两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书

1、机械设计课程设计说明书 设计题目：二级平行轴减速器 机械系10专升本指导老师：解继红设计者：杨晓霞 两级展开式2 / 36（平行轴）圆柱齿轮减速器的设计说明书 例如：设计热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。 已知条件：输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.63m/s,输送带轴所需转矩T=700N.m.一、传动装置的总体设计 1.1传动方案的确定两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1-电动机

2、2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带1.2电动机的选择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系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。2.选择电动机的功率输送带所需的拉力为 F=2T/d=2×700/0.3N4667N输送带所需动率为 Pw=Fv/1000=4667×0.63/1000KW=2.94KW由表取，v带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为 总=带轴承4齿轮2联=0.96×0.994×0.972&#

3、215;0.99=0.859 PO=PW/总F=4667NPw=2.94KW总=0.859PO=3.42Kw2 / 36=2.94/0.859Kw=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为Ped=4kwPed=4kw3.确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为 nw=1000×60×0.63v/×300r/ min=40.13r/min查表，v带传动的传动比i带=24，两级减速器传动比i=840，则总传动比范围为 i总=i带i齿=（24）×（840）=16160电动机的转速范围为 no=nwi =40.13×（16160）r/min=642.1

4、6421r/min由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min，1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的电动机的转速太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4 nw=40.13r/minNm=1440r/min1.3传动比的计算及分配 各级传动比的计算及分配。计算项目 计算及说明计算结果1.总传动比i总=nmnw=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

5、，则减速器传动比为 i=i总/i带=35.88/2.5=14.35高速级传动比为 i1=（1.31.4）i=（1.31.4）×14.35=4.324.48取i1=4.4低速级传动比为 i2=i/i1=14.35/4.4=3.26i=14.35i1=4.4i2=3.26 1.4传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速 no=nm=1440r/min n1=no/i带=1440/2.5r/min=576r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/minno=1

6、440r/minn1=576 r/minn2=130.9 r/minn3=40.15r/min3 / 36 nw=n3=40.15r/minnw=40.15r/min2各轴功率 P1=PO0-1=PO带=3.42×0.96kw=3.28kw P2= P11-2= P1轴承齿=3.28×0.99×0.97kw=3.15kw P3= P22-3= P2轴承齿=3.15×0.99×0.97kw=3.02KW PW= P33-W= P3轴承联=3.02×0.99×0.99kw=2.96kwP1=3.28kwP2=3.15kwP3=3

7、.02KWPW=2.96kw 3.各轴转矩 T0=9550×(PO/n0)=9550×(3.42/1440)N·m=22.68 N·m T1=9550×(P1/n1)= 9550×(3.28/576) N·m=54.38 N·m T2=9550×(P2/n2)= 9550×(3.15/130.9) N·m=229.81 N·m T3=9550×(P3/n3)= 9550×(3.02/40.15) N·m=718.33 N·m TW=95

8、50×(PW/nW)= 9550×(2.96/40.15) N·m=704.06 N·mT0=22.68 N·mT1=54.38 N·mT2=229.81 N·mT3=718.33 N·mTW=704.06 N·m二、传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计 减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下表。计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率 Pd=KA×P0由表8-6，查得工作情况系数KA=1.2，则 Pd=1.2×3.42kw=4.1kwPd=4.1k

9、w2.选择带型n0=1440r/min, Pd=4.1kw,由图选择A型带 选择A型V带3.确定带轮的基准直径根据表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮的直径为 dd2=i带dd1=2.5×100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速度 V带=dd1n0/60×1000m/s=7.54m/s<vmax=25m/s带速符合要求5.确定中心距和V带长度根据0.7（dd1dd2）<a0<2（dd1dd2）,初步确定中心距，即0.7×（100250）mm=245mm<a0<2×（100250）

10、mm=700mm为使结构紧凑，取偏低值，a0=350mmV带计算基准长度为 Ld'2a0/2（dd1dd2）（dd1dd2）2/4 a0=2×350/2（100250）（100250）2/4×350mm=1265.57mm由表8- 8选V带基准长度Ld=1250mm,则实际中心距为a0=350mmLd=1250mm4 / 36 a= a0（LdLd'）/2=350mm(1250-1265.57)/2mm=342.21mma=342.21mm6.计算小带轮包角 a1=180o（dd1dd2）/a×57.3o=154.88o>120oa1= 15

11、4.88o>120o合格7.确定V带根数V带根数可用下式计算： Z= Pd/( P0P0)KaKL由表8-9查取单根V带所能传递的功率 P0=1.3 kw,功率增量 P0=Kbn1(1-1/Ki)由表8-10查得Kb=0.7725×10-3，由表8-11查得Ki=1.137，则 P=0.7725×10-3×1440（1-1/1.137）kw=0.134 kw由表8-12查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93，则带的根数为 Z=kd/(p0+P0) KaK=4.1/(1.3+0.134)×0.935×0.93=3.29取四根Z=

12、48.计算初拉力由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为 F0=500pd/zu带（2.5-Ka/Ka）+mvd 2 =500×4.1/4×7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1×7.542N=119.45NF0=119.45N9.计算作用在轴上的压力Q=2z F0sina/2 =2×4×119.45N×sin154.88oo/2=932.72N Q=932.72N10.带轮结构设计（1）小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径D0=28，由表8-15查得 e=15±0.3mm,f=102

13、1mm 轮毂宽:L带轮=（1.52）D0=（1.52）×28mm=4256mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B带轮=（z1）e2f=(41)×15mm2×10mm=65mm（2）大带轮结构 采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行 2.2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。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用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=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HB

14、W1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW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 d1 2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T1=54380N·mm5 / 36(2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=1.1(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(5)初选螺旋

15、角=12o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46(6)齿数比u=i1=4.4(7)初选Z1=23，则Z2=uZ1=4.4×23=101.2,取Z2=101，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)cos=1.883.2(1/ 231/ 101)cos12o=1.67轴向重合度为 =0.318d Z1tan=0.318×1.1×23×tan12o=1.71由图8-3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= ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim

16、1=580MPa, Hlim2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=60×576×1.0×2×8×250×8=1.106×109 N2= N1/i1=1.106×109/4.4=2.51×108由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0, ZN2=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力Z1=23Z2=101 H1= ZN1Hlim1/SH=1.0×580MPa/1=580MPa大齿轮的许用接触应力 H2= ZN2Hlim2/SH=1.14

17、×390MPa/1=445MPa取H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.4×54380/1.1×(4.41)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)1/3mm=47.93mmH1=580MPaH2=445MPaH=445MPad1t47.93mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d1tn1/60×1000=×47.93

18、5;576/60×1000m/s=1.44m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13, 由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKVKK=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505(2)对d1t进行修正K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即 d1=d1t（K/Kt）1/347.93×（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm(3)确定模数mn mn= d1cos/Z1=49.1mm×cos12o/23=2.09mm按表8-23，取mn

19、=2.5mm(4)计算传动尺寸 中心距为K=1.5056 / 36 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5×(23101)mm/(2×cos12o)=158.46mm圆整，取a1=160mm,则螺旋角为 =arccos mn(Z1Z2)/2a1= arcos2.5×(23101)mm/(2×160)=14.362o因与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)cos=1.883.2(1/ 231/ 101)cos14.362o=1.66轴向重合度为 =

20、0.318d Z1tan=0.318×1.1×23×tan14.362o=2.06由图8-3查得重合度系数Z=0.775, 由图11-2查得螺旋角系数Z=0.985 d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.505×54380/1.1×(4.41)/4.4×(189.8×2.43×0.775×0.985/445)1/3mm=48.53mm精确计算圆周速度为 V=d1tn1/60×1000=×48.53×576/60&#

21、215;1000m/s=1.46m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13, K值不变 mn= d1cos/Z1=48.53mm×cos14.362o/23=2.04mm按表8-23，取mn=2.5mm,则高速级的中心距为 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5×(23101)mm/(2×cos14.362o)=160mmd1t48.53mmmn=2.5mma1=160mm则螺旋角修正为 =arccos mn(Z1Z2)/2a= arcos2.5×(23101)mm/(2×160)=14.362o修正完毕，故 d1= mnZ1/cos=

22、2.5×23/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cos=2.5×101/ cos14.362omm=260.545mm b=dd1=1.1×59.355mm=65.29mm，取b2=66mm b1=b(510)mm,取b1=75mm=14.362od1=59.355mmd2=65.29mmb2=66mmb1=75mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2KT1/bmnd1×YFYSYYF(1) K、T1、mn和d1同前(2) 齿宽b= b2=66mm(3) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV1=

23、Z1/(cos)3=23/(cos14.362o)3=25.3 ZV2=Z2/(cos)3=101/(cos14.362o)3=111.1由图8-8查得YF1=2.61，YF2=2.22，由图8-9查得YS1=1.59，YS2=1.81（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.71（5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.87（6）许用弯曲应力7 / 36 【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim1=215MPa, FLim2=170MPa,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 【】F1 =YN1FLim1/SF=

24、1×215/1.25MPa=172MPa 【】F2 =YN2FLim2/SF=1×170/1.25MPa=136MPaF1=2KT1/bmnd1×YF1YS1YY=2×1.505×54380/（66×2.5×59.355）×2.61×1.59×0.71×0.87MPa=42.8MPaF1F2=F1YF1YS1/YF2YS2=42.8×2.22×1.81/(2.61×1.59)MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/c

25、os=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齿顶高 ha= ha*mn=1×2.5mm=2.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×2.5mm=3.125mm全齿高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm顶隙 c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm齿顶圆直径为 da1=d12ha=59.355mm2×2.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm2×2.5mm=265.645mm齿根圆直径为 df1=d12hf=59.355mm2×3.125mm=5

26、3.105mm df2=d22hf=260.645mm2×3.125mm=254.395mmmt=2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级大、小齿轮均选用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=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190. HBW1- HBW2-=

27、46 HBW，在3050 HBW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 d3 2KT3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T3=229810N·mm(2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=1.1(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(5)初选螺旋角=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465(6)齿数比u=i2=3.26

28、(7)初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82，则端面重合度为Z3=23Z4=1019 / 36 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)cos11o=1.68轴向重合度为 =0.318d Z3tan=0.318×1.1×23×tan11o=1.70由图8-3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= ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim3=580MPa, Hlim4=390MPa小齿轮

29、与大齿轮的应力循环次数分别为 N3=60n2aLh=60×130.9×1.0×2×8×250×8=2.513×108 N4= N3/i2=2.513×108/3.26=7.71×107由图8-5查得寿命系数ZN3=1.14, ZN4=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力 H3= ZN3Hlim3/SH=1.14×580MPa/1=661.2MPa大齿轮的许用接触应力 H3= ZN4Hlim4/SH=1.2×390MPa/1=468MPa取H=445MPa

30、，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.4×54380/1.1×(4.41)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)1/3mm=47.93mmH3=661.2MPaH4=468MPaH=468MPaD3t76.615mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d3tn2/60×1000=×76.615×130.9/(60×1000)m/s=

31、0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07, 由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKVKK=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43(2) 确定模数mn ,因K与Kt差异不大，不需对由Kt计算出的d3t进行修正，即 mn= d3cos/Z3=76.615mm×cos11o/25=3.01mm按表8-23，取mn=3.5mm(3)计算传动尺寸 中心距为 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos11o)=190.75

32、mm圆整，取a2=190mm,则螺旋角为 =arccos mn(Z3Z4)/2a2= arcos3.5×(2582)mm/(2×190)=9.76o因与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)cos9.76o=1.69K=1.439 / 36轴向重合度为 =0.318d Z3tan=0.318×1.1×25×tan9.76o=1.50由图8-3查得重合度系数Z=0.77, 由图11-2查得螺旋角系数

33、Z=0.991 d3t2KT3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×1.43×229810/1.1×(3.261)/3.26×(189.8×2.46×0.77×0.991/468)1/3mm=76.77mm因V=d3tn2/（60×1000）=×76.77×130.9/（60×1000）m/s=0.53m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07, K值不变 mn= d3cos/Z3=76.77mm×cos9.76o/25=3.03mm按表

34、8-23，取mn=3.5mm,则中心距为 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos9.76o)=190mmd1t76.77mmmn=3.5mma1=190mm则螺旋角修正为 =arccos mn(Z3Z4)/2a= arcos3.5×(2582)mm/(2×190)=9.76o修正完毕，故 d3= mnZ3/cos=3.5×25/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos=3.5×82/ cos9.76omm=291.215mm b=dd3=1.1×88.785mm=

35、97.66mm，取b4=98mm b3=b(510)mm,取b3=105mm=9.76od3=88.785mmd4=291.215mmb4=98mmb3=105mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2KT3/bmnd3×YFYSYYF(4) K、T3、mn和d3同前(5) 齿宽b= b3=98mm(6) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV3=Z3/(cos)3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos)3=82/(cos9.76o)3=85.7由图8-8查得YF3=2.6，YF4=2.25，由图8-9查得YS3=1.59，YS4=

36、1.79（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.701（5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.92（6）许用弯曲应力 【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim3=215MPa, FLim4=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 【】F3 =YN3FLim3/SF=1×215/1.25MPa=172MPa 【】F4 =YN4FLim4/SF=1×170/1.25MPa=136MPaF3=2KT3/bmnd3×YF3YS3YY=2×1.43×22981

37、0/（98×3.5×88.785）×2.6×1.59×0.705×0.92MPa=57.87MPaF3满足齿根弯曲疲劳强度10 / 36F4=F3YF4YS4/YF3YS3=57.87×2.25×1.79/(2.6×1.59)MPa=56.38MPaF45.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm齿顶高 ha= ha*mn=1×3.5mm=3.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×3.5mm=4.375m

38、m全齿高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm顶隙 c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm齿顶圆直径为 da3=d32ha=88.785mm2×3.5mm=95.785mm da4=d42ha=291.215mm2×3.5mm=298.215mm齿根圆直径为 df3=d32hf=88.785mm2×4.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm2×4.375mm=282.465mmmt=3.55140mmha=3.5mmhf=4.375mmh=7.875mmc=0.875mmda3=9

39、5.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm三、斜齿圆柱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，其计算见表。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=54380N·mm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm(2)齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1832.4N其方向与力作用点圆周速度方向相

40、反径向力为 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4×tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为 Fa1= Ft1tan=1832.4×tan14.362oN=469.2N其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20o×cos14.362o)N= 2012.9N(3)齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相

41、应的力大小相等，作用方向相反Fn1=2012.9N 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=229810N·mm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角=9.76o。为使齿轮3的轴向力与齿轮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d3=88.785mm(2)齿轮3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N其方向与力作用点圆周速度方向相反Ft3=5176.8N11 / 36径向力为 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8×tan20o/cos

42、9.76oN=1911。9N其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 Fa3= Ft3tan=5176.8×tan9.76oN=890.5N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1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方向法向力为 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20o×cos9.76o)N=5589.9N(3)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，作用方向相反Fr3=1911。9 NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、轴的设计计算4.1中间轴的设计计算中间轴的设计计算见下表计算项目计

43、算及说明1.已知条件中间轴传递的功率P2=3.15KW,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选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110×(3.15/130.9)1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.结构设计轴的结构构想如下图4-1（1） 轴承部件的结

44、构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计（2） 轴承的选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm,故d1=50mm,通常

45、一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=50mm（3） 轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mm12 / 36齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=62.478mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，左端采用轴肩定位，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，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端和轴端的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故L2=102mm，L4

46、=64mm(4)轴端 该段为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,取其高度为h=5mm,故d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为1=10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为3=10mm,则箱体内壁之间的距离为BX=213b3(b1b2)/2=(2×1010105(7566)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,则箱体内壁距离为BX=206mm.齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=1（b1b2）/2=10(7566)/2mm=14.5mm,则轴段的长度为L3=3=10.5mm(5)轴段及轴段的

47、长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为 L1=B13mm=(2012103)mm=45mm轴段的长度为 L5=B22mm=(201214.52)mm=48.5mm（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=19.4mm,则由图4-1可得轴的支点及受力点距离为 l1=L1b3/2a33mm=(45105/219.43)mm=75.1mm l2=L3(b2b3)/2=10.5(66105)/2=96mm l3=L5b2

48、/2a33mm=(48.566/219.42)mm=60.1mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBX=206mmL3=10.5mmL1=45mmL5=48.5mml1=75.1mml2=96mml3=60.1mm5.键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别为键16×100GB/T1096-1990和键16×63GB/T1096-19906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图4-2b所示（2）计算支撑反力 在水平面上为R1H=Fr2l3Fr3(l2l3)Fa2d2/2Fa3d3/2/( l1l2l3) R1H=-1547.4

49、N =688.4×60.11911.9×(9660.1)890.5×88.785/2469.2×260.645/2/( 75.19660.1)N=-1547.4NR2H= Fr2R1HFr3=688.4N1547.4N1911.9N=323.9N式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R1V=Ft3(l2l3)Ft2l3/( l1l2l3)R2H=323.9NR1V=3971.6N13 / 36 =5176.8×(9660.1)1832.4×60.1/( 75.19660.1)=3971.6NR2V= Ft3Ft2R1V =5

50、176.8N1832.4N3971.6N=3037.6N轴承1的总支撑反力为R1=R1H2R1V2=1547.423971.62N=4262.4N轴承2的总支撑反力为R2=R2H2R2V2=323.923037.62N=3054.8N(3)画弯矩图 弯矩图如图4-2c、d和e所示在水平面上，a-a剖面图左侧为MaH=R1Hl1=-1547.4×75.1N·mm=-116209.7N·mma-a剖面图右侧为MaH= MaHFa3d3/2=-116209.7N·mm890.5×88.785/2N·mm =-76678.2N·mm

51、b-b剖面图右侧为MbH=R2Hl3=323.9×60.1N·mm=19466N·mmMbH= MbhFa2d2/2=19466.4N·mm469.2×260.645/2N·mm =-41680.9N·mm在垂直平面上为MaV=R1Vl1=3971.6×75.1N·mm=298267.2N·mmMbV=R2Vl3=3037.6×60.1N·mm=182559.8N·mm合成弯矩，在a-a剖面左侧为Ma=M2aHM2av=116209.72298267.22N

52、3;mm=320106.3N·mma-a剖面右侧为Ma=M2aHM2av=76678.22298267.22N·mm=307965.7N·mmb-b剖面左侧为Mb=M2bHM2bv=41680.92182559.82N·mm=187257.5N·mmb-b剖面右侧为Mb=M2bHM2bv=19466.42182559.82N·mm=183594.7N·mm(4)画转矩图 转矩图如图4-2f所示，T2=229810 N·mmR2V=3037.6NR1=4262.4NR2=3054.8NMa=320106.3N·mmMa=307965.7N·mmMb=187257.5N·mmMb=183594.7N·mmT2=229810 N·mm7.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，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算a- a剖面的抗弯截面系数为W=