二级斜齿轮减速器课程设计正本

1、机械制造与自动化设计说明书2012/6/10学院：东北大学专业：机械制造与自动化学校中心：亳州奥鹏姓名：朱 帅学号：201003665669 1展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器目录一、机械设计课程设计任务书1二、传动装置总体设计21.电动机的选择2（1）选择电动机的类型和结构形式2（2）选择电动机容量2（3）选择电动机的转速22计算总传动比并分配各级传动比3（1）总传动比3（2）分配各级传动比43. 计算传动装置的运动和动力参数4（1）各轴的转速4（2）各轴的功率4（3）各轴的转矩5三、V带传动设计5四、齿轮传动设计101.高速级齿轮传动设计102.低速级齿轮传动设计15五、轴的设计201.中间轴

2、的设计与计算202.高速轴的设计与计算283.低速轴的设计与计算35六、减速器的箱体结构尺寸42七、润滑、润滑剂牌号及密封的选择44八、减速器附件及说明44九、设计小结45十、参考文献4519一、机械设计课程设计任务书题目 设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器带式输送机减速器结构简图 1-轴、2-轴、3-轴、4-卷筒轴设计参数运输带工作拉力:F(N)=3200N运输带工作速度:V(m/s)=1.1m/s卷筒直径:D(mm)=300mm工作条件 连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘； 运输带速度允许误差土5； 两班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在

3、运输带工作拉力F中已考虑) 。加工条件 生产20台，中等规模机械厂，可加工 78级齿轮 设计工作量 1减速器装配图1张(AO)； 2大齿轮零件图1张、输出轴零件图1张；3设计说明书1份二、传动装置总体设计1.电动机的选择（1）选择电动机的类型和结构形式根据工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。（2）选择电动机容量工作机所需功率： Pw = =kW=3.71Kw式中，带式输送机的效率（由查参考文献1中表17可得）。电动机输出功率P0为： P0= 其中为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率，包括V带传动、两对斜齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率，值计算如下： =经查参考文

4、献2中表101知V带传动效率=0.96，一对斜齿轮传动效率=0.97，一对滚动轴承传动效率=0.99，联轴器效率=0.99，因此 =0.960.9720.9940.99=0.86所以 P0 =kW=4.31kW根据P0选取电动机的额定功率Pm ，使Pm =（11.3）P0 =4.315.60kW，查表得电动机的额定功率Pm =5.5kW（3）选择电动机的转速先计算工作机主轴转速，也就是滚筒的转速 =r/min=70.06r/min根据参考文献1中表18确定传动比范围，取V带传动比i1=24，二级圆柱齿轮传动比ig=840，总传动比i的范围为 i=（2×8）（4×40）=16

5、160电动机的转速范围应为 nm=inw =（16160）×70.06r/min=1120.9611209.6r/min符合这一范围的电动机的同步转速有1500r/min，3000r/min两种，由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表11所列。表11 传动比方案对照方案电动机型号额定功率Pm /kW电动机转速/r·min-1电动机质量/kg传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动减速器1Y132S45.5150014406820.55211.252Y132S125.5300029006441.39313.80综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和各级传动

6、比，方案一比较合适，所以选定电动机的型号为Y132S4。其主要性能和安装尺寸见表12和表13。表12 Y132S4型电动机主要性能电动机型号额定功率/kW同步转速/r·min-1满载转速/r·min-1额定转矩/N·mY132S45.5150014402.2表13 Y132S4型电动机外形尺寸 /mm 中心高度H长宽高L×(安装尺寸A×B轴伸尺寸D×E平键尺寸F×G132475×445×315216×14038×8010×332计算总传动比并分配各级传动比（1）总传动比 i=

7、r/min=20.55带式输送机减速器结构简图 1-轴、2-轴、3-轴、4-卷筒轴（2）分配各级传动比 i=i1 i2 i3为使带传动的尺寸不致过大，满足V带传动比小于齿轮传动比，即i1<i2，i3 。取i1 =2，按二级展开式圆柱齿轮减速器布置，取i2 =1.3i3 。可算出 i2 =3.65 ，i3=2.813. 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速 轴 n1 =r/min=720r/min 轴 n2 =r/min=197.26r/min 轴 n3 =r/min=70.20r/min 卷筒轴 nw =n3 =70.20r/min（2）各轴的功率 轴 P1 =Pm =5.5&#

8、215;0.96kW=5.28kW 轴 P2 =P1 =5.28×0.97×0.99=5.07kW 轴 P3 =P2=5.07×0.99×0.97=4.87kW 卷筒轴 P4 =P3 =4.87×0.99×0.99=4.77kW（3）各轴的转矩 轴 T1=9550=9550×N·m=70.03N·m 轴 T2=9550=9550×N·m=245.46 N·m 轴 T3=9550=9550× N·m=662.51 N·m 卷筒轴 T4=9550=9

9、550× N·m=648.91 N·m表14 带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果参数轴名电动机轴轴轴轴工作机轴转速/(r/min)1440720197.2670.2070.20功率P/kW5.55.285.074.874.77转矩T/(N·m)36.4870.03245.46662.51648.91传动比i23.652.811效率0.960.960.960.98三、V带传动设计解题步骤及结果见表21表21 V带传动设计计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率PC根据工作情况，查参考文献3中表77得工况系数KA=1.3，PC= 1.3×5

10、.5kW=7.15kW已知：Pm=5.5Kw， PC=7.15kw2. 选择V带型号根据PC=7.15kw和nm=1440r/min，查参考文献3中图79选A型三角带A型3. 计算传动比=2=24. 确定小带轮直径经查参考文献3中表78，取=125mm (要大于或等于最小直径，并符合直径系列）=125mm5. 验算V带速度vv=9.42m/s在规定的5m/s<v<25m/s范围内，合理v=9.42m/s6. 确定大带轮直径大带轮直径=取弹性滑动率=0.02=2×125×（10.02）=245mm经查参考文献3中表78，取=250mm，实际传动比=2.04从动轮实

11、际转速=mm/s转速误差=0.0196计算项目计算及说明计算结果对于带式输送装置，转速在±5%范围内是允许的。7. 初选中心距=（0.72）（d1+d2）d1=125mm ，d2=250mm262.5750mm取=500mm=500mm8. 初选长度L0L0=2×500+(125+250)+=1596.656mmL01596.656mm9. 选择V带所需基准长度Ld经查参考文献3中表73，找到与L0=1596.656mm相近的数据，取Ld=1600mmLd=1600mm10. 实际中心距aa=500+=501.72mm由amin=a 0.015Ld , max=a0.015

12、 Ld知，中心距可调整范围为 477.72 mm <<525.72mma=501.72mm计算项目计算及说明计算结果11. 验算小带轮包角= = =165.720>1200 经计算，小带轮包角取值合理=165.72012. 计算单根V带基本额定功率P1根据d1=125mm和nm=1440r/min，经查参考文献3中表74，取得A型V带的P1=1.93kWP1=1.93kW13. 额定功率的增量根据nm=1440r/min和i=2，经查参考文献3中表76，取得A型V带的=0.17kW=0.17kW14. 计算V带根数Z根据=165.720 ，查参考文献3中表75得包角系数=0.

13、956 ，根据Ld=1600mm，经查参考文献3中表73得长度系数Z= =3.6取Z=4根Z=4根标记：A1600×4计算项目计算及说明计算结果15. 计算单根V带的初拉力F0F0= = =315.34N经查参考文献3中表72知，每米长度质量q=0.10kg/mF0=315.34N16. 确定带对轴的压力FQFQ=2ZF0sin=2×4×315.34sin=2502.54NFQ=2502.54N17. 带轮结构工作图带轮结构工作图，见图21图21四、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计 已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年

14、。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明（1） 选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表87，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217255，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表88知，HBS1HBS2=40，合适。选8级精度（GB1009588）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。初选螺旋角(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合

15、度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮分度圆直径dt1计算圆周速度v使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径d1确定齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa1、YFa2应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端

16、面压力角基圆直径齿顶圆直径da齿根圆直径齿顶高ha齿根高hf全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式818知设计公式：由式得：N·mm=7.00×104N·mm查参考文献3中表813得：查参考文献3中表814，取u=3.68由参考文献5中图819得：2.425=1.659=1.2由参考文献5中式（82）得：/u=2.0736×109/3.68=5.63×108由参考文献5中图88得：ZN1=1，ZN2=1由参考文献3中表810 SHmin=1由参考文献3中表89得接触接触疲劳极限Hlim1=350+HBS1=(350+230)MPa=

17、580MPaHlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由参考文献5中式83得：H1=MPa = 580MPaH2=MPa = 390MPa由于H2<H1，所以应取较小值H2代入计算=mmm/s查参考文献5中表85得：KA=1根据vz1/100=2.098×25/100=0.5245m/s，查参考文献5中图810得：KV=1.05由参考文献5中图811得：=1.42由参考文献5中图813得：=1由参考文献5中式810得：mmmm根据参考文献3中表81，取标准值mn=2.5mmmm圆整为=150mm =mmmmmm圆整后取=65mm，=70mm由参考文献5

18、中式819知校核公式为：由，可得26.9799.26查参考文献5中表87，YFa1=2.57，YFa2=2.18查参考文献5中表87，YSa1=1.60，YSa2=1.79查参考文献5中图820得：由参考文献3中表89得：=320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MPa=423.5MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.6MPa由参考文献5中式（82）得：/u=2.0736×109/3.68=5.63×108由参考文献5中图89得：YN1=1，YN2=1由参考文献3中表810 ，SFmin=1MPaMP

19、a=51.88MPa=49.23MPa由得：mmmmda1=69.10mmda2= =240.90mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×2.5=2.5mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=4.5mmmmmmmmmm2.低速级齿轮传动设计已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明(1) 选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表87，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217255，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162217，取HBS2=1

20、90。由表88知，HBS1HBS2=40，合适。选8级精度（GB1009588）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。初选螺旋角(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮分度圆直径dt1计算圆周速度使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径d1确定齿轮参数及主要尺

21、寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa3、YFa4应力修正系数YSa3、YSa4重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径da齿根圆直径齿顶高ha齿根高hf全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式818知设计公式：由式得：N·mm=24.54×104N·mm查参考文献3中表813得：查参考文献3中表814，取=2.81由参考

22、文献5中图819得：2.425=1.66=1.2由参考文献5中式（82）得：/=5.68×108/2.81=2.007×108由参考文献5中图88得：ZN3=1，ZN4=1由参考文献3中表810 SHmin=1由参考文献3中表89得接触接触疲劳极限Hlim3=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPaHlim4=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由参考文献5中式83得：H3=MPa = 580MPaH4=MPa = 390MPa由于H4<H3，所以应取较小值H4代入计算=mm/s查参考文献5中表85得：KA=1根据vz3/100=0

23、.895×27/100=0.24m/s，查参考文献5中图810得：=1.02由参考文献5中图811得：=1.46由参考文献5中图813得：=1由参考文献5中式810得：mmmm根据参考文献3中表81，取标准值mn=3mmmm圆整为=160mm =mmmmmm圆整后取=85mm，=90mm由参考文献5中式819知校核公式为：由，可得3084.44查参考文献5中表87，YFa3=2.52，YFa4=2.21查参考文献5中表87，YSa3=1.625，YSa4=1.775查参考文献5中图820得：由参考文献3中表89得：=320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MP

24、a=423.5MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.6MPa由参考文献5中式（82）得：/u=5.68×108/2.81=2.007×108由参考文献5中图89得：YN1=1，YN2=1由参考文献3中表810 ，SFmin=1MPaMPa=85.25MPa=81.66MPa由得：mmmmda3=89.89mmda4= =242.12mmmmmmha3=ha4=h*anmn=1×3=3mmhf3=hf4=(h*an+c*n)mn=5.4mmmmmmmmmm五、轴的设计轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的

25、选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择选择和进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。 1.中间轴的设计与计算 已知中间轴的传递功率P2=5.07kW，转速n2=197.26r/min，小齿轮分度圆直径mm，齿轮宽度mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算及说明计算结果1.选择轴的材料由于减速器功率不大，又无特殊要求，故选择轴的材料为45钢并作正火处理。查参考文献3中表101知，MPa，MPa45钢，正火处理2.计算轴的载荷中间轴所传递的T2=245460N·mm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr

26、为：NNNNNNN3.初算最小轴径由参考文献3中表103取A=107118(因轴上受较大弯矩)，于是得：计算项目计算及说明计算结果3.初算最小轴径 mm取mmmm4.结构设计轴的结构构想如图31（a）所示（1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计（2）轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。周段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7007C，经过验算，轴承7007C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7310C

27、进行设计计算，由参考文献6中表99知轴承内径d=50mm，外径D=110mm，宽度B=27mm，定位轴肩直径D1=60mm，外径定位直径D2=100mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距a3=22mm，故d1=50mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm（3）轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为了便于齿轮的安装，d2和d4应分别大于和，可初定d2=d4=52mm。齿轮2轮毂宽度范围mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=65mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度mm相等，右端采用轴肩定位，左端采

28、用套筒定位固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2=87mm，L4=62mm。（4）轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为mm，取其高度为h=5mm，故d3=62mm。齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面与箱体内壁距离均取为mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为mm，则箱体内壁之间的距离为：d1=d5=50mmd2=d4=52mmL2=87mmL4=62mmd3=62mm51计算项目计算及说明计算结果4.结构设计 mm取mm，则箱体内壁距离为mm。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离mm，则轴段的长度为（5）轴段及轴段的长度 该减速器齿

29、轮的圆周速度小于3m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成，则轴段的长度为：mm轴段的长度为：mm（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mm，则由图11-6可得轴的支点及受力点间的距离为：mmmm mmBx=188mmL3=10.5mmL1=52mmL5=53.5mml1=72mml1=88mml3=62mm5.键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查参考文献2中表1034得轴段和轴段上采用的键的型号分别为键14×80GB/T10962003，键14×5

30、6GB/T10962003计算项目计算及说明计算结果（6）轴的受力分析（1画轴的受力简图，轴的受力简图如图31（b） （2）计算轴承支承反力 在水平面上为：NN式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为NN轴承1的总支承反力为 N轴承2的总支承反力为 N(3)画弯矩图 弯矩图如图31（c）、（d）、（e）所示在水平面上，a-a剖面左侧为N·mma-a剖面图右侧为：N·mmR1H=1823.08NR2H=394.12NR1V=4535.21NR2V=3397.79NR1=4887.92NR2=3420.57N计算项目计算及说明计算结果（6）轴的受力分析b-b剖面图右侧

31、为：N·mm N·mm在垂直平面上为N·mmN·mm合成弯矩，在a-a剖面左侧为：N·mma-a剖面右侧为： N·mmb-b剖面左侧为：N·mmb-b剖面右侧为： N·mm(4)画弯矩图 转矩如图31（f）所示，T2=245460N·mmMa=351930.12N·mm=332978.45N·mmMb=213005.9N·mm=212075.42N·mmT2=245460N·mm7.校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用

32、有转矩，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算a-a剖面的抗弯矩截面系数为 mm3抗扭截面系数为：计算项目计算及说明计算结果7.校核轴的强度 mm3a-a剖面左侧弯曲应力为：MPaa-a剖面右侧弯曲应力为：MPa扭剪应力为：MPa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，则当量应力为： MPa，故a-a剖面右侧为危险截面已知MPa，查参考文献5中表156知轴的许用弯曲应力MPa，强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为MPa取键、轴及齿轮的材料都为钢，由参考文献3中表106查得： 强度足够齿轮3处得键长于齿轮2处

33、得键，故强度也足够键连接强度足够9校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力 由参考文献2中表1039查7310C轴承得，N。由参考文献3中表1110得7310C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：计算项目计算及说明计算结果9校核轴承寿命外部轴向力：N，各轴向力方向如图32所示 则两轴承的轴向力分别为 因，故只需校核轴承1的寿命（2）计算轴承1的当量动载荷 由Fa1/C0r=2439.06/47200=0.052，,由参考文献3中表116知，因，故，则当量动载荷为： N（3） 校核轴承寿命 轴承在120以下工作，查参考文献3中表117得。对于减速器，查参考文献3中表118得载荷系数

34、 轴承1的寿命为：已知该减速器三年大修，即：h由Lh>Lh知轴承寿命足够轴承寿命足够图31 中间轴结构与受力分析图32 中间轴轴向力方向 2.高速轴的设计与计算已知高速轴的传递功率P1=5.28kW，转速n1=720r/min，小齿轮分度圆直径d1=64.10mm，齿轮宽度b1=70mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算及说明计算结果1. 选择轴的材料由于减速器功率不大，又无特殊要求，故选择轴的材料为45钢并作正火处理。查参考文献3中表101知，MPa，MPaMPa2.计算轴的载荷中间轴所传递的T1=70030N·mm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：NF

35、t1=2185.02NFa1=497.97NFr1=815.67N3.初算最小轴径由参考文献3中表103取A=118107（因轴上受较大弯矩）于是得： mm取mm由于安装大带轮处有键，故轴需加大4%5%，则mm取d=25mm轴的构想图如图33(a)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，从轴的最细处开始设计。（2）轴段 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮彀轴孔设计同步。根据第二步计算结果，考虑到该段轴径mm计算项目计算及说明计算结果4.轴的结构设计取得太小，轴承的寿命可能满足不了

36、减速器预期寿命的要求，初定轴段的直径d1=30mm，带轮轮彀的宽度为（1.52.0）d1=4560mm，取带轮轮彀的宽度L带轮=50mm，轴段的长度应略小于彀孔的宽度，取L1=48mm(3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d1=(0.070.1) ×30=2.13mm。轴段的轴径d2=d1+2×(2.13)=34.236mm，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查参考文献1中表920选毡圈35 JB/ZQ 46061986，则d2=35mm（4）轴承与轴段及轴段 考

37、虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，其直径应符合轴承内径系列。先暂取轴承为7408AC，由参考文献6中表99得轴承内径mm，外径mm，宽度mm，内圈定位轴肩直径mm，外圈定位内径mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离mm，故取轴段的直径mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内测面凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=15mm，则L3=B+B1=(27+15)mm=42mm 通常一根轴上的两个轴承应取相同相同的型号，则d7=40mm，L7=B+B1=(27+15)mm=4

38、2mm（5）齿轮与轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定mm，则由参考文献2中表1034知该处键的截面尺寸为b×h=12mm×8mm，轮彀键槽深度为t1=3.3mm，则该处齿轮上齿根圆与彀孔键槽顶部的距离为mm，因为mm，故该轴设计成齿轮轴，则有，mm(6)轴段和轴段的设计 该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则mm，齿轮右端面距箱体内壁距离为，轴段的长度=d1=30mmL1=48mmd2=35mmmmL3=42mmd7=40mmL7=42mmmmd4=d6=48mmL6=7mm计算项目计算及说明计算结果4.轴的结构设计7mm。轴段的长度为mm（7）轴段

39、的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度有关及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为：，由参考文献1中表151知，下箱座壁厚：=7mm<8mm，取mm。由参考文献1中表151知： mm，取地脚螺栓为M16。mm，则取轴承旁螺栓直径为M12，查参考文献1中表152知c1=18mm，c2=16mm，则箱体轴承座宽度L=8+18+16+(58)=4750mm，L=48mm.。mm，则取机盖与机座连接螺栓直径为M10。mm，则取轴承端盖直径为M8。t=(11.2)d3=1012mm，则取轴承端盖凸缘厚度t=11mm，取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm。为方便在不拆卸带轮的条件下

40、，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺栓的装拆空间足够。则mm(8)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=31.8mm，则由图33(a)所示可得轴的支点及受力点间的距离为mmmmL4=105mmmmL=48mmL2=56.5mml1=113.3mml2=160.2mml3=52.2mm计算项目计算及说明计算结果5.键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查参考文献2中表1034的其型号为键8×40GB/109620036.轴受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图33(b)所示（2）计算轴支承反力

41、在水平面上为式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为NN轴承1的总支承反力为N 轴承2的总支承反力为(3)画弯矩图 弯矩图如图33(b)、(c)、(e)所示在水平面上，a-a剖面右侧为N·mma-a剖面左侧为b-b剖面为N·mmR1H=3573.6NR2H=-1886.73NR1V=537NR2V=1648.02NR1=3613.72NR2=2504.87N计算项目计算及说明计算结果6.轴受力分析在垂直面上为合成弯矩，在a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 b-b剖面为 （4）画转矩图转矩图如图33（f）所示 N·mmN·mm7.校核轴的强度因b

42、-b剖面弯矩大，且有转矩，其轴径较小，故b-b剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为剖面的弯曲应力为 扭剪应力为， 按弯扭合成强度进行计算校核，对于单向转动的轴承，转矩按脉动循环处理，故折合系数，则当量应力为 计算项目计算及说明计算结果7.校核轴的强度，故a-a剖面右侧为危险截面已知MPa，查参考文献5中表156知轴的许用弯曲应力MPa，强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为 键、轴及带轮的材料都为钢，查参考文献3中表106得，强度足够键连接的强度足够9.校核轴承的寿命（1）计算轴承的轴向力 由参考文献6中99查得7408AC的Cr=61700N，且

43、根据轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为 外部轴向力A=497.97，各轴向力方向如图34所示，则则两轴承的轴向力分别为(2)计算当量动载荷 查参考文献3中表116得70000AC型轴承的判别系数为e=0.68，因，故X=1，Y=0，则轴承1的当量动载荷为查参考文献3中表116得70000AC型轴承的判别系数为e=0.68，因，故X=1，计算项目计算及说明计算结果9.校核轴承的寿命Y=0，则轴承2的当量动载荷为（3）校核轴承寿命 因，故只需校核轴承1的寿命，。轴承在以下工作，查参考文献3中表117得，查参考文献3中表118得载荷系数 轴承1的寿命为 ，故故轴承寿命足够轴承的寿

44、命足够 3.低速轴的设计与计算已知低速轴的传递功率P3=4.87kW，转速n3=70.2r/min，齿轮4分度圆直径mm，齿轮宽度mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算及说明计算结果1.选择轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构无特殊要求，查参考文献3中表101知，MPa，MPa2.初算轴径由参考文献3中表103取A=118107（因轴上受较大弯矩）于是得： mm取mm轴与联轴器连接，有一个键槽，故轴径需加大4%5%，则mmdmin=45mm计算项目计算及说明计算结果3.计算轴的载荷低速轴所传递的T3=662510N·mm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：NT3

45、=662510N·mm=5611.64N=1510.56N=2114.36N4.结构设计轴的结构构想如图33（a）所示（1）轴承部件的结构设计，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，从最小轴径处设计（2）联轴器及轴段 轴段安装联轴器，此段设计与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查参考文献3中表141取载荷系数，则计算转矩：由参考文献2中表1048查得LX3型联轴器符合要求，公称转矩1250000N·mm许用转速4700r/min,轴孔范围为3048mm.考虑，取联轴器的毂孔直径为48mm，

46、轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为:LX3 48×84GB/T5014-2003，相应的轴端的直径mm，取长度略小于毂空宽度取mm。(3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度=2.364.8mm。.轴段的轴径mm。最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封。查参考文献1中表920，选毡圈55JB/ZQ46061986，则mmmm计算项目计算及说明计算结果4.结构设计d2=55mm(4)轴承与轴段和轴段的设计 轴段和轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列，考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。先暂取轴承为7212C，由参考文献2中表1039得轴承内径mm，外径mm，宽度mm，内圈定位轴肩直径mm，外圈定位内径mm，轴上定位端面圆角半径最大为在轴上力作用点与外圈大端面的距离mm，故取轴段的直径mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环宽度初定为B1，故L3=B+B1=22+15=37mm 通常同一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d6=60mm(5)齿轮与轴段 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可初定d5=62mm，齿轮4轮彀的宽度范围为（1.21.5）d5=74.493mm，齿轮宽度mm，取其