带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计

1、综合课程设计报告设计题目带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计学号1姓名1 学号2姓名2目录一、设计题目及要求3二、电动机的选择4三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比5四、计算传动装置的运动和动力参数5五、传动件的设计计算61 V带传动设计计算62 斜齿轮传动设计计算8六、轴的设计计算131 高速轴的设计2 低速轴的设计3 屮速轴的设计25七、滚动轴承的选择及计算30八、键联接的选择及校核计算32九、联轴器的选择33十、减速器附件的选择和箱体的设计33十一、润滑与密封35十二、设计小结35十三、参考资料35一、设计题目及要求1、设计题目带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计2、设计条件

2、及要求1. 传动方案要求如图所示2. 设计内容：选择合适的电动机、联轴型号，设计减速器。3. 工作条件：连续单向运转，工作平稳，室内工作，有粉尘, 环境最高温度35 度4. 使用年限：8年5. 生产批量：小批量生产”3 F荼式输送机卷简 J"XTX»XX匚电动机6. 原始数据已知条件运输带工作拉力F(N)9500运输带工作速度7 (m/s)1. 6卷筒直径0(mm)550二、电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，按工作要求和工作条件，选用一般 用途的Y (IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量1. 工作机功率化P =ZL = 950

3、(Wx1.6s=5 2 阳H， 1000 10002. 电动机的输出功率几传动装置总效率% = i： X 打；护讪连器=0.95x0.994 xO.982 x 0.99 = 0.868式屮V带传动传递效率. =0.95 ,滚动轴承传递效率7厶丼=0.99 ,圆柱斜齿轮传递效率7 = 0.98 ,联轴器传递效率皿器=0.99。故 p 15 2乙=匸=上二= 1751&W" 0.8683. 电动机转速(1)、卷筒转速60xl000xv60xl000xl.6/?/57Tx 550mm= 55.56/7 min(2)、由参考书I表17-9查得普通V带传动比范围抵=24,表2-1查得同

4、轴式两级圆柱齿轮减速器传动比，齿轮= 60,故总传动比= (2 4)x(8 60) = 16 240(3) 、电动机转速可选范围为n电机=“EG x L 先=888.96 13334 Ar / niin由参考书I表27-1可知，符合这一要求的电动机同步转速有1 OOOr / min1500r / min3000 / min 考 虑30(XWmin的电动机转速太高，1000min的电动机体积大而且贵，故考虑选择同步转速为1500min的电动机。3. 电动机型号的确定由参考书I表27-1选电动机型号为Y180M-4,额定功率为Ped=S.5kW ,满载转速为1470,7mhl ,同步转速为1500

5、min。三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比L传动装置总传动比：.= = _1470 =2646,2总筲 55.562. 各级平均传动比:3. 各级转速若取则=- = 8.82,对同轴式二级圆柱齿轮减速器有= 2.97所得张，2齿符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。四、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，屮速轴为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为5 ="电柳=1470r/minil = = "7° = 490.00r / minr 3山 490.00 1A.nn .zu = = 165.00/7

6、 nunn 张 2.97%165.00,Hrn = = 55.55厂 / nun%2.975 筒="in = 55.55/7 min2各轴功率按电动机额定功率匕计算各轴输入功率，即P() = Ped = S.5kW片=%7：i： =1 &5x0.95 = 17.575k WE = A心:池 T 7.575 x 0.99x0.98 = 17.50 lk W心=/>1；/?. z/.;= 17.501 x 0.99 x 0.98 = 16.543)1 WP卷柚=心“轴承联紬器=l"43x 0.99x0.99 = 16.215k W3.各轴转矩p17 5757； =

7、 9550=9550x = 342.5N m1®490.007； = 9550 = 9550x17Xbl = 986.9 - mn5165.00p16 543Tra =9550- = 9550x- = 28440N 加111 nm55.55转速(r/min)490. 00165. 0055. 5555. 55功率(kW)17. 57517. 05116. 54316.214转矩(N m )342. 5986.92844. 02787. 5五、传动件的设计计算1. V带传动设计计算(1) 确定计算功率由于是带式输送机，设每天工作12个小时，由参考书II (V带设计部分未作说明皆查此书)

8、表8-7得，工作情况系 数心=12,则P<a = KAPcd =1.2x18.5 = 22.2k W(2) 选择V带的带型由 Pca = 22.2kW, q輝= 1470r/min,查图 8-11 知选用 B 型 V 带。(3) 确定带轮的基准直径并验算带速”d 初选小带轮的基准直径你。由表8-6和表8-8,取小带轮 的基准直径ddx = 150 mm o 验算带速V。按式(8-13)验算带的速度心 也"="50x1470 = 54心60x100060x1000因J5m/s < v < 30m/s,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),

9、计算大带轮基准直径dd2十=3x150 = 450 nun(4) 确定V带的中心距&和基准长度厶由0.7(為+為)"/2(為+為),得210 <<1200 ,故 选 勺=500呦。所以n(心2 -心$ 1O27,由参考S 2% + - (dd + </2) += 1987”2 %书 II ,表 8-2,选 =2000,=0.98。由"min = " 一0.015 厶d，(仏=G + ° °3 厶d"min = 476.5mm, am.AX = 566.5mm。(5) 小带轮上的包角57 3°a严 1

10、80。一 (心.一 d(二一=146.06 > 90° a(6) 确定带的根数 计算单根V带的额定功率由 Pco = KAPed = 1.2x 18.5A:VV = 22.2kW , 查 表 84a 得仇=3.248k W根据= 1470r/min，i = 3和B型带，查表84b得帆=0.467册。查表8-5得心=0.91,贝|J 耳=(E + A/J) 心 Kz = 3.31k W 计算V带的根数z22.2331= 6.71取7根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值（佗）min由表8-3得B型带的单位长度质量q=0. 18kg/m,所以（臥亠00竺严+亦= 500x-2 &g

11、t;°'91）x22'2+0.1x9.42520.91x7x11.54= 242.门 N应使带的实际初拉力仇 > （几）罰。（8）计算压轴力&（巧）mm = 2z（£）mm sin 彳=2 X 5 X 242.17 X sin 学=3242.72N（9）结构参数的确定人带轮心2 =450""'300mm ,采用轮辐式带轮。有参考 书 I 表 25-5, B = （Z l）e + 2/ = （7 1）x19 + 2x12.5 = 139"。2. 斜齿轮传动设计计算（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用

12、斜齿圆柱齿轮 由参考书III,表14-3,选用7级精度 选择小齿轮材料为400 （调质），硬度为280HBS；大齿轮 材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数石=24：大齿轮齿数z2=/-z, =3x24=72 初选取螺旋角0 = 14。（2）按齿面接触强度设计按式（10-21）试算,即d. >3lrS£.!LLl（£）2 gs “ Q） 确定公式内各计算数值a）试选载荷系数=1.6b）由图10-30选取区域系数z = 2.433C）由图 10-26 查得=0.766,2=0.871, =+2 = 1.637d）小齿轮传递的传矩

13、Tf = T2 =986.9/V-/»e）由表10-7选取齿宽系数d=lf）由表10-6查得材料弹性影响系数Z£ =189.8yWP«5g）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 o-/hml = 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限o-/lim2 = 550h）由式10-13计算应力循环次数：M =60® /厶=60x490x1x（8x365x12） = 1.03xl09xr N、 1.03xl09N、= 34x1（?-i、 2.97i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn = °92, K HNi = °95

14、j）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S二1,由式（10-12）得b严 K皿 6灵=552MPSb2 =,1皿 _ 570MPak）许用接触应力0 = 0叱刃匸=56 XMpa2 计算R试算小齿轮分度圆直径尙，由计算公式得j2xl.6x986.9xl031x1.6372.97 + 1x2.972433xl898561mm = 120.44/?/?/b）计算圆周速度60x1000龙 X 120.44x165.0060x1000in/s = 1.0405/7/5c）齿宽b及模数b =d 叽=1 .Ox 120.44mm = 120.44mmd. cos/7% _Zi120.44xco

15、sl4c. or=mm = 4.67 mm24h = （2h； +c*） mnt = 2.25 x 4.31mm = 1 Q.96mmb/力= 10.99e）计算纵向重合度勺00 =0.3180/ 可 tan0 = 0.318x1 x24xtan 14° =1.903f）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数心=1根据21.0405 “$, 7级精度，由图10-8查得动载系数. = 1.05；由表10-4查得K砂的值与直齿轮的相同，故 K° = 1.436;因 KAFt /? = 136.07 / nvn > 100 / nvn 表 10-3查得心厂©=1.

16、2;图10T3查得K = 1.33,故载荷系数：K = KA.Kv.KHa.KH, = .g）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得Ji = 120.44 x 51mm = 125.49”"h）计算模数卑耳/=5.07讪©（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-17）w、严，_V 曲 a* 确定计算参数a）计算载荷系数K = «4心«肱心0 = lxl05 X l2xl33 = 1.676b）根据纵向重合度勺=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系 数仔= 0.88c）计算当量齿数= 26.27S _72cos3 p cos314

17、c=7& 82d）查取齿形系数由表10-5查得爲=2.592,匚2 =2.222e）查取应力校正系数由表 10-5 查得£= 1.596,匕=1768f）计算弯曲疲劳许用应力取疲劳系数S = 1.4由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b阳=500MP°；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 bFE2 = 380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=08&K刖2 =0.92 由式(10-12)得“严仏严二驾型“9.7阴g）计算大、小齿轮的涪并加以比较如® 一乙2也2.“2=2,592x1,596-0.01316 314.292.185x1.768 c

18、ep”= 0.015732449.71故大齿轮的数值大。 设计计算叫N命灯砲规宀心丸怒仏町伽汕=3.58” "1x242x 1.637对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取九=4”，已可满足弯曲 强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的 分度圆直径4=125.49呦来计算应有的齿数。于是由石 cos0_ 125.49 cos 14。=3Q44* 叫4'取石=31,则乙2=叫=2.97x3192。（4）几何尺寸计算 计算屮心距"=（乙 +Z?賦= +92）x4州=253.53mm2cos02 x co

19、s 14°将中心距圆整为254mm 按圆整后的屮心距修正螺旋角c(Z.+ZAn(31 + 92)x4 心P = arc cos=L = arc cos= 14.422a2x254因0值改变不多，故参数Kq,Z等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径= °= X-mm = 128.03“cos0 cos 14.42°Z, 叫 92x4= =mm = 3/9.9/mmcos0 cos!4.42° 计算齿轮宽度h = J, = 1 x 128.03mm = 128 03mm圆整后取 = 135mm,B、= 130mm 计算齿根圆直径h 彳=mtj (/z； +

20、c ) = 5mmha =叫 h： = 4mrn/1 = d、_2hf = 11 & 03”df 2 = “2 一2肌=369.91mm 计算齿顶圆直径daX =d+ 2ha = 136.03mm£2 =“2+2九=38797加加为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部 分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小 齿轮右旋大齿轮左旋。各齿轮参数见下表:高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2. 97模数(mm)4螺旋角14.42°中心距(mm)233齿数31923192齿宽(mm)135130135130直径(mm)分度圆128. 03379.9

21、7128. 03379. 97齿根圆118. 03369. 97118.03369. 97齿顶圆136. 03387.97136.03387.97旋向左旋右旋右旋左旋六、轴的设计计算1. 高速轴的设计（1）高速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min ）高速轴功率（M）转矩T (N")490. 0017. 575342.5（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为J=128. 03,根据参 考书II （轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式（10-14）, 则=5350.31N2T _2x342.5万一 12&03x10"巧=斥 tan0 = 5350.31x20

22、° = 1375.72NFp = 3242.72/V（3）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取4）=112,于是得= 112x3/17 575 =36.94mm490.00（4）轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）III III IVV VIVII2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 对于IV-V段：由于小齿轮的齿宽为135mm,为了使挡油盘 压在齿轮上而不压在轴上，故取厶心=133mm。取齿轮轮毂宽 度 为1 = 135""，由经 验公式厶= （1.2 1.5） ,所以取

23、= L /1.5 = 90mm o 对于III-IV段和VI-VII段：这两段安装滚动轴承， 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚 子轴承。III-IV段的轴径应该略小于IV-V段轴径，并参照工 作要求，由轴承产品目录屮初步选取0基本游隙组、标准精 度级的单列圆锥滚子轴承30317,其尺寸为dXDXT=85mmX 180mmX 44. 5mm,故 diinv二如-皿二85mm, £VI.VII = 45mm。对于 III-IV 段的长度，初步设定挡油盘的宽度为15. 5mm,则 = 44.5 +15.5 + 2 = 62inin o v-VI段：该段用于对滚子轴承进行

24、轴向定位，由经验公 式 h = 0. Id = 8.5mm 、 故 JV-vi = 85 + 2h = 85 + 17 = 102 mnLy .w = 10 nun。 II-III段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈 油封为d = 80mm的毡圈油封，透盖总宽度为39mm,透盖的外端 面与V带轮右端面间的距离L=21mm,故取訓二60mm,= 80nm o I-II段：该段用于装配V带，V带的宽度为L尸139mm, I-II段的长度应比Li略短一些，现取Li二137mm。为了满足 V带轮的轴向定位，I-II轴段右端需制岀一轴肩，故取I【- III段的直径 di-ni-75mnio4）确定轴

25、上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取轴端倒角2mmx45° ,各圆角半径取 r二 1. 5mm。各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（ZZZZZ7）直径(mm)配合说明丨1113775与V带轮键联接配合II-III6080定位轴肩III-IV6285与滚动轴承30317配合，挡油盘IV- V13390与小齿轮键联接配合V-VI10102定位轴环VI-VII4585与滚动轴承30317配合总长度447mm5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作岀轴的受力简图各受力点的确定：带轮轴压力取带轮轮毂宽B=139mm的屮点,查参考书I表21-3,对于30317型轴承，a二36mm，故竺+ 60+

26、36 = 165.5加加。2齿轮受力点去齿轮轮毂的屮点，故荒=冷一+ L挡油盘+T-a =+ 15.5 + 44.5 - 36 = 91.5”2R = + Lv.vl+T-. = _ + 10+44.5-36 = 86 受力分析：竖直方向:Fp-Rr 一 Ff-Rd =0Rb = 578&17N心一4556.15NFrx面 + Rp x页+ FpxTD -M“ =0 解得 M=Fx""2受力图及弯矩图:RJ、671 mMhc=391. 83X-mMhf536. 67N<m解得Rb = 2592.267V 心=275&05N水平方向：心- Rp -巧=o

27、Fj x CD + Rr x BD = 0受力图及弯矩图:rb1lfiFt1Mvc=237. 19X m总弯矩：扭矩图：T二342. 5N m T=342. 5N * mBCD从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出B截面是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的mh、陆及M的值列于下表:载荷垂直面H水平面V支反力几=5788.17N,他=4556.15NRb = 2592.26Rf) = 2758 .05FB截面=536.67N 加My = 0弯矩M总弯矩妙钿严JM力=536.67N加扭矩T = 342.5/V m6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表屮的数据，以及轴单向旋转，扭转切

28、应力，取g = 06,轴的计算应力jM2+(aT)2Mpa = 9.36M/M丁53667，+(0.6x342.5)20.1x853x103已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得a-J = 60MPa o 因此crt.a <<7.,故安全。2. 低速轴的设计低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min ）中速轴功率（炖）转矩T(Nm)55. 516. 5432844. 0作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为2 =379.97呦,根据式（10-14）,则2T2 x 2844.0;V. w379.97加 F= 1496960N-需皿9.亦器= 5625和Fa =F, t

29、anp = 14969.60xfgl4.42° = 3849.1 IN初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据表15-3,取A() =112 ,于是得 血宀碍隱= 74.79,”,"轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)C、L£1 -I II IIIIV V VI2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度对于III-IV段：由于大齿轮的齿宽为130mm,为了使挡油 盘压在齿轮上而不压在轴上，故取=128nun。取齿轮轮毂 宽度为L = 130mm,由经验公式厶=(1.2 1.5) ,所以取口収=9

30、0/wn ° 对于I-II段和IV-V段：这两段安装滚动轴承，因轴 承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。IV-V段的轴径应该略小于III-IV段轴径，并参照工作要求，由轴承产品目录屮初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317,其尺寸为dXDXT=85mmX 180mmX 44. 5mm,故= 90/twi , L, n = 45nun o 对于 IVV 段的长度，初步设定挡油盘的宽度为18mm,则 厶-v =44 5 +18+ 2 = 64.5mm。 II-III段：该段用于对滚子轴承进行轴向定位，由经验 公 式 = 0.1d= 8.5mm ,故

31、 口口 =85+2/? = 85 + 17 =102 min , 取 厶=。 V-VI段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈油 圭寸为d = 80mm的毡圈油封，透盖总宽度为39mm,透盖的外端面 与V带轮右端面间的距离L=21mm,故取厶=60讪，= 80 nun o VI-VII段：该段用于连接半联轴器，根据整轴的直径 和工要求，初步选定联轴器为HL6联轴器75X142GB/T5014-2003, 所以取 Jvl.vli = 75 nin °半联轴器与轴配合的毂孔长度L二107mm,为了保证轴端挡圈只 压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故VI-VII段的长度应比L略小一些，现取

32、厶阿=105讪。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角2mmx45° ,各圆角半径r=l. 5mm。各段长度、直径及配合说明轴段编长度直径配合说明号（ZZZZZ7）（ZZ7ZZ7）【114585与滚动轴承30317配合II-IH10102轴环【IIIV12890与大齿轮以键联接配合IV-V64.585与滚动轴承30317配合，挡油盘V-VI6080与端盖配合，做联轴器的轴向定位vi-vn10575与联轴器键联接配合总长度412. 5mm5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的受力简图各受力点确定：齿轮受力点取齿轮轮毂的B二130mm的屮点，查参考书I表21-3,对于3

33、0317型轴承，沪36mm,故BAB = T -a + 厶.山 + = 44.5 -36 + 10 + 65 = S3.5 mm2BBC = T-a + 厶描汕律 + = 44.5-36 + 18 + 65 = 91.5mm 2 受力分析:解得:心=712015N< 伦1494.43NMd=73127Nm竖直方向：Fg + Fvc_F, =0< FvcxAC Fr xAB+Ma =0 x号受力图及弯矩:水平方向：fha + F“c_F=O解得.F,a = 7826.96NFflcxAC-FIxAB = O* F/c = 7142.64/V受力图及弯矩：ABc总弯矩：Mb 二 883

34、. 5 Um扭矩图：T=2844. ON mT=2844. ON m从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出B截面是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的顷及M的值列于下表:载荷水平面H垂直面V支反力Fha= 7826.96N, FHC = 7142.64N心=7120甩=1494.43NFB截面Mn =653.55N 加畋,=594.53 N加弯矩M总弯矩仏貯=883.51/V扭矩T = 2844.0N m6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表屮的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取a = 0.6,轴的计算应力_ 丫加+尸 _ 883.512+(0.6 X2844.0)2WO.lx

35、853 xlO3已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得cr.1 = 60MPa o 因此 trca < aA ,故安全。7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面:截面V, VI, VII只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集屮将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面v, vi, vn无 需校核。从应力集屮对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和IV处过盈配合引起应力集屮最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面III的应力集屮影响和截面IV的相近，但截面iii不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。 截面b上虽然应力最大，

36、但应力集屮不大（过盈配合及键槽 引起的应力集屮均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B 不必校核。截面11显然更不必校核。由机械设计第三 章附录可知，键槽的应力集屮系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧。截面IV右侧：抗弯截面系数:W = 0. d3 =0.1x853/w/m3 =61412.5'抗扭截面系数:WT =0.2/ =0.2x85加F = 122825 fwn3截面IV右侧的弯矩为:91.5M = 883.51 x 91以= 60&32N m截面IV上的扭矩为:T = 2844.0N m截面上的弯曲应力:巴=60&32N =9"叭 b

37、 W 61412.5 也屛截面上的扭转切应力:匸=2844 .ON =235咖122825 加 r轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得:bB =640MPa、b=275MPa, j =155MPj截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查 取：r 16八心 D 85 t 2=0.02,=1.06d 80d 80经插值后可查得：aa = 2.3.ar = 1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为:qa = 1.95, qr = 1.30故有效应力集中系数为：© = 1 + 心(殓一1)= 1 + 0.83x(1.95 1)= 1.79锋=1 + %(%-1)=

38、1+0.86x(1.30-1)=1.26由附图3-2得尺寸系数：=0.64由附图3-3得扭转尺寸系数：6=0.78轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为：pa = A = 0.92 轴未经表面强化处理，即Q=l,则得综合系数值为：Ka =- + -一1 = 1+ 一1 = 2.88£a pG 0.640.92丄+丄亠竺+丄sT0.780.92-1 = 1.70又由§ 3-1和§ 3-2查得碳钢的特性系数% = 0 0.2,取 = 0.1 ;(pr = 0.05 0.1, 取© = 0.05 ;于是，计算安全系数兀值，按式(15-6)(15-8)则得27

39、52.88x9.91+0.1x0= 9.64s=155=7 651.70x23 15+0.05x23-152 2£-厂昭-"Js°2+s；=964x7.65 一 5.99 >>S-1.5V9.642+7.652故可知其安全。 截面IV左侧:抗弯截面系数:IV = o. Id3 = 0. lx9O3/n/w3 = 7290Onm3抗扭截面系数：Wz = 0.2J3 = 0.2x90 j»/h3 = 145800 mm'截面IV左侧的弯矩及应力分布为:6。&32E咕沪 8.34MM截面IV上的扭矩及扭矩切应力为:r = 28440

40、7VW- ”討 19.5 品过盈配合处的竺由附表3-8用插值法求出，并取£ = 0.8电,6 6于是得:乞= 3.97,0 = 0.8x3.97 =3.18轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为：pa = pr = 0.92故得综合系数值为:b Irz 亠 3.97+k 皿b I=7+a_1=319+o2_1=7'91275所以轴在IV左侧的安全系数为:S =z* g |2Ka(ya + %4.06 x 8.34 + 0.1x0S 一 J 一= 4795 K 几+0 几 3.27x 凹+ 0.05x 竺 's S、b :=43>>S= 15JS,+S,

41、V8.122+4.7922 28.12x4.79故该轴在IV右侧强度也是足够的。3. 屮速轴的设计中速轴上的功率、转速和转矩|转速（"min ） |中速轴功率（5,） 转矩T（ N m ）165. 0017. 051986.9作用在轴上的力已知小齿轮的分度圆直径为=12803叫根据式(1014),则匚 2T 2x986.9“心” &Fi =r = 15416.70N心128.03 xlO"3Fri =加m如= 15416.70x一=5793.74/Vcos0cosl4.42°巧i =巴 tan 0 = 15416.70 x tg 14.42° =

42、 3964.077V已知大齿轮的分度圆直径为仏=37997皿,根据式(10-14),2x986.9=5i9462yv379.97 x 10-3=空呱=5194.62 x 尸 =1952.19N cos0cosl4.42°巧=£ tan0 = 5194.62x14.42° = 1890.697V初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取人)=112,于是得min= 112xn1?(bl =52.56mm 165.00轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图):IIIIIIVVI2）根据轴向定位及

43、工作要求确定轴的各段直径和长度： II-III段，安装大齿轮，由低速轴的设计计算，取 厶= 90/?/? o IV-V段，安装小齿轮，由高速轴的设计计算，取 厶、“ =133 mm、 JIV.V = 90nun o I-II段和v-VI段，安装轴承和挡油盘，轴承选取30317 型圆锥滚子轴承，所以心=85讪，“=85曲。根据高速轴和低 速轴的设计及齿轮的配合要求，可以求得 厶Ji = 64.5/?/n,厶“=62mm。 III-IV段，用于齿轮的定位，故直径应稍大于装配齿轮 的轴的直径，取心、,=14如。按照整个减速器的装配要求，高速轴和低速轴屮间 间隔取10mm,可以求得厶hv = 120&

44、quot;” o4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角2mmx45° ,各圆角半径r二1. 5mm。各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（滋）直径（ZZZOT）配合说明11164.585与轴承30317配合，挡油盘II-III12890与大齿轮键联接配合III-IV120100定位轴环IV- V13390与小齿轮键联接配合V-VI6285与轴承30317配合，挡油盘总长度507. 5mm5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的受力简图:各受力点确定:大小齿轮受力点都取齿轮轮毂的屮点，Bl=130mm, B2=135mm,查参考书I表21-3,对于30317型轴承，a二

45、36mm，故AB = T-a + LMl+ | = 44.5-36+18+65=91.54 = 65 + 120+67.5 = 252.5+ | = 44.5-36+15.5 + 67.5 = 91 受力分析:竖直方向：Fg + F” - 5-耳2=0FVDx AD - Fr2x AC + M ai - M a2 =0Mm=F胪牛M犷F/号解得:X：A= 3411.597VRd=4334.34NMaX= 359.20NtmMa2 = 253.75N加受力图及弯矩:解得.卩如=-864.82NF；/d = 11086.19/V水平方向：Fha + Fhd + 你 _ 耳2 = 0<Fiid

46、x AD F(2 xAC+Ftl xAB = 0受力图及弯矩:«i N6 *986=1 :園曲冊a39Vian j23-J i泊V丁二986. 9N mCDB从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出c截面是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的AA及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力巧协864.82M 尬= 11086.19AFva = 3411 59M Fvc = 4334 MNFC截面M =1014.38" 加陆,=396.59Nm弯矩M总弯矩昭附严=1089.152加扭矩T = 986.9Nm6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表屮的数据，以及轴单

47、向旋转，扭转切应力，取67 = 0.6,轴的计算应力Mpa = 14.29M/"/_ Jm 2 + 0丁)2 _ J10 43* +(0.6X 396.59)，_ WO.lx9O3xlO3已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得o-J = 60MPa o 因此gvQj,故安全。七、滚动轴承的选择及计算1. 轴承预期寿命厶=12x365x8 = 3.5x104/?因为该减速器六个轴承选的都是30317型圆锥滚子轴承, 由轴的设计计算知低速轴上的载荷最大。因此只需核算低速 轴轴承。由参考书I表21-3查得：0.35"min,6 = 2粼N。2. 求两轴承所受到的径向载

48、荷你和心由高速轴的校核过程屮可知：= 7826 .96/V , F,W2 = 7142 .(AN仇小=7120.152 ,W2 =-1494.43Frl = J Fnr： + Fn=a/7826.962 + 7 1 20.152 = 10581.0 INFrl = JFW22 + FW22 =、/7142.642+(-1494.43)2 = 7297.30/V3. 求两轴承的计算轴向力®和巧2由参考书I表21-3查得30317型圆锥滚子轴承的计算 系数31.7。则耳严乞= 3112.06N2YF“ = 2146.26?/2Y由前面计算岀轴向力：® =巧=3849.11川所以

49、饥+弘=5995.37"為，则轴有向左窜的趋势，相当 于左边的轴承1被压紧，右边的轴承2被放松，但实际上轴 必须处于平衡位置，所以被压紧的轴承1所受总轴向力為必 须与Fae + Fdl平衡，即：巧产氏+巧2 =599537N 巧2=2=214626N4. 求轴承当量动载荷片和巴由参考书II表13-6,取载荷系数几=1.2,则:乩沁l“.57>eFr 10581 .012146.267297.30=0.33 < e/> = /p(0.4Fn.rFni)=17309 44N£ =乙耳2 = 1.2 x 7297 .30 = 8756.76TV5. 验算轴承寿命

50、10288000 V17309 .44 >= 3.5x106/?>4'因为片所以按轴承1的受力大小验算_ 10丁(?丫_ 1()6；，" 60x55.5故所选轴承满足寿命要求。八、键连接的选择及校核计算由参考书 H 式 62 得 ap = 271(- < apaKiel由参考书II表6-2,因键、轴和轮毂的材料都是45钢故取 b/,=110MPd由参考书II表6-1,选取普通圆头平键的主要尺寸如下1.V带轮处的键由d = 75?加选普通圆头平键Z?x/? = 20xl2 ,键长厶= 63键的工作长度:/ =厶-方=63-20 = 43伽键与轮毂键槽的接触高度

51、：=0.5/2 = 0.5x12 = 6/_2Txl03kid2x342.5x10'6 x 43 x 75=38.06 MP" < jp = WO MPa2.高速轴上小齿轮处的键由d = 90mm选普通圆头平键Z?x/? = 25xl4 ,键长厶= 63键的工作长度：l = L-b = 63-25 = 3Smm键与轮毂键槽的接触高度：k= 0.5/? = 0.5x14 = 1mm2rxl03 _ 2x342.5xlO3 bp _ kid _7x38x90=28.61 MPa <= 110 MPa3. 屮速轴上大齿轮处的键由d = 90加选普通圆头平键x/? = 2

52、5xl4,键长厶= 90"键的工作长度：l = L-b = 90-25 = 65mm键与轮毂键槽的接触高度 = 0.5/2 = 0.5x14 = 772rxl03 2x986.9x10“ / 1crn = 48.20A/P" < cr L = 1 0MPap kid 7 x 65 x 90L J/4. 屮速轴上小齿轮处的键由d = 90mm选普通圆头平键Z?x/? = 25x14 ,键长厶= 90"”键的工作长度：l = L-b = 90-25 = 65mm键与轮毂键槽的接触高度：& = 0.5 = 0.5x14 = 7卵27xl032x986.9x10“1cn = 48.20MPa < cr I ? = 110 MPa卩 kid 7 x 65