二级圆柱齿轮毕业设计(论文)

1、摘要减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置。减速器设计的优劣直接影响机械设备的传动性能。 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度

2、、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。 关键词：减速器 齿轮 轴承 联接目录引言11、设计任务书21.1设计题目：设计二级圆柱齿轮减速器22.1原始数据：23.1设计内容和要求：24.1传动方案的拟定32、电动机的选择43、传动比的计算及分配54、传动装置运动、动力参数的计算55、传动件的设计计算65.1减速器外传动件的设计65.2减速器内传动的设计计算96、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算167、齿轮上作用力的计算228、减速器转配草图的设计249、轴的设计计算249.1高速轴的设计与计算249.2中间轴的设计与计算3110、减速器箱体的结构尺寸441

3、1、润滑油的选择与计算4512、装配图和零件图4612.1附件设计与选择4612.1.1检查孔集检查孔盖4612.2.1绘制装配图和零件图46结 论47致 谢48引言本设计研究的目的是在已有减速器设计的基本理论基础上，利用Unigraphics NX和Auto_CAD2007设计软件，建立齿轮、轴、轴承、上箱体及下箱体的三维参数模型，将各零件进行装配。 本课题研究的意义在于：能够为齿轮减速器是设计提供一种全新手段和方法，改变原有的手工设计，二维设计变为三维设计，并在设计中体现引导作用，使设计更为直观、形象、生动；通过实时人机互动式的三维参数化实体造型设计，更好地理解、掌握零部件的结构及装配关系

4、，实现齿轮建起的动力学参数设计计算、齿轮传动设计技术、轴系的设计技术；分析三维参数化设计的方法，运用设计辩论与程序设计相结合的方法实现零件的三维参数化设计，在此基础上采用了在零件环境中以及在装配环境中建立零件模板的两天方法；分析齿轮减速器总装配及各部件之间的结构尺寸约束关系，并运用自顶向下与自底向上的设计思想分别构建减速器总装装配模板和轴系模板。采用UG三维设计软件，并结合AutoCAD_2007等二维绘图软件，设计了一个二级圆柱齿轮减速器，实现了减速器的三维模型生产，以及由此生成二维工程图的思想。通过Unigraphics NX三维设计软件特有的干涉分析、应力应变分析、空间运动分析、运动仿真

5、功能，对减速器进行了检查和优化设计方案，实现减速器的运动仿真，完成了减速器在计算机中虚拟设计。1、 设计任务书1.1 设计题目：设计二级圆柱齿轮减速器设计热处理车间零件清洗用传送设备。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。每日二班制工作，工作期限为8年。运输带允许最大误差为。传送见图如图1所示。 （图1）1.2原始数据：转矩T()传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）使用年限（年）10000.63300101.3设计内容和要求：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

6、）传动零件的设计计算；（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。1.4传动方案的拟定运动简图如下：（图2）1-带传动 2-电动机 3-减速器 4-联轴器 5-输送带 6-输送带由图可知，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。减速器为展开式圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。2、 电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异

7、步电动机 2.选择电动机功率 输送带所需拉力为 输送带功率为 查表2-1取，带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，斜齿齿轮传动效率直齿=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为总=带4轴承2直齿联=0.96*0.994*0.972*0.99=0.859 电动机所需工作效率为 P0= Pw/总=4.2/0.859 Kw=4.89Kw 根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=5.5KwF=6667NPw=4.2Kw总=0.859 P0=4.89KwPed=5.5Kw 3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为 由表2-2可知带传动传动比i带=24，两级减速器

8、传动比i齿=840，则总传动比范围为 i总=i锥i齿=（24）*（840）=16160电动机的转速范围为n0=nwi总=40.13*(16160)r/min=642.16421r/min 由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，考虑到3000r/min的电动机转速太高，但1000r/min的电动机体积大且价格贵，所以本例选用1500r/min的电动机，其满载转速为1440r/min,其型号为Y132S-4nw=40.13r/minnm=1440r/min3、 传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1.

9、总传动比i总=nm/nw=1440/40.13=35.88i总=35.882.分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器传动比为 高速级传动比为，取低速级传动比为 i2=i/i1=14.35/4.4=3.26i=14.35i1=4.4i2=3.264、 传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速n0=nm=1440r/minn1=n0/i带=1440/2.5=576r/minn2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/minn3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/minnw=n

10、3=40.15r/minn0=1440r/minn1=576r/minn2=130.9r/minnw=n3=40.15r/min2.各轴功率p1=p0带=4.89*0.96kw=4.69kwP2=p11-2=p1轴承齿=4.69*0.99*0.97kw=4.50kwP3=p22-3=p2轴承齿=4.50*0.99*0.97kw4.32kwPw=p33-w=p3轴承联=4.32*0.99*0.99kw=4.23kwp1=4.69kwP2=4.50kwP3=4.32kwPw=4.23kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*4.89/1440N·mm=32.43N·m

11、T1=9550p1/n1=9550*4.69/576N·mm=77.76N·m T2=9550p2/n2=9550*4.50/130.9N·mm=328.30N·mT3=9550p3/n3=9550*4.32/40.15N·mm=1027.55N·mTw=9550pw/nw=9550*4.23/40.15N·mm=1006.14N·mT0=32.43N·mT1=77.76N·mT2=328.30N·mT3=1027.55N·mTw=1006.14N·m5、 传动件的

12、设计计算5.1减速器外传动件的设计减速器外传动只有带传动，故只需对待传动进行设计。带传动的设计计算见表4计算项目计算及说明计算结果1. 确定设计功率 由表8-6，查得工作情况系数，则 2.选择带型n0=1440r/min，由图8-2选择A型V带选择A型V带3.确定带轮基准直径根据表8-7，选小带轮直径为，则大带轮直径为4.验算带的速度带速符合要求5.确定中心距和V带长度根据，初步确定中心距，即为使结构紧凑，取偏低值，V带计算基准长度为由表8-8选V带基准长度，则实际中心距为6.计算小带轮包角合格7.确定V带根数V带的根数可用下式计算：由表8-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增

13、量 由表8-10查得，由表8-11查得，则由表8-12查得，由表8-8查得,则带的根数为取5根Z=58.计算初拉力由表8-13查得V带质量，则初拉力为9.计算作用在轴上的压力10.带轮结构设计（1）小带轮结构 采用实心式，由表8-14查电动机轴径，由表8-15查得轮毂宽：其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：（2）大带轮结构 采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行5.2减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5 计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级 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

14、正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸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d11) 小齿轮传递转矩为T1=77760·2) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.43) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 直齿轮，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465) 齿数比=i1=4.46) 取齿宽系数=1.17) 初选Z1

15、=23,则Z2=23*4.4=101.2，取Z2=101，则端面重合度为轴向重合度为由图8-3查得重合度系数8) 由图11-2查得螺旋角系数9) 许用接触应力可用下式公式 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*576*1*2*8*250*8=1.106*109N2=N1/i1=1.106*109/4.4=2.51*108由图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.14；由表8-20取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有d1tmm=53.99mm d1t53.99mm2. 确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表

16、8-1查得使用系数KA=1.0 因， 由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.15，由图8-7查得齿向载荷分配系数Kß=1.12，由表8-22查得齿间载荷分配系数，则载荷系数(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=53.99=55.85mm（3） 大端模数m ，查表8-23，取标准模数m=2.5mm（4） 计算传动尺寸 中心距为 取整，则螺旋角为因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正由图9-2查的节点区域系数，则端面重合度为 轴向重合度为 由图8-3查得重合度系数，由图11-2查得螺旋角系数 d1t =

17、55.22mm精计算圆周速度为 由图8-6查得动载荷系数Kv=1.15，K值不变 按表8-23，取,则高速级中心距为则螺旋角修正为修正完毕（5） 大端分度圆直径为 （6）齿宽为 b=1.1*59.355mm=65.29mm 取b2=66mm，取b1=75mmK=1.55 d1=55.85mm m=2.5mmd1=59.355mmd2=260.545mmb2=66mmb1=75mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 （1） K、T1、mn和d1同前 （2） 齿宽（3） 齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由图8-8查得YF1=2.61,YF2=2.22由图8-9查得YS1

18、=1.59，YS2=1.81（4） 由图8-10查得重合度系数（5） 由图11-3查得螺旋角系数（6） 许用弯曲应力 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 =满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸端面模数 m1=齿顶高 ha=mn=2.5mm齿根高 hf=1.25mn=1.25*2.5mm=3.125mm顶隙 C=0.25m=0.25*2.5mm=0.625mm全齿高 h=ha+hf=2.5+3.125mm=5.625mm齿顶圆直径为da1=d1+2ha=59.355+2*2.5mm=61.355mmda2=d2+2ha=260.645

19、+2*2.5mm=265.645mm齿根圆直径为df1=d1-2hf=59.355-2*3.125mm=53.105mmdf2=d2-2hf=260.645-2*3.125mm=254.395mmm1=2.58mmha=2.5mmhf=3.125mmC=0.625mmh=5.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm6、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表6计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级 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

20、理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸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d11) 小齿轮传递转矩为T2=328300·2) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.43)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84)初选螺旋角，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465)齿数比=i2=3.266)取齿宽系数=1.17)初选Z3=25,

21、则Z4=25*3.26=81.5，取Z4=82，则端面重合度为轴向重合度为8)由图8-3查得重合度系数9)由图11-2查得螺旋角系数10) 许用接触应力可用下式公式 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*130.9*1*2*8*250*8=2.513*108N4=N1/i2=2.513*108/3.26=7.71*107由图8-5查得寿命系数ZN3=1.14，ZN2=1.2；由表8-20取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有d3tmm=89.62mm d3t89.62mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由

22、表8-1查得使用系数KA=1.0 因， 由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.07，由图8-7查得齿向载荷分配系数Kß=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数，则载荷系数（5)大端模数m ，查表8-23，取标准模数m=3.5mm（6） 计算传动尺寸 中心距为 取整，则螺旋角为因值与初选值相差大，故对与有关的参数不用进行修正（7） 大端分度圆直径为 （6）齿宽为 b=1.1*88.785mm=97.67mm 取b4=98mm，取b1=105mmK=1.43 m=3.5mmd3=88.785mmd4=291.215mmb4=98mmb3=105mm4.校核齿根弯曲

23、疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 （1）K、T1、mn和d3同前 （2）齿宽（3）齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由图8-8查得YF3=2.6,YF4=2.25,由图8-9查得YS3=1.58，YS4=1.79（4）由图8-10查得重合度系数（5）由图11-3查得螺旋角系数（6）许用弯曲应力 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 =满足齿根弯曲强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 m1=齿顶高 ha=mn=3.5mm齿根高 hf=1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm顶隙 C=0.25m=0.25*3.5mm=0.

24、875m全齿高 h=ha+hf=3.5+4.375mm=7.875mm齿顶圆直径为da3=d3+2ha=88.785+2*3.5mm=95.785mmda4=d4+2ha=291.215+2*3.5mm=298.215mm齿根圆直径为df3=d3-2hf=88.785-2*4.375mm=80.035mmdf4=d4-2hf=291.215-2*4.375mm=282.465mmm1=3.55mmha=3.5mmhf=4.375mmC=0.875mmh=7.875mmda3=95.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm7、 齿轮上作用力的计算齿轮

25、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计算项目计算及说明计算结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=77760Nmm，转速n1=576r/min，高速级齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮的分度圆直径d1=59.355mm （2）齿轮1的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为 （3）齿轮2的作用力 从齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反Ft1=2620.2NFr1=984.4N

26、Fa1=670.8NFN1=2878.3N 2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=328300Nmm，转速n2=130.9r/min，低速级齿轮的螺旋角。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=88.785mm（2） 齿轮3的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 其方向可用右手法则来确定，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（3） 齿轮4的作用力 从动齿轮4的各个力与主

27、动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3=7395.4NFr3=2731.2NFa3=1272NFn3=7985.6N8、 减速器转配草图的设计1、 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，采用三视图表达装配的结构。2、 绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出两级齿轮传动的轮廓尺寸3、 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9、 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。9.1高速轴

28、的设计与计算 高速轴的设计与计算见表7。计算项目计算及说明计算结果1.已知条件 高速轴传递的功率p1=4.69kw,转矩T1=77760Nmm，转速n1=576r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=59.355mm，齿轮宽度b1=75mm3. 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45钢，调制处理3.初算轴径查表9-8得C=106135，取中间值C=118，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d1>23.74+23.74*（0.030.05）mm=24.4524.93mm取dmin=24.5mm

29、4.结构设计（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 （2）轴段 轴段 上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步的初算结果，考虑到如该段轴径取得大小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的效果，定轴段的轴径d1=40mm,带轮轮毂的宽度为（1.5）d1=608mm，结合带轮节后L带轮=5776mm，取带轮轮毂的宽度L带轮=70mm，轴段的长度略小于毂孔的宽度，取L1=68mm（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

30、寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*40mm=2.84mm。轴段的轴径d2=d1+2*(2.84）mm=45.648mm，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45 JB/ZQ46061997，则d2=45mm（4）轴承与轴段及轴段的设计 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为7209C，由表11-9得轴承内径d=45mm，外径D=85mm,宽度B=19mm,内圈定位轴肩直径da=52mm，外圈定位内径Da=78mm，在轴上力作用点与外圈大

31、端面的距离a3=18.2mm，故取轴段的直径d3=45mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油杯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杯，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油杯的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1-2mm，挡油杯轴孔宽度初定为B1=15mm ，则L3=B+B1=19+15mm=34mm 通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则d7=45mm，L7=B+B1=34mm（4） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3，可初定d5=47mm，则由表8-31知该处键的截面尺寸为b*h=14*9mm，轮毂键槽深度为t1=3mm，则该处齿轮上齿根圆

32、与毂孔键槽顶部的距离为,故该轴设计成齿轮轴，则有d5=df1=53.105mm，L5=b1=75mm （5） 轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则,齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度。轴段的长度为 （6） 轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由表4-1可知，下箱座壁厚，取，取轴承旁连接螺栓为M16,则c1=24mm，c2=20mm ,箱体轴承座宽度，取L=58mm ,可取箱体凸缘连接螺栓为M12,地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺栓定为，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为，

33、端盖连接螺钉查表8-29采用螺钉GB/T 5781 M8*25,为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘面距轴承端盖表面距离K=28mm ，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则（7） 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=17mm，则由图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为d1=40mmL1=68mmd2=45mmd3=45mmB1=15mmL3=34mmd7=45mmL7=34mmd5=53.105mmL5=75mmd4=48mmL4=118mmL6=7mmL=58mmL2=72mm5.键连接 带轮与轴段 间采用A型普通平键连接，查表8-3

34、1取其型号为键845GB/T109619906.轴的受力分析 （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 在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3） 画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面右侧为a-a剖面左侧为b-b剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩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5f所示，T1=77760NmmR1H=1144.4NR2H=-1156.1NR1v=688.6NR2V=1931.6NR1=1335.4NR2=2251.1NMa=149639.4NmmMb=1156

35、57.3NmmT1=77760Nmm7.校核轴的强度因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 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 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 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够键连接的强度足够 9.2中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算见表8计算项目计算及说明计算结果1.已知条件高速轴传递的功率p2=4.5k

36、w,转速n2=130.9r/min，齿轮分度圆直径d2=260.645mm，d3=88.785mm,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm2.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45钢，调制处理3.初算轴径查表9-8得C=106135，取中间值C=110，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d1>35.77+35.77*（0.030.05）mm=36.8437.56mmdmin=35.77mm4.结构设计轴的结构构想如图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

37、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(2) 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。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=35.77mm，暂取轴承7207C，由表9-9得轴承内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，内圈定位直径da=57mm，外径定位Da=83mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm，故d1=50mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm（3）齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。

38、为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5）d2=62.478mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。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b3=105mm相等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，故取L2=102mm，L4=64mm（4）轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1)d2=3.645.2mm，取其高度h=5mm，故d3=62mm齿轮3左端面与箱体

39、内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为=10mm，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为，取,Bx=206mm，齿轮2的右端面与箱体内壁的距离则轴段的长度为此时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（5）轴段及轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为 轴段的长度为 （3） 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=19.4mm，则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBx=2

40、05.5mmL3=10.5mmL1=45mmL5=48.5mm5.键连接 齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键16100 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键16GB/T109619906.轴的受力分析 （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 R2H=Fr2-R1H-Fr3=984.4+5359.6-7395.4N=-1051.4(式中负号表示与图中所画方向相反）在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（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=R1Hl

41、1=-5359.6*75.1=-402506Nmma-a剖面右侧为b-b剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面左侧为 a-a剖面左侧为 b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T2=328300NmmR1H=-5359.6NR2H=-1051.4NR1v=5674.3NR2V=4341.3NR1=7805.3NR2=4466.8NMa=586179.4NmmM'a=548942.6NmmMb=301261.2NmmMb=268454.8NmmT2=328300Nmm7.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有转矩，其

42、轴颈较小，故a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 a-a剖面左侧弯曲应力为 a-a剖面右侧弯曲应力为 扭剪应力为 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 故a-a剖面右侧为危险截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力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 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够键连接的强度足够9.3低速轴的设计计算低速轴的设计计算

43、见表9 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件低速轴传递的功率p3=4.32kw,转矩T3=1027550Nmm，转速n3=40.15r/min，齿轮4分度圆直径d4=291.215mm，齿轮宽度b4=98mm2.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45钢，调制处理3.初算轴径查表9-8得C=106135，取最小值值C=106，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 d1>50.42+50.42*（0.030.05）mm=51.9352.94mmdmin=50.42mm4.结构设计（1） 轴承部件

44、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（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=KAT3=1.5*1027550Nmm=1541325N·mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500Nm，许用转速3870r/min，轴孔范围为4063mm。考虑到d1>50.42mm，取联轴器孔直径为55mm，轴孔长度L联=84mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX4 55*84GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=55mm。其长度略小于孔宽度，取L1=82mm(3) 密封圈与轴段的设计 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）d