二级展开式直齿圆柱齿轮减速器_课程设计说明书1.doc

设设 计计 题题 目目 设计带式运输机传动装置 机电工程系 机械设计制造及其自动化专业 - 1 - 目目 录录 一、传动方案的拟订4 二 电动机的选择及运动参数的计算5 21 电动机的选择5 22 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比6 23 计算传动装置的运动和动力参数7 三 直齿圆柱齿轮的设计8 3. 1 高速级齿轮设计8 3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿 数8 3.1.2 按齿面接触强度设计8 3.1.3 按齿根弯曲强度设计10 3.1.4 几何尺寸计算11 3.1.5 总结12 3.2 低速级齿轮设计12 3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数12 3.2.2 按齿面接触强度设计12 3.2.3 按齿根弯曲强度设计15 3.2.4 几何尺寸计算16 3.2.5 总结16 四 轴、键、轴承的设计计算 17 4. 1 高速轴 i i 的设计17 42 中间轴 iiii 的设计.22 43 低速轴 iiiiii 的设计及计算.27 五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择 33 3 5. 1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择33 5. 2 密封方式的选择34 六 减速器箱体及附件的设计.34 - 2 - 6.1 箱体设计.34 62 减速器附件设计.35 七 减速器技术要求.37 结束语.38 参考文献39 - 3 - 机械设计（课程设计任务书）机械设计（课程设计任务书） 一题目一题目：设计带式运输机传动装置 二传动系统图二传动系统图 三原始数据及工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期 10 年，小批量生产， 单两班制工作，运输带速度允许误差为。%5 四要求 1）按第 2.6 组数据进行设计 2）设计工作量： 设计说明书 1 份 减速器装配图（a0） 1 张 零件图（a2） 2 张 - 4 - 一、传动方案的拟订一、传动方案的拟订 工作条件及生产条件: 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期 10 年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。%5 减速器设计基础数据 输送带工作拉力f（n） 2500 输送带速度 v(m/s) 1.8 卷筒直径 d(mm) 250 图图 1-11-1 带式输送机传动方案带式输送机传动方案 减速器类型:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器 设计原则：结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高，使用维护方便。 传动方案：电机联轴器两级直齿圆柱齿轮减速器工作机 方案分析： 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动 力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其 结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级 都采用直齿圆柱齿轮传动。 5 设计内容 计算与说明 结果 电动机的选电动机的选 择择 计算工作 装置所需 功率 w p 计算电动 机的输入 功率 0 p 计算电机的 总效率 二、电动机的选择及运动参数的计算二、电动机的选择及运动参数的计算 2.12.1 电动机的选择电动机的选择 （1）选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用卧式全封闭的 y 系列 鼠笼型三相异步交流电动机。 （2）确定电动机的功率 工作装置所需功率的计算 w p kw vf p w ww w 1000 式中，,，工作装置的效率 nfw2500smvw/8 . 1 。代入上式得： 96 . 0 w kw vf p w ww w 6875 . 4 96 . 0 1000 8 . 12500 1000 电动机的输入功率的计算 0 p kw p p w 0 式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。 ；取滚动轴承效率，7 级精度齿 232 crg t 99 . 0 r 轮传效率 0.96，联轴器的效率，传动滚筒的效 99. 0 c 率则 96 . 0 t 8416 . 0 96 . 0 x99 . 0 96 . 0 99 . 0 223 故kw p p w 57 . 5 8416 . 0 6875 . 4 0 电动机额定功率=（11.3）=5.577.241kw m p 0 p 电动机的功率有 5.5kw 和 7.5kw，故选择 7.5kw 的电机。 kwpw66 . 2 8416 . 0 kwp5 . 7 0 40 计算卷筒 转速 计算满载 转速 传动装置 总传动比 （3）确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为： min/58.137 250 8 . 1106106 44 r d v n w w 齿轮的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围 ，则总传动比范围应为， 53 g i 2595533 i 可见电动机转速的可选范围为： min/ 5 . 343922.123858.137)259(rnin w 符合这一范围的同步转速有 1500r/min 的电机， 查表知选用 y 系列电动机 y132m-4 型三相异步电机，其 满载转速。电动机的安装结构型式以及min/1440rnw 其中心高、外形尺寸如下： 电 动 机 型 号 额 定 功 率 （k w） 同 步 转 速 n（ r/m in ） 满 载 转 速 n（ r/m in ） 机 座 中 心 高 h 外伸 轴颈 轴伸 尺寸 y13 2m- 4 7.5150 0 1400 132 38mm80mm 2.22.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 min/ 58.137 r nw min/ 5 .1591 96.572 r n min/1440rnw 47.10i 39 计算输入 轴转速 1 n 计算中间 轴转速 2 n 计算输出 轴转速 3 n 计算各轴 输入功率 计算各轴 输入转矩 （1）传动装置总传动比 47.10 58.137 1440 w m n n i （2）分配传动装置各级传动比 输入轴和中间轴的传动比为，圆周齿轮的传动比为 12 i 35， 可取 3，则 12 i 49 . 3 3 47.10 34 i 2.32.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速 计算输入轴转速min/1440nm 1 rn 计算中间轴转速min/480 3 1440 12 1 2 r i n n 计算输出轴转速min/54.137 49 . 3 480 2 2 3 r i n n 工作轴min/54.137 3 rnnw （2）各轴输入功率 输入轴功率kwp06 . 7 99 . 0 x96 . 0 x99 . 0 x5 . 7 1 中间轴功率 kwpp gr 71 . 6 96 . 0 99 . 0 06 . 7 12 输出轴功率kwpp r 57 . 6 99 . 0 99 . 0 71 . 6 c23 （3）各轴输入转矩 输入轴= w tmn n p t74.49 1440 5 . 7 95509550 m m 1 中间轴mn n p t50.133 480 71 . 6 95509550 2 2 2 输出轴mn n p t18.456 54.137 57 . 6 95509550 3 3 3 将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名 i 轴 ii 轴 iii 轴工作轴 3 12 i 49. 3 34 i min/ 1440 1 r n min/ 480 2 r n min/ 54.137 3 r n min/ 54.137 r nw kwp06 . 7 1 kwp71 . 6 2 kwp57 . 6 3 mnt74.49 1 m.50.133 2 nt mnt18.456 3 39 计算齿轮 齿数和 1 z 2 z 高速级 齿轮的设 计 计算小齿 轮传递的 转矩 计算应力 循环次数 参数 转速 n(r/min) 1440480137.54137.54 功率 p(kw) 7.066.716.576.57 转矩 t(nm) 49.74133.50456.18456.18 传动比 i 33.491 效率0.9490.9790.99 三、三、直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 3.13.1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计 3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 7 级精度 3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为24 1 z 。72243 2 z 3.1.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 h e d z u ukt （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmn n 49740 p1095.5 t 1 5 1 由表 107 选取尺宽系数 d1 24 1 z =72 2 z mmn 4 1 10 974 . 4 t =4.15 1 n 39 算小齿轮 分度圆直 径 t d1 计算圆周 速度 v 计算齿宽 b 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a 8 . 189 mpze 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限600 1lim h mpa；550 2lim h 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jlh60 1440 1 （2 8 300 10） 1 n 4.15 9 10 9 9 2 1038 . 1 3 1015 . 4 n 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:0.9； 1hn k 0.95 2hn k 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 s1，由式（1012）得 mpampa s nkh h 5406009 . 0 1lim1 mpampa s nkh h 5 . 52255095 . 0 2lim2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 h t d1 3 2 1 1 32 . 2 h e d t z u utk =52.178mm 3 2 4 5 . 522 8 . 189 3 13 1 10974 . 4 3 . 1 32 . 2 计算圆周速度 v v=3.93m/s 100060 11 nd t 100060 1440178.52 计算齿宽 b b=d=152.178mm=52.178mm t d1 9 10 9 2 10 38 . 1 n mpa h 540 mpa h 5 . 522 =52.178mm t d1 v=3.93m/s b=40.598mm b/h=10.67 39 计算载荷 系数 计算弯曲 疲劳许用 应力 计算齿宽与齿高之比 h b 模数=2.174mm t m 1 1 z d t 24 52.178mm 齿高=2.252.174mm=4.89mm t 2.25mh b/h=52.178/4.89=10.67 计算载荷系数。 根据 v=3.93m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.2； v k 直齿轮=1 fh kk 由表 10-2 查得使用系数 ka=1 由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423 h k 由 b/h=10.67，=1.420.查图 1013 查得 h k f k =1.35；故载荷系数 k=kakv=11.211.423=1.71 f k h k 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （1010a）得 =mm=57.17mm 1 d 3 1 / tt kkd 3 3 . 1/71 . 1 178.52 计算模数 m m=mm=2.38mm 1 1 z d 24 57.17 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt （1）确定公式内的各计算数值 k=1.71 =57.17mm 1 d m=2.38mm =303.57 11 fe mpa 39 计算载荷 系数 k 计算模数 计算齿轮 齿数 计算齿轮 齿数 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380mpa 1fe 2fe 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.85 =0.88 1fn k 2fn k 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 见表（10-12）得 =（）/s=303.57mpa 11 fe 11fefn k 4 . 1 50085 . 0 = （）/s=238.86mpa 22 fe 22fefn k 4 . 1 38088 . 0 计算载荷系数 k k= kakv=11.211.35=1.62 f k h k 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.58；=1.76 1sa y 2sa y 查取齿形系数 由表 105 查得 =2.23865 . 2 1fa y 2fa y 计算大、小齿轮的并加以比较 f safay y =0.01378 1 11 f safay y 71.310 58 . 1 65. 2 =0.016527 2 22 f safa yy 247 80 . 1 17 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=1.66mm 3 2 4 01652.0 241 10974.4620.12 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于m 由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主m 要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度 所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘 =238.8 22 fe 6mpa k=1.62 1 11 f safay y =0.01378 2 22 f safa yy =0.016527 m=1.66mm =28 1 z =84 2 z 39 齿轮几何 尺寸计算 计算中心 距 计算齿轮 宽度 选定齿轮 类型、精 度等级、 材料及齿 数 低速级齿 轮齿数 积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.66mm 并就近 圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得 的分度圆直径 d=57.17，算出小齿轮齿数 小齿轮齿数 =/m=57.17/228 1 z 1 d 大齿轮齿数 =3 28=84 2 z 11z i 3.1.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 =28 2=56mm 1 dm 1 z =m=84 2 =168mm 2 d 2 z (2)计算中心距 a=(+)/2=(56+168)/2=112mm， 1 d 2 d (3)计算齿轮宽度 b=d=56mm 1 d =61mm，=56mm 1 b 2 b 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 3.1.5 小结 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 2566128 大齿轮 21685684 3.23.2 低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计 3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 7 级精度 3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质） =56mm 1 d =168mm 2 d a=112mm =61mm 1 b =56mm 2 b 30 1 z 105 2 z 39 计算小齿 轮传递的 转矩 计算应力 循环次数 计算接触 疲劳许用 应力 ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质后表面淬 火） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为 30 1 z ，取 7 . 1043049 . 3 2 z 105 2 z 3.2.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 h e d z u ukt （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmnmmn n 5 5 2 2 5 2 10335. 1 480 71 . 6 1095.5p1095.5 t 由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a8 .189 mpze 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限 600 1lim h mpa； 550 2lim h 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jlh60 480 （2 8 300 10）1.38 1 n 9 10 8 9 2 1032. 4 2 . 3 x10 1.38 n 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:0.9； 1hn k 0.95 2hn k 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 s1，由式 （1012）得 mmn 5 1 10 335 . 1 t =1.38 1 n 9 10 8 2 10 32 . 4 n mpa h 540 mpa h 5 . 522 39 试算小齿 轮分度圆 直径 d1t 计算圆周 速度 v 计算齿宽 b 计算载荷 系数 k 计算实际 分度圆直 径 计算模数 mpampa s nkh h 5406009 . 0 1lim1 mpampa s nkh h 5 . 52255095 . 0 2lim2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 h t d1 3 2 2 1 32 . 2 h e d t z u utk =67.38mm 3 2 5 540 8 . 189 49 . 3 149 . 3 1 10335. 13 . 1 32 . 2 计算圆周速度 v v=0.54m/s 100060 11 nd t 100060 48067.38 计算齿宽 b b=d=167.38mm=67.38mm t d1 计算齿宽与齿高之比 h b 模数=2.246mm t m 1 1 z d t 30 67.38 齿高 =2.252.246mm=5.05mm t 2.25mh b/h=67.38/5.05=13.3425 计算载荷系数。 根据 v=0.54m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.05； v k 直齿轮=1 fh kk 由表 10-2 查得使用系数 ka=1 由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423 h k d1t=67.38mm v=0.54m/s =67.38mmb b/h=13.3425 k=1.5 =70.67mm 1 d 39 m 计算载 荷系数 k 模数的确定 由 b/h=13.34，=1.423.查图 1013 查得 h k f k =1.39；故载荷系数 k=kakvkhkh=11.0511.423=1.5 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （1010a）得 =mm=70.67mm 1 d 3 1 / tt kkd 3 3 . 1/5 . 138.67 计算模数 m m=mm=2.355mm 1 1 z d 30 70.67 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt （1）确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380mpa 1fe 2fe 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.85 =0.88 1fn k 2fn k 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 见表（10-12）得 =（）/s=303.57mpa 11 fe 11fefn k 4 . 1 50085 . 0 = （） 22 fe 22fefn k /s=238.86mpa 4 . 1 38095 . 0 计算载荷系数 k k=kakvkf kf=11.211.39=1.668 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.625；=1.806 1sa y 2sa y 查取齿形系数 由表 105 查得 =2.17552 . 2 1 fa y 2fa y =2.355mmm = 11 fe 303.57mpa = 22 fe 238.86mpa k=1.491 k=1.668 = 1 11 f safay y 0.0135 = 2 22 f safa yy 0.0165 39 计算齿轮 齿数 计算大、 小齿轮的 分度圆直 径 计算齿轮 宽度 计算大、小齿轮的并加以比较 f safay y =0.0135 1 11 f safay y 57.303 625 . 1 52 . 2 =0.0165 2 22 f safa yy 86.238 806 . 1 175 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=2.014mm 3 2 5 0165.0 301 10335.1668.12 对结果进行处理取 m=2mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于m 由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主m 要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度 所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘 积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.014mm 并就近 圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得 的分度圆直径 d=70.67，算出小齿轮齿数 小齿轮齿数 =/m=70.67/235 1 z 1 d 大齿轮齿数 =3.49 35=122，取=122 2 z 11z i 2 z 3.2.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=35 2=70mm 1 d 1 z =m=122 2 =244mm 2 d 2 z (2)计算中心距 a=(+)/2=(70+244)/2=157mm， 1 d 2 d m=2mm =35 1 z =122 2 z =70mm 1 d =244mm 2 d a=157mm =70mm 1 b =75mm 2 b 39 初步确定 轴上的力 初步确定 轴的直径 (3)计算齿轮宽度 b=d=70mm 1 d =70mm，=75mm 1 b 2 b 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 3.2.5 小结 实际传动比为：48 . 3 35 122 1 i 误差为： %5%28 . 0 49. 3 48 . 3 49 . 3 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 2707535 大齿轮 224470122 四四 轴、键、轴承的设计计算轴、键、轴承的设计计算 4.14.1 高速轴高速轴的设计的设计 4.1.1 总结以上的数据及轴上力的计算。 功率转矩转速齿轮分度 圆直径 压力角 7.06kw 46.82nm 1440/min56mm 20 初步确定轴上的力 : 轴（高速级）的小齿轮的直径为 56mm， 圆周力: fn t 1672 56 46820x2 d 2 1 1 t 径向力：fnf608tan tr 4.12 初步确定轴的直径 圆周力 n1672 径向力 n608 =19.98mm min d 39 输入轴的 设计 选择滚动 轴承 先按式 15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。根据表 15-3 选取 a0=112。于是有: dmm03.19 1440 06 . 7 x112 n p 33 0min a 由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： mm98.1905 . 0 x03.1903.19dmin 这是安装联轴器处的轴的直径，为使其与联轴器相适合， 取 20mm 4.1.3 轴的设计 1）联轴器的型号的选取 为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段右端需 制出一轴肩，取 h=0.08d，故 2-3 段h=d（0. 07 0. 1） 的直径 d=20+0.1x2x20=24mm，右端用轴端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径 d=25。选用 hl 型弹性柱销联 1 轴器，与轴配合的毂孔长度 l=52mm， 2）初步选择滚动轴承。 因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参 照工作要求并根据 d2-3=24mm，由机械设计手册选型号为 6206，得尺寸为 dxdxb=30x62x16。故 d3-4= d7-8=30mm, 而 3-4 轴段的长度可取为 l3-4=16mm,右端应用轴肩定位， 取 d4-5=30+2x0.08x30=35mm. 3）6-7 轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略 大于 7-8 轴段的直径，可取 d6-7=32mm. 齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做 d1-2=20mm d2-3=24mm l1-2=52mm 轴承代号 6206 d3-4= d7- 8=30mm, l3-4=16mm, d4-5=35mm. d6-7=32mm. l6-7=58mm d5-6=38.4mm l5-6=5mm 39 键的设计 断面上 6-7 轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽 b=61mm，故选取 6-7 轴段的长度为 l6-7=58mm，齿轮左端 用轴肩固定，由此可确定 5-6 轴段的直径， 取 d5-6=32+2x0.1x32=38.4mm 而 l5-6=1.4h=1.4x0.1x3.2=4.48mm,取 l5-6=5mm 4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速机器轴承端 盖的结构而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添 加润滑剂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距 离 l=30mm，故取。 2 3 203050lmmmm 5）取齿轮距箱体内避之距离 a=16mm，同时考虑到 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，s=8mm。故在轴的右端取 =56+16+8+12-58=34mm。 7 816 7 73 168 127039lbasblmmmm 6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离 c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长 b =56mm，中间 2 轴上小齿轮轮毂长 b =75mm，则 2 l4-5=s+a+b +c+8+16+75+15+32-26- 1 65 2 2 58 2 l b 5=115mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.1.4 键的设计 轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接， 查表 6-1，得 齿轮：键尺寸参数 bxh=10mmx8mm,l=45mm，t=4mm； 联轴器：键尺寸参数 b*h=6mmx6mm,l=45mm，t=4mm。 参考教材表 15-2，轴段左端倒角，右端倒角取1 45 。各轴肩处的圆角半径为 r=1.2mm。1 45 l2-3=50mm l7-8=34mm l4-5=115mm 39 计算水平 支反力 计算垂直 面支反力 计算轴 o 4.1.5 轴的受力分析及强度校核 轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所 传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了 直观说明问题的关键所在。故只示意表示。) 2） 水平支反力： 112 0,()0 atrx mflfll 有 n x ll lf f t b 1289 70155 1551672 21 1 x nfff btax 3831289-1672 x 垂直面支反力： 112 0,()0 arbz mf lfll 有 n x ll lf f r bz 468 46155 155608 21 1 nfff braz 140468608 z = xb fn1289 =383n ax f =140n az f 39 处弯矩 校核轴的 强度 校核键的 连接强度 计算轴 o 处弯矩 水平 矩：mnxlfm axox .365.59155383 1 垂直面弯矩：.mnxlfm azoz 7 . 21155140 1 合成弯矩： .mnmmm ozoxo 21.63)( 22 计算转矩：t= n.m820.46 1 t 3）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，o 剖面处弯矩最大， 还有键槽引起的应力集中，故 o 处剖面左侧为 危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 3 23 36.3215 32 3214 . 3 32 mm xd w 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动 的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合 系数，则 0.6 22 1 () 29.6 o ca mt mpa w 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由 表 15-1 查得，因，故 1 60mpa 1 ca 安全。 4.1.6 校核键的连接强度 1）齿轮的键： = p kld 10x2 3 1 t pa01.26 20454 1082.462 3 m xx xx 查表 6-2 得，。100 120 p mpa pp 故强度足够，键校核安全 2）联轴器的键： =468n bz f =63.21n.m o m 轴的强度要求 符合 键的强度符合 要求 39 校核轴承 的寿命 确定轴上 的力 = p kld 10x2 3 1 t pa68.21 32453 1082.462 3 m xx xx 查表 6-2 得，100 120 p mpa 。故强度足够，键校核安全 pp 4.17 校核轴承的寿命 1）校核轴承 a 和计算寿命 轴向载荷 查表 13-nfff azaxa 78.407383140) 22 22 r （ 6，按载荷系数得，取，当量动载1.0 1.2 p f 1.1 p f 荷,校核安全。558.44878.407x1 . 1f r aaa fp 该轴承寿命为： 6 3 1 10 ()67832 60 r ah a c lh np =329775h 2）校核轴承 b 和计算寿命 径向载荷 nfff bzbxb 22 22 r （ 查表 13-6，按载荷系数得，取，当1.0 1.2 p f 1.1 p f 量动载荷c =13700n,校核安全。nfp bbb 1508f r r 该轴承寿命为：=8678h 6 3 1 10 ()2098 60 r ah b c lh np 4.24.2 中间轴中间轴的设计的设计 4.2.1.中间轴上的功率、转速和转矩 功率转矩转速 6.71kw 133.50nm 480/min 4.2.2.初步确定轴上的力 : 轴承 a 寿命为 329775h 轴承 b 寿命为 8678h 39 选择滚动 轴承 小齿轮： 轴（高速级）的小齿轮的直径为 70mm， 有圆周力: fn t 3814 10x70 33.51x2 d 2 3- 1 1 t 径向力：fnf1388tan tr 大齿轮： 轴（高速级）的小齿轮的直径为 168mm， 有圆周力: fn t 1590 10x168 33.51x2 d 2 3- 1 1 t 径向力：fnf45.578tan tr 4.2.3 初步确定轴的直径 先按式 15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢，调制处理。根据表 15-3 选取 a0=112。于是有: dmm98.26 480 71 . 6 x112 n p 33 0min a 由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： mm3005 . 0 x98.2698.26dmin 4.24 轴的设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）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。 因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参 照工作要求与之相配合的轴的直径的最小直径为 小齿轮上的力 f t n3814 f r n1388 大齿轮上的力 f t n1590 f r n45.578 =30mm min d 滚动轴承型号 39 轴的设计 键的设计 30mm，由机械设计手册选型号为 6206，得尺寸为 dxdxb=30x62x16。故 d1-2= d7-8=30mm, 左右端滚动轴 承采用轴肩进行轴向定位，可取 d2-3= d6-7=30+2x0.1x30=36mm. 安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取 d3-4= d5-6=36+2x0.1x36=43mm. 2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都 常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为 ,为了使套筒端面可靠地压紧mm75mm56 12 bb， 齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为 23mm,故取 。大齿轮的左端与小齿轮，mm72mm53 6-543 ll 的右端采用轴环定位，轴肩高度 h0.070.1d，则轴 环处的直径 d4-5=43+2x0.1x43=52mm 由前面主动轴的 计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙。由前 4 5 15lmm 面主动轴的计算，可以得到 。，mm40mm40 7 - 63 - 2 ll 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.25 键的设计 轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接， 查表 6-1，得 小齿轮：键尺寸参数 bxh=12mmx8mm,l=63mm，t=4mm； 大齿轮：键尺寸参数 b*h=12mmx8mm,l=40mm，t=4mm。 参考教材表 15-2，轴段左端倒角，各轴肩处的 1 45 圆角半径为 r=1.6mm。 4.26 轴的强度校核 轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所 6206 d1-2= d7-8=30mm d2-3=36mm d3-443mm mm53 43 l ，mm72 6-5 l d4-5=52mm ，mm40 3-2 l mm40 7-6 l 39 轴的强度 校核 计算水平 支反力 计算垂直 面支反力 传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说 明问题的关键所在。故只示意表示。) 2）计算支反力 水平支反力： 0 a m nfc1852 x nfax372159018523814 垂直面支反力： 0 a m nfcz2657 39 计算轴 o 处弯矩 校核轴的 强度 校核键的 连接强度 nfaz55.690138845.5782657 计算轴 o 处弯矩 水平面弯矩：mnxlfm axox .244.3437292 1 垂直面弯矩：n.m，n.m345 oz mm.210nmbz 合成弯矩： .mnmmm ozoxo 813)( 22 .mnmmm bzbxb 256)( 22 计算转矩：t= n.m 5 . 133 2 t 校核轴的强度： 由合成弯矩图和转矩图知，o 剖面处弯矩最大，还 有键槽引起的应力集中，故 o 处剖面左侧为危险截 面，该处轴的抗弯截面系数为 3 23 62.7801 32 4314 . 3 32 mm xd w 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转 轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数 ，则 )(14 43 mml 22 1 () 29.6 o ca mt mpa w =23.1mpa 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由 表 15-1 查得，因，故安全。 1 60mpa 1 ca 4.27 校核键的连接强度 1）小齿轮的键： ax fn372 = az fn55.690 = .m o mn813 1 ca 轴的强度符合 要求 39 校核轴承 的寿命 确定轴上 的力 = p kld 10x2 3 1 t pa54.23 63454 10 5 . 1332 3 m xx xx 查表 6-2 得，。100 120 p mpa pp 故强度足够，键校核安全 2）大齿轮的键： = p kld 10x2 3 1 t pa44.49 30454 10 5 . 1332 3 m xx xx 查表 6-2 得，。故强100 120 p mpa pp 度足够，键校核安全 4.2.8 校核轴承的寿命 1）校核轴承 a 和计算寿命 径向载荷,查表 13-6， 22 7889 araxaz fffn 按载荷系数得，取，当量动载1.0 1.2 p f 1.1 p f 荷,校核安全。867816600 aaarr pf fncn 该轴承寿命为： 6 3 2 10 ()1275 60 r ah a c lh np 2）校核轴承 b 和计算寿命 径向载荷,查表 13-6， 22 3239 brcxcz fffn 按载荷系数得，取，当量动1.0 1.2 p f 1.1 p f 载荷,校核安全。356316600 aaarr pf fncn 该轴承寿命为： 6 3 1 10 ()18419 60 r ah b c lh np 4.34.3 从动轴从动轴的设计的设计 4.3.1 轴上的力的计算 从动轴上的功率、转速和转矩 功率转矩转速 pp 键满足要求 轴承 a 安全 寿命为 1275h 轴承 b 安全 寿命为 18419h 39 初步确定 从动轴的 最小直径 6.57kw 137.54nm 456.18/min 初步确定轴上的力 : 已知低速级大齿轮的分度圆直径 d=244mm 作用在齿轮上的圆周力： fn t 3739 1044x2 x456.182 d 2 3- 3 t 作用在齿轮上的径向力： fnf1360tan tr 4.3.2 初步确定从动轴的最小直径 初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。 由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊 要求，故选取轴的材料为 45 刚，调制处理。 。根据 表 15-3 选取 a0=112。于是有: dmm63.40 54.137 57 . 6 x112 n p 33 0min a 由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： mm4305. 0x63.4063.40dmin 为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故 7 8 d 同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩， 3caa tk t 查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，于1.3 a k 是：1.3x456.18=593.03n.m。 3 1.3 2925.203803 caa tk tn m 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查 ca t 手册，选用 hl3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 hl7,其公称转矩为 630.半联轴器的孔径n m d=40mm，故取，半联轴器长度 l=112mm，mm40d 8-7 半联轴器与轴配合的毂孔长度。mm84 1 l f =3739 t n f= r n1360 min dmm43 mm40d 8-7 mm84 1 l 39 轴的设计 选择滚动 轴承 43.3 轴的设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）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，7-8 轴段左 端需制出一轴肩，故 6-7 段的直径 ，右端用轴端挡圈定mm5043x1 . 0x243d 7-6 位，按轴端直径取挡圈直径 d=55mm。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 7-8 段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长 度 l =84mm 略短一些，现取 l。 1 mm80 87 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用， 故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d ，由机械设计手册选型号为：6