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*3.86/720n·mm=51.20n·mp1=3.82kwp2=3.63kw p3=3.49kw pw=3.42kw t0=51.20n·m矩t1=9550p1/n1=9550*3.82/720n·mm=5

8、0.67n·m t2=9550p2/n2=9550*3.63/244.07n·mm=142.04n·m t3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97n·mm=574.94n·m tw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97n·mm=563.41n·m t1=50.67n·m t2=142.04n·m t3=574.94n·m tw=563.41n·m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

9、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 ， 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 µ (1 0.5r ) 21)小齿轮传递转矩为 t1=5

10、0670· 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=2.5 5)齿数比 µ =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

11、*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 = 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 µ (1 0.5 r ) 23=34 

12、5;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

13、动载荷系 kv=1.19， 按 由 图 8-7 查 得 齿 向 载 荷 分 配 系 数 kß=1.13 ， 则 载 荷 系 数 k=kakvkß=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 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

14、= = 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=80.5mm>70.485 d2=mz2=3.5*68mm=238mm (6)锥齿距为 r=d1=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=21.112m

15、m 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 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

16、 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 yn1=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.

17、25 f 2 = yn 2 f lim 2 = 1×170 = 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=

18、m=3.5mm 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° = 71.333°1 = 18.667° 2 = 71.333°da1=87.132mm da2=240.241mm df1=72.542mm df2=235.311mm 2 = arccosu2 +1da1=d1+

19、2mcos 1 =80.5+2*3.5*0.9474mm=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

20、-17 得齿面硬度 hbw1=217255，hbw2=162217.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

21、 9-2 查得节点区域系数 zh=2.46 齿数比 µ =i=4.21 查表 8-18，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 8-1

22、3 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 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

23、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 = 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&

24、#215; (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

25、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 × (23 + 97) = mm =184.03mm 2 cos 2 × cos 12°a=184mm取整， a = 184mm 螺旋角为 = arccosmn ( z3 + z 4 ) 3 &

26、#215; (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 cos11.969°d3=70.531mmd4 =mn z 4 3 × 97 = mm = 297.455mm cos cos11.969°d4=297.455mmb = d d 3 = 1.1× 70.531 = 77.58mm，取 b4=78mm3. 确 定 传 动

27、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 11.969°zv 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 8-9 查得 ys3=1.59，

28、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 = 1×170 mpa = 136mp

29、asf 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 < f yf 3ys 3 2.62 × 1.59端面模数 m1 =mn 3 = mm = 3.07 mm co

30、s cos 11.969°m1=2.56mm5. 计 算 齿 轮 传动其他几 何尺寸齿顶高 ha=ha*mn=1*3mm=3mm 齿根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*3mm=3.75mm 全齿高 h=ha+hf=3+3.75mm=6.75mm 顶隙 c=c*mn=0.25*3mm=0.75mm 齿顶圆直径为 da3=d3+2ha=70.531+2*3mm=76.531mm da4=d4+2ha=297.455+2*3mm=303.455mm 齿根圆直径为 df3=d3-2hf=70.531-2*3.75mm=63.031mm df4=d4-2hf=297.455-2

31、*3.75mm=289.955mmha=3mm hf=3.75mm h=6.75mm c=0.75mmda3=76.531mm da4=303.455mmdf3=63.031mm df4=289.955mm七、齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、 键的选择和验算及轴承的选择和校核提供 数据，其计算过程见表 6 计算项目 （1）已知条件 计算及说明 高 速 轴 传 递 的 转 矩 t1=50670nmm ， 转 速 n1=720r/min， 小齿轮大端分度圆直径 d1=80.5mm，cos 1 =0.9474， 计算结果1. 高 速 级 齿 轮传动的作 用力sin 1 =0

32、.3201， 1 = 18.67°（2）锥齿轮 1 的作用力 圆周力为 ft1=1481.0nft1 =2t1 2 × 50670 = n = 1481.0 n d1 (1 0.5r ) 80.5 × (1 0.5 × 0.3)其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为fr1 = ft1 tan cos 1 = 1481.0 × tan 20° × 0.9474 n = 510.7 n其方向为由力的作用点指向轮 1 的转动中心 轴向力为fr1=510.7nfa1 = ft 1 tan sin 1 = 1481.0 ×

33、; tan 20° × 0.3201n = 172.5 n其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 法向力为fa1=172.5nfn1 =ft1 1481.0 = n = 1576.1n cos cos 20°中 间 轴 传 递 的 转 矩 t2=142040nmm ， 转 速fn1=1576.1n（1）已知条件n2=244.07r/min， 低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角 = 11.969° 。 为 使斜齿圆柱齿轮 3 的轴向力与锥齿轮 2 的轴向力互相抵消一部分， 低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 d3=70.531mm （2）齿轮 3 的

34、作用力 2. 低 速 级 齿 轮传动的作 用力 圆周力为 ft 3 =2t2 2 × 142040 = n = 4027.7 n d3 70.531ft3=4027.7n其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为fr 3 = ft 3tan n tan 20° = 4027.7 × n = 1498.5 n cos cos 11.969°fr3=1498.5n其方向为由力的作用点指向轮 3 的转动中心 轴向力为fa 3 = ft 3 tan = 4027.7 × tan 11.969° n = 853.5 n其方向可用右手法则来确定，

35、即用右手握住轮 3 的轴线，并使四 指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向 法向力为fa3=853.5nfn3 =ft 3 4027.7 = n = 4381.3 n cos n cos cos 20° × cos 11.969°fn3=4381.3n（3）齿轮 4 的作用力 从动齿轮 4 的各个力与主动齿轮 3 上相应的力大小相等， 作 用方向相反八、减速器转配草图的设计一、合理布置图面该减速器的装配图一张 a0 或 a1 图纸上，本文选择 a0 图纸绘制装配图。根据图纸幅面 大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位 1：1，采用三视图表达

36、装配的结构。二、绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸三、箱体内壁在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线九、轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验 算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。一、高速轴的设计与计算 高速轴的设计与计算见表 7。计算项目 1.已知条件 计算及说明 高 速 轴 传 递 的 功 率 p1=3.82kw, 转 矩 t1=50670mm ， 转 速 n1=720r/min，小齿轮大端分度圆直径 d1=80.5mm，齿宽中点处分 度圆直径 dm1=（1-0.5 r ）d1=68.425mm

37、，齿轮宽度 b=20mm 2. 选 择 轴 的 材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由 表 8-26 选用常用的材料 45 钢，调质处理 查表 9-8 得 c=106135，取中间值 c=118，则 45 钢，调制处理 计算结果d min = c 33.初算轴径p1 3.82 = 1183 mm = 20.58mm n1 720dmin=20.58mm轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直 径 d1>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

38、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=76005n·mm 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

39、， 轴孔长度 l 联=52mm， 考虑到 d1>20.58mm，4.结构设计y 型轴孔，a 型键，联轴器从动端代号为 lx1 22*52gb/t5014 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

40、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

41、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

42、，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=32.9mm，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=5

43、6+ 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=254.374mm<600mm，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 =

44、 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 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+

45、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 =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=1

46、35.9mm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+16-18.25+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 =fr1l

47、3 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.

48、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

49、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）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 =

50、 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

51、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 mpa 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-

52、33 查 得 p = 125mpa150mpa， p1 < p ，强度足够二、中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算见表 8 计算项目 1. 已 知 条 件 计算及说明 高速轴传递的功率 p2=3.63kw,转速 n2=244.07r/min， 锥齿轮大端 分度圆直径 d2=238mm，齿宽中点处分度圆直径 dm2=（1-0.5 r ） d2=202.3mm，d3=70.531mm,齿轮宽度 b3=85mm 2. 选 择 轴 的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选用常用的材料 45 钢，调质处理 查表 9-8 得 c=106135，取中间值 c=110

53、，则 45 钢，调制处理 计算结果d min = c 33. 初 算 轴 径p2 3.63 = 1103 mm = 27.05mm n2 244.07dmin=27.05mm轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处 直径 d1>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

54、选择设计同步进行。 考虑到齿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

55、便于齿轮的安装， 2 和 d4 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

56、轴上的两个齿轮提供定位， 其 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

57、度 由于轴承采用油润滑， 故轴承内 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 = 61.95mml1 = 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