双级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

1、武汉工程大学机械设计课程设计设计计算说明书题目:双级展开式斜齿圆柱齿轮减速器院系:机电工程学院班级：机电3班姓名:学号:1203120333指导教师：秦襄培目 录一、设计任务书 2二、传动方案的分析与拟定 2三、电动机的选择与计算 3四、传动比的分配 4五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 5六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 6七、联轴器的选择及计算 17八、键连接的选择及计算 18九、轴的强度校核计算 19十、润滑和密封 22十一、箱体及附件的结构设计和选择 23十二、设计小结 24十三、参考资料 25计算与说明设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。设计数据

2、及工作条件：1、带式输送机的原始参数鼓轮直径D(mm)450输送带速度v(m/s)0.90输出转矩T(N m)4002、工作条件与技术要求(1) 工作环境：一般条件，通风良好；(2) 载荷特性：连续工作，近乎平稳，正向运转;(3) 使用期限：8年，每日两班制工作；卷筒效率：0.96 ；(5) 运输带允许误差：土 5% ；(6) 生产规模：成批生产.设计注意事项：1. 设计由减速器装配图1张，零件图2张(包括低速轴和低速轴上大齿轮)，以及设计计算说明书一份组成；2. 设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写；3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才

3、能给予评 分或答辩。传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为60 1000 vD60 1000 0.903.14 450r /min38.22r / min主要结果T=400N- m;V=0.90m/s;D=450mm3822T/minwV带传动+内部双级为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部 圆柱齿轮传动。机构整体布置如图所示:6总效率：n =0.821 电动机2 -V苒传动3 二级斜齿圆拄齿纶1_联拍器5_一运输帯b左冋I三电动机的选择与计算1电动机的类型选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。2 .电动机的功率工作机有效功率DTW400

4、 38.22, kw 1.6kwW95509550设电动机到工作机之间的总效率为n,并设n i ,n 2,n 3,n 4,n 5分别为弹性联 轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。查电动机型号:Y100L1-4文献 4 表 2-2 可得： n 1=0.99 , n 2=0.97 , n 3=0.99 , n 4=0.96 , n 5=0.96，由此可得:总效率：_24n = n 1 n 2 n 3 n 4n 524=0.99 x 0.97 x 0.99 x 0.96 x 0.96=0.82电动机所需功率：PdFW1.60.821.95kw查文献4表16-1选

5、取电动机的功率为 2.2kW。3 .电动机型号的确定在常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/min两者之间选择。根据电动机所需功率好同步转速，查2表20-1 ,电动机型号为 Y112M-6和Y100L1-4型，根据电动机的满载转速nm和滚筒转速可算出总传动比 。表1电动机的数据及总传动比m方案号电动机型号额定功率Kw电动机转速电动机质量Kg总传动比同步、卄满载1Y112M-62.210009404524.592Y100L1-42.2150014203437.15两个方案均可仃，方案2电动机成本低，对选疋的传动方案传动比也适中，故选方案2.选定电动机型号为Y100L1-4，其它主要

6、参数列于表2.电动机型号额定功率Kw电动机转速中心高mm外伸轴径mm轴外伸长度m同步、卄满载Y100L1-42.2150014201002860四传动比的分配(1) 总传动比 i'm 142037.1538.22w(2) 取V带传动的传动比i1 25，则减速器的总传动比为i i 371514.86i12.5双级圆柱齿轮高速级传动比i2M.3 14.864.40低速级传动比i3 i 14.863.38i24.40五传动装置的运动及动力参数的选择和计算1.各轴的转速计算电动机轴为0轴、高速轴为轴、中间轴为II轴、低速轴为III轴、卷筒轴为IV轴。=1420 r/minm减速器总传动比：i=

7、14.86高速级传动比:i 2=4.40低速级传动比i 3=3.38n =ni/im =nn /iiv =n /i1420 / . r / min2.5r / min4.403=r / m in3.382=568r / min129.09r/min38.19r / min2.各轴的输入功率计算P i =Pd =2.2 kWP n =Pi n 4=2.2 X 0.96 kW=2.112 kWPm =Pn n 2n 3=2.112 X 0.97 X 0.99 kW=2.028 kWPv =Pm n 2n 3=2.028 X 0.97 X 0.99 kW=1.947 kW3.各轴的输入转矩计算T1=

8、9550R/n 1=9550 X 2.2/1420 N-m =14.80 N mT2=9550R/n 2=9550 X 2.112/568 Nm =35.51 N mT3=9550Pb/n 3=9550 X 2.028/129.09 N-m =150.03 N mT4=9550P4/n 4=9550 X 1.947/38.19 N-m =486.88 N m轴号转速(r/mi n )功率（kW转矩(N - m)传动比i电动机输出轴I14202.214.802.5高速轴n5682.11235.514.40中间轴m129.092.028150.033.38低速轴v38.191.947486.88将

9、上述数据归纳总结如下表所示。表1.各轴的运动和动力参数六传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1.减速器外部传动一一V带传动的设计计算(1 )、确定计算功率Pc两班制工作，即每天工作16h，查阅表8-8得工况系数Ka=1.2，故p = K aP = 1.2 X 2.2 kW =2.64 kW Hca(2 )、选择普通V带的型号根据Pea 2.64kw、ni=1420 r/min ，由文献3图2-7初步选用A型带。(3)、选取带轮基准直径 dd1和dd2由表 8-7 和 8-9 取 dd1=90 mm,并取 & =0.02，贝Udd2 i 1dd1 2.5 90mm 225mm由表8-

10、9取最接近的标准系列值 dd2=224 mm。(4 )、验算带速vdd13.1490 1420v m /s 6.69m/s60 1000 60 1000因v在525 m/s范围内，故带速合适。(5)、确定中心距 a和带的基准长度 Ld初定中心距a。的取值范围为221 mma0628 mm初选中心距a0=500 mm。由此计算所需带长为2|»/ -1一 (dd 2 dd1)Ld0 2a0 小(dd1 dd2)24a。3.14(224 90)22 500(90 224)mm24 5001502mm查阅文献3表2-4，选择基准长度 Ld=155° mm。由此计算实际中心距得a a

11、0(Ld Ld0)/2500 (1550 1500/2mm524mm中心距变化范围为 477mm至547mm.(6 )、验算小带轮包角a 1带轮基准直径：dd1=90 mm dd2=224mm安装中心距：a=524 mm带的基准长度：Ld =1550 mm计算与说明主要结果plpl小带轮包角：1 180 -dd2 dd1 57.3a 1=165°a224 90180 -57.3165120 (合适)524（7 ）、确定带的根数已知 dd =90 mm 1 1420r / min，查表 8-4 得 p° 1.053kw kW,查表 8-5得厶 po=0.17 kW 因 a =

12、165°，查表 8-6 得 k 0.96;因 Ld 1550mm，查表 8-2得kL 0.98，因此PCPCz F0 (P0P°)K Kl带的根数：2-642.30Z=3(1.053 0.17) 0.96 0.98取z=3根。（8 ）、确定初拉力 F。单根普通V带的初拉力为l 卄(2.5 K )PC 2 F0 500 L qvK zv500 (2.5 0.96) 2*64 0.105 6.692N初拉力：0.96 3 6.69Fo=11ON110N（9 ）、计算压轴力Fq压轴力：Fq=654NFq 2zFoS in 12小带轮：1652 3 110 sinN顶圆直径：2da

13、1=95.5mm654N轮毂长度：（10）、带轮的结构设计L1=50mm小带轮装在电动机轴上，轴孔直径应等于电动机外伸轴径，即28mm轮缘宽度B由2表9-1大带轮：B (Z 1)e 2f顶圆直径：da2=380.5mm(3 1) 15 2 10 50mm轮毂长度：L2=60mm轮毂长度 L (1.52)d4256取L 50mm电动机处伸出长度=60mm小带轮外径由1表8-11 da 95.5mmda 99.549.75 电动机中心高，合适2 2大带轮装在减速器高速轴上，轴孔直径待定轮缘宽度同上小带轮 B=50mm轮毂长度1待定材料：HT150据1式(8-14)，带传动实际平均传动比为ndd2i

14、1 nidd1(1)d a2241%2%，取0.015，则 i1 2.5411 dd (1 0.015)90(1 0.015)n01420n| 559.06r/m ini12.54P2.112TI9550 丄 9550 36.08 N gmnI559.06A、小带轮的结构设计由于dd1=90mm 300mm,所以带轮采用腹板式结构，B、大带轮的结构设计由于dd2=224mmc 300mm所以带轮采用腹板式结构。计算与说明主要结果2.高速级传动齿轮的设计计算 高速级主动轮输入功率2.112 kW，转速 568 r/min，转矩T2=35.51N m,齿数比u=i2=4.40，单向运转，载荷平稳，

15、每大丄作16小时，预期寿命8 年,电动机驱动。(1 )、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度 280HBS;大齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度 240HBS(2)、确定许用应力A.确定极限应力Him和Flim许用接触应力莎 Hliml =600MPa(T Hlim2=550MPq许用弯曲应力莎 Fliml =500MPa d Flim2 =380MPaB.计算应力循环次数 N,确定寿命系数Zn, YnNi 60ainit 60 1 568 (2 8 300 8)1.31 109MN1N2i21.31 109 ccc "9n OQ 1 n4.46查文献3图3-7

16、和图3-9得,Zn1=0.9 , ZnfO.95 ; Yn1=0.85 ,Yn2=0.88.C.计算许用应力安全系数：Sh lim ° ,SF lim1 .4，则:HP1Hlm1ZN1 / SHmin 540MPaHP2Hlim 22/SHmin 523MPaFP1F1YSTYN1 / Sf1 303.57MPaFP2fYStYN2/ Sf2 238.86MPa(3 )、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A.选择齿轮类型小齿轮1齿数：选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。乙=24B.选用8级精度大齿轮2齿数：C.初选参数Z2=107初选参数：14 ,Z124 , Z 2 =

17、乙 u=24 X 4.46 105.6 ,取Z2107 ,变位系数：102,齿宽系数d1。1 2 0齿宽系数：D.初步计算齿轮主要尺寸d 1计算与说明主要结果由于载荷平稳，取载荷系数K=1.3,根据螺旋角查得节点区域系数Zh2.443;弹性系数Ze 189.8 MPa ；取重合度系数Z 0.8；螺旋角系数为：Z cos . cos14 0.985 ； HP = 叱=523MPa,查表10-2得使用系数 K A 1，由图10-8得K v 1.05，查表10-3得K H 1.4 ,查表 10-4 得 Kh1.419，Kh KAKvKh Kh2.086因此，有:d1 322KhT1?u 1? ZhZ

18、ZZedUHP3 22 2.086 35.51 104.46 1O 2.433 0.985 0.8 189.8? mm14.46523故：mnd1cos44.44cos14mm1.80mm取标准模数Z124d1 cos44.44 cos14mn 2mm ,小齿轮齿数乙1mn222, Z2uz14.462298.12 ,取Z2101,Z1与Z2互为质数。则中心距amn(Z1Z2)2 (22101)mm126.765mm2 cos2 cos14圆整后取a=126 mm调整螺旋角44.44mm21.56,取Z1mn(z1 z2) arccos2a2 (22 101) arccos2 12612 3T

19、41''计算分度圆直径：d1 mnZ1/cos45.07mmd2 mnZ2 /cos2 22cos12 31'41''mm206.97mm2 101cos12 3T41”mm法面模数：mn 2mm中心距：a=126 mm螺旋角：12 31'41分度圆直径：d1=45.07mm；d2=206.97mm大齿轮齿宽:b2=45mm小齿轮齿宽:b1=50mm查图得，齿形系数:Y&21.81。取 YZV2Z23"cos107cos314117.13YFa1 2.62，YFa22.19 ;应力修正系数:YSa1 1.6，0.88，丫

20、6;.7，查图 10-8 取 kv1.03，表 10-3 取 Kf1.4，表 10-4 取 Kh 1.417，图 10-13 取 Kf 1.34，K KaKvKh Kh1.91则：2KT1F1 ?YFa 1YSa1Y Ybd1mn '42 1.91 3.551 1045.07 45.07 22.75 1.570.88 0.7MPaF289MPa fp1YFa2Ysa2F 1YFa"sa1892.18 1.8 MPa错误！未找到引用源。2.75 1.5781 MPafp2齿根弯曲强度足够。(5 )、齿轮结构设计齿顶圆直径：齿顶圆直径：da1=49.07mmda2=210.97m

21、mck d1 2ha(45.07 2 2)mm 49.07mmda2d22 ha(206.97 2 2)mm 210.97mm计算齿宽： 大齿轮：b2 bdd1 1 45.07mm 45mm,小齿轮：bi b2 (5 10)mm (45 5)mm 50mm；(4)、验算轮齿的弯曲疲劳强度 计算当量齿数：Zi24ZV1 3326.27cos cos 14齿根圆直径:df1 d1 2hf(45.07-2 1.25 2)mm40.07mm计算与说明主要结果齿根圆直径：df2 d2 2hf (206.97 2 1.25 2)mmdf1 =40.07mm201.97mmdf2 =201.97mm高速级齿

22、轮设计结果：Zi 22, Z2101,di=45.07mm , d 2=206.97 mmda1=49.07mm , d a2=210.97mmdf1 =40.07mm , d f2=201.97mmb1=50mm, b2=45mmmn 2mm ,错误！未找到引用源。12 31'4T' , a=126mm 。对于咼速轴上的小齿轮 1，从键槽底面到齿根的距离 x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相冋，均米用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮 2,因为da2> 200mm所以做成腹板式结构。3.低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率2.028 kW，转速129.0

23、9 r/min ，转矩 T3=150030 N mm齿数比u=i 3=3.38，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命 8年，电动机驱动。(1 )、选择齿轮的材料及热处理方式大小齿轮均米用 45钢表面淬火，齿面硬度 4050HRC取45HRC(2)、确定许用应力A.确定极限应力H |im和H lim许用接触应力莎 Hlim3=600MPa (T Hlim4=550MPa许用弯曲应力莎 Flim3 =500MPa d Flim4=380MPaB.计算应力循环次数 N,确定寿命系数 Zn,YnN3 60a3nW60 1 12909 (8 300 162.97 108N4 N3/U 8.79

24、 107图表得,Zn3=0.95, Z n4=0.99; K n：=0.98 ， Kn4=0.99。c.计算许用应力安全系数：Sh lim 1，Sf lim 1.4故有：计算与说明主要结果HP3Hlim 3Zn3600 0.95MPa1570MPaSh minH lim 4Z n 4550 0.99 仆HP4MPa545MPaSH min1F lim3Kz3500 0.98FP3MPa350MPaSF min1.4F lim 4K n 4380 0.99,仆FP4MPa268.7MPaSf i F min1.4(3 )、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A.选择齿轮类型初估齿轮圆周速度 v<

25、-2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B.初步选用8级精度C.初选参数初选：14 , Z3 34, Z 4=Z3u=34 3.38 114.92 ,0，齿宽系小齿轮3齿数：34Z3=36大齿轮4齿数：数d1 0乙=125D.初步计算齿轮主要尺寸变位系数：当里齿数：340Z334ZV3 +-37.2coscos 14齿宽系数：“Z4114.92d1ZV43-125.8coscos 14据此查得：Ysa3 = 1.58 ,Y sa4f1.74 ;Y Fa3=2.65 ,Y Fa4=2.35 ;取 Y 0.7 ,Y 0.88 ；由于载何平稳，取载何系数K-1.3，则：2

26、KT3COS3 YY YFaYsamn32?d Z1FP2 1.3 150030 cos3140.7 0.88-1.58 2.6532?mmV1343501.451mm(因为YFa3Ysa3比YFa4Ysa4大，所以上式将YFa3YSa3 代入）FP3FP4FP3计算与说明主要结果取标准模数 mn 2mm ,法面模数：mn 2mm则中心距a mn(Z3 Z4)2 (36 125)mm 165 9mm2 cos142 cos圆整后取a=165mm中心距：调整螺旋角：a=165mmmn(Z3 Z4)arccos2a螺旋角：2 (34 125)arccos12 38'30 '2 16

27、512.642计算分度圆直径：八2 34H 3m / 3 / CCQmm74.2mmU 3 1 1 1门厶 3 / UUO1 1 II 1 1cos12.642分度圆直径：2 125d3=74.2mmd4 【11门厶4 / cosmimi 257.65【iihicos12.642d4=257.65mm计算圆周速度：vd3n3 /(60 1000)3.14 74.2 129.09/m/ s600000.5m/s圆周速度：v=0.5 m/s符合估计值。 计算齿宽：小齿轮：b3 bdd31 74.2mm 74.2mm，取 b375大齿轮4齿宽：大齿轮：b4=70mmb4 70mm；小齿轮3齿宽：b3

28、=75mm(4)、验算轮齿齿面接触疲力强度根据螺旋角查得节点区域系数Zh2.45;弹性系数 Ze 189.8JlMPa取重合度系数Z 0.88；螺旋角系数ZJcosVcos 12 38'30' '0. 989则：H3ZhZeZZ 彳2KT3?u 1 bd| ? u2.45 189.8 0.8cccc i1'2 1.3 150030 3.38 J 仆0.989 J2MPa 74.2 74.223.38570MPa hP3计算与说明主要结果H4 545MPahp4齿面接触疲劳强度满足要求。(5 )、齿轮结构设计齿顶圆直径：齿顶圆直径：da3 d3 2ha (74.2

29、 2 2) mm 78.2mmda3=78.2mmda4=261.651mmda4 d4 2ha (257.65 2 2)mm 261.65mm齿根圆直径：df3 d3 2hf (74.2-2 1.25 2)mm齿根圆直径：df3 =69.2mm69.2mmdf4=252.65mmdf4 d4 2hf (257.65 2 1.25 2)mm252.65mm高速级齿轮设计结果：Z3 36Z4 125d3=74.2mm , d4=257.65mmb3=75mm, b4=70mmda3=78.2mm , da4=261.651mmdf3=69.2mm , df4 =252.65mmmn 2mm ,错

30、误！未找到引用源。12.642 , a=165mm ，v=0.5m/s.对于中间轴上的小齿轮 3，从键槽底面到齿根的距离 x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相冋，均米用45钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为da4> 200 mm所以做成腹板式结构。4.初算轴的直径及轴结构的初步设计d minC3J 已知，最小轴径的初算公式为、n，轴的材料均选用 45钢，调质处理，查得其许用应力d -1 b=60MPa , C=118107。(1 )、高速轴因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=117，则轴端直径c8-2.112dmin C3|

31、 117 31mm 18.13mmY n 568计算与说明主要结果高速轴最小轴颈：dmin 20mma图2.高速轴结构设计二 %1在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将 dmin增大5%得dmin =19.04mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d1 dmin =20mm初步设计其结构如下图所示:(2)、中间轴取 C=110，则:dmin C3 nI 2 028110 耳歸mm 275mm中间轴最小轴颈：dmin 30mm结构如下图所示:图3.中间轴结构设计(3 )、低速轴取 C=110，则:dminC背 1101 9473 mm 40.79mm<38.19低速轴最小轴颈：dmin =

32、45 mm在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽,故应将dmin 增大 5% 得 dmin =42.83mm.在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将 dmin增大5%得dmin =28.875 mm,d min =30 mm初步设计其再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取再根据设计手册查标准尺寸，取dmin =45 mm初步设计其结构如下图所示:主要结果计算与说明图4.低速轴结构设计5.初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承, 选择型号结果如下表所示。表2.轴承代号及其尺寸性能轴种类轴承代号dDTBCCr/kNCcr/kN高速轴302063

33、06217.25161441.229.5中间轴30206306217.25161441.229.5低速轴302115510022.75211886.565.5由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。七联轴器的选择及计算1.低速轴与工作机之间的联轴器计算转矩，根据文献 3表9-1，取工作情况系数 Ka=1.5，则:Tea KaT41.5 486.88N ?m 730.32N ?m查表，选择联轴器型号：HL3o其主要尺寸如下表所示：型号轴孔类型键槽类型d1LD2HL3Y型A型45112160表3. HL3型联轴器主动端基本尺寸滚动轴承选型 结果： 高速轴：

34、30206中间轴：30206低速轴：30211低速轴与工作 机间联轴器： HL3联轴器错 误!未找到引用源。八键连接的选择及计算1.大带轮与高速轴间键的设计与计算大带轮与高速轴连接处轴颈d=20 mm初步选用C型键，米用45钢调质处理，在静大带轮与咼速载荷下其许用挤压应力d p为125150Mpa,取r p=135MPa。查标准得其公称尺寸：轴间键：宽度b-6mm咼度h-6 mm该轴段长度1-20 mm，故根据标准，可取键长L-16mm咼键 C8X 16速轴上传递的转矩 T2-35.51N m由此可得该键所受挤压应力为：GB/T 10962000T4 35.51 103Pa 78 9MPa D

35、1 135MPakld0.5 6 (16 -) 202该键满足强度条件，其设计是合理的。2.中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d-35 mm初步选用A型键，米用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力d p为125150Mpa取d p-135MPa。查标准得其公中间轴与其上称尺寸：宽度b-10 mm高度h-8 mm该轴段长度l-50mm,故根据标准，可取键长 L-45大齿轮间键：mm中间轴上传递的转矩 T3-150.03N m由此可得该键所受挤压应力为：键 A10X454000T 4000 150.03 ncrnDo A7r1GB/T 1096p厂a 耳/omv

36、i厂a LpIdhl35 8 45故该键满足强度条件，其设计是合理的。3.低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d-58mm初步选用A型键，米用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力 d p为125150Mpa取d p-135MPa。查标准得其公 称尺寸：宽度 b-16 mm高度h-10 mm。该轴段长度l-70 mm，故根据标准，可取键长 L-56 mm低速轴上传递的转矩 T4-486.88N m由此可得该键所受挤压应力为：4T 4000 486.88P Pa 59.96MPa Pdhl58 10 56故该键满足了强度条件，其设计是合理的。4.低速轴与工作机间键

37、的设计与计算工作机与低速轴连接处轴颈d-45 mm初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力 d p为125150Mpa,取d p-135MPa。查标准得其公称尺低速轴与其上 大齿轮间键：键 A16X10GB/T 1096计算与说明主要结果mm寸：宽度b=14 mm高度h=9 mm该轴段长度l=20mm故根据标准，可取键长L=16低速轴与工作 机间键：键 14X16GB/T 1096九 轴的强度校核计算1. 高速轴（1）、计算齿轮受力齿轮1的圆周力:Ft12T2d12 35.51 10345.071575.8N齿轮1的径向力:Fr1Ft1tancos1575.8泌 ncos1

38、2 31'41''587.5N1Jr 8.73116.5-©s J齿轮1受力：圆周力：Ft1 1575.8N径向力：Fr1 587.5N轴向力：Fa1 350.2 N齿轮1的轴向力:Fa1 Ft1tan1575.8 tan 12 31'41''N350.2N（2）、画受力简图假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度 的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯

39、矩图和扭矩图。图5.高速轴的受力分析(3)、计算支反力 铅垂面内支反力:高速轴铅垂面 内支反力：Ra 1172 .3NFq(73 116.5 68.5) Fa d,/2 Fr 68.5(116.5 68.5)654 (73 1165 685)350.2 45.07/2 販5 68休(116.5 68.5)1172.3NRvb69.2NRVB Fq Fr Ra (654 587.5 1172.3)N69.2N水平面内支反力:高速轴水平面Ft68.51575.8 68.5 “RHaN 583.4N内支反力：(116.5 68.5)(116.5 68.5)Rha 583.4 NRhbFtRha(15

40、75.8 583.4)N992.4N(4)、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图Rhb992.4 NA.铅垂面弯矩齿轮所在截面处弯矩有突变，故：左截面:M v(a)Rva 116.5 Fq (73 116.5)(1172.3116.5 654 189.5)N ?mm12639.95N ?mm右截面:Mv(a)Rvb68.569.2 68.5N ?mm 4740.2N ?mm支点A处：M VAFq116.5654 116.5N ?mm 76191N ?mmB.水平面弯矩M H (a)Rha 116.5583.4 116.5N ?mm 67966.1N ?mm分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图5

41、 (c)、(e)所示。C.合成弯矩齿轮所在截面左截面：M(a)H(a) Mv：a) <67 9 66.12 1 26 39.952N ?mm 69131.5N ?mm齿轮所在截面右截面：M (a)H(a) M 需)J67966.12 4740.22N ?mm 68131.2N ?mm支点A处：MaM VA76191N ?mm由此作出合成弯矩图，如图5 (f )所示。-、»r rn-t乙l丄、亡r- k亠亠nr-t r r ja亡r-/-+-rxr"t亡厂 / ，-+-rxr"、，卜t厶 j画出扭矩图，如图 5 (g)所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面

42、之间的轴段。(5)、计算当量弯矩轴单向运转,载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取a=0.6 ,则：齿轮所在截面左截面：M ca22I22vM(a)( T)V69131.5(0.6 35510) N ?mm 72340.2N ?mm计算与说明主要结果齿轮所在截面右截面:Mca(a) jM(a)( T)斗'68131.2(0.6 35510) N?mm 99372.9N ?mm支点A处：McaA ”mA ( T)2”761912 (0.6 35510)2 N?mm 105062.7 N ?mm(6 )、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮所在截面的右截面支点A处当量弯矩最大，属于

43、危险截面，此处轴颈d=30 mm,其抗弯模量 W=0.1d3= (0.1 x 303) mr3=2700 mrfi。由此可得，轴上该处所受 弯曲应力为：ca(a)M 'ca(a)105062.7 MPa 38.9MPa60MPa2700显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。十润滑和密封1. 齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低(<0.5m/s ),浸油深度可达 1/61/3的齿轮半径，故主要考虑中间 轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm齿轮齿面硬度为280350HBS圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为 266mrm/s(50 摄氏度)，由此选择 L-CKC460中负荷工业齿轮油(GB/T5903-1995 )。2. 滚动轴承的润滑由于齿轮圆周速度小于2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内， 每工作36个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工 作要求，选用1号通用锂基润滑脂(GB7324-1991)润滑。3. 密封齿轮油池浸油 润滑润滑油型 号：L-CKC460 中负 荷工业齿轮油(GB/T5903-1995)滚