二级齿轮减速器_机械设计课程设计说明书

1、 XXX 1XXX8103XX 1 HarbinHarbinHarbin InstituteInstituteInstitute ofofof TechnologyTechnologyTechnology 机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书 题题 目：目： 带式运输机的传动装置 院院 系：系： 航天学院 班班 级：级： 1118201 姓姓 名：名： 解延浩 学学 号：号： 1111820131 指导教师：指导教师： 于东 日日 期：期： 2014 年 3 月 5 日 哈尔滨工业大学 XXX 1XXX8103XX 2 目录 一、传动装置的总

2、体设计一、传动装置的总体设计-1 (一)设计题目 -1 1.设计数据及要求-1 2.传动装置简图-1 （二）选择电动机 -1 1.选择电动机的类型 -1 2.选择电动机的容量 -1 3.确定电动机转速 -2 （三）、计算传动装置的总传动比 -2 1.总传动比-2i 2.分配传动比 -2 （四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 -3 1.各轴的转速 -3 2.各轴的输入功率 -3 3.各轴的输出转矩 -3 二二. .传动零件的设计计算传动零件的设计计算 -4 （一） 、高速齿轮传动-4 1.选择材料、热处理方式及精度等级 -4 2.确定许用应力 -4 3.参数选择 -4 4.按齿面接触疲劳强度设

3、计 -4 5.确定模数和中心距 -5 6.修正螺旋角 -5 7.确定分度圆直径和齿宽 -5 8.校核齿根弯曲疲劳强度 -5 9.其他参数 -6 （二） 、低速速齿轮传动（二级传动）-6 1.选择材料、热处理方式及精度等级 -6 2.确定许用应力 -7 3.参数选择 -7 4.按齿面接触疲劳强度设计 -7 XXX 1XXX8103XX 3 5.确定模数、中心距、分度圆直径和齿宽 -7 6.校核齿根弯曲疲劳强度-8 7.其他尺寸 -8 （三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。 -8 三三. .轴的设计计算轴的设计计算 -9 (一)高速轴(即轴)的设计计算 -9 1. 轴的基本参数-轴：-9

4、 2.选择轴的材料 -9 3.初算轴径 -9 4.轴承部件的结构设计-10 5.轴上键校核设计-11 6.校核轴承寿命-11 (二)中间轴(即轴)的设计计算-12 1.轴的基本参数-轴：-12 2.选择轴的材料-13 3.初算轴径-13 4.轴承部件的结构设计-13 5.轴上键校核-13 6.轴的受力分析-14 7.校核轴承寿命-15 (三)输出轴(即轴)的设计计算-15 1. 轴的基本参数-轴： -15 2.选择轴的材料-16 3.初算轴径-16 4.轴承部件的结构设计-16 5.轴上键校核-17 6.轴的强度校核-17 7.校核轴承寿命-19 (四)整体结构的的最初设计-19 1.轴承的选

5、择-19 2.轴承润滑方式及密封方式-19 3.确定轴承端盖的结构形式-20 4.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸-20 四四. .设计参考文献设计参考文献: : -20 XXX 1XXX8103XX 4 一、传动装置的总体设计 (一)设计题目 课程设计题目为：带式运输机传送装置 1.设计数据及要求：设计数据及要求： 设计的原始数据要求： F=2100N；d=250mm；v=1.2m/s 机器年产量：大批；机器工作环境：清洁； 机器载荷特性：平稳； 机器最短工作年限：五年 3 班。 2.传动装置简图：传动装置简图： （二）选择电动机 1.1.选择电动机的类型选择电动机的类型 按工作要求和

6、工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式 结构，电压为 380V。 2.2.选择电动机的容量选择电动机的容量 工作机的有效功率为： 21001.2/ 2.52 10001000 w FvNm s PkW 从电动机到工作机传送带间的总效率为： 242 1234 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。对于1234、 连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为减小启动转矩，其联轴器应具有较小 的转动惯量和良好的减震性能，故采用具有弹性元件的联轴器，如弹性柱销联 轴器。对于减速器和工作轴相连的联轴器，它们常常不在同一个底座上，要求 就有较大的偏移补偿，选用无弹性元件的挠性联轴器

7、，如十字滑块联轴器。轴 承有斜齿轮的选用角接触球轴承，直齿轮的选用深沟球轴承，齿轮为 8 级精度 的一般齿轮传动。由表 9.1 取。则：12340.990.990.970.96、 XXX 1XXX8103XX 5 242 0.990.990.970.960.85 所以电动机所需要的工作功率为： 2.52 2.96 0.85 w d PkW PkW 3.3.确定电动机转速确定电动机转速 按表 9.1 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比， 840i 而工作机卷筒轴的转速为： 60 100060 1000 1.2 91.67 / min 250 w v nr d 所以电动机转速的可选范围

8、为： (840) 91.67(733.363666.8) / mindwni nr 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min 四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传 动装置结构紧凑且成本合理，决定选用同步转速为 1500r/min 的电动机，另需 要其中电机工作所需工作功率：。eddPP 根据电动机类型、容量和转速，由本书的表 14.1 或有关手册选定电动机型 号为 Y100L2-4。其主要性能如下表： 电动机型号电动机型号额定功率额定功率/kW/kW满载转速满载转速/(r/min)/(r/min)起

9、动转矩起动转矩/ / 额定转矩额定转矩 最大转矩最大转矩/ / 额定转矩额定转矩 Y100L2-43.014202.22.2 电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下表： 型号型号 H HA AB BC CD DE EFGDFGDG GK K Y100L2-4100160140632860872412 项：项： b bb b1 1b b2 2h hAAAABBBBHAHAL1L1 2051801052454017614380 （三）、计算传动装置的总传动比 1.总传动比为：i 1420 15.49 91.67 m w n i n 2分配传动比： ii i 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，

10、故：ii=1. 4 1.41.4 15.494.66ii= 15.49 3.32 4.66 i i i = XXX 1XXX8103XX 6 （四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.1.各轴的转速各轴的转速 轴/ minmnnr 1420 轴 1420 / min 4.66 n nr i = 304. 72 轴 304.72 / min92/ min 3.32 n nrr i 91. 78 卷筒轴/ minwmnnr 92 2.2.各轴的输入功率各轴的输入功率 轴2.96 0.992.93dPPkW= 轴232.93 0.99 0.972.81PkW =P= 轴232.81 0.99 0.

11、972.70PkW P = 卷筒轴212.70 0.99 0.992.65PkW 卷P = 3.3.各轴的输出转矩各轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩为dT 664 2.96 9.55 109.55 101.99 10 1420 / min d d m PkW TN mm nr 所以： 轴 44 100.991.97 10TTN mmN mmd= = 1. 99 轴 44 23100.99 0.97 4.6610TN mmN mm =Ti =1. 97= 8. 82 轴 45 23100.99 0.97 3.3210TiN mmN mm T =8. 82= 2. 81 卷筒轴 55 21100.

12、99 0.992.76 10TN mmN mm 卷T =2. 81= 将上述计算结果汇总于下表得: 轴名功率 kW转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 电机轴 2.96 4 1.99 10 1420 1 0.99 轴 2.93 4 1.97 10 1420 4.66 0.96 轴 2.81 4 8.82 10 304.72 轴 2.70 5 2.81 10 91.783.32 0.96 卷筒轴 2.65 5 2.76 10 91.7810.98 XXX 1XXX8103XX 7 二.传动零件的设计计算 （一） 、高速齿轮传动 1 1选择材料、热处理方式及精度等级选择

13、材料、热处理方式及精度等级 带式运输机为一般机械，采用软齿面齿轮传动。一级传动转速较大，采用 圆柱斜齿轮。小齿轮选用 45 钢，调质处理，齿面平均硬度为 236HBS；大齿轮 选用 45 钢，正火处理，齿面平均硬度为 190HBS。大小齿轮均选用 8 级精度。 2.2.确定许用应力确定许用应力 根据齿轮的材料和齿面平均硬度，由图 6.22 查得 lim1 570 H MPa lim2 390 H MPa Flim1 220MPa Flim2 170MPa 取 SH=1，SF=1.25，则 lim1lim2 12 lim2Flim2 22 570390 570, /390 11 220170 1

14、76, /136 1.251.25 HH HH HH H HH FF MPaMPa SS MPaMPa SS 3.3.参数选择参数选择 1齿数 Z1、Z2：取 Z1=21,，则，考虑中心距及 211 21 4.6697.86ZZi 减速器的结构尺寸问题，取 Z2=98。 2初选螺旋角：。15= 。 3齿宽系数：由表 6.6 取。 d d 1.2 4载荷系数 K:由表 6.5 取 K=1.0. 5齿数比 u：u=Z2/Z1=98/21=4.67 4.4.按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮传递的转矩 4 1 1.97 10TN mm 12 min , 390 HHH MPa XX

15、X 1XXX8103XX 8 由式（6.38）计算小齿轮的分度圆直径 4 1 3 3 1 22 (1)1.0 1.97 10(4.67 1) 75.675.638.40 1.2 4.67 390 dH KT u dmm u 5.5.确定模数和中心距确定模数和中心距 a. 模数：，按表 6.1 取标准模数 1 1 cos38.4 cos15 1.77 21 n d mmm z 2 n mmm b. 中心距： ，圆整，取 a=123mm。 12 ()2 (2198) 123.2 2cos2cos15 n mzz amm 6.6.修正螺旋角修正螺旋角 12 ()2 (21 98) arccosarc

16、cos14.6521 22 123 n mzz a 7.7.确定分度圆直径及齿宽确定分度圆直径及齿宽 分度圆直径 1 1 21 2 43.412 coscos14.6521 n z m dmm 2 2 98 2 202.588 coscos14.6521 n z m dmm 齿宽 ，取 1 1.2 43.41252.09 d bdmm 21 55,60bmm bmm 8.8.校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 1 1 33 21 23.19 coscos 14.6521 v z z 2 2 33 98 108.22 coscos 14.6521 v z z 根据当量齿数，由表

17、6.7 查得齿形系数 YF1=2.78，YF2=2.19 齿形系数与许用弯曲应力的比值为 12 12 2.782.19 0.0158,0.0161 176 136 FF FF YY 因为 YF2/F2较大，故需校核齿轮 2 的弯曲疲劳强度，由式（6.39）有 4 11 11 21 1.61.6 1.0 1.97 102.19 14.46 55 43.412 2 F FF n KTY MPa b d m XXX 1XXX8103XX 9 齿根弯曲疲劳强度满足。 高速级齿轮参数列表 齿轮法向模数 mn/mm 分度圆直径 d/mm 齿宽 b/mm 齿数 z 螺旋角 中心距 a/mm 小 43.412

18、5521 大 2 202.5886098 14.6521123 9.9.其他尺寸其他尺寸 1) 齿顶高： * 1 221 aannan hh mmmmm h 2) 齿根高： * ()(1 0.25) 22.50.25 fannnn hhC mmmmm C 3) 全齿高： (22.5)4.5 af hhhmmmm 4) 齿顶圆直径： 11 22 2(43.4122 2)47.412 2(202.5882 2)206.588 aa aa ddhmmmm ddhmmmm 5) 齿根圆直径： 11 22 2(43.4122 2.5)38.412 2(202.5882 2.5)197.588 ff ff

19、 ddhmmmm ddhmmmm 6) 顶隙： * 0.25 20.5 nn CC m （二） 、低速速齿轮传动 1 1选择材料、热处理方式及精度等级选择材料、热处理方式及精度等级 二级传动采用软齿面圆柱直齿轮传动。小齿轮选用 45 钢，调质处理，齿面 平均硬度为 236HBS；大齿轮选用 45 钢，正火处理，齿面平均硬度为 190HBS。 大小齿轮均选用 8 级精度。 2 2 确定许用应力确定许用应力 根据齿轮的材料和齿面平均硬度，由图 6.22 查得 lim1 570 H MPa lim2 390 H MPa Flim1 220MPa Flim2 170MPa 取 SH=1，SF=1.25

20、，则 XXX 1XXX8103XX 10 lim1lim2 12 lim2Flim2 22 570390 570, /390 11 220170 176, /136 1.251.25 HH HH HH H HH FF MPaMPa SS MPaMPa SS 3.3.参数选择参数选择 1齿数 Z1、Z2：取 Z1=23,（此值不会根切）则， 211 23 3.3276.36ZZi 考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，取 Z2=75。 2齿宽系数：由表 6.6 取。 d d 1.2 3载荷系数 K:由表 6.5 取 K=1.1. 4齿数比 u：u=Z2/Z1=75/23=3.26 4.4.按齿面接触

21、疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮传递的转矩 4 2 8.82 10TN mm 12 min , 390 HHH MPa 由式（6.38）计算小齿轮的分度圆直径 4 1 3 3 1 22 (1)1.1 8.82 10(3.26 1) 76.676.667.84 1.2 3.26 390 dH KT u dmm u 5.5.确定模数、中心距、分度圆直径及齿宽确定模数、中心距、分度圆直径及齿宽 a. 模数：，按表 6.1 取标准模数 m=3mm 1 1 67.84 2.95 23 d mmm z c. 中心距：。 12 ()3 (2375) 147 22 m zz amm d. 分度圆直径

22、 11 23 369dz mmm 22 75 3225dz mmm e. 齿宽，取 1 1.2 6982.8 d bdmm 21 85,90bmm bmm 6.6.校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 根据齿数，由表 6.7 查得齿形系数 12 2.78,2.25 FF YY XXX 1XXX8103XX 11 齿形系数与许用弯曲应力的比值为 12 12 2.782.25 0.0158,0.0165 176 136 FF FF YY 因为 较大，故需校核齿轮 2 的弯曲疲劳强度，由式（6.39）有 22 / FF Y 4 22 21 1 22 1.1 8.82 102.25 24.8 85

23、 69 3 F FF KT Y MPaMPa bd m 齿根弯曲疲劳强度满足。 低速级齿轮参数列表 齿轮模数 m/mm 分度圆直径 d/mm 齿宽 b/mm 齿数 z 螺旋角 中心距 a/mm 小 69 90 23 大 3 225 85 75 0 147 7.7.其他尺寸其他尺寸 1) 齿顶高： * 1 331 aanan hh mmmmm h 2) 齿根高： * ()(1 0.25) 33.750.25 fan hhC mmmmm C 3) 全齿高： (33.75)6.75 af hhhmmmm 4) 齿顶圆直径： 11 22 2(692 3)75 2(2252 3)231 aa aa dd

24、hmmmm ddhmmmm 5) 齿根圆直径： 11 22 2(692 3.75)61.5 2(2252 3.75)217.5 ff ff ddhmmmm ddhmmmm 6) 顶隙： * 0.25 30.75CC m （三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。 轴名功率 kW转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i效率 电机轴 2.96 4 1.99 10142010.99 轴 2.93 4 1.97 101420 4.670.96 轴 2.81 4 8.83 10304.07 3.260.96 XXX 1XXX8103XX 12 轴 2.70 5 2.76 1093

25、.27 卷筒轴 2.65 5 2.71 1093.2710.98 三.轴的设计计算 (一)高速轴(即轴)的设计计算 1.1. 轴的基本参数：轴的基本参数： / minmnnr 1420 44 100.991.97 10TTN mmN mmd= = 1. 99 作用在齿轮上的力： 切向力 1 4 1 1022 1.97 907.58 43.412 t T FNN d 径向力 tan907.583 ta cos14 n20 341.44 c.6521os tn r Fa FNN 轴向力 tan907.58 tan14.6521237.29 at FFNN 2.2.选择轴的材料选择轴的材料 考虑结构

26、尺寸可能出现的特殊要求（一号小齿轮，其材料 45 钢 1=40mm d 调质处理，则有可能需要使用齿轮轴）传递力矩及高转速，选用 45 钢调质处理， 以获得良好的综合机械性能。 3.3.初算输入轴轴径初算输入轴轴径 按弯扭强度计算： 33 min P2.96 C11014.05 n1420 dmm 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。 min d14.05 1.0314.47mm 式中： C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值， 45 钢 为 118106，取 C=110。 P轴传递的功率（单位 kW） 。 n轴的转速。 4.4.轴承部件的结构设计轴承部件的结构设计

27、(1)轴承部件的结构形式 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小， XXX 1XXX8103XX 13 齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两 端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式输入轴的草图 1 所示，然后，可按 轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1 开始设计。 (2)联轴器及轴端 1 上述所求的的，就是轴段 1 的直径，又考虑到轴段 1 上安装联轴mind17mm 器，因此 1 的设计与联轴器的设计同时进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用 LX 型弹性柱销联轴器。 查表 12.1(参考文献1)可取：K=1.4，

28、则计算转矩： 。 1 T1.5 19.927.86 e K TmmNN 其中型号为 LX2 的联轴器系列公称转矩满足，取 25mm。 (3)轴段 2 在确定轴段 2 的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。 但考虑大齿轮线速度，即轴承可通过齿轮甩 2 3.29/ (60 1000/)2m svm snd 油进行润滑,无需挡油板。联轴器的右端轴肩固定，由图 9.8 中的公式计算得轴 肩高度，但考虑固定和使用唇型密封圈的原因，则可取1.752.5mmh h=1.75mm,则轴段 2 直径。228.5mmd (4)轴段 3 和轴段 7 考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。考

29、虑轴径及 安装，暂取 7206C,查得 d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段 3 的直径为 。330mmd (5)轴段 6 由图 9.8 中的公式计算得，轴段 6 的轴肩应为 。考虑加工便利，初取轴肩(0.070.1)(0.070.1) 302.13hdmmmm 2.5mm,则初算可取直径为 35mm. (6)轴段 4 轴段 4 的轴肩也为。轴肩(0.070.1)(0.070.1) 302.13hdmmmm 取 2.5mm,则直径为 35mm。,但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知 e，故轴承寿命充裕。 hLh L (二)中间轴(即轴)的设计计算 1.1. 轴的基本参数轴的基本

30、参数： 1420 / min304.07/ min 4.67 n nrr i = 44 23100.99 0.97 4.6710TN mmN mm =Ti =1. 97= 8. 82 计算得作用在斜齿轮上的力： 切向力 1 4 122 8.82 870 202.5 0 88 t T FNN d 径向力 tan870 tan20328 rt FFaNN 轴向力tan870 cos14.6521227 at FFNN 直齿轮上： 切向力 2 4 22 8.82 1 2557 69 0 t T FNN d 径向力 tan2547tan20930 rt FFNN 2.2.选择轴的材料选择轴的材料 选用

31、 45 号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。 3.3.初算轴径初算轴径 按弯扭强度计算： 33 min P2.81 C11023.07 n304.72 dmm XXX 1XXX8103XX 16 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。 min d23.07 1.0323.76mm 式中： C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值， 45 号钢的值为 118106，取 C=110。 P轴传递的功率（单位 kW） 。 n轴的转速。 4.4.轴承部件的结构设计轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式 轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形

32、式如 图：中间轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴 端 1 开始设计。 (2)轴段 1 初选角接触球轴承 7206C,查得 d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段 1 的直 径为。130mmd (3)轴段 2 与轴段 4 由图 9.8 中的公式计算得，轴段 2 的轴肩应为（0.070.1） 25=2.13mm。考虑齿轮安装定位，初取轴肩 2.5mm,则初算可得直径为 。235mmd (4)轴段 3 轴段 3 的轴肩也为（0.070.1） 38=2.663.8mm，轴肩取 2.5mm,则直径为 40mm。 (5)轴段长度 轴段具体长度要综合考虑其他 2 根

33、轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖 的距离综合草图进行确定。 5.5.轴上键校核轴上键校核 中间轴轴段 2 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长 大于所需最短工作长度即可。 连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用 45 号钢，查表可得： ，取 。需满足： 125150pMPa 135pMPa 2 pp T dkl 轴段 4 与小齿轮连接处的键 其中轴段 4 的直径 35mm，可取键的尺寸 bh=108mm，键长 L 的范围为 （22110）mm，取 32mm。 XXX 1XXX8103XX 17 则可解得: 4 244 8.82 10 57 ()35 8 (32 10) p

34、p TT MPaMPa dklhd lb 故键长可取 32mm 或更长值。 考虑此轴上的两个齿轮内侧轮毂宽度，取大齿轮的键长为 80mm，小齿轮的键长 为 36mm。 6 6轴的受力分析轴的受力分析 (1)画轴的受力简图 中间轴受力： 斜齿轮上的力： 切向力 1 4 122 8.82 870 202.5 0 88 t T FNN d 径向力 tan870 tan20328 rt FFaNN 轴向力tan870 cos14.6521227 at FFNN 直齿轮上： 切向力 2 4 22 8.82 1 2557 69 0 t T FNN d 径向力 tan2547tan20930 rt FFNN

35、 (2)计算支承反力 如图，由受力平衡，易求支反力(假设右侧轴承承担所有轴向力)： 1 11 1 2 22 2 245 ; 568,118 ; 0; 1442; 69,118 ; 227; t rr a t rr aa RN RN RN RN RN RN RN RFN 故左轴承的总支承反力： 2222 111 ()(118568)245728 ; 0 rlrrt al FRRRN FN 轴承 IV 的总支承反力： 2222 222 ()(690 118)14421551 ; 227 rrrrt ara FRRRN FFN XXX 1XXX8103XX 18 7.7.校核轴承寿命校核轴承寿命 由

36、表 12.3 查得 7206C 轴承的。右侧轴承受力较大，017800,12800rCN CN 只需校核右侧即可 （1） 计算当量动载荷 由，由表 10.13 查得。0/227/128000.018arFC 0.38e 因为，所以。/227/15510.146earrrFF 1,0XY 当量动载荷为（由表 10.11 查得）1.2pf r)P(1.2 (1 15510)1861.2rrar p fXFYFNN （2） 校核轴承寿命 轴承在以下工作，由表 10.10 查得。平稳。轴承 I 的寿命为100 C1Tf 33 66 r 10101 17800 82699 60P60 3051551 T

37、r h f C Lh n 已知减速器使用 5 年 3 班，则预期寿命为 8 1 250 5 330000hLhh ，故轴承寿命充裕。 hLh L (三)输出轴(即轴)的设计计算 1.1. 轴的基本参数轴的基本参数-轴：轴： 304.72 / min 3.32 n nr i 91. 78 45 23100.99 0.97 3.3210TiN mmN mm T =8. 82=2. 81 则经过计算可得作用在圆柱直齿轮上的力： 切向力 5 22 2.81 2205 255 10 t T FN d 径向力 tan2205 tan20803 rt FFaN 轴向力0 a FN 2.2.选择轴的材料选择轴

38、的材料 选用 45 钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。 3.3.初算轴径初算轴径 按弯扭强度计算： 3 3 3 min 3 P2.7 C11033.96 n91.78 dmm 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。 min d33.96 1.0334.98mm 式中： XXX 1XXX8103XX 19 C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值， 45 号钢的值为 118106，取小值 C=110。 P轴III传递的功率（单位 kW） 。 N轴III的转速。 4.4.轴承部件的结构设计轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式 为方便轴承部件的装拆，减速器

39、的机体用剖分结构形式。因传递功率小， 齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两 端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图 1 所示，然后， 可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 7 开始设计。 (2)轴段 7 及联轴器 轴段 7 的直径，需要考虑到上述所求的及轴段 1 上安装联轴mind33.96mm 器，因此与联轴器的设计同时进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用金属滑块联轴器。查表 12.1(参考文献1)可取：K=1.4，则计算转矩： 。3T1.4281393.4eK TmmNN 由表 13.3(参考文献2)得可取许用转矩为

40、 500Nm 的金属滑块联轴器，输出端 dmin=40mm。 (3)轴段 6 考虑联轴器的轴向固定和唇型密封圈的安装，轴段 6 直径。645mmd (4)轴段 5 和轴段 1 考虑使用直齿轮，齿轮没有轴向力，轴承类型为深沟球轴承。轴段 5 需要 考虑轴承直径及安装，查表 12.2（参考文献2深沟球轴承，取其型号为 6210, 查得 d=50mm,D=90mm,B=20mm。一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段 5 和轴段 1 的直径为：。5150mmdd (5)轴段 2 和轴段 4 取定位轴肩 2.5mm，故2455mmdd (6)轴段 4 轴段 4 的轴肩取为4.5mm。则直径为 64m

41、m。 (7)轴段长度 轴段长度可综合草图进行设计。 5.5.轴上键校核轴上键校核 输出轴轴段 7 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长 大于所需最短工作长度即可。 连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用 45 号钢，查表可得： XXX 1XXX8103XX 20 ，取 。需满足： 125150pMPa 135pMPa 24 () pp TT dklhd lb (1) 轴段 4 与大齿轮连接处的键 其中轴段 4 的直径 55mm，可取键的尺寸 bh=1610mm，键长 L 的范围为 （45180）mm，取 56mm。 则可解得: 5 244 2.81 10 51 ()55 1

42、0 (56 16) pp TT MPaMPa dklhd lb 故键长可取 56mm 或更长值。 由大齿轮内侧轮毂宽可取键长为 56mm。 。 (2) 轴段 7 与联轴器连接处的键 其中轴段 7 的直径 40mm，可取键的尺寸 bh=128mm，键长 L 的范围为 （28140）mm，取 50mm。 则可解得: 5 2442.81 10 92.4 ()40 8 (50 12) pp TT MPaMPa dklhd lb 故键长可取 50mm 或更长值。 轴段 7 和联轴器连接，长为 68mm，查表取键长为 63mm。 6 6轴的强度校核轴的强度校核 （1）画轴的受力简图 （2）计算支承反力 5

43、 22 2.8 10 2489 225 tan202489 tan20906 t rt T FNN d FFNN 在水平面上 1 1 12 90670 317 70130 r F l RNN ll 21 (906317)589 r RFRNN 水平面弯矩图： XXX 1XXX8103XX 21 在垂直平面上 1 1 12 248970 871 70130 t Fl RNN ll 21 (2489 871)1618 t RFRNN 竖直面弯矩图： （3）合成弯矩图 (4)画转矩图。 5 2.8 10TN mm 轴承 I 的总支承反力： 2222 111 317871927 R FRRNN 轴承 II 的总支承反力： 2222 222 58916181722 R FRRNN (5).校核轴的强度 B 剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故 B 剖面右侧为危险剖面,故应对此进行校核。 其当量弯矩为 22252 1 ()120450(0.6 2