机械设计说明书 一级锥齿轮

第一章设计任务书1.1设计题目传动方案锥齿轮减速器一一开式齿轮带式运输机的工作原理已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相流，电压380、220V；5）运输带速度允许误差：5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计数据运动带工作拉力：2200N；运输带工作速度：1.15m/s；卷筒直径：240mm；设计内容1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张；3）零件工作图1张4）编写设计计算说明书一份。第二章传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。第三章选择电动机3.1电动机类型的选择根据用途选用Y系列三相异步电动机。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n1=0.99滚动轴承的效率：n2=0.98锥齿轮的效率：n3=0.97开式圆柱齿轮的效率：n0=0.96滚动皮带的效率：nw=0.97^a=^lX^2X^3X^oX=0.992X0.984X0.97X0.96X0.97=0.817

3.3选择电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率:工作转速:FxV1000P—^门a60x1000电动机所需额定功率:工作转速:FxV1000P—^门a60x1000xy

丸xD2200x1.1510002.530.817=2.53驯=3.1驯60x1000x1.15丸x240=91.56r/min经查表按推荐的合理传动比范围，选定电机型号为：Y112M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。电动机型号同步转速/(r/min)额定功率/kW满载转速/(r/min)Y112M-41500414403.4确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比的计算由选定的电动机满载转速^”和工作机主动轴转速九"可以计算出传动装置总传动比为:mwn—m.nwn—m.nw144091.56=15.727分配传动装置传动比取开式圆柱齿轮传动比：ic=4减速器传动比为=^=3.931i

c第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数=1440尸/minP3.1T0=9550000X^0=9550000xy^^=20559.03N•mm04.2高速轴的参数%=的x%P^_n

1『1=9550000x气=3.1x0.99=3.07驯=n0=1440r/min3.079550000x=20360.07N•mm14404.3低速轴的参数g=%x%x久=3.07x0.98x0.97=2.92k"n1440九2=—=393=366.41r/min1.P2.92弓=9550000x==9550000x36641=76106N•mm“2.4.4轴III的参数=2.92x0.99x0.98=2.83敏2=七=366.41r/mimn2.83T3=9550000x^=9550000x36641=73760.27N•mm4.5工作机的参数^=4x仇x%x%x如=2.83x0.96x0.98x0.98x0.97=2.53驯n366.41孔4=L=—4—=91.6r/min'3P2.53T=9550000xS=9550000x^^=263771.83N•mm

“4.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14403.120559.03高速轴14403.0720360.07低速轴366.412.9276106轴m366.412.8373760.27工作机91.62.53263771.83第五章开式圆柱齿轮传动设计计算5.1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a=20°。2.参考表10-6选用7级精度。3.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58〜62HRC4.选小齿轮齿数21=20，则大齿轮齿数/2=71X1=20X4=8105.2按齿根弯曲疲劳强度设计1.由式（10-7）试算模数，即X%XTX匕么X匕XW（1）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Y8Y=0.25+075=0.25+-075=0.6931.692c.计算YFaXYSa/[。F]由图10-17查得齿形系数=2.8=2.8匾2=2.218由图10-18查得应力修正系数匕2=1.771匕2=1.771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%血=620"a、%血=620"a由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，Kfn2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得

［叽［叽两者取较大值，所以Kx“0.92x620FW1FS1——一zLMRDMDe=_=456.327刃尸Qs1.25Kx“°0.92x620FN2FZim2yirz;QnMDes1.25强半*=0.00951[a［叽［叽两者取较大值，所以Kx“0.92x620FW1FS1——一zLMRDMDe=_=456.327刃尸Qs1.25Kx“°0.92x620FN2FZim2yirz;QnMDes1.25强半*=0.00951[a]LF」1国二*泌=0.00861[叽60x1000_丸x%x^丸x31.94x366.41

"=60x1000=60x1000齿宽bb=0Rxq=0.8x31.94=25.552mm齿高h及齿宽比b/h九=（2x九舄+c：）xm^t=3.593mm25.5523.593=7.112计算实际载荷系数匕根据v=0.612m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.062查表10-3得齿间载荷分配系数匕^=1.1由表10-4用插值法查得KHB=2.045,结合b/h=7.112查图10-13，得匕/1.171。25.5523.593=7.112叩则载荷系数为KF=^x匕x%xy=1x1.062x1.1x1.171=1.368由式(10-13),按实际载荷系数算得的齿轮模数

冬=1.597x3冬=1.597x3KAFtN1.368=1.624mm1.3取m=3mm计算分度圆直径di=mxzi=3x20=60mm5.3确定传动尺寸计算中心距(V夕xm=(V夕xm=15i.5mm,圆整为152mm计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1xm=20x3=60mmd2=z2xm=81x3=243mm计算齿宽b=^dxd1=48mm取B1=55mmB2=50mm5.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为ZxK^xTu+1^dxd3UHE£(1)T、ed和dl同前根据v=1.15m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.022齿轮的圆周力。F=2x^=2x76106=2536.87N

td160100NK_AxF_t/b=1x2536.87/55=46N\mm<mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.3由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KHB=2.046由此，得到实际载荷系数

七小/匕逐如逐耶=1x1.022x1.3x2.046=2.718c.由图查取区域系数ZH=2.49d.查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPae.由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z8a=arccos“=arccos心Za=arccos“=arccos心Z1+2x九*孔20xcos20°20+2x1=31.321°a=arccos弓"气=arccosa2Z2+2x九膈81xcos20。81+2x1=23.502°Z]xIQ九%1—IQ九07+Z?xIQ九%2一^^九^'2丸20xtan31.321-tan20°+81xtan23.502-tan20°1=1.692U-s〔4-1.692^亍^-^肇.877f.计算接触疲劳许用应力[0H]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:“HHm1=1100MpQ，GHlim2=1100Mpa计算应力循环次数、=x10005x/x«=60x366.41x1x8x300x8=4.221x108x1000吨2=1.055x108N4.221吨2=1.055x108由图查取接触疲劳系数:%1=%1=n，W=1.15取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力[“]=E[“]=E乂％lim1LH」11.1x1100=1210MFa1.15x1100=1265MFaxZ£xZ£=717.01MPa<[.H]=1210MPa(2)齿轮的圆周速度丸x60x366.411.15m60x10005.5计算齿轮传动其它几何尺寸⑴计算齿顶高、齿根高和全齿高h^=mx岭孔=3mmh亍=mx(h’n+c^)=3.75mmh=(h^+hp=mx(2h*^+c^)=6.75mm⑵计算小、大齿轮的齿顶圆直径d^1d^1=d1+2xh^=mx(z1+2h*^)=66mm(z2+2h(z2+2h*^)=249mm⑶计算小、大齿轮的齿根圆直径—2h^n—2c秋=52.5mmd^1=d1—2xh^=mx(z1d径=d2—2x气=mx(z2—2h"—2c^)=235.5mm

注：h^n=—2h^n—2c秋=52.5mm5.6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mn33法面压力角an2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角B左0°0'0"右0°0'0"齿数z2081齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d60243齿顶圆直径da66249齿根圆直径df52.5235.5齿宽B5550中心距a152152

第六章减速器齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为a=20°，选用7级精度。材料选择: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=24，则大齿轮齿数z2=z1Xi=24X3.93=95。6.2按齿面接触疲劳强度设计1.由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即d>3―空—x¥)2

h—』0R(1-0.5x0R)2U([%])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：T=9.55X106x-=9.55X106x主7=20360.07N•mm

1n1440查表选取齿宽系数稣=0.3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^F=189.8MPa1/2o匕计算接触疲劳许用应力［%］由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为七阮1=60叫阳七血=550"a由式（10-15）计算应力循环次数:^1=60XnX；XLh=60X1440X1x8x300x8=1.659x109=4.221X108N1.659=4.221X1082u3.93由图10-23查取接触疲劳系数队1队1=0.99%2=1.1取失效概率为1%，安全系数S=1，得［叽600x0.99=594ME[财2"伽m2X七用=550X1.1=605MFaS一取［咀1和［咀2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[%】=[%L=594MPa(2)试算小齿轮分度圆直径S'4^1X(Z/e)2%(1-0.5x0r)2u[%]2.49X189.82c“clc、cX(—；)=42.85mm0.3X(1-0.5X0.3)2X3.935944X1.3X20360.072.计算圆周速度vdmlditX(1-0.5X0》=42.85X(1-0.5X0.3)=36.42mm丸XdXn丸X36.42X144060X1000=2.74Vm60X10003.计算当量齿宽系数edI-i”加X^Xh也+1=0.3X42.85X3.932+1-t=26.065mmn24.计算载荷系数查表得使用系数妇=10,

ab26.065-—=——=0.72dm136.42查图得动载系数妁=1.106取齿间载荷分配系数：膈=1查表得齿向载荷分布系数：KHp=1.313实际载荷系数为^.=^AX^vX^^X^^=1X1-106X1X1-313=1-4525.按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1tX3凝=42.85X31.452=44.459mm1.36.计算模数m=*=44.459=1.85mmZ]24取标准模数m=2.5mm。

6.3确定传动尺寸1.实际传动比u=—2=—=3.958mmz124大端分度圆直径d1=z1xm=24X2.5=60mm

d2=z2xm=95x2.5=237.5mm计算分锥角1151=arctan—=arctan3953=14.17806°52=90-14.17806O=75.82194°齿宽中点分度圆直径dm1dm2x1-0.5x^*R=237.5X1-0.5X0.3=201.875mm1-0.5x%=dm1dm2x1-0.5x^*R=237.5X1-0.5X0.3=201.875mm锥顶距为60/=yx73.9582+1=122.47mm5.齿宽为力=%xA=0.3x122.47=36.741mm取b=37mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度KxTx匕河x七出Vrx1—0.5x^R2xm3xz2x】化+1(1)K、b、m和^R同前(2)圆周力为__亡d]x1——0.50&60x1——0.5x0.3齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为:z=—z=—-V

V1cos0124°=24.75cos14.178大齿轮当量齿数:95z95一"=一°=386.83cos(%)cos75.822查表得:京=崩28，"=L114=1.588,£=2.91(3)圆周速度qx九60x1000qx九60x1000—————=4.52ms160x1000⑷宽高比b/h九=(2x^a*+c*)xm=(2X1+0.25)x2.5=5.625mm37,r--=6.578h5.625根据v=4.52m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.086查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.1由表10-4用插值法查得KHB=1.346,结合b/h=37/5.5=6.578查图10-13,得KFB=1.066。则载荷系数为Kf=^x匕x%xK邛=1x1.086x1.1x1.066=1.273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七顽=500"a、%血=380"a由图10-22查取弯曲疲劳系数知1=0.88,％2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得［叽膈x”m=0.88x500=352"a［叽TOC\o"1-5"\h\zS1.25%2x%血=0.92x380=280MFaS1.25齿根弯曲疲劳强度校核b=Kx『x4/x*“1=12.32MFa<[b]=352MFaF1%x(10.5x%)2xm3xz2xVu2+1F1“=“x%成x*成=9.57MFa<[“]=280MFaF2F1YxYLf」2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。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。(5)齿轮的圆周速度丸xv丸xv=——60x1000四小丸x60xM404.52m60x1000选用7级精度是合适的6.5计算锥齿轮传动其它几何参数计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚ha=mxh^n=2.5mmh亍=mx(h^n+c^)=3mmh=(h^+=mx(2h*^+c^)=5.5mms=竺=3.927mm

2分锥角(由前面计算)51=14.178°82=75.822°计算齿顶圆直径dai=di+2xh^xcos01)=64.85mmd/=电+2x々xcos(52)=238.72mm计算齿根圆直径d〃=电—2x%xcos(51)=54.18mmd〃=电—2xh^xcos(52)=236.03mm注：h*n=1.0，c：=0.2计算齿顶角0a1=0a2=atan(ha/R)=1°10'9"计算齿根角0f1=ef2=atan(hf/R)=1°24'11"计算齿顶锥角6a1=61+ea1=15°20'50"6a2=62+ea2=76°59'28"计算齿根锥角6f1=61-ef1=12°46'29"6f2=62-ef2=74°25'7"6.6齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮

模数mm2.52.5齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z2495齿顶高hamxha*2.52.5齿根高hfmx(ha*+c*)33分度圆直径dd60237.5齿顶圆直径dad+2xha64.85238.72齿根圆直径dfd-2xhf54.18236.03分锥角514°10'41"75°49'18"齿顶角。aatan(ha/R)1°10'9"1°10'9"齿根角。fatan(hf/R)1°24'11"1°24'11"第七章轴的设计7.1高速轴设计计算确定的运动学和动力学参数转速n=1440r/min；功率P=3.07kW；轴所传递的转矩T=20360.07N・mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45(调质)，齿面硬度217〜255HBS，许用弯曲应力为[o]=60MPa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。d>A0x3P一=112d>A0x3P一=112xn3.071440=14.41mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=(1+0.05)X14.41=15.13^查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，bXh=6X6mm(GB/T1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为23mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。确定各轴段的直径和长度

图7-1高速轴示意图图7-1高速轴示意图输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAXT,查表，考虑平稳，故取KA=1.3,则：Tca=KaxT=26.47N•m按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX2型联轴器。半联轴器的孔径为20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。选用普通平键，A型键，bXh=6X6mm(GBT1096-2003)，键长L=40mm。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，故选用圆锥滚子轴承。。参照工作要求并根据d23=23mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30205,其尺寸为dXDXT=25X52X16.25mm，故d34=d78=25mm，贝l34=l78=T=16.25mm。由手册上查得30205型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d45=d67=30mm。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=37mm，d56=64.85mm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联轴器端面有一定距离K=24，则/23=4+e+l2+K=2+12+l2+24=5°mm取小齿轮距箱体内壁之距离△1=10mm。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△=5mm，贝[45=^67=A+八=10+5=60mm轴段123456直径202325302520长度525016.25601551.56轴的受力分析第1段：d1=20mm,L1=52mm第2段：d2=23mm（轴肩），L2=50mm第3段：d3=25mm（与轴承内径配合），L3=16.25mm第4段：d4=30mm（轴肩），L4=60mm第5段：d5=25mm（与轴承内径配合），L5=15mm第6段：d6=20mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=51.56mm轴段123456直径202325302520长度525016.25601551.56轴的受力分析（6）弯曲-扭转组合强度校核画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）小锥齿轮所受的圆周力F=2x*=798Ntidmi小锥齿轮所受的径向力Fri=FtiXtanaXcos犯=282N小锥齿轮所受的轴向力妇=FtiXtanaXsin51=71N第一段轴中点到轴承中点距离l1=84.12mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=75mm，齿轮中点到轴承中点距离l3=40.56mm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a.计算作用在轴上的支座反力

轴承A在水平面内的支反力FxRFxR=-^—AH-FxI71x^-282x40.56—n1=乙——=—128.37NTOC\o"1-5"\h\z、75轴承B在水平面内的支反力R=F-R=282—(—128.37)=410.37N

BHrlAHv7轴承A在垂直面内的支反力I40.56R=FX-1=798X—=431.56NavtiI752轴承B在垂直面内的支反力R=-(F+R)=—(798+431.56)=-1229.56N

BV七tlAVJv7轴承A的总支承反力为：R=R2+R2=/—128.372+431.562=450.257VAy]AHAVyl轴承B的总支承反力为：R=R2+R2=410.372+—1229.562=1296.23N

B7BHBVylb.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩M=0N•mmAH截面B在水平面内弯矩TOC\o"1-5"\h\zd51Mbh=~Fnx七+妇x寸=-282x40.56+71x万=-9627.42N.mm截面C在水平面内弯矩d51M=Fx―1^=71x—=1810.5N•mm

CHal22截面D在水平面内弯矩M=0N•mmDHC.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩M=0N•mmAV截面B在垂直面内弯矩M=RxI=431.56x75=32367/V•mm

BVAV2截面c在垂直面内弯矩Mcv=ON・mm截面D在垂直面内弯矩d.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩Mdv=ON・mm岭H+岭I,=J(0)2+(0)2=0N・mm截面B处合成弯矩mb=J%+临截面C处合成弯矩=J(-9627.42)2mb=J%+临截面C处合成弯矩M2h+M2^=J(1810.5)2+(0)2=1810.5N・mm截面D处合成弯矩=Jm^h+网急=J(0)2+(0)2=ON・mme.绘制扭矩图f.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩Mva=Jm,+(axT)2=J02+(0.6x20360.07)2=12216.04N•mm截面B处当量弯矩Mvb=Jm2+(ax7)2=J33768.482+(0.6x20360.07)2=35910.19N・mm截面C处当量弯矩Mvc=Jm2+(ax7)2=J1810.52+(0.6x20360.07)2=12349.48N•mm截面C处当量弯矩Myo=Jm2+(axT)2=J02+(0.6x20360.07)2=12216.04N・mm图7-2高速轴受力及弯矩图

平面弯知图含成弯矩图当后弯矩图扭矩图牌DRBH1平面弯知图含成弯矩图当后弯矩图扭矩图牌DRBH1少4乎面弯矩图r校核轴的强度因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面其抗弯截面系数为丸xd3nx253W===1533.2mm33232抗扭截面系数为nxd3"==3066.41mm3t16最大弯曲应力为g=—=23.42MPaW剪切应力为t=—=6.64MPaWT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a=0.6，则当量应力为%="2+4x(axC)2=24.74MPa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，oca<[o-1b]，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算确定的运动学和动力学参数转速n=366.41r/min；功率P=2.92kW；轴所传递的转矩T=76106N・mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45(调质)，齿面硬度217〜255HBS，许用弯曲应力为[o]=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。3「P3r2.92d>A0x=22.37mmV-=112x3J—~—nd>A0x=22.37mm由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dm，n=(1+0.07)x22.37=23.94mm查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bXh=8X7mm（GB/T1096-2003）,长L=50mm；定位轴肩直径为31mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。确定各轴段的长度和直径。图7-3低速轴示意图第1段：d1=25mm，L1=62mm第2段：d2=31mm（轴肩），L2=50mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=35.25mm（轴承宽度）第4段：d4=40mm（轴肩），L4=46mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=45mm（与大锥齿轮内孔配合），L5=101.48mm（比配合的齿轮长度略短，以保证齿轮轴向定位可靠）第6段：d6=35mm（与轴承内径配合），L6=18.25mm（由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定）轴段123456直径253135404535长度625035.2546101.4818.251.轴的受力分析（5）弯曲-扭转组合强度校核

画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力F=2乂孚=754N

t2d

m2大锥齿轮所受的径向力膈=七XS口XsinSl=67N大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2XtanaXcos51=266N计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离l1=60.5mm，齿轮中点到轴承中点距离l2=123.5mm，轴承中点到第一段轴中点距离l3=107.8mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHFXl+FX^67X60.5+266X201；875AH-^--1=……2—=168N«+^260.5+123.5AHRBH=Fr-RAH=67-(168)=~101N60.5轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVIRAV=FtXr+r=754X60.5+123.5=248N12R=FX1=754X—123:5~-=506Nbvt11+1260.5+123.560.5轴承A的总支承反力为:Ra=Jr2^+R2v=^(168)2+(248)2=299.55N轴承B的总支承反力为:七=」％+%=J(-101)2+(506)2=51598^a.计算弯矩在水平面上，轴截面在水平面上，轴截面A处所受弯矩:Mah=0N•mm在水平面上，轴截面在水平面上，轴截面B处所受弯矩:Mbh=0N•mm在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：Mch右=RahXl1=168x60.5=10164N•mm在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：M4=Rxl-Fx-=168x60.5-266x201.875=—16685N•mmCH左AH1a22在水平面上，轴截面D处所受弯矩：Mdh=0N•mm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：Mav=0N•mm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：Mbv=0N•mm在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：Mcv=Rbvxl1=506x60.5=30613N•mm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：Mdv=0N•mmb.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：」(0)2+(0)2=0N•mm截面B处合成弯矩:Mb=0N•mm截面C左侧合成弯矩:IM2+M2\CH左CV左IM2+M2\CH左CV左截面C右侧合成弯矩:IM2+M2\CH右CV右IM2+M2\CH右CV右截面D处合成弯矩:Md=0N•mm绘制扭矩图T=76106N•mm绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩:Mva=JMa+(axT)2=Jo+(0.6x76106)2=45664N•mm截面B处当量弯矩：Mvb=M^=0N•mm截面C左侧当量弯矩：M4=M4=34865N•mm

vc左c左截面C右侧当量弯矩：Mvc右=JM2右+(axT)2=J(32256)2+(0.6x76106)2=55907N•mm截面D处当量弯矩：Myo=JM°+(axT)2=J0+(0.6x76106)2=45664N•mm图7-4低速轴受力及弯矩图

受力图1［平面弯矩图V平面弯知图合成弯矩图受力图1［平面弯矩图V平面弯知图合成弯矩图扭矩图当最弯矩图2.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nxd3nx403W===6280mm33232抗扭截面系数为nxd3"==12560mm3t16最大弯曲应力为g=—=8.9MPaW剪切应力为t=—=6.06MPaWT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a=0.6，则当量应力为%="2+4x(axc)2=11.49MPa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，oca<[o-1b]，所以强度满足要求。第八章滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020525521532.2根据前面的计算，选用30205轴承，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/FrWe时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa轴承基本额定动载荷Cr=32.2kN，额定静载荷C0r=37kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=19200h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：七=J%+%=J(-128.37)2+(431.56)2=450.涸%=J"R2皿=J(410.37)2+(-1229.56)2=1296.23N查表得系数Y=1.6F=黑=140.7N迫2F=M=405.07N妃2由前面计算可知轴向力Fae=71N妇=妇+乌2=476.07N■^21=1.06>。r1—^2=0.31<eFr2查表得X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1因此两轴承的当量动载荷如下:?r1=%1xFr1+KX妇=0.4X450.25+1.6X476.07=941.81NP,2=X2X七+K2XF«2=1X1296.23+0X405.07=1296.23N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式10L=地X("X%3=26150.25k>19200k丑60n孔X4，由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020735721754.2根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/FrWe时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN,额定静载荷C0r=63.5kN,轴承采用正装。要求寿命为Lh=19200ho由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力:Fri=%+%=(168)2+(248)2=299.55NFr2=J%+也bvFr2=J%+也查表得系数Y=1.6F=上=93.612迫2YF=—1:2=161.24JV口22Y由前面计算可知轴向力Fae=266NF=F+F=427.24Nalaed2F=F=161.242a2d2=1.43>erld=0.31<eFr2查表得Xl=0.4,Yl=1.6,X2=l,Y2=0查表可知ft=l,fp=l因此两轴承的当量动载荷如下：P=XxF+YxF=0.4x299.55+1.6x427.24=803.4Nrl1rl1alP=XxF+YxF=1x515.98+0x161.24=515.98Nr22r22a2取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式106fXC3L=——x(——=25999.55/1>19200/1h60nxP'Jpr由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得bXh=6mmX6mm(GB/T1096-2003)，键长40mm。键的工作长度l=L-b=34mm联轴器材料为45,可求得键连接的许用挤压应力［。］p=120MPa。键连接工作面的挤压应力g==20MPa<［“］=120MPaphxlxdp9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核选用A型键，查表得bXh=6mmX6mm(GB/T1096-2003)，键长28mm。键的工作长度l=L-b=22mm小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力［。］p=120MPa。键连接工作面的挤压应力“=4^T=31MPa<［a］=120MPaphxlxdp9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核选用A型键，查表得bXh=12mmX8mm(GB/T1096-2003)，键长32mm。键的工作长度l=L-b=20mm大锥齿轮材料为45,可求得键连接的许用挤压应力［。］p=120MPa。键连接工作面的挤压应力“=4XT=48MPa<［a］=120MPaphxlxdp9.4低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得bXh=8mmX7mm(GB/T1096-2003)，键长50mm。键的工作长度l=L-b=42mm联轴器材料为45,可求得键连接的许用挤压应力［。］p=120MPa。键连接工作面的挤压应力4xT…g==41MPa<[<t]=120MPavhxIxdp第十章联轴器的选择10.1高速轴上联轴器计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=KXT=26.47N・m选择联轴器的型号选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002),公称转矩Tn=560N,m,许用转速[n]=6300r/min,Y型轴孔，主动端孔直径d=28mm,轴孔长度Ll=62mmo从动端孔直径d=20mm,轴孔长度Ll=52mmoTc=26.47N*m<Tn=560N*mn=1440r/min<[n]=6300r/min10.2低速轴上联轴器计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=KXT=98.94N・m选择联轴器的型号选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002),公称转矩Tn=560N,m,许用转速[n]=6300r/min,Y型轴孔，主动端孔直径d=25mm,轴孔长度Ll=62mmo从动端孔直径d=28mm,轴孔长度Ll=62mmoTc=98.94N*m<Tn=560N*mn=366.41r/min<[n]=6300r/min第十一章减速器的密封与润滑11.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。11.2齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v<12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。11.3轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿>2m/s，所以均选择油