展开式二级圆柱斜齿轮减速器

1、河北工程大学 机电学院机械设计课程设计机械设计课程设计任务书专业班级：机2007机械电子方向学生姓名：学号：第1页 共34页、设计题目：带式输送机传动装置的设计。1.已知条件(1)机器功用由输送带传送机器的零、部件；35°C;(2)工作情况单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过(3)运动要求输送带运动速度误差不超过5%;滚筒传动效率为0.96;(4)使用寿命8年，每年350天，每天16小时；(5)动力来源电力拖动，三相交流，电压380/220V;(6)检修周期半年小修，二年中修，四年大修；(7)生产规模中型机械厂，小批量生产。2.主要技术数据(1)输送带工作拉力F=9

2、kN;(2)输送带工作速度v=0.5m/s;(3)滚筒直径D=450mm；(4)电机转速n=750r/min.3.一传动方案一传动方案如下图所示：二、设计任务1 .设计工作内容论述传动方案的特点；电机选型(应有方案比较)；传动装置的运动和动力参数计算；二级减速器设计(传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择,机体结构及其附件的设计)；联轴器选型设计；绘制减速器装配图和零件工作图；编写设计说明书；设计答辩。2 .提交设计成品：减速器装配图一张；齿轮、轴的零件图2张；设计计算说明书一份。三、设计中应注意事项1 .计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2 .设计中要贯彻

3、标准。（标准件和标准尺寸）3 .全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4 .设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5 .设计过程中注意培养独立工作能力。四、完成时间要求在2010年6月30日之前完成全部设计任务。指导教师：姚贵英2010年4月28日181、传动方案(已给定)1) 外传动为V带传动。2) 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3) 方案简图如下：2、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，

4、这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。设计内容计算及说明结果3、电3.1电动机类型的选择机选按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全型封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2选择电动机的容量工作机有效功率Pw=，根据任务书所给数据F=9kN,V=0.5mS。1000则有：FV9000M0.5Pw=4.5

5、KW10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为11广，小4”2”4”5式中1，工，“3，L，力5分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和V带传动效率。据1表9.1知1=0.99,42=0.98,"3=0.97J4=0.96,“5=0.96,则有：42-一一一ny=0.99X0.98X0,97父0.96父0.96=0.792所以电动机所需的工作功率为：Pw4.5Pd=5.68kW“工0.7923.3确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱余齿轮减速器传动比i齿=840和带的传动比i带=24。则系统的传动比范围应为：i/i齿Q带=(840)父(24)=16200工作机卷筒的转速为60

6、X1000XV60X1000x0.5r/nw=21,23rz.nd3,14450/min所以电动机转速的可选范围为nd=i£Xnw=(16200)M21.23=3404246%in符合这一范围的同步转速有750%in、1000/min、1500匕in和3000匕所四种，但是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为7504in的电动机。据1表15,1和15.2可选择Y160L-8电动机，其主要参数如表3.1所示表3.1Y160L-8型电动机主要参数£0.792Pd=5.68kWnw=21.237rzmin型号额定功率满载时转速r/min电流(380V

7、时)A效率%功率因数Y160L87.572017.7850.754.、传动装置运动和动力分数计算型号启动电流/额定电流启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩5=17.665i1=5.2i2=3.4Y160L85.5224.1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1#=曳=75°=35.33-nw21.232）分配到各级传动比因为i工=i带mi齿已知带传动比的合理范围为24。故取i带=2则i齿=17.665在840的范围内故合适。分配减速器传动比，因为1齿=1打2其中i1为齿轮高速级的传动比，i2为齿轮低速级的传动比。故可先取i1=5.2,则i2=3.44.2传动装置的运动

8、和动力参数计算电动机：转速：入=720%所输入功率：Po=Pd=5.68kW输出转矩：T0=9.55父106Mpi=9.55父化隈568n0720=75.34Nm1轴：转速：n1=-360%ini带2输入功率：P1=P0x”5=5.68父0.96=5.45kW输入转矩：T1=T0X"5Mi带=75.34父0.96父2=144.65Nm2轴：转速：n2=一一69.23Zini15.2输入功率：P2=P1/2次”3=5.45m0.98父0.97=5.18kW输入转矩：T2=T1父"2Mti3Mi1= 144.65 0.98 0.97 5.2 =715.02N m3轴：转速：n3

9、 3n2 i269.233.4= 20.36rmin输入功率：P3=P223=5.180.980.97=4.92kW输入转矩：t3=T223i2=715.020.980.973.4=2310.97Nm卷筒轴：转速：n卷=n3=20.36%输入功率：P卷=p3m"2x,=4.92X0.98X0.99=4.77kW输入转矩：T卷=T3Mti2父=2310.970.980.995、带 传动 设计=2240.10Nm表4.1各轴运动和动力参数轴号功率（kW）转矩（Nm）转速（Min）电机轴5.6875.347201轴5.45144.653602轴5.18715.0269.233轴4.9223

10、10.9720.36卷筒轴4.772240.1020.365.1确定计算功率Pca据2表8-7查得工作情况系数Ka=1.1。故有:Pca=KAP=1.17.5=8.25kWcaa5.2 选才iV带带型据Pca和n有2图8-11选用B带。5.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速(1)初选小带轮的基准直径dd1有2表8-6和8-8,取小带轮直径dd1=180mm。(2)验算带速v,有：d应1父叫3.14父180M720v=60x100060x1000=6.79ms因为6.79ms在5%30%之间，故带速合适。(3)计算大带轮基准直径dd2dd2=i带Mdd1=2父180=360mm5.4确定V带

11、的中心距a和基准长度Ld(1)据2式8-20初定中心距a0=600mm(2)计算带所需的基准长度，、2,c%.、上距-dd1)Ld0fc2a0+(dd1dd2)*24aO_2”c3.14(360180)=2父600+(180+360)+-24M600=2061.3mm由2表8-2选带的基准长度Ld=2000mm(3)计算实际中心距,LdLd。cnn,20002061.3a为a0+-600+22走569mm5.5 验算小带轮上的包角©57.3©一%a=180-(dd2-dd1)x=162之90a5.6 计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1=180mm和n0=

12、720黑in查2表8-4a得dd1=180mmdd2=360mmLd=2000mma=569mm6、齿P0=2.586kW据n0=720rin,i=2和B型带，查28-4b得P0=0.226kW查2表8-5和8-2得Kq=0.95,Kl=0.98,于是:Pr=(P0+；：P0)KlK：.=(2.586+0.226)x0.950.98=2.62kW(2)计算V带根数zPca8.25z=Pr2.62=3.15故取4根。5.7计算单根V带的初拉力最小值(F0)min由2表8-3得B型带的单位长质量q=0.18%。所以、(2.5-K.)PCa2(F0)min=500父-+qVK一zv(2.5-0.95

13、)8.252=5000.186.790.9546.79=256N应使实际拉力F0大于(F0)min5.8 计算压轴力Fpp压轴力的最小值为：(Fp)min=2MZ><(F0)min父S吟=2父4M256M0.99=2028N5.9 带轮设计(1)小带轮设计由Y160L电动机可知其轴伸直径为d=28mm,故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d0=28mm。有4P622表14-18可知小带轮结构为实心轮。(2)大带轮设计大带轮轴孔取22mm,由4P622表14-18可知其结构为辐板式。z=4轮设计6.1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

14、斜齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB1009588）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS;4）选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2可由Z2=i1xZ1得Z2=87.36,取87;5）初选螺旋角=140。2 .按齿面接触疲劳强度设计按公式：、|2KtT1u±1/ZhZe、2d1t上3小“1）'包，uQh（1）确定公式中各数值1）试选Kt=1.3。2）由2图10-30选取区域系数ZH=2.4333）由3图16.2-10可得：W值=

15、0.78,6a2=0.87贝U%=%+名*=0.78+0.87=1.65。4）由2表10-7选取齿宽系数%=1。5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：_一一一4T1=3.96M10Nmm。J6）由2表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP27）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim2=550MP。8）由2图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.90；Khn2=0.95。9）计算接触疲劳许用应力。取失效1率为100,安全系数S=1,有KHNT-Hlim1_二H1=0.9600=540MPSKHN20

16、Hlim20H2=0.95550=522.5MPS所以H =二H 1 二 H 2540 522.5=531.25MP(2)计算1)计算小齿轮的分度圆直径d1t,由计算公式可得:d1t -32 1.3 3.96 104 4.641 1.65x3.642.433 189.8531.25)2=39.17mm2)计算圆周速度。二 d13.14 39.17 720v=60 100060 1000=1.48ms3)计算齿宽b及模数。b=dd1t=139.17=39.17mmmnt =d1t cos : =1.58mmh=2.25mnt=2.251.58=3.56mm39.17b/h=11.003.564)

17、计算纵向重合度名p。1=0.318dZ1tan:=0.318124tan14=1.9035)计算载荷系数Ko已知使用系数得 Kv=1.08,KA=1,据v=1.57Ts,7级精度。由2图10-8KHP=1.417o由2图10-13查得KFp=1.35,由图10-3查得Kh0f=KhP=1.4故载荷系数:K=KvKaKh-.Kh一：=11.081.41.417=2.146)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：一口2.14d1=d3=39.173=46.25mmKt1.37）计算模数mnd1cos：46.25cos14mn=1.86mmn乙243.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：mn2KTVCO

18、S2：YFaYSa3"dZ121Hf(1)确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKVKF.KF-=11.081.41.35=2.042）根据纵向重合度邓=1.903,由2图10-28查得螺角影响系数Yp=0.88。3）计算当量齿数。Zi24Zv1=cos3-：=cos314=26.29Z287Zv2=-3：=3-=95.29coscos144）查取齿形系数由2表10-5查得YFa1=2.592,YFa2=202165）查取应力校正系数由2表10-5查得Ysr=1.596,YSa2=1.7776）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极仃FE1=500MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限

19、二FE2=380MP7）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.888）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有:二f广KFN1二FE1S=08=303.57Mp0F2=KFN2二FE20.88380=238.86MP1.49)计算大、小齿轮的YFaYSa二f,并加以比较(2)YFaYsa12.5921.596二F1303.57=0.01363YF2=2.山.0=0.01649二F2238.86设计计算mn-3422.043.69100.88cos14212421.650.01649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

20、度计算的法面模数，取mn=1.5mm,已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d1=46.25mm来计算应有的齿数。于是由:d1cos-Zi二mn46.25cos141.5=29.9取Z1=30,WJZ2=i1乙=3.6430=109(2)按圆整后的中心距修正螺旋角4.几何尺寸计算(1)计算中心距(Z1Z2)mn(30109)1.5a=2cos-2cos14=107.9mm圆整为108mmmn=1.5乙=30Z2=109a=108mm=arccos(Z1+Z2)mn2a(30+109)x1.5=arccos2M108=14.45口因P值在允许范围内，故%(等参数比用修正P=14.45

21、“(3)计算大，小齿轮的分度圆百径d-Z1mn-30M1.5-AAAQmm1cosP一一cos14._Z2mn109M1.5=169.43mmcos142cosP(4)计算齿轮宽度b=%d=1x46.63=46.63mm圆整后取B1=47mm,B2=52mm5.大小齿轮各参数见卜表高速级齿轮相关参数B1=47mmB2=52mm名称符号计算公式及说明法面模数mnmn=1.5mm端面模数mt_mn1.5d二二cosPcos14.45°法面压力角«n4=20o端面压力角%tanatan20ooEarctan3七一arctan-20.65-cosp-cos14.45o螺旋角P1=1

22、4.45°齿顶高haha=hanmn=1父1.5=1.5mm齿根高hfhf卫*.25)乩53.875mm全齿高hh=hdh,=1.5书.875=3.375mmaf分度圆直径d1m,z,1.590d1R，u。=46.63mmcospcos14.45d2d2=m%=1.5X109T69.43mmcospcos14.45o齿顶圆直径da1da1T1-2haT663d2R.5=49.63mmda2da2_d2*ha_J.69.43平又.5J2.43mm齿根圆直径df1df1_d1_2hf_46.63_2.875_42.88mmdf2df2_d2_2hf*9.43_2_乂875_J6568mm

23、基圆直径db1db1d.cosd46.63於os20.8o_43.59mmdb2db2_d2cosJ6943os20.801839mm中心距amn2amg+'zc*0平）39mm6.2低速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮；2）选用7级精度；（GB10095-88）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬JO240HBs二者的硬"为40HBS;4）初选小齿轮齿数为Z3=24,大齿轮Z2=2.624=62.4,取63;5）初选螺旋角P=14"。

24、2 .按齿面接触疲劳强度设计“、j2KtT2u±1/ZhZe、2d3tMlt（"一"7）Yu口（1）确定公式内各数值1 ）初选Kt=1.32 ）由2图10-30选区域系数ZH=2.4333 ）由3图16.2-10可取：=0.78,名3=0.86贝”名仪二名神+6Gt4=0.78+0.86=1.644 ）由2表10-7选取齿宽系数幻=15）计算小齿轮传递的转矩：9.55父106MF2T2=2%=9.55x106x2.84197.8_4=13.7x10Nmmi6）由2表10-6查得材料的弹T生影响系数ZE=189.8MP27）由2图10-21d按齿面硬度得小齿轮齿面接

25、触疲劳强度极限仃Hlim3=600MP大齿轮的齿面接触疲劳强度极限仃Hlim4=551MP8）由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90,Khn4=0.959）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,有r,KHN30Hlim3nn-cccaH3=0.9x600S=540MPr一，KHN40Hlim4nnccc.naH4=0.95父550=522.5MP所以S=UU=54丝丝522=531.25MP（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d3t。由公式得3t“2M1.3父13.7父1043.62.433189.8,2d3t至3一一（）1x1.642.6531.252）计算圆周速度

26、叼&血3.1461.02197.8V=60m100060M1000=0.632mS3）计算齿宽b及模数b=旬d3t=1父61.02=61.02mmd%cosB61.02Mcos14°o”mLt=一=2.47mmZ324h=2.25mnt=2.252.47=5.56mm,61.02b/h=10.975.564）计算纵向重合度=0.318dZ3tan-=0.318124tan14=1.9035）计算载荷系数K已知使用系数Ka=1,据v=0.632%,7级精度。由2图10-8得KV=1.02,KHp=1.424由2图10-13查得KFP=1.38,由2表10-13查得KHa=KFa

27、=1.4.故动载系数K=KaKvKHKH.=11.021.41.424=2.036）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d 3=d3t2.033=61.023=70.79mm:Kt1.37）计算模数mnd1 cos :=2.863.按齿根弯曲疲劳强度设计由2式10-17可知m n -32KT2Y：cos2jSaYFadZ12；：.%（1）确定计算参数1）计算载荷系数K=KAKVKF：KF-11.021.41.38=1.972）计算纵向重合度郎=1.903,由2图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88.3）计算当量齿数Z3V33 ：cos24一3=26.29cos14m n =2mm19_Z

28、4V4=3:cos633=69cos14）查取齿形系数由2表10-5查得YFa3=2.592, YFa4=2.239）查取应力校正系数由2表10-5查得YSa3=1.596, Ysa4=1.7486）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o-FE3=500MP,FE37大齿轮的弯曲疲劳强度极限仃FE4=380MR7）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.85,KFN4=0.88.8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。则有：f三=灯=303研KFN4、FE4S0.883801.4=238.86MP9）计算大小齿轮的Ya%,并加以比较二fYFa3YSa3 二 F

29、3二 F 4a42.592 1.596303.57= 0.013632.239 1.748238.86= 0.01639（2）设计计算q21.971.371050.88cos214,mn320.0163912421.64可取mn=2mm又由于两级中心距相等，所以由24=2.623和。（Z3Z4）mn=2cos：以及算得的a=108mn立解得Z3=29,Z4=764.几何尺寸计算(1)按圆整后的数值修正螺旋角(z(Z3+Z4)mn(29+76)x2P=arccos=-2cosP2x0.9=13.53口因P值相差小多，故参数名仪等不用修正(2)计算大小齿轮的分度圆直径,Z3mn29X2d3=3=5

30、9.7mmcosPcos13.53，Z4mn76M2d4=_n=尸156.3mmcosPcos13.53(3)计算齿轮宽度b=句d1=1M59.7=59.7mm圆整后取B4=60mmB3=65mm5.大小齿轮各相关参数见卜表低速级大小齿轮各相关参数Z3=29Z4=761=13.53。B3=60mmB4=65mm名称符号计算公式及说明法面模数mlmn=2mm端面模数mt-cosp-cos13.53o-法面压力角«n口n=20°端面压力角%tanf/tan20°o村arctanarctan-20.55cospcos13.53o螺旋角P1=13.53o齿顶高haha=h

31、Onmn=1父2=2mm齿根高hfhf=(h狭注汨mnzz(：14e.25)>2=2.5mm全齿高hh=ha+hf=2+2.5=4.5mm分度圆直径d3mnz3_2X29d3=b=T9.7mmcospcos13.53。d4mnZ42X76dtx=T56.3mmcosPcos13.53o397、轴类零件的设计齿顶圆直径da3da3±3平ha*9.7卡奖:Mmmda4da4_d442ha-A56.3丰=160.3mm齿根圆直径df3df3_d3_Jhf芭9.7二2.5W4.7mmdf4df4_d4_2hf二56.3_2潜.551.3mm基圆直径db3db3_d.3cos_59.7箔

32、os20.46°_55.93mmdb4dM工4cos6二563於os20.46。,J64.44mm中心距aa=107.9mm7.1 I轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P1=2.99KW,1=720%所，4T1=2.0610n*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=46.63mm_2T1220600cFt=一=884Nd146.63tan二ncos:二884tan20cos14.45=332NFa=Fttan:=884tan14.45=228N3. 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A

33、0=118,于是得：,八P1R22.99dmin=A03A03=19mm,n1720因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7喊d=20.33mm,又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=22mm查4P620表14-16知带轮宽B=56.4mm故此段轴长取55mm4. 轴的结构设计dmin = 22mm(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用2图15-1的装配方案IIIIIIIVVVIVIIVIII(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 )I-II段是与带轮连接的其dI二22mmlI二55mm2 )II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm(由d I

34、jI =22mml II =55mml II=50mmd II=29mm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I-II段右端的距离为30mm故取lII二50mm因其右端面需制出一轴肩故取dII1=29mm3 )初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据dIIII=29mm由轴承目录里初选30207号其尺寸为dDB=35mm72mm父18.25mm故dIII4V=35mm又右边套筒长取32.75mm所4以lIIIV=18.25=32.75=51mm)取安装齿轮段轴径为dIV、=40mm齿轮左端与左轴承之间用dIII4V=35m

35、m套筒定位，已知齿轮宽度为52mm是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lIVj48mm齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h之0.07d,故取h=4mm则此处dV_VI=48mm宽度b>1.4h取lV_VI=10mm11114V=51mm5)VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30207所以dVII'川=35mm所以此处轴肩高h上0.07d取h=5mm故dVI_VII=45mm轴肩宽度b1.4h,取1VI_VII=8mmlvii-VIII=22mmdV_VI=48mmlV_VI=10mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平

36、键连接。按d,由5P表4-1查得平键截面bMh=8父7I_J.I53键槽用键槽铳刀加工长为45mm同时为了保证带轮与轴之间H7配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为H-,n6同样齿轮与轴的连接用平键12M8父36齿轮与轴之间的配合H7为H7轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处n6选轴的直径尺寸公差为m&(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2m45口个轴肩处圆觉角见图。5.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从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh,MVdvivii=45mmlVI

37、9;II=8mmdVII训=35mmlVII-VIII=22mm二ca=5.2MP和M的值如下：F=440NF=444NF=208NF=124NrNH1"WINNH2厂NV1UUIN厂NV2MH=27720N*mmMV1=13104NmmMV2=7788NmmM1=,277202+131042=30661NmmM2=J277202十77882=28793NmmT1=2.06x104N*mm6.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，则根据2式15-5及上面的数据，取a=0.6,轴的计算应力12_2川12+(处)2=W=,306612+(0.6M20600)2=

38、52Mp0.1父403前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得o二=60Mp,仃caE。,故安全。7.2III轴的设计计算1. 求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P3=2.69KW,n3=76/in,_一5T3=3.39x10N*mm2. 求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为d3=156.3mm工2T32M3.39父105而Ft=4338Nd3156.3Fr=Frtan-=4338tan20o=1625NcosFcos13.53Fa=FttanP=4338Mtan13.53：1044N3. 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

39、表15-3,取A0=112,于是得：dmin=36.8mmmin =A0 3 I ,%2.69二1123'=36.8mm76显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径dII与联轴器的孔I IIIIIIV V VI VII VIIId III =45mml II =82mmd II=45mml II jII =50mmd III _1V =50mml IIIV =41.75mmdV _VI =66mml V _VI =10mmdVI mi =60mml Vi mi =8mml vii -Viii =21.75m径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查2表14-1取

40、Ka=1.3.则：Tca=KaT3=1.33.39105=440700N,mm按计算转矩应小于联轴器白公称转矩的条件查5P99表8-7可选用LX3型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1250000Nmm。半联轴器孔径d=40mm故取dII=40mm联轴器长度L=112,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用2图15-8的装配方案(2)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，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径dII/二45mm左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=46mm半联轴器与轴配合的毂孔长为8

41、4mm为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取lI.=82mm.2 )II-III段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为20mm据dII国=45mm5T取lII制=50mm3)初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参m照工作要求并据djII=45mm由轴承目录里初选30210号其dVIIIII=50mm尺寸为dmDmB=50mm90mmx21.75mm故dIIIV=50mm又右边套筒长取20mm所以lIII=20+21.75=41.75mm.4 )取安装齿轮段轴径为dIV_V=54mrm已知齿轮宽为65mm取11Vj=63mm齿轮右边V-VI段为轴

42、肩定位，轴肩高h>0.07d,故取h=6mmW此处dV_VI=66mm宽度b至1.4h取1V_VI=10mm5 )VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30210所以dVIIMI=50mm所以此处轴肩高h>0.07d取h=5mm故dVI_VII=60mm轴肩宽度b之1.4h,取1VI_VII=8mm1VII训=21.75mm(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dII由5P53表4-1查得平键截面bxh=12x8键槽用键槽铳刀加H7工长为63mm选择半联轴器与轴之间的配合为-H7,同样齿k6H7轮与轴的连接用平键16X10齿轮与轴

43、之间的配合为一轴n6承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为ma(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2M450个轴肩处圆觉角见图。5.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7.2.1从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV和M的值如下：Fnh1=2199NFnh2=2139NFnvi=260NFNV2=1365NMH=156680N*mmMV1=99986N,mmMV2=18397N*mmM1=1566802999862=l85865N*mmM2=L1566802183972=1

44、57756Nmm5T1=3.3910N*mm图7.2.1FkEW4MICNMH-P77P：hMM虱2F”仲Ft=.：13?NKi-aCNfl=fn1PNMM%产红小fl6r''-11r'A7S2NMM1H面v面MtM6.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，则根据2式15-5及上面的数据，取值=0.6,轴的计算应力M12（：丁3）2rr*1858652(0.6339000)20.1543=17.5MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得仃.=60Mp,bcaWcr口,故安全。dmin=29.2mm7.3II轴的设计计算1 .求

45、轴上的功率，转速和转矩l III =45mmd IIII =50mmd IIIv =50mml IV V =58mmd IV _V =48mm由前面算得P1=2.84KW,n1=197.8%所，5T1=1.3710N*mm2 .求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为2T1一一一 52 1.37 10而 F t1 :1 .= =1617Nd1169.43d1=169.43mmd2=59.3mmFr1=Ft1tann=884二一tan20、=608Nr1t1cos:cos14.45Fa1=Fttan'=884tan14.45=417N同理可解得：Ft2=4621N,Fr2=17

46、30N,Fa2=1112N12I2a23 .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=112,于是得：Pc284dmin=A032=1123=27.2mm:n2197.8因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7瞰dmin=29.2mm,因为轴承上同时承受轴向参照工作条件可选 30206又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承,力和径向力，故选用单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d父D父丁=30父62父17.25故dI,I=30mm端用套筒与齿轮定位，套筒长度取33.75mm所以lII=51mm4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析

47、比较，转配示意图如下IIIIIIIVVVI(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 )I-II段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为47mm为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取lIII二45mmdII1=50mm2 )III-IV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lIII皿=80mm,dIIIV=50mm3) IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为60mm可取1 IVV=58mmdIV_V=48mm4)V-VI段为轴承同样选用单列圆锥滚子轴承30206,左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24.5mm则1VM=24.5+17.25=41.

48、75mmdV_VI=30mm(3)轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dII由5P53表4-1查得平bxhxL=14父49X40按dIVj得平键截面bMhML=14M49M45其与轴的配合均H7为二7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此n6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2表15-2取轴端倒角为2M450个轴肩处圆觉角见图。5. 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7.3.1从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh,MV和M的值如下：FNH1=2355NFNH2=3883

49、NFnv1=1438NFNV2=900NMH=274779NmmMV1=63675NmmMV2=-2266.6N*mmM1=2747792636752=282060N*mmM2=,2747792(2266.6)2=274788N.mm4T1=2.0610N*mm图7.3.1V面FEM。'、-J6. 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，则根据2式15-5及上面的数据，取值=0.6,轴的计算应力二caMi2(：T3)2W*2820602(0.6137000)0.14832=26.6MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得04=60Mp,8、轴承的寿命计算8.1 I轴上的轴承寿命计算预期寿命：Lh=2父8M300M15=72000h已知F1a=228N,n=720r/minFri=JR；hi+R；vi=j4402+2082=486NF