二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书

1、目录 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 一）电动机的选择 2 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 1、选择电动机的类型 2 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 2、确定电动机的转速 2 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 3、选择电动机 2 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 二）计算传动装置的总传动比 并分配传动比 3 HYP

2、ERLINK l bookmark28 o Current Document 1、计算运动装置的总传动比 3 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 2、分配传动比 3 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 三）计算传动装置各轴的运动和动力参数 4 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 1、各轴的转速 4 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 2、各轴的输入功率 4 HYPERLINK l bookmark44 o

3、 Current Document 3、各轴的输入转矩 4 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 四）传动零件的设计计算 5 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 5 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document （1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数 5 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document （2）按齿面接触面强度设计 6 HYPERLINK l bookmark86 o Curre

4、nt Document （ 3）按齿根弯曲强度设计 8 HYPERLINK l bookmark133 o Current Document （4）几何尺寸计算 9 HYPERLINK l bookmark160 o Current Document 2、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 10 HYPERLINK l bookmark162 o Current Document 1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数 10 HYPERLINK l bookmark178 o Current Document 2、按齿面接触面强度设计 10 HYPERLINK l bookmark198 o Cur

5、rent Document 3、按齿根弯曲强度设计 12 HYPERLINK l bookmark220 o Current Document 4、几何尺寸计算 13 HYPERLINK l bookmark248 o Current Document 五）轴的设计 15 HYPERLINK l bookmark250 o Current Document 1、中间轴的设计 15 HYPERLINK l bookmark252 o Current Document （1）作用在齿轮上的力 15 HYPERLINK l bookmark254 o Current Document （2）确定轴的

6、最小直径 15 HYPERLINK l bookmark256 o Current Document （3）轴的结构设计 16 HYPERLINK l bookmark258 o Current Document （4）中间轴的校核 17 HYPERLINK l bookmark268 o Current Document 2、高速轴的设计 20 HYPERLINK l bookmark270 o Current Document （1）作用在齿轮上的力 20 HYPERLINK l bookmark278 o Current Document （2） 确定轴的最小直径 20 HYPERLIN

7、K l bookmark280 o Current Document （ 3）选择联轴器 20 HYPERLINK l bookmark292 o Current Document （4）轴的结构设计 21 HYPERLINK l bookmark294 o Current Document 3、低速轴的设计 22 HYPERLINK l bookmark296 o Current Document （1）作用在齿轮上的力 22 HYPERLINK l bookmark298 o Current Document （2） 确定轴的最小直径 22 HYPERLINK l bookmark300

8、o Current Document （ 3）选择联轴器 22 HYPERLINK l bookmark302 o Current Document （4） 轴的结构设 22 HYPERLINK l bookmark319 o Current Document 六）轴承寿命的校核 24 HYPERLINK l bookmark321 o Current Document 1、中间轴承的校核 24 HYPERLINK l bookmark323 o Current Document （1）轴承所受的轴向力和径向力 24 HYPERLINK l bookmark331 o Current Docu

9、ment （2）求轴承的当量动载荷 24 HYPERLINK l bookmark345 o Current Document （ 3）验算轴承寿命 25 HYPERLINK l bookmark347 o Current Document (七 ) 箱体结构及减速器附件设计 25 HYPERLINK l bookmark349 o Current Document 1、减速器箱体结构表 25 HYPERLINK l bookmark351 o Current Document 2、箱体附件的设计 26电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件 ,选用 Y 系列三相异步电动机。选择电

10、极的容量工作及输入功率 PW=2.95KW从电动机到工作机之间的总效率为分别为242 =1 2 3 4式中 1、2 、3、4 分别为联轴器、轴承、 齿轮传动、 卷筒的传动效率。 由相关手册取 1=0.99， 2=0.98，3=0.97，4=0.95，则=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以电机所需功率为Pd= PW =20.9850K8W =3.651KW d 0.8082、确定电动机的转速由相关手册推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比=8 40, 而工作机的转速nw 78r /min所以电动机转速可选范围nd i nw (840) 78r /min (624

11、 3120)r /min 符合这一范围的同步转速有 750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min 、3000 r/min 四种。综合考 虑电动机和传动装置的尺寸、 质量及价格因素， 为使传动装置结构紧凑， 决定选用同步转速为 1000 r/min 的电动机。3、选择电动机根据电动机类型、容量和转速，有相关手册选定电动机型号Y132M1-6。其性能如下表：电动机型号额定功率 /KW启动转矩最大转矩满载转速 nm/ ( r/min) 额定转矩额定转矩电动机的主要安装尺寸型号HABCDE FGDGKbb1b2hAABBFAL1Y132M1-613221617889388010

12、x833122802101353156023818515Y132M1-69602.02.0二）计算传动装置的总传动比 并分配传动比1、计算运动装置的总传动比总传动比 为96012.30878式中 nw 为工作机输入转速2、分配传动比ii1i2考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i1 1.4i2 ，故高 速 级 的传 动 比为 ： i1 1.4i 1.4 12.308 4.151低 速 级 的传 动 比为 ： i2 i 12.308 2.9652 i1 4.151三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1、各轴的转速轴n1 nm 960r /min轴n1 960r/minn2 1 231.27r

13、 /min2 i14.151轴n2 231.27r /minn32 78r /min3 i22.965卷筒轴nw n3 78r/min2、各轴的输入功率轴P1=Pd 1 =3.651KW0.99=3.614KW轴P2P1 2 3 =3.614KW0.98 0.97=3.435KW轴P3=P2 2 3 =3.435KW 0.98 0.97=3.265KW卷筒轴P卷P3 1 2 =3.265KW0.99 0.98=3.168KW3、各轴的输入转矩电动机的输出转矩 Td 为6 pd 6 3.651KWTd 9.55 106 d 9.55 10636320 N mmnm960r /min轴T1=Td

14、1 =36320N mm 0.99=35.957 N mm轴T 2 =T1i1 2 3 =35.957 N mm 4.151 0.98 0.97=141.884 N mm轴T 3 =T 2 i2 2 3 = 141.884 N mm 2.965 0.98 0.97=399.904 N mm4卷筒轴T卷=T3 1 2 =399.904 N mm 0.99 0.98=387.987 N mm将上述结果汇总于下表，以备查用。轴名功率 P/KW转矩 T/( N mm)转速 n/(r/min)传动比 i效率电机轴3.6513632096010.99轴3.6143595709604.1510.951轴3.

15、435231.272.9650.951轴3.2657810.970卷筒轴3.16878（四）传动零件的设计计算斜 齿 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 选 用 标 准 斜 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 。标准结构参数压力 角 n 20 ，齿顶高系数 han* 1，顶隙系数 cn* 0.25 。1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8 级精度2）材料选择。由机械设计第八版表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），硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS

16、 。3）选小 齿 轮 齿 数 z1=24 大 齿 轮 齿 数 z2= z1 i1 =24 4.151=99.624, 取 z2=97. ， 则 齿 数比z2 97z1 244.042 ，4.042 4.1514.0422.7% 3 5 % 可满足要求。4）选取螺旋角，初选螺旋角142）按齿面接触面强度设计d3 2KtT11 ZH ZE 2d1t 3 d a H确定公式内的各计算值1）试选 K t 1.42）计算小齿轮传递的扭矩6 PITI 9.550 10 6 InI 9550000 3.614/960=3.595x104 N mm3）由表 10-7 选取齿宽系数 d =1.014）由表 10

17、-6 查得材料弹性影响系数 Z E 189.8 MPa 25）由图 10-30 选区域系数 ZH=2.433.6）由图 10-26 查得 a1 0.755 ， a2 0.865 ，则 a a1 a2 1.62.7）由图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 =600MPa；齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 =550MPa 。8）由式 10-13 计算应力循环次数。N1 60n1 jL h =60 x960 x1（2x8x365x5）=1.682x10N2N198=1.682x10 /4.042=4.16x109）由图 10-19取接触疲劳寿命系数 K HN1 =0.91

18、 ； K HN 2 =0.9410）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数 s=1）K HN1 H lim 1H 1 =0.91x600MPa=546MPakHN 2 H lim 2S=0.94x550MPa=517MPa2）设计计算1）计算小齿轮分度圆直径时代入 H 中较小值d1t 33 2K tT13 d a2=32 1.4 3.595 104 4.042 1 2.43 189.85171.0 1.624.042=39.512 mm2)计算圆周速度d1tn160 1000=3.14 x 39.512 x 960 /60 x 1000 m / s m=1.985 m/s计算齿宽 b

19、及模数 mntbdd1t =1.0 x 39.512 mm =39.512 mmmntd1t cos39.512 cos14 mm =1.597mmz124h 2.25mnt =2.25 x 1.597 mm =3.593 mm0.318 d z1 tan =0.318 x 1.0 x 24 x tan1 4=1.903计算齿宽齿高比计算纵向重合度计算载荷系数b 39.512=10.997h 3.593由工作条件，查表 10-2 得使用系数 K A =1.00 。根据 v=1.985 m/s,8 级精度，由图 10-8 查得 动载系数 Kv =1.15 ；由表 10-3 查得 K H K F

20、=1.2由表 10-4 利用插值法查得 K H =1.4498由图 10-13 查得 KF =1.38 。故载荷系数KK AKV K H K H =1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.4498=2.0按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 10-10a 得d239.5123 12.4 mm =44.500 mm计算法面模数mnd1cos44.500 cos14 mm=1.799 mmz1243）按齿根弯曲强度设计mn3 2KT1Y cos2YFaYSad z12 a F（1）确定计算参数1）计算载荷系数K K AKV K F K F =1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.3

21、8=1.9042）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 =380MPa。3）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.91， K FN 2 =0.95。4）计算完全疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4K FN1 FE1 0.91 500F 1 FN1 FE1 MPa =325 MPa F 1 SK FN 2 FE2S1.40.95 380 MPa =257.857 MPa1.45） 根据纵向重合度=1.903，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y =0.886） 计算当量齿数z1zv13cos243 =

22、26.272 cos3 14z297zv23 3 =106.184cos cos 147）查取齿形系数由表 10-5 利用插值法算得 YFa1 =2.592， YFa 2 =2.1758）查取应力校正系数由表 10-5 利用插值法算得 YSa1 =1.596，YSa2=1.795YY9 ）计算大小齿轮的 Fa Sa 并加以比较。YFa1YSa1Fa1F S1a1F12.592 1.596325=0.01273YFa 2 YSa22.175 1.795=0.01514257.857大齿轮的数值大。（2）设计计算mn3 2KT1Y cos2YFaYSa3dz12 a F3 2 1.824 3595

23、0 0.88 cos2 141.0 1.620.01514mm=1.198 mm由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取mn =1.5 mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =44.5 mm来计算应有的齿数。于是z1 d1 cos44.5cos14 =28.785mn 1.5取 z1 =29 ，则 z2z1=4.042 x 29=1174）几何尺寸计算1）计算中心距z1 z2 mn2cos29 117 1.5mm=112.852mm2 cos14将中心距圆整为 113 mm 。2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosz

24、1 z2 mn2a29 117 1.5 arccos=1417512 113因 值改变不多，故参数 a,K ,ZH 等不必修正。3）计算打、小齿轮的分度圆直径d1 z1mn 29 1.5 =44.890 mm1 cos cos14 17 51d2 z2mn117 1.5 =181.109 mmcos cos14 17 514）计算齿轮宽度bdd1=1 x 44.890=44.890 mm圆整后取 B2 =45 mm ； B1=50 mm2、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）选用 8 级精度2）材料选择。由机械设计第八版表10-1 选择小齿轮材料为 40cr（

25、调质 ） ，硬度为280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS 。z2 723）选小齿轮齿数 z1=24 大齿轮齿数 z2= z1i1=242.965=71.16, 取 z2=72.，则齿数比2 3，z1 243 2.9652.9651.2% 3 5 % 可满足要求。4）选取螺旋角，初选螺旋角14 。22KtT11 ZH ZE2、按齿面接触面强度设计dad1t（1）确定公式内的各计算值1）试选 K t 1.42）计算小齿轮传递的扭矩T1 9.55 106 P2 95500003.435/231.27=3.595x10 4 N mm n23）由表

26、10-7 选取齿宽系数 d =1.014）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 Z E 189.8 MPa 25）由图 10-30 选区域系数 ZH=2.433.6）由图 10-26 查得 a1 0.755 ， a2 0.85 ，则 a a1 a2 1.605H lim 1 =600MPa ；齿轮的接触疲劳强度7）由图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限极限 H lim 2 =550MPa 。8)由式 10-13 计算应力循环次数。N1 60n1 jL h =60 x231.27x1 x (2x8x365x5)=4.052x10N19 8N 2 1 =4.052x10 /3=1.351

27、x109）由图 10-19取接触疲劳寿命系数 K HN1 =0.94； K HN2 =0.9610）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数 s=1）H 1 KHN1 Hlim1 =0.94x600MPa=564MPaH 1 SkHN 2 H lim 2H 2HN 2 H lim 2 =0.96x550MPa=528MPaH 2 S（2）设计计算1）计算小齿轮分度圆直径时代入 H 中较小值d1t22K tT11 ZHZEHda2 1.4 1.418 105 3 1 2.43 189.8 231.0 1.605528=63.136 mmd1tn160 10002）计算圆周速度 =3.14

28、x 63.136 x 231.27 /60 x 1000 m / s m=0.764 m/ s3）计算齿宽 b 及模数 mntbdd1t =1.0 x 63.136 mm =63.136 mmmntd1t cos63.136 cos14 mm =2.553 mmz1244）计算齿宽齿高比h 2.25mnt =2.25 x 2.553 mm =5.744 mmbh63.136=10.9925.7445） 计算纵向重合度0.318 d z1 tan =0.318 x 1.0 x 24 x tan1 4=1.9036）计算载荷系数由工作条件，查表 10-2 得使用系数 K A =1.00 。根据 v

29、=0.764 m/s,8 级精度，由图 10-8 查得 动载系数 Kv =1.06 ；由表 10-3 查得 K H K F =1.2由表 10-4 利用插值法查得 K H =1.458由图 10-13 查得 K F =1.4 。故载荷系数K K AK V K H K H =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.458=1.855按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 10-10a 得计算法面模数d1cosmn169.345 cos14mm =2.804 mmz1243、按齿根弯曲强度设计mn2KT1Y cos2d z12 aYFaYSaF(1)确定计算参数1) 计算载荷系数K K A

30、KV K F K F =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.4=1.781由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 =380MPa。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.93， K FN 2 =0.97。计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4K FN 1 FE1SF10.93 500 MPa =332.143MPa1.4KFN2 FE2 0.97 380 MPa =263.286 MPaS 1.4根据纵向重合度=1.903，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y =0.88246）计算当量

31、齿数zv13 3 =26.272v1 cos3cos3 14z272zv2 23 3=78.817cos cos 147）查取齿形系数由表 10-5 利用插值法算得 YFa1 =2.592， YFa 2 =2.2228）查取应力校正系数由表 10-5 利用插值法算得 YSa1 =1.596，YSa2=1.769YY9）计算大小齿轮的Fa Sa 并加以比较。F大齿轮的数值大。（2）设计计算YFa1YSa1F12.592 1.596332.143=0.01245F22.222 1.769263.286=0.01493mn2KT1Y cos23d z12 aYFaYSaF3 2 1.781 1418

32、00 0.88 cos2141.0 1.605 2420.01493mm=1.891 mm由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取mn =2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 =69.345 mm来计算应有的齿数。于是z1d1cosmn69.345cos14 =33.642取 z1 =34 ，则 z2 z1=3 x 34=1024、几何尺寸计算1）计算中心距z1 z2 mn2cos34 102 2 mm=140.163 mm2 cos14将中心距圆整为 141 mm 。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角z1 z2 m

33、n34 102 2arccos 1 2 n arccos=15 18 142a 2 141因 值改变不多，故参数a,K ,ZH 等不必修正。d1z1mncos（3）计算打、小齿轮的分度圆直径34 2 =70.5 mmcos15 1814z2mn102 2d2 2 n =211.5 mm2 coscos15 1814（4）计算齿轮宽度： b dd1=1 x 70.5=70.5 mm圆整后取 B2 =71 mm ； B1=76 mm齿轮的主要参数高速级低速级齿数 z2911734102中心距 a112.852140.163法面模数 mn1.52端面模数 mt1.5792.553螺旋角14 1751

34、151814法面压力角 n2020端面压力角 t20 3511204027齿宽 b50457671齿根高系数标准值 han*11齿顶高系数 h* at han* cos 0.96900.9810齿顶系数标准值 c*0.250.25当量齿数 zv26.272106.18426.27278.817分度圆直径 d44.89181.10970.5211.5齿顶高 ha1.52齿根高 hf1.8752.5齿全高 h3.3754.5齿顶圆直径 da47.89184.10974.5215.5齿根圆直径 df41.14177.35965.5206.5五）轴的设计1、中间轴的设计1）作用在齿轮上的力高速级齿轮上

35、的力低速级齿轮上的力Ft2Fr2Fa2Fr1Fa12T1d1Ft2 tan2 359561598.76N44.891598.76 tan20600.5N cos cos14 1751Ft2 tan1598.76 tan14 1751 407.44N2T2d2Ft1 tancosFt2 tan2 141900 4025.53N70.54025.53 tan201519Ncos15 18144025.53 tan15 18514 1101.56N2）确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45 钢，调质处理，取 C=135.dmin C3 np22 135 3 233.41

36、.3257 34.09mm取 dmin =35 mm3）轴的结构设计轴的装配方案如下：1）查手册取 0 基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307. 其尺寸 d x D x T=35 mmx80 mmx22.75 mm。故dI II dV VI 35mm。 l I A lD VI 22.75mm 。轴承用套 筒定位。2）取 dII III dIV V 40mm 。齿轮用轴肩定位，轴肩高度 h=（0.07-0.1） dII III =3。轴环宽度 b 1.4h=6. 左端齿轮宽度 B1=76, 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴II-III 段的尺寸应略短于齿轮宽度故取 lII III =

37、74 mm，同样由 B2=45 mm取lV VI =43mm。3）齿轮端面距机体内壁的距离 2 =8 mm取 2=10 mm ，滚动轴承和内壁应有一段距离 s=4mm4）轴上零件的周向定位齿轮和轴的周向定位采用平键连接。 按 dII III 查得平键截面 b x h=12 mmx8mm键长 L=63 mm，键 槽距轴肩距离为 5mm ，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，选择齿轮和轴的配合为 H7 ，同样按 d IV V 选用平键 b x h x L=12 mm x8 mm x36 mm ，键槽距轴肩距离为 3mm 。齿 n6轮和轴配合为H7。n65）确定圆角和倒角查表 1-27 取轴端倒

38、角为 C1.6，轴环两侧倒圆角 R=4 mm ，其余倒圆角 R=2 mm4）中间轴的校核为使中间轴上的轴向力相互抵消，高速级上小齿轮用左旋，大齿轮用右旋。低速级上小齿轮用右旋，大齿轮用左旋。根据轴的结构，做出轴的计算简图Fr?Fh2rta536 5.27E -MhlMh2hJMhMv2TnTnrrrmlFhl1Fh2FtlM a1Ma2Fa1 d1 1101.56 70.5 N mm=38800 N mm a1 2 270.5N mm24100 N mm2Fa2 d2 407.4437.5Fr 2 Ma1 MA2 37.5 64.5 Fr1 Fv153 64.5 37.537.5 600.5

39、38800 24100 102 1519 N=-1155水平方向：64.5 37.5 Ft1 37.5Ft264.5 37.5 4025.53 37.5 1598.76Fh1 t1 t2 N =2237.5 64.5 53 15562.26NFh2 Ft1 Ft2 Fh1 =40205.53N-1598.76N-2262.26N=164.51N铅垂方向：将各力移到轴心，产生附加弯矩 M a1、M a2260NFv2 Fr2 Fr1 Fv1 =600.5N-1519N- (-1260N)=314.5NB 截面的弯矩M h1 53Fh1 53 2262.26N mm 1.2 105 N mmMv1

40、 53Fv1 53 1260N mm 6.678 104 N mmC 截面的弯矩3Mh2 37.5Fh2 37.5 164.51N mm 6.17 103 N mmMv2 37.5Fv2 37.5 314.5N mm 1.18 104 N mm扭矩 T 1.419 105 N mm由弯矩、扭矩图可知 B 截面为危险截面。 按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面。 （危险截面）因轴单向旋转，扭转切应力 为脉动循环变应力，取 a=0.6。B 截面的总弯矩 ： M BM h21 M v1 M a1 2 1.6 105 M P a计算应ca2aTBMPa =25

41、.04 MPa(1.6 105)2 0.6 1.419 105 230.1 403前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 1 60MPa 。 ca 1 ，故安全。2、高速轴的设计1）作用在齿轮上的力Ft22T1 2 35956d144.891598.76NFr2 Ft2 tan1598.76 tan20 600.5Nr 2 cos cos14 1751Fa2 Ft2 tan1598.76 tan14 1751 407.44N2）确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45 钢，调质处理，取 C=135.dmin100 960 17.7mm该段轴上有一键槽，将

42、计算值加大3%， dmin 应为 18.32 mm（ 3）选择联轴器根据传动装置的工作条件拟用 HL 型弹性柱销联轴器。计算转矩为TC KT 1.5 39.8N m 59.7N m式中： T联轴器所传递的名义转矩P4T 9550 9550 N m 39.8N mnm960K 工情况系数，查有关教科书得：工作机为带式运输机时K=1.25 1.5. 该处取 K=1.5.由手册 HL 型联轴器中 HL1型联轴器就能满足传动转矩的要求（ Tn=160NmTc）。但其轴孔直径 范 围 为 d=（12 22）mm, 满 足 不 了 电 动 机 周 径 （ d=38 ） 的 要 求 ， 最 后 选 择 HL

43、3 型 联 轴 器 （Tn=630N m,n=5000 r/minn ）.其轴孔直径 d=（30 42）mm,可满足电动机的轴径要求。半联轴 器长度 L=112 mm,半联轴器和轴配合的孔毂长度 L1 84mm 。最后确定减速器高速轴轴伸处的直 径d min 30mm4）轴的结构设计轴的装配方案如下1）dI II 30mm 为了满足半联轴器的轴向定位要求， I-II 轴段右端需制出一轴肩， 故 II-III 段的直径 dII III 33mm; 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=40 mm 。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，I-II 段的长度应比L1 短一些，现取l I II 8

44、2mm 。2）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据dII III 33mm ，由 手 册 查 取 0 基 本 游 隙 组 ， 标 准 精 度 等 级 的 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 30307 其 d D T 35mm 80mm 22.75mm ，故 dIII IVI dVI VII 35mm。 l VI VII 22.75mm3）轴承端面应和箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离3 4mm ，齿轮端面到内壁的距离 2 =12mm 。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖和半联 轴器的距离为 30mm.所以 lII III 42m

45、m4）轴承用轴肩定位，取轴肩高度为3mm，则 dIV V 41mm. 至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。5）齿轮和轴的周向定位采用平键连接。按dI II 查得平键截面 b x h=8 mmx7mm键长 L=70 mm，键槽距轴肩距离为 5mm6）确定圆角和倒角查表 1-27 取轴端倒角为 C1.6，定位轴承的轴肩倒圆角 R=2 mm，其余倒圆角 R=1mm3、低速轴的设计1）作用在齿轮上的力Ft12T22 141900Fr 1d270.54025.53NFt1 tancos4025.53 tan20cos15 18141519NFa1 Ft2 tan4025.53 tan15 18514

46、1101.56N2） 确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选 45 钢，调质处理，取 C=112.p2 3.265dmin C3 n2112 78 mm 38.9mm3）选择联轴器630取 K=1.3 由 dmin =38.9 mm 联轴器的计算转矩： TC KT3 1.3 38.9N m 50.57N m 按照计算转矩小于联轴器公称转矩，由dmin =38.9 查表选取 LH3 型联轴器，其公称转矩为N m。半联轴器孔径 d1=40 mm ,轴孔长度 L1=84 mm（ 4） 轴的结构设 计 轴的装配方案如下1）dVII VIII d1 40mm 为了满足半联轴器的

47、轴向定位要求， VII-VIII 轴段左端需制出一轴肩， 故 VI-VII 段的直径 dII III 46mm; 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm 。为 了保证 轴端 挡圈不 压在 轴的断 面上 ， VII-VIII 段 的长 度应比 L1 短 一 些， 现取 lVII VIII 82mm 。2）初步选择轴承。 因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据 dVI VII 46mm ，由 手 册 查 取 0 基 本 游 隙 组 ， 标 准 精 度 等 级 的 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 30310 其 d D T 50mm 110mm 29.25mm，故 dI

48、 II dV VI 50mm。 l V VI 29.25mm3）轴承端面应和箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离3 4mm ，齿轮端面到内壁的距离 2 =12mm 。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖和半联 轴器的距离为 30mm.所以 lVI VII 42mm4）取 dII III 56mm 。齿轮右端用轴肩定位， 轴肩高度 h=（0.07-0.1） dII III =5。轴环宽度 b1.4h=10. 左端用套筒定位，齿轮宽度 B2=71, 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴II-III 段的尺寸应略短于齿轮宽度故取 lII III =69 mm ，至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。5）联轴器和轴的周向定位采用平键连接。按dVII VIII 查得平键截面 b x h=12 mmx8 mm 键长L=70 mm,键槽距轴肩距离为 5mm6）确定圆角和倒角查表 1-27 取轴端倒角为 C1.6，轴环左侧倒圆角 R=5 mm ，轴环右侧倒圆角 R=4 mm ，定位轴承的 轴肩倒圆角 R=4 ，其余倒圆角 R=2 mm六）轴承寿命的校核1、中间轴承的校核选用的是圆锥滚子轴承，为缩短支撑距离选择正装。1）轴承所受的轴向力和径