机械设计课程设计圆锥—圆柱齿轮减速器

1、一、设计任务书一、设计题目：设计圆锥圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机 减速器运输带组成。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。（图 1） 1电动机；2 联轴器；3减速器；4卷筒；5传送带二、原始数据：运输带拉力 f(kn) 4000 运输带速度 v(m/s) 0.85 卷筒径 d（mm） 280 使用年限 （年） 10三、设计内容和要求：1. 编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面： （1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择； （2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； （3）传动零件的设计计算（如

2、除了传动，蜗杆传动，带传动等） ； （4）轴的设计计算； （5）轴承及其组合部件设计； （6）键联接和联轴器的选择及校核； （7）减速器箱体，润滑及附件的设计； （8）装配图和零件图的设计； （9）校核； （10）轴承寿命校核； （11）设计小结； （12）参考文献； （13）致谢。 2. 要求每个学生完成以下工作： （1）减速器装配图一张（0 号或一号图纸） （2）零件工作图二张（输出轴及该轴上的大齿轮） ，图号自定，比例 11。 （3）设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下：（图 2） 由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。 减速器为两级展开式

3、圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。 联轴器 2 选用凸缘联轴器，8 选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表 1 计算项目 1. 选 择 电 动 机的类型 计算及说明 根据用途选用 y 系列三相异步电动机 运输带功率为 pw=fv/1000=4000*0.85/1000 kw=3.4kw 查表 2-1，取一对轴承效率 轴承=0.99，锥齿轮传动效率 锥 齿轮 =0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率 齿轮 =0.97，联轴器效率 联 2.选择电动 机功率 =0.99，得电动机到工作机间的总效率为 总= 4 轴承 锥齿轮 齿轮 2 联=0.994*0.96*0.97*0.992=0

4、.88 电动机所需工作效率为 p0= pw/ 总=3.4/0.88 kw=3.86kw 根据表 8-2 选取电动机的额定工作功率为 ped=4kw 计算结果pw=3.4kw 总=0.88p0=3.86kw ped=4kw3. 确 定 电 动 机转速输送带带轮的工作转速为 nw=(1000*60v)/ d=1000*60*0.85/ *280r/min=58.01r/min 由表 2-2 可知锥齿轮传动传动比 i 锥=23， 圆柱齿轮传动传 动比 i 齿=36，则总传动比范围为 i 总=i 锥 i 齿=23*(36)=618 电动机的转速范围为 n0=nwi 总58.01*(618)r/min=

5、348.061044.18r/min 由表 8-2 知，符合这一要求的电动机同步转速有 750r/min、 1000r/min 考虑到 1000r/min 接近上限， 所以本例选用 750r/min 的电动机，其满载转速为 720r/min,其型号为 y160m1-8nw=58.01r/minnm=720r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表 2 计算项目 1.总传动比 计算及说明 i=nm/nw=720/58.01=12.41 计算结果 i=12.412. 分 配 传 动 比高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*12.41=3.10 为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽

6、量小于 3，取 i1=2.95 低速级传动比为 i2=i/i1=12.41/2.95=4.21i1=2.95 i2=4.21五、传动装置运动、动力参数的计算 传动装置运动、传动装置运动、动力参数的计算见表 3 计算项目 计算及说明 n0=720r/min 1.各轴转速 n1=n0=720r/min n2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07r/min n3=n2/i2=244.07/4.21r/min=57.97r/min nw=n3=57.97r/min n1=n0=720r/min n2=244.07r/min nw=n3=57.97r/min 计算结果p1=p0 联=3.

7、86*0.99kw=3.82kw 2.各轴功 率 3.各轴转p2=p1 1-2=p1 轴承 锥齿=3.82*0.99*0.96kw=3.63kw p3=p2 2-3=p2 轴承 直齿=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw pw=p3 3-w=p3 轴承 联=3.49*0.99*0.99kw=3.42kw t0=9550p0/n0=9550*3.86/720nmm=51.20nmp1=3.82kwp2=3.63kw p3=3.49kw pw=3.42kw t0=51.20nm矩t1=9550p1/n1=9550*3.82/720nmm=50.67nm t2=9550p2/n2=9550

8、*3.63/244.07nmm=142.04nm t3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97nmm=574.94nm tw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97nmm=563.41nm t1=50.67nm t2=142.04nm t3=574.94nm tw=563.41nm六、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表 4 计算项目 1.选择材 料、热处理 方式和公差 等级 计算及说明 考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用 45 钢， 小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表 8-17 得齿面硬度 hbw1=217 255 ，

9、hbw2=162 217. 平 均 硬 度 hbw1=236 ， hbw2=190.hbw1-hbw2=46.在 3050hbw 之间。选用 8 级精度。 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为 d1 3 计算结果 45 钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8 级精度4kt1 ( z e z h / h ) 2 0.85r (1 0.5r ) 21)小齿轮传递转矩为 t1=50670 2)因 v 值未知，kv 值不能确定，可初步选载荷系数 kt=1.3 3)由表 8-19，查得弹性系数 ze=189.8 mpa 4)直齿轮，由图 9-2 查得节点区域系数 zh=2.

10、5 5)齿数比 =i1=2.95 6)取齿宽系数 r =0.3 7)许用接触应力可用下式公式 h由 图 2.初步计算 传动的主要 尺寸= z n h lim / s h查 得 接 触 疲 劳 极 限 应 力 为8-4e 、 a h lim1 = 580 pa, h lim 2 = 390 pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 9 n1=60n1alh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*10 9 8 n2=n1/i1=1.728*10 /2.95=5.858*10 由图 8-5 查得寿命系数 zn1=1，zn2=1.05；由表 8-20 取安全系 数 sh=1，则有 h 1

11、= z n 1 h lim1 / s h = 1* 580 / 1 = 580mpa h 2 = z n 2 h lim 2 / s h = 1.05 * 390 / 1 = 409.5mpa取 h = 409.5mpa 初算小齿轮的分度圆直径 d1t,有4kt1 ( z e z h / h ) 2 d1t 0.85 r (1 0.5 r ) 23=34 1.3 50670 (189.8 2.5 / 409.5) 2 mm = 69.78mm 0.85 0.3 2.95 (1 0.5 0.3) 2d1t69.78mm（1）计算载荷系数 由表 8-1 查得使用系数 ka=1.0，齿宽中点 分度圆

12、直径为 dm1t=d1t(1-0.5 r )=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm 故 vm1=dm1tn1/60*1000=*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s 由图 8-6 降低 1 级精度， 9 级精度查得动载荷系 kv=1.19， 按 由 图 8-7 查 得 齿 向 载 荷 分 配 系 数 k=1.13 ， 则 载 荷 系 数 k=kakvk=1.0*1.19*1.13=1.34 (2）对 d1t 进行修正 因 k 与 kt 有较大的差异， 故需对 kt 计算 出的 d1t 进行修正 ，即 d1= d1t （3）确定齿数 3. 确 定 传 动

13、 尺寸 则 u =3k 1.34 69.78 3 =70.485mm kt 1 .3d1=70.485mm选齿数 z1=23，2=uz1=2.95*23=67.85， z2=68， z 取68 u 2.96 2.95 = = 2.96 ， = 0.3% ，在允许范围内 23 u 2.95z1=23 z2=57 m=3.5mm（4）大端模数 mm=d1 70 .485 = = 3.06 mm ，查表 8-23， z1 23取标准模数 m=3.5mm （5）大端分度圆直径为 d1=mz1=3.5*23mm=80.5mm70.485 d2=mz2=3.5*68mm=238mm (6)锥齿距为 r=d

14、1=80.5mm d2=238mmd1 80.5 u2 +1 = 2.96 2 + 1mm = 70.374mm 2 2r=70.374mm（7）齿宽为 b= r r =0.3*70.374mm=21.112mm 取 b=25mm b=25mm齿根弯曲疲劳强度条件为f =（1）k、b、m 和 r 同前 （2）圆周力为kft yf ys f 0.85bm(1 0.5r )f t=2t1 2 50670 = n = 1481.0 n d1 (1 0.5 r ) 80.5 (1 0.5 0.3)（3）齿形系数 yf 和应力修正系数 yscos 1 = cos 2 =4. 校 核 齿 根 弯曲疲劳强

15、度 即当量齿数为u u2 +1 1 u2 +1= =2.96 2.96 2 + 1 1 2.96 2 + 1= 0.9474 = 0.3201zv1 = zv2 =z1 23 = = 24.3 cos 1 0.9474 z2 68 = = 212.4 cos 2 0.3201由图 8-8 查得 yf1=2.65,yf2=2.13，由图 8-9 查得 ys1=1.58， ys2=1.88 （4）许用弯曲应力 f =由 图 8-4y n f lim sf查 得 弯 曲 疲 劳 极 限 应 力 为 f lim1 = 215mpa, f lim 2 = 170 mpa由图 8-11 查得寿命系数 yn

16、1=yn2=1,由表 8-20 查得安全系数 sf=1.25，故 f 1 =yn 1 flim1 sf sf=1 215 = 172 mpa 1.25 1.25 f 2 = yn 2 f lim 2 = 1170 = 136mpa f 1 = kftyf 1ys1 0.85bm(1 0.5r )1.34 1481.0 2.65 1.58 0.85 25 3.5 (1 0.5 0.3) = 92.01mpa f 1 f 2 = f 1 yf 2ys 2yf 1ys 1 2.13 1.88 mpa 2.65 1.58 = 87.99 mpa f 2 = 92.01满足齿根弯曲强 度ha=m=3.5

17、mm hf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mm c=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mha=3.5mm hf=4.2mm c=0.7m1 = arccos5. 计 算 锥 齿 轮传动其他 几何尺寸u u +1 12= arccos = arccos2.96 2.96 2 + 1 1 2.96 2 + 1= 18.667 = 71.3331 = 18.667 2 = 71.333da1=87.132mm da2=240.241mm df1=72.542mm df2=235.311mm 2 = arccosu2 +1da1=d1+2mcos 1 =80.5+2*3.5*0.9474mm=

18、87.132mm da2=d2+2mcos 2 =238+2*3.5*0.3201mm=240.241mm df1=d1-2.4mcos 1 =80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mm df2=d2-2.4mcos 2 =238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mm二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算斜齿圆柱齿轮的设计计算见表 5 计算项目 1. 选 择 材 料、热处理 方式和公差 等 计算及说明 计算结果 45 钢 大、小锥齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火 小齿轮调质处理 处理，由表 8-17 得齿面硬度 hbw1=217255，hbw2=16

19、2217.平 大齿轮正火处理 均硬度 hbw1=236，hbw2=190.hbw1-hbw2=46.在 3050hbw 之间。选 8 级精度 用 8 级精度。因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为d3 31) 2) 3) 4) 5) 6)2kt2u + 1 z e z h z z 2 ( ) ru h小齿轮传递转矩为 t2=146040 因 v 值未知，kv 值不能确定，可初步选载荷系数 kt=1.4 由表 8-19，查得弹性系数 ze=189.8 mpa 初选螺旋角 = 12 ，由图 9-2 查得节点区域系数 zh=2.46 齿数比 =i=4.21 查表 8-18

20、，取齿宽系数 r =1.1 z3=23 z4=977) 初选 z3=23，则 z4=uz3=4.21*23=96.83，取 z4=97 则端面重合度为 = 1.88 3.2( + ) cos z3 z4 2. 初 步 计 算 传动的主要 尺寸11 = 1.88 3.2( =1.67 轴向重合度为 1 1 + ) cos 12 23 97 = 0.318d z 3 tan = 0.318 1.1 23 tan 12 = 1.71由图 8-13 查得重合度系数 z = 0.775 8） 由图 11-2 查得螺旋角系数 z =0.99 9） 许用接触应力可用下式计算 h由 图 8-4e 、 a= z

21、 n h lim / s h查 得 接 触 疲 劳 极 限 应 力 为 h lim1 = 580 pa, h lim 2 = 390 pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 8 n3=60n2alh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*10 8 8 n4=n3/i2=5.86*10 /4.21=1.39*10 由图 8-5 查得寿命系数 zn3=1.05，zn4=1.13；由表 8-20 取安 全系数 sh=1.0，则有 h 3 = z h h lim 3 / s h = 1.05 * 580 / 1 = 609mpa h 4 = z h 4 h lim 4 / s h =

22、 1.13 * 390 / 1 = 440.7 mpa3取 h = 440.7 mpa 初算小齿轮的分度圆直径 d3t，得d 3t 32kt2u + 1 z e z h z z 2 ( ) ru hd3t66.59mm=32 1.4 14240 4.21 + 1 (189.8 2.46 0.775 0.99) 2 1.1 4.21 (440.7) 2=66.59mm（1）计算载荷系数 因v =由表 8-21 查得使用系数 ka=1.0d 3t n260 1000= 66.59 244.0760 1000m / s =0.85m/s，由图8-6 查得动载荷系数 kv=1.08，由图 8-7 查得

23、齿向载荷分配系数 k =1.11，由表 8-22 查得齿向载荷分配系数 k =1.2，则载荷系 数为 k=kakvk k =1.0*1.08*1.11*1.2=1.44 （2）对 d3t 进行修正 因 k 与 kt 有较大的差异， 故需对 kt 计算 出的 d3t 进行修正，即 k=1.44d 3 = d 3t 3(3) 确定模数 mn mn=k 1.44 66.59 3 =67.22mm kt 1 .4d 3 cos 67.22 cos 12 = mm = 2.86mm z3 23mn=3mm按表 8-23，取 mn=3mm （4）计算传动尺寸 中心距为a=mn ( z3 + z 4 ) 3

24、 (23 + 97) = mm =184.03mm 2 cos 2 cos 12a=184mm取整， a = 184mm 螺旋角为 = arccosmn ( z3 + z 4 ) 3 (23 + 97) = = 11.969 2a 2 184 = 11.969因 值与初选值相差不大，故对与 有关的参数无需进行修正 则可得，d3 =mn z3 3 23 = mm = 70.531mm cos cos11.969d3=70.531mmd4 =mn z 4 3 97 = mm = 297.455mm cos cos11.969d4=297.455mmb = d d 3 = 1.1 70.531 =

25、77.58mm，取 b4=78mm3. 确 定 传 动 尺寸b4=78mm b3=85mmb3 = b4 + (5 10)mm，取 b3=85mm齿根弯曲疲劳强度条件为f =2kt2 yf ys y y f bmn d 31）k、t3、mn 和 d3 同前 2）齿宽 b=b4=78mm 3）齿形系数 yf 和应力修正系数 ys。当量齿数为 4. 校 核 齿 根 弯曲疲劳强 度zv 3 =z3 23 = = 24.6 3 3 cos cos 11.969zv 4 =z4 97 = = 103.6 3 3 cos cos 11.969由图 8-8 查得 yf3=2.62，yf4=2.24；由图 8

26、-9 查得 ys3=1.59， ys4=1.82 4）由图 8-10 查得重合度系数 y = 0.72 5）由图 11-23 查得螺旋角系数 y = 0.86 6）许用弯曲应力为 f = yn f limsf由 图 8-4f 、 b 查 得 弯 曲 疲 劳 极 限 应 力 f lim 3 = 215mpa， flim 4 = 170mpa由图 8-11 查得寿命系数 yn3=yn4=1，由表 8-20 查得安全系数 sf=1.25，故 f 3 = yn 3 f lim 3 = 1 215 mpa = 172mpasf 1.25 f 4 = yn 4 f lim 4 = 1170 mpa = 1

27、36mpasf 1.25 f3 =2kt2 yf 3ys 3y y bmn d 32 1.44 142040 2.62 1.59 0.72 0.86 mpa 78 3 70.531满足齿 根弯曲 疲 劳强度=63.93mpa f 3 f4 = f3yf 4ys 4 2.24 1.82 = 63.93 mpa = 62.56 mpa 20.58+20.58*（0.030.05）mm=21.1921.61mm （1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，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，从最细处开始设计 1 1 （2）联轴器

28、与轴段 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联 轴器的选择设计同步进行。 为补偿联轴器所联接两轴的安装误差， 隔离振动， 选用弹性柱销联轴器。 查表 8-37， 取载荷系数 ka=1.5， 计算转矩为 tc=kat1=1.5*50670nmm=76005nmm 由表 8-38 查得 gb/t5014-2003 中的 lx1 型联轴器符合要求： 公称转矩为 250n 许用转速 8500r/min， mm， 轴孔范围为 1224mm。 取联轴器孔直径为 22mm， 轴孔长度 l 联=52mm， 考虑到 d120.58mm，4.结构设计y 型轴孔，a 型键，联轴器从动端代号为 lx1 22*52gb/t

29、5014 1 2003，相应的轴段 的直径 d1=22mm。其长度略小于孔宽度，取 l1=50mm 2 4 2 (3) 轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑 联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴 肩高度 h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。轴段 2 的轴径 d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，其值最终由密封圈 确定。 该处轴的圆周速度均小于 3m/s， 可选用毡圈油封， 查表 8-27 初选毡圈 35jb/zq46061997，则 d2=35mm，轴承段直径为 40mm， 经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿

30、命过长，故此处改用 轴套定位，轴套内径为 28mm，外径既要满足密封要求，又要满足 轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用 圆锥滚子轴承，初选轴承 30207，由表 9-9 得轴承内径 d=35mm， 外径 d=72mm，宽度 b=17mm，t=18.25mm，内圈定位直径 da=42mm， 外径定位 da=65mm， 轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3=15.3mm， 故 d2=35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度 应略短于轴承内圈宽度， l2=16mm。该减速器锥齿轮的圆周速度 取 大于 2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴 承座

31、中。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号， d4=35mm，其右侧 则 为齿轮 1 的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该 处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取 l4=16mm 3 （4） 轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直 径为轴承定位轴肩直径， d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度 即 有关，故先确定其悬臂梁长度 5 5 （5） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处 的轴段采用悬臂结构，d5 应小于 d4，可初定 d5=32mm 小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离 m 由齿轮 的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得 m=32.

32、9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为d1=22mm l1=50mmd2=35mm l2=16mmd4=35mm l4=16mmd3=42mmd5=32mm1 = 10mm ，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚c=8mm， 齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要 取为 56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使 挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差 值为 0.75mm，则 l5=56+ 1 +c+t-l4-0.75= （ 56+10+8+18.25-16-0.75 ） mm=75.5mm 1 3 1 （6） 轴段与轴段的长度 轴

33、段的长度除与轴上的零件 有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表 4-1 可知，下箱座壁厚 =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm ， 取 壁 厚 = 10mm ， r+a=70.374+184=254.374mm600mm，取轴承旁联接螺栓为 m20， l5=75.5mm = 10mm箱体凸缘连接螺栓为 m16，地脚螺栓为 d = m 24 ，则有轴承端 盖连接螺钉为 0.4d = 0.4 24mm = 9.6mm ，取其值为 m10，由 表 8-30 可取轴承端盖凸缘厚度为 bd=12mm；取端盖与轴承座间的 调整垫片厚度为 t = 2mm ；告诉轴承端盖连接螺钉，查表

34、 8-29 取螺栓 gb/t5781 m10 35；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂 外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖 表面距离 k=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与 1 轴承左端面的距离取为 l4=25.5mm，取轴段端面与联轴左端面 的 距 离 为 1.75mm 则 有 l1=l 联 +k+bd+l4+t-l2-1.75mm= l1=110mm （62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 3 轴段段的长度与该轴的悬臂长度 l3 有关。小齿轮的受力作 用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 l3=66.2mm l3 =

35、m+ 1+c+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm 则两轴承对轴的力作用点间的距离为l2 =(22.5）l3=(22.5)*66.2mm=132.4165.5mm l3 =l2+2a3-2t=（132.4165.5）+2*15.36-2*18.25mm =126159.1mm 取 l3=130mm，则有 l3=130mml2 =l3+2t-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范围内，合格 1 （7） 轴段 力作用点与左轴承对轴力作用点的间距 由图 12-4 可得l2=135.9mml1 =l1+l2-t+a3-31+1.75=110+16

36、-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm1 带轮与轴段 间采用 a 型普通平键连接，查表 8-31 取其型 4 号为键 8 56 gb/t10961990，齿轮与轴段间采用 a 型普通平 键连接，型号为键 10 63 gb/t10961990l1=93.8mm5.键连接（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 5 所示 （2）计算支承反力 在水平面上为r1h =fr1l3 fa1 l2d m1 68.425 510.3 66.2 120.4 2 = 2 n = 218.3 r1h=218.3n 135.9r2h=fr1+r1h=510.3+218.3n=728.6n 在垂直平面上

37、为r2h=728.6nr1v =6. 轴 的 受 力 分析ft1l3 1481 66.2 = n = 721.4 n l2 135.9r1v=721.4nr2v = ft1 + r1v = 1481 + 721.4 n = 2202.4 n轴承 1 的总支承反力为r2v=2202.4nr1 = r1h + r1v = 218.32 + 721.4 2 n = 753.7 n2 2r1=753.7n轴承 2 的总支承反力为r2 = r2 h + r2v = 728.6 2 + 2202.4 2 n = 2319.8 n2 2r2=2319.8n（3）画弯矩图 弯矩图如图 5c、d、e 所示 在水

38、平面上，a-a 剖面为 mah=-r1hl2=-218.3*135.9nmm=-29667nmm b-b 剖面左侧为m bh = fa1d m1 68.425 = 172.5 mm = 5901.7 nmm 2 2在垂直平面上为m av = r1v l2 = 721.4 135.9 n mm = 98038.3 n mm m bv = 0 n mm合成弯矩m a = m 2 ah + m 2 ava-a 剖面为= (29667) 2 + 98038.32 n mm = 102428.7 n mm m b = m 2 bh + m 2 bvma=102428.7nmmb-b 剖面左侧为 = （4

39、）画转矩图5901.7 2 + 0 2 n mm转矩图如图 5f 所示，t1=50670nmmmb=5901.7nmm t1=50670nmm= 5901.7 n mm因 a-a 剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a 剖面为危险面 其抗弯截面系数为w=抗扭截面系数为d 3 432= 35332mm 3 = 4207.1mm 3wt =弯曲应力为d 3 416= 35316= 8414.2mm37. 校 核 轴 的 强度b =扭剪应力为m b 5901.7 = mpa = 1.4 mpa w 4207.1=t1 50670 = mpa = 6.0 mpa wt 8414.2轴 的强 度满足 要 求

40、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 = 2 b + 4( ) 2 = 1.4 2 + 4 (0.6 6) 2 mpa = 7.3mpa 由表 8-26 查得 45 钢调质处理抗拉强度极限 b = 650 mpa ，则由 表 8-32 查得轴的许用弯曲应力 1b = 60 mpa， e 1b 强 度满足要求 联轴器处键连接的挤压应力为 p1 =8. 校 核 键 连 接的强度4t1 4 50670 = mpa = 27.4 mpa d1hl 22 7 (56 8) 4t1 4 50670 = mpa = 14.9 mp

41、a d 5 hl 32 8 (63 10)齿轮处键连接的挤压应力为键 连接 的强度 足 够 p2 =取 键 、 轴 及 带 轮 的 材 料 都 为 钢 ， 由 表 8-33 查 得 p = 125mpa150mpa， p1 27.05+27.05*（0.030.05）mm=27.8628.40mm轴的结构构想如图 5 所示 (1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，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，从最细处开始设计 1 5 该轴段上安装轴承， 此段设计应 (2) 轴段及轴段的设计 与轴承的选择设计同步进行。 考虑到齿

42、轮上作用较大的轴向力和 1 5 圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段上安装轴承，其直 径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据 dmin=27.05mm， 暂取轴承 30206，由表 9-9 得轴承内径 d=30mm，外径 d=62mm， 宽度 b=16mm，内圈定位直径 da=36mm，外径定位 da=53mm，轴上 力作用点与外圈大端面的距离 a3=13.8mm，故 d1=30mm d1=30mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d5=30mm d5=30mm 2 4 2 （3）齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮 3，轴 4 段上安装齿轮 2。 为便于齿轮的安装， 2 和 d

43、4 应略大于 d1 和 d5， d 此时安装齿轮 3 处的轴径可选为 33mm，经过验算，其强度不满 d2=d4=32mm 足要求，可初定 d2=d4=32mm 由于齿轮的直径比较小， 采用实心式， 其右端采用轴肩定位， 左端采用套筒固定，齿轮 2 轮廓的宽度范围为（1.21.5） d4=38.448mm，取其轮毂宽度 l4 = 42mm ，其左端采用轴肩定 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 l2=83mm 2 长度应比齿轮 2 的轮毂略短，b3=85mm，故取 l4=40mm l2=83mm，l4=40mm 3 （4）轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位， 其

44、 轴肩高度范围为（0.070.1)d2=2.243.2mm，取其高度 h=3mm， d3=38mm 故 d3=38mm 齿轮 3 左端面与箱体内壁距离和齿轮 2 的轮毂右端面与箱体 内壁的距离军取为 1 ，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称， 量得起宽度为 bx=193.92mm，取3 bx=194mm，则轴段的长度为4. 结 构 设 计bx=194mm l3=49mml3 = bx l4 21 b3 =194-40-2*10-85mm=49mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置， 在装配时可以调节两端 盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置 1 5 （5）轴段及轴段的长度 由于轴承采用油润滑， 故

45、轴承内 1 端面距箱体内壁距离取为 = 5mm ，则轴段的长度为l1 = b + + 1 + (b3 l2 ) = 17 + 5 + 10 + (85 83)mm = 34mm5 轴段的长度为l1=34mml5 = b + + 1 + ( l3 l4 ) = 17 + 5 + 10 + (49 40)mm = 41mm（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大 端面的距离 a3=13.8mm， 则由图 12-7 可得轴的支点与受力点间的 距离为l5=41mml1 = t + + 1 +b3 a3 2 85 = 18.25 + 5 + 10 + 13.8mm 2 = 61.95mml

46、1 = 61.95mm l 2 = 80.6mm l3 = 56.35mm由装配图知 l2 = 80.6mm，l3 = 56.35mm5.键连接齿轮与轴段间采用 a 型普通平键连接，查表 8-31 取其型号 4 为键 12 100 gb/t10961990，齿轮与轴段间采用 a 型普通平 键连接，型号为键 12 45 gb/t10961990（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 5 所示 （2）计算支承反力 在水平面上为r1h =fr 3 (l2 + l3 ) fr 2l3 + fa 2 l1 + l2 + l3dm2 d + fa 3 3 2 2 121.13 + 432. 2r1h=58

47、6.2n=731.6 (80.6 + 56.35) 111.7 56.35 + 120.4 54.55 + 80.6 + 56.35= 586.2 n6. 轴 的 受 力分析r2h=fr3-r1h-fr2=731.6-586.2-111.7n=33.7n 在垂直平面上为r2h=33.7nr1v = =ft 3 (l2 + l3 ) + ft 2l3 l1 + l2 + l31962.9 (80.6 + 56.35) + 879.39 56.35 n 54.55 + 80.6 + 56.35 = 1662.5 n r2v = ft 3 + ft 2 r1v = 1962.9 + 879.39 1662.5 n = 1179.8 nr1v=1662.5nr2v=1179.8n轴承 1 的总支承反力为r1 = r1h + r1v = 586.2 2 + 1662.52 n = 1762.8 n2 2r1=1762.8n轴承 2 的总支承反力为r2 = r2 h + r2v = 33.7 2 + 1179.82 n = 1180.3 n2 2r2=1180.3n（4）画弯矩图 弯矩图如图 5c、d、e 所示 在水平面上，a-a 剖面为 mah=-r1hl2=-586