二级斜齿圆柱齿轮减速器

1、1编号：林电孑科核大玲GUILIN UNIVERSITY OF ELECTRONIC TECHNOLOGY机械设计课程设计说明书题目：二级斜齿 圆柱齿轮减速器院（系）：机电工程学院专业： 机械设计制造及其自动化学生姓名：学 号： 1100110409指导教师单位：桂林电子技大机电工程学院姓 名： 唐高宋职 称：2014年7月10日71 .设计题目1.1 带式运输机的工作原理主要由两个端点滚筒及紧套具上的闭合输送带组成。带动输送带转动的滚筒称为驱动滚筒（传动滚筒）；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚筒称为改向 滚筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动， 输送带依靠驱动滚筒与输送带之间的 摩擦力拖动。

2、驱动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖动。物料由 喂料端喂入，落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送到卸料端卸出。可以用于水平运输或倾斜运输，使用非常方便，广泛应用于现代化的各种工 业企业中，如：矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中。 根据输送工艺要求，可以单台输送，也可多台组成或与其他输送设备组成水平或 倾斜的输送系统，以满足不同布置型式的作业线需要。据所给题目：设计一带式输送机的传动装置传动方案如下1.2 工作情况2 .总体传动方案的选择2.1 设计数据卷筒效率刀=0.96 （包括轴承与卷筒的效率损失）；钢绳速度允许速度误差土 5%工作情况：两班制，间歇工作

3、，载荷变动较小；使用折旧期：15年；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35度；动力来源：电力，三相交流，电压:380/220检修间隔期：四年一次大修，一年一次小修；制造条件及生产批量：专门机械厂制造， 小批量生产。数据内容:运输带工作拉力 F（KN）5.35运输带工作速度v（m/s）1.2滚筒直径D （mm）4302.2 设计要求1 .减速器图纸1张（计算机绘图，图幅A0货A1 ,用A3图幅打印）；2 .零件（大齿轮，输出轴）工作图 2张（计算机绘图，用A3图幅打印）3 .打印设计说明书1份，约10000字，有减速器装配三维模型和零件三维模 型截图；4 .减速器装配三维模型，减速器装配图

4、纸，零件三维模型，零件工作图和设 计说明书电子图版。3电动机类型的选择3.1 电机的选择按工作要求和工作条件选用 Y系列鼠笼三相异步电动机。具结构为全封闭自扇 冷式结构，电压为380V。3.2 电动机功率的确定工作机有效功率Pv = -Fv,根据任务书所给数据 F=5.35KN, V=1.2mso则有: 1000_ F v 5350 M2 一一 = 5350 1.2=6.42KW10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为_82=1234式中1,2,3,4,分别为滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知 1=0.99,2 =0.97,3=0.99,4=0.96

5、,则有:= 0.998 0.972 0.99 0.96=0.825所以电动机所需的工作功率为：T潦=7.78KW取 Pd=7.78KW3.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=840工作机卷筒的转速为60 1000V 60 1000 1.2 nw = 53.32 r / minD 3.14 430所以电动机转速的可选范围为nd = I齿 nw= (840)53.32r/min=(426.62132.8)r/min符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由于本次课 程设计要求的电机同步转速是1000r/min。查询机械设

6、计手册(软件版)【常有电 动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【y系列三相异步电动 机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为 Y160M-6.其满载转速为970r/min,额定功率为7.5KW。4.传动装置运动及动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比I =型 -970- 18.19nw53.322)分配到各级传动比传动比1总=I56 I 34 I 12因为卷筒齿轮齿数分别为Z5 22 , Z6 33 ,所以卷筒传动比I56 3/ 2,112 3.8,134 3.2电动机轴：转速：no=970r/min输入功率：P0=Pd

7、 =7.78KW输出转矩：To=9.55 106 巳=9.55 106 778no9704=7.65 10 N mmI轴（高速轴）n。970 ,. 八 ，.转速：n1 =r/ min 255r / minI123.8输入功率：P = P001 P01 7.78 0.96 7.45KW输入转矩T1 = 9.55 106 P1 9.55 106 75 2.79 1 05 N mm m255II轴（中间轴）转速：n2 = n1 255 67.1r/ mini123.8输入功率：P2 R 12 P12 3 7.45 0.97 0.99 7.15KW输入转矩： a P26 7 15T 2 =9.55 1

8、09.55 101 10 N mmn267.1田轴（低速轴）转速：n3= 671 21.6r/mini343.1输入功率：P3 P223 P22 37.15 0.99 0.976.86KW输入转矩：T3 9.551 06 -p39.55 106艇3.03 106N mmn321.63卷筒轴:转速：n卷=I56 n3 14.4r /min输入功率：P卷=P34 P324=6.86 0.99 0.99=6.72KW输入转矩：T卷 9.55 106 或 9.55 106 612 1.8 106 N mmn 卷32.4各轴运动和动力参数表4.1轴号功率(KW)转矩（N mm）转速（*n ）电机轴7.7

9、86.75 1049701轴7.452.79 1052552轴7.151 10661.73轴6.242.76 10621.6,同轴6.863.03 10614.4图4-15齿轮传动的设计及其参数计算5.1 传动参数展开式减速器的高速级传动比I1和低速级传动比I2的分配方式 I12 （1.11.5）I34所以取I12 1.2I34分别为I12 3.8, I34 3.2，取小齿数1的齿数 乙25,则大齿轮2的齿数Z2 25 I12 25 3.8 95;取小齿轮小齿轮3的齿数 Z3 30则大齿轮 Z4 I34 Z3 3.2 30 965.2 高速级、低速级齿轮传动材料1.选定齿轮类型，精度等级，材料

10、及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 8级精度；（GB10095-88）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBs 大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBs两者硬度差为40HBS#5.3高速级齿轮传动材料及强度计算1.按齿面接触疲劳强度设计按公式：KtT1 u 1 ZH 2dit 2.32 3 t 1（ H ）2d d u H （1）确定公式中各数值1）试选 Kt =1.3。2）由2表10-7选取齿宽系数d=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：5 .=2.79 10 N mm。 14）由2表

11、10-6查的材料的弹性影响系数 ZE=189.8MP5）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 =580MP ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 =560MP。6）由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=1.057）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,有H1 = KHN1 Hlim 1=0.95 580=551MP SH2 = KHN1 Hlim1=1.05 560=588MP S（2）计算 确定小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d”由计算公式可得:d1t2.323 1.3 2.79

12、 105 5.7 ,189.8、214.7 ( 551 )2）计算圆周速度。v= v -d1tn160 10003.14 86.7 255/1.16m/s60 10003）计算齿宽bb= d d1t =1 86.7=86.7mm4）计算模数与齿高模数 mt J 867 3.47mm425齿高 h 2.25mt 2.25 3.47 7.8mm5）计算齿宽与齿高之比bb 86.7h11.12h 7.86）计算载荷系数Ko由2图由2图已知使用系数KA=1,据v=1.12%, 8级精度。 10-8 得 Kv=1.07, KH =1.35。由2图 10-13 查得 KF =1.40, 10-3查得 KH

13、 =KH =1故载荷系数：K=Kv KA KH KH=1 1.07 1 1.35 = 1.447）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:, K1.44d1 d1t3j86.7 3： 89.7mm8）计算模数mn 一d189.7mn = mn- 3.58mm乙 253.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:15mn 3I2KT1 ?YFaYsa2- ，dZ1 f（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=K AKVKF KF =1 1.07 252 1.40=2.352）查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1=2.65, YFa2=2.173）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 YSa1=1.5

14、8, YSa2 = 1.804）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=330MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=310MP5）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90, KFN2=0.956）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：F1KFN 1 FE10.90 3301.4=212MpF2K FN 2 FE 2S0.95 310 =210MP1.4YFaYSa7）计算大、小齿轮的F,并加以比较212YFajYSa1 2.65 1.58 =0.01 975fiYFa2YSa2F 22 17 1 8=0.0186210经比较大齿轮的数值大。（2）设计

15、计算2 2.79 1.3 1050.01975 2.84mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m =3mm,已可满足弯曲疲劳强度。于是有：Zi 5 = 897=29.9 m 3取Z1=30,则Z2八Zi 3.8 30 = 108,几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 mz1 3 30 90 mmd2 mz2 3 108 324mm(2)计算中心距(乙 Z2)m (30 108) 322=207mm(3)计算齿轮宽度b= dd1 1 90 90mmB1=95mm, B2=90mm(4)大小齿轮各参数见下表表5-1高速级齿轮相关参数(单位mm)名称

16、符号计算公式及说明模数m3H力角20o贞高hahaham 3，根高hfhf =(ha +c )m=3.751齿高hh=(2 ha+c)m=6.75“度圆直径d1d1=m Z1=90d2d 2 mz2 324X顶圆直径da1da1 = (乙 2ha)m=96da2da2= (z2 2ha) m=330X根圆直径df1(Zi 2ha 2c )m=82.5d f 2(z2 2ha 2c )m=316.5,圆直径db1d1 cos84.57db2=d2 cos304.46中心距a(d d2)-20725.4低速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；

17、2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095 88）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45 （调质）硬 度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,两者 硬度差为40HBS;4）选小齿轮齿数为Z3 25,大齿轮齿数Z2可由Z4N34Z3得 Z2=80,取 80;2 .按齿面接触疲劳强度设计按公式:KtT3 u 1 dit 2.32 3 t 3(ZH )2h（1）确定公式中各数值1）试选 Kt =1.3。2）由2表10-7选取齿宽系数d=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T2 = 1 106N mm。14）由2表10-6查的材料

18、的弹性影响系数 ZE=189.8MP5）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 =580MP ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 =560MP。6）由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07;KHN2=1.13。3 ）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,有H1 KHN1 Hlim1=1.07 580=620.6MPSH2 KHN2 Hlim2 =1.13 560=632.8MPS（2）计算 确定小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径at,由计算公式可得:d1t 2.32= 125.6mm3 1.3

19、1 106 4.27 (189.8)213.27(620.6)172）计算圆周速度。dim60 10003.14 125.6 61.7 =0.41m/s60 10003）计算齿宽bb= d d1t =1125.6=125.6mm4）计算模数与齿高125.65.02mm25齿高h=2.25mt 2.25 5.02 11.3mm按公式:5）计算齿宽与齿高之比hb 125.6- 11.12h 11.36）计算载荷系数Ko已知使用系数 心=1,据v=0.396%, 8级精度。由2图10-8得 Kv = 1.03, KH =1.47。由2图 10-13 查得 KF =1.38,由2图 10-3 查 得

20、KH =KH =1故载荷系数：K=Kv KA KH KH=1 1.03 1 1.47 = 1.517）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:d1=d 1tK =125.6-Kt3 1.51 =130.03mm . 1.38）计算模数mnn d1130.03mn 5.2Z1253 .按齿根弯曲疲劳强度设计21mn 32KTiYFaYsa2 ?dZi f（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=K akv k F k F =i 1.03 1 1.38= 1.422）查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1 =2.65, YFa2=2.2243）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 YSa1=

21、1.58, YSa2 = 1.7664）由2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 =310MPfei=330MP,大5）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.95,6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：KFN2=0.97F1 KFN1 FE1 0.95 330 =223.9MpS1.4F2 KFN2 FE2 0.97 310=214.8MP S1.47）计算大、小齿轮的YFaYSa,并加以比较FYFa 1YSa1F12.65 1.58223.90.0187YFa 2YSa22.224 1.766F 2214.80.0182经比较

22、大齿轮的数值大。(2)设计计算2 1.421 1 106 20.0187 4.4mm1 252对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳所决定的承载能力，仅与齿 轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取有弯曲强度计算得的模数4.4,并就近圆整为标准值 m =4.5mm,已可满足弯曲疲劳强度。于 是有:r di 130.03乙二一28.9m 4.5取Zi=29,则 Z2 i23乙 3.2 29=92.8取Z2 =93,新的传动比i23 93 3.21294 .几何尺寸计算(1)计算分度圆直

23、径d1mz1 4.5 29 130.5mm d2 mz2 4.5 93 418.5mm(2)计算中心距(乙 Z2)m(29 93) 4.5a A7 274.5mm(3)计算齿轮宽度b dd1 1 130.5=130.5mmB1=135.5mm, B2 =130.5mm5 .大小齿轮各参数见下表表5-2低速级齿轮相关参数单位（mm）名称符号计算公式及说明模数m4.5压力角20o齿顶高haha = ha m 4.5齿根高hfhf =(ha +c )m=5.625全齿高hh=(2ha +c )m=10.125分度圆直径did1 =m Z1=130.5d2d2=mz2 418.50齿顶圆直径da1da

24、1= ( z1 2ha) m=139.5da2da2= (Z2 2ha)m=427.5齿根圆直径df1=(z1 2ha 2c )m=119.25d f 2=( Z2 2ha 2c )m=407.25基圆直径db1d1 cos122.6db2d2 cos393.36 .齿轮传动的润滑减速器传动零件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减少摩擦、提高效率防锈、冷却和散热。传动零件的润滑绝大多数减速器传动零件都采用油润滑，其润滑方式多采用 浸油润滑，对于高速传动则采用压力喷油润滑。由于高速级齿轮圆周速Vd1tni3.14 83.59 255=l.l2m/s 12m/s所以采用浸油润滑。60 10006

25、0 1000图6-1箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要，为了避免大齿轮回时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于3050mm为保证传动零件充分润滑且避免搅油损失过大，传动零件应有合适的浸油深度， 二级圆柱齿轮减速器传动零件浸油深度推荐值如下：高速级大齿轮，约为 0.7 个齿高，但不小于10mm低速级大齿轮，约为1个齿高（1/61/3）个齿轮 半径。7 .轴类零件设计7.1I轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩5由前面算得 P=7.45KW, n=255r/min,工=2.79 10 N mm2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=90m

26、m而圆周力：学 d1径向力：FM Ft' ncos轴向力：Fa1 Ft1 tan2 279000 =6200N906200tan20ocos15o2336N6200 tan15o 1661N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3,取A0=110,于是得：dmin = A01107.4522535.32 mm因为轴上应开1个键梢，所以轴径应增大 3%故d=35.32mm, 所以取取dmin 38mm,及下图中的A-B段直径为dA b 38mm（1 r拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-137图7-1轴I装配示意图(2)据

27、轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为满足半联轴器的轴向定位，A-B右端需制出一轴肩，左端用 轴端挡圈定位取轴端挡圈直径 D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长 为60mm,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故A-B段长度应比ii略短一些，现取1a b 58mm.2) B-C段是固定轴承的轴承端盖 e=12mm。据dB c 40mm和方 便拆装可取1b C 66mm3)初选轴承，因为用的是斜齿轮有较大的轴向力故选用圆锥滚 子轴承，参照工作要求de d 45mm,由轴承目录里初选30209号其尺 寸为d D B=45mm 85mm 24.75mm,右端的齿轮左侧用套筒定位 取le d

28、 66由于齿轮右边是轴肩定位，齿轮宽为95mm,因为右边与套 筒之间有缝隙，所以轴比齿轮宽略短，所以取dDE 50mm,lD E 93mm, dE f 60mm , 1e f 10mm , dF G 54mm,lF G 79mm。 最右端安装圆锥 滚子轴承，用轴肩定位，轴肩高 h=4.5mm,所以 dGH 45mm,lGH 24.75mm。(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器 与轴之间的定位均采用平键连接。按dA b 38mm P06表6-1查得平键截 面b h 10 8键梢用键梢铳刀加工长为 45mm。选择半联轴器与轴之 间的配合为 叱，同样齿轮与轴的连接用平键b h 16 10mm齿轮与

29、轴 之间的配合/也轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此 处选轴的直径尺n导公差为 m6。(3)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2 45 .个轴肩处圆角取R=1.6mm。4.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图现将计算出各个截面处的 M h , M V和M的值如下:(1)计算作用于轴上的支反力 水平面内支反力：F NH1FNH 2垂直面内支反力：165F r265100F r 2657-6。FnV1j (Fr12Fa1652336 1454.5N2651002336 881.5N265d 145)(2336 165 1661) 1595.5N2265

30、21FnV2一(Frl11d21452)(2336 100 1661) 1022.5N22652(2)计算轴的弯矩，并画弯、扭矩图水平面弯矩:MhFnh1 l1 FNH2 l2 145450N MMMv1 FNV1 l1 199550N MMMV2FnV2 l2168700N MM分别作出垂直面和水平面上的弯矩图f、g,并按""十进行弯矩 合成。M1M h 2 Mva2 246932N MMM2,Mh2 Mvb2 222745.1N MM(3)计算并画当量弯矩图扭矩按脉动循环变化计算，取以二° 6 ,则T 0.6 59000 53400N MM4.按弯扭合成应力校

31、核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 B是轴的危险截面，则根据上面的数据，取 =0.6,轴的抗弯界面系数：,3冗d 一 3W 0.1d3230.1 385487.2轴的计算应力caMi2( T3)2W2469322 (0.6 59000)25487.245MPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，查表得i=60Mp, ca i, 故安全。7.2 n轴的结构设计1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得 P> 6.78KW,n2 61.7 rmin ,?2 9.3 105 N MM2 .求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直

32、径为 d2 =324.5mmd3=130.5mm而大齿轮的圆周力：Ft2 红 2 5.9 10363.6Nd 2324.5径向力：Fr2Ft 2 tan n363.3tan 20ocoscos15o137N轴向力：Fa2Ft2tan137 tan15o 36.7N小齿轮的圆周"Ft3鲁V0S 14252.8N径向力:Fr3Ft3tan ncos14252tan20ocos15o5370.2 N轴向力：Fa3Ft3tan14252 tan15o 3818.8N3 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3,取A0=110,于是得：dmin

33、 A0 3! 110527mm；n2, 61.7因为轴上应开2个键梢，所以轴径应增大5%-7%故 dmin=55.3mm,又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上 承受径向力和轴向力，故选用圆锥滚子球轴承，参照工作条件可选32212具尺寸为：d D B =60 110 23故dA B=60mm右端用套筒与齿 轮定位，套筒长度取41.75mm所以1AB =41.75mm(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 7-3图7-3轴H装配示意(2) .据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) B-C段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为90mm,为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段

34、应略短于齿轮轮毂宽度。故取 1b C 88, dB C 64mm。2) C-D段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 lc D 20mm , de d 70mm o3) D-E段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为135.5mm可取 lD E 132.5mm, dD E 65mm4) E-F段为轴承同样选用圆锥滚子轴承 23212,左端用套 筒与齿轮定位，取套筒长度为 15mm则Ie f 59.75mm , dE f 65mm o (3)轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的周向定位均采用双圆头平键连接。按 dB c 65mm 教科书表 6-1 查得平 b h L 16 11 80m

35、m,按 dEF 65mm 得 平键截面b h l = 18 11 110其与轴的配合均为 小。轴承与轴之间的 n6周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考教科书取轴端倒角为2 45 .个轴肩处圆角见图。4.求轴上的载荷先现将计算出的各个截面的 M h , M V和M的值如下：(1)计算作用于轴上的支反力水平面内支反力对 A 点的弯矩MA 0,FNH2l Fr2(l1 l2) Fr3l2 0解得：Fnh2 3738.5N对 B 点的弯矩Mb 0, Fnh/Fr2(l l1)Fr3(l L 3 0解得：Fnh1 1764.6N垂直面内支反力F NV

36、1怔2 (l h)Fa2Fr3 (l11dB cFNV2 -(Fr2 (l l1) Fa2 l2(2)计算轴的弯矩，并画弯、 水平面弯矩：Fr3 (l1扭矩图l2)l2)Fa3好dD E3939.4 N4161.1NMH1 FNH1 l1 176460N MMFnh 2(l l1 l2) 393477N MMMNV1 FNV1 11393940 N MMMnv2 Fnv2 (1 11 I2) 414621.85 N MM分别作出垂直面和水平面上的弯矩图f、g,并按“二仙“进行弯 矩合成。M11MH12 MNV12 394326N MMM2:MnH22 MnV22 571607.1N MM。(3

37、)计算并画当量弯矩图扭矩按脉动循环变化计算，取以二0 6 ,则T 0.6 930000 355000N MM图7-4轴n上的载荷分析图5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩 图和扭矩图中可以看出截面B和E的右侧是轴的危险截面，对该轴进行详细校核，因为E和B段的直径相等，所以根据上面的数据，取=0.6,轴的计算应力caM2 ( 丁3)2(0.6 3.55)2 10530.1 65=22.3MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，查表得i=60Mp, ca 1对于VI的右侧333W 0.1 d 0.1 6527462.5mm33Wt 0.2 655

38、4925mm414621.8515.1MPa27462.5355000Wt6.5MPa54925查表得B 640MPa1 275MPa155MPa表查得幺 2.64- 2.11查表得0.92查表得碳钢的特性系数，取 0.1,0.05故综合系数为k 11K1 2.641 2.730.92k 11K1 2.111 2.200.92故E右侧的安全系数为2752.73 15.1 0.1 06.67155_ _ 0.05 21.2Sca6.67 7221.226.36 >S=1.5故该轴在截面E的右侧及B的左侧的强度也是足够的综上所述该轴安全。7.3 III轴的

39、设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩2 .求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4 418.5mm3 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表取Ao =110,于是得：同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KaT3查2表14-1WKA = 1.3.贝U： Tca KaT3 1.3 2.76 106 3588000N mm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查表可选用GY9Y型凸缘联轴器。其公称转矩为6300000N mm。半联轴器孔径d=75mm,故取dAB 75mm半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配 合的毂孔长度lAB=1

40、38mm。轴承选用32217型。拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 7-5由前面算得 P 6.24KW,n3 21.6r, min ,T3 2.76 106N MM2T32.76 106mFt436594.9Nd4418.5Ft 4 tan n4cos6594.9 tan20ocos15o2485.1NFa4 Ft4 tan 6594.9 tan15o 1767.7Nmin6.2411021.672 mm图7-5 轴in装配示意图(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初选轴承，因为用的是斜齿轮有较大的轴向力故选用圆锥滚 子轴承，为满足轴承的轴向定位，A-B左端需制出一轴肩

41、，因为此轴 用的轴承的型号为32217具尺寸为d D T 85 150 38.5,所以 dA b 85mm,lAB 38.5。2) B-C段大齿轮定位，大齿轮周向定位由键梢承担，因为大齿 轮的轴孔直径为100mm,宽度B=130.5mm,所以查表选用键 b h l 28 16 110mm,因此在轴上需开梢为 b h l 28 16 110右端用 套筒定位，左端位轴肩定位，所以左端应该制出一轴肩轴肩高 h=0.070.1d,取 h=10mm,同 时左端轴 承定位高度为0.7mm,所 以 dBc 100mm，右端套筒长度为22.25mm所以1b c 152.75便于套筒齿轮 的拆装。3) C-D段

42、左端用于大齿轮的轴端定位所以左端需制出高度为 h=10mm的轴肩，所以de D 120mm ,为满足工作需要去1c D 20mm。4) D-E端右端用于轴承的的轴向定位，所以右端需制出高度为 h=7mm的轴肩，取轴承与C-D段右端的距离为123mm。故取1d e 123mm。5)为了满足安装轴承端盖，轴承端盖的 e=9.6mm (由减速器及 轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油 的要求，取端盖与E-F段右端的距离为55mm。故取1e f 120mm。6) F-H为输出轴，与减速器外的第一个轴承配合取 dF h 75mm,lF h 142mm 。轴承与轴之间的配合为 比，

43、齿轮与轴的连k6接用平键，齿轮与轴之间的配合为Hz轴承与轴之间的周向定位是用 过渡配合实现的，此处选轴的直径尺等公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2 45 .个轴肩处圆角取R=2mm4.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的 M h , M V和M的值如下：(1)计算作用于轴上的支反力水平面内支反力225225Fnhi一Fr4 2485.1 1694.4N330330105105Fnh2Fr42485.1 790.7N330330垂直面内支反力FNV11(Fr4 11 Fa4 dE-) (2485.1 225 1

44、767.7 竺)1922NNV1 l r4 1233021c1ABi85Fnv2 -(Fr4 12 Fa4 'B)(2485.1 105 1767.7 ) 1018.4N123302(2)计算轴的弯矩，并画弯、扭矩图水平面弯矩:MH1 FNH1 11 1694.4 225 381240 N mmmm并按时进行弯矩MH2 FNH2 (1 11) 790.7 105 83023.5NMV1 FNV1 11 1992 225 432450N mmMV2FnV2 121018.4 105106932N分别作出垂直面和水平面上的弯矩图f、g,合成。M1,MH12 MV12 576504N mmM

45、2 MH22 MVB2 135378.5N mm(3)计算并画当量弯矩图扭矩按脉动循环变化计算，取以=,则T 0.6 2,76 106 1656000N mm图7-6轴田载荷分析图6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以 及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 F是轴的危险截面，则根据上面的 数据，取 =0.6,轴的计算应力Mi2( T3)2ca#5765042 (0.6 2.76 106)23-41.6MPa 0.1 753前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由 查得1=60MPa,ca 1,故安全。8.轴承的寿命计算8.1 I轴上的轴承30209寿命计算预

46、期寿命：Lh 12 365 15 65700 h已知 n 255r/min,C 83500 N N ,31 .计算两轴承受到的径向载荷Fr1和K。由上述表二得两轴承的水平反力Fnh和垂直反力Fnv。Fr1, FNH1+FNV1=.1451.52+1595.Cn=2157NFr2, FNH2+FNV2 = 881.52+1022.1 N =1300N2 .求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于30209型轴承，按机械设计,轴承派生轴向力 Fde 0.4,Y0.8。 Fae 1661NFr1 2157Fd1 上1294.2N 2Y 1.6有径向力产生的派生轴向力为：Fd2Fr22Y13001.68

47、12.5N按式(13-11)得Fd2+FaeFd149即 Fa1 Fd1 1294.2N , Fa2Fd2 Fa 812.5 1661 2743.5N3 .计算轴承当量动载荷P和P2中4Fa11294.2 - 八,因为 0.6 e 0.4Fr12157Fa2Fr2274313002.11 e=0.4由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为由于轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6, fP 1.21.8,取fP 1.5。则当量载荷PfP(0.4Fr1 YFa1) 1.5 (0.4 21570.8 1294.2) N2847.2NF2fP(0.4Fr2 YFa2) 1.5

48、(0.4 1300 0.8 2743)N 4071.6N4 .验算轴承寿命因为P2 P）,所以按轴承2的受力大小验算Lh鼾）106,83500、9()360 255 4071.61543049h>Lh故所选轴承满足寿命要求。9.键连接的校核9.1I轴上键的强度校核1.固定半联轴器的键连接: 选择键连接的类型和尺寸（1）根据A-B段直径d 38mm从机械设计表6-1中查得键的截面尺寸: 宽度b 10mm ,高度h 8mm ,由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L 45mm （比轮毂宽度小些）。（2一）校核键连接道德强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 p 100120

49、MPa , 取其平均值p 110MPa , 键的工作长度 l L b 45 10 35mm,键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h 0.5 8 4mm,由式(6-1)可得2T 1032 2.5105p110 MPap 93.98 MPakld 4 35 38即键的强度满足要求。键的标记为：键20 64GB/T1096 20032T2 130kld0.5 8 60 32 1033.8MPa p 110MPa故此键能安全工作2.固定齿轮键的类型和尺寸选择根据D-E段直径d 50mm查表得，键的截面尺寸：宽度b 14mm,高度h 9mm,由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L 80mmH -m段与

50、键梢接触疲劳强度l L b 80 14 66mm2Tkld2 2,5 1050.5 9 66 4537.4MPap 110MPa故此键能安全工作9.2 II轴上键的校核查表得许用挤压应力为p 110MPa因为齿轮1和齿轮2的轴径大小均为d 65mm键的截面尺寸：宽度b 18mm ,高度h 11mm ,由于轮毂宽度度不同所以 取得长度不同，分别为键1长L1 125mm，键2长L2 80mm所以只需校核键2的强 度77.65MPa p 110MPa2T22 9.3 105kld 0.5 11 67 65故此键能安全工作IV-V段与键梢接触疲劳强度1L b 100 16 84mm2T2 560kld

51、一一一一一90.51084561047.6MPa p 110MPa故此键能安全工作9.3 III轴上键的校核1 .固定齿轮键的类型和尺寸选择根据D-E段直径d 100mm查表得，键的截面尺寸：宽度b 28mm,高度h 16mm,由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L 110mmFl L b 110 28 82mm2T 2 2.76 106p kld 0.5 16 82 100 故此键能安全工作。84MPa p 110MpaI 0.联轴器的选择与计算II 轴I上联轴器的选择最小直径显然是安装联轴器处轴的输出轴的直径dA B ,为了使所选轴的直径dA B与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca KaT,查表14-1,考虑到转矩变化很小，故取Ka 1.5,则：Tca KAT1 1