带式输送机的减速器

1、题目 院系 学生姓名 专业 班级 指导教师 起止日期东海科学技术学院课程设计成果说明书带式输送机的减速器工程系机械制造及其自动化15 机械 1 班郝鸿雁201712.12-2018.1.3东海科学技术学院教学科研部浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表2017 2018 学年 第 一 学期系（院、部） 工程系 班级 15 机械一班 专业 机械设计制造及自动化学生姓名 （ 学 号）课程设计 机械设计名称题目带式输送机的减速器指导教师评语指导教师签名：年月日答辩评语及成绩评定答辩小组教师签名： 年月日目录 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark2 o Curr

2、ent Document 设计任务书 5 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 设计题目 5 HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 设计步骤 5 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 传动装置总体设计方案 5 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 传动方案 5 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document 该方案的优缺点 5 HYPERLINK l bookmark14 o Cur

3、rent Document 选择电动机 6 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 电动机类型的选择 6 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 确定传动装置的效率 6 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 选择电动机容量 6 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 确定传动装置的总传动比和分配传动比 7 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 计算传动装置运动学和动力学参数

4、 8 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 电动机输出参数 8 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 高速轴的参数 8 HYPERLINK l bookmark30 o Current Document 低速轴的参数 8 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 工作机的参数 8 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 普通 V 带设计计算 9 HYPERLINK l bookmark36 o Current Docu

5、ment 确定计算功率 Pca 9 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 选择 V 带的带型 9 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 确定带轮的基准直径 d 并验算带速v 9确定 V带的中心距 a 和基准长 Ld度 9 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 验算小带轮的包角 a 10 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 计算带的根数 z 10 HYPERLINK l bookmark46 o Current

6、Document 计算单根 V 带的初拉力 F0 10 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 计算压轴力 Fp 10 HYPERLINK l bookmark50 o Current Document 带轮结构设计 10 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 主要设计结论 12 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 开式圆柱齿轮传动设计计算 12 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 选定齿轮类型、精度等级、材料

7、及齿数 12 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 按齿根弯曲疲劳强度设计 12 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 确定传动尺寸 14 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 校核齿面接触疲劳强度 14 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 计算齿轮传动其它几何尺寸 16 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 齿轮参数和几何尺寸总结 16 HYPERLINK l b

8、ookmark68 o Current Document 减速器齿轮传动设计计算 17 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 17 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 按齿面接触疲劳强度设计 17 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 确定传动尺寸 20 HYPERLINK l bookmark76 o Current Document 校核齿根弯曲疲劳强度 21 HYPERLINK l bookmark78 o Cur

9、rent Document 计算齿轮传动其它几何尺寸 23 HYPERLINK l bookmark80 o Current Document 轴的设计 24 HYPERLINK l bookmark82 o Current Document 高速轴设计计算 24 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document 低速轴设计计算 29 HYPERLINK l bookmark86 o Current Document 滚动轴承寿命校核 35 HYPERLINK l bookmark88 o Current Document 高速轴上的轴承校核 35 HYPER

10、LINK l bookmark90 o Current Document 低速轴上的轴承校核 36 HYPERLINK l bookmark92 o Current Document 十 键联接设计计算 37 HYPERLINK l bookmark94 o Current Document 高速轴与大带轮键连接校核 37 HYPERLINK l bookmark96 o Current Document 低速轴与大齿轮键连接校核 37 HYPERLINK l bookmark98 o Current Document 低速轴与开式圆柱齿轮键连接校核 38 HYPERLINK l bookma

11、rk100 o Current Document 十一 减速器的密封与润滑 38 HYPERLINK l bookmark102 o Current Document 减速器的密封 38 HYPERLINK l bookmark104 o Current Document 齿轮的润滑 38 HYPERLINK l bookmark106 o Current Document 轴承的润滑 38 HYPERLINK l bookmark108 o Current Document 十二 减速器附件 39 HYPERLINK l bookmark110 o Current Document 12.1

12、 油面指示器 39 HYPERLINK l bookmark112 o Current Document 通气器 39 HYPERLINK l bookmark114 o Current Document 放油塞 39 HYPERLINK l bookmark116 o Current Document 窥视孔盖 39 HYPERLINK l bookmark118 o Current Document 定位销 40 HYPERLINK l bookmark122 o Current Document 十三 减速器箱体主要结构尺寸 40结果设计及说明设计任务书设计题目一级斜齿圆柱减速器，运输带

13、拉力 F=5500N，运输带速度 v=0.7m/s ，卷筒直径 D=480mm， 每天工作小时数： 10 小时，工作年限（寿命） ： 6 年，每年工作天数： 240 天，配备有三 相交流电源，电压 380/220V 。设计步骤传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数普通 V 带设计计算开式圆柱齿轮传动设计计算减速器内部传动设计计算传动轴的设计滚动轴承校核键联接设计联轴器设计润滑密封设计箱体结构设计传动装置总体设计方案传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通 V 带传动，后置外传动为开式圆柱齿轮传动， 减速器为一级圆柱齿轮减速器。该方案的优缺

14、点由于 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，标准化程度设计及说明结果高，大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相 较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电 动机开式齿轮传动优点： 1.圆周速度和功率范围广 ;2. 效率较高； 3.传动比稳定； 4. 寿命 长； 5. 工作可靠性高；缺点： 1. 要求较高的制造和安装精度，成本较高； 2. 不适宜远距 离两轴之间传动。选择电动机电动机类型的选择380V，

15、Y 型。按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为确定传动装置的效率查表得：滚动轴承的效率： 2=0.99V 带的效率： v=0.96闭式圆柱齿轮的效率： 3=0.97开式圆柱齿轮的效率： o=0.96工作机的效率： w=0.97选择电动机容量工作机所需功率为：电动机所需最小名义功率电动机所需额定功率 :工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围， V 带传动比范围为： 2 4，开式圆柱齿轮传动比 范围为： 2 5，一级圆柱齿轮传动比范围为： 35，因此理论传动比范围为： 12 100。 可选择的电动机转速范围为nd=ia nw=（12 100） 27.87=334-2787r/min

16、 。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为： Y160M-6 的三相异步电动机，额定 功结果设计及说明率 Pen=7.5kW，满载转速为 nm=970r/min ，同步转速为 nt=1000r/min 。方案电机型号额定功率 (kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900电机主要外形尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺 寸地脚螺栓孔 直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG16060538525421014.5421101237确定

17、传动装置的总传动比和分配传动比( 1)总传动比的计算由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw，可以计算出传动装置总传动比为：(2)分配传动装置传动比 取普通 V 带的传动比： iv=2 取开式圆柱齿轮传动比： ic=5减速器传动比为：结果设计及说明计算传动装置运动学和动力学参数电动机输出参数高速轴的参数低速轴的参数工作机的参数设计及说明结果各轴转速、功率和转矩列于下表：轴名称 转速 n/(r/min) 功率 P/kW 转矩 T/(N ?mm)电机轴9706.4163108.76高速轴4856.15121097.94低速轴139.375.91404968.79工作机27.875.39

18、1846950.13普通 V 带设计计算确定计算功率 Pca由表 8-8 查得工作情况系数 KA=1.1，故选择 V 带的带型根据 Pca、 n1 由图 8-11 选用 B型。确定带轮的基准直径 d 并验算带速 v）初选小带轮的基准直径 dd1。由表 8-7 和表 8-9 ，取小带轮的基准直径 dd1=125mm。）验算带速 v 。按式（ 8-13 ）验算带的速度因为 5m/s v30m/s，故带速合适。）计算大带轮的基准直径。根据式（ 8-15a ），计算大带轮的基准直径根据表 8-9 ，取标准值为 dd2=250mm。设计及说明结果5.4. 确定 V带的中心距 a 和基准长 Ld度根据式（

19、 8-20 ），初定中心距 a0=560mm。由式（ 8-22 ）计算带所需的基准长度由表选带的基准长度 Ld=1760mm。按式（ 8-23 ）计算实际中心距 a。按式（ 8-24 ）, 中心距的变化范围为 556-635mm。验算小带轮的包角 a计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。由 dd1=125mm和 n1=970r/min, 查表 8-4 得 P0=1.66kW。根 据 n1=970r/min ，i=2 和 B型带，查表 8-5 得 P0=0.306kW。查表 8-6 得 K=0.971 ，表 8-2 得 KL=0.94 ，于是2 ）计算带的根数 z取 4 根。计算

20、单根 V 带的初拉力 F0结果由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量 q=0.17kg/m ，所以设计及说明计算压轴力 Fp带轮结构设计1 ）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径 d=42mm 因为小带轮 dd1=125小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：L=2.0 dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）图 5-1 带轮结构示意图2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径 d=28mm 因为大带轮 dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：主要设计结论选用 B型普通 V 带 4 根，基准长度 1760mm。带轮基准直径 dd1=125mm，dd2

21、=250mm， 中心距控制在 a=556 635mm。单根带初拉力 F0=225.42N。带型BV带中心距582mm小带轮基准直径125mm包角167.69 大带轮基准直径250mm带长1760mm带的根数4初拉力225.42N带速6.35m/s压轴力1792.96N开式圆柱齿轮传动设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。结果参考表 10-6 选用 8 级精度。设计及说明材料选择 由表 10-1 选择小齿轮 20Cr(渗碳淬火) ，齿面硬度为 58 62HRC，大 齿轮 20Cr(渗碳淬火) ，齿面硬度为 5862HRC选小齿轮齿数 z1=

22、25，则大齿轮齿数 z2=z1i=25 5=126。按齿根弯曲疲劳强度设计1)由式( 10-7 )试算模数，即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Y计算 YFa YSa/ F 由图 10-17 查得齿形系数由图 10-18 查得应力修正系数由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式( 10-14 )得结果设计及说明两者取较大值，所以试算齿轮模数调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度齿宽 b齿高 h 及齿宽比 b/h2) 计算实际载

23、荷系数 KF根据 v=0.43m/s ，8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.059. 查表 10-3 得齿间载荷 分配系数 KF =1.2由表 10-4 用插值法查得 KH =2.058 ，结合 b/h=8.889 查图 10-13 ，得 KF =1.169 。 则载荷系数为结果设计及说明由式( 10-13 )，按实际载荷系数算得的齿轮模数取 m=3.5mm计算分度圆直径确定传动尺寸计算中心距计算小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽取 B1=75mm B2=70mm校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为KH 、T、d和 d1 同前由图查取区域系数 ZH=2.49查表得材料的弹性影

24、响系数 ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z结果设计及说明计算接触疲劳许用应力 H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得接触疲劳许用应力齿轮的圆周速度结果设计及说明选用 8 级精度是合适的计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高2) 计算小、大齿轮的齿顶圆直径计算小、大齿轮的齿根圆直径齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn3.53.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左 0 00右 0 00齿数z

25、25126齿顶高ha3.53.5齿根高hf4.3754.375分度圆直径d87.5441齿顶圆直径da94.5448齿根圆直径df78.75432.25齿宽B7570中心距a264264结果设计及说明减速器齿轮传动设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角 =13。参考表 10-6 选用 8 级精度。材料选择 由表 10-1 选择小齿轮 40Cr (调质)，硬度为 280HBS，大齿轮 45(调 质)，硬度为 240HBS选小齿轮齿数 z1=31，则大齿轮齿数 z2=z1i=31 3.48=108。按齿面接触疲劳强度设计(1) 由式

26、( 10-24 )试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值试选 KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩由表 10-7 选取齿宽系数 d=1由图 10-20 查得区域系数 ZH=2.46由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa。由式（ 10-9 ）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。结果由公式可得螺旋角系数 Z设计及说明计算接触疲劳许用应力 H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式（ 10-15 ）计算应力循环次数：由图 10-23 查取接触疲劳系数取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得设计及说明取 H1 和 H2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用

27、应力，即2) 试算小齿轮分度圆直径(2)1)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽 b计算实际载荷系数 KH由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25查得动载系数 Kv=1.029根据 v=1.086m/s 、 8级精度，由图 10-8齿轮的圆周力。查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KH =1.4由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数 KH =1.343结果设计及说明由此，得到实际载荷系数由式( 10-12 )，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径确定模数确定传动尺寸计算中心距(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=1335

28、26计算小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽取 B1=70mm B2=65mm校核齿根弯曲疲劳强度结果齿根弯曲疲劳强度条件为设计及说明1）T 、mn和 d1 同前 齿宽 b=b2=65 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数：由图 10-17 查得齿形系数由图 10-18 查得应力修正系数试选载荷系数 KFt=1.3由式（ 10-18 ），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y结果设计及说明由式（ 10-19 ），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y2）圆周速度3）宽高比 b/h根据 v=1.62m/s ， 8级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.

29、044查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KF =1.2由表 10-4 用插值法查得 KH=1.352 ，结合 b/h=70/4.5=15.556 查图 10-13 ，得 KF =1.067 。则载荷系数为由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图 10-22 查取弯曲疲劳系数取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式（ 10-14 ）得结果设计及说明齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4）齿轮的圆周速度选用 8 级精度是合适的计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）

30、计算小、大齿轮的齿根圆直径结果设计及说明7.6 齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左 13 3526右 13 3526齿数z31108齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d63.786222.222齿顶圆直径da67.79226.22齿根圆直径df58.79217.22齿宽B7065中心距a143143轴的设计高速轴设计计算(1) 已经确定的运动学和动力学参数结果设计及说明转速 n=485r/min ；功率 P=6.15kW；轴所传递的转矩 T=121097.9

31、4N?mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 40Cr(调质)，齿面硬度 241286HBS，许用弯曲应力为 =70MPa按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5%查表可知标准轴孔直径为 28mm故取 dmin=28确定各轴段的直径和长度。图 8-1 高速轴示意图1) 高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm，l12 长度略小于大带轮轮毂长度 L，取 l12=54mm。选用普通平键， A型键， bh = 8 7mm(GB/T 1096-2003) ，键长 L=40mm。2)

32、初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。 。参照 工作要求并根据 d23 = 33 mm ，由轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC，其尺寸为 dDB = 357217mm，故 d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为 12，则 l34 = l78 = 17+12= 29 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。 由手册上查得 7207AC型轴承的定位轴肩高度 h = 2.5 mm，因此，取 d45 = d67 = 40 mm 。由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。 所以 l56 = 70 mm ，d56 = 6

33、7.79 mm轴承端盖厚度 e=12，垫片厚度 t=2 ，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与 带轮端面有一定距离 K=27，螺钉 C1=20mm， C2=18mm，箱座壁厚 =8mm，则结果设计及说明5）取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm ，挡油环宽度 s1=12mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径2833354067.794035长度546529870829（5）轴的受力分析小 齿 轮 所 受 的 圆 周 力 （ d1 为 小 齿 轮 的 分 度 圆 直 径

34、） 小齿轮所受的径向力小齿轮所受的轴向力l2=51mm，第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=113mm，轴承压力中心到齿轮支点距离 齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=51mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力， 其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算 起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 带传动压轴力（属于径向力） Q=1792.96N在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力） Q=1792.96N 轴承 A 处水平支承力：轴承 B 处水平支承力：在垂直面内 轴承 A 处垂直

35、支承力：轴承 B 处垂直支承力：结果设计及说明轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：绘制水平面弯矩图截面 A 在水平面上弯矩：截面 B 在水平面上弯矩：截面 C左侧在水平面上弯矩：截面 C右侧在水平面上弯矩：截面 D在水平面上的弯矩：绘制垂直面弯矩图 截面 A 在垂直面上弯矩：截面 B 在垂直面上弯矩：结果截面 C在垂直面上弯矩：设计及说明截面 C右侧在水平面上弯矩：截面 D在水平面上的弯矩：绘制垂直面弯矩图 截面 A 在垂直面上弯矩：截面 B 在垂直面上弯矩：设计及说明结果(6) 校核轴的强度因 C 弯矩大，且作用有转矩，故 C 为危险剖面 其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯

36、曲应力为截面 C在垂直面上弯矩：截面 A处合成弯矩：截面 B 处合成弯矩：截面 C 左侧合成弯矩：截面 D在垂直面上弯矩：绘制合成弯矩图剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合 系数 =0.6 ，则当量应力为查表得 40Cr( 调质 ) 处理，抗拉强度极限 B=750MPa，则轴的许用弯曲应力 -1b=70MPa， ca -1b ，所以强度满足要求。低速轴设计计算已经确定的运动学和动力学参数转速 n=139.37r/min ；功率 P=5.91kW；轴所传递的转矩 T=404968.79N ?mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 45(调质)

37、，齿面硬度 217255HBS，许用弯曲应力为 =60MPa按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径安装开式圆柱齿轮，其截面上要开1 个键槽，故将轴径增大 7%设 计及说 明 结 果 查表可知标准轴孔直径为 42mm故取 dmin=42确定各轴段的长度和直径。查表选取标准轴径 d1=42mm，取 L1=112mm。选用普通平键， A 型，bh = 12 8mm(GB T 1096-2003) ，键长 L=100mm。初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用， 故选用角接触轴承。 参 照工作要求并根据 d23 = 4

38、7 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7210AC，其尺寸为 dDB = 50 9020mm，故 d34 = d67 = 50 mm 。取安装齿轮处的轴段的直径 d45 = 53 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已 知大齿轮轮毂的宽度为 B = 65 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮 毂宽度，故取 l45 = 63 mm 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R ，由轴径 d45= 53 mm 故取 h = 5 mm ，则轴环处的直径 d56 = 63 mm 。轴环宽度 b 1.4h ，取 l56 = 7 mm 。轴承端盖厚度 e=12，垫片厚度

39、 t=2 ，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与 开式圆柱齿轮端面有一定距离K=27，螺钉 C1=20mm， C2=18mm，箱座壁厚 =8mm，则取大齿轮距箱体内壁之距离 2 = 12.5 mm ，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm ，已知滚动轴承的宽度 B = 20 mm，则设 计 及 说 明 结 果 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径424750536350长度1126244.563735.5轴的受力分析大齿轮所受的圆周力( d2 为大齿轮的分度圆直径)大齿轮所受的径向力大齿轮所受的轴向力轴承压力中 心到齿

40、轮支点距离 l1=49.7mm，齿轮中点到轴承压力中心距离 l2=49.7mm ，轴承压力中心到第一段轴支点距离 l3=144.3mm轴承 A 和轴承 B 在水平面上的支反力 RAH和 RBH 低速轴上外传动件施加在轴上的径向力 Q=3369.065N结果设计及说明轴承 A和轴承 B 在垂直面上的支反力 RAV和 RBV轴承 A的总支承反力为：轴承 B的总支承反力为：计算弯矩在水平面上，轴截面 A处所受弯矩：在水平面上，轴截面 B 处所受弯矩：在水平面上，轴截面 C右侧所受弯矩：在水平面上，轴截面 C 左侧所受弯矩：结果设计及说明在水平面上，轴截面 D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面 A处所受弯

41、矩：在垂直面上，轴截面 B处所受弯矩： 在垂直面上，齿轮 2 所在轴截面 C 处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面 D处所受弯矩： 绘制合成弯矩图截面 A处合成弯矩弯矩：截面 B处合成弯矩：截面 C左侧合成弯矩：截面 C右侧合成弯矩：截面 D处合成弯矩：结果设计及说明绘制扭矩图绘制当量弯矩图截面 A处当量弯矩：截面 B处当量弯矩：截面 C左侧当量弯矩：截面 C右侧当量弯矩：截面 D处当量弯矩：图 8-4 低速轴受力及弯矩图结果设计及说明校核轴的强度因 A 弯矩大，且作用有转矩，故 A 为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为最大弯曲应力为结果设计及说明剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取 折合系数 =0.6 ，则当量应力为查表得 45( 调质 ) 处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力 -1b=60MPa， ca0.68 ， Pr=0.41Fr+0