二级圆柱斜齿轮减速器课程设计说明书

1、设计计算及说明结果与备注nw二 370PwT nw9550650 67.103KW =4.56KW9550所需要的电动机功率为Pd。查表选 3 v =0.96 （V带效率）；n c=0.97 （齿轮传动效率按八级精度）；州=0.99 （滚动轴承效率）；n0.99 （弹性联轴器效率）n =0.97 （卷筒效率）。由下式得传动总效率为: j3232n =刈 V” J J J j =0.96 M0.99 M0.97 M0.99M 0,97 = 0.8416贝U P = Rw = 456- = 5.42KW pd0.8414©选择电动机额定功率：因带式运输机工作中有轻微冲击，具额定功率只需略

2、大于pd即可，查表取 Ped=5.5KW。（3）选择电动机转速。卷筒轴的工作转速为nw=67.103r/min。一般选用同步转速为1000r/min到1500r/min的电动机，结合上述计算并综 合考虑电动机价格、传动装置尺寸、重量以及传动比分配，查表后选择电动机型号为Y132S-4型，其满载转速n0 =1440r/min ,额定功率为5.5KW启动转矩/2.3电机功率的计算与型号确定（1）选择电动机类型：带式运输机为一般用途机械，根据工作和电源条件, 选用Y系列三相异步电动机。（2）选择电动机功率。计算工作机所需功率:v 60 1001.3 60 100电 动机型 号中 心高 （mrm外形尺

3、寸(mrmAC .)L 父一十 AD EHD< 2J安装尺寸（mrmAMB轴伸尺寸(mrmDm E键槽尺寸（mrmF额定转矩为2.2KW最大转矩/额定转矩为2.3KW该电动机主要性能参数及尺寸如下表2.3-1:电动机型号Y132S-467.103r/minY132S-4132475 乂 345义 315216乂14038x8010第3章运动和动力参数计算3.1传动比分配(1)传动系统的总传动比。i =n0= 1440 -21.46-ivic1ic2nw 67.103iVic1ic2(2)分配传动系统的各级传动比。该传动系统由一级带传动和二级齿轮传动组成，为使V带传动的轮廓尺寸不致过大，分

4、配传动比时应保证iv<jc,同时对于展开式二级齿轮应满足 "=(1.1八1.5)M，因此可选ix/=2, ir1 = 3.7,以=2.9。 C 1C 2VC1C23.2各轴运动和动力参数计算(1 )计算各轴转速。轴(电动机轴)：no = 1440r /min ; 一轴：八生二理*.；n1 oiv2720轴：n2 = n =194.6r/min ;n2ic1 3.7n3 =住=1946 = 67.102min 四轴(卷筒轴)：n4 = n3 = 27.102r/min。n3 ic2 2.9"41(2)计算各轴功率。0 轴：po=5.5KW;一轴：p = po"

5、 v =5.5 黑 0.96 = 5.28KW ;二 轴 ： p2 = pj J c =5.28*0.99父 0.97 = 5.07KW; 三 轴：P3 = p2tlzt1c =5.07 父0.99 Mo.97= 4.87KW;四轴：p4 = p3 z =4.87 0.99 0.99 =4.77KW。(3)计算各轴转矩。0轴：丁。=9550父卫° = 9550父里 = 36.48N，m；1件1440轴:T1 =9550P1 =9550 5.28 = 70.03N mm720；二轴:T2 =9550P2 q55n5.07“ c c u x一248.8N m三轴:n2194.6T3 =9

6、550P24.87一 9550= 693.1N m四轴n267.102T4 -9550P44.77= 678.87N m 0n467.102将以上计算参数整理成表2.3-2:轴名P(KW)T(N ?m)n(r/min)传动比效率电动机轴5.536.48144020.96I轴5.2870.037203.70.96II轴5.07248.81952.90.96田轴4.87693.167.10210.98卷筒轴4.77678.8767.102第4章传动零件的设计计算和结构设计4.1带传动设计计算Pca = 6.05KW选用A型带dd1 =125mmv = 9.425m/sdd2 = 250mm1 .确

7、定计算功率。由表查得工作情况系数 ka=i，故Pea = KaP0=1.1 5.5=6.05KW。2 .选择v带的带型：根据pca，n。查文献图后选用a型。3 .确定带轮的基准直径dd并验算带速。(1)初选小带轮的基准直径 dd1 =125mm。125 1440(2 )验算带速：v= dd1n1 = 9.425m/s ,因为60 100060 10005m/s<v<30m/s,故带速合适。(3)计算大带轮白基准直径。dd2 "iVdd1 "2 125-250mm4 .确定V带的中心距a和基准长度Ld(1)根据式 0.7(dd1+dd2)Ma0M2(dd1 + d

8、d2)初选中心距为 a0 = 500mm。由下式计算带所需的基准长a0 = 500mmLdo2302 (dd1 dd2)2(dd2-dd1)4a。冗500 : 一 ：(125 250)2(250-125)4 500mm 上 1596.86mmLd = 1400mm按下式计算实际中心距a a0Ld - Ld0= (5001400-1596.86)mm = 402mmLd = 1400mma = 402mm5 .验算小带轮上的包角 1郑180°-(dd2 -dd1)180 -(250-125)57.3 162 -90=6 .计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率p。二 1 120：由

9、 dd1 = 125mm和 n0 =1440r / min 查表得 p° = 1.9096KW根据 n0 =1440r/min , i=2 和 A 型带，查表得 p° = 0.1692KW。分别查表得 KL0.954, Kl=0.96,于是 Pr = (p0+Ap°)KuKL =(1.9096 0.1692) 0.954 0.96KW =1.9038KW2)计算V带的根数zPca6.05Pr1.9038= 3.178,取 4 根。7 .计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以(F 0)min NF Pc，K z

10、v2qv =(2.5 -0.954) 6.052500 Ml+0.1 mq 49c =138.9N应使带的实际初拉力0.954 4 9.4259.425F0 >(F 0)min 08.计算压轴力Fp：压轴力的最小值(F p)m2z(F0)min哈一2M4M138.9Msin162- = 1097.52N。29.带轮结构设计：查表得e =15±0.3mm, f=9mm。则带轮轮缘宽度minB =(z-1)e 2 f =(4 -1) 15 2 9 =63mm4.2高速级齿轮传动设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。(D按题目中所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。初选 一

11、二二14°(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。(3)材料选择。由表10-1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240HBs二者材料硬度差为40HBS(4)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2 =24 X3.7 =88.8,取存=892.按齿面接触强度设计。2 /X试算，据d1t=3i ZEZH以21进行，其中口二所d卜QhL3(1)确定公式内各计算数值。试选载荷系数 Kt =1.6；由图10-30选取Zh=2.433由图10-26查Q) 计 算 小 齿轮 传 递 的 转 矩 ：二5955 10 Rn1595.5

12、 10 R zn1595.55.28 0.991069333N mm720由表10-7选取齿宽系数d =1F0 138.9NFP 1097.52NM408级精度小齿轮280HBS大齿轮240HBSZ = 24 Z2 = 89u=3”ic1- 0.78：2 = 0.87D1.65T1 = 6.9333 104N1ZE=189.8MPa=1为由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa20 Hlm1 = 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限 仃H lm 2 = 550MPa。H lim1二600MPa由式10-13计算应力循环次数。9N1 =60nl j Lh =60 720 1

13、 1 8 300 10 =1.0368 109Ni 1.03688N2 = *=3.7=2.802父10。由图10-19选取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9; KhN2 = 0.95。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S = 1,由式10-12得1 = KHN1。Hlim1 = 0.9 M600 = 540MPa ;-H 1 S二 h1 二 khn20 Hlm2 =0.95 父 550= 522.5MPa。! -1- 531.25MPaH(2)计算：O试算小齿轮分度圆直径d1t，代入b /中最小的值。得:2父1.6M6.9333M104 4.71898 2.433 ；d，10-x

14、- Id 11X1.653.7 1522.5 J=50.535mm计算圆周速度：vJdm50.535 720 = 1.905m/s 60 100060 1000计算齿宽：b 一 ：0 ddit =1 50.535 = 50.535mmd 1t cos 50.535 C0S140根数 mnt = d=14 = 2.043mm ；z 24齿高 h = 2.25mnt = 2.25 2.043 = 4.597mm则 b = 50.535 =10.99 h 4.597计算纵向重合度；-0.318。，dZ1tan. =1.903计算载荷系数。二 Him2 = 550MPa9NT.0368 10 NK H

15、N1 = 0.9 K HN2 = 0d1t = 50.535mmv = 1.905m/sb = 50.535mmm1t = 2.043mmh = 4.597mmb10.99 h(5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限根据v=1.905m/s, 8级精度。由图10-8查得动载荷系数 kv =1.115,斜齿轮：KHof=KFot = 1.4；由表10-2得使用系数 KA = 1.25;由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KHp = 1.4534。由 b =公53 =10.99 / 小 1.4534查图 10-13 得 KfR=1.3916。故载荷系 h

16、 5.9743KHKF数为 K =KAKv KH.KH1.25 1.115 1.4 1.4534 = 2.836按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径。d1,2.83650.535 父3 1.1.6= 61.158mm计算模数： m =d! = 61.158 = 2.548mm Z 24由式10-5得m23|2Kt1（cosi）2：力 d Z2 ；Kv = 1.115K H： = K F： = 1.4Ka"Kh-1.4534Kf-1.3916K = 2.836d1 = 61.158mmm = 2.548mm3.按齿根弯曲强度设计。(1)确定公式内各计算数值。O由图10-20c得小齿轮的

17、弯曲疲劳强度极限 仃FE1=500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限仃FE2 =380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.89,KFN2 = 0.92。计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S = 1.4,由式10-12得FN1"E1= 0.89 500 =317.86MPa1.4i 1 .k C F 2 -FN2二 FE2J.92 380 =249.7MPa1.4二 FE1 = 500MPa二 FE2 = 380MPaKfni=0.89KfN2 = 0.92L _ 1 = 317.86MPa F 1K = 2.715Y，0.88为计算载荷系数 K = KA

18、KVKF：KF =1.25 1.115 1.4 1.3916 = 2.715根据注目=1.903从图10-28查得螺旋角影响系数 丫日=0.88计算当量齿数Zvi2433coscos1402 26.27Zv1 = 26.27Z289Zv2 =3_ 3coscos140=97.43CD查取齿形系数：由表10-5查得YFa= 2.592 , YFa= 2.185 Fa IFa 2查取应力校正系数：由表10-5查得Ysa产1.596 , Ysa2=1.787 sa1sa 2计算大小齿轮的YFaY产并加以比较。YFa1Ysa12.592 1.596 八0.013317.86Zv2 = 97.43YFa

19、1 = 2.592YFa2= 2.185Ysa1 = 1.596YFa2Ysa22.185 1.7870.01564249.71(2)设计计算:m -3.42 1.932 6.9333 1。 0.8821 24 1.652COs140.01564 = 1.54mm取由此计算的模数并就近圆整得 m = 2.0按接触强度算得的分度圆直径算得小齿轮齿Y Sa2 - 1 .787m = 2.0d 1 cos61.158 cos 14 =29.67 取Z1 = 30 ，则大齿轮齿Z=30z2 =3.7 30 -1114.几何尺寸计算。(1)计算中心距z2 m _ 30 111202 cos14= 145

20、.32mm 圆整后 a = 145mm(2)修正螺旋角n arccosZ1 Z2 m 二 arccos30 111 22a2 1450'" /、= 13 2921 计算分度圆直径Z2：111a = 145mmdi =zimcos -30 2 = 61.7mmcos132921d2Z2 m1112一侬一叼3029 21=228.3mm(4)计算齿轮宽度b =中dd1 =1 61.7 = 61.7mm圆整后取 B2=65mm； B1 =70mm5.结构设计4.3低速级齿轮传动设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。(1)按题目中所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。初选(

21、2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。(3)材料选择。由表10-1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240HBs二者材料硬度差为40HBS(4)选小齿轮齿数 z1=24,大齿轮齿数z2 = 24 x2.9 =69.6,取Z2 = 702.按齿面接触强度设计。试算，据d 1t =32ZeZh、u，2Kt进行，其中u =2.9 = ic2(1)确定公式内各计算数值。O试选载荷系数Kt =1.6 ;由图10-30 选取 Z H = 2.433 由图 10-26 查 计 算5', 95.5 10 p2= =小 齿595.5

22、10 P2由表10-7选取齿宽系数G d =1轮 传 递 的 转595.5 10 5.07 0.99一 194.6一5 一=2.463 10 Nmm1为由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 石 =600MPa,大h nm 1齿轮的接触疲劳强度极限C- Hlim2 =550MPad1 = 61.7mmd2 = 228.3mmb = 61.7mmB2 = 65mmB1 =70mm= 14°8级精度小齿轮280HBS大齿轮240HBSZ = 24 Z2 = 70u=2.9=ic21 = 0.78；：2 = 0.8

23、9z = w “ + w c =:.：.1：21.67Kt =1.6 _5T1 = 2.463 10 NJ n中d =1 1ZE=189.8MPa2H lim1二 600MPaH“m2 = 550MPa8M = 2.802 10Khn"0.95Khn2 = 0.98O试算小齿轮分度圆直径d1t,代入t J中最小的值。得:H1- 口 1 = 570MPaH 1!- H L 554.5MPad1t = 76.07mmv = 0.7751m/sb = 76.07 mmm = 3.075mmh = 6.92mmb -一 11 h由式10-13计算应力循环次数。 8 N1 = 60nl j L

24、h =60 194.6 1 1 8 300 10 = 2.80210 8N1 2.802 1072 = ¥=2.9=9.663父10。由图10-19选取接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.95； 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,由式10-12得 Q u 】=KHN1。Hlim1 = 0.95 乂 600 = 570MPa ;-H 1 SU K 】: KHN2仃 Hlim2 =0.98 m 550 =539MPa 。-H 2 S(2)计算:22 1.6 2.463 105 3.9 189.8 2.433d1t -3'1076.0

25、7mm1 1.672."539计算圆周速度：vJdm76.07 194.6 =0.7751m/s 60 100060 1000计算齿宽：b=：1ddit =1 76.07-76.07mmd1t cos :76.07 cos140根数 mt = d1=14 = 3.075mm ；z124齿高 h = 2.25m =2.25 3.075 = 6.92mm则 b = 76.07 =11 h 6.92计算纵向重合度；-0.318：.：，dZ)tan-： =1.903计算载荷系数。根据v=0.7751m/s, 8级精度。由图10-8查得动载荷系数 KV = 1.06,直齿轮：Kh/ K 2 =

26、 1.4;由表10-2得使用系数 Ka = 1.25；由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KHp = 1.462。由b = 76.07 =11, kh1.462查图10-13得k邛=1.392。故载荷系数为 h 6.92K =KaKvKh Kh ：=1.25 1.06 1.4 1.462 = 2.712按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径。d1 二dt2 712 -76.07 3 .,1.6=90.699mmd1cos 190.699 COS140计算模数：m = d=14 = 3.667 mmZi243.按齿根弯曲强度设计。由式10-5得(1)确定公式内各计算数值。

27、由图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 仃FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限仃FE2 =380MPa。2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KfN1 = 0.92, KfN2 = 0.95。计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S = 1.4,由式10-12得JI小FN1 二 FE1 0.92 500328.57MPa1.41 Kfn2 二 FE2 0.95 380K FE2 = 257.857MPaF 2 S1.40计算载荷系数 K = KAKVKF KF =1.25 1.06 1.4 1.4 = 2.582根据名g = 1.903从图10-28查得螺旋角影响系数 Yp=0

28、.88Kv=1.06Ka"Kh- 1.462« =1.392K = 2.712d1 = 90.699mmm = 3.667mm二 FE1 = 500MPa二 FE2 = 380MPaKfni=0.92KfN2 = 0.95Fr侬57MpaF 己 257.857MPaK = 2.582Y - 0.88计算当量齿数Zvi2433coscos1402 26.27Zv1 = 26.27Z270Zv2 =3. 3cosCOM40=76.63(5查取齿形系数：由表10-5查得丫引=2.592 , 丫口2 = 2.2267 FaFa 2(6查取应力校正系数：由表10-5查得YST =1.

29、596, Ysa2 = 1.76326 sa sa2。计算大小齿轮的YFaY产并加以比较。YFa1Ysa12.592 1.596 0.01259328.57Zv2 =乃.63YFaL 2.592YFa2 = 2.2267Ysa1 = 1.596Ysa2 = 1.76326Y Fa2Y Sa22.2267 1.76326 :0.01523257.857(2)设计计算:m -32 M 2.582 M 2.463 父 105 M 0.88 父(8司4。221 24 1.650.01523 = 2.5655mmm = 3.0取由此计算的模数并就近圆整得m = 3.0按接触强度算得的分度圆直径算得小齿轮

30、齿Z = 29d1cos090.699 cos1 2 14 =29.3取 Z1 = 29 ,则大齿轮齿Z2 = 84z2 =2.9父29 =84.1 取Z2 =844.几何尺寸计算。(1)计算中心距Z1 z2 m29 84 302 cos14= 174.69mm 圆整后 a = 175mm(2)修正螺旋角Z1Z2 m-=arccos 右 =arccos2a29 84 32 1750''=14 2410(3)计算分度圆直径d1 = 89.823mm d2 = 260.177mmb = 89.823mmB2 = 90mmB1 = 95mm因已知高速轴小齿轮的分度圆直径d1=61.7

31、mm,则z1 m29 3d i =- = o '=89.823mmcosc0s14 241072 m84 3d2=z2一 °，= 260.177 mmcoscos14 2410(4)计算齿轮宽度 bKi；dd1=1 89.823 = 89.823mm圆整后取 B2=90mm； B1=95mm5.结构设计第5章轴的设计5.1 高速轴设计计算1 .输入轴上的功率、转速和转矩T1 -70.03N «m已知 p1=5.28KW , n1=720r/min ,2 .求作用在齿轮上的力2T 1 2 700301 1N = 2270Nd161.7tan： nFr= Ft cos

32、一 00tan20N =849.65Ncos13 2921Fa =FttanP =2270Mtan132921 N =544.52N前面已求得带传动的压轴力为 F p = 1097.52N3,初步确定轴的最小直径按式15-2估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据课本 表15-3选取a°=112于是得dmin = A jnl =112<l1720mm =21.76mm该值显然是安装带轮处的直径，经标准化后取 &/ = 25mm4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。考虑到带轮宽度B = 63mm结合安装时

33、要求取/=65mm。止匕外，想要满 足轴的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出轴肩，因此取 d2. = 32mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d2&=32mm,由轴承产品目录中选取0基 本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307,其尺寸d 父 D 父丁 = 35mm父80mmM 22.75mm ,故取 d3=d7 = 35mm, 3 = 22.75mm左端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查得30307型轴承的定位轴肩高度h = 4.5mm 因止匕取 d4f =44mm取安装齿轮处的轴段直径为d6= 37mm,齿轮

34、的右端与右轴承间采用套 筒定位，已知齿轮轮毂宽度为70mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮， 此轴段应 略短于轮毂宽度，故取lu=66mm。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度6-77h>0.07d,故取h=4mm则轴环处的直径 d54 = 45mm。轴环宽度b之1.4h取 I 心=10mm。5 -60轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面距离 l=30mm,故取12y = 50mmdu = 25mmlu = 65mmd2二=32mmd33 = d7/=35mm134=22.75mmdy= 44mmd6 厂 37mm1 = 66mmds

35、45mmL = 10mm"二50mm取齿轮距箱体内壁之间距离 a = 13.5mm,输入轴小齿轮与中间轴小齿轮126.5mml 4 _548.25mm7 -8之间的距离c = 20mm,考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距 箱体内壁距离s=8mm,已知滚动轴承宽度T = 22.75mm,中间轴小齿轮宽度'B1 =95mm,则4 = B1+c+a +s 5与=95 + 20+13.5 + 810 = 126.5mm齿轮处平键b h = 10mm 8mm长为56mmH7 n6带轮处平键8 7 50H7k6轴承与轴配合m617g =T s a (70-66) =22.75

36、8 13.5 4 = 48.25mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按 d6= 37mm由表6-1查得平键截面b父h =10mmx8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 56mm同时为了保证H 7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n6同样，带轮与轴的连接选择平键为8x7x50,带轮与轴的配合为H2；滚动 k6轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸，参考表 15-2,选轴端倒角为1.0父451各 处圆角半径为2mm5.求轴上的载荷首先根据轴结构图做出轴的

37、计算简图。轴承的支撑点位置由手册中查出a值, 对于30307型轴承，由手册查得a=17mm,因此，作为简支梁的支撑跨距L2 + L3 =177.25 +62.25 = 239.5mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。从图中可以看出C是轴的危险截面，将计算结果列于下表载荷水平向垂直面支反力FFnhi = -2135.95NFnh2 =963.47NFnv698.95NFnv2 = T50.7N弯矩 M(N mmiM H1 = -132962.89M H2 = T09203.24M v435096Mv2 =-26711.6设计计算及说明结果总弯矩M 1 = -139909.7M 2 =-13

38、5619.5M 3 "109203.24扭矩 T(N mmiT 1 = 700306.按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核危险截面强度，据式 15-5以及上表数据，轴单向旋转，扭转切应力为腓动循环变应力,吟笈=0.6。轴的计算应42M22T2139900.7 0.6 70030caIt】=60MPa ,故安全。5.2中间轴设计计算20.1 35= 34.07MPa 小于1.输入轴上的功率、转速和转矩已知 p2=5.07KW , n2 =195r/min ,r=248.8N m2.求作用在齿轮上的力因已知高速轴大齿轮的分度圆直径 d2 = 228.3mm,则Ft22T2 2 24880

39、0二2 = 2 248800n =2179.6Nd2228.3F2tan ： ntan20= Ft2n =2179.6 20； ；N -815.8Ncoscos132921F a2-'''= Ft2tan : =2179.6 tan13 29 21 N =522.8N低速轴小齿轮的分度圆直径 d1= 89.823mm，则2T2 2 248800 z1 2N = 5539.8 NFt1 di 89.823tan 二 口tan 9Fr1=Ft1n =5539.8 20' N = 2019NcosCOS14 2410Fa1 F t1 tan =5539.8 tan14

40、 2410 N =1422.7N3 .初步确定轴的最小直径按式15-2估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据课本表15-3选取人。=112于是得d min=33.18mm该值显然是安装轴承处的直径。4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。O初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列 圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 dmin =33.18mm,由轴承产品目录中选取0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307,其尺寸d X D mt = 35mm父80mmM22.75mm ,故取 de= d7_

41、8= 35mm,l 1 2 - l 7 ,8 = 22.75mm取安装齿轮处的轴段直径为d3= 50mm, d5= 45mm。小齿轮左端与 大齿轮的右端与右轴承间均采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度分别为95mm65mm, 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 3u = 92mm, Lq=62mm。两齿轮另一端采用轴肩定位，轴肩高度5 -67h>0.07d,故取h=5mm则轴环处的直径 d4 =60mmo轴环宽度b21.4h取卜 J225mm。'套筒轴段:12y =a s 95-921=13.5 8 3 -24.5mmd1/ = d7x = 35mm lu =

42、l72275mm d3j50mmd5-45mm卜 j 92mm卜 j 62mmdy = 60mm小=22.5mml2 J 24.5mmL=27mml6： = a s 65-62 =16 8 3 = 27mmd2d6 厂 38mmdz& =d6i =38mm(3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接， 按d3N=50mm, d5_6 = 45mm由表6-1查得平键截面bM h =14mmx 9mm,键槽用键槽铳刀加工，长分别为80mnft 50mm 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 Hlo滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直

43、径尺寸公差 n6为m6o齿轮与轴平键b h = 14mm 9mm长分别为80mm和 50mm配合为HZn6滚动轴承与轴配合m6(4)确定轴上圆角和倒角尺寸，参考表 15-2,选轴端倒角为1.5父45 =各处圆角半径为2mm5 .求轴上的载荷首先根据轴结构图做出轴的计算简图。轴承的支撑点位置由手册中查出a值, 对于30307型轴承，由手册查得a=17mm,因此，作为简支梁的支撑跨距L1+ L2 + L3 = 76+102.5+61= 239.5mmo根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。从图中可以看出 C是轴的危险截面，将计算结果列于下表载荷水平向垂直面支反力FFNH2=43".3NF

44、nv2 = 2116.9NFnh1=3342/nFnv1=717.9N弯矩M(N mmM H1=327203乂丫1=-33761.3M H2 = 208045.7'Mv1 =25916.3MV249398.5'Mv2 =-1132941总弯矩M 1 =210767.6M 2 = 330911.1'M 1 =209654'M 2 = 346262.2扭矩 T(N mmiT2 = 248800设计计算及说明结果与备注6 .按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核危险截面强度，据式 15-5以及上表数据，轴单向旋转，扭转切 应力为脉动循环变应力，取u =0.6。轴的计算应

45、力= 27.7MPaVMiF 2t2 (346262.2)+0.62父02- ca20.1 50ca222(210767.6)+0.6 父020.1 45=23.13MPa小于k】=60MPa,故安全。7 .3输由轴的设计计算及校核1 .输入轴上的功率、转速和转矩已知 P1=4.87KW, n1 =67.102r/min , T1 = 693.1N,m2 .求作用在齿轮上的力因已知低速轴大齿轮的分度圆直径 d2 = 260.177mm ,则2T 32 693100 zFt3 N = 5327.9 Nd 2260.177Frtan: n=Ftn =5327.91 cos -tan20'&

46、#39;'c0s14 2410N -2002NFa=Fttan 1 =5327.9 tan14 2410 N = 1368.3N3,初步确定轴的最小直径按式15-2估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据课本表15-3选取a°=112于是得Ip* = 112 父 31 487 mm = 46.72mmn3,67.102输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选轴径与联轴器孔 径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩：查表14-1考虑到转矩变化小，取 KA = 1.5则T皿=心=1.5x693100 =1039650N mm按照计算转矩应小于

47、联轴器公称转矩的条件，查手册选用HL-4型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250000N- mm半联轴器的孔径d1=55mm,故取du = 55mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =84mm。4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。为了满足半联轴器的定位要求，1-2段左端需制出一轴肩，故取2-3段的 直径d2J3=62mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 65mm。半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 =84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而 不压在轴的断面上，1-2段长度应比L1略短一些，现

48、取l 一 =82mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列 圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d2二=62mm,由轴承产品目录中选取0基 本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313,其尺寸d 父口 父丁 =65mmM 140mmM 36mm,故取 d3=d力=65mm , l一 = 36mm 33 47 83 4右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查得30313型轴承的定位轴肩高度h =6mm因此取 d44 =77mmd1/ = 55mmd2二= 62mm卜工=82mmd2162mmd3 Jd7J65mm13 M = 36mmd4* = 77mmd6r70m

49、m取安装齿轮处的轴段直径为 d = 70mm，齿轮的左端与左轴承间采用套筒定 位，已知齿轮轮毂宽度为90mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段6=86mmd5上=82mml5_6 = 12mm卜与二50mm应略短于轮毂宽度，故取l-=86mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 6 _77h>0.07d,故取h=6mm则轴环处的直径 d5_6 = 82mm。轴环宽度b之1.4h取 l5£=12mm。为轴承端盖的总宽度为20mm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左端面距离l=30mm,故取l= 50mm2 -3取齿轮距箱体内壁之间距离a = 1

50、6mm ,高低速级大齿轮之间的距离c = 25mm,考虑到箱体铸造误差,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm心二102mm上上=64mm已知滚动轴承宽度T =36mm,中间轴小齿轮宽度 B2 = 65mm ,则4£ =B1c a s-5上二65 25 16 8 -12 -102mm7上=T s a (90-86) =36 8 16 4 = 64mm齿轮与轴平键b h = 20mm 12mm长为70mm配合为H7n6半联轴器与轴16mm 10mm 70mm配合为H7k6滚动轴承与轴配合公差(3)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d6= 70mm由表6-1查得平键截面bM h = 20mmM12mm,键槽用键槽铳刀加工，长为70mm同时为了H 7保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H 7n6同样，半联轴器与轴的连接选择平键为16mmM 10mmM 70mm,半联轴器与轴的配合为止二；滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径k6尺寸公差为m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸，参考表 15-2,选轴端倒角为2.0父45：各处圆角半径为2mm5 .求轴上的载荷首先根据轴结构图