机械设计课程设计系列——华中科技大学——二展开式斜齿圆柱齿轮减速器

1、目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择 44. 分配传动比 55. 传动系统的运动和动力参数计算 66. 设计高速级齿轮 77. 设计低速级齿轮 128. 链传动的设计 169. 减速器轴及轴承装置、键的设计 181轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 182轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 243轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 2910. 润滑与密封 3411. 箱体结构尺寸 3512. 设计总结 3613. 参考文献 36一 题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F =7000N，运输带速度v = 0.5m/s，运

2、输机滚筒直径为D =290mm。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作日每天工作16小时，具有加工精度 7级（齿轮）。减速器类型选择：选用展开式 两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下:图示：5为电动机，4为联轴器，3为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有：观察

3、孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴 承套，密封圈等。二各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速 级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率咼单排滚子链三电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式 三相异步电动机功率工作机所需有效功率为Pw= FX V= 7000NX 0.5m/s圆柱齿轮传动（8级精度）效率（两对）为n 1= 0.97 2 滚动轴承传动效率（四对）为n 2= 0.98 4 弹性联轴器传动效率n 3=

4、0.99输送机滚筒效率为 n 4= 0.97链传动的效率n 5= 0.96 电动机输出有效功率为P'=PW=27400°x0.5=4374.6Wq 汕2 小3灯4 小50.972 x0.984x 电动机输出功率为P' = 4374.6W型号查得型号Y132S-4封闭式二相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速1440 r/mi n同步转速1500 r/mi n选用型号Y132S-4封闭式三相异步电动机四分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比i =匹其中i是传动系统的总传动比，多级串联传nw动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的

5、满载转速，r/min ; nw为工作机输入轴的转速，r/min 。计算如下 nm=1440r/min, nw = 6" = 6°".5 =32.95r/min mJtd 3.14 汉 0.29nm1440i = m =43.7nw32.95取h = 3i2=43.7=14.6ii3= i 1 汉 ih取i| =3.5,ih =4.2i:总传动比i1:链传动比i| :低速级齿轮传动比ih:高速级齿轮传动比11 = 312 =14.6 ih =4.2ii =3.5五传动系统的运动和动力参数计算结过程分析设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴

6、的转速分别为V、 t、 V ；对应各轴的输入功率分别为 U、 I、二、二；对应名轴的输入转矩分别为1、11;相邻两轴间的传动比分别为二、二、11;相邻两轴间的传动效率分别为 、目、1。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n(r/mi n)no=1440ni=1440n2=342.86n 3=97.96n4=32.65功率P(kw)P=5.5Pi=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607转矩t(n m»Ti=28.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比iioi=1ii2=4.2i23=3.5i

7、34=3传动效率nn 0i=O.99n 12=0.97n 23=0.97n 34=0.96六设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1) 确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2) 材料选择.小齿轮材料为4 OCf (调质)，硬度为2 8 0 HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为2 4 0 HBS二者材料硬度差为40 HBS3) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度4) 选小齿轮齿数Z 1=2 4，大齿轮齿数Z 2=i i Z 1 = 4.2X 24=100.8,取 Z2=101。5) 选取螺旋角。初选螺旋角匕-142 按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即 d1t

8、-3 2ktTt U T(ZhZe)2计 d% u Jh1) 确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt -1.6(2) 由图10 30，选取区域系数Zh二2.433(3) 由图10 26 查得=0.78,2=0.87=1 ：2 = 1.65(4) 计算小齿轮传递的转矩久=95.5 1p95.5 1 0 4. 244# 1 440 xz2N8mi46 1 0(5) 由表10 7选取齿宽系数 Gd =1(6) 由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2(7) 由图1 0 2 1d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 二H

9、lim2 = 550MPa(8) 由式10 13计算应力循环次数汕=60叽=60 1440 1 (16 300 8) = 3.32 109N2 =3.32 109/4.2 =0.790 109(9) 由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数 KHN1 =0.90 KhN2 =0.95(10) 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式10 12得；H1 = Khn1'H lim1 =0.9 600MPa =540MPaSK HN 2 -，H lim 2卜h 2 0.95 550M P a 522.5M P aS匸h=(二 hi匸 h2)/2 = (540 522.5

10、)/2MPa = 531.25MPa2) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ,由计算公式得dit21 . 62 . 8 1 4 6vy1X1.651 05 . 2531.25?37偏18 9.8(2) 计算圆周速度am60 1000二 37.10 144060 1000=2.8m/s(3) 计算齿宽b及模数 mntb = ： dd1t -1 37.10 = 37.10mmd1t c o s3 7.10coe 1mt _乙24h =2.-2.251 .mn0b/h =：3 7 . 10 3 . 3 7510.99(4) 计算纵向重合度书L =0.31 ?d Z1 tan "： =

11、 0.318 1 24 tan14 = 1.903(5) 计算载荷系数 K已知使用系数KA =1根据v=1.2m/s ,7级精度，由图10 8查得动载荷系数KV =1.11由表10 4查得KH =1.12 0.18(1 0.6乂)听 0.23 10b -1.120.18(10.6 I2) I20.23 10 37.10=1.417由图10 13 查得 Kf 1 =1.34K f假疋：:100 N / mm，由表10 3 查得 K h = K f =1.4b故载荷系数 K =KaKvKh-Kh=1 1.11 1.4 1.42=2.21(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10

12、a得d1 =d1t3 K/Kt =37.103 2.21/1.6 = 41.32mm(7) 计算模数mnd1 c o%4叫 7Z13.按齿根弯曲强度设计由式10 17mn3 2KTYcos2 一： YYs："V dZ；电升1) 确定计算参数(1) 计算载荷系数K 二KAKVKF-.KF严 1 1.11 1.4 1.34 = 2.08(2) 根据纵向重合度；=1.903，从图10 28查得螺旋角影响系数Y =0.88(3) 计算当量齿数ZV2乙 =24cos3 ：cos314c= 26.27乙cos3 :101cos314= 110.56(4) 查取齿形系数由表10 $查得 YFa1

13、=2.592 YFa2 =2.172(5) 查取应力校正系数由表10 $查得 YSa1 =1.596 YSa2 = 1.798(6) 由图10 20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 -fe2二380MPa(7) 由图10 18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1 = °85 KFN2 =°88(8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S= 1.4，由式10 12得二 F 1KFN1 二 FE1 _ S0.85 5001.4= 303.57M P a二 F 2Kfn 2二 FE2 _ S0.88 3801.4= 238.86M

14、 P a(9)计算大小齿轮的YFaYsa2fYf31Ysoi 2.592 1.596 0.01363二f1303.57丫Fa2YSa2 = 2.172 1.798 =0.01635二 f2238.86大齿轮的数据大2) 设计计算3 2 2.08 2.8146 104 0.88 cos2141 242 1.650.01635 二 1.186mm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，取 mn = 1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 41.32mm来计算应有的齿数。于是有-26.71.5dos

15、P 41.3cos14 乙二mn取乙=27，则 乙 * 乙=4.2 27 = 113.4 1144 几何尺寸计算1)计算中心距(Z1 Z2)mn2cos :(27 114) 1.52 cos14c=108.99mm将中心距圆整为109mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角r(Z1 +Z2)mn(27+114)X1.5 一“arccosarccos14.032a2 勺09因值改变不多，故参数：、K 、ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径d2Zg27 1.5cos ：cos14.03=41.75mmZ2m2cos :114 1.5cos14.03=176.25mm4）计算大、小齿轮的齿根圆直

16、径df1 R -2.5mn =41.752.5 1.5 = 38mmdf2 二d2-2.5mn =176.252.5 1.5=172.5mm5）计算齿轮宽度b - >dd1 =1 41.75 = 41.75mm圆整后取 B2 =45mm ； B| =50mm5验算2T1 2 28146Ft11348.3 Nd141.75KAFt1 1348.3b 41.75= 32.3N / mm : 100N / mm合适七设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择.小齿轮材料为4 OCf （调质），硬度为2 8 0 HBS，大齿轮材料为45钢（调

17、质），硬度为2 4 0 HBS二者材料硬度差为40 HBS3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度4）选小齿轮齿数Z 1=2 4，大齿轮齿数Z 2=i 1 Z 1 = 3.5X 24=84。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10 9a进行试算，即d1t -2.3235 u 1 ZE 2d u Lh1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数Kt -1.3（2）计算小齿轮传递的转矩人=95.5 105P2 /n2 =95.5 105 4.034/342.86= 11.239 104N mm(3) 由表10 7选取齿宽系数 d =1(4) 由表10 6查得材料的弹性影响系数Ze =1

18、98.8MPa1/2(5) 由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；Hiim1 =600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 cH lim2二550MPa(6) 由式10 13计算应力循环次数N1 =60nJLh =60 342.86 1 (2 8 300 15)=1.481 109N2 =1.481 109/3.5 =0.423 109(7)由图10 19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1 =0.96 KHN2 =1.05(8) 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式10 12得K HN 1H lim 1H' h 1 0.96 600MPa =

19、576MPaSLH2 =KHN2、h 2 =1.05 550MPa =577.5MPa S2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 dt，代入二h 中的较小值2.3231 仝(空匸 f3.39mm3.5 576(2)计算圆周速度v兀dmv 二60 1000计算齿宽b書册卄m/sb = :：Jdd1t =1 63.39 = 63.39mm(4) 计算齿宽与齿高之比b/hd1t 63.39模数 mm -2.641mmZ124h =2.25mnt =2.25 2.641 =5.94 mm齿高b/h =63.39/5.94 =10.67(5) 计算载荷系数 K根据v=1.14m/s ,7级精度，由图10 8

20、查得动载荷系数KV -1.07假设 K AFt / b ： 100N / mm，由表10 3 查得Kh ：二 Kf ： = 1由表io 2查得使用系数kA =1由表10 4查得K =1.12 0.18(1 06：d)：d 0.23 10b223-1.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 1063.39 =1.422由图10 2 3 查得 KF 一： =1.35故载荷系数 K -KAKvKh.K =1 1.07 1 1.422 = 1.522(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10a得d1 = d1t 3 K / Kt = 63.393 1.522/1.3 = 66

21、.81mm(7) 计算模数mm=a/ 乙=66.81/24=2.783. 按齿根弯曲强度设计 由式10 5得弯曲强度的设计公式为 mn訂1K忑FdZj、F1) 确定公式内的计算数值(1) 由图10 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚FE2二380MPa(2) 由图10 18查得弯曲疲劳寿命系数K fn 1 - 0.85 Kfn2 =0.88(3) 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1.4，由式10 12得Kfntfe10.85 疋 500CiMPa =303.57 MPaS1.4Kfn FE2 0.88x380 ；f2FN

22、2 FE2MPa =238.86MPaS1.4(4) 计算载荷系数K = Ka Kv K f - K f ： = 1 1.07 1 1.35 = 1.4445(5) 查取齿形系数由表10 $ 查得 YFa1 = 2.65 YFa2 二 2.212(6) 查取应力校正系数由表10 5 查得 Ysai -1.58 Ysa2 =1.774(7)计算大小齿轮的 丫FaYSa，并比较升g 20.013796iYFa2YSa22.212 i.774Fa2 Sa20.01643238.86612大齿轮的数据大2)设计计算3 2 1.4445 11.239 104V仆2420.01643 二2.iimm对比计

23、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模数， 可取有弯曲强度算得的模数2.ii,并就近圆整为标准值m=2.2mm。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径di =66.8im m来计算应有的齿数。于是有 乙-dfm =66.81/2.2 =30.4取乙=31大齿轮齿数 Z2 =i2Zi =3.5 3108.5 取乙=1094 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径4 =31 2.2 = 68.2mmd2 二Z2m=109 2.2 =239.8mm2) 计算齿根圆直径d fi 二 m(Zi - 2.5) = 2.2 (31 - 2.5) = 62.7mm

24、df2 二 m(Z2 -2.5) =2.2 (109 2.5) = 234.3mm3）计算中心距a =（dd2）/2 =（68.2 239.8）/2 = 154mm4）计算齿宽b = d di =1 68.2 = 68.2mm取 B?二 70mm 二 75mm5验算2T12 112390Ft -3295.9 Nd168.2=48.33N / mm : 100N / mmKAFt 1 3295.9 b 68.2合适八.链传动的设计1. 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数 乙=19，大齿轮的齿数为 乙=i乙=3 19 = 57材料选择40钢，热处理：淬火、回火2. 确定计算功率由表9- 6查得Ka =

25、1.0，由图9 13查得Kz =1.35，单排链，则计算功率为：PCa 二 KAKZP =1.0 1.35 3.834 = 5.18kW3. 选择链条型号和节距根据 PCa = 5.18kW 及 n 二傀=97.96r/min 查图 9 11,可选 24A-1。查表 9 1,链条节距为p = 38.1mm。4. 计算链节数和中心距初选中心距 a0 = (30 50) p = (30 50) 38.1 = 11431905mm。取 a = 1200mm。相应得链长节数为LP2-a° -乙 Z 2 (3 1j : 1 0 2. 1 5取链长节数P 22 兀a。Lp =102节。查表9-8

26、得到中心距计算系数 人=0.24521,则链传动的最大中心中心距为：a 二 ff l2Lp -（乙 Z2） 1 1196mm5. 计算链速v,确定润滑方式n1Z1P 97.96 19 38.1v1.18m / s60 1000 60 1000由v = 1.18m/S和链号24A 1,查图9 14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6. 计算压轴力P3 834有效圆周力为：FP =100010003249 Nv1.18链轮水平布置时的压轴力系数 KFp =1.15,则压轴力为FP KFpFe =1.15 3249 ： 3736N7.链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径dd=180

27、0 sin ()小链轮：dz1= 231.5mm大链轮：dz2=694.5mm齿顶圆直径dadamin "“1Z ) d1damax =d +1.25p 一 4小链轮：daz1min =244.2 mmdaz1max = 256.9 mm大链轮：daz2min =732.6 mmdaz2max =770.7 mm齿根圆直径dfdf =d a小链轮：dfz1= 209.3mm 大链轮：dfz2 = 672.3mm齿高hahamin =0.5( P -dj丄 0.8phamax =0.625 p-0.5d1 + Z小链轮：haz1min = 7.9mmhaz1max =14.3mm大链轮

28、：haz2min = 23.8mmhaz2max =42.9mm确定的 最大轴 凸缘直 径dgdg = pcot18。0 -1.04h”76小链轮：dgz1=191.4mm 大链轮：dgz2 = 574.2 mm九.减速器轴及轴承装置、键的设计1.1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1输入轴上的功率 R =4.244kw,转速=1440r/min转矩 T； =2.8146 104N mm求作用在齿轮上的力42T122. 8 1 461 0 oFt-1 3 4 8.N3d14 1.75二 5(N5. 8t anant a n 2 0Fr = Ft 1 3 4 8. 3co Sc os 1 4.

29、0 3Fa=Ftta n, 1 34 8. 3 t a 14. 03N 337.初定轴的最小直径A =112（以下轴均取此值），于是由式1 5 2初步估算轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表153，取dm i A3 丹！ n 1 132 4.244/1440 m1n6.0 5输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号 .联轴器的计算转矩 Tca=KA,查表14-1,考虑到转矩的变化很小，故取Ka=1.3,则，Tea 二 KaT1 =1.3 2.8146 104 =36589.8N mm查机械设计手册，选用HL 1

30、型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000Nmm。半联轴器的孔径 d18mm，故取d1 =18mm半联轴器长度L= 42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L =30mm。4. 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见下图）2）根据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要求，1轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h =0.07 0.1d ,故取2段的直径d2=20mm l2=21mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =30mm.，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li的长度应该比Li略短一点，现取h=28mm(2) 初步选择滚动轴承 参照工作要求并根

31、据 d2 =20mm，初选型号6205轴承，其尺寸为d D B=25 52 15，基本额定动载荷 Cr=14.0KN 基本额定静载荷Cr =7.88KN， da =31mm Da =46mm，故 d3 =d8 =25mm,轴段 7 的长Joo度与轴承宽度相同，故取l3 =l8 =15mm(3) 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l4 =94mm。为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段4的直径应根据6 0 0 5的深沟球轴承的定位轴肩直径daa确定 d4 二 da 二 31mm(4) 轴段5上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大与d4,可取d5二35mm.齿轮左端用套筒固定，为使套筒端

32、面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b =50mm,故取l5二48mm。齿轮右端用 肩固定，由此可确定轴段6的直径，轴肩高度h二0.07 0.1d ,取d6 =40mm, l6 =1.4h,故取 16 二 5mm为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段7的直径应根据6 0 0 5的深沟球轴 承的定位轴肩直径 da确定，即d7二da = 31mm, l7 =12mm(5)取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得J = 55.5mm, L2 = 125.5mm, L3 = 48.5mm(6)参考表15- 2,取轴端为1 450，各轴肩处的圆角半径见 CA

33、D图。输入轴的结构布置5 受力分析、弯距的计算(1) 计算支承反力 在水平面上Fax =-375.8NL2 L3Fbx 二 Ft- Fax72. 5N-337.0N(2) 在垂直面上' Mb =O,FazFrL3Fadl2L2L3= 215.3N故 Fbz =Fr Faz =505.8 215.3 = 290.5N总支承反力Fa *FAXfAy fAz = ：375.82 337.02 215.3548.8NFb f ； fBX fBZ 二 972.52 290.52 =1015.0 N2)计算弯矩并作弯矩图(1) 水平面弯矩图Max = Fax L2 =375.8 125.5 = M

34、Bx 二 Max(2) 垂直面弯矩图Maz 二 Faz L2 =215.3 1252.5 = 27020.2N mmMbz 二 Fbz L =290. 5 4 8. 51 4 0N9.n3m(3) 合成弯矩图Ma 二.M AX M AZ 二.47162.92 27020.22 =54354.6 N mmM B = , M BX M BZ 二. 47126.92 14089.349184.2 N mm3) 计算转矩并作转矩图T = T =2 8 . 1 4J6 m6作受力、弯距和扭距图MazMa7.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（齿轮：选普通平键C 型)b h =6mm 6mm L =

35、25mm(A 型)b h = 8mm 7mm L = 45mm联轴器：由式6 1,4Tid1hl428.14618 6 (25 -3) 10= 47.4MPa4T1dqhl= 14.5MPa查表 6 2, 得 二=100 120MPa二p V7 P，键校核安全查表 6 2，得-p =100120MPa- p : - p，键校核安全4乂 28.14630 7 (45 -8) 10 亠&按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式15 5，并取 :=0.6，轴的计算应力匚ca = . Ma2(： TJ2 /W

36、 =14.7MPa由表15 1查得二=60MPa，二ca ：- ，故安全9.校核轴承和计算寿命(1)校核轴承A和计算寿命径向载荷 FAr mJFAzFAX =215.32 375.82 =433.1N轴向载荷FAa =Fa =337N由FAa/FAr =0.778 e,在表13 5取 X = 0.56。相对轴向载荷为空=337 =0.0427 ,在表中介于0.040 0.070之间，对应的e值为0.24 0.27 C07880之间，对应Y值为1.8 1.6,于是，用插值法求得X =0.56,Y =1.782。0.070.04Y =1.6 込3471= 1.782，故由表13 6取 fp =1.

37、2贝打A轴承的当量动载荷Pa = fp（XFAr YFAa） T011.7N : Cr，校核安全106 c106该轴承寿命该轴承寿命 LAh ()3k660ni Pa乂（14000）3 = 30670h60 14401011.7(2)校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr 二；Fb； F；二 一 290.52 972.52=1015.0N当量动载荷 FB 二 fpFBr =1.2 1015.0 = 1218.0N : Cr，校核安全1063 = 史一x（14000）3 = 17576h60m'Pb60 1440 1218.0106 C该轴承寿命该轴承寿命 LBh (-)2. 2轴(中间轴

38、)及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率 F2 =4.034kw,转速n2 = 342.86r/min转矩 T2 =11.239 104N mm2 求作用在齿轮上的力高速大齿轮：F r1Fa1低速小齿轮：=玉/ 仆39 1 04 =1275”d2176.25=斤1亟"275.4 旦 478.5N cosl；cos14.03'= Ftitan =1275.4 tan 14.03 =318.7N42T22 11.239 1068.2-3295.9 Nd1Fr2=Ft2 tanan =3295.9 tan20 =1199.6N3 .初定轴的最小直径 选轴的材料为4 5钢，调质处理

39、。根据表1$ 3，取 A、=112，于是由式152初步估算轴的最小直径dmin 二 A 3 冃 /n2 二 1123 4.034/342.86 二 25.5mm这是安装轴承处轴的最小直径 a4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1 )初选型号6206的深沟球轴承参数如下d D B =30 62 16 da =36mmDa =56mm 基本额定动载荷 Cr =19.5KN基本额定静载荷 Cr =11.5KN 故=d7 =30mm。轴段1和7的长度与轴承宽度相同，故取 l1 =l7 =16mm, d2 = d6 二 da = 36mm, l2 = l6 = 20mm(2 )轴段3上安装低速级

40、小齿轮，为便于齿轮的安装，d3应略大与d2,可取d3二40mm。 齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上 ，即靠紧，轴段3的长度l3应比齿 轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽-75mm，取l3 =70mm。小齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段4的直径，轴肩高度h =0.07 0.1d ,取d4 =44mm, l4 =1.4h,故取 l4 =6mm(3) 轴段5上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大与d6,可取d5 =40mm。 齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上 ，即靠紧，轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b= 45mm ,取|5

41、 =41mm。大齿轮左端用轴肩固定，由此可确定轴段4的直径，轴肩高度h二0.07 0.1d ,取d4 =44mm, l4 =1.4h,故取 l4 =6mm。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L| =63mm, L2 = 62mm , L3 = 51mm(4) 参考表15-2,取轴端为1.2 450，各轴肩处的圆角半径见CAD图。中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算1) 计算支承反力：在水平面上Fax = 一社2514.3 NL1+L2+L3Fay = Fa1 = 318.7NFbx = Fti 斤2 - Fax = 2°57.°N在垂直面上：Fr1L3 + Fai d

42、2 2 + Fr 2 汉(L2 + L3)' Mb =O,Faz21080.7NLi 十 L2 + L3故 Fbz 十“ Fd - Faz = 597.4N总支承反力：FA =齐；FAY FA； *；2514.32 318.72 1080.72 = 2755.2NFB = , F； FBZ 二. 2057.02 597.42 = 2142.0 N2) 计算弯矩在水平面上：M1BX = Fbx L3 = 2057.0 51 = 104907N .mmM2AX =Fax L1 M1X = M1BX =104907N.mmM2X 二 Mz在垂直面上：M1BZ = Fbz L3 = 30467

43、.4N .mm皿俶=Fbz L3 Fa1 d22M 2AZ = Faz L| =1080.7 6 = 66922.1 N .mmM1z =M1Bz =30467.4N mmM 1z =M 1BZ =58552.8N mmM 2Z = M 2AZ = 66922.1N mm故M1 = . M； M：z = :1049072 30467.4109340.0 N mmM , M ；X M'2z 八 104907258552.82 =120196.7 N mmM 2 =Jm； + M ； = 1 5 3 3 7 224322. 1116 7n3n5 3. 43) 计算转矩并作转矩图T =T2

44、=112390N mmSyLIL2Fn iL3Rz、乐Mex6作受力、弯距和扭距图MiM键校核安全二 36 mm键校核安全1）低速级小齿轮的键由表6 1选用圆头平键（A型）b h =12 8 L=56mmk 二 0.5h = 4mm 丨二44mm由式 6 1,-= 2T2 = 32.0MPap kdl查表6 2, 得 ；p =100120MPa cp ：.- p,2）高速级大齿轮的键 由表6 1选用圆头平键（A型） b h=12 8 Lk =0.5h =4mm 丨二 L -b =24mm2T由式 6 1,；p 2 =58.5MPap kdl查表6 2，得二 p =100120MPa,&

45、按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式15 5，并取0.6Ga f：；M 2（ T2）2 /W =28.2MPa由表15 1查得二=60MPa，二2a : - j，校核安全。9.校核轴承和计算寿命1）校核轴承 A和计算寿命径向载荷 FA二 FAX ' FAZ =2736.7N轴向载荷 FAa =Fay =318.7NFa / F A=r0 1 2查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, fp =1.01.2,取 fp =1.0,故Pa = fp（XFAr YFAa） =2736.7N因为P C ，校核安全。

46、r106 c该轴承寿命该轴承寿命 LAh（ L）3=17715h60n2 PA2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr =>fBX Fbz = 2142.0 N当量动载荷Pb = fpFBr = 2142N : Cr，校核安全106 c该轴承寿命该轴承寿命 LBh（匚）3 =33850h60n2 PB查表13-3得预期计算寿命Lh =12000： LBh，故安全。33轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1.输入功率 R =3.834KW 转速 n3 =97.96r/min转矩 T3 -373.869N m2. 第三轴上齿轮受力= 3118.2N-2T3 2 373869Ft-:d2239.

47、8Fr = Ft tanan =3118.2 tan20°=1135.0N3. 初定轴的直径轴的材料同上。由式15 2，初步估算轴的最小直径dmin =A3；PT/nr =1123 3.834/97.96= 38.1mm这是安装链轮处轴的最小直径dk，取a =dk =40mm,查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：h =4 (丄 0.01dz1 9.5mm) = 74.0mm，为保证链轮与箱体的距离，取h = 80mm64. 轴的结构设计1) 拟定轴的结构和尺寸(见下图)2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 轴段2和轴段7用来安装轴承，根据 a =40mm,初选型号

48、6309的深沟球轴承，参数基本：d D B =45 100 25 d 54mm Da =91mm 基本额定动载荷Cr -52.8KN 基本额定静载荷 C；r=31.8KN。由此可以确定：d2 =d7 =45mm l2 =l7 = 25mm(2) 为减小应力集中，并考虑左右轴承的拆卸，轴段3和6的直径应根据6309的深沟球轴承的定位轴肩直径 da确定，即d3二d6二da二54mm，取16 = 18mm(3) 轴段5上安装低速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大与d6,可取d5 =58mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相

49、同，已知齿宽b =70mm ,取|5 =65mm。大齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段4的直径，轴肩高度h二0.07 0.1d ,取d4 =68mm, l4 =1.4h,故取 l4 =7mm。(4) 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取|3 =58mm(5) 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L1=63mm, L2= 110mm, L3 = 55.5mm(6) 参考表15 2,取轴端为1.2 450，各轴肩处的圆角半径见 CAD图。输出轴的结构布置75. 轴的受力分析、弯距的计算（1）计算支承反力在水平面上Ft L1 FP L1 L2 L3' Max =0 Fbx 二12- = 54

50、26.8NL1 L2Fax 二 Ft - Fbx 二 940.4N在垂直面上、Mbz =O,FazFrL =721.7NJ L2故 Fbz =Fr -Faz =1135-721.7 = 413.3N（2 ）计算弯矩1）水平面弯矩在 C 处，Mcx 二 FA, L, = 940.4 63 = 59425.2N mm在 B 处，Mbx = 一FPL3 =3249 55.5 = -180319.5N mm2)垂直面弯矩在 C 处 MCZ 二 FAzJ =721.7 63 = 45467.1N mm(3)合成弯矩图在 C 处 M C = . M CX M Cz59425.22 45467.1 7482

51、3.9 N mm在 B 处，M b h：j'M bx » =180319.5 N mm(4 )计算转矩，并作转矩图T =T3 =373.869N m (CD 段)6. 作受力、弯距和扭距图职7. 选用校核键1）低速级大齿轮的键由表6 1选用圆头平键（ A型）b h=16 10 L=56mmk =0.5h =5mm 丨二 L -b =40mm由式6 1,"齢64.5叱查表6 2，得二 p = 100 120MPa c p : - p，键校核安全2 ）高速级链轮的键由表6 1选用圆头平键（ A型） b h=12 8 L = 63mmk =0.5h =4mm 丨=L -b =51mm由式 6 1,-p = = 91.6 MPap kdl查表 6 2，得二 p =100120MPa cp ：. - p，键校核安全&按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式15 5，并取-0.66