二级分流式减速器计算说明书

WordWord资料机械设计基础课程设计二级分流式减速器计算说明书题目指导教师院 系题目指导教师院 系班 级学 号姓 名张旦闻机电工程系B100303B10030322张阳羊目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"目录 2第一章设计任务书 4\o"CurrentDocument"第二章传动方案拟定 5第三章电动机的选择 6选择电动机类型 6选择电动机的容量计算 6电动机转速选择及型号确定 6第四章传动装置总体设计 9计算传动比及分配各级传动比总传动比 9计算传动装置的运动和动力参数 9第五章皮带轮设计 11第六章齿轮传动设计 14高速级齿轮传动设计 14低速级齿轮传动设计 19第七章轴的设计 27中速轴（II）的设计 27高速轴（I）的设计 30低速轴（田）设计 35第八章轴的校核 40\o"CurrentDocument"第九章轴承的选择和校核计算 43高速轴I上的轴承选择与计算 43中速轴II上的轴承选择与计算 43低速轴加上的轴承选择与计算 44第十章键连接的选择与校核计算 46第十一章减速器附件设计 49第十二章润滑方式及密封形式的选择 50\o"CurrentDocument"第十三章箱体设计 51\o"CurrentDocument"第十四章总结 53\o"CurrentDocument"第十五章参考文献 54

第一章设计任务书项目内容结果1.1工作条件♦连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。♦两班制工作，3年大修，使用期限10年（卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影晌在运输带工作拉力F中已考虑）。1.2力口工条件生产20台，中等规模机械厂，可加工7~8级精度齿轮。1.3设计工作量♦减速器装配图1张（A0或A1）♦零件图1—3张♦设计说明书1份1.4设“经数♦运输带工作拉力F(N):F4000N♦运输带工作速V(m/s):v1.1m/s♦卷筒直径D(mm): D300mm第二章传动方案拟定卷筒由电动机驱动，电动机1通过V带2将动力传入减速器3,在经联轴器4传至输送机滚筒5,带动输送带6工作,传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动传动方案见图1。图L运输机传动方案设计广电动机27节传动3-二版国柱编齿轮减速器4-联轴器5-与同 6-运楼芾两级分流式圆柱斜齿轮减速器第三章电动机的选择项目内容结果3.1选择电动机类型按已知工作条件和要求查［1］表12-1,选用Y系列一般用途的三相异步电动机3.2选择电动机的容量计算⑴求PW,nw卷筒所需总功率PWd Fv40001.1, 4小PW kw4.4kw1000 1000卷筒的转速nwv1.160nw—— r/min70r/minD 0.3P4.4wnw707min(2)求电动机至滚筒之间传动装置的总效率为 ：2 3 212 3 4式中1,2,3,4分别为传动系统中带传动、每对轴承、圆柱齿轮传动及联轴器传动的效率，查［1］表1-7的1=0.96、2=0.99、3=0.98、4=0.9931 23；40.960.9930.9820.9930.891=0.962=0.993=0.984=0.9930.89(3)求Pd所需电动机的功率Pd:Pd kw4.49kw0.89查［1］表12-1取额定功率嗑：P额=5.5kwPd 4.49kw%=5.5kw3.3电动机转速选择及型号确定(1)求，,该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅［2］表2-3传比为语=闹2 8~40rd'1120-11200/min

(2)确定型号查［1］(2)确定型号查［1］表13-2得V带传动比i带2~4卷筒转速 nw70n/min电动机转速可选范围Od’n”nwi齿i带70281120r/minnd'nwi齿i带 7044011200r/min可见同步转速为1500r/min,3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1500r/min,3000r/min的两种电动机进行比较，如下表3-1表3-1电动机技术数据比较方案电动机型号额定功率P/kw电动机转速n/(n/min)最大转矩质量/kg同步转速转速额定转矩1Y132S1-25.5300029002.3642Y132S-45.5150014402.268综合考虑电动机和传动转至尺寸、重量、价格和带传动、减Y132S-4速器传动比，选才¥Y132S-4型电动机。电动机的外形、安装尺寸见表2表3-2电动机的外形、安装尺寸型号ABCDEFGH

第四章传动装置总体设计项目内容结果4.1计算传动比及分配各级传动比总传动比⑴总传动i3144020.57nw70i20.57比查［1］表13-2取i带=2.2⑵分. i20.57QQ_i齿 9.35i带 2.2i13.48配传由[2]%得分流式减速器中取i1(1.2~1.3上,这里取局速级i22.68动比传动比i1 1.3i2,则低速级传动比为i2-i齿i齿i1 1.3i2i13.48 i22.68、r.aa4.2□异1々例笠立阳贬例刑例刀经级电动机轴为轴m，减速器图速级轴为轴I，中速轴为轴H，低⑴各速级轴为轴田，滚筒轴为轴V,则轴转nm1440r/minnm1440/minn654.5r/min速n- 1440nI r/min654.54r/mini带2.2nn187.87mi-70.1/minnmnnnn654.54/一.dO_o_/一.n r/min187.87r/mini1 3.484n187.87.. ^ /.n r/min70.1r/mini2 2.68卷筒转速在运输带允许误差5%之内，合适⑵各Pd 4.94kw轴功 PI Pd0 4.940.96kw4.74kw率Pd PPPPII PI Pd 0 4.940.960.990.98kw4.6kwPIII PII Pd 0 4.94Pd4.94kwP4.74kwP4.6kwP4.46kw0.960.990.980.990.98kw4.46kw⑶各TdPc 4.949550 09550Nm32.76Nmn0 1440TITd32.762.20.96Nm69.19NmTd32.7NmT69.1NmTII TI iiTdi带°ii32.762.2T233.8NmT 608.113nTd T0.963.4840.990.98Nm233.88NmTIII TI i2Tdi带0i1i232.762.20.963.4840.990.982.680.990.98Nm608.13Nm第五章皮带轮设计项目内容结果1.求Pc查［3］表13-8得：KA1.2PcKAPd1.24.94kw5.93kwPc5.93w2.选V带型号选用普通V带，由Pc5.93kw,nm1440r/min查［3］图13-15得此坐标位于A型区域内A型3.求人小带轮基准直径查［3］表13-9得d1应/、小于75mm,现取d1100mm由［3］式13-9得nm 1440d2-md1(1 ) 100(10.02)mm215.6mmn 654.54取d2224mm,其误差小于5%,故允许d1100mmd2224mm4.验算带速vdEm 1001440/“一v m/s7.54m/s60100 60100带速在5~25m/s范围内，合适v7.54m/s5.求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a01.5(d1d2)1.5(100224)mm486mm取a0500mm，符合0.7(d1d2)a02(d1d2)由［3］式13-2得带长(d〔d2)2Lo2a0 @d2)'1 272 4ao(100224)2［2500 (100224) ］mm2 45001516.63mm查［3］表13-2对A型带选用Ld1600mmLd1600nma542nm

再由［3］式13-16计算实际中心距Ld Lo UM 16001516.63一.) 一。aa0 500 541.7mm 542mm2 26.验算小带轮包角i1180o生自57.3。由［3］式13-1得 ao224100 o o o180 57.3 166.89 120542合适合适7.求V带根数Z由［3］式13-15得：z Pc (P。 P0)KKlnm1440r/min . » ,口根据m ，查［3］表13-3得：P01.32kw,d1100mm查［3］表13-3得：传动比i一9一 224—— 2.29d1(1 ) 100(10.02)查［3］表13-5得：P00.17kw由1166.89°查［3］表13-7和表13-2得K 0.97,KL0.99R 5.93 …z 4.14(P0 P0)KKL (1.320.17)0.970.99取5根z58.求作用在带轮轴上的压力Fa查［3］表13-1得：q0.1kg/m,由式13-17得：单根V带初拉力500PC2.5 25005.93 2.5 2F0 c(—1)qv2 (——1)0.17.542129.74NzvK 57.54 0.97作用在带轮轴上的压力Fa为：1 166.89oFa 2zF0Sin-125179.74sin 1288.92N2 2F0129.74NFa1288.9N9.带轮结构尺小带轮工作图，见图5-1图5-1小带轮工作图第六章齿轮传动设计项目内容结果6.1高速级齿轮传动设计⑴选择材料、精度及参数按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）查图表［3］表11-1,选择:小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为217~286HBS,fe1600MPa Hiim1700Mpa大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197~286HBS。FE2450MPa Hlim2600MPa查［3］表11-5取Sh1,.Sf1.25,齿轮弯曲疲劳许用应力H1 700700MPaSh 1H2 Hlim2600600MPaSh 1则H=（H1+H2）/2=（700+600）/2=650MPa齿轮接触疲劳许用应力0.7FE10.7600fi 336MPaSf 1.250.7FE20.7450F2 252MPaSf 1.25小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS人山轮材料为45钢（调质），硬度为220HBSSh1Sf1.25H650MPaF1336MPaF2252MPa

(2)按齿面接触强度设计, 2KTiUi1ZhZeZ依式d1t 3——L-- 计算[d Ui H1)确定公式内各计算数值a.载荷系数Ki初选载荷系数Kii.9K〔 i.9b.小、大齿轮齿数Zi、Z2,齿数比Ui初选小齿轮齿数乙25,i23.484则人齿轮齿数Z2乙i2 253.48487.i，取Z288实际齿数比：u〔iiZ2/Zi88/253.52乙25Z288Ui3.52C.小齿轮传递的转矩Ti工T/269.i9/2Nm34.6NmT1 34.6Nmd.选Zh、Ze查［3］(Pi7i)选取节点区域系数Zh2.5查［3］表ii-4弹性系数ZEi89.8Zh2.5Ze189.8e.螺旋角及其系数初选螺旋角： i5o螺旋角系数：Z Jcos JcosiS0.96615oZ0.966

Zf.由［3］表11-6知，软齿面、对称分布取： d10.8-d0.8系数dig计算按式①计算小齿轮分度圆直径dit小齿轮, 121.934.61033.5212.5189.8Jcosi5d1t3 mmd1t47.71mmV 0.8 3.52 650分度圆47.71mm直径dit2）计算V1 d1tn/601000=3.14X47.71X654.54/(60X1000)V1 1.64m/s圆周速m/s度Vi=1.64m/s3）计算bdd1t0.847.71mm38.17mmb38.17mm齿宽bmntd1tcos/Z147.71cos15/251.84mmmnt1.84mm及模数h2.25mnt2.251.84mm4.14mmb/h38.17/4.149.22mnt根据启轻微冲击，使用系数KA1.25;根据V=1.64m/s,7级精度查［4］图9-23得动载系数Ka1.25Kv1.09;4）计算Kv1.09查［4］表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数 Kh的值与直齿轮Kh 1.3载荷系Kf1.23相同得：Kh 1.170.18b/d120.47103b1.3;Kh数KiH1Ku12查［4］图10-13得弯曲强度计算齿向载荷系数：Kf 1.23;■、F ,一K12.13查［4］表10-3得齿间载荷分布系数：KhKf1.2则载荷系数K1KAKvKhKh1.251.091.21.32.13

5）按实际载荷系数校正所得分度圆直径d1由式ddt3碇得：347.71q^273 49.57mm1.9d149.57mm⑶按齿根弯曲疲劳强度设计按式mni3［2KT〔cos2 YFYSd1乙 F计算1）确定公式内各计算数值a.载荷系数K1Ki KaKvKFKF1.251.091.21.232.01K1 2.01b.计算当量齿数Zvi、ZV2_ — 3 3 _ZV1乙/cos 25/cos15 27.74_ 3 一. 3一 ZV2Z2/cos 88/cos15 97.65Zv；第c.齿形系数查［3］图11-8 YF12.66,YF22.23YF12.66YF22.23d.齿根修正系数查［3］图11-9 YS11.61,YS21.78Ys1 1.61YS21.78

e.计算大小齿轮的YfYsF并加以比较YF1YS1=2.66X1.61/336=0.01275F1YF2YS2=2.23X1.78/252=0.01575,F20.01275<0.01575大齿轮YfYs/±qFS值人Ff.计算模数mniJ2KT1Yf2Ys2 2 」22.0134.6103 2 ,mn13 2 -cos ； 2 0.01575cos15 由丫dZ F2 0 0.825 …1.6mm[3]表4-1取mg2按接触疲劳强度得的分度圆宜径d149.57mm计算应后的齿数：乙d1cos/mn49.57cos15o/223.94取Z126由乙二26,则22u1乙 3.522691.52取Z292mn12Z1 26Z292⑷几何尺寸计算1)中心距mM(Z1Z2) 2(2796)a1 122.16mm2cos 2cos15将中心距圆整为122mma1 122mm2)修正螺旋角按圆整的中心距修正螺旋角arccosmn1(Z1-Z2")arccos2—(26—92)16.392al 2122因值改义/、多,故参数a,K,Zh等/、必修正

3)计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2d1Z1mn1/cos 262/cos14.71o54.2mmd2Z2mn1/cos 922/cos14.71o191.79mm圆整后取d154mm,d2192mmd154mmd2192mm4)计算齿轮宽度bi、b1bl dd10.854.243.36mm圆整后取b245mm,b150mmb245mmb150mm⑸验算齿面接触强度将各参数代入［3］式(11-8)得rrr水兀51 「o~：22.0134.61033.521hZeZhZr 189.82.5ccos16.39J 2ybd1 U1 , 4554 3.52=542.22MPa＜［H］=650MPa安全安全(6)齿轮的圆周速度d1n 54654.54v m/s1.85m/s60100 60100对照［3］表11-2选7级精度是适宜的适宜⑺结构设计由2mn1e小齿轮做成齿轮轴，由160mm<da2V500mm,人齿轮米用腹板式结构6.2低速级齿轮传动设计⑴选择材料、精度及参按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)查图表［3］表11-1,选择:小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为

数小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为217〜286HBS,FE3600MPa Hlim3700MPa大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197〜286HBS。FE4 450MPa Hiim4 600MPa查［3］表11-5取Sh1,.Sf1.25,齿轮弯曲疲劳许用应力H3 」^1~ 700 700MPaSh 1H4 -H^ 600 600MPaSh 1则H=（H3+H4）/2=（700+600）/2=650MPa齿轮接触疲劳许用应力0.7FE10.7600F3 336MPaSf 1.250.7 FE2 0.7450 “creF3 FE2 252MPaSf 1.25260HBS人山轮材料为45钢（调质），硬度为220HBSSh1Sf1.25H650MPaF3336MPaF4252MPa(2)按齿面接触强度设计依式d3t3应U^咨2计算d2 U2 H1)确定公式内各计算数值a.载荷系数K2初选载荷系数K21.3K21.3

b.小、大齿轮齿数Z3、Z4,齿数比U2初选小齿轮齿数Z330,i2 2.68则人齿轮齿数Z4Z3i2302.6880.4,MZ281实际齿数比：u2 i2Z4/Z381/302.7Z330Z480U22.7c.小齿轮传递的转矩T3T3T233.88NmT3233.88Nmd.选Zh、Ze查［3］(P171)选取节点区域系数ZH2.5查［3］表11-4弹性系数ZE189.8Zh2.5ZE189.8f.齿宽系数d2由［3］表11-6知，软齿面、对称分布取： d20.8-d20.8g.计算小齿轮分度圆直径d3t计算小齿轮分度圆宜径d3td3t86.69mm3 2,q21.3233.88102.71 2.5189.8d3t3 mmv 1 2.7 60086.69mm2)计算圆周速度ViV3 d3tn/6010003.1486.69181.87/(601000)m/s0.83m/sV30.83m/s3)计算齿宽bbd2d3t0.886.69mm69.35mmmntd3t/Z386.69/302.9mmb69.35mmmnt2.9mm

及模数h2.25m3t2.252.9mm6.5mmmntb/h86.69/6.513.34根据有轻微冲击，使用系数：Ka1.25；根据V=0.83m/s,7级精度查［4］图9-23得动载系数：4）计算Kv1.05；查［4］表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数：KaKvKh1.251.051.32载荷系Kf1.62数Ki, 2 3Kh1.170.18bd1 0.47103b1.32;查［4］图（图10-13）弯曲强度计算齿向载荷系数得Kf 1.62;KhKfK111.73查［4］表（表10-3）得齿间载荷分布系数KhKf1则载荷系数K2 KaKvKhKh1.251.0511.321.735）按实F73由式d dt3.1一得:d386.693——95.35mm\Kt V1.3际载荷系数校d395.35mm正所得分度圆直径d36）模数m3d3/Z398.35/30mm3.28mmm33.28mmm3⑶按齿根弯曲疲劳强度设计.F仅计算

1）确定公式内各计算数值a.载荷系数K2K2 KaKvKfKf1.251.0511.622.13K12.13b.齿形系数查［3］图11-8 Yf32.6,Yf42.25Yf3 2.6Yf4 2.25c.齿根修正系数查［3］图11-9 YS31.63,YS41.77Ys31.63Ys41.77d.计算大小齿轮的Yf'$F并加以比较YF3YS-3=2.6X1.63/336=0.01261F3YF4YS4=2.25X1.77/252=0.01580,F40.01261<0.01580大齿轮空工值大Fe.计算模数mn3,‘2KT3Yf4Ys43：22.13233.88103nndCQnmn33! 2 3 2 0.01580Vd2Z3 F2 , 0.8302.79mm由以上计算结果对比，由齿面疲劳接触强度计算的法面模数mn3大于由齿根弯曲疲劳接触强度计算的法面模数，取mn33.5,已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度舁的分度圆直径 d3 95.35mm来计算应有的齿数计算应有的齿数得：Z3d3/mn395.35/3.527.24MZ328mn33.5Z328Z476

由22.7贝UZ4u2Z32.72875.6,取Z276⑷几何尺寸计算1）中心距a2mn3(Z3Z4) 3.5(2876)心。a2 182mm2 2将中心距圆整为182mma2182mm2）计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2d3Z3mn3283.598mmd4Z4mn3763.5266mm圆整后取d398mm,d4266mmd398mmd4266mm3）计算齿轮宽度b3、b3b3 d2d30.89878.4mm圆整后取b480mm,b385mmb385mmb480mm⑸验算轮齿弯曲强度由[3]式11-52K2T3YFa3Ysa3 22.13233.881032.61.631Vle。f3 ； MPabmn3Z3 853.5228144.8MPa[F3]336MPaF4 YF.Ysa4144.82.251.77MPa136MPa[F4]252MPaYFa3YSa3 2.61.63安全（6）齿轮的圆周速度vd3n 98187.87, …v m/s0.96m/s60100 60100对照[3]表11-2选7级精度是适宜的适宜⑺结构小齿轮（齿轮3）米用实心结构，大齿轮（齿轮4）米用腹

设计板式结构各齿轮参数见表6-1b模数m齿数Z分度圆直径d中心距a高速级小齿轮5022654123高速级大齿轮4592192低速级小齿轮853.52898182低速级大8076266表6-1各齿轮参数齿轮

2.初步确定轴的最小直径根据式dCfmm初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查［3］图表14-2,取C115,得dIIminC3/P_1153|4.6mm33.39mm血 丫187.87该轴直径d100mm,有一个键槽，轴颈增大5%〜7%,安全起见，取轴颈增大5%则dnmin1.05dnmin 1.0533.39mm35.06mm,该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为dIImin40mmdIImin40m拟定轴上零件的装配方案如图 7-2所示根据轴向定位的要求确定岫的各段直径和长度由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，故⑴轴承初步选取0组游隙，0级公差6009轴承，其尺寸为dXDXdid645m与轴段①B=45mmx75mmx16mm,内圈定位轴肩宜径da51mm,及轴段⑥外圈定位内径Da69mm,故取轴段①和轴段⑥ 的直径d1d645mm

(2)齿轮2、2,、轴段②和轴段⑤的设计轴段②上安装齿轮2,轴段⑤上安装齿轮2、为了便于齿轮的女装，~2和~5应分别大于d1和d6,可取d2d548mm齿轮2左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位，套筒外径取60mmo范度取b=10mm,齿轮2/左炳冰用轴肩止位右端采用套筒定位d248mmd548mm⑶齿轮3和轴段③由于齿轮3的直径比较小，米用实心式，由d248mm为了齿轮3便于安装取d352mm。取其轮毂宽度与齿轮宽度b385mm相等，右布米用轴肩止位，左胸米用套筒止位固止。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段③的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L382mm0da52mmL382mm⑷轴段②和轴段⑤的长度因为b385mm,b2b245mmL2b2b也L3)345103355mmL5b2'345342mmL255mmL542mm⑸轴段④四轮2左端米用轴肩止位，根据d548mm则：h(0.07d53)〜(0.1d55)6.36〜9.8mm,b1.4h8.94〜13.72mm,取L4b10mmd4d52h60.72〜67.6mm,取d462mmd462mmL410mm(6)箱体内壁之间距离Bx轴段①和⑥长度齿轮2左端面与箱体内壁跑离与齿轮2/右端面与箱体内壁距离均取为114mm则箱体内壁之|可的距离为：- — ・ ・' ・ ・ ・Bx21b2b2 4bL42144545851010223mm该减速器齿轮的圆周速度小于3m/s,故轴承采用脂润滑，需L1L643mmBx223mm

要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面跑离箱体内壁的距离取为 10mm,中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成，挡油环轴孔宽度初定为轴段①的长度为：L1Bm轴段⑥的长度为：L6Bm7）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接按：d248mm,L255mm;d352mm,L382mm;d548mm,L542mm。查［1］图表4-1取各键的尺寸为：轴段②和⑤选键：bXhXL=14mmx9mmx40mm轴段③选键：bxhXL=16mmx10mmx70mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证,选公差为 m6（8）确定轴上圆角和倒角尺寸查［1］表1-27,取轴端倒角为1.5X45,各轴肩处圆角半径为R17.2高速轴（I）的设计项目内容结果已知高速轴传递功率P4.6kw,转速nI 654.54r/min,转矩T69.19Nm,每个齿轮传递转矩T1TI/269.19/2Nm34.6Nm齿轮1和1'分度圆直径d154mm齿宽b150mmFt12Ticosd1234.6103cos16.39Kl N1229.23NFt12Ticosd1234.6103cos16.39Kl N1229.23N54Fr1Ft1tan ncostan201229.23cos16.39N466.35NFa1Ft1tan1229.23tan16.39N361.55N圆周力Ft1、径向力Fr1及轴向力Fa1的方向如图7-3所示1.求作用在齿轮上的力Ft1Fa11229.23466.3N361.5NtrF寸MF1.求作用在齿轮上的力Ft1Fa11229.23466.3N361.5NtrF寸MF图7-3圆周力Ft1,径向力Fr1及轴向力Fa1的方向FrueFNV2先按式dC3P—mmn初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r,调质处d130mm2.定轴的最小直径理。查［3］图表d130mm2.定轴的最小直径理。查［3］图表14-2,取C115,得dImin喈115d1min23.3mm4.74 mm22.25mm654.54该轴直径d100mm,有一个键槽，轴颈增大5%〜7%,安全起见，取轴颈增大5%则

d1min1.05d1min 1.0522.25mm23.36mm,圆整后取d124mmo输入轴的最小直径是安装大带轮处的直径。 考虑到该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段①的直径d1=30mm。拟定轴上零件的装配方案如图所示7-4根据轴向定位的要求3.轴结构设计确定轴的各段直径和长度拟定轴上零件的装配方案如图所示7-4根据轴向定位的要求3.轴结构设计确定轴的各段直径和长度图7-4高速轴上零件的装配方案L带轮L带轮(1)带轮轴段①的直径d1=30mm,带轮轮毂的宽度为(1.5〜2.0)=58mm和轴段①长度应略小于毂孔的宽度，取L=58mm和轴段①长度应略小于毂孔的宽度，取Li=55mmL1=55mmd1=45〜60mm,取带轮轮毂的宽度L带轮=58mm,轴段①的在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1)d1=(0.07〜0.1)(2)密封X30=2.1〜3mm 。段②的轴径圈与轴段d2=35mm,其最终由密封圈确定。该d2=di+2X(2.1〜3)=34.2〜36mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查参考文献[1]中表7-12选毡圈35,贝Ud2=35mm

⑶轴承与轴段③及轴段⑦该传动方案没有轴向力，图速轴转速较图，载荷/、大，故选用深沟球轴承。根据d235mm,查GB/T276-1994初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008,其尺寸为dxDXB=40mmX68mm<15mm,内圈定位轴肩直径da46mm,外圈定位内径Da62mm,故取轴段③的直径d340mmo轴承用脂润滑，需要用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挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 10mm,齿轮2左端面与箱体内壁跑离与齿轮2/右端面与箱体内壁跑离均取为112mm,贝UL3B 115101237mm通常一根轴上的两个轴承应取相同相同的型号，则d7d340mmL7L337mmc7d34cmmL7L337mm⑷齿轮与轴段④和⑥该段④、⑥上安装齿轮1和1"为便于齿轮的安装，d4应略大于d3,可初定d442mm,则由参考文献［1］中表4-1知该处键的截面尺、」为bxh=12mmx8mm,由于54<2X42故该轴设计成齿轮轴，则有d4d6df154mm,L4L6b150mmd4d654mmL4L650mm⑸轴段⑤由112mm、低速小齿轮齿竟b85mm,则：L5BX21L4L6219212505099mm该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则 d548mmd548mmL599mm(6)轴段②的长度该轴段的长度除与轴上的零件有美外，还与轴承座宽度有关及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为：L53mmL2=73mmCiC2(5〜10),由参考文献［1］中表11—1知，下箱座壁厚： 0.025a′30.02518237.55mm8mm,取9mm。由参考文献1中表15—1知：地脚螺钉直径df0.036a′120.0361821218.552mm,取地脚螺栓为M18od10.75df13.914mm,则取轴承旁螺栓直径为M14,查参考文献［1］中表11—2知C120mm、C218mm,则箱体轴承座宽度LqC2(5〜10)920185~10 52〜57mm取L53mmod2(0.5~0.6)df9.28〜11.13mm,则取机盖与机座连接螺栓直径为 M10。d3(0.4~0.5)df7.42~9.28mm,则取轴承端盖直径为M8。e1.2d39.6mm,则取轴承端盖凸缘厚度e10mm,取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 t2mm。为方便在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面距离l20mm,带轮采用腹板式，螺栓的装拆空间足够。则B带轮L带轮L2Lelt B80585310202 101571mm2轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 a3=31.8mm,A99.5mm⑺轴上B54.5mm力作用点则由图7-4所示可得轴的支点及受力点间的品目离为C1148mmD154.5mm的间距八L带轮 B58» 15A L2——71—107.5mm2 2 2 2

B L4 15 50B1L3—，37一一54.5mm2 2 2 2_ L4 , L6 50. 50 /C1 —— L5 —— ——99 —— 149mm2 2 2 2B L6 15 50D1 L7 —,37 — — 54.5mm2 2 2 24.轴上零件的周向定位带轮与轴段①间米用C型普通平键连接，按L1二55mm d130mm查［1］图表4-1取各键的尺寸为：轴段①选键：bxhxL=C10mmx8mmx45mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证,选公差为 m65.确定轴上圆角和倒角尺寸查［1］表1-27,取轴端倒角为1.5X45,各轴肩处圆角半径为R17.3低速轴（田）设计项目内容结果已知已知低速轴的传递功率P3=4.64kW,转速n3=70.1r/min,转矩T608.13Nm齿轮4分度圆直径d4266mm,齿轮宽度b480mm1.求作用在齿轮上的力Ft4Ft3 4773.1NF.4Fr31737.25N丘44773.N喂1737.252.初步确定轴的最小直径根据式dCJ—mm初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为丫n45钢，调质处理。查［3］图表14-2,取C115,得dmin48.2mm’ - R J4.46dumin C3— 115 3 mm 45.91mmnii \70.1该轴直径d100mm,有一个键槽，轴颈增大5%〜7%,安全起见，取轴颈增大5%则diiimin1.05diiimin 1.0545.91mm48.21mm拟定轴上零件的装配方案如图所示 7-5根据轴向定位的要求3.轴的结构设计确定轴的各段直径和长度1L3L1L5L6L2L8L△ 2A1B13.轴的结构设计确定轴的各段直径和长度1L3L1L5L6L2L8L△ 2A1B1L71图7-5低速轴上零件的装配方案⑴联轴器和轴段d⑴联轴器和轴段d850mmL882mm该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号查［3］图表17-1,Mka=1.5,则TcIII KAT川 1.5608.13Nm912.2Nm根据Tc川912.2Nm,查［1］表8-7标准GB/T5014-2003考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用LX4型弹性柱销联轴器，J型轴孔,选取轴孔直径d=50mm,其轴孔长度L=84mm,则轴的最小直径d111min50mm,相应的轴端①的直径d850mm,取长度略小于毂空宽度取L882mm(2)密封在确定轴段⑦的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖d760mm圈与轴段⑦密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h(0.07〜0.1)d1(0.07〜0.1)503.5〜5mm。轴段⑦的轴径d7d82h57〜60mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查参考文献［1］中表7-12选毡圈60,则d7=60mm⑶轴承与轴段①和⑥根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6013,其尺寸为dxDxB=65mm乂100mm乂18mm,内圈定位轴肩直径da72mm,外圈定位内径Da93mm故d1d665mm轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环宽度初定为B〔二22mm,故L1L6BB1182240mmd1d665mmLiL640mm⑷轴段⑦长度轴段⑦的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件肩关。轴承端盖连接螺栓为 M8X25,其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故联轴器轮毂端面的距离为l218mm0由轴承端盖凸缘厚度e10mm,取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t2mm则有L7Lel2 t B5310182101855mmL755mm⑷齿轮与轴段③该段上安装齿轮4,为便于齿轮的安装，d3应略大于d2,可初定d370mm,齿轮4轮毂的宽度范围为(1.2〜1.5)d3=84〜105mm,取其范度为B4轮毂=85mm,其右端米用轴肩d370mmL382mm

定位，左端米用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤的长度应比轮毂略短，故取L382mm⑸轴段④齿轮4右端采用轴肩定位h(0.07〜0.1灿(0.07~0.1)704.9〜7mmb1.4h6.68〜9.8mm,取L4b8mm轴段④的轴径d4d32h79.8〜84mm,取d480mmd480mmL48mm(6)轴段②和⑤轴段①轴承采用套筒定位，取d268mm,Bx B4轮毂 22385L2- (B1 )23——2 2 2 2(2210)2358mm轴段⑥轴承用轴肩定位，于是取d572mm, BxB4轮毂 、22385L5 _ < L4(B1 ) _ _2 2 2 28(2210)49mmd268mmL258mmd572mmL549mm⑺轴上力作用点的间距由图7-5所示可知轴的支点及受力点间的品目离为BxB 22318ABi 10130.5mm2 2 2 2A130mmB130mm(8)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接d370mmL382mmd850mmL882mm查［1］图表4-1取各键的尺寸为：轴段③选键：bxhxL=20mmx12mmx70mm轴段⑧选键：CbxhXL=16mmx10mmx70mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证,选公差为 m6

(9).确定轴上圆角和倒角尺寸查［1］表1-27,取轴端倒角为1.5X45,各轴肩处圆角半径为R1

第八章轴的校核项目内容结果已知BX B 22318A1B1——— 10130.5mm2 2 2 2Ft4Ft34773.1NFr4Fr31737.25N⑴求支承反力垂直面支承反力Fw F2VF41732-25N868.25N2 2水平面支承反力F1H F2H 旦4773.1N2386.55N2 2F力在支点产生的反力FK 400073F1F N1118.77N2A1 2130.5F2FFF1F(40001118.77)N 5118.77NF1V F2V868.25NF1f1118.77NF2F5118.77N(2)求弯矩垂直面弯矩MaV F1VA1868.250.1305Nm113.31Nm水平闻为矩MaH F1HA2386.550.1305Nm311.44NmF力在支点产生弯矩图M2FFK40000.073Nm292NmF在a-a截面力产生的弯矩为：MaF F1Fa1118.770.1305Nm146Nma-a截面总弯矩Ma7maH2MaV2MaFV311.442113.312146Nm477.41NmMaV113.3NmMaH311.4NmM2F292NmMaF146NmMa477.4NmM2292Nm

支点2总弯矩M2M2F292Nm⑶求轴传递d4T Ft4—4773.120.266… Nm2634.82NmT634.82N的转矩⑷弯矩和扭弯矩和扭矩见图8-1矩图由图8-1g可见a-a截面最危险,其当量弯矩⑸对危险截面进行校核,认为轴扭转切应力是脉动循划、艾应按穹扭合力，取折合系数a=0.6,轴的计算应力成应力校MeJM2(eaW 0.1d3T)2安全核轴的强“774102(0.6634820)2MPa0.170317.81MPa度前已选定轴的材料为45钢,调质处理，查［3］表14-3得1b55MPa因止匕ea 1,故轴安全。mFerM.T川川.JDtttrr1■nTFnlriTrrTT^一TT■取小Mam 1F*nTTrnTnTnTTTrTr^EdrL」」y?u」iWiLLWjTf*

riTTn-Tr^rmi图8-1弯矩和扭矩图另外两个轴的校核方法类似，经校核安全第九章轴承的选择和校核计算9.1高速轴I上的轴承选择与计算项目内容结果由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承6008,由于受力对称，只需要计算一个，其受力FJ32Fti21314.72N,Fa=0,£=3,转速n=654.54r/min⑴)查表查［1］表6-1滚动轴承样本知深沟球轴承6008的基本额定动载何Cr17.0kN,基本额定静载荷Co11.8kNC17.0NC。11.8kN(2)求轴承当量动载荷P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数丫=0,则PXFrYFa11314.721314.72NP1314.72(3)验算*由承寿命因工作情况平稳，查［3］表16-8取ft1查［3］表16-9,取fp=1.2L或fC 106 117。。。-331857bLh 31857h60nfpP60654.541.21314.72p故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6008满足要求9.2中速轴n上的轴承选择与计算项目内容结果由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6013,由于受力对称，只需要计算一个，其受力

Jf「32Ft32J4773.121737.25',gQ7iNiFr— 2539./1N2 2Fa=0,£=3,转速n187.87r/min⑴)查表查［1］表6-1知深沟球轴承6009的基本额定动载荷Cr21.0kN,基本额定静载荷Cor14.8kNCr21.0kNC0r144N(2)求轴承当量动载荷P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数丫=0,,则PXFrYFa12539.71N 2539.71NP2539.71(3)验算*由承寿命验算轴承寿命因工作情况平稳，查［3］表16-8取ft1查［3］表16-9,取fp=1.2, 106 ftC 106 1210003c“c.Lh—— 29024h60n fpP 60187.871.22539.71p故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6009满足要求9.3低速轴加上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6013,由于受力对称，只需要计算一个，其受力FrJf.42Ft425079.42N,Fa=0,£=3,转速n=70.1/min(1)查表查［1］表6-1知深沟球轴承6013的基本额定动载荷Cr32.0kN,基本额定静载荷C0r24.8kNCr32.0kNC0r24.&N(2)求轴承当量动载荷P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数Y=0WJPXFrYFa15079.425079.42NP5079.4N(3)验算*由查［3］表16-8取ft1查［3］表16-9,取fp=1.2满足要求

承寿命6 .- 6 3। 10 %C 10 132000Lh60nfpP6070.1 1.25079.42p25847h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6013

第十章键连接的选择与校核计算项目内容结果1.带轮匕高速轴I的键连接⑴已知由高速轴I的设计知初步选用c型键：bhl10mm8mm45mm TI69.19Nm⑵校核键连接的强度键和轴材料都是钢，轮毂的材料是铸铁，查[3]表10-10得许用应力： p=50〜60MPa,取p=55MPa。键的工作长度lLb45竺40mm2 2,4T一由式p——可得pdhl4T469.19103p—— MPa28.83MPa[p]55MPapdhl 30840可见连接的强度足够，选用C10mm8mm45mm满足要求2.齿轮2、2'与中速轴II的键连接⑴已知由中速轴II的设计知初步选用A型键：bhl14mm9mm40mm ,TTII/2233.88/2Nm116.94Nm⑵校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查[3]表10-10得许用应力：d=100-120MPa,取0110MPa。p p键的工作长度：lLb40mm14mm26mm。由式pa可得pdhl— 34T4116.9410p MPa41.64MPa[p]110MPapdhl 48926满足要求

可见连接的强度足够，选用键14mm9mm40mm3.齿轮3与中速轴II的键连接⑴已知由中速轴II的设计知初步选用A型键：bhl16mm10mm70mmTTII233.88Nm⑵校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查[3]表10-10得许用应力：p=100-120MPa,取p110MPa。p p键的工作长度：lLb70mm16mm64mm。由式p”可得pdhl4T4233.88103p—— MPa33.32MPa[p]110MPapdhl 521054 p可见连接的强度足够，选用键16mm10mm70mm满足要求4.齿轮4与低速轴III的键连接⑴已知由低速轴III的设计知初步选用A键：T TIII 608.13Nm⑵校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查[3]表10-10得许用应力d=100-120MPa,取0110MPa。p p键的工作长度：lLb70mm20mm50mm。由式p”可得：p