二级减速器设计说明书(20210311155631)

1、河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 目录 第1章概述 3 1.1 带式运输机 3 第2章电动机的选择 4 2.1 电动机选型和结构形式 4 2.2 电动机功率的选择 4 2.2.1工作机输出功率 4 2.2.2所需电动机的功率 4 2.2.3电动机型号的选择 5 第3章运动和动力参数计算 6 3.1传动比的确定及分配 6 3.2各轴运动和动力参数计算 6 3.2.1各轴转速 6 3.2.2各轴功率 7 3.2.3各轴转矩 7 第4章传动零件的设计计算和结构设计 8 4.1高速级齿轮设计计算 8 4.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。 8 4.1.2按齿面接触强度设计 8

2、 4.1.3按齿根弯曲强度设计 10 4.1.4几何尺寸计算 11 4.2低速级齿轮设计计算 12 4.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 12 4.2.2按齿面接触强度设计 13 4.2.3按齿根弯曲强度设计 14 4.2.4几何尺寸计算 15 第5章轴的设计计算 18 5.1输出轴设计计算及校核 18 5.1.1求作用在齿轮上的力 18 5.1.2初步确定轴的最小直径 18 5.1.3轴的结构设计 19 5.1.4求轴上的载荷 21 5.1.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 22 5.2中间轴的设计 24 5.2.1确定最小直径 24 5.3中间轴的校核： 25 5.4输入轴的设计

3、27 5.4.1确定最小直径 27 5.4.2确定各轴段直径并填于下表 28 5.4.3计算各轴段长度 29 第6章轴承的选择与校核 29 6.1输出轴轴承的校核 29 6.2中间轴与输入轴轴承的选择 30 第7章键的选择与校核 30 7.1输出轴上得键的选择与校核 30 7.2中间轴与输入轴的键的选择 30 第8章箱体设计及其它零件的设计与选择 31 8.1箱体设计 31 8.2视孔和视孔盖 31 第9章润滑和密圭寸方式的选择 31 9.1减速器的润滑 31 9.2齿轮润滑 32 9.3滚动轴承的润滑 32 9.4减速器的密封 32 9.5密封类型的选择 33 参考文献： 34 设计小结：

4、35 9 第1章概述 1.1 带式运输机 、传动方案 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， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级 其传动方案如下： 初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计如下图所示。 选择V带传动和二级圆柱直齿轮减速器 图1.1传动装置简图 、该方案的优缺点: 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带 来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构， 并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本

5、。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速， 这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。 高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分 布不均现象。原动机部分为丫系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此 外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 第2章电动机的选择 2.1 电动机选型和结构形式 工业上一般选用丫系列笼型三相异步电动机。这类电动机属于全封闭自扇冷式电动 机其结构简单、工作可靠、启动性能好、价格低廉、维护方便。适用于非易燃、非易 爆、无腐蚀性和无特殊要求的机械上。 2

6、.2 电动机功率的选择 2.2.1 工作机输出功率 工作机输出功率为PW Pw FV 1000 Kw(2-1 ) 由式(2-1 )得： FV 7200 2.2 Pw 15.84KW 1000 1000 滚筒轴工作转速为n= 1000 60v =84.076r/min D 2.2.2 所需电动机的功率 所需电动机的功率为Pd P Pd PW(kW)(2-2) 传动装置的总效率总 1为V带的传动效率，2为每对轴承的效率， 3为圆柱齿轮传动的效率（齿轮为 7级精度，油脂润滑）， 4为联轴器的效率，5为卷筒的效率 查机械设计手册（第三版）第5页知： 1 = 0.962 = 0.97 3 = 0.984

7、 = 0.995 = 0.96 42 总=1234 5 =0.96 0.984 0.972 0.99 0.96 =0.79 Pw 15.84 由式（2-2 ）得 Pd 20. 05Kw 总 0. 79 2.2.3电动机型号的选择 经机械设计手册（第三版）表 1-8及表13-5得：V带传动的传动比io = 24，二级圆 柱齿轮减速器传动比i = 840,则总传动比合理范围为i总=16160，电动机转速的可 选范围为： nw = i总 Xn=（ 16160）x 84.076 = 1345.216 13452.16r/min。 符合这一范围的同步转速有 1500和3000 r/min 根据容量和转速

8、查机械设计手册（第三版）第167页可知有三种方案。如下表： 表2.1方案表 万案 电动机型号 额定功率 Kw 同步转速 r/mi n 额定转速 r/mi n 1 Y180M-2 22 3000 2940 2 Y180L-4 22 1500 1470 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比，可见 方案二比较合适，选定型号为 丫180L 4的三相异步电动机。 第3章 运动和动力参数计算 3.1传动比的确定及分配 （1）总传动比 由选定的电动机满载转速n满和工作机主动轴转速 n,可得传动装置总传动比为 n满 i总 n 14701748 84 076 （2）分配传动装置传动

9、比 i总i0 i式中分别为带传动和减速器的传动比。io=24为使V带传动外廓 尺寸不致过大，初步取i o 3 .0 （实际的传动比要在设计 V带传动时，由所选 大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为i总/io = 17.48/3.0 = 5.83 根据展开式布置，考虑润滑条件，且il= （1.31.5 ） i2，为使两级大齿轮直径相近, 查图得咼速级传动比为i1 = 3，则i2 = i /i1 = 1.94 3.2各轴运动和动力参数计算 3.2.1 各轴转速 将传动装置各轴由高速到低速依次定为I轴，II轴，山 轴，IV轴 各轴转速 n = n m/i0 = 1470/3.0 = 49

10、0r/mi n nn n /= 490/3.0 = 163.3r/min n皿rn / i2 163.3/1.94=84.18 r/min n =nm =84.18r/mi n 误差计算n nv n 100%84 18 84.076 100%0.124%在允许误差范围之内 n nV84.18 322各轴功率 各轴输入功率 R = Pd X i = 20.05 X 0.96 = 19.248kW p X 2 X 3 = 19.248 X 0.98 X 0.97 = 18.297kW Pm = R X 2 X 3 = 18.297 X 0.98 X 0.97 = 17.393kW Pw = Pm

11、X 2 X 4 =17.393 X 0.98 X 0.99 = 16.875kW 则各轴的输出功率： P = R X 0.98=19.248 X 0.98=18.863kW R = P： X 0.98=18.297 X 0.98=17.931kW Pn = Pm X 0.98=17.393 X 0.98=17.045kW Pv = Pv X 0.98=16.875 X 0.98=16.538kW 3.2.3各轴转矩 P 电动机轴的输出转矩 Td=9550)=9550 X 20.05/1470=130.26N m nm 输入转矩： T = Td X i0 X 1=130.26 X 3.0 X 0

12、.96=375.14 N m T： = Ti X i1 X 1 X 2 =375.14 X 3.0 X 0.96 X 0.98=1058.79N m Tm = Tn X i2 X 2 X 3=1058.79 X 1.94 X 0.98 X 0.97=1952.59N m Tv =Tm X 3 X 4=1952.59 X 0.97 X 0.99=1875.07N m 输出转矩：Ti = 1 X 0.98=375.14 X 0.98=367.64N m Tn = Tn X 0.98=1058.79 X 0.98=1037.61N m Tm = Tm X 0.98=1952.59 X 0.98=19

13、13.54N m Tv = Tv X 0.98=1875.07 X 0.98=1837.57N m 运动和动力参数结果如下表 表3.1参数汇总表 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 20.05 130.26 1470 1 I轴 19.248 18.863 375.14 367.64 490 3.0 0.97 II轴 18.297 17.931 1058.79 1037.61 163.3 3.0 III轴 17.393 17.045 1952.59 1913.54 84.18 1.94 0.99 IV轴 16.875 16.538

14、1875.07 1837.57 84.18 1 0.96 第4章传动零件的设计计算和结构设计 4.1高速级齿轮设计计算 4.1.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。 按设计任务书给定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择7级精度（GB10095-88。 材料选择。由机械设计（第八版）第191页表10-1得，选择小齿轮材料为40Cr （调制），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS大小齿轮齿面 的硬度差为280-240=40HBS是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿 轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了

15、大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿 轮的使用寿命。 齿数：取小齿轮齿数 Z1=24,则大齿轮齿数Z2=3X 24=72. 4.1.2 按齿面接触强度设计 试选载荷系数Kt=1.3 计算小齿轮传递的转矩 955 10 P T(4.1 ) n 95.5 105 P 95.510000018.8635“ 由公式 4.1 得：T113.676 105N mm 1m490 计算应力循环次数 由表10-7选取齿宽系数d 1，表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze 189.8MPa1/2，图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim1 600MPa ;大齿轮的接触疲 劳强度极限Hlim2

16、550MPa N 60n jL (4.2 ) 由公式4.2得：M 60n1jLh 60 4901 448001.32109 N2 1.32 109 0.44 109 3 计算接触疲劳许用应力 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 0.90; Khn2 0.95,取失效概率为1 %，安全系数 S=1。接触疲劳许用应力为 KHN1 lim 1 0. 9600 540MPa Khn2lim 2 0. 95550522 5MPa dt 2 3 1 Ze d i H 计算小齿轮分度圆直径: 计算圆周速度 2 3.33.67610531 T13 2 189.8 522 5 101.64mm 60 10

17、00 3.14 101.64490 60 1000 2.61m/s 计算齿宽b bddt101. 64 mm 计算齿宽与齿高之比b 模数mt 1 zi 101. 64 24 4. 235mm 齿高 h2. 25m2. 25 4. 235 9. 53 mm b =101. 64 h 9.53 10.67 计算载荷系数。 根据v=2.61m/s，7级精度，由图10-8查得Kv 1.1，直齿轮，Kh Kf 1 ;由表10-2 查得使用系数Ka 1 ;由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置 时，Kh 1.423 ；由 b=10.67，Kh 1.423 查图 10-13 得 心 1.

18、32;故载荷系数 h K KAKvKH Kh 1 1.1 1 1.423 1.5653 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， K,11.5653 ” d1 d1t3； 101.643： 72 mm 1Kt. 1.3 计算模数m m24 3mm 4.1.3按齿根弯曲强度设计 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极 限fe2 380MPa ；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85;Kfn2 0.88取弯曲疲劳 安全系数S=1.4,则 KFN1 FE1 S 0.85 500 1.4 303.57MPa KFN2 FE2 S 0.88

19、 380 1.4 238.86MPa 计算载荷系数k K KaKvKf Kf 1 1.1 1 1.35 1.485 由表10-5查得齿形系数YFa12.80 , YFa2 2.28 ；由表10-5查得应力校正系数 河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 13 Ysa1 1.55;Ysa21.73 计算大小齿轮aYsa并加以比较。 YFa 1YSa1 F 1 YFa2YSa2 55 280.014296; 303.57 2.28 1.730.016513大齿轮的数值大。 238.86 设计计算m洋竺 dZ1F 丿2 1.485 3.676 100.016513 3. 15mm寸比计算

20、结果, 1242 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，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 3.15mm 并就进圆整为标准值 m=3.5mm按接触强度算得的分度圆直径 d!=108.13mm算出小齿 轮齿数 31;大齿轮齿数z2=3X 31=102 d1108 13 Z1 m 3.5 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度, 并做到结构紧凑，避免浪费。 4.1.4几何尺寸计算 中心距 d1 d2 2 11033

21、0 2 220mm 齿轮宽度bdd1 1 110 110mm 取 B2110mnpB1115mm。 高齿1 : 齿顶高： ha * ha m 1 35 35mm 齿根高： h * ha * c m 10.253 5 4.375mm 全齿高： h * 2ha * c m 210.25 3. 5=7.875mm 顶隙： c c*m 0- 25 3.5=0.875mm 分度圆直径： d1 z1m 31 3. 5 108.5mm 齿顶圆直径： da z * 2也 m 31 213.5115.5mm 齿根圆直径： df 乙 * 2人 * 2c m 31 2 12 0.25 3.5 99.75mm 基圆直

22、径 齿距： :db p= m d cos a =99.75 x 0.94=93.765mm 3. 14 3. 5 10.99mm 齿厚： m s= 3. 14 3. 5 5.495mm 2 2 齿槽宽： e=s 高齿2: 齿顶咼： * haha m 1 35 35mm 齿根高：hh/ c* m 1 0 25 3 5=4.375mm 全齿高：h2ha c* m 2 1 0.25 3.5 7.875mm 顶隙：c c*m 0.25 3.5 0.875mm 分度圆直径：d2Z2m933. 5 325.5mm 齿顶圆直径：daz22ha*m 93213.5 332.5mm 齿根圆直径：df乙2h*2c

23、* m93 2 12 0.253.5316.75mm 基圆直径：db d cos a =316.75 x 0.94=297.745mm 齿距： p= m 齿厚： m s= 2 齿槽宽： e=s 3 143.510.99mm 3. 143. 5 2 5.495mm 4.2低速级齿轮设计计算 4.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 按设计任务书给定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择7级精度(GB10095-88) 材料选择。由机械设计（第八版）第191页表10-1得，选择小齿轮材料为40Cr （调制），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（

24、调制），硬度为240HBS大小齿轮齿面 的硬度差为280- 240=40HBS是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大 齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了 齿轮的使用寿命。 齿数：取小齿轮齿数 乙=28,则大齿轮齿数 乙=1.94 X 28=54.3255. 4.2.2按齿面接触强度设计 试选载荷系数：Kt =1.3 计算小齿轮传递的转矩 T1 95.5 105 P2 955105 佩2971.07 106n mm 163 3 计算应力循环次数 由表10-7选取齿宽系数d 1，表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa1/2，图 H

25、iim1 600MPa ;大齿轮的接触疲 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 劳强度极限Hlim2 550MPa N160n 1jLh 60 163.3 1 448004.38 108 N2空2.26 1（f 1.94 计算接触疲劳许用应力 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 0.90； Khn2 0.95,取失效概率为1 %，安全系数 S=1。接触疲劳许用应力为 KFN1 Iim1 S KfN2 Iim2 S 0.9 600 1 0.95 550 1 540MPa 522.5MPa 计算小齿轮分度圆直径 dit 2唁 Ze H 23*3 1.07 1061.94 1 1

26、.94 2 1898 5225 151.44mm 计算圆周速度 d2t n1 7t 60 1000 3. 14 151.44163 3 60 1000 1.29m/s 计算齿宽b b ddn 1 151.44 151.44mm 计算齿宽与齿高之比h 模数 m d1t 15144 5.41mm z 28 齿高 h 225m 2.25 5.41121725mm b = 151.44 h =12. 1725 12 44 计算载荷系数。 根据v=1.29m/s，7级精度，由图10-8查得Kv 1.05，直齿轮 心 心 1 ；由表10-2 查得使用系数Ka 1 ;由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮

27、相对支承非对称布置 时，Kh 1.427 ；由 b=12.44， KH 1.427 查图 10-13 得 KF1.35 h 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 小柿儘.竹普158.78 mm 计算模数m m :15878 567mm 4.2.3按齿根弯曲强度设计 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 500MPa ;小齿轮的弯曲疲劳强度极 限fe2 380MPa ；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85;Kfn2 0.88取弯曲疲劳 安全系数S=1.4,则 河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 KFN1 FE1 S KfN2 FE2 S 0.85

28、500 1.4 0.88 380 1.4 303.57MPa 238.86MPa 计算载荷系数k KKAKvKf Kf 1 1.05 1 1.35 1.42 由表10-5查得齿形系数YFa1 2.55, YFa2 2.3 ；由表10-5查得应力校正系数 丫Sa11.61； YSa21.715 计算大小齿轮YFaYFa并加以比较 F m 丫 Fa 丫 Sa F 1 .4 21 .07 28 2 10 0 .016514 4 mm YFa 1YSa1 2.55 1.61 0.013524; F1 303.57 YFa2YSa2 2.3 1.7150.016514.大齿轮的数值大。 F2 238.8

29、6 设计计算 2 2 15 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，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强 度算得的模数4并就进圆整为标准值m=4mm按接触强度算得的分度圆直径 d1=158.78mm算出小齿轮齿数 z115878 39.840;大齿轮齿数 Z2=1.94 X m 4 40=77.6 78 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到结构紧凑，避免浪费。 4.2.4几何尺寸计算 中心距 d1

30、d2 a 160 310 235mm 齿轮宽度bdd1 1 160 160mm 河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 低齿1 : 齿顶高： ha * ha m 1 4 4 mm 齿根高： hf * * ha c m 1 0.25 4 5 mm 全齿高： h * * 2ha c m 2 1 0.25 4 9 mm 顶隙： c c*m 0.25 4 1 mm 齿顶圆直径：da乙2ha* m 40 2 1 4 168mm 齿根圆直径： df 乙 2ha* 2c* m 40 2 1 2 0.25 4 150mm 基圆直径： db d1cos a =16QX 0.94=150.4mm 齿距

31、： P= :m 3.14 4 12.56 mm 齿厚： s= m 3.14 46.28 mm 2 2 齿槽宽： e=s 低齿2: 齿顶咼： ha ha m 1 4 4 mm 齿根高： hf * ha c* m1 0.25 45 mm 全齿高：h 2ha c m 2 1 0.254 9 mm * 顶隙：c c m 0.25 41mm 分度圆直径d2 z 78 4 312mm 齿顶圆直径：daz22ham 78 2 14320mm 302mm 齿根圆直径：dfZ22h,*2c* m 78 2 12 0.254 基圆直径：db d cos a =310X 0.94=291.4mm 齿厚: m s=

32、2 3.14 46.28mm 17 齿槽宽：e=s 齿轮 1 2 3 4 齿数 24 96 : 34 102 齿宽 65 60 90 85 分度圆直径d 72 288 103 307 齿距p 9.42 9.42 9.42 9.42 齿厚s 4.71 4.71 4.71 4.71 齿槽宽e 4.71 4.71 6.29 6.29 齿顶咼 3.00 3.00 : 3.00 3.00 齿根圆 3.75 3.75 3.75 3.75 全齿高h 6.75 6.75 18 18 齿顶圆直径 114 378厂 141 351 齿根圆直径 92.5 364.5 127.5 337.5 中心距 108 205

33、传动比 4 3 模数 3 3 5.1输出轴设计计算及校核 第5章轴的设计计算 图5.1轴的结构草图 5.1.1求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2310mm 而Ft 2T3 d2 2 1913540 310 12345.4N Fr Ft tan a =12345.4 x tan 20 =4493N 5.1.2初步确定轴的最小直径 由机械设计（第八版）表15-1初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调 质处理硬度217-255HBS由机械设计（第八版）表15-3取A0=110 河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 ip317 dmin A03 1103

34、64.58 mm v n3 84 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di 口 ,为了使所选的轴与联轴器吻 合,故需同时选取联轴器的型号。查课本表 14-1选取Ka 1.3 匸 KaT31.3 19135402487602N*mm 按照计算转矩Tea小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册99页选取LX4型弹 性柱销联轴器其公称转矩为2500000N - mm半联轴器的孔径60 mm故取， d60mm半联轴器的长度L=107mm半联轴器与轴配合的轂孔长度 L1=142mm 5.1.3轴的结构设计 (1) 选取图5-1所示的装配方案 图5.2输出轴 (2).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径

35、和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1-11轴段右端需要制出一轴肩，故取 II-III 的直径d70mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=74mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=142mm为了保证轴端挡圈只压在半联 轴器上而不压在轴端上，故1-2的长度应比L1略短一些，现取I140mm. 初步选择滚动轴承.因轴承d70mm只受轴向力的作用，故选用单列深沟球轴 承.参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组 标准精度级的单列 深沟球轴承. 河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 表5.1轴承各参数 基本尺寸/mm 轴承代号 dD 安装尺寸/m

36、m基本额定载荷 /KN 601575115 对于选取的单向深沟球轴承 B da Da ra Cr Cr 20 82 108 1.1 40.2 33.2 6015 其尺寸为的 d D B 75mm 115mm 20mm,故 23 d V dV V 75mm ；而 lv v 20mm . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得6015型轴承定位轴肩高度 h 0.07d，取 h=6mm 因此 dvi vii 87mm 取安装齿轮处的轴段dlv v 84mm ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 .已 知齿轮毂的宽度为160mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 故取l|

37、v v 156mm .齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高h0.07d , h=6mm则取轴环处 的直径dv vi 96mm.轴环宽度b 4h,取|v v| =10mm. 轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定）.根据轴承端 盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距 离 l 30mm ,故取 1 口 皿 50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,两圆柱齿轮间的距离 c=20mm.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,取s=8mm,已知滚动轴 承宽度B=20mm, lIII IV B s a 160 156

38、20 8 16 160 156 48 mm lVI VIIB2 c a s lv VI 160 20 16 8 10 194mm 至此，已初步确定了轴的各端直径和长度. 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dv v由表6-1查得平键截面 b h 22mm 14mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm同时为了保证齿轮与轴配合有 良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平 键为16mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 巴。滚动轴承与轴的周向定位是由 k6 过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为md 确定轴上圆角和倒角尺寸 参

39、考表15-2，取轴端倒角为2.5 45，各轴肩处的圆角半径 R=2.5（见图15-26） 5.1.4求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定顶轴承的支点位置时，应从 机械设计手册查取a值.对于6015型的深沟球轴承,a=B=20mm因此，做为简支 梁的轴的支承跨距.L2 L3 133mm 337mm 470mm。根据轴的计算简图做出 轴的弯矩图扭矩图。 图5.3从动轴的载荷分析图： 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。 Fnhi 氏Ft 4|0 12345,4 8852N 士 Ft 133 12345.43493 N l_2 l_3470 F NV 1

40、FrL34493 337 L2 L3470 FNV 2 Fr FNV1 4493 32221271N V1 Fnv丄23222 133 428526 N mm FNV2L31271 337428327 N mm M! M2 MH M：11773162 4285262 1252880N mm 2 2 2 2 Mh Mv21177316 4283271252811N mm 现将计算出的截面C处的M H、Mv及M的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnh=8852N F nh2=3493N Fnv=3222N F nv=1271N 弯矩M M=1177316N*mm MV1=42852

41、6N*mm MV2=428327N*mm 总弯矩 M1JmHMv,，1177316242852621252880N mm M2；mHM：2d2 ，轴 承代号：6211 D=110, B= 22 d = 60 da=69 mm 60 d4 考虑轴承定位 d4 二da=69 mm 69 d5 考虑到齿轮定位，d5= da=128 mm 128 河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 543计算各轴段长度 表5.6输入轴的各段长度 名称 计算公式 单位 计算结果 l1 与V带轮配合即与带槽宽相等 mm 80 11 = B=80 12 12 = 10+22+18+5+8+60-24-9=

42、90 mm 90 1 3 13 = B=22 mm 22 14 14 = 9+10+5+65+10+5-20= 84 mm 84 1 5 轴肩 mm 12 怯 丨6 = 128-2 = 126 mm 126 l7 l7 = 18-2+9+10+5+2= 42 mm 42 L （总长） L =80+90+22+84+12+126+4= 456 mm 456 第6章轴承的选择与校核 6.1输出轴轴承的校核 7.1.1求两轴承受到的径向载荷 Fr1和Fr2 从图5-1a的受力分析得 FrifNHi fNvi 88522 32222 N 9420N Fr2fNh2 Fnv234932 12712N 3

43、717N Lh 竺 f）3 60m R 60 84 该轴承寿命为: （40200）3188491.97h Lh 4088.7h 故所选轴承满足寿命要求。 6.2中间轴与输入轴轴承的选择 中间轴的轴承选6013,其安装尺寸d D B 65 100 18 ； 输入轴的轴承选6211,其安装尺寸为d D B 55 100 21 第7章键的选择与校核 7.1 输出轴上得键的选择与校核 齿轮、半联轴器与轴的周向行为均采用平键连接，按 -皿由表6-1平键的截面 h 22 14键槽用键槽铣刀加工，长度为63mm同样半联轴器与轴的连接选用平键 18 11 110。 根据公式 2T 103 p kld p校核键

44、的强度 7.2 式中：T 为传递的转矩 k为键与轮毂键槽的接触高度, l键的工作长度，圆头平键I d为轴的直径 T=1913.54N*m k 0.5h L b p为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，由表6-2查得p 30Mpa 安装齿轮处键的强度计算 33 2T 1032 1913.5 103 pMpa 15.87 Mpa p kld 7 (63 22) 84 安装半联轴器处键的强度计算 p2 19135 103 Mpa p kld 5.5 (110 18) 60 故键键的选择合适。 中间轴与输入轴的键的选择 12.6Mpa 14，图 5-3 8 45 中左边键长度取4mn右 中间轴根

45、据轴的直径选择选键的截面 b h 22 边键长取63mm同样取输入轴与带轮连接的键位10 河北工程大学装备制造学院机械设计基础课程设计说明书 第8章 箱体设计及其它零件的设计与选择 8.1箱体设计 箱体结构尺寸表9.1 序号 代号 名 称 尺寸 序号 代号 名称 尺寸 1 箱座壁厚 10 13 C1 d1中心到外箱壁距离 22 2 S 1 箱盖壁厚 10 14 C2 :d1中心到凸缘边壁距离 18 3 b 箱座凸缘厚度 10 15 4 b1 箱体凸缘厚度 15 16 h 凸台高度 40 5 b2 箱座底部凸缘厚度 25 17 I1 外壁距轴承座端面距离 40 6 df 地脚螺栓直径 18 18 1 :齿顶圆与箱壁间距 15 7 n 地脚螺栓数目 4 19 2 :齿轮端面与内壁距离 16 8 d1 轴承旁联接螺栓直径 12 20 mh,m2 :肋厚度 9、9 9 d2 上盖与下座联接螺栓 直径 10 21 C3 d2至外箱壁距离 14 10 d3 轴承盖螺栓直径 8 22 C4 :d2至凸缘边缘距离 12 11 d4 检查孔盖螺钉