系數(shù) 有效應(yīng)力集中系數(shù) Kσ=1.58 Kτ=1.41 絕對(duì)尺寸系數(shù) εσ=0.81 ετ=0.76 加工表面的表面質(zhì)量系數(shù) β=0.95 應(yīng)力總數(shù) 彎曲 Ψσ=0.34 扭轉(zhuǎn) Ψτ=0.21 計(jì)算抗彎模量與抗扭模量

10、計(jì)算彎曲應(yīng)力 Ⅱ截面最大彎矩 Ⅱ截面最大扭矩 將彎曲應(yīng)力看成對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力求解，有： 計(jì)算扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 將扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力看作脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力求解，有： 按疲勞強(qiáng)度計(jì)算安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) (3)計(jì)算Ⅲ截面處的安全系數(shù) 有效應(yīng)力集中系數(shù) Kσ=1 Kτ=1 絕對(duì)尺寸系數(shù) εσ=0.81 ετ=0.76 加工表面的表面質(zhì)量系數(shù) β=0.95 應(yīng)力總數(shù) 彎曲 Ψσ=0.34 扭轉(zhuǎn) Ψτ=0.21 計(jì)算抗彎模量與抗扭模量 計(jì)算彎曲應(yīng)力 Ⅲ截面最大彎矩 Ⅲ截面最大扭矩 將彎曲應(yīng)力看成對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力求解，有：

11、 計(jì)算扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 將扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力看作脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力求解，有： 按疲勞強(qiáng)度計(jì)算安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) (4)計(jì)算Ⅳ截面處的安全系數(shù) 有效應(yīng)力集中系數(shù) Kσ=2.26 Kτ=2.14 絕對(duì)尺寸系數(shù) εσ=0.84 ετ=0.78 加工表面的表面質(zhì)量系數(shù) β=0.95 應(yīng)力總數(shù) 彎曲 Ψσ=0.34 扭轉(zhuǎn) Ψτ=0.21 計(jì)算抗彎模量與抗扭模量 計(jì)算彎曲應(yīng)力 Ⅳ截面最大彎矩 Ⅳ截面最大扭矩 將彎曲應(yīng)力看成對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力求解，有： 計(jì)算扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 將扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力看作脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力求解，有： 按疲勞強(qiáng)度計(jì)

12、算安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) (5)計(jì)算Ⅴ截面處的安全系數(shù) 有效應(yīng)力集中系數(shù) Kσ=1.81 Kτ=1.60 絕對(duì)尺寸系數(shù) εσ=0.84 ετ=0.78 加工表面的表面質(zhì)量系數(shù) β=0.95 應(yīng)力總數(shù) 彎曲 Ψσ=0.34 扭轉(zhuǎn) Ψτ=0.21 計(jì)算抗彎模量與抗扭模量 計(jì)算彎曲應(yīng)力 Ⅴ截面處最大彎矩 Ⅴ截面最大扭矩 將彎曲應(yīng)力看成對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力求解，有： 計(jì)算扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 將扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力看作脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力求解，有： 按疲勞強(qiáng)度計(jì)算安全系數(shù) 綜合安全系數(shù) 綜上所述：所校核截面的安全系數(shù)均大于許用安全系數(shù)[S]

13、=2.0，故軸設(shè)計(jì)滿足安全。 六、選擇軸承型號(hào)，計(jì)算軸承壽命 1.計(jì)算軸承所受支反力 2.計(jì)算派生軸向力 3.求軸承軸向載荷 4.計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 查表，取X1=0.4，Y1=1.5 查表9-6，取X2=1，Y2=0 查表9-7，取fd=1.5 根據(jù)彎矩圖可得，fm1=1,fm2=2 5.計(jì)算軸承壽命 因P2>P1，故計(jì)算按P2計(jì)算，查表9-4得ft=1，圓錐滾子軸承取10/3，查表得Cr=97800N。 軸承壽命符合要求。 七、鍵連接的計(jì)算 校核平鍵的強(qiáng)度 平鍵的擠壓應(yīng)力計(jì)算公式為： 鏈輪處平鍵尺寸：h=9,d=45,l=56 齒輪處平鍵尺寸：h=11,d=62,l=63 帶入公式得： 因兩鍵均受沖擊載荷，且為靜聯(lián)接，故許用壓應(yīng)力 經(jīng)過比較，兩鍵的計(jì)算應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，故判斷其強(qiáng)度均合格。 八、軸系部件的結(jié)構(gòu)裝配圖 軸系部件結(jié)構(gòu)裝配圖如圖所示。 .