两级直齿圆柱齿轮减速器项目设计方案

1、两级直齿圆柱齿轮 减速器项目设计方 案第一章设计任务书§ 1-1 设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级直齿圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：二班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，清洁。3、使用期限：八年。4、生产批量：小批量。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8 级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流(220/380V) 。7、运输带速度允许误差：土4%8、原始数据：输送带的工作拉力F1460N输送带的工作速度v=1.9m/s输送带的卷筒直径d=300mm第二章传动系统方案的总体设计2-1 传动方案的概述带式输送机传动系统方案如下图2.1 所示图 2

2、.10电动机；1高速级；2 中速级；3 低速级；4 联轴器；带式输送机由电动机驱动。电动机0 通过联轴器将动力传入两集圆柱齿轮减速器，再通过联轴器，将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其机构简单，但齿轮箱对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。两级齿轮均为直齿圆柱齿轮的传动，高速级小齿轮位置远离电动机，齿面接触更均匀。§ 2-2电动机的选择1 .电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率/八 Fv 1460 19 a(1) Pw2.77410001000(2)确定传动总效率经查表得: 一对滚动轴承效率 产0.99;闭式圆柱齿轮传动

3、为7级的效率2=0.98;弹性联轴器的效率3=0.99 ;输送机滚筒效率4=0.96。估算传动系统的总效率:d 13 2 30.993 0.982 0.992 100%91.33% 输送带卷筒的总效率为：w 1 40.96 0.99 100% 95.04%d w 0.9133 0.9504 100% 86.8% 选择电动机电动Ped电动机类型：推荐Y系列380v,三相异步电动机。(4)选择功率工作机所需要的电动机输出功率 Pd计算如下:Pd -pw 2774 3.2 kw0868查取手册Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：Pm Pd电动机的额定功率Ped =4kw工作机所需的电动机 (5)电

4、动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60vD60 1000 1.93.14 300121 r/min,经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia =8 25所以电动机转速的可选范围为nd =ia x n= ( 825) n=9683025r/min,在该范围内的转速 1000r/min,1500r/min,3000r/min,其主要数据及计算的减速器传动比，列表如下：表2.1方案电机型号额定功率KW电动机转速传动比同步r/minr/min1Y132M64.0KW10009607.92Y112M- 44.0KW1500144011.93Y112M- 24.0

5、KW3000289023.8综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112MH 4。其主要参数：额定功率Ped=4kW大于工作机所需的电动机输出 功率Pd=3.2kw同步满载转速nm=1500r/min,其主要性能参数如下表2.2所小:表2.2中心高外型尺寸：L AC/2+AD XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓 孔直径K轴伸尺 寸DXE装键部位尺寸FXGD132400 115190 265190 X 1401228 608 24图2.2主要外形和安装尺寸见下表2.3所示表2.3额定功率(kw)满载转速(r/min )中心高(

6、mm)伸出直径(mm)伸出长度(mm)414401122860§ 2-2传动比的分配1带式输送机传动系统的总传动比:121(1) ia nm 1500 11.9(2)分配减速器传动比ia。浸油图深度如图2.4所示,尽量使高速级和低速级大齿轮浸油深度相当，故取高速级传动比与低速级传动比ii 1.3i2。由此得减速器总的传动比关系为：ia 1.3i|低速级齿轮传动比：i2 . ia =. 11.9 =2.97521.31.3高速级齿轮传动比：i1 ia 119 4i22,975§ 3-3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0电动机轴n0 nm

7、 1440r / minP0 pd3.2kwpd3.2To 9550 9550 21.22 N mnm14401-一一减速器中间轴n1n0 1440r/minp1p0 3 3.2 0.99kw 3.168kwTi To 3 21.22 0.99N m 21N m2-一一减速器中间轴n1 n2i11440r /min 360r/min4P2P1 1 2 3.168 0.99 0.98kw3.07kwT2 T1i1 1 2 21 4 0.99 0.98N m 81.5N m3轴一一减速器低速轴n2360n3r/min 121r/mini22.975P3P2 1 23.01 0.99 0.98kw2

8、.979kwT3 T2i2 1 2 81.5 2.975 0.99 0.98N m 235.237N m4轴一一工作机n4n3 121r / minp4p3132.979 0.99 0.99kw2.92kwT4T313235.277 0.99 0.99N m 230.595Nm将计算结果汇表，如下表3.1所示。表3.1轴代号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min14401440360121121功率kw3.2P 3.1683.072.979P 2.921转矩N?m21.222181.5235.24230.595联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比P 13.452.651传动效率

9、0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计§ 3-1按齿面强度设计已知条件为3.297kW4小齿轮转速=1440r/min ,传动比4,由 电动机驱动，工作寿命8年，二班制，载荷平稳，连续单向运转。 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。(1)按图1.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20(2)带式输送机为一般工作机器，按 GB/T10095- 1998,选择 7级精度，齿根喷丸强化。(3)材料选择。由课本表10-1 ,选择小齿轮材料为45钢(调 质)，齿面硬度250HBs大齿轮材料为45钢(正火)齿 面硬度210HB(4)初选小齿轮齿数乙27 ,大齿轮

10、齿数Z2 = z1i127 4 1082按齿面接触疲劳强度设计(1)由课本式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即2,2kHtT1 i 1 ZhZeZd1t 3 d i h确定公式中各参数的值:试选KHt =1.3 o计算小齿轮传递的转矩。T1 9,55 106P/n1 9.55 106 3.168/1440N mm 21010N mm由表10-7选取齿轮系数d=10由图10-20查得区域系数Zh =2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 Z oa1arccos zqos/(Zi 2ha)arccos27 cos20 /(2

11、7 2 1) 28.968 a1arccos z2cos/(z2 2ha)arccos108 cos20 /(108 2 1) 22.69z1 (tan a1 tan) z2 (tan a2 tan )/2=27 (tan 28.968tan20 ) 108 (tan 22.69tan20 ) / 24-1.711:3=1.7460.867Z 计算接触疲劳许用应力h由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H1ml 600MPa , Hlim2 400MPa。由式(10-15)计算应力循环次数：N1=60ni jLh=60 1440 1 (2 8 300 8) =3.31776

12、 109N2 N1 /u 3.31776 109/(108/27)=8.2944 108由手册查取接触疲劳寿命系数 Khn1 0.90, Khn2 0.95取失效概率1%安全系数1。由公式，K0.90 600h 1 HN1 Hlim1 - MPa 540MPa S1K hn 2 Hlim 20.95 400 - .H 2 HN2 Hhm2 MPa 380MPaH 2 S1取h1» h2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，h = H2=380MPa2)试算小齿轮分度圆直径: 2,2%1i 1 ZhZeZd1t 3iI d i h2 1.3 21010 /4 1、()142.5 18

13、9.8 0.873.2)mm=44mm380(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vdm v 443m/s60 100060 10003.3m/ s齿宽bb= ddi1 44mm 44mm2）计算实际载荷系数Kh。由表（10-2）查得使用系数KA 1 o根据v=3.3m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数Kv 1.12齿轮圆周力 Ft1 2Tl/d1=2 21010/44N=955N,KAFt1/b=1 955/44N/mm=21.7N/mm<100N/m加表（10-3）的齿间载荷分配系数KH 1.2。查表（10-4）用插值法查得7级精度，小齿轮相对于

14、支承非对称布置时的齿向载荷分布系数 Kh 1.425。由此得实际载荷系数 为：Kh KaKvKh Kh 1 1.12 1.2 1.425 1.915 H A V H H由式（10-12）,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1 d1t 3，0-44 3915mm 50.06mm1 K 1.3齿轮模数 m d1/z1 =50.06/27mm=1.854mm§ 3-2按齿面强度设计（1）由课本式（10-7）试算模数，即q 2kFtT1YYFaYsamt 32；dZ2 f1）确定公式中的各参数值试选KFt 1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数:计算YFaYsaF0.250.7

15、50.250.751.7110.68由课本图（10-17）查得齿形系数YFa1=2.6F、YFa2=2.16由课本图（10-18）查得应力修正系数 %=1.62、Ysa2=1.81由课本图（10-24c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分 别为 Fim1 380Mpa、Fim2 320Mpa。由图（10-22）查得弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.85, Kfn2=0.88取弯曲疲劳安全1系数S=1.4,由式（10-14）得K0.85 380FN1 Flim1MPa 230.7MPaS1.4KFN2 F1m 20.88 320MPa 201MPaS1.4YFa1Ysa1fi2.6 1.62

16、230.70.018260.01945YFa2Ysa2 2.16 1.81f2201因为大齿轮的YaYa大于小齿轮，所以取f0.01945YFaKa 二 YFa2Ysa2F F22）试算模数2kFtTiYYFaYsa2 1.3 21010 0.688 八c cc,mt 3 Ft 1 - -Fa sa 3 0.01945 0.997tdZ2 F；1 272(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。d1 mtz10.997 27mm 26.919mmd1n160 1000齿宽bo26.919 144060 1000m/ s2.03m/sb= dd11 26.919mm26.9

17、19mm宽高比b/h 。h (2ha c )mt(2 1 0.25) 0.997mm2.24325mmb/h=26.919/2.24325=122）计算实际载荷系数KF根据v=2.07m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数Kv 1.08Ft1 2Tl/d1=2 21010/26.919N=1561N, KAFt1/b=1 1561/26.919N/mm=58N/mm<100N/mm表（10-3）的齿间载荷分配系数KFa 1.0。查表（10-4）用插值法查得Kh 1412,结合b/h=12查表（10-13）,得 KF 1.36。则载荷系数为KFKAKVKF KF 1 1.08 1.

18、2 1.36 1.76由（10-13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m mt30.997 3*mm 1.1mm.1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根 弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承 载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.1mm 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=1.25mm但为了 同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.06，算出小齿轮齿数 z, d1/m 50.06/1.25 40.048取乙 41则大齿轮齿数Z2 iz1

19、 41 4 164，取Z2 164;乙与Z2于是由：互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了 齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 z1m 41 1.25mm 51.25mmd2 z2m 164 1.25mm 205mm(2)计算中心距a= ( d1 d2)/2=(68+218)/2mm=128.125mm,将中心距圆整为 128mm (3)计算齿轮宽度b dd1 1 51.25mm 51.25mm,将齿宽圆整为 51mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽 (5-10 ) mm ,

20、即b1 b (5 10)mm=51+(5-10)mm=56-61mm 取 b =58mm 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 =b=685齿面弯曲疲劳强度校核 按前述类似方法，先计算式10-6中的各参数Kf1.76,T =21010 N mm, Y Fa 1 =2.6 , Ysa2 =1.62, Y Fa2 =2.16,Ysa2 =1.81,Y =0.68,d =1,m=1.25, 4=41。将它们带入式(10-6),得到F1251丫已必丫3-2 dm Zi2 1.76 21010 2.6 1.62 0.681 1.253 41264.5MPa小于许用的应力fi2KFT1YFa1YSa1Y3

21、 2 dm Z12 1.76 21010 2.16 1.81 0.681 1.253 41260MPa小于许用的应力f2齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以设计合理。第四章低速级齿轮设计§ 4-1按齿面接触疲劳强度设计1选定齿轮材料、热处理方式、精度等级、(1)按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20(2)带式输送机为一般工作机器，按 GB/T10095- 1998,选择 7级精度，齿面粗糙度要求Ra 7.4 6.5，齿根喷丸强化。(3)材料选择。由课本表10-1 ,选择小齿轮材料为45钢(调 质)，齿面硬度250HBs大齿轮材料为45钢(正火)齿 面硬度210HB(4)初

22、选小齿轮齿数乙24 ,大齿轮齿数z2 =如1 24 2.975 71.4 712按齿面接触疲劳强度设计由课本式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即: 2.12kHtT2 i 1 ZhZeZd2t 3 d i h确定公式中各参数的值:试选KHt =1.3。计算小齿轮传递的转矩。T2 9.55 106P2/n2 9.55 106 3.07/360N mm 81440N mm由表10-7选取齿轮系数d=1o由图10-20查得区域系数Zh =2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z oa1 arccos z1cos/(z1 2h

23、a)arccos24 cos20 /(27 2 1)29.841a2arccos Z2cos/(Z2 2ha)arccos77 cos20 /(77 2 1) 23.666z1 (tan a1 tan ) z2 (tan a2 tan ) / 2=24 (tan 29.841 tan 20 ) 77 (tan 23.666 tan 20 ) / 2 =1.711Z 43 二7110.87333计算接触疲劳许用应力h。由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 600MPa , Hlim2 550MPa。由式(10-15)计算应力循环次数：N1=60n2jLh=60 3

24、60 1 (2 8 300 8) =8.29 108N2 N1 /i 8.29 108/(77/24) =2.788 108由手册查取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.92, KhN2 0.96取失效概率1%安全系数1。由公式，KHN1 Hlim10.92 60H 1 HN1 Hlim1 MPa 552MPaS1取H 1和H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，h = H2=384MPa2)试算小齿轮分度圆直径2 1.3 814401d2ti 1 i2ZhZeZh产1)2.975( 2.5 189.8 0.873产384mm=69mm调整小齿轮分度圆直径3）计算实际载荷系数前的数据准备圆周

25、速度vd2 n2v60 1000D齿宽bo69 36060 1000m/ s1.3m / sb= dd2 1 69mm 69mm2）计算实际载荷系数Kh。由表（10-2）查得使用系数Ka 1 根据v=1.3m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数Kv 1.09齿轮圆周力 Ft2 2T2/d2=2 81440/69N=2360.58N, KAFt2/b=1 2360.58/69N/mm=342N/mm<100N/mM表（10-3）的齿间载荷分配系数KHa 1.2。 查表（10-4）用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支承非对 称布置时的齿向载荷分布系数Kh1.422。由此得实际载荷系数

26、为：KhKaKvKh Kh 1 1.09 1.2 1.422 1.86H A V H H 由式（10-12）,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径1.8669 3jmm 77.75mm,1.3及相应的齿轮模数 m d2 /z2 =77.75/1.0889mm。§ 3-1按齿根弯曲疲劳强度设计由课本式（10-7）试算模数，即mt32k"1YYFaYsad Z|2 F 确定公式中的各参数值 试选KFt 1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。0.75 ce0.750.25 0.25 0.681.711计算YaYa f由课本图（10-17）由课本图（10-18）查得齿

27、形系数 YFai=2.65, YFa2=2.23 查得应力修正系数Ysa1=1.51、Ysa2=1.76o由课本图（10-24c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Fiim1 380MPa、Fiim2 320MPa 0由图（10-22）查得弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.85, Kfn2=0.88。取弯曲疲劳安全1系数S=1.4,由式（10-14）得Kfn1 -0.85 380MPa 230.7MPaF 1 S1.4KFN 2 Flim 2S08- 201MpaYFalYsalfi2.65 1.58230.70.018YFa2Ysa2 2.23 1.76f22010.0195因为大

28、齿轮的YaYa大于小齿轮，所以取fYFaYsa _YFa2Ysa2TTT- f20.01952)试算模数m3 2kFtT2YYFaYsa32 1.3 81400.688 fmt* 3320.0195d Zi f 11 24(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V。1.702d1 mtz1 1.702 24 mm 41.259mmdn60 1000460m/s 60 10000.777m/s根据v=0.777m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数Kv 1.02, Ft1 2T2 / d1 =2 81440/41.259N=3948N,KAFt2 /b=1 3948/

29、41.259N/mm=95.7N/mm<100N/mm查表（10-3）的齿间载荷分配系数Kf 1.2 o查表（10-4）用插值法查得KH1.417 ,结合b/h=10.77查图（10-13）,得 Kf1.34。则载荷系数为：KFKAKVKF KF 1 1.02 1.2 1.34 1.64F A V F F 由（10-13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m1.7023 1.64mm1.31.839mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有

30、关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.839mm按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69,算出 小齿轮齿数Zi d1/m 69/2 34.5 取 z1 35,则大齿轮齿数22 iz1 35 2.975 104, Mz2 104; z1与Z2于是由：互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避 免浪费。4几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 z1m 35 2mm 70mmd2 z2m 104 2mm 208mm计算中心距a= (d1 d2) /2=(70

31、+208)/2mm=139mm(3)计算齿轮宽度b dd1 1 70mm 70mm。考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(5-10) mm达到设计所需的要求，即b1 b (5 10)mm=70+(5-10)mm=75-80mm 取 b =76mm 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 =b=70o5齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似方法，先计算式(10-6)中的各参数。Kf 1.64,T1=81440N mm, Yfhi=2.65 , Ys*1.58, Yfh2=2.23, Ysh2=1.76,Y =0.68, d=1,m=2,4=35。将它们带入式(10-6

32、),得至U2小心必丫2 1.64 81440 2.65 1.58 0.68f 13 23278.5MPadm Z11 235小于许用的应力f13 2 dm zi73.6MPa2KFT1YFa1YSaiY2 1.64 81440 2.23 1.76 0.681 23 352小于许用的应力f2,齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以设计合理。齿轮参数如下表5.3 :表5.3名称高速级低速低中心距(a)128139模数1.252齿数Z1=41 Z2=164Z1=35 Z2=104分度圆直径D1=51 d2=205d1=70 d2=208齿顶圆直径da153.5, da3 207.5da1 74, da2 2

33、12四根圆直径凶范d1458 df2 51df1 76, df2 70精度等级IT7IT7热处理正火调质第五章各轴设计方案§ 5-1中间轴的的结构设计1已知条件中间轴的传动功率P 3.07kw ,转速n 360r/min，高速级大齿 轮分度圆直径d2 m2z2 205mm，小齿轮分度圆直径为 d1 m1z1 51mm,低速级大齿轮分度圆直径 d2 m2z2208mm,小齿轮分度圆直径为di mZi 70mm ,齿轮宽度 b高2 51mm, b低 1 76mm。2选择轴的材料中间轴II材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要 求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。3初算轴直径

34、一 . 一p 一 3.07C 106 97,取 105 dmin C3f 105 322.47mm，;n2. 360轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3哌J 5%轴段最细处直径为：d422.47 (0.035 0.05) 22.47 23.75 28.172。由于轴承寿命，故取dmin =45mm 4轴结构设计4egB曰_, _0F g .P13FF. i(1)轴承部件的结构设计，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 dm.开始设计。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。考虑直齿轮无轴向力，才用深沟 球轴承。暂取6009,

35、轴承内径为45mm外径D=75mn®度为16mm 定位轴肩直径da=54.2mm外径定位直径 Da=65.9mm 故di=45mm通常同一根轴上取相同轴承，则d5=45mm(3)轴段上安装齿轮齿轮 3,轴段上安装齿轮2,为了便于 齿轮3和齿轮2的安装应分别略大于d1和d5,可初定2和d4=49mm齿轮2轮毂宽度范围为(1.2-1.5 ) d2=51-60mm取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为51mm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宽 相等76mm其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段和轴段的长度应比相应齿

36、轮的轮毂 略短，故取 L2 74mm, L4 49mm。(4)轴段 该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度 H=(2-3) R,故取其高度为 h= (2-3)1.6=3.2-4.8mm ,取 h=4mm故 d3=57mm齿轮3左端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1=10mm齿轮2与齿轮3的距离初定为 3=10mm则减速器的 箱 体内 壁 之 间 的 距 离h b251 58Bx 2 13 b3 -2 (2 10 10 76 )mm 156mm齿轮2的右端面与减速器的箱体内壁之间的距离21 ("2" =13.5mm则轴段的长度为L33 13.5mm。(5

37、)轴段及轴段的长度：该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需加挡油环，轴承内端面的距离取A=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 B1 2 =48.5mm轴段的长度为：L5 B2 2 =49.5mm(6)轴上力的作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈端面距离 a3=8mm,1i L1b3 a3 2mm=66.5mm,2l2 L3 b-b 80.5mm232l 3L5b2 2mm 57mm 25轴的受力分析(1)画轴的受力简图，如图5.1所示:图5.1(2)计算支承反力:已知：Ft=794.54N,Fr =289N高速级:Fri2T2d2Ft tan

38、2 81440208794.54N794.54tan20289N低速级:2T2d22 81440702260NFr2Ft tan2260tan 20822N在水平面上受力如图5.2所示:图5.2列平衡方程得:(a)R 0RhR2HFt2Ft1 3055Ry0Ft2 66.5 Fti (66.5 80.5)R2H 204解之得：R1H =1746N, R2H =1309N在垂直面上受力如图5.3所示：/ Ft!F2VV列平衡方程得：(b)R0 RlV R2VFr2 FriRy 0Fr266.5FM(66.580.5) R2V204 0解之得：R1V =593N, R2V=60N=轴承1的总反力为

39、：R1,R1；R1V1746259321844N轴承2的总反力为：R2. R2HR2v.130926021310N(3)画弯矩图铅垂弯矩:M1VR1V11593 66.5N m 39434.5N mmM 2VR2Vli60 57N m 3420N mm画出垂直平面弯矩图如图5,5所示:图5.5水平弯矩:画水平弯矩图如图5,4所示:图5.4M1HM 2HR1H11174566,5116043N mmR2Hl313105774670 N mm轴承一处合弯矩:M 1M 1；M1V(-116043)2(39434.5)2 122560N mm轴承二处合弯矩：MM 2HM 2V. ( 74670)2 (

40、 3420)274748N mm(4)画出合弯矩图如图5.6所示：图5.6图5.7§ 5-2高速轴的的结构设计1高速轴的传动功率 P 3.168kw ,转速n 1440r/min，小齿轮分度圆直径d1 34 mm ,齿轮宽度b1 58mm。2选择轴的材料高速轴I材料用45钢，调质处理。3初算轴直径查课本表得c 106-135考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120则：p:3.168dmin C3|-120 3 15.6mm,n1.1440轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3哌J 5%轴段最细处直径为 d4 15.6 (0.035 0.05) 15.6 16.23 1

41、7.20。取 dmin 16mm4轴结构设计(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式的结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用 两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计(2)轴段上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴 孔设计同步进行。初定最小直径20mm半联轴器轮毂的宽度查表, 取半联轴器轮毂的宽度为52mm轴段的长度略小于轮毂的宽度, 取 L二50mm(3)密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩高度：h (0.07 0.1)d1(0.07 0.1) 25 1.75 2.5mm轴段的轴径

42、d2 d1 2 (1.75 2.5) 23.5 25mm ,该处圆周速为1.507m/s小于3m/s,可选用毡圈油圭t 选用毡圈30 JB/ZQ4606-1997，取d2 25mm。(4)轴承与轴段及轴段考虑齿轮轴向力比较小，选用深沟球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6006，由课本表查得轴承内径d=20mm外径D=55mm宽度B=13mm内圈定位轴肩直径da 36mm ,外圈定位轴肩Da 49mm,在轴上力作用点与外圈大段面的距离a3 6.5mm , 故取轴段的直径d3 30mm 。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装误

43、差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm挡油环轴孔宽度初定为B1 12mm , 则 L3 B B1 (13 12) 25mm。通常同一根轴上取相同轴承，则d5 =45mm。(5)齿轮与轴段齿轮轮毂宽度范围为(1.2-1.5 ) d2=51-60mm取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为58mm， 左端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等78mm其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够 顶到齿轮断面，轴段长度应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm故取L6 56mm。该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，d&

44、#167;应略大于d3,可初定d5=34mm由表查出该处键的截面尺寸为 b h =10mm 8mm轮毂键槽深度为匕=3.3mm则该处齿根圆与毂孔槽顶部的距离 为：e dn d3(46 30 3.3)mm 14.7mm 2.5mn2222=2.5 2=5mm,fc该轴段做成键槽齿轮，d5=34mm L5=58mm (6)轴段的设计为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段需要设置 一个轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直 径，查课本表的此处倒角为R=1.6mm有经验公式的定位轴肩高度 h= (2-3) R=3.2-4.8mm,取 h =3mm 轴环宽度 b 1.4h,故取轴 段

45、L5 10mm 0(7)轴段的设计该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端 盖等零件有关。轴承座的宽度为Lc1 c2 (5 8)mm,由表查出下箱体壁厚为：0.025a2 3mm (0.025 189 3)mm=7.75mm<8mrm, =8mm a1 a2 267 mm<400mm轴承旁边的连接螺栓为M8,则G=14mmc2=12mm,!体轴承座宽度L=8+14+12+(5-8)取L=30mm为方便半联轴器的螺栓的安装空间，取联轴器的凸缘端面距轴承的端盖的距离为30mm则L2 =50mm (8)轴上力的作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈端面距离 a3 =6mm由

46、构想图得出轴的支点及受力点间的距离为:Blll3L L2mm=50+50+6=106mm,2L3 L4 L5 L6 B 2 147mm2L6, B 一一 L7 - mm 57mm22 5轴的受力分析(1)画轴的受力简图如图5.8所示:图5.8高速级:Fti2T2d22 81440208794.54NFriFt tan794.54tan20 289N在水平面上画受力图如图5.9所示:图5.9yiH由平衡方程得：R 0RhR2H FtRy 0Ft 147 F2H (147 57)解之得：Rih =222N, R2H =572.54N。在垂直面上画受力图如图5.10所示：图 5.10由平衡方程得：(

47、b)R 0R1V R2VFrRy 0 Fr 147 F2v (147 57)解之得： 0 =81N, R2V =208N轴承1的总反力为:R1 VR2HRV v12222 8122 36.3N轴承2的总反力为：R2, R2HR2V572.542 2082 609N(3)画弯矩图水平弯矩：M1HR1Hli222 14732634 N mm画水平弯矩图如图5.11所示：图 5.11铅垂弯矩：M1VR1Vli208 57N m 11856N mm画铅垂面弯矩图如图5.12所示：图 5.12轴承一处合弯矩:MM 2HM12V( 32634)2 ( 11856)2 34721N mm(4)画合弯矩图如图

48、5.13所示:图 5.13(5)画出转矩图如图5.14所示：图 5.146.2低速轴的设计与计算1低速轴的传动功率P 2.979kw ,转速n 121r/min，大齿轮分度圆直径d1 208mm ,齿轮宽度b1 70mm。2选择轴的材料低速轴材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。3初算轴直径查课本表得c 106-135考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120则：dm. C3 p3120 32.979 30.546mm,n3, 121轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3哌J 5%轴段最细处直径为 d430.546 (0.035

49、0.05) 15.6 31.213 33.034mm。取 dmin 32mm 04轴结构设计 乏月n,h了(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式的结构,该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最小轴径处开始设计。(2) 联轴器及轴段轴段上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴孔设计同步进行。初定最小直径32mm， 半联轴器轮毂的宽度查表，取半联轴器轮毂的宽度为60mm， 轴段 的长度略小于轮毂的宽度，取 L1 =58mm。(3) 密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩

50、高度：h (0.07 0.1)d1(0.07 0.1) 25 1.75 2.5mm轴段的轴径d2 d1 2 (1.75 2.5) 23.5 25mm ,该处圆周速为1.507m/s小于3m/s,可选用毡圈油圭t 选用毡圈30 JB/ZQ4606-1997，取d2 35mm。(4) 轴承与轴段及轴段考虑齿轮轴向力比较小，选用深沟球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6008，由课本表查得轴承内径d=40mm外径D=68mm宽度B=16mm内圈定位轴肩直径 da 48.8mm， 外圈定位轴肩Da 59.2mm, 在轴上力作用点与外圈大段面的距离a3 8mm, 故取轴段的直径

51、d3 40mm 。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装误差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm挡油环轴孔宽度初定为B1 12mm , 则 L3 B B1 (13 12) 25mm。通常同一根轴上取相同轴承，则d5 =40mm。(5) 齿轮与轴段齿轮轮毂宽度：取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为70mm，端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等 70mm其右端采用轴肩定位 左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段长度 应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm故取L6 68mm。该轴段上安装 齿轮，为了便于齿轮的安装，6应略大于d7,可初定d6=45mm 由表查出该处键的截面尺寸为 b h =14mm9mm轮毂键槽深度为 ti =5.5mm则该处齿根圆与毂孔才顶部的距离大于 2.5 mn,故该轴 段做成键槽齿轮，d6 =45mm， L6 =70mm。(6) 轴段的设计为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段需要设置一轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，查课本表的此处倒