两级圆锥圆柱齿轮减速器设计计算及说明课程设计

1、课程设计说明书设计题目:圆锥圆柱二级齿轮减速器设计计算及说明一、设计任务书1.设计题目：链式运输机减速器 2. e-9 :设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘，双班制工作。运输链速 度误差允许值±5% ,使用期为二十年，大修期一年。3.传动方案简图4.原始数据原始数据链条总拉力拉力/(n )400链条速度i/( m/s )0.75链轮齿数n14链条节距p1 mm )80二、选择电动机1) 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2) 电动机容量(1) 链式运输机的输出功率pp =

2、旦=4°°° % ° 75 = 2kw 1000 1000(2) 电动机输出功率ppr=-传动装置的总效率=力w”角氏2式中小、力为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计指导书查得：弹性柱销联轴器77. =0.99 ; 8级精度一般圆锥齿轮传动(油润滑)“2=0.97 ; 8级精度一般圆柱齿轮传动(油润滑)773=0.97 ;两个球轴承(一对，油润滑)久=099 ;两个滚子轴承（一对，油润滑）仏=°98 ；滚子链“6=0.96则1 = 0.992 xo.97 xo.972 xo.992 xo.983 xo.962 = 0

3、.768故pr = = 2. 60.768（3）电动机额定功率灯由机械设计课程设计指导书表11-1选取电动机额定功率ped=l.lkwo3）电动机的转速计算链轮输出转速60x1000v 60x1000x0.2 o z .n. = 8.82r/minzxp17x80推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导书查得圆锥 齿轮传动比范围彳=23，单级圆柱齿轮传动比范围z2=36，链轮传 动常用传动比范围£=25。初选同步转速为1000r/min电动机。考虑综合因素，选择同步转速为1000r/min的y系列电动机y90l-6 参数表如下表：额定功电动机转速电动机率（k(r/min)最大转

4、矩/型号w )同步满载额定转矩y90l-6310009102.04 ）电动机的技术数据和外形，安装尺寸由机械设计课程设计指导书查得主要数据，并记录备用。三、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比910882= 103.22）分配各级传动比，选择齿数a.锥齿轮传动比、齿数的确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥齿轮传动比4,因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时厶二3.5 4.2 ,取人= 3.8轮齿固定啮合由于选择闭式传动，小齿轮齿数在2040之间，为了保证不使同一对小齿轮齿数选择偶数，选小圆锥齿轮齿数可=26 ,则z2 = z,-

5、98.8 ,取 z2 =99齿数比络=3.81b .开式齿轮传动比、齿数的确定取开式齿轮i = 6 , z3 = 30 ,则z4 = 180c.圆柱齿轮传动比、齿数的确定柱齿轮减速器传动比103.23.81x6= 4.51选小圆柱齿轮齿数z3=30 , z4 = z3xz2=135.3 ,取z4=135齿数比u2 = 4.5d.校核实际传动比实际传动比i x x 2； 102.87校核运输连论的转速误差工作链轮的实际转速.n 910102.87= 8.85转速误差77 /7 他=5 仏=0.34% < 5% %故符合要求。3）各轴转速电机主轴:/?! = nr = 910/7 min小锥

6、齿轮齿轮所在轴：=nr=910r/min大锥齿轮所在轴：= = 283.85r/min与大圆锥齿轮接触的圆柱齿轮轮轴：= 厂/minuau3开环圆柱齿轮所在轴：冬3 =- = 53r/min链轮轴：n4 =- = 8.85r/mini4）各轴输入功率按电动机额定功率氏计算各轴输入功率，即电机主轴：px=ped=akw小锥齿轮所在轴:马# x” x5 = 1.1x0.99x0.98 = 1.067kw大锥齿轮所在轴：p3 = p2xij2x/j4=1.025kw与大圆锥齿轮接触的圆柱齿轮轴：马=£><2><5 =l025x0.97x0.98 = 0.974kw

7、开环圆柱齿轮所在轴：&二鬥xx4=0.955kw链轮轴： = />x773 x4x762 =0.8455 ）各轴转矩电机主轴:9550 p.心小锥齿轮所在轴：大锥齿轮所在轴：与大锥齿轮接触的圆柱开环圆柱齿轮所在轴：t2 =9550 巴9550 /气11 .12 n mt.=41 .50 n m齿轮轴：丁9550 p4'4«39550p.rjn 21.=5 一 172 .0 8 n1154 n 加175mimj（一）圆锥直齿轮设计项目电机主轴小锥齿轮所在轴轴大椎齿轮所在轴与大锥齿轮接触的圆柱齿轮所在轴开环圆柱齿轮所在轴链轮轴转速(r/min)910910283.8

8、553538.83功率（kw）2.972.9672.0250.9740.9550.845转矩(n*m)11.2311.1241.50175.50172.08913.90.链轮轴:9550 pt6 =_= 913 9 0 n m名称修改日期大小e5 $8.dwg2017/9/12 9:33autocad hjf?40 kb弐装配s.dwg2017/9/12 9:32autocad 图形175 kb3 fttsjs.dwg2017/9/12 9:33autocad b9形44 kb论文内smjpg2017/9/12 9:30jpeg 圄®114 kb明国维国住齿蛇减速器装配图jpg201

9、7/9/12 9:32jpeg图金61 kb曲维齿轮jpg2017/9/12 9:33jpeg图據33 kb戲两玻国维31柱齿館减速器课程设计doc2017/9/12 9:30microsoft office.2,030 kb设计要求png2017/9/12 9:28png囹金48 kb已知输入功率片=2.97/r/f ,小齿轮转速910r/min ,齿数比,=3.81 , 由电动机驱动，连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；两 班工作制，使用期限二十年，大修期一年。减速器生产批量40台， 由一般厂中等规模机械厂生产，可加工"8级精度齿轮及蜗轮。 选定齿轮精度等级、材料及齿数1

10、 ）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度。2 ） 材料选择由机械设计基础课程设计选择小齿轮材料为45号钢（调质）齿面硬度为197-286hbs，大齿轮材料为45号钢（正 火）,齿面硬度为156-217hbso3 ） z, = 26 , z2 = 991、软齿面按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即4kt0r(1-o.50r)2m（1 ）确定公式内的各计算数值1 ） 锥齿轮齿宽系数02503之间，这里选定伽= 0.3试选载荷系数k = 1.5，中等载荷，对于一般工业用齿轮传动接触疲劳极限和轮齿弯曲疲劳极限最小安全系数可用一般可靠度（失效概率<=1/100）,其值

11、分别为 s” =1,sf =1.252 ）由机械设计查得锻钢锻钢的弹性系数z£ =189.83 ）计算小齿轮的转矩£=11.23n旳4）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数k hn= 0.8 &心心=0.91 o5）由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为= 620mpgq血2 = 400mpa接触疲劳极限许用值（yh =讪=0.88 x 620 = 545.6 mpasah2 = “ns 加=0.91x400 = 364 mpas6）由机械设计（第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数kpn = 0.82kfn? = 0.85由

12、机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为=480mpqq阳砒=340mr?弯曲疲劳极限许用值试算小齿轮分度直径小,代入中较小的值4(z/zzl)2kt2 _ i (189.8x2.5)2 x4x 1.5x 11120/10.5 j 比 一*3642x0.3x(10.5x0.3)2x3.81'=51.59mm故大端模数心少罟= 1.98,选取标准值“22）计算齿轮相关参数d、= mzi = 2x26 = 52mm d2 = mz2 = 2x99 = 198mm【6】严 kfn：fe =cyfl = kfwfe2 :s2、计算：°-82x480 =314.

13、881.25=0.85x340 =231 2a/pa1.25j+1_ v3.81*" +11 八小"r = d,= 52 x= 102.42/77/711 2 2h =（/）r r = 0.3x102.42 = 30.73mm故取 b1=b2=31mm.3、校核齿根弯曲疲劳强度1 ）以=arctan 工= 75.3° z|则玄=1472 ） z. = = 26.88 , zv2=% = 39047 v， cos 14.7°v2 cos 75.3°3 ）根据机械设计（第八版查得：7严 2.57,.严 1.60丫欣=2.08,心=192因为巧6大于

14、丫陰亿= 503.17n、_2t?_ 2x11120"一（1-0.5一 52x0.85= 91.28mpd<b>如 丫切二 1.5x503.17x2.57x1.60 加（1_0.5%）一20x2x0.85所以强度满足要求，所选参数合适。4、计算圆周速度v7tdun x51.59x910,v =« 2.46m/560x100060x10005、计算应力循环次数（两班制按每班8个小时算）=60/?jl/? =60x910xlx(2x8x300x20) = 5.24xl095.24x1093.81= 1.38xl09（二）圆柱斜齿轮设计 已知输入功率p2 = 1.03

15、kw ,小齿轮转速238.5r/min ,齿数比u2 = 4.5 , 由电动机驱动，连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；两 班工作制，使用期限二十年，大修期一年。减速器生产批量40台， 由一般厂中等规模机械厂生产，可加工乙8级精度齿轮及蜗轮。k选精度等级、材料、齿数1 ）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度(gb10095-88)2 ）小齿轮材料为45号钢（调质）齿面硬度为197-286hbs ,大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为156-217hbso3 ）选小齿轮齿数z.3 = 30 ,大齿轮齿数乙=1354 ）初选螺旋角0 = 15。2、计算 1）对于一般

16、工业用齿轮传动接触疲劳极限和轮齿弯曲疲劳极限最小安全系数可用一般可靠度（失效概率=1/100）,其值分别为s”=1,sf=1.25, 对于标准齿轮的节点区域系数对于标准齿轮区域系数乙 =2.5锻钢-锻钢的弹性系数z” =189.8o电动机工作平稳，则载荷系数为1.2,o斜齿圆柱齿轮软齿面，齿轮相对于轴承非对称布置齿宽系数之间0.2/.2 ,这里选定0.7o2 ）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数k 册 = 0.8&khn2 = 0.91 o3）由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳 强度极限分别为crhliml = 620mrzqh恤2 = 400mpa接

17、触疲劳极限许用值h = 0.88x620 = 545.6mpaq l =讪=o.91 x 400 = 364 mpa由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfni = 0.82k fn2= 0.854）由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳 强度极限6師严480mps 帧2 =340mpq弯曲疲劳极限许用值0.82x4801.25=k f科 2 fe2 s= 314.88mpa0.85x3401.25= 23.2mpa5 ）试算小齿轮分度圆直径久，代入q/中较小的值d討竺乩出(沁尸(2x1.6x41500 4.5 + 12.433x189.8，=3xx(y =4l.2

18、2inmv 1x1.664.5545.66）由计算圆周速度v_ 加 2“ _於41.11x283.85v 60x100060x10007 ）计算齿宽b及模数血b =(j)d d2l = 1x41.22 = 41.22加"2d“cos0 41.22xcosl5°mnt = = 1.33mm" z,30h = 2.25mnt - 2.25xl.33 = 2.99mm/?_ 41.22h 2.99= 13.798)计算纵向重合度少£p = ().318諾 tan0 = ().318xlx3()xtan 15。= 2.569）根据 v = 0.61 lm/s ,

19、 8级精度，由机械设计（第八版图10-8查得动载系:k，= 1.03由机械设计（第八版）表103查得kha = kea =1.4由机械设计（第八版表102查得使用系数曲=1.25由机械设计（第八版表10-4查得k砂= 1.342由机械设计（第八版图10-13查得k = 1.221接触强度载荷系数 k = ka kv khakhfi = 1.25 x 1.03x 1.4x 1.342 - 2.4210 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度直径，得11）计算模数加dx cosb 47.32xcosl5° “mn = = 1.52mm”z303、按齿根弯曲强度设计（1 ）确定参数1 ）计算载

20、荷系数k 二 kakvk卩小邛=1.25x1.03x1.4x1.221 = 2.202 ） 根据重合度如=2.56 ,由机械设计（第八版图10-28查得 螺旋角影响系数yp = 0.882 ） 计算当量齿数，为后续的齿形系数和应力修正系数做准备。可二30(cos fi)3 (cosl 5°)3= 33.29z2 _135(cos/?)3(cosl5°)3= 149.803 ）根据机械设计（第八版查得:.=2.45,7=1.65爲2=2.14,、2 = 1836）计算大、小齿轮的給并加以比较。7九6】2_ 2.14x1.83231.2= 0.01694大齿轮的数值大。（2 ）

21、设计计算2x2.20x41500x0.88x (cos 15°)2 xo.016941x3()2x166-1.193结合之前求得的叫=1.52 ,取叫=1.5 ,为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数：% cos0 _ 47.32xcosl5° mn1.5= 30.47,取 z=30,z2 =30x4.5 = 1355 几何尺寸的计算1）计算中心距“二（z+z2）叫2 cos 0（30 + 135）x1.52cos 15°-=128-12mm，中心距圆整为129mm.2 ）螺旋角0 = arccosg+z?）叫=arccos<30 +

22、135）xl5 二仇砂2a2x1293）分度圆直径; zxmn 30x1.5. ni£ = =r = 46.9mmcos0 cos16°249f zomn 135x1.5仆d2 =厶丄二=211.10mmcos0 cos 16 24 94 ）宽度/=1x47.32=47.32m肌整后取b2 = 41mm 齿宽=50 mm5 ）结构设计由于大斜齿轮直径大于200mm ,因此采用腹板式。（三）开式齿轮的传动设计开式齿轮设计条件：功率p4=0.955 kw主动轮转速：n4=53r/min传动比：i3=6转矩：t4=172.08 n-m详细d=w=g图二纸：三二1爸爸五w 0六32

23、31885406）屯他0男19岁=7月13日（公历）巨蟹座展虎ill b f仑令仑会 揶子树与穿心莲的空间全套资料低拾io快起1 选齿轮材料、热处理方式1）材料及热处理按使用条件，属低速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。选用软齿面齿轮，开式齿轮一般较大，选用铸铁材料。具体选择如下：大小齿轮均选用qt600-3 ,正火处理，大齿轮硬度为220hbs,小齿轮硬度取250hbso2）圆柱齿轮速度不高，故选用8级精度3 ）选小齿轮齿数zj=30 ,大齿轮齿数z2 =30x6 = 1802、按照齿根弯曲疲劳强度设计2kt y&y 曲厲1 ）由机械设计（第八版图10-20a查得小齿轮的弯曲疲劳

24、强度极限crf£l =330mpa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限（jfe2 = 31 ompa2）计算应力循环次数n =60n2jlzl = 60x53x1x(2x8x300x20) = 3.05xl08"产叮"08x23 ）由机械设计（第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数5= 0.88kfn2 = 0.934）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s = l25 ,得二 kfn；fe =232.32mpgcrf2 = kfnqfi = 230.64mpd s5）确定弯曲强度载荷系数 初选k严1.3齿宽系数0广0.46 ）由机械设计（第八版表105查得齿形系数=2.

25、52yf =2.1281 a1 al应力校正系数丫严6257）计算大、小齿轮的涪并加以比较。丫沁和=0.01763乞丛1 = 0.017088）设计计算叫2xl.3xl72.08xl03x0.017630.4x302= 2.80进行相应校核 初定 4 =叫=2.80x30 = 84/7im 计算载荷系数 0.233m/57nltn 龙 x84x53v =60x100060x1000根据 v = 0.233m/5 , 8级精度，由机械设计（第八版图108查得动载系数=1.01由机械设计（第八版表103查得kha = k,a = 1 （直齿轮）由机械设计（第八版表查得使用系数ka = l25由机械

26、设计（第八版图10/3查得k“ = 1.167由机械设计（第八版表104查得k厂1.222相关计算b = %= 0.4x84 = 33.6mmh = 2.25 叫=2.25 x 2.80 = 63 mm- = 5.33h1.543接触强度载荷系数 k = kakvkhakh/3 =1.25x1.01x1x1.222 -1.543校正模数 d| =dtu =84x3/- «88.94/7?ml543v k.1.3叫3 一 = 2<80x3|- 2.96mmv k.1.3考虑齿面磨损，应将强度计算所得的模数加大10%-20% ,因止匕 m, = mx x(1 + 00)= 2.96

27、x1.10 = 3.26mm根据“机械原理第七版”，选择标准模数系列中的m = 3 mm3 几何尺寸的计算(1 )计算分度圆直径£ = z m = 30x3 = 90mmd2 = z2 / = 180x3 = 540mm(2 )计算中心距d、+ d° 90+540=315mm(3) 计算齿轮宽度b = qd= 0.4 x90 = 36mm(4) 结构设计由于小齿轮直径为96mm小于160mm，因此采用实心式由于大齿轮直径为480mm大于160mm ,因此采用腹板式五、轴的设计计算图1该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊 要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处

28、理，由机械设计 书冲表15-3和表15-1 （ p370 ）查得其许用扭转切应力 cy_ = 60mpa rt = 40mpa（2545）,2 按扭转强度初步设计轴端直径。1 ）初步估算轴的最小直径：d>39550000 p （9550000x1.067 inf x =31.19mm0.2rr n v 0.2x40x910考虑轴端开有键槽，因此轴的最小轴径增大10%-15%贝 lj d> 19x1.15 = 12.87m考虑到电机轴以及联轴器的选用,由于选用的弹性套柱销联轴器几4/20x38,所以取最小轴径20mmo2 )作用在小锥齿轮上的力：dltll = x(l -o.50r)

29、= 52x(1 -0.5x0.3) = 44.2mm圆周力：耳=纽=2x1112° = 503.17"44.2径向力：fr = ft tan a cos = 503.17 x tan 20 x cos 14.7° «177.14n轴向力：fa = ft tan a sin 8 = 503.17 x tan 20 xsin 14.7° « 46.47 tv3 )轴的结构设计(如图1 ):根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了足联轴器的轴向定位要求，2轴端右端需要制出一轴肩,由于联轴器内径和内孔长分别为cd = 20加加和i =

30、38mm,故取2-3轴段的直径为d2_3 = 27”伽和/j_2 = 36mm。初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径 向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作需要初步确 定厶一3 = 55mm , 根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的型号为33006 ,其主要参数为 d = 30/77/71,t = b = 20mm , d - 55 mm , 所以取心 =19mm , e/4_5 =37mmo取 =55mm , 15-6 -19mm , /6_7 = 47 mm , 6/5 = 30m/7i ,- 27mmo至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。4

31、)计算轴上载荷及较核：高速轴的受力分析图如下图。计算轴上载荷：其中 /, = 62.6mm , /2 = 50.32刃求垂直面内的支反力：ftl2 + f=0 , ft=fa+ft2代入数据计算得:巧严-404.47nft2 = 907.64nm2 = ftxl = 404.47 x 62.6 = 25319.82n.mm2求水平面内的支反力：frl2 + fril-fadm/2 = 0 , fr=frfr2代入数据计算得：斥严-103.797vfr2 = 280.93nmr2 = x/j =103.79x62.6 « 6497.25/v.mm46 47x52ma = f(lxdll

32、a /2 =102&22n.mm23.合成弯距：m =打2九 +2 - 26140.mte4 轴的扭距ti=11.12n-m5较验高速轴，根据第三强度理论进行校核考虑到键槽的影响，查“机械设计书冲表15-4(p373)32- 1717.61mm3 ( b = 6 , t < 3.5 , d = 27 )2d32/x 30'=2650.72咖 332= 10.38mpgm _ jm? + (坷尸 _26140.152 + (0.6x11120)2w _2650.72m +_j1028.222+(0.6x11120)，v w _1717.6由于 cr<(t_1和 0 &

33、lt; <7_,所以轴是满足强度要求的。图21 .选择材料该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无 特殊要求,故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械 设计书“中表15-3和表15-1 ( p370 )查得其许用扭转切应力 & = 40mpa(2545) , (y_ = 60mpci2 按扭转强度初步设计轴端直径。1 )初步估算轴的最小直径：亠 19550000 p/ 9550000x1.025d>3 x =3«16.28mmh 0.2rj n v 0.2x40x283.35考虑轴开有两个键槽，因此轴的最小轴径增大 10%15% ,贝i6/ >16

34、.28x1.15-18.72mm考虑到与之配合的轴承，根据“机械设计手册”，初步选 定为单列圆锥滚子33005 ,其主要参数为 cl = 25 mm ,d = 41mm , t = b = 17 mm , 因此最小轴径心 =25mm o2 ）作用在小斜齿轮上的力：圆周力：巧产经=2x41500 = 2014.56" dy 41.2轴向力：ff仁 75径向力:fa3 = fl3 tan p = 2014.56x tan 16°24 9 - 593.017v作用在大圆锥齿轮上的力：圆周力：件=50317n轴向力：巧2= 46.472v径向力:坊2=17714n3 ）轴的结构设计

35、（如图2）:根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。a）初步选定圆锥滚子轴承，根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册选定单列深沟球轴承的型号为33005 ,其主要参数为 d = 25 mm , d = 47 mm ,b）取安装大t = b = 11 mm 、可取 /_2 = 37mm , d2 = 25mm o锥齿轮处的轴端直径心一3 =30/777?,齿轮右端通过挡油板定位，左端通过轴环定位，又已知轮毂长度/ = （1 1.2肚_3 = （1 1.2）x30=30 36m加，取心 34mm 因此 轴段长度取3= 32mm ,由d2_3 = 30mm ,确定轴环轴肩高 度力和宽度b ,经计

36、算/i>0.07j2_3=2.1 ,因此坯 lh = 4.5mm , b = ah = 5.6mm ,取b = 10mm ,即 l3_4=b = omm因此轴 环直径 3_4 = 39mm oc）取安装小圆柱斜齿轮处的轴端直径心5 =30mm , 齿轮左端 通过挡油板定位，右端通过轴环定位，又已知轮毂长度 b = 51mm , 因此轴段长度取l_5 =55mm ,由d4_5 =3qmmod ）根据a ）的分析，可知ds =37mm , d5_6 = 25mmo至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。4 ）计算轴上载荷及校核轴的受力分析图如下图： 计算轴上载荷：其中 l = 48.85mm

37、, /2 = 56.5mm , l3 = 2sa9mm ,4求水平面内的支反力：巧2+0+砒+巧仏+厶+厶）"，件+件+你+&=0代入数据计算得：耳4 = 113l35n你=1386.38n6ma =ft4xl3= 1131.35x28.49 - 322326n mm=1386.38x4& 85 = 6772466n/n2求垂直面内的支反力：呂3 02 + 厶）+frl（4 + 厶 + 厶）+巧 2%“2 / 2+fa3d3/2-fr2l3 =0 你+几+厲-巴2=0代入数据计算得：斥严585.96n巴4=t25nm厂3 =xl = 28624.15m“3 = fa3

38、xd3/2 = 593.01x46.69/2 = 13843.82a.mmmrl = fr4xl3 =356n.mmma2 = fa2 xdm2/2- 4600.53mmm3.合成弯距：m = 7m2r3 + m2/3 - 73525.31n.mm4 轴的扭距t2 =41500a.mm5较验高速轴，根据第三强度理论进行较核 妊季£ = 50.61唤w7td/32由于 er v cf-j = 6qmpa所以轴是满足强度要求的（三）低速轴图31 选择材料该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无 特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械 设计书“中表15-3和表15-1

39、 （ p370 ）查得其许用扭转切应力 讣 40mpg（2545） ,60mpq2 按扭转强度初步设计轴端直径。1 ）初步估算轴的最小直径：八（9550000 p 19550000x0.974d>3 x =3« 18.78mmv 0.2 n v 0.2x40x175.50考虑轴开有一个键槽，因此轴的最小轴径增大10%-15% ,贝it/> 18.78xl.10-20.66m/h考虑到联轴器的选用，由于选用的柱销联轴器几5/25x44,所以取最小轴径 25mm。2 ）作用在小斜齿轮上的力：圆周力:斥4 =耳=2o14.56n轴向力：fr4 = fr3= 764.35/v径向

40、力:臨=巧3=59301"3 ）轴的结构设计（如图3 ）:根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。a）为了满足联轴器的轴向定位要求轴端右端需要 制出一轴肩，由于联轴器内径和内孔长参数可得心 44mm和 d-2 = 25mm ,故取1-2轴段的直径为 d_2 = 25mm ,b）初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。根据与之配合的 轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的型号为32007 ,其主要参数为 d = 35 mm , d = 62 mm ,t = b = 8mm o 取 /2_3 = 70mm 且 dy_= 30mm,经计

41、算/3_4 =2mm o£7=3877：，7_8=35"劝。c）取安装大柱斜齿轮处的轴端直径d5_6 = 40mm ,齿轮右端通过套筒定位，左端通过轴环定位，又已知轮毂长度b = 52mm , 因此轴段长度取= 50mm ,由 da = 40/nm 0 确定轴环轴肩高度/i和宽度b ,经计算h > 0.01 da_5 = 2.8 ,因 it匕取/? = 6”2加，b=ah = 8.4mm ,z? = 10mm , /4_5 =b = 0mm因此轴环直径5_6 = 46mm 0d）其余轴段长度厶_4由减速器与中间轴确定，初步确定=45m叫4 ）计算轴上载荷及校核轴的受力

42、分析图如下图：计算轴上载荷：其中 l = 83.85mm , l2 = 46.35mm1求垂直面内的支反力：仔2-你仏+厶）=0 ,耳=耳+血代入数据计算得：厅严 717.16n伤二1297.19“mt =耳= 60133.87n.加加2求水平面内的支反力：一弘 + 巴仏+厶）+巧心/2 = 0 , fr = frfrl 代入数据计算得：fr « -208.64/vft2 = 972.99nm ri = f八 xl严 17494.46nj防nmr2 = fr2 x l2 « 45098.09tv.77?m3.合成弯矩：m = ylm2r2 + m2t - 75165 .95

43、 n.mmm' = jm'爲+ / = 62626.98 n.mm4 轴的扭距t4=175.50n-m5校验低速轴，根据第三强度理论进行较核考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表15-4(p373)w = -= 5290.74m/?3 ( b = 14 , r = 4.5 , d = 40 )32 2d = 4209.24mm332-24.45mpam caw由于 5 v j = 60mpa , (y2 <(7 = 6qmpa所以轴是满足强度要求的。六、键连接的选择及校核计算4 高速轴的键连接a）高速轴的输入端与联轴器的键连接:采用普通圆头平键连接，由 d = 20mm

44、, 查“机械设计书”中表6-1 ( p106 )得 bxh = 6x6 ,因 /】_2 = 36mm , 故取键长/ = 28mm ob）小锥齿轮与高速轴的键连接：采用普通头平键连接，由 d = 27 mm , 查“机械设计书”中表6-1 ( p106 )得bxh = 8x7 ,因 1 = 32.4mm ,故取键长i = 28mm o 2 中间轴的键连接a）小斜齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由d = 30加加,查“机械设计书”中表6-1 （ p106 ）得bxh = 8xl ,因 /,_2 = 55mm ,故取键长 i - 40mm ob）大锥齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平

45、键连接，由 d = 3 0/77/71 , 查“机械设计书”中表6-1 （ p106 ）得hxh = sx7 ,因 /2_3 = 32mm , 故取键长i = 25mm。3 低速轴的键连接a）低速轴的输出端与联轴器的键连接：采用普通圆头平键连接，由 d = 25 mm , 查“机械设计书”中表6-1 ( p106 )得z?x/z = 8x7 ,因心 =42mm , 故取键长/ = 35mm。b）大斜齿轮与低速轴的键连接：采用普通头平键连接，由d = 40mm ,查“机械设计书冲表6-1 ( p106 )得bxh = 12x8 ,因 1 = 50inm ,故取键长i = 36mm °4

46、键的强度校核：上述键连接都属于静连接，其主要失效形式是工作面被压溃，因 此根据“机械设计书”中式6-1 （ p106 ）2txlo 其中 k = h l = l_h （ a 型）心厶（b 型）p kid2',',轴径键的工作长度键型转矩n-m极限应力高速轴2022a11.1216.85mp a2720a11.1211.77mp a中间轴3032a41.5024.70mpa3017a41.5046.50mpa低速轴2535b175.50114.61mpa4024a175.5091.41mp a由于键采用静连接，轻微冲击，材料选用45钢，所以许用挤压应力(yff= 20mpa ,因

47、此上述键皆安全。七、滚动轴承的选择及计算高速级轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为33006o其主要参数：d = 30mm , d = 55mm , e = 0.29 , y = 2 1 ,yq = a ,cr = 43.2kn , crq=5s.skn o查“机械设计书”中表13-5 ( p321 )得当 fjfr>e 时，x=0.4,y=yo当 fa/fr<ei寸,x=1,y=0o(1 )计算轴承的受力：a) 支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得：f八= j103.792+404.472 = 417.57nfr2 = j=a/280.932 +

48、 907.642 - 950.12nb) 附加轴向力(对滚动轴承而言fd = fr/2y )fdx = frj2y = 417.57/(2x 2.1)« 99.42nfd2 = fr2/2y = 9502/(2x2.1)-226.22c) 轴向外载荷 巧=46.47n(2)计算各轴承的轴向受力：经过分析，由于fd2 + fa>fdx ,因此轴承1被压紧，轴承2被放松，可得实际轴向力：fa=fd2 + fa= 226.22+46.47 二 272.697vf边=f池=226.22n(3)计算各轴承的当量载荷由于承受轻微冲击,查“机械设计书”表13-6 ( p321)得乙= 1.2

49、。由于 fal / 匚=272.69/417.57 - 0.65 >e = 0.29因此 p 二厶+1.2x(0.4x417.57+ 2.1x272.69)=887.612由于 fa2 / 巴2 = 226.22/950.12 - 0.24 < = 0.29因此 p二厶(x£ +17；)=1.2x(lx9502+ 0x226.22)= 1140/v(4 )计算轴承寿命：理论寿命:1() 106<43700)3_60x910< 1140 丿1()310660« 3478531.79/1使用要求寿命:£10/ =20x300x16 = 9600

50、0/?由于厶0/? » li0；,因此此对滚动轴承满足寿命要求。2中间轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用圆锥滚子轴承33005o其主要参数： d 25mm , d = 41mm , e = 0.29 , y = 2.1 ,主要参 数为，z)= l.l,cr = 32.5£n , oq = 42.5kn o查“机械设计书冲表13-5 ( p321 )得当 fa/fr>e寸,x=0.4,y=yo当 fjfr<e 寸,x=1,y=0o(1 )计算轴承的受力：a) 支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得：匚=j= 7585.962 +1386.382 - 15

51、052nfr4 = j+ 疗j = a/1.252 + 1131.352 - 1131.357vb) 附加轴向力(对滚动轴承而言fd = fr/2y )=fh/2r = 1505.12/(2x2.1)-358.36nfj4 = fr4/2y = 1131.35/(2x2.1)= 269.37nc)轴向外载荷fa2 = 46.67n ,巧3 =59301n(2)计算各轴承的轴向受力经过分析，由于耳4+巧3心+為，因此轴承1被压紧，轴承4被放松，可得实际轴向力：fal = f(u + fa3- fa2 = 269.37 + 593.01-46.67 = 815.71n(3)计算各轴承的当量载荷由于

52、承受轻微冲击,查“机械设计书”表13-6 ( p321)得几= 1.2 °由于心/巴| =815.71/1505.12 = 0.54 > 0.29因止匕 p二厶(x/； + mj= 1.2x(0.4x15052 + 2x815.71)= 2778.05n由于 巧4/巴4 = 269.37/1131.35 «0.24 <e = 0.29因上匕 p = / (xt； + y巧)=1.2 x (1 x 925.04 + 0 x 220.24)-111 0.05n(4 )计算轴承寿命：理论寿命：10 10厶=121 3 =_型_( 32500 v 213421.19/7

53、=" 60 ip 丿60x 283.85 ( 2778.05 丿使用要求寿命：li0/ = 20 x 300 x 16 = 96000 h由于厶厶g ,因此此对滚动轴承满足寿命要求。3低速轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列锥滚子轴承的型号为32007o其主要参数:d = 35mm , d = 62mm , e = 0.39 , y = 1.5 ,人=0.8,0 = 43.93,5=56.43。查“机械设计书”中表13-5 ( p321 )得当 fjfr>e寸,x=0.4,y=yo当 fa / fr <e 寸,x=1 ,y=0o(1 )计算轴承的受力：a) 支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得：fh = j+ ff =