二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书 新乡学院课程设计说明书目 录一. 课程设计任务书3二.电动机选择 4三.传动装置的总传动比及其分配 5四.计算传动装置的运动和动力参数 5五.齿轮设计 6六.轴及其轴承装置、键的设计 126.1输入轴及其轴承装置、键的设计 126.2中间轴及其轴承装置、键的设计 186.3输出轴及其轴承装置、键的设计 25七.箱体结构及减速器附件设计30八.润滑与密封34九.设计总结35十.参考文献36 1 一. 课程设计任务书课程设计题目：带式输送机传动装置的设计 学生姓名：指导教师： 原始数据：数据编号 A6 ；传动方案编号： 方案3参数表 工作条件：一班制，连续单

2、向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间、包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：10台生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮动力来源：电力，三相交流（220/380V）。2 运输带速度运行误差：±5%。设计工作量：（1）减速器装配图1张（A0或A1）（2）减速器零件图13张（3）设计说明书份二.电动机选择 1、电动机类型选择：根据一般带式输送机以及该减速箱的运作环境选用Y（IP44）系列封闭式三相异步电动机2、电动机容量选择：（1）、工作机的输出功率PW=F*V=2800*1.4=3.92KW查机械基础附录3得

3、：h1联轴器的动效率：1=0.99，h2每对轴承的传动效率：2，=0.983齿轮传动的传动效率：3=0.984输送机滚筒效率：4=0.96 所以电动机输出地有效功率PR=PW24hhhh1234=4.798KW查机械设计手册选取电动机的额定功率为Pd=5.5KW。（2）、确定电动机的转速 卷筒的转速nw=60*VpD=60*1.4*10003.14*350=76.43r/min由设计手册查得二级圆柱齿轮减速器传动比i=860，所以电动机转速范围为611.44-4585.8 r/min。符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min,1500r/min，3000r/min四种。 根

4、据电动机的功率以及转速，查机械设计手册表32.1-9可得出只有Y132S1-2、 Y132S1-4、Y132M2-6、Y160M2-8这四种电机合适。综合考虑电动机的重量、价格等因素，最终选用Y132M2-6型电动机。根据表32.1-9可得Y132M2-6型电 3 动机的主要参数如下： 三.传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比i由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw=960/76.43=12.562分配传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。 因为i12.56，取i1»i2=i=3.6速度偏差为0.5%<5%，所

5、以可行。 四.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速轴 nI=nm=1440 r/min轴nn/i1440/4.34331.80 r/min 1轴n n/ i2331.80/4.34=76.45 r/minn=n=76.45 r/min（2） 各轴输入功率Ppd×h15.5×0.995.445kW4 Pp×2×h35.445×0.98×0.985.229kW PP×2×h35.229×0.98×0.985.022kWPP×2×4=5.022×0.98×

6、;0.964.725kW（3） 各轴输入转矩 电动机轴的输出转矩Td=9550Pdnm=9550×5.5/960=45.6 N·m所以: TTd×h1 =45.6×0.99=45.3 N·mTT×i1×2×h3=45.3×3.6×0.98×0.98=156.56 N·mTT×i2×h2×h3=156.56×3.6×0.98×0.98=541.07 N·mT卷=T×1×2=541.07&#

7、215;0.99×0.98=510.77 N·m 五.齿轮设计1. 齿轮选材（1）按低速级齿轮设计 （2）选用级精度（3）材料选择。小齿轮材料为40（调质），硬度为280，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数124，大齿轮齿数21·13.6×24=86.4,取Z2=86。 选取螺旋角。初选螺旋角b=14o 2.接触强度计算因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算，6 5 即3dt）确定公式2KtTdu+1æZHZEçuçHèö

8、÷÷ø2（2）由图10-30，选取区域系数ZH=2.433（3）由图10-26查得ea1=0.78 ea2=0.88 ea=ea1+ea2=1.66（4）计算小齿轮传递的转矩T1=156.56N×m=15.656´104N×mm（5）由表10-7选取齿宽系数Fd=1（6）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2（7）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限sHlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限sHlim2=550MPa（8）由式10-13计算应力循环次数=60´ N1=60nh

9、jL266´.6´7´1(´21´09=300´ 8)0.610N2=0.6´109/3.6=0.16´109（9）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.90KHN2=0.95（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得 sH1=KHN1sHlim1SKHN2sHlim2S=0.9´600MP=a540MP a sH2=0.95´550MP=a522.5MP aa531.25MP a sH=(sH1+sH2)/2=(540+522.5)/2MP=3.计算6

10、 （1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t=2´1.6´4.37´101´1.664æ2.433´189.8ö´´ç÷3.6è531.25ø4.62=43.33mm（2）计算圆周速度v=pd1tn160´1000=0.6m/s（3）计算齿宽及模数mntb=Fdd1t=1´43.33=43.33mm=1.75mm mnt=d1tcosbZ1=43.33´cos1424oh=2.25mnt=2.25´1.75=3.94

11、mmb/h=43.33/3.94=11（4）计算纵向重合度ebeb=0.318FdZ1tanb=0.318´1´24´tan14o=1.903（5）计算载荷系数K已知使用系数KA=1根据v=0.6m/s，级精度，由图查得动载荷系数KV=1.08 由表查得KHb=1.12+0.18(1+0.6Fd)Fd+0.23´10=1.12+0.18(1+0.6´1)´1+0.23´1022-322-3b ´43.33=1.42由图查得KFb=1.35假定KAFt<100N/mm，由表查得KHa=KFa=1.4 d1故载荷

12、系数K=KAKVKHaKHb=1´1.08´1.4´1.42=2.15（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得d1=d1t3K/Kt=43.3332.15/1.6=47.81mm（7）计算模数mn7 mn=d1cosbZ1=47.81´cos1424o=1.93mm由式10-17 mn³1）确定计算参数 2KT1YbcosFdZ1ea22bYFaYSa× sF（1）计算载荷系数K=KAKVKFaKFb=1´1.08´1.4´1.35=2.04（2）根据纵向重合度eb=1.903，从图查得螺旋角

13、影响系数 Yb=0.88（3）计算当量齿数ZV1=Z1coscos3 ZV2=bb=24cos1486cos143o3o=26.27Z23 =94.14（4）查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.592 YFa2=2.194（5）查取应力校正系数 由表10-5查得YSa1=1.596 YSa2=1.783（6）由图10-20查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限sFE1=500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限sFE2=380MPa（7）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得 8 sF1=KF

14、N1sFE10.85´500=303.57MP aS1.4KFN2sFE20.88´380=238.86MP aS1.4YFaYSasF sF2= （9）计算大小齿轮的YFa1YSa1sF1YFa2YSa2sF2=2.592´1.596303.572.194´1.783238.86=0.01363 =0.01638=大齿轮的数据大2）、设计计算mn³32´2.04´15.656´101´2424´0.88´cos142o´1.66´0.01638=2.08mm对比计

15、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mn2.5mm，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d1=48.33mm来计算应有的齿数。于是由Z1= 取Z1=23，则Z2=i1Z1=3.6´23=82.8取z2=834.计算几何尺寸（1）计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cosb=(23+83)´22´cos14od1cosbmn=48.33´cos142o=23.4 =109.25mm将中心距圆整为109mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角b=arccos(Z1+Z2)mn

16、2a=arccos(23+83)´22´109=13.47 o圆整后取B2=60mm；B1=65mm9 （3）计算齿轮的分度圆直径d1=d2=Z1mncosbZ2m2cosb=23´2.5cos13.4783´2cos13.47oo=59.1mm =170.7mm（4）计算、齿轮的齿根圆直径ddf1f2=d1-2.5mn=59.1-2.5´2.5=52.85mm=d2-2.5mn=170.7-2.5´2.5=164.45mm（5）计算齿轮宽度b=Fdd1=1´59.1=59.1mm所以取B2=60mm；B1=65mm5.验算

17、Ft=2T1d1=2´15656059.1=5298NKAFtb=1´529859.1=89.6N/mm<100N/mm所以此齿轮设计符合要求。 由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距 完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定满足高速级齿轮传动的要求。所以齿轮的各参数如下表：10 6.齿轮结构设计根据后面的轴设计计算，大齿轮做出下图的a图形式，而小齿轮由于直径与轴的直径相差不远，所以设计成齿轮轴的形式。 六.轴设计6.1输入轴的设计 11 1.输入轴上的功率P1=4.55kw,转速n1=960r/m

18、inT1=4.53´104N×mm2.求作用在齿轮上的力 Ft=2T1d1=2´4.53´1059.1=1533´4=1533Ntan20oo Fr=Fttanancosbcos13.47o=574N Fa=Fttanb=1533´tan13.47=367N3初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取Ao=112于是由式初步估算轴的最小直径dmin=AoP1/n1=1124.55/960=18.8mm这是安装联轴器处轴的最小直径d1-2，由于此处开键槽，校正值d1-2=18.8´(1+5%)=19.74mm，联轴器

19、的计算转矩 Tca=KAT1查表14-1取KA=1.3，则Tca=KAT1=1.3´4.53´104=58890N×mm查机械设计手册（软件版），选用GB5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250 000N·。半联轴器的孔径24mm，轴孔长度L38,J型轴孔,相应地,轴段1的直径d1=24mm,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取l1=36mm4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）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，轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=0.070.1d,

20、故取段的直径d2=27mm（2）初选型号6的深沟球轴承 参数如下d´D´B=30´55´13 da=36mm Da=49mm 基本额定动载荷Cr=13.2KN 基本额定静载荷Cor=8.3KN12 故d3=d7=30mm 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l7=13mm（3）轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d4应略大与d3,可取d4=36mm.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4的长度l4应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b=60mm,故取l4=58mm（4）齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度h=

21、0.070.1d,取d5=40mm,l5=1.4h,故取l5=6mm为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d6=da=36mm （5）取齿轮端面与机体 平键截面b×h=10mm×8mm, 键槽用键槽铣刀加工，长为45mm, 同 时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合 为H7/n6; 同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×28mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6. 5.轴的受力分析1)画轴的受力简图13 2)计算支承反力 在水平面上 F1H=F2H= 在垂直

22、面上 Ft2=15332=766.5NåM2=0,F1v=FrL3+FadL2+L32574´56.5+367´59=56.5+56.52=383N 故F2v=Fr-F1v=574-383=191N 总支承反力F1=F2=F1H+F1v=F2H+F2v=2222766.5+383766.5+191222=857N =790N 23)画弯矩图14 M1H=M2H=F1H´L2=766.5´56.5=43307.25N.mmM1v=F1v´L2=383´56.5=21639.5N.mm M2v=F1v´L2-Fad2=

23、10794.65N.mm2 2M1=M2M1H+M1v=M22H2243307.25+21639.52=49412.67N×mm2=+M22v=43307.25+10794.65=44632.3N×mm4)画扭矩图(见前图)6.校核轴的强度C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面W=0.1d3-bt(d-t)2d2=0.1´303-10´5´(30-5)2´302=2179mm3WT=0.2d3-bt(d-t)2db2=0.2´303-10´5´(30-5)2´

24、;302=4879mm3sa=s=MW=48412.672179=22.2mpasm=0tT2=4.64mpatT=TWT=9.28mpata=tm=轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 sB=640mpas-1=275mpa,t-1=155mpa. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数as及at按附表3-2查取.因rd=130=0.03,Dd=3630=1.2,经插值后可查得as=2.09 at=1.66又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 qs=0.74 qt=0.77 故有应力集中系数按式(附3-4)为ks=1+qs(as-1)=1+0.74(2.09-1)=1.

25、81 15 kt=1+qt(at-1)=1+0.77(1.66-1)=1.51 由附图3-2得尺寸系数es=0.77;由附图3-3得扭转尺寸系数et=0.88 由附图3-4得 bs=bt=0.92轴未经表面强化处理,即bq=1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为Ks=ks+1-1=1.810.771.510.88+10.9210.92-1=2.44 esktbs1 Kt=et+bt-1=+-1=1.81由x3-1及x3-2得碳钢的特性系数js=0.10.2, 取js=0.1jt=0.050.1, 取jt=0.05于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)(15-8)则得Ss=sKssa

26、-1+jss=m2752.44´18.5+0.1´0155=6.09 St=Sca=t-1Ktta+jttm=1.81´3.6+0.05´3.6=23.15 SsStSs+St22=5.89>>S=1.31.5 故安全7. 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数a=0.6,则 sca=M2+(aT)W2=25.48mpa查表15-1得s-1=60mpa,因此sca<s-1,故安全. 8. 校核键连接强度16 联轴器: s查表得s齿轮: s 查表得spp=4T1d1hl=4´45300

27、24´7´(28-8)2p=44.9mpa p=1204T1d1hl150mpa.s<s故强度足够. pp=4´4530036´8´(45-10)=18mpa =120150mpa.sp<s故强度足够. p9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向:Fr1=F1=857N轴向:Fa1=Fa=367N 轴承2 径向:Fr2=F2=790N轴向:Fa2=0因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 Fa1Fr1=367857=0.42£e按表13-6,fp=1.01.2,取fp=1.2按表13-5，X=1，Y=0故 P=fp(X

28、Fr+YFa)=1.2(1´574+0´367)=688.8NLh=10660n(CrP)=310660´960´(13200688.8)=1.2´10h 35查表13-3得预期计算寿命Lh=12000<Lh 6.2中间轴设计17 1.中间轴上的功率P2=4.37kw,转速n2=266.67r/min；转T42=15.656´10N×mm2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮:4F2T2t1=d=2´15.656´102170.7=1834NoFr1=Ftanant1cosb=1834´tan2

29、0cos13.47o=686NFoa1=F1ttanb=1834´tan13.47=439N低速小齿轮:FT22´15.656´104t1=2d=259.1=5298NFFtanant1cosb=5298´tan20or1=cos13.47o=1983NFoa1=F1ttanb=5298´tan13.47=1269N3.初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。 根据表，取Ao=112于是由式初步估算轴的最小直径 dmin=AoP2/n2=1124.37/266.67=28.4mm这是安装联轴器处轴的最小直径d1-2,取轴段1的直径d1=29m

30、m4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）2）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6307的深沟球轴承 参数如下 d´D´B=35´80´21 da=44mm Da=71mm 基本额定动载荷 18 矩 Cr=33.2KN 基本额定静载荷Cor=19.2KN， d1=d5=35 l1=l5=41mm(2)轴段2上安装大齿轮,取d2=40mm，l2=58mm齿轮左端与左端轴承采用套筒定位,为使大齿轮轴向定位，取d3=45mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取l3=90mm; 轴段4上安装小齿轮，取d4=40，l4=63mm3)

31、键连接大小齿轮与轴的周向定位都选用平键 12mm×8mm×50mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m65.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，轴的支撑跨距为l1=54mm ， l2=152.5mm ， l3=52.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及扭矩和弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。1) 画轴的受力简图19 2）计算支承反力 在水平面上 F1H=F2t´L3+F1t´(L2+L3)L1+L2+L3=25

32、24N F2H=F1t+F2t-F1H=4608N 在垂直面上 20 åM2=0,F1v=Fr2L3+Fa1+F1r´(L2+L3)2=995NL1+L2+L3d1故F2v=Fr1+F2r-F1v=1674N 3)总支承反力F1=F2=F1H+F1v=F2H+F2v=2222252446082+99522=2713N2+1674=4903N4)画弯矩图M1H=M,1H=F1H´L1=2524´54=136296N.mm M1v=F1v´L1=995´54=53730N.mm M,1v=F1v´L1-F1a´d2=4

33、0758N.mmM1=MM,2H(M1H)+(M1v),2,2=16042N×mm=F2H´L3=4608´52.5=241920N.mm,2v 2v=M=F2v´L3=1674´52.5=87885N.mmM2=M22H+M22v=257389N×mm5)画扭矩图（如前图）6.校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面W=0.1d3-bt(d-t)2dbt(d-t)2d22=0.1´403-12´5´(40-5)2´4012´5&

34、#180;(40-5)2´402=5328mm32WT=0.2d3-=0.2´403-=11728mm3sa=sb=MW=2573895328=48.3mpasm=0tT2=6.65mpatT=TWT=13.3mpata=tm= 21 轴的材料为sB45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得=64m0psa-1=27m5p,at-1=155mpa. 截面上由于轴肩而形成的理论应力rd=1.540=0.038集中系数as及at按附表3-2查取.因可查得as=2.09 , Dd=4540=1.13,经插值后at=1.66 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 qs=0.7

35、8 qt=0.83 故有应力集中系数按式(附3-4)为 ks=1+qs(as-1)=1+0.78(2.09-1)=1.85 kt=1+qt(at-1)=1+0.83(1.66-1)=1.55 由附图3-2得尺寸系数es=0.72;由附图3-3得扭转尺寸系数et=0.85 由附图3-4得 bs=bt=0.92 轴未经表面强化处理,即bq=1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为Ks=ks+1-1=1.810.771.510.88+10.9210.92-1=2.44 esktbs1 Kt=et+bt-1=+-1=1.81由x3-1及x3-2得碳钢的特性系数 js=0.10.2, 取js=0.1

36、jt=0.050.1, 取 jt=0.05于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)(15-8)则得Ss=sKssa-1+jss=m2752.44´18.5+0.1´0155=6.09 St=t-1Ktta+jttm=1.81´3.6+0.05´3.6=23.1522 Sca=SsStSs+St22=5.89>>S=1.31.5 故安全7.按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数a=0.6,则 sca=M2+(aT)W2=51.4mpa查表15-1得s-1=60mpa,因此sca<s-1,故安

37、全.8.校核键连接强度高速齿轮: s查表得sp=4T2d3hl=4´15656040´8´(50-12)p=51.5mpa p=120150mpa.s<s故强度足够. p低速齿轮: s 查表得spp=4T2d3hl=4´15656040´8´(50-12)=51.5mpa =120150mpa.sp<s故强度足够. p9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向:Fr1=F1=2713N轴向:Fa1=Fa=830N轴承2 径向:Fr2=F2=4903N轴向:Fa2=0因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算Fa1Fr1=83

38、02713=0.31<e,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,fp=1.01.2,取fp=1.2,故P=fp(XFr+YFa)=2713N,Lh=10660n(CrP)=114535h 3查表13-3得预期计算寿命Lh=12000<Lh23 6.3.输出轴设计 1输出轴上的功率P3=4.2kw,转速n3=74.08r/min转矩T1=54.107´104N×mm2求作用在车轮上的力 Ft=2T1d1=2´54.107´1059.1=18310´4=18310Ntan20oo Fr=Fttanancosbcos13.47o=6

39、853N Fa=Fttanb=18310´tan13.47=4386N3初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取Ao=112于是由式初步估算轴的最小直径dmin=AoP3/n3=27mm这是安装联轴器处轴的最小直径d1-2，由于此处开键槽，取dmin=27´1.05=28.4mm，联轴器的计算转矩Tca=KAT1查表14-1取KA=1.3，则Tca=KAT1=1.3´54.107´104=703391N×mm查机械设计手册，选用GB5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·。半联轴器的孔径32m

40、m，轴孔长度L60,J型轴孔,相应地,轴段1的直径d1=32mm,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取l1=58mm24 4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）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，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h=0.070.1d,故取段的直径d2=36mm（2）初选型号6308的深沟球轴承 参数如下d´D´B=40´90´23 Cr=40.8KN Cor=24KN故d3=d7=40mm 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l7=23mm(3)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装

41、,d4应略大与d3,可取d4=45mm.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4的长度l4应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b=60mm,故取l4=56mm(4)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度h=0.070.1d,取d5=52mm,l5=1.4h,故取l5=8mm为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6308深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d6=da=49mm(5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H=12mm ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得

42、轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm. l2=(C-s-B)+e+K=49mm故 l3=B+s+H+(b-l4)=46mml6=(H+s)-l5=12取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L1=92.5mm,L2=L3=59.5mm5.轴的受力分析1 )画轴的受力简图25 2）计算支承反力 在水平面上 F1H=F2H=在垂直面上Ft2=18310=9155N 2åM2=0,F1v=FrL3+FadL2+L326853´59.5+4386´59=59.5+59.52=4515.6N 故F2v=Fr-F1v=6853-4515.6=233

43、7.4N 总支承反力F1=F2=F1H+F1v=F2H+F2v=2222915591552+4515.622=10208N 2+2337.4=9449N 3 )画弯矩图M1H=M 2H=F1H´L2=9155´59.5=544722.5N.mm 26 M1v=F1v´L2=4515.6´59.5=268678.2N.mmM2v=F1v´L2-Fad2=139071.9N.mm故M1=M2M1H+M1v=M22H22544722.5+268678.2222=607380.1N×mm 2=+M22v=544711.5+139071.9=5

44、62195.3N×mm4）画转矩图(见前图)6.校核轴的强度C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面W=0.1d3-bt(d-t)2d22=0.1´403-14´7.5´(40-7.5)2´4022=5014mm3WT=0.2d3-bt(d-t)2dMW=0.2´403-14´7.5´(40-7.5)2´40=11414mm3 sa=sb=607380.15014=121.14mpa sm=0ta=tm=tT2=23.7mpa轴的材料为sB45刚 , 调质处理. 由 表

45、 15-1 查得 =640mpa,s-1=275mpa,t-1=155mpa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集rd=140=0.03中系数as及at按附表3-2查取.因 , Dd=4540=1.2,经插值后可查得as=2.09,at=1.66又由附图qs=0.74,qt=0.773-1可得轴的材料的敏性系数为,故有应力集中系数按式(附3-4)为ks=1+qs(as-1)=1+0.74(2.09-1)=1.81kt=1+qt(at-1)=1+0.77(1.66-1)=1.51由附图3-2得尺寸系数es=0.77;由附图3-3得扭转尺寸系数et=0.88由附图3-4得 bs=bt=0.9227 轴

46、未经表面强化处理,即bq=1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为Ks=kt1ks+1-1=1.810.77+10.92-1=2.44 esbs+Kt=et+bt-1=1.510.8810.92-1=1.81由x3-1及x3-2得碳钢的特性系数js=0.10.2, 取js=0.1jt=0.050.1, 取jt=0.05于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)(15-8)则得Ss=sKssa-1+jss=m2752.44´18.5+0.1´0155=6.09 St=t-1Ktta+jttm=1.81´3.6+0.05´3.6=23.15Sca= 故

47、安全。 SsStSs+St22=5.89>>S=1.31.57.按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数a=0.6,则 sca=M2+(aT)W2=54.67mpa查表15-1得s-1=60mpa,因此sca<s-1,故安全.8.校核键连接强度联轴器: s查表得sp=4T3d1hl=4´54107032´8´(45-10)2p=103.5mpa p=120150mpa.s<s故强度足够. p28 齿轮: s 查表得spp=4T3d1hl=4´54107045´9´(45

48、-10)=112.7mpa =120150mpa.sp<s故强度足够. p9.校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向 Fr1=F1=10208N轴向 Fa1=Fa=4386N轴承2 径向 Fr2=F2=9449N轴向 Fa2=0因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算Fa1Fr1=438610208=0.43£e按表13-5取X=1，Y=0，按表13-6，取fp=1.0，故P=fp(XFr+YFa)=1.0(1´10208+0´4386)=10208NLh=10660n(CrP)=310660´74.08´(4080010208)=14365h 3查表13-3得预期计算寿命Lh=12000<Lh。7.箱体结构及减速器附件设计7.1、箱体架构1）、箱体材料选择。减速器的箱体采用铸