课程设计--二级圆柱齿轮减速器设计终极版

1、CHUZHOU UNIVERSITY汽车设计课程设计说明书题目二级圆柱齿轮减速器设计姓名王成梁学号201专业汽车服务工程指导教师时晓杰2017年7月6日目录1. 条件 41.1 设计题目 41.2 传动方案的确定 41.3 电动机的选择 42. 主要参数的计算 62.1 确定总传动比和分配各级传动比 62.2 计算传动装置的运动和动力参数 63. 齿轮的计算 73.1 减速器外传动件设计 73.2 减速器内传动设计 104. 轴的设计计算 214.1 高速轴的设计 214.2 低速轴的设计 274.3 中间轴的设计 325. 箱体结构的设计 385.1 减速器机体结构尺寸 385.2 附件的设

2、计与选择 396. 润滑密封设计 407. 参考文献 40任务书设计名称：二级圆柱齿轮减速器小组成员：王田野、王成梁、王旭、王涛指导教师:时晓杰起止时间：自 2017年6 月 26 日起 至 2017年_7_月 J0_日止一、课程设计参考数据1、输送带带轮直径400mm输送带运行速度1m/s输送带所需牵引力1600kn单班制工作二、课程设计任务和基本要求设计任务：1）查阅相关资料，选定二级减速器，对减速器总体方案设计。2）对二级减速器进行必要的设计计算。3）绘制二级减速器的零件图和装配图。4）完成9千字左右的设计说明书。基本要求：1）确定二级减速器是对称直齿同轴。2）二级减速器输送带轴所需牵引

3、力为 1600k n。3）原动机为电动机。1条件1.1设计题目设计一用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器。运输机工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。运输带允许速度误差为5%。图1 ：两级同轴式圆柱齿轮减速器传动装置简图1电动机 2带传动 3减速器 4联轴器 5输送带带轮 6输1.2传动方案的确定输送带带轮直径 d ( mm) =400输送带运行速度v( m/s) =1输送带轴所需牵引力F( KN)=16001.3电动机的选择(1) 选择电动机的类型根据用途试选用 Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机(2) 选择电动机功率计算驱动卷筒的转速

4、Fd1600 0.4320N输送带所需功率为PwFv 1600 11000 10001.6KW查减速器设计实例精解取 V带传动效率 0.96, 对轴承效率 效率0.97，联轴器效率0.99，则电动机到工作机间的总效率为总 带轴承齿轮联轴器.96 .994.972.99=.8590.99,斜齿圆柱齿轮传动电动机所需工作功率为PdPw总1.86kw0.859根据表选取电动机的额定功率ped 2.2kwT 320N?mPw 1.6KW总=0.859ped 2.2kw(3)确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为1000 60v1000 60 1nw47.77r / mind400由减速器设计实例精解知

5、V带传动传动比i带2 4,，两级圆柱齿轮减速器传动比i齿8 40，则总传动比范围为i总曰带i齿(2 4)x 8 4016 1 60、电动机的转速范围为no nwi总=47.77r/min16160764 7643r / min由减速器设计实例精解可知，符合这一要求的电动机同步转速有三种：1500r/min,1000r/min,750r/min，考虑3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，型号为 Y100L1-4型电动机。nw 47.77r / minnm1420r / min型号

6、为Y100L1-4型电动机2主要参数的计算2.1确定总传动比和分配各级传动比(1)总传动比. nm i总=nw142047.77=29.73i 29.73分配传动比根据传动范围，取带传动的传动比i带2.5减速器传动比为29.732.5= 11.9高级传动比i1J 、帀3.45 i2i 带 2.5 i=11.9i1 i23.452.2计算传动装置的运动和动力参数no1420 .n1-568r/mini带2.5n1568n2164.64r / mini13.45n2164.64,.小，n3r / min 47.72r / mini23.45nwn347.72r / min(1)各轴转速(2)各轴功

7、率P2P1P1轴承齿=1.790.990.97=1.72kwP3P2P2轴承齿=1.720.990.97=1.65 kwpwP3w= p3轴承联=1.65=1.62kwP。0 11.86 0.961.79kw(3)各轴转矩Po1.86To9550 -955012.5N ?mn。1420P11.7930.10N ?mT19550 9550n1568P21.72-99.77N ?mT29550 -9550n2164.64P31.65330.21N?mT39550 -9550n347.72Pw1.62324.20N ?mT w9550 -9550nw47.723齿轮的计算3.1减速器外传动件设计(1

8、)确定设计功率PdKaPo由减速器设计实例精解选择工作情况系数kA 1.2，则Pd 1.2 1.86 2.23KWKa 1.2Pd 2.23kw(2) 选择带型根据减速器设计实例精解，Pd,门1选择A型V带选择A型V带(3) 确定带轮基准直径根据减速器设计实例精解，可选小带轮直径为d=100mm，则大带轮直径为dd2 i 带 dd1 2.5 100mm 250mm根据减速器设计实例精解，取dd2 250mm，其传动比误差i 5%，故可用dd1 100mmdd2 250mm(4) 验算带的速度7.43m/ s vmax 25m/s60 1000dd1no带速符合要求(5) 确定中心距和 V带长度

9、根据：初步确定中心距为 0.7100为使结构紧凑，取偏低值， aV带计算基准长度为由减速器设计实例精解，选a ao -a 0 342.22Ld 1250mm(6) 计算小带轮包角ai 1800!154.36120 合格确定V带根数V带根数可用下式计算由减速器设计实例精解表0.7( dd1 dd2) 2ao 2 dd1 dd2250 mm 245mm a。2100 250 mm 700mm=350mmLd 2ao(dd1 dd2)21265.57 mm2(dd2 dd1)4aoV带基准长度Ld 1250mm则实际中心距为、dd2dd12500mm57.3018001250 1265.572342

10、.22mm355 140499.8757.30154.3601200Pd(PoPo)KaKl8-9查取单根V带所能提供的传递功率为Po =1.31kw畑1 11K1由减速器设计实例精解表 8-10查得Kb 0.7725 10 3，由减速器设计实例精解表 8-11查3得 Ki 1.137，贝U Po 0.7725 101420kw 0.131 kw由减速器设计实例精1.137解查得Ka 0.935，由表查得Kl 0.73，则带的根数Pd(PoPo)KaKL2.23(1.31 0.131)0.935 0.931.25取z=2根(7)计算初拉力由减速器设计实例精解查得 V带质量m=0.1kg/m,得

11、初拉力F。500 旦(兰 Ka)mv2带zv带Ka500注 25 935 N2 7.430.9350.1 7.43 2N(8)计算作用在轴上的压力130.83N2zFos in F0130.83N2 130.83 sin0154.362510.24NQ 510.24ND。 28mm，由减速器(9)带轮结构设计小带轮结构，采用实心式，由减速器设计实例精解查得电动机轴径2设计实例精解查得e 25 0.3mm,f 10?1mm轮毂宽：L带轮(1.5 2) Do (1.5 2) 28mm 42 56mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮缘宽:B带轮(z 1)e 2f 1 15 2 10 35mm大带

12、轮结构采用轮辐式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。L带轮4256mm B带轮 35mm3.2减速器内传动设计（1）高速级直齿圆柱齿轮的设计 选择材料、热处理方式和公差等级二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20，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240HBS40Cr小齿轮（调质处理）大齿轮45钢（调质处理）7级精度 初步计算传动的主要尺寸初选小齿轮齿数zi 24，大齿轮齿数Z2 uzi 24 3.45 83,取整z2 74。由设计

13、计算公式进行试算，即3 2Zh ?Ze?ZH确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt 1.3计算小齿轮的转矩T1 9.550 106 P2 9.55 1CF 1.72/164.64 9.98 104Ngmmn2系数的选择与查询 选齿宽系数 d 查的区域系数ZH 2.5查的材料的弹性影响系数Ze 189.8MPA计算接触疲劳强度用重合度系数Z1.670Z0.881由机械设计第九版查得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 的接触疲劳强度极限H im 2 550MPa 。H lim 1600MPa大齿轮由机械设计第九版查得计算应力循环次数N160n1jLh 60 568 11 8 300 54.08

14、9 108N8N2 N1/u 1.182 10 N由机械设计第九版查得取接触疲劳寿命系数Khx 0.93, KHN2 0.98计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1，由机械设计第九版查得KhN1 Hlim1sK HN 2 H lim2s0.93 60010.98 5501558MPa539 MPa取 h 1和 H 2较小值，所以 H539MPa试算小齿轮分度圆直径d1tZh ?Ze?Z2 1.3 9.98 10483/24 183/ 2422.5 189.8 0.87163.774mmZ124a arccos w cosa/召2ha29.841a? arccos Z2 cosa/

15、Z22ha23.253aZ| tan ” tanaa 1Z2tan a2tana539Z274Ti 1.374 10 5N.mmze 189.8MPA12N14.089 108NN21.182 1 08NH 539MPad1t 63.774mm确定传动尺寸d1d1t63.7741.283411.363.501 mm计算实际载荷系数根据dm63.774 568 , “ ，v1.89m/ s60 100060 1000齿宽b:b dd1t1 63.774 63.774mm计算实际载荷系数 Kh由机械设计第九版查得使用系数Ka 1根据v=1.89m/s，7级精度，由机械设计第九版查得动载系数Kv 0

16、.75,齿轮的圆周力：Ft1 21；/g 3129N,ka Ft1 / b 49.06N / mm 100N / mm由机械设计第九版得 K h1.25由机械设计第九版插值法查7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得Kh1.426得到接触强度实际载荷系数Kh Ka?Kv?Kh ?Kh1 0.75 1.2 1.4261.2834由机械设计第九版式按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数md163.5012.646mm取标准值m 3mm按弯曲疲劳强度设计由机械设计第九版式试算模数2Kh?Ti?Y ? YFa ?YsaD Z；?f确定公式中的各值试选KFt 1.3由机械设计第九版式计算弯曲疲

17、劳强度用重合度系数Y 0.25 0750.699a由机械设计第九版查得资料查询齿形系数丫Fa1 2.65YFa2 2.23由机械设计第九版查得应力修正系数Ysa1 1.58,Y;a2 1.76由机械设计第九版查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为F lim 1500M pa f2380 Mpa 由机械设计第九版查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.90, Kfn2 0.93，取弯曲疲劳完全系数s=1.4。由机械设计第九版得321.43Mpa1 Kfn1 Flim1 0.90 500 Mpa1一1.4因为大齿轮的YFa1Ysa1k FN2 Flim 20.93 380Mpa s1.42.65 1.

18、580.0130, Yf2-252.43Mpa,0.0155YFaYsa321.43诈aYsa丫沁” 0.0155F 大于小齿轮，所以取试算模数m1tFt ?？Y2dZ13 2 1.3 9.98 104 0.689 冷 1 2420.0155 1.696mm调整齿轮模数计算实际载荷系数钱的数据准备d1 mt ?z11.696 2440.704mmd1n140.704 568 , 一 ，v1.21m/s60 1000 60000bd ?d1 1 40.704mm 40.704mm,h 2ha c Bt 3.81640.704b/h10.673.816计算实际载荷系数Kf根据v=1.304m/s,

19、7级精度，由机械设计第九版查得动载系数Kv 1.05,由Fti 2Ti /di 4903NkAFtb 120 100N / mm由机械设计第九版查表的齿间载荷分配系数Kf 1 ,由机械设计第九版查表用插值法查得Kf1.417，结合b/h 10.67，查机械设计第九版得Kf34，则载荷系数为Kf KaKvKf Kf1 1.08 1.0 1.34 1.556由机械设计第九版可得按实际载荷系数算得的齿轮模数所以mm,t1.556mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，

20、仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.903mm并就进圆整为标准值 m=2mm ,按接触疲劳强度算的分度圆直径d1 63.501mm,算出小齿轮的齿数d1/m1 31.75.取小齿轮的齿数为40 （计算结果不满足要求）故31,取Z2 107,两齿轮的齿数互为质数，这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。Kh 1.2834 463.501mm m 3mm丫Fa1丫Sa10.0130 Kf1.005 m=1.556 N 31 z2107计算齿轮传动几何尺寸计算分度圆直径d1 z ?m 31 2 62mm d2 z2 ?m 10

21、7 2 214mm计算中心距d1 d262 214-mm 138mm2 2计算齿轮宽度bddi 62mm考虑到不可避免的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(510)mm,即 bi b (5 10)mm 67 72mmd1 62mm b 70mmd2214mm 62mm校核齿根弯曲疲劳强度校核计算如同前面一样，这里直接给出数据Kf1.45T19.98 104d 1，m=2，Z131YFa12.11YFa21.85YSa12.05，YSa1 1.85所以载荷系数为Kf1.45强度校核F13 2dm Z12心2丫104 F 2102Mpa3 2dm Z1主要设计结论:z1 31

22、z2107，m=2mm,轮选用40cr （调制），大齿轮选用200,X145钢，0.685, x2 0.690 ,a=138, b1 70mm ,b2 62mm ,小齿 齿轮按7级精度设计。齿根弯曲疲劳强度满足（2）低速级直齿圆柱齿轮的设计选择材料、热处理方式和公差等级二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20，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240HBS40Cr小齿轮（调质处理）大齿轮45钢（调质处理）7级精度初步计算传动的主要尺寸初选小齿轮齿数S 33

23、2Kr?T2?Y ? Z ?诡2 ?大齿轮齿数，取整乙105。d ZF由机械设计第九版10-11式，（以下查表同上一个齿轮设计）设计计算公式进行试算，即d3tZh ?Ze ?ZH确定公式内的各计算数值试选KHt 1.3计算小齿轮的转矩T2 9550 P 9.98 1 04 N系数的选择与查询齿齿宽系数 d 1 查得区域系数ZH 2.5查得材料的弹性影响系数ZE 189-8MPa计算接触疲劳强度用重合度系数Zaa3 arccos Z3cosa/ Z31 2ha27373aa3 arccos z4 cosa/ z4 2hac u22o453Z3 tanaa3 tana Z4 tanaa2 tana

24、1.634 1.6330.889按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Llim3 550 MPaHlim3 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数N360n 2jLh 4.089 108N8N4 N3/i21.258 10 N取接触疲劳寿命系数 Khn3 0.93,Khn4 0.98计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1，得KHN3H lim3558MPaH 3sKhN 4H lim4539MPaH 4s取较小值，所以h4539MPa试算小齿轮分度圆直径d3td3t2KHtT2 ?i2 1 Zh?Ze?Zdi2H2 1.3 9.98 1043.18 122.5 1

25、89.8 0.8893.1853964.387 mmZ333乙41050.889539MPa确定传动尺寸计算实际载荷系数d3t64.387mm2 9.98 104 “.N 3.1 64.387kv 0.76 KAFt3/b 48.15N / mm 100N / mm根据v=1.914m/s,7精度,查图得动载系数2T2 / d3t103N,得kHa 1.42用插值法，查表的7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得kH1.314接触强度实际载荷系数kH kA?kv?kH?kH1 0.76 1.42 1.3141.42按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得66.321mm,计算模数m2G?T2?

26、Y ?泉？乓2 -d zF取标准值m=2.00按弯曲疲劳强度设计F 4kFN 3 Flim4sYFa3 Sa3F 3YY0.0130，且 Sa4 0.0155F 4因为大齿轮的丫FaYSa大于小齿轮，所以取F 4k FN 4 F lim4sF0.0155试算模数60 10001.353m / s2KFt?T2?Y ?诈a?Ysa2 ?d ZF确定公式中的各值由资料查询齿形系数YFa3 2.65冶4 2.1,应力修正系数Y$a3 158,Ysa4 1.9,查的小齿轮和大齿 轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Fiim3 328.23Mpa,230.7Mpa，查得弯曲疲劳寿命系数Kfn30.90，Kfn4

27、0.93，取弯曲疲劳完全系数s=1.4.由式得0.90 500Mpa 321.43Mpa 1.40.93 380 Mpa 252.34Mpa,1.42KFt?T2?Y ?诈a ?YSa2 ?d ZF1.379mm调整齿轮模数 计算实际载荷系数钱的数据准备dmt ?z3 1.379 33 45.507 mmb d ?d345.507mmh 2ha c m 3.103mm b/h 14.665计算实际载荷系数 kF根据v=0.672, 7级精度查得动载系数 kv 1.05 ,Ft3 2T2 /d3 .386 104NkAFt3/b 96.38 100N /mm查表的齿间载荷分配系数kF1.2,用插

28、值法查得kF 1.35，结合b/h=ii.ii载荷系数为kF kAkvkF kF匸231.354mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数2.133就进圆整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d3 66.321mm,算出小齿轮的齿数Z3 d3/m3 33.16 .所以取小齿轮的齿 数为33,乙105这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何

29、尺寸的计算计算分度圆直径d3 z3 ?m 66mmd4 z4?m 210mm计算中心距d3 d4 a1382计算齿轮宽度bdd3 66mm考虑到不可避免的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(510)mm b3 b (5 10)mm 71 76mm取d 73mm,b4 b 66mmkH 1.42d366.321mmm=2.00mm0.0155m=1.354mmd3 66mmd4210mma=242.5mmb3 73mmb4 66mm校核齿根弯曲疲劳强度v根据d3 n?60 10001.353m/s,由 v=1.353m/s,7 级精度，查 Kv1.05Ft12T? / d3

30、980%64.3873100NkAFt1/b 96.38N / mm 100N / mm查 Kf1.2,用插值法得 Kh 1.314 , b/h 14.665查kF1.35,所以载荷系数为kFkAkvkF kf 1 0.76 1.2 1.351.232KfT?Y Fa3Ysa4Y32dm Z31.23 99800 2.65 1.76 0.711 23 33293.3MpaKv1.08F22kFT2YFa4Ysa4Y32dm Z11.23 99800 2.23 1.76 0.712331289Mpa主要设计结论:用40cr （调制），33，乙 105，m=2mm,20 ,a=138,b3 73m

31、m,b4 66mm大齿轮选用 45钢，齿轮按7级精度设计,小齿轮选b/h 14.665齿根满足齿根弯曲疲劳强度4轴的设计计算4.1高速轴的设计(1)已知条件高速轴传递的功率P1 j79kw，转速n, 568r/min，小齿轮分度圆直径di 62mm，齿宽 b1 70mm(2)选择轴的材料8-26选用因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查减速器设计实例精解表常用材料45钢，调质处理45钢，调质处理(3)初算轴径查表得C 103126，考虑轴端只承受转矩，故取小值C 120，则dmin312017.59mm选用毡圈油封，查减速器设计实例精解表，选毡圈24B/ZQ4606-1997，则

32、d2 35mm轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d117.59mm 17.59 (0.03 0.05)mm18.11 18.47mmdmin17.59mm(4) 结构设计轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序从轴的最细处开始设计轴段，轴段上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径a 30mm，带轮轮毂的宽度为(1.52.0)d1 (1.5 2.C) 30mm

33、 45 60mm，结合带轮结构L带轮 4256mm，取带轮轮毂的宽度为 L带轮50mm，轴段的轴径略小于毂孔宽度，取L1 48mm密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h (0.070.1)d1(0.07 0.1) 30 2.13mm。轴段的轴径d2 4 2h 34.136mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可轴承与轴段及轴段的设计考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段上安装轴承,其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为30306内径d=40mm,外径D=80，宽度B=18m ,T=19.75mm外径定位直径 Da

34、69mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3 16.9mm，故取轴段的直径d340mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=12mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6 40mm,同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取B 18mm齿轮与轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3可初定d4 42mm，齿轮的分度圆直径较小，采用实心式,齿轮宽度b 85mm,为保证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴长度应比齿轮宽度略短，取L4 83

35、mm轴段设计 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=(.070.1)=2.944.2mm.取3mm，则轴肩直径d5 48mm,取1 10mm。该轴段也可提供右端轴承的轴向定位。齿轮左 端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取1，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离Bx12 1 b12 10 85105mm轴段的长度L5B1 2mm(1218102)42 mm轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件有关，还与轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为L GO (58)mm，由表4-1可知，下箱座壁厚0.025 a 3mm 6.45mm取 8mm, a 138mm 300mm

36、取轴承旁连接螺栓为M12则G 20mm，C2 16mm，箱体轴承座宽度L 8 20 16 (58)4952mm，取L 50mm，可取箱体凸缘连接螺栓为M10地脚螺栓为d M 16 ,则有轴承盖连接螺栓定为0.4d0.4 16 6.4mm，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取Bd 10mm ；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t 2mm；端盖连接螺钉查减速器设计实例精解表8-29采用螺钉GB/T 5781 M8x25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以拆装轴承端盖连接 螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=30mm,带轮采取腹板式。螺钉的拆装空间足够。则L2 L Bd K 1-带轮 带轮一一B2/57

37、-50、(50 10 30 21218) mm 65.5mm2轴上里作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3 16.9mm，则由减速器设计实例精解图2-A可得轴的支点及受力点间的距离为l1 带轮 L2 a3 T B (50 65.5 16.919.75 18)mm2 2105.65mmb7012 T 1 寸 a3(19.75 12 1016.9)mm59.85mmb7013 号 L5 T a3(10 19.75 16.9)mm47.85mm表4-1高速轴的相关尺寸轴段的直径d1 30mm轴段的轴径L1 48mm轴段的直径d2 35mm轴段的直径d3 40mm轴段6的直径d6 40

38、mm轴段6的轴径“ 18mm轴段4的直径d4 42mm轴长度L4 83mm轴肩d5 48mm轴段L5 10mm下箱座壁厚6.45mm箱体轴承座宽度L 50mm螺钉的拆装空间L265.5mm轴的支点及受力点间的距离l1105.65mm轴的支点及受力点间的距离l259.85mm轴的支点及受力点间的距离l347.85mm(5) 键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解表得键的型号为键 8X36GB/T1096-1990,齿轮与轴端间采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解表选其型号为12X125GB/T1096-1990(6) 轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图如图所示计算

39、支承反力在水平面上为因a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，故a-a剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为R1HQ(h l2 l3)Fr1l3510.24 (105.65 59.85 47.85)345.1 47.8559.85 47.851006.94NR2H Q Fm Rih (1303.3 345.1 1006.94)N10.56N式中负号表示与图中所画力相反在垂直平面上为948.22 47.8559.8547.85421.2NR?vFt1R1V948.02N421.2N526.82N轴承1的总支承反力为R1.Rh氐.1006.92421.221091.4N轴承2的总支承反力为R2、R；hR；/.1

40、0.562526.822526.9NFl213画弯矩图弯矩图如图所示M aHQl1510.24 105.65N ?mm53906.9N?mmb-b剖面图为M bHR?hi I3-10.56 47.85N ?mm505.3N ?mm在水平面上a-a剖面为M bVRIV l2421.259.85N ?mm 25208.82N ?mm合成弯矩，在a-a剖面为MaMhMaV 53906.9 N ?mm在垂直平面上为b-b剖面为Mb, M bH MbV ( 505.3)2 (25208.82)225213.9N ?mm(7)校核轴的强度抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为wd：40336292 mm323

41、2wtd：40313562mm1616bMbw53906.962928.6MpaT1301002.2Mpaw13562按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为e,8.624 (0.6 8.1)2Mpa25.7Mpa由减速器设计实例精解表查得45钢调质处理抗拉强度极限B 650MPa由减速器设计实例I精解表查得轴的许用弯曲应力1b 60MPa， 1b，强度满足要求W 6292mm33Wt 13562mmb 8.6Mpa2.2Mpa轴的强度满足要求(8)校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为p14 30100 Mpa 15.5Mpad1

42、hl 30 7 (45 8)齿轮处键连接的挤压应力为Mpa 5.4Mpa4T14 30100d4hl 42 8 (80 12)键、轴、齿轮及带轮的材料都选为钢，由减速器设计实例精解表8-33查得p 125150MPa, Pi P,强度足够键连接强度足够(9)校核轴承寿命计算当量动载荷查减速器设计实例精解表6208轴承的C=29500N, C0=18000N,轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为p1 R 3277.5Np2 R22354.3N校核轴承寿命 因P P2,故只需校核轴承1的寿命，P P。轴承在100C以下工作，查减速器 设计实例精解表得fT=1。对于减速器，查减

43、速器设计实例精解表得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为10Lh10660mfTC101061 59000 可60 568 1.5 3849.767912hLhLh ,故轴承寿命足够图 4-1 高速轴的结构与受力分析4.2 低速轴的设计(1) 已知条件，齿低速轴传递的功率P3 1.65kW，转速n3 47.72r/min，齿轮4分度圆直径d4 210mm 宽 b4 66mmp31.65kwn347.72r /mind4210mmb4 66mm(2) 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查减速器设计实例精解表选用常用 材料 45 钢，调质处理 45 钢，调质处理(3)

44、初算轴径查表得 C 106 135，考虑轴端只承受转矩，故取小值 C 106，轴与联轴器连接,有4个键槽0：轴径应增)需3%5%，轴端最细处直径d 35.535 36.225mmdmin 34.5mmd1 37.5338.26(4) 结构设计轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺 序从最小轴径处开始设计联轴器及轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步1.5进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表，取K A则计算转矩1.5 330210N495315.0N1250N m，许用转速由表查得 GB/T5014-

45、2003 中的 Lx3 型联轴器符合要求：公称转矩为4750r/min，轴孔范围为 3060mm考虑d36.23mm,取联轴器毂孔直径为 40mm，轴孔长度 84mm , J 型轴孔， A 型键，联轴器主动端代号为 LX340X84GB/T5014-2003 ，相应的轴段的直径 d1=40mm 其长度略小于毂孔宽度，取 L1=85mm密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位轴肩高度h (0.07 0.1)d1(0.07 0.1) 402.8 4mm。轴段的轴径d2 d1 2h 45.6 48mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s

46、，可选用毡圈油封，查减速器设计实例精解，选毡圈 46JB/2Q4606-1997 ，则 d2 45mm轴承与轴段及轴段的设计轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。现暂取轴承为30211，由减速器设计实例精解得轴承内径 d=55mm, 外径 D=100mm ，宽度 B=21mm ，定位轴肩直径 da 64mm ， 外径定位直径Da 88mm，轴上定位端面圆角半径最大为嘉1.5mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3 21mm，故d3 55mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 =12mm.通常一

47、根轴上的两个轴承采取相同的型号d6 55mm同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取L6 B 21mm。该处轴承与高速轴右端轴承公用一个轴承座，两轴承相邻端面距离去6.5mm,满足安放拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，即15 (19.75 27.25 6.5)mm 49mm .齿轮与轴段的设计该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装 , d4 应 略 大 于 d3 可 初 定 d 4 56mm , 齿 轮 4 的 轮 毂 的 宽 度 范 围 为 (1.21.5) d458.8 73.5mm，取|459mm

48、 ,其左端面与齿轮左侧轮缘处于同一个平面内，采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度比齿轮4的轮毂略短，故取 L4 57mm轴段的设计该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h (0.07 0.1)d4(0.07 0.1) 523.925.6mm，取 h 4mm，贝y d5 56mm，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取1 10mm 则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离BX2 2 1 l42 10 68 79mm, l51 10mm该轴段也可提供轴承的轴向定位。轴段与轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件有关，海域轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。 为在不拆联轴器的条件下,可以装拆轴承端盖连接螺栓,取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K=28mm. 贝轴段的长度L2 L Bd K 1 B(50 10 28 2 12 21) mm 60mm轴段的长度L3B 1 l4 L4 (12 21 10 59 57)45mm