二级斜齿圆柱齿轮-锥齿轮减速器课程设计要点

1、机械设计课程设计2013-2014 第 2 学期姓名:赵烜班级:模具二班指导教师：钟老师成绩:日期： 2014 年 5 月赵烜：两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计书2015届模具设计专业课程设计（论文）目录第一章前言 11.1基本简介 11.2结构特点 1第二章传动装置的总体设计 32.1传动方案的确定 32.1.1两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器 32.2电动机的选择 32.2.1 选择电动机的类型 32.2.2选择电动机的功率 32.2.3确定电动机转速 42.3传动比的计算及分配 42.3.1 总传动比 42.3.2分配传动比 42.4传动装置运动、动力参数的设计 52.4.1 各

2、轴的转速 52.4.2各轴的功率 52.4.3各轴的转矩 5第三章传动件的设计 63.1高速级锥齿轮传动的设计计算 63.1.1选择材料、热处理方式和公差等级 63.1.2初步计算传动的主要尺寸 63.1.3确定传动尺寸 73.1.4校核齿根弯曲疲劳强度 83.1.5计算锥齿轮传动其他几何尺寸 83.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 93.2.1选择材料、热处理方式和公差等级 93.2.2初步计算传动的主要尺寸 9323确定传动尺寸 10324计算齿轮传动其它几何尺寸 12第四章 齿轮上作用力的计算 134.1高速级齿轮传动的作用力 134.1.1 锥齿轮1的作用力 134.1.2 锥齿轮2的作

3、用力 134.2低速级齿轮传动的作用力 134.2.1齿轮3的作用力 134.2.2齿轮4的作用力 13第五章 轴的设计计算 145.1高速轴的设计计算 145.1.1选择材料及草图设计 145.1.2初算轴径 145.1.3结构设计 145.1.4键连接 165.1.5轴的受力分析 165.1.6校核轴的强度 175.1.7校核键连接的强度 175.1.8校核轴承寿命 175.2中间轴的设计计算 185.2.1选择材料及草图设计 185.2.2初算轴径 195.2.3结构设计 195.2.4键连接 205.2.5轴的受力分析 205.2.6校核轴的强度 215.2.7校核键连接的强度 225

4、.2.8校核轴承寿命 225.3低速轴的设计计算 235.3.1选择材料及草图设计 235.3.2初算轴径 24533结构设计 24534键连接 255.3.5轴的受力分析 255.3.6校核轴的强度 275.3.7校核键连接的强度 275.3.8校核轴承寿命 27第六章减速器附件的选择 296.1通气器 296.2油面指示器 296.3起吊装置 296.4放油螺塞 29第七章润滑与密封 307.1齿轮的润滑 307.2滚动轴承的润滑 307.3润滑油的选择 307.4密封方法的选取 30第八章减速器箱体的结构尺寸 31第九章参考资料目录 34赵烜：两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计书20

5、15届模具设计专业课程设计（论文）第一章前言1.1基本简介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。减速器是一 种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。1.2结构特点为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够 的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检 修时箱盖与箱座的精确

6、定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 错误！1）检查孔为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设 置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖 板用螺钉固定在箱盖上。2）通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气 能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝 隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。3）轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。 轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通 孔，其中装有密封装置。凸缘式轴

7、承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴 承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。4）定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴 承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。安置在箱体纵向两侧联接凸缘上， 对称箱体应呈对称布置，以免错装。5）油面指示器检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱 体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。6）放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油 孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。7）启箱螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面

8、上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘 联接螺栓。17第二章 传动装置的总体设计2.1传动方案的确定2.1.1两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器图2.11-电动机2-联轴器3-圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器4-卷筒5-带式运输机2.2 电动机的选择2.2.1选择电动机的类型丫系列三相异步电动机2.2.2选择电动机的功率1000 1000输送带所需的功率Pw=-Fv =2600 1.5 =3.9k

9、w查表取各部分效率轴承=0.99 , 锥=0.96, 斜= 0.97 , 联=0.99 ;得：4242总二 4轴承 锥 斜 2联=0.99 0.96 0.97 0.99 =0.88电动机所需的功率P0=PW =4.5kw ;查表选取电动机额定功率 P额=5.5kw% 0.88总、2.2.3确定电动机转速输送带带轮的工作转速nw = 1000 60 v =1000 60 1.5 = 106.1 r?minn d兀疋270查表取锥齿轮传动传动比i锥=23,斜齿圆柱齿轮传动传动比i圆=36,则：i总=i锥i圆 =6 18电动机的转速范围n0二仇i总空106.1 6_ 8 =636.61909.8 r

10、 / min查表选取同步转速为1500rJmin的电动机，其满载转速为1440r/min，型号为丫132S-4。2.3传动比的计算及分配2.3.1总传动比nm i总=-nw1440106.1= 13.572.3.2分配传动比 高速级传动比：i 0.250.2513.5 3.39;为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽 量小于3,则取h =2.95 ;低速级传动比：h二丄二13旦二4.60i12.952.4传动装置运动、动力参数的设计2.4.1 各轴的转速no =1440 r /min； ni = n。= 1440 r /min；n2-488.14 r /min； n3-106.12 r /min

11、；i12.95i24.60nw =n3 =106.12 r /min2.4.2各轴的功率5 = Po 联=4.5 0.99=4.455kw; p2 = 口 轴承 锥=4.455 0.99 0.96=4.24kw;P3 二 P2 轴承 斜=4.24 0.99 0.97=4.07kw; Pw 二 P3 轴承 联=4.07 0.99 0.99=3.99kw2.4.3各轴的转矩 丁0 =955。齐9550过酱=29.84N m ； T=9550 f = 955"需= 29.55N m ；T2 =9550 P2 =9550482.95N m ； T3 =9550 旦=9550 便 366.27

12、N m ；n2488.14n3106.12p3 99Tw =9550 w =9550359.07N mnw106.12第三章传动件的设计3.1高速级锥齿轮传动的设计计算3.1.1选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机一般为机械，大小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。齿面硬度 BHV=217255,HBW=162217.平均硬度 HBW1 =326, HBW2 =190;HBWi - HBWfe =46,在3050BHW之间，选用8级精度。3.1.2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。设计公式4KhT1EZH<T H丿d &

13、gt;J4K0eZ10.85（1-0.5：R）2(3.1)(1).=29550N mm ;(2).初选载荷系数Kt =1.3 ;(3).查表得弹性系数Ze =1 8 9 . M P；a(4).查得节点区域系数Zh =2.5 ; (5).齿数比h二u = 2.95 ;(6).取齿 宽系数：R=0.3 ; (7).许用接触应力=玉 込又查得接触疲劳极限应力Sh' h lim1 = 580Mpa,、-h阮-390Mpa，小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：N1 =60qaLh =60 1440 1 (1 8 300 10)=2.07 109;N2Nii2.07 1092.95= 7.02 1

14、08 ;差得寿命系数ZH1 =1.0,ZH2 =1.05，取安全系数Sh =1,有:為詁11.0 580 =580MPa，t 1H2Sh乙心咙佃390 =409硼3 ；Sh取 b L =409.5MPa初算小齿轮分度圆直径，代入公式（3.1 ）得：_ 74.406mm3.1.3确定传动尺寸 （1）.计算载荷系数：查得使用系数Ka =1.0，齿宽中点分度圆直径为dm1t二尙（1-05：収）= 72.406 （1-0.5 0.3）=61.545mm故Vm1二60 1000二 61.545 144060 1000= 4.64 m/;降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv =1.24，再查得齿向载

15、荷分配系数K=1.13;贝9载荷系数 Kh 二KaKvK：=1 1.24 1.13 = 1.4.对d1t进行修正：w；：帀4063 1.3 =74.21亦(3) .确定齿数：选齿数 Z1 =23,Z2 =uZ1 =2.95 23 =67.85,取 Z =68 ;则八2H.96,汁盟h3%，在允许范围内。(4) .大端模数m :d 74 217 m -3.227mm，查表取标准模数 m=4mmN 23(5) .大端分度圆直径：d<i=m乙=4 23= 92mm 74.217，d2=mZ2 =4 68 = 272mm锥顶距：R 上，u2 仁 922.962 1 =143.720mm2 2(7

16、).齿宽:b _ R =0.3 143.720 = 43.116mm ,取 b = 45mm3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度KhR0.85bm(1_0.5昇(3.2)(1). KH，b,m,：R 同前；(2).圆周力 Ft2T12 29550_ a(1_0.5 ：R)92 (1-0.5 0.3)755.8N;(3) .齿形系数Yf和应力修正系数Ys：2.96cos 0.9474，u2 1 2.96s 1cos 2u210.32012.9& 123则当量齿数：Zv1二二24.3, Zv1cos d 0.9474COS' 268212.40.3201查得 YF1 =2.65,YF2

17、=2.13;YS1 =1.58浪2 =1.88(4).许用弯曲应力：I- !YN、F|im ；查得二Fiim1 =410MPa»Fiim2 =320MPa，寿命系数SfYn1 二 Yn2 =1，安全系数 Sf =1.6 ；故:Y1410iN1=262.5MPa ,lF21.6 F2SFYN2'-|imF2 1320SF210MPa ;1.6将所得数据代入公式(3.2)得：二F1 =35.65MPa ： LF1 1；F2 - ； F1 丫F2Ys2 =35.652.13 1.88 =34.10MPa ： 1；十2Yf1Ys12.65 1.583.1.5计算锥齿轮传动其他几何尺寸

18、ha =m=4mmhf =1.2m = 1.2汇4 =4.8mm, C =0.2m = 0.2汇 4= 0.8;u2.96tarccos - arccos -18.667 ；1" 1, 2.962 1=arccos1u21=arccos1.2.962 1= 71.333 ；da1 = d1 2mcos、v =92 2 4 0.9474 = 99.579mm；da2 =d2 2mcos、.2 =272 2 4 0.3201 = 274.561mm;df1 P -2.4mcos. =92 -2.4 4 0.9474 = 82.905mm;df2 = d2-2.4mcos.2 = 272-

19、2.4 4 0.3201 = 268.927mm；3.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算3.2.1选择材料、热处理方式和公差等级大小斜齿圆柱齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。齿面硬度BHV=217255,HBW=162217.平均硬度 HBW1 =326, HBW2=190; HBW1 - HBW2 =46,在 30 50BHW之间，选用8级精度。3.2.2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设计，设计公式:(3.3)(1) T2 =82950N mm;(2)初选载荷系数K =1.11.8;(3)齿宽系数叮d =1.1 ; (4)弹性系 数Zk =189

20、9、辰;(5)初选螺旋角=12，查图得节点区域系数Zh =2.46 ;(6)齿数比 u = i2 = 4.60 ;(7)初选 Z3=23，贝U Z u Z 4.60 23 = 105.80，取 Z 106，贝U端面重f11、合度为：名a =1.88-3.2 一+ cosPlZ3 Z4 J= 1.67轴向重合度为：sin Psin12一 cos 一 O.3181*123“1"重合度系数z疔-邛)十=目石不曙687 ；二1.88-3.2 (23 106cosl2(8)螺旋角系数 Z 二,co 二、. cos12 = 0.99 ；Sh(9)许用接触应力可用该式计算：lc L ZHIim查得

21、接触疲劳极限应力：cHlim3 =580MPa,；讪4 =390MPa;小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别：N3 =60n2jLh =60 488.14 1 (1 8 300 10)=7.03 108，N4新"I。8 ；查得寿命系数 ZN3 =1.05,ZN4 =1.13；取 SH =1.0；有；二«36讪3H3Sh°5 58°=609MPa1ZN 4- H Iim4Sh113 39°= 440.7MPa1取 G =440.7MPa ；初算小齿轮的分度圆直径,将数据代入公式(3.3) 得:d3t - 51.104mm3.2.3确定传动尺寸(1)

22、.计算载荷系数KA=1.0,由V51.10448814 =1.31m/;查表取动载60 沢 100060H000荷系数Kv =1.1,齿向载荷分配系数 K，1.11,齿间载荷分配系数K/1.2，故：K 二 KaKvK K =1.0 1.1 1.11 1忽1;.4(2) .对 d3t 进行修正：d3 _d3t 3 K =51.104 3 1.45 = 52.929mm ;V KtV 1.4(3) . 确定模数 mn 二 一 =2.25mm；若按齿根弯曲强度设计，有：mnt _3252丫汇严：丫从dZ升®计算载荷系数KFt =1.3,压力角=20°重合度系数丫 ；：= arct

23、a n£an %osp)=acta n£an 2CoSi20)=20.41°°:b =arctan(tan： cos： t) =arctan(tanl2 cos20.4100) =9.1930 s 二 一 cos2 -b =1.67, cos2 9.1930 =1.714Y； = 0.25 0.75 * =0.25 0.751.714 = 0.688;螺旋角系数Y：pYT向八f1200= 0.829计算当量齿数 Zv3 =二二 24.58 , Zv4 二-Z 二 113.26cos Pcos P查得弯曲疲劳强度极限 二Flim3 =500MPa，二Fli

24、m4 =380MPa 取弯曲疲劳寿命系数 Kfn3 =0.95 , Kfn4 =0.98 取弯曲疲劳安全系数Sf =1.4片3 二 KfnFlin3 =339.29MPa，二F4 二 Kfn Flim4 = 266MPaSfSf 查得齿形系数YFa3 =2.68 , YFa4 =2.18 ；得应力校正系数 Ysa3 = 1.58 , Y$a4 = 1& 计算大、小齿轮的丫丛并加以比较：6丫Fa3Ysa3 =0.0125 , 丫Fa4丫sa4 =0.0148，取 YFaYsa =0.0148Ff3J46 计算得mnt =1.441mm 调整齿轮模数：Z m 1 441 汉 23 d33

25、t033.883mm, b叫 d3 =1.1 33.883 = 37.271mm;cos - cos12/ kli 45mn 二 mnt3 1.44 31.458mm ;:KFt- 1.4对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn =2mm ;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d 3= 52.929mm来计算小齿轮的齿d cos p数，即Z3325.89、26，乙二uZ 3 = 119.6,为满足互质要求，去 Z4=121。(Z3 Z4)mn2cos :<0圆整中心距二 2

26、6 121 02 =150.284mm，取 a = 150mm2 cos12修正螺旋角=arccos(Z3 Z4)mn2a(26 121) 22 150= 11.478°计算几何尺寸d3 = Z3mn = 53.061mm , d4= 246.938mmcos ：cos :b =d3 = 58.367mm，取齿宽为 b4 =59mm , d 二 b4 (5L 10) = 64mm3.2.4计算齿轮传动其它几何尺寸端面模数mtmn _2cos ：cos11.478；= 2.04齿顶咼ha =此mn =1 2 - 2mm齿根高 hf = ha c mn = 1 0.252 = 2.5mm

27、全齿高 h 二 ha hf = 2 2.5 二 4.5mm顶隙 c=c mn=0.25 2 = 0.25mm齿顶圆直径为da3 = d3 2h a = 57.061mmda4 二 d4 2ha=250.938mm齿根圆直径为df3 二d32hf =53.061-2.5 2 = 48.061mmdf4 =d4 -2hf =246.938 -2.5 2 = 241.938mm2015届模具设计专业课程设计(论文)第四章 齿轮上作用力的计算4.1高速级齿轮传动的作用力4.1.1锥齿轮1的作用力圆周力：已=红並2 29550755.8N，其方向与力作用点圆周dm14(10.56R) 92叫1 0.5疋

28、0.3)速度方向相反；径向力：Fr1 = Ft1 tacos 755.8 tan2O0 0.9474 = 260.6N，其方向为由力的作用点指向齿轮1的转动中心；轴向力：Fa1 =Ft1 tansin=755.8 tan200 0.3201 = 88.1N，其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端；法向力：Fn1Ft1卩5% =804.3N。cosa cos2004.1.2锥齿轮2的作用力锥齿轮2上的圆周力、径向力和轴向力与分别与锥齿轮1上的圆周力、轴向力和径向力大小相等，作用方向相反。4.2低速级齿轮传动的作用力4.2.1齿轮3的作用力圆周力：Ft32；83670 =3108.7N，其方向与力作

29、用点圆周速度方向相反；径向力:tan： ncos :-3108.7tan 200cos11.47g= 1154.6N ,其方向为由力的作用点指向齿轮转动中心；轴向力：Fa3 =Ft3 tan -3108.7 tan 11.4780 -631.2N ,其方向由右手法则确定；法向力：点=Ft3=03108.7= 3375.7N。cos n coscos20 cos11.47&4.2.2齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，方向相反。第五章轴的设计计算5.1高速轴的设计计算5.1.1选择材料及草图设计因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，

30、调质处理其草图为：5.1.2初算轴径表查得C =106135，故取较小C =118，则dm.二 C3 A =118 3 4.455 =17.19mm:n2. 1440轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3疥5%轴端最细处直径d1 -17.19 17.190.03 L 0.05 =17.7118.05mm5.1.3结构设计为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，轴承采用两端固定方式(1) .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。为补偿两轴安装误差、隔离振动，选用弹性联轴器。查得，取Ka =1.5计算转矩为T KAT1 =1.5 29550 = 44325

31、N mm.查得GB/T 5014-2003中的LT4型联轴器符合要求，公称转矩为 63N m，许用转速4200r / min，轴孔范围 20 28mm。考虑 _ 18.05mm，取孔径为 20mm， L联=52mm, 丫型轴孔，A型键，从动端代号：LT4 20 >52 GB/T 5014-2003 ;相应的轴段的直径* =20mm。(2) .轴承与轴段和的设计确定轴段的轴径时，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 = (0.07 0.1妙=1.2 2mm。轴段的 轴径d2二42 24.2 26mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s,

32、可选用毛毡圈25FZ/T 92010-1991，则d2=25mm ;经过计算，这样选取的轴径 过大，且轴承寿命过长，故此改用轴套定位，轴套内径为20mm外径既满足密封要求，又满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力作用，选用圆锥滚子轴承 30205GB/T 297-1994，轴 承内径 d =25mm，夕卜径 D =52mm，宽度 B =15mm， T =16.25mm,da = 31mm, Da = 46mm,a3 = 12.6mm ;故 d2 = 25mm，取 L2 =14mm。该减 速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴 承座中。通常一根轴

33、上的两个轴承取相同型号，则d4 = 25mm，其右侧为齿1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈有端面，该处轴段长度应该比轴承内圈宽度略短，故取 L4 =14mm。(3) .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， 即d3=31m m,该处长度与轴的悬臂长度有关，故先确定其悬臂长度。(4) .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应该小于d4，可初定d23mm。小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距 离M=23.5mm,锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为=8，轴承套杯凸肩厚C =8mm，齿轮与轮毂又端面的距离按齿轮结构需要取

34、为46mm,取轴与齿轮配合段比齿毂孔略短，差值为 0.75,则:L5 =46冷 C T -L4 -0.75 = 63.5mm。(5) .轴段与轴段的长度 轴承端盖凸缘厚度Bd =11mm ,联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离K =9mm,为便于结构尺寸去整，轴承端盖凸缘安装表面与轴承左端面的 距离取为l23.5mm,取轴段与联轴器左端面的距离为1.75mm则有：J = L联 K Bd l4 T - L2 -1.75=52 9 11 23.5 16.25-14 -1.75 = 96mm ;又有 I =M 1 C a23.5 8 8 12.6=52.1mm，则 L =(2 L 2.5)b =104.

35、2口 130.25mm, L3 =l2 2a3 2T =(104.2L130.25) 2 12.6 2 16.25 = 96.9_ 122.95mm，取 L 110mm 则有J二L3，2T-2a3 = 117.3mm，在其取值范围内，合格。(6) .轴段力作用点与左轴承对轴力作用点的间距h = LL2 -T a3 L联 2 -1.75=82.7mm5.1.4键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接,其型号为 6X40 GB/T 1096-2003 ;齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，其型号为8X54 GB/T 1096-2003.5.1.5轴的受力分析(1).画轴的受力简图,如图5.1 b(2)

36、.计算支撑反力在水平面上为:260 52.1 -88.1 61.545R1Hl2117.32 =92.3NR2H=FM Rh =260.6 92.3 = 352.9N ;在垂直平面上为:R1V 二755.8 52.1117.3-335.7N ,=Ft1 RV =755.8 335.7 = 1091.5N轴承1的总支承反力为:R *r!H - Riv =348.2N轴承2的总支承反力为:R2R；hR2v 1147.1N ；(3) .画弯矩图，如图5.1 c、d、e所示，其中MaH =-RHl2 二92.3 117.3 = 10826.79N mmMbH = Fa1 dm1 =88.1 61.54

37、5 =2711.1N mm2 2MaV 二 RvI2 =335.7 117.3 = 39377.6N mmM bv =0合成弯矩：Ma = ._M；hM；v =40838.9 N mm，Mb M：HM：v =2711.1N mm(4) .画转矩图 如图5.1 f所示，T29550N mm；5.1.6校核轴的强度a-a剖面为危险面，其抗弯截面系数为:二 d：W =32二 25332二1534.0 mm3;其抗扭截面39其扭剪应力为：h; = T1 = 29550 =9.6MPa ；二 bMb 2711.1W - 1534.0Wr3068联轴器处键连接的挤压应力为:4T1d1hl4 2955020

38、 640-6二 29.0MPa33= 1.8MPa系数为：吩诸.详3068.0mm3 ；其弯曲应力为: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= 0.6，则当里应力为：c =店；+4(ai f =1.8(0.9.6f =11.7MPa，查得45钢调质处理抗拉强度极限 J二640MPa，轴的许用弯曲应力匕_J二60MPa， J，满足强度要求。5.1.7校核键连接的强度齿轮处键连接的挤压应力为：；p2二上4 2955019.8MPapd5hl 23汉 7汉(45 8)取键轴及带轮的材料都为钢，查得 Lp =125MPaL 150MPa，因此强度足够。5.1.

39、8校核轴承寿命(1) .计算轴承的轴向力查 30205轴承得 C =32200N , C0 =37000N,e = 0.37,Y =1.6。查得 30205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：JR2Y348.2 =108.8N,S2 二空=11471 =358.5N2 1.62Y 2 1.6外部轴向力A =88.1N ,各轴向力方向如下所示:口&5«*e-w=0 &内口则S A =358.5 88.1 = 446.6N S(,则两轴承的轴向力分别为:Fa1 =S2 A=446.6N,Fa2 二 S2 =358.5N(2) .计算当量动载荷 因为卩%

40、 h446.%48 3T.3Ae，轴承1的当量动载荷为:R =0.4R +1.6Fa1 =0.4x348.3+1.6x446.6 = 853.9N ；因为F%2 =358.%147 1 =0.3e，贝峙由承2的当量动载荷为： = R2=1147.1N ;只需校核轴承2, P=F2。轴承在100C以下工作，查得 匸=1.0 ;对于减速器，查得载荷系数fP =1.5 o轴承2的寿命为Lh10106 fC 込60nfPP ；101061 32200 P60 1440 1.5 1147.1= 201386h(3) .校核轴承寿命减速器预期寿命：Lh，=1 8 300 10 =24000hLh - Lh

41、'，故轴承寿命足够。5.2中间轴的设计计算5.2.1选择材料及草图设计因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理其草图为：5.2.2初算轴径表查得C =106 135，故取较小C =110，则dmin -C3 P2 =110 3 4.24 = 22.61mmn2488.145.2.3结构设计轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从dmin出开始设计(1) .轴段及轴段的设计该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上的作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。根据dmin=22.61mm，取轴承 30205 GB/T 297-19

42、94,轴承内径 d = 25mm，外径 D 二 52mm，宽度 B= 15mm，总 宽度 T =16.25mm,da = 31mm,Da = 46mm ,a3 二 12.6nm ；故 Q = 25mm，通常一根轴上两 个轴承取相同型号，则d5 =25mm。(2) .齿轮轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3,轴段上安装齿轮2。为便于 齿轮安装，d2和dq应分别略大于d1和d5，暂定d2=d4=30mm。由于齿轮3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轮毅的宽度范围约为1.2L1.5 d4 =36L45mm,取其轮毂宽度l40mm ,其左端采用轴肩定位，右端采用套

43、筒固定。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的轮毂略短，Q 二 64mm，故取 L2 二 61mm,L4 二 30mm。.轴段的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围0.07L0.1 d2 -2.13mm，取其高度为h=2.5mm，故d3 =35mm。齿轮3左端面与 箱体内壁距离和齿轮2的轮毅右端面与箱体内壁的距离均取为，且使箱体两内侧壁 关于高速轴轴线对称，且得其宽度 Bx = 124mm,则轴段的长度为：L3 = BX - L4 - b3 - 2=124 - 30 - 64-2 8 = 14mm。(4) .轴段与轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距

44、箱体内壁的距离取 为厶=5mm，则轴段的长度为 L,二B * -、b =15 5 8 64 -6仁31mm；轴 段的长度为 L5 = B ： = :13 - 1_4 =15 5 8 40 -30 二 38mm。(5) .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 = 12.6mm,贝U草图由图可得轴的支点及受力点间的距离为：l1 =T 亠、亠勺a3 =16.25 5 8 64 -12.6 = 48.65mm ;2 2由草图量得 l2 =70mm,l3 =32.65mm。5.2.4键连接齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，齿轮与轴段键的型号8 >45 GB/T 1096-

45、2003,齿轮与轴段键的型号 8 >28 GB/T 1096-2003.5.2.5轴的受力分析(1) .画轴的受力简图，如图5.2 b图5.2(2) .计算支撑反力在水平面上为:Rih-JFr3(213)-F3 - Fa222Fa3 yll 知2 +I3d31154.6 (70 32.65)-88.1 32.65 260.6 18；17 631.2 53；6148.65 70 32.65L032.4NR,h = Fr3-Rh - Fr2 =1154.6-1032.4-88.仁 34N ;在垂直平面上为：Ft3 12+13)+2133108.7x(70 +32.65)+755.8x32.6

46、5Rv2272.2N48.65 70 32.65R2V -Ft3 Ft2 Rv =3108.7 755.8 2272.2=1592.3N ;轴承1的总支承反力为： R二.r2h R1V = 2495.7 N轴承2的总支承反力为：& =*R2h R；v -1592.6N ；(3).画弯矩图，如图5.2 c、d、e所示，其中MaH =一RhI2 =一1032.4汉70 = 72268N mmMaH =MaH Fa3d = -72268 631.2 53.061 =55521.9N2 2MbH = i&hL 二 _34 32.65= -1110.1N mmd182 17MbH =Mb

47、H 一Fa2 02 - -1110.1 -260.624846.9N mm2 2MaV 二 Rvh =2272.2 48.65 = 110542.5N mmMbV =&丿3 =1592.3 32.65 = 51988.6N mm合成弯矩： Ma = M aH M 2 F32069.3N mm，MbMbH MbV =57621.0 N mmM 讪器 M：v F23702.6N mm， M bM b： M bV =52000.5N mm(4).画转矩图 如图5.2f所示，乙=82950N mm5.2.6校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但其剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小

48、,故少a-a剖面两侧均有可能为危险面，故分别计算剖面的抗弯截面系数：W323 2r：d2 bt d? -t二 302d23232-一8 4（30一4）=2290.2mm3;2 30抗扭截面系数:二 d；WT 二162bt d2 -t3>302d21628 4（30一4）=4940.9mm3;2 30a-a两侧的弯曲应力分别为:M；二 b :W132069.32290.2= 57.7MPa1沁= 54.0MPa ；2290.3扭应力为:W829504940.9=16.7MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，按转矩脉动循环处理，故取折 合系数:=0.6，则当量应力为：= |&

49、#39;542 +(0.6<16.7=57.6MPa-'-b，故a-a剖面右侧为危险截面。c查得45钢调质处理抗拉强度极限二b =640MPa，轴的许用弯曲应力 匕- 60MPa， 巴成&盘】，满足强度要求。5.2.7校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为：S二丑 4 82950 79MPap d4hl 30汉 7 汉(28-8)取键轴及带轮的材料都为钢，查得f p =125MPaL 150MPa，因此强度足够；齿轮 3处键长于齿轮2处的键，故其强度也足够。5.2.8校核轴承寿命(1) .计算轴承的轴向力查 30205轴承得 C =32200N , C。=37000N

50、,e = 0.37,Y =1.6。查得 30205 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：3于=24779.9"3齐黑=497.7"外部轴向力A =631.2N ,各轴向力方向如下所示:则S2 A =631.2 497.7 "110.9N S,则两轴承的轴向力分别为：Fa1 =S2 A =1110.9N,Fa2 二 S2 =497.7N(2) .计算轴承1的当量动载荷因RAR2,Fa1Fa2，故只需要校核轴承1的寿命，又因F>/ 1110.495 o.4> e， 轴承1的当量动载荷为：P =0.4R 1.6Fa1 =0.4 2495

51、.7 1.6 1110.9 =3274.9N ;轴承在100C以下工作，查得fT =1.0 ;对于减速器，查得载荷系数fp=1.5。(3) .校核轴承寿命轴承2的寿命为10106*fTC 肓60n2 >fpP101061 32200 厅x 60 488.141.5 3274.9二 24620h，减速器预期寿命： =1 8 300 10 =24000hLh - Lh'，故轴承寿命足够。5.3低速轴的设计计算5.3.1选择材料及草图设计因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理其草图为：5.3.2初算轴径表查得C =106135，故取较小C =106

52、，则dmi =C-P =118 疋3=35.7mm:n3.106.12轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3疥5%轴端最细处直径4 _35.7 35.70.03L0.05 =36.771 _ 37.485mm5.3.3结构设计轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从dmin出开始设计(1) .联轴器及轴段的设计轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同 步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。取载荷系数Ka =1.5，则转矩：Tc =KaT3 =1.5 366270 =549405N mm查得GB/T 5014-2003中LX3联轴器符合要求。公称

53、转矩为1250N m，许用转速4750r / min，轴孔范围 30 48mm。考虑 d1 _ 37.485mm，取孔径为 40mm，L联=84mm J型轴孔，A型键，从动端代号：LX3 40 >84 GB/T 5014-2003 ;相应的轴段的直径 d1 =40mm,其长度略小于毂孔长度，取 L82mm。(2) .密封圈与轴段的设计 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。联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 h =(0.070.1屁=2.84 mm。轴段的轴径 d2二4 245.648mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毛毡圈 48FZ/T 92010-