两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书_(1)

- 1 - 两级展开式 （平行轴） 圆柱齿轮减速器的设计说明书 例如： 设计热处 理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带 。每日两班制工作，工作期限为 8 年。 热处 理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带 。每日两班制工作，工作期限为 8 年。 已知条件：输送带带轮直径 d=300mm,输送带运行速度 v=0.63m/s,输送带轴所需转矩 T=700N.m. 一、传动装置的总体设计 1.1 传动方案 的确定 两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。 1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带 1.2 电动机的选择 计算项目 计算及说明 计算结果 1. 选择电动机的类型 根据用途选用 Y 系列一般用途的全封闭自冷式 三相异 电动机。 2. 选择电动机的功率 输送带所需的拉力为 F=2T/d=2 700/0.3N 4667N 输送带所需动率为 Pw=Fv/1000=4667 0.63/1000KW=2.94KW 由表取， v 带传动效率 带 =0.96，一对轴承效率 轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率 齿轮 =0.97，联轴器效率 联 =0.99，则电动机到工作机间的总效率为 总 = 带 轴承 4 齿轮 2 联 =0.960.994 0.972 0.99=0.859 F=4667N Pw=2.94KW 总 =0.859 - 2 - PO=PW/ 总 =2.94/0.859Kw=3.42Kw 根据表，选取电动机的额定功率为 Ped=4kw PO=3.42Kw Ped=4kw 3.确定电动机的转速 输送带带轮的工作转速为 nw=1000 60 0.63v/ 300r/ min=40.13r/min 查表， v 带传动的传动比 i 带 =2 4，两级减速器传动比i=8 40，则总传动比范围为 i 总 =i 带 i 齿 =（ 2 4）（ 8 40） =16 160 电动 机的转速范围为 no=nwi =40.13（ 16 160） r/min=642.1 6421r/min 由表可知，符合这一要求的电动机同步转速 1000 r/min， 1500r/min和 3000r/min,考虑 3000r/min的电动机的转速太高，而 1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速为 1500r/min 的电动机进行试算，其满载转速为1440r/min，其满载转速为 1440r/min,其型号为 Y112M-4 nw=40.13r/min Nm=1440r/min 1.3 传动比的计算及分配 各级 传动比的计算及分配。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.总传动比 i 总 =nmnw=1440/40.13=35.88 i 总 =35.88 2.分配传动比 根据传动比范围，取带传动的传动比 i 带 =2.5，则减速器传动比为 i=i 总 /i 带 =35.88/2.5=14.35 高速级传动比为 i1= （ 1.3 1.4） i=（ 1.31.4） 14.35=4.32 4.48 取 i1=4.4 低速级传动比为 i2=i/i1=14.35/4.4=3.26 i=14.35 i1=4.4 i2=3.26 1.4传动装置的运动、动力参数计算见表。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.各轴转速 no=nm=1440r/min n1=no/i 带 =1440/2.5r/min=576 r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9 r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40 .15r/min nw=n3=40.15r/min no=1440r/min n1=576 r/min n2=130.9 r/min n3=40.15r/min nw=40.15r/min - 3 - 2各轴功率 P1=PO 0-1=PO 带 =3.42 0.96kw =3.28kw P2= P1 1-2= P1 轴承 齿 =3.280.99 0.97kw=3.15kw P3= P2 2-3= P2 轴承 齿 =3.150.99 0.97kw=3.02KW PW= P3 3-W= P3 轴承 联 =3.020.99 0.99kw=2.96kw P1=3.28kw P2=3.15kw P3=3.02KW PW=2.96kw 3.各轴转矩 T0=9550 (PO/n0)=9550 (3.42/1440)N m=22.68 N m T1=9550 (P1/n1)= 9550 (3.28/576) N m=54.38 N m T2=9550 (P2/n2)= 9550 (3.15/130.9) N m=229.81 N m T3=9550 (P3/n3)= 9550 (3.02/40.15) N m=718.33 N m TW=9550 (PW/nW)= 9550 (2.96/40.15) N m=704.06 N m T0=22.68 N m T1=54.38 N m T2=229.81 N m T3=718.33 N m TW=704.06 N m 二、传动件的设计计算 2.1 减速器外传动件的设计 减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动 的设计见下表。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.确定设计功率 Pd=KA P0 由表 8-6，查得工作情况系数 KA=1.2，则 Pd=1.2 3.42kw=4.1kw Pd=4.1kw 2.选择带型 n0=1440r/min, Pd=4.1kw,由图选择 A型带 选择 A型 V带 3.确定带轮的基准直径 根据表 8-7，选小带轮直径为 dd1=100mm,则大带轮的直径为 dd2=i 带 dd1=2.5 100mm=250mm dd1=100mm dd2=250mm 4.验算的速度 V 带 = dd1n0/60 1000m/s=7.54m/svmax= 25m/s 带速符合要求 5.确定中心距和 V带长度 根据 0.7（ dd1 dd2） a02（ dd1 dd2） ,初步确定中心距，即 0.7（ 100 250） mm=245mma0120o a1= 154.88o120o合格 - 4 - 7.确定 V带根数 V带根数可用下式计算： Z= Pd/( P0 P0)KaKL 由表 8-9查取单根 V带所能传递的功率 P0=1.3 kw,功率增量 P0=Kbn1(1-1/Ki) 由表 8-10查得 Kb=0.7725 10-3，由表 8-11查得 Ki=1.137，则 P=0.7725 10-3 1440（ 1-1/1.137） kw=0.134 kw 由表 8-12查得 Ka=0.935，由表 8-8查得 KL=0.93，则 带的根数为 Z=kd/(p0+ P0) KaK=4.1/(1.3+0.134) 0.935 0.93=3.29 取四根 Z=4 8.计算初拉力 由表 8-13查得 v带质量 m=0.1kg/m,则初拉力为 F0=500pd/zu 带 （ 2.5-Ka/Ka） +mvd 2 =500 4.1/4 7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1 7.542N=119.45N F0=119.45N 9.计算作用在轴上的压力 Q=2z F0sina/2 =2 4 119.45N sin154.88oo/2=932.72N Q=932.72N 10.带轮结构设计 （ 1）小带轮结构采用实心式，由表 8-14查得电动机轴径 D0=28，由表 8-15查得 e=15 0.3mm,f=10 2 1mm 轮毂宽 :L 带轮 =（ 1.5 2） D0=（ 1.5 2） 28mm=42 56mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮毂宽 :B 带轮 =（ z 1） e 2f=(4 1) 15mm 2 10mm=65mm （ 2）大带轮结构 采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结 构设计同步进行 2.2 减速器内传动的设计计算 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.选择材料、热处理和公差等级 考虑到 带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表 8-17 得齿面硬度HBW1=217 255HBW， HBW2=162 217HBW.平均硬度 HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在 30 50 HBW 之间。 选用 8级精度 45钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8级精度 2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 d1 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 (1)小齿轮传递转矩为 T1=54380N mm (2)因 v值未知， Kv值不能确定，可初步选载荷系数 Kt=1.1 1.8, 初选 Kt=1.4 (3)由表 8-18，取齿宽系数 d=1.1 (4)由表 8-19，查得弹性系数 ZE=189.8 MPa (5)初选螺旋角 =12o,由图 9-2查得节点区域系数 ZH=2.46 (6)齿数比 u=i1=4.4 - 5 - (7)初选 Z1=23，则 Z2=uZ1=4.4 23=101.2,取 Z2=101，则端面重合度为 a=1.88 3.2(1/ Z1 1/ Z2)cos =1.88 3.2(1/ 23 1/ 101)cos12o=1.67 轴向重合度为 =0.318 d Z1tan =0.318 1.1 23 tan12o=1.71 由图 8-3查得重合度系数 Z =0.775 (8)由图 11-2查得螺旋角系数 Z =0.99 (9)许用接触应力可用下式计算 H= ZN Hlim/SH 由图 8-4e、 a 查得接触疲劳极限应力为 Hlim1=580MPa, Hlim2=390MPa 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=60 576 1.0 2 8 250 8=1.106 109 N2= N1/i1=1.106 109/4.4=2.51 108 由图 8-5查得寿命系数 ZN1=1.0, ZN2=1.14,由表 8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力 Z1=23 Z2=101 H1= ZN1 Hlim1/SH=1.0 580MPa/1=580MPa 大齿轮的许用接触应力 H2= ZN2 Hlim2/SH=1.14 390MPa/1=445MPa 取 H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径 d1t,得 d1t 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.4 54380/1.1 (4.4 1)/4.4 (189.8 2.460.775 0.99/445) 1/3mm=47.93mm H1=580MPa H2=445MPa H=445MPa d1t 47.93mm 3.确定传动尺寸 (1)计算载荷系数 由表 8-21 查得使用系数 KA=1.0， 因 v= d1tn1/60 1000= 47.93 576/60 1000m/s=1.44m/s,由图 8-6查得动载荷系数 KV=1.13, 由图 8-7查得齿向载荷分配系数 K =1.11，由表 8-22查得齿间载荷分配系数 K =1.2，则载荷系数为 K=KAKVK K =1.0 1.13 1.11 1.2=1.505 (2)对 d1t进行修正 K 与 Kt有较大差异，故需对由 Kt计算出的 d1t进行修正，即 d1=d1t（ K/Kt） 1/3 47.93（ 1.505/1.4） 1/3mm=49.1mm (3)确定模数 mn mn= d1cos /Z1=49.1mm cos12o/23=2.09mm 按表 8-23，取 mn=2.5mm (4)计算传动尺寸 中心距为 a1= mn(Z1 Z2)/2cos =2.5 (23 101)mm/(2 cos12o)=158.46mm 圆整，取 a1=160mm,则螺旋角为 =arccos mn(Z1 Z2)/2a1= arcos2.5 (23 101)mm/(2160)=14.362o 因与初选值相差较大 ，故对与有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数 ZH=2.43，则端面重合度为 K=1.505 - 6 - a=1.88 3.2(1/ Z1 1/ Z2)cos =1.88 3.2(1/ 231/ 101)cos14.362o=1.66 轴向重合度为 =0.318 d Z1tan =0.318 1.1 23 tan14.362o=2.06 由图 8-3查得重合度系数 Z =0.775, 由图 11-2查得螺旋角系数Z =0.985 d1t 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.505 54380/1.1 (4.4 1)/4.4 (189.8 2.43 0.775 0.985/445) 1/3mm=48.53mm 精确计算圆周速度为 V= d1tn1/60 1000= 48.53 576/60 1000m/s=1.46m/s, 由图 8-6查得动载荷系数 KV=1.13, K值不变 mn= d1cos /Z1=48.53mm cos14.362o/23=2.04mm 按表 8-23，取 mn=2.5mm,则高速级的中心距为 a1= mn(Z1 Z2)/2cos =2.5 (23 101)mm/(2 cos14.362o)=160mm d1t 48.53mm mn=2.5mm a1=160mm 则螺旋角修正为 =arccos mn(Z1 Z2)/2a= arcos2.5 (23 101)mm/(2 160)=14.362o 修正完毕，故 d1= mnZ1/cos =2.5 23/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cos =2.5 101/ cos14.362omm=260.545mm b= dd1=1.1 59.355mm=65.29mm，取 b2=66mm b1=b (5 10)mm,取 b1=75mm =14.362o d1=59.355mm d2=65.29mm b2=66mm b1=75mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2KT1/bmnd1 YFYSY Y F (1) K、 T1、 mn和 d1同前 (2) 齿宽 b= b2=66mm (3) 齿形系数 YF和应力修正系数 YS。当量齿数为 ZV1=Z1/(cos )3=23/(cos14.362o)3=25.3 ZV2=Z2/(cos )3=101/(cos14.362o)3=111.1 由图 8-8查得 YF1=2.61， YF2=2.22，由图 8-9查得 YS1=1.59， YS2=1.81 （ 4）由图 8-10查得重合度系数 Y =0.71 （ 5）由图 11-3查得螺旋角系数 Y =0.87 （ 6）许用弯曲应力 【 】 F=YN FLim/SF 由图 8-4f、 b 查得弯曲疲劳极限应力为 FLim1=215MPa, FLim2=170MPa,由图 8-11 查得寿命系数 YN1= YN2=1,由表 8-20 查得安全系数 SF=1.25，故 【 】 F1 =YN1 FLim1/SF=1 215/1.25MPa=172MPa 【 】 F2 =YN2 FLim2/SF=1 170/1.25MPa=136MPa F1=2KT1/bmnd1 YF1YS1Y Y =2 1.505 54380/（ 66 2.559.355） 2.61 1.59 0.71 0.87MPa=42.8MPa F1 满足齿根弯曲疲劳强度 - 7 - F2= F1YF1YS1/YF2YS2=42.8 2.22 1.81/(2.61 1.59)MPa F2 5.计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 mt=mn/cos =2.5/cos14.362omm=2.58065mm 齿顶高 ha= ha*mn=1 2.5mm=2.5mm 齿根高 hf= (ha* c*)mn=(1 0.25) 2.5mm=3.125mm 全齿高 h= ha hf=2.5mm 3.125mm=5.625mm 顶隙 c=c8mn=0.25 2.5mm=0.625mm 齿顶圆直径为 da1=d1 2ha=59.355mm 2 2.5mm=61.355mm da2=d2 2ha=260.645mm 2 2.5mm=265.645mm 齿根圆直径为 df1=d1 2hf=59.355mm 2 3.125mm=53.105mm df2=d2 2hf=260.645mm 2 3.125mm=254.395mm mt=2.58065mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm c=0.625mm da1=61.355mm da2=265.645mm df1=53.105mm df2=254.395mm 低速级斜齿圆柱齿 轮的设计计算见表。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.选择材料、热处理和公差等级 大、小齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表 8-17得齿面硬度 HBW1=217 255HBW， HBW2=162 217HBW.平均硬度 HBW1-=236， HBW2-=190. HBW1- HBW2-=46 HBW，在 3050 HBW 之间。选用 8级精度 45钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8级精度 2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 d3 2KT3/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 (1)小齿轮传递转矩为 T3=229810N mm (2)因 v 值未知， Kv值不能确定，可初步选载荷系数 Kt=1.11.8, 初选 Kt=1.4 (3)由表 8-18，取齿宽系数 d=1.1 (4)由表 8-19，查得弹性系数 ZE=189.8 MPa (5)初选螺旋角 =11o,由图 9-2查得节点区域系数 ZH=2.465 (6)齿数比 u=i2=3.26 (7)初选 Z3=25，则 Z4=uZ3=3.26 25=81.5,取 Z4=82，则端 面重合度为 a=1.88 3.2(1/ Z3 1/ Z4)cos =1.88 3.2(1/ 25 1/ 82)cos11o=1.68 轴向重合度为 =0.318 d Z3tan =0.318 1.1 23 tan11o=1.70 由图 8-3查得重合度系数 Z =0.775 (8)由图 11-2查得螺旋角系数 Z =0.99 (9)许用接触应力可用下式计算 H= ZN Hlim/SH 由图 8-4e、 a 查得接触疲劳极限应力为 Hlim3=580MPa, Hlim4=390MPa 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 Z3=23 Z4=101 - 8 - N3=60n2aLh=60 130.9 1.0 2 8 250 8=2.513 108 N4= N3/i2=2.513 108/3.26=7.71 107 由图 8-5 查得寿命系数 ZN3=1.14, ZN4=1.14,由表 8-20 取安全系数 SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力 H3= ZN3 Hlim3/SH=1.14 580MPa/1=661.2MPa 大齿 轮的许用接触应力 H3= ZN4 Hlim4/SH=1.2 390MPa/1=468MPa 取 H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径 d1t,得 d1t 2KT1/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.4 54380/1.1 (4.4 1)/4.4 (189.8 2.460.775 0.99/445) 1/3mm=47.93mm H3=661.2MPa H4=468MPa H=468MPa D3t 76.615mm 3.确定传动尺寸 (1)计算载荷系数 由表 8-21 查得使用系数 KA=1.0， 因 v= d3tn2/60 1000= 76.615 130.9/(60 1000)m/s=0.52m/s,由图 8-6 查得动载荷系数 KV=1.07, 由图8-7查得齿向载荷分配系数 K =1.11，由表 8-22查得齿间载荷分配系数 K =1.2，则载荷系数为 K=KAKVK K =1.0 1.07 1.11 1.2=1.43 (2) 确定模数 mn ,因 K 与 Kt差异 不大，不 需对由 Kt计算出的d3t进行修正，即 mn= d3cos /Z3=76.615mm cos11o/25=3.01mm 按表 8-23，取 mn=3.5mm (3)计算传动尺寸 中心距为 a2= mn(Z3 Z4)/2cos =3.5 (25 82)mm/(2 cos11o)=190.75mm 圆整，取 a2=190mm,则螺旋角为 =arccos mn(Z3 Z4)/2a2= arcos3.5 (25 82)mm/(2190)=9.76o 因与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数 ZH=2.46，则端面重合 度为 a=1.88 3.2(1/ Z3 1/ Z4)cos =1.88 3.2(1/ 25 1/ 82)cos9.76o=1.69 轴向重合度为 =0.318 d Z3tan =0.318 1.1 25 tan9.76o=1.50 由图 8-3 查得重合度系数 Z =0.77, 由图 11-2 查得螺旋角系数 Z =0.991 d3t 2KT3/ d (u 1)/u (ZEZHZ Z / H) 1/3 2 1.43 229810/1.1 (3.26 1)/3.26 (189.82.46 0.77 0.991/468) 1/3mm=76.77mm 因 V= d3tn2/（ 60 1000） = 76.77 130.9/（ 60 1000）m/s=0.53m/s,由图 8-6查得动载荷系数 KV=1.07, K值不变 mn= d3cos /Z3=76.77mm cos9.76o/25=3.03mm 按表 8-23，取 mn=3.5mm,则 中心距为 a2= mn(Z3 Z4)/2cos =3.5 (25 82)mm/(2 cos9.76o)=190mm K=1.43 d1t 76.77mm mn=3.5mm a1=190mm - 9 - 则螺旋角修正为 =arccos mn(Z3 Z4)/2a= arcos3.5 (25 82)mm/(2 190)=9.76o 修正完毕，故 d3= mnZ3/cos =3.5 25/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos =3.5 82/ cos9.76omm=291.215mm b= dd3=1.1 88.785mm=97.66mm，取 b4=98mm b3=b (5 10)mm,取 b3=105mm =9.76o d3=88.785mm d4=291.215mm b4=98mm b3=105mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2KT3/bmnd3 YFYSY Y F (4) K、 T3、 mn和 d3同前 (5) 齿宽 b= b3=98mm (6) 齿形系数 YF和应力修正系数 YS。当量齿数为 ZV3=Z3/(cos )3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos )3=82/(cos9.76o)3=85.7 由图 8-8 查得 YF3=2.6， YF4=2.25，由图 8-9 查得 YS3=1.59，YS4=1.79 （ 4）由图 8-10查得重合度系数 Y =0.701 （ 5）由图 11-3查得螺旋角系数 Y =0.92 （ 6）许用弯曲应力 【 】 F=YN FLim/SF 由图 8-4f、 b 查得弯曲 疲劳极限应力为 FLim3=215MPa, FLim4=170MPa,由图 8-11查得寿命系数 YN3= YN4=1,由表 8-20查得安全系数 SF=1.25，故 【 】 F3 =YN3 FLim3/SF=1 215/1.25MPa=172MPa 【 】 F4 =YN4 FLim4/SF=1 170/1.25MPa=136MPa F3=2KT3/bmnd3 YF3YS3Y Y =2 1.43 229810/（ 98 3.588.785） 2.6 1.59 0.705 0.92MPa=57.87MPa F3 F4= F3YF4YS4/YF3YS3=57.87 2.25 1.79/(2.6 1.59)MPa=56.38MPa F4 满足齿根弯曲疲劳强度 5.计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 mt=mn/cos =3.5/cos9.76omm=3.55140mm 齿顶高 ha= ha*mn=1 3.5mm=3.5mm 齿根高 hf= (ha* c*)mn=(1 0.25) 3.5mm=4.375mm 全齿高 h= ha hf=3.5mm 4.375mm=7.875mm 顶隙 c=c8mn=0.25 3.5mm=0.875mm 齿顶圆直径为 da3=d3 2ha=88.785mm 2 3.5mm=95.785mm da4=d4 2ha=291.215mm 2 3.5mm=298.215mm 齿根圆直径为 df3=d3 2hf=88.785mm 2 4.375mm=80.035mm df4=d4 2hf=291.215mm 2 4.375mm=282.465mm mt=3.55140mm ha=3.5mm hf=4.375mm h=7.875mm c=0.875mm da3=95.785mm da4=298.215mm df3=80.035mm df4=282.465mm 三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算 - 10 - 齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.高速级齿轮传动的作用力 （ 1）已知条件 高速轴传递的转矩 T1=54380N mm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角 =14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋 ，小齿轮分度圆直径 d1=59.355mm (2)齿轮 1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=2 54380/59.355N=1832.4N 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 Fr1=Ft1tanan/cos =1832.4 tan20o/cos14.362oN=688.4N 其方向为由力的作用点指向轮 1的转动中心 轴向力为 Fa1= Ft1tan =1832.4 tan14.362oN=469.2N 其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮 1 的轴 线，并使四 Ft1=1832.4N Fr1=688.4N Fa1=469.2N 指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向 法向力为 Fn1=Ft1/cosancos =1832.4/(cos20o cos14.362o)N= 2012.9N (3)齿轮 2 的作用力 从动齿轮 2 各个力与主动齿轮 1 上相应的力大小相等，作用方向相反 Fn1=2012.9N 2.低速级齿轮传动的作用力 （ 1）已知条件 中间轴传递的转矩 T2=229810N mm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角 =9.76o。为使齿轮 3 的轴向力与齿轮 2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径 d3=88.785mm (2)齿轮 3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2/d3=2 229810/88.785N=5176.8N 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 Fr3=Ft3tanan/cos =5176.8 tan20o/cos9.76oN=1911。9N 其方向为由力的作用点指向轮 3的转动中心 轴向力为 Fa3= Ft3tan =5176.8 tan9.76oN=890.5N 其方向可用右手法则确定，即用右 手握住轮 1 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向 法向力为 Fn3=Ft3/cosancos =5176.8/(cos20o cos9.76o)N=5589.9N (3)齿轮 4 的作用力 从动齿轮 4 各个力与主动齿轮 3 上相应的力大小相等，作用方向相反 Ft3=5176.8N Fr3=1911。 9 N Fa3=890.5N Fn3=5589.9N 四、轴的设计计算 4.1中间轴的设计计算 - 11 - 中间轴的设计计算 见下表 计算项目 计算及说明 1.已知条件 中间轴传递的功率 P2=3.15KW,转速 n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径 d2=260.645mm,d3=88.785mm, 齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm 2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选用的材料 45钢，调质处理 45钢，调质处理 3.初算轴径 查表 9-8 得 c=106 135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯 矩，故取较小值 c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110 (3.15/130.9)1/3mm=31.76mm dmin=31.76mm 4.结构设计 轴的结构构想如下图 4-1 （ 1） 轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从 dmin 开始设计 （ 2） 轴承的选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承， 其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。 暂取轴承为 7207C,经过验算，轴承 7207C 的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取 7210C 进行设计计算，由表 11-9得轴承内径 d=50mm,外径 D=90mm,宽度 B=20mm，定位轴肩直径 da=57mm,外径定位直径 Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离 a3=19.4mm,故 d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则 d5=50mm （ 3） 轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2，为便于齿轮的安装， d2和 d4应分别略大于 d1和 d5，可初定 d2=d4=52mm 齿轮 2 轮毂宽度范围为（ 1.2 1.5） d2=62.4 78mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度 b2=66mm 相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮 3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度 b3=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端和轴端的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故 L2=102mm，L4=64mm (4)轴端 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范 围为（ 0.07 0.1） d2=3.64 5.2mm,取其高度为 h=5mm,故 d3=62mm 齿轮 3 左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为 1=10mm,齿轮 2 与齿轮 3 的距离初定为3=10mm,则箱体内壁之间的距离为 BX=2 1 3 b3 (b1b2)/2=(2 10 10 105 (75 66)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,则箱体内壁距离为 BX=206mm.齿轮 2 的右端面与箱体内壁的距离 d1=50mm d5=50mm d2=d4=52mm L2=102mm L4=64mm d3=62mm BX=206mm L3=10.5mm - 12 - 2= 1（ b1 b2） /2=10 (75 66)/2mm=14.5mm,则轴段的长度为 L3= 3=10.5mm (5)轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为 =12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为 L1=B 1 3mm=(20 12 10 3)mm=45mm 轴段的长度为 L5=B 2 2mm=(20 12 14.5 2)mm=48.5mm （ 6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 a3=19.4mm,则由图 4-1 可得轴的支点及受力点距离为 l1=L1 b3/2 a3 3mm=(45 105/2 19.4 3)mm=75.1mm l2=L3 (b2 b3)/2=10.5 (66 105)/2=96mm l3=L5 b2/2 a3 3mm=(48.5 66/2 19.4 2)mm=60.1mm L1=45mm L5=48.5mm l1=75.1mm l2=96mm l3=60.1mm 5.键连接 齿轮与轴间采用 A型普通平键连接，查表 8-31得键的型号分别为键 16 100GB/T1096-1990 和键 16 63GB/T1096-1990 6.轴的受力分析 （ 1）画轴的受力简图 轴的受力简图 如图 4-2b所示 （ 2）计算支撑反力 在水平面上为 R1H=Fr2l3 Fr3(l2 l3) Fa2d2/2 Fa3d3/2/( l1 l2 l3) R1H=-1547.4N =688.4 60.1 1911.9 (96 60.1) 890.5 88.785/2 469.2 260.645/2/( 75.1 96 60.1)N=-1547.4N R2H= Fr2 R1H Fr3=688.4N 1547.4N 1911.9N=323.9N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为 R1V=Ft3(l2 l3) Ft2l3/( l1 l2 l3) =5176.8 (96 60.1) 1832.4 60.1/( 75.1 9660.1)=3971.6N R2V= Ft3 Ft2 R1V =5176.8N 1832.4N 3971.6N=3037.6N 轴承 1 的总支撑反力为 R1= R1H2 R1V2= 1547.42 3971.62N=4262.4N 轴承 2 的总支撑反力为 R2= R2H2 R2V2= 323.92 3037.62N=3054.8N (3)画弯矩图 弯矩图如图 4-2c、 d和 e所示 在水平面上， a-a剖面图左侧为 MaH=R1Hl1=-1547.4 75.1N mm=-116209.7N mm a-a剖面图右侧为 M aH= MaH Fa3d3/2=-116209.7N mm 890.5 88.785/2N mm =-76678.2N mm b-b剖面图右侧为 M bH=R2Hl3=323.9 60.1N mm=19466N mm MbH= M bh Fa2d2/2=19466.4N mm 469.2 260.645/2N mm =-41680.9N mm 在垂直平面上为 R2H=323.9N R1V=3971.6N R2V=3037.6N R1=4262.4N R2=3054.8N - 13 - MaV=R1Vl1=3971.6 75.1N mm=298267.2N mm MbV=R2Vl3=3037.6 60.1N mm=182559.8N mm 合成弯矩，在 a-a剖面左侧为 Ma= M2aH M2av= 116209.72 298267.22N mm=320106.3N mm a-a剖面右侧为 M a= M 2aH M2av= 76678.22 298267.22N mm=307965.7N mm b-b剖面左侧为 Mb= M2bH M2bv= 41680.92 182559.82N mm=187257.5N mm b-b剖面右侧为 M b= M 2bH M2bv= 19466.42 182559.82N mm=183594.7N mm (4)画转矩图 转矩图如图 4-2f所示， T2=229810 N mm Ma=320106.3N mm M a=307965.7N mm Mb=187257.5N mm M b=183594.7N mm T2=229810 N mm 7.校核轴的强度 虽然 a-a 剖面左侧弯矩大，但 a-a 剖 面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故 a-a 剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算 a- a剖面的抗弯截面系数为 W= d32/32 bt(d2 t)2/2d2= 523/32mm3 16 6(52 6)2 /2 52mm3=11843.8mm3 抗扭截面系数为 WT= d32/16 bt(d2 t)2/2d2= 523/16mm3 16 6(526)2/2 52mm3=25641.1mm3 a-a剖面左侧弯曲应力为 b=Ma/W=320106.3/11843.8MPa=27.0MPa a-a剖面右侧弯曲应力为 b=M a/W=307965.7/11843.8MPa=26.0MPa 扭剪应力为 =T2/WT=229810/25641.1MPa=9.0MPa 按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 =0.6，则当量应力为 e= b 2 4( )2= 26.02 4 (0.6 9.0)2 MPa=28.2MPa e b,故 a-a剖面右侧为危险截面 由表 8-26查得 45钢调质处理抗拉强度极 限 B=650MPa,由表8-32 查得轴的许用弯曲 应力【 -1b】 =60MPa, e -1b,强度满足要求 轴的强度满足要求 8.校核键连接的强度 齿轮 2 处键 连接的挤压应力为 p=4T2/d4hl=4 229810/52 10 (63 16)MPa=37.6MPa 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表 8-33查得【】 p=125150MPa, p【】 p,强度足够 齿轮 3 处的键长于齿轮 2处的键，故其强度要求也足够 键连接的强度要求也足够 9.校 核轴承寿命 （ 1 ） 计 算 轴 承 的 轴 向 力 由表 11-9 查7210C=42800N,CO=32000N.由表 9-10 查得 7210C 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、 2的内部轴向力分别为 S1=0.4R1=0.4 4262.4N=1705.0N S2=0.4R2=0.4 3054.8N=1221.9N - 14 - 外部轴向力 A=Fa3 Fa2=890.5N 469.2N=421.3N,各轴向力方向如图 4-3所示 S2 A=1221.9N 421.3N=1643.2N S1 则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S1=1705.0N Fa2=S1 A=1705.0N 421.3N=1283.7N 因 R1 R2， Fa1 Fa2，故只需校核轴承 1的寿命 （ 2 ） 计 算 轴 承 1 的 当 量 动 载 荷 由 Fa1/ CO=1705.0/32000=0.053，查得 11-9 得 e=0.43,因 Fa1/ R1=1705.0/4262.4=0.4 e,故 X=1， Y=0，则当量动载荷为 P=XR1 YRA1=1 4262.4N 0 1705.0N=4262.4N (3)校核轴 承寿命 轴承在 100oC 以下工作，查表 8-34 得fT=1.对于减速器，查得 8-35得载荷系数 fP=1.5 轴承 1 的寿命为 Lh=106/(60n2)fTC/(fPP)3=106/(60 130.9)1 42800/(1.5 4262.4)3h=38195h 减速器预期寿命为 L h=2 8 250 8h=32000h Lh L h,故轴承寿命足够 轴承寿命满足要求 4.2 高速轴的设计计算 高速轴的设计计算见下表 计算项目 计算及说明 1.已知条件 高速轴传递的功 率 P1=3.28KW,转速 n1=576r/min，小齿轮分度圆 直径 d1=59.355mm,齿轮宽度 b1=75mm, 2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选用的材料 45钢，调质处理 45钢，调质处理 3.初算轴径 查表 9-8得 c=106 135,考虑轴端 即承受转矩，又承受 弯矩，故取较小值 c=120,则 dmin=c(P1/n1)1/3=120 (3.28/576)1/3mm=21.43mm 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3% 5%，轴端 最细处直径为 d1 21.43mm 21.43 (0.03 0.05)mm=22.0722.5mm,取 dmin=23mm dmin=23mm 4.结构设计 轴的结构构想如 图 4-4 (1)轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构， 该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式， 按轴上零件的安装顺序，从 轴的最细处开始设计 （ 2）轴段 轴段 上安装带轮 ， 此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔的设计 同步进行。 根据第三步初算的结果， 考虑 到如该段轴径取得太小，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 的轴径 d1=30mm,带轮轮毂的宽度为（ 1.5 2.0） d1=（ 1.5 2.0） 30mm=45mm 60mm,结合带轮结构 L 带轮 =42 56mm,取带轮轮毂的宽度 L 带轮 =50mm，轴段 d1=30mm - 15 - 的长度略小于毂孔宽度，取 L1=48mm (3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07 0.1)d1=（ 0.07 0.1） 30mm=2.1 3mm.轴段的轴径 d2=d1 2 (2.1 3)mm=34.1 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，查表 8-27选毡圈 35 JB/ZQ4606-1997，则 d2=35mm (4)轴承与轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段 上安装轴承， 其直径 应符合轴承内径系列。暂取轴承为 7208C,经过验算， 由表 11-9 得轴承内径d=40mm,外径 D=80mm,宽度 B=18mm， 内圈 定位轴肩直径da=47mm,外圈 定位直径 Da=73mm,在轴上 力作用点与外圈大端面的距离 a3=17mm,故 轴段的直径 d3=40mm。轴承采用脂 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，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁 12mm,挡油环轴孔宽度初定为 B1=15mm,则 L3=B B1=(1815)mm=33mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=40mm,L7=B B1=18 15=33mm (5)齿轮与轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略小于 d3，可初定 d5=42mm,则由表 8-31知该处的键的截面尺寸为 b h=12mm 8mm,轮毂键槽深度 为 t1=3.3mm,则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为 e=df1/2 d5/2t1=(53.105/2-42/2-3.3)mm=2.26mm 2.5mn=2.5 2.5mm=6.25mm,故轴设计成齿轮轴，则有 d5= df1， L5=b1=75mm. (6)轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则 d4=d6=48mm,齿轮右端距箱体内壁距离为1，则轴段的长度 L6= 1 B1=(12 10 15)mm=7mm.轴段的长度为 L4=BX 1 b1 B1=(206 12 10 7515)mm=118mm (7)轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为 L= C1 C2 (5 8)mm,由表 4-1 可知，下箱座壁厚=0.025a2 3mm=(0.025 190 3)mm=7.75mm 8mm,取=8mm,a1 a2=(160 190)mm=350mm 400mm,取轴承旁连接螺栓为 M16，则 c1=24mm,c2=20mm,箱体轴承座宽度 L=8 2420 (5 8)mm=57 60mm,取 L=58mm；可取箱体凸缘连接螺栓为 M12，地 脚螺栓为 d =M20,则有轴承端盖连接螺钉为 0.4 d =0.4 20mm=8mm,由表 8-30 得轴承端盖凸缘厚度取为Bd=10mm；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 1=2mm；端盖连接螺钉查表 8-29采用螺钉 GB/T5781M8 25；为方便不拆缷带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离 K=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。 则 L1=48mm d2=35mm d3=40mm L3=33mm d7=40mm, L7=33mm b=12mm h=8mm 齿轮轴 d5= df1 L5=75mm d4=d6=48mm L6=7mm L4=118mm =8mm L=58mm - 16 - L2=L Bd K 1 (B 带轮 L 带轮 )/2 B=58 10 28 2 (65-50)/2-12-18mm=75.5mm （ 8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 a3=17mm,则由图 4-4可得轴的支点及受力点距离为 l1=L 带轮 /2 L2 a3=(50/2 75.5 17)mm=117.5mm l2=L3 L4 L5/2 a3=33 118 75/2-17mm=171.5mm l3=L5/2 L6 L7-a3=(75/2 7 33 17)mm=60.5mm L2=75.5mm l1=117.5mm l2=171.5mm l3=60.5mm 5.键连接 带轮与轴 段 采用 A 型普通平键连接，查表 8-31 得键的型号分别为键 8 45GB/T1096-1990 6.轴的受力分析 （ 1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 4-5b所示 （ 2）计算 轴承 支撑反力 在水平面上为 R1H=Q(l1 l2 l3) Fr1l3 Fa1d1/2/( l1 l2 l3) =972.7 (117.5 117.5 60.5)-688.4 60.5 469.2 59.355/2/( 171.5 60.5)N=1225.8N R2H= Q R1H Fr1=972.7N-1225.8N 688.4N=-941.5N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为 R1V=Ft1l3/( l2 l3) =(1832.4 60.5)/( 171.5 60.5)N=477.8N R2V= Ft1-R1V =1832.4N 477.8N=1354.6N 轴承 1 的总支撑反力为 R1= R1H2 R1V2= 1225.82 477.82N=1315.7N 轴承 2 的总支撑反力为 R2= R2H2 R2V2= 941.52 1354.62N=1649.6N (3)画弯矩图 弯矩图如图 4-5c、 d和 e所示 在水平面上， a-a剖面图右 侧为 M aH=R2Hl3=-941.5 60.5N mm=-56961.4N mm a-a剖面图左 侧为 MaH= M aH-Fa1d1/2=-56961.4N mm-469.2 59.355/2N mm =-70887.4N mm b-b剖面 为 MbH=-Ql1=-932.72 117.5N mm=-109592.3N mm 在垂直平面上为 MaV=-R1Vl2=-477.8 171.5N mm=-81942.7N mm MbV=0N mm 合成弯矩，在 a-a 剖面左侧为 Ma= M2aH M2av= (-70887.4)2 (-81942.7)2N mm=108349.6N mm a-a剖面右侧为 M a= M 2aH M2av= (-56961.4)2 (-81942.7)2N mm=99795.8N mm b-b剖面 为 Mb= M2bH M2bv= 109592.32 02N mm=109592.3N mm (4)画转矩图 转矩图如图 4-5f所示， T1=54380 N mm R1H=1225.8N R2H=-941.5N R1V=477.8N R2V=1354.6N R1=1315.7N R2=1649.6N Ma=108349.6N mm M a=99795.8N mm Mb=109592.3N mm T1=54380 N mm - 17 - 7.校核轴的强度 因 b-b 剖面 弯矩大， 且作用有 转矩， 其轴颈较小， 故 b-b剖面为危险剖面 其 抗弯截面系数为 W= d33/32= 403/32mm3=6280mm3 抗扭截面系数为 WT= d33/16= 403/16mm3=12560mm3 弯曲应力为 b=Mb/W=109592.3/6280MPa=17.5MPa 扭剪应力为 =T1/WT=54380/12560MPa=4.3MPa 按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 =0.6，则当量应力为 e= b2 4( )2= 17.52 4 (0.6 4.3)2 MPa=18.2MPa 由表 8-26查得 45钢调质处理抗拉强度极限 B=650MPa,由表8-32 查得轴的许用弯曲应力【 -1b】 =60MPa, e -1b,强度满足要求 轴的强度满足要求 8.校核键连接的强度 带 轮处键连接的挤压应力为 p=4T1/d1hl=4 54380/30 7 (45 8)MPa=28.0MPa 键、轴及带 轮的材料都 选 为钢，由表 8-33查得【】 p=125150MPa, p【】 p,强度足够 键连接的强度 足够 9.校核轴承寿命 （ 1）计算轴承的轴向力 由表 11-9 查 7208C 轴承得C=36800N,Co=25800N.由表 9-10 查得 7208C 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、 2的内部轴向力分别为 S1=0.4R1=0.4 1315.7N=526.3N S2=0.4R2=0.4 1649.6N=659.8N 外部轴向力 A=469.2N,各轴向力方向如图 4-6所示 S2 A=659.8N 469.2N=1129.0N S1 则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S2 A =1129.0N Fa2=S2=659.8N （ 2）计算 当量动载荷 由 Fa1/ Co=1129.0/25800=0.044，查表 得 11-9 得 e=0.42,因 Fa1/ R1=1129.0/1315.7=0.86 e,故X=0.44， Y=1.35，则 轴承 1的 当量动载 荷为 P1=XR1 YFa1=0.44 1315.7N 1.35 1129.0N=2103.1N 由 Fa2/ Co=659.8/25800=0.026，查表得 11-9 得 e=0.40,因Fa2/ R2=659.8/1649.6=0.40=e,故 X=1， Y=0，则轴承 2 的当量动载荷为 P2=XR2 YFa2=1 1649.6N 0 659.8N=1649.6N (3)校核轴承寿命 因 P1 P2， 故只需校核 轴承 1的寿命， P=P1.轴承 .在 1000C 以下工作，查表 8-34 得 fT=1.查得 8-35 得载荷 系数 fP=1.5 轴承 1 的寿命为 Lh=106/(60n1) fTC/(fPP)3=106/(60 576)1 - 18 - 36800/(1.5 2103.1)3h=45931h Lh L h,故轴承寿命足够 轴承寿命满足要求 4.3 低速轴的设计计算 低速轴的设计计算 见表 计算项目 计算及说明 1.已知条件 低速轴传递的功率 P1=3.02KW,转速 n3=40.15r/min，齿轮 4分度圆直径 d4=291.215mm,齿轮宽度 b4=98mm, 2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选用的材料 45钢，调质处理 45钢，调质处理 3.初算轴径 查表 9-8 得 c=106 135,考虑轴端只承受转矩，故取较小值c=106,则 dmin=C(P3/n3)1/3=106 (3.02/40.15) 1/3mm=44.75mm 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大 3% 5%，轴端最细处直径为 d1 44.75mm 44.75 (0.03 0.05)mm=46.0946.98mm, dmin=44.75mm 4.结构设计 轴的结构构想如图 4-7所示 (1)轴承部件的结构设计 该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计 （ 2）联轴器及轴段 轴段上安装联轴器， 此段轴的设计应与联轴器选择 同步进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 8-37，取 KA=1.5，则计算转矩 TC=KAT3=1.5 718330N mm=1077495 N mm 由表 8-38查得 GB/T5014-2003中的 LX3型联轴器符合要求：公称转矩为 1250N mm,许用转速 4750r/min,轴孔范围为 3048mm.考虑 d 46.98mm,取联轴器毂孔直径为 48mm,轴孔长度84mm,J 型轴孔， A 型键，联轴器主动端代号为 LX3 4884GB/T5014-2003，相应的轴段的直径 d1=48mm,其长度略小于毂孔宽度，取 L1=82mm. (3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器 的轴向固定及 轴承盖密封圈的尺寸。联轴器 用轴肩定位，轴肩高度 h=(0.07 0.1)d1=（ 0.07 0.1） 48mm=2.364.8mm.轴段的轴径 d2=d1 2 h=52.72 57.8mm,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，查表 8-27选毡圈 55JB/ZQ4606-1997，则 d2=55mm (4)轴承与轴段及轴段的设计 轴段和轴段上安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。 暂取轴承为7212C,由表 11-9 得轴承内径 d=60mm,外径 D=110mm,宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径 da=69mm,外圈定位直径Da=101mm,轴上定位端面圆角半径最大为 ra=1.5mm,对轴的 力作用点与外圈大端面的距离 a3=22.4mm,故轴段的直径 d1=48mm L1=82mm d2=55mm d3=60mm - 19 - d3=60mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环 ，挡油环 宽度初定为 B1,故 L3=B B1=(22 15)mm=37mm. 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则 d6=60mm, (5)齿轮与轴段 该段上安装齿轮 4，为便于齿轮的安装，d5 应略小于 d6，可初定 d5=62mm,齿轮 4 轮毂的宽度范围为（ 1.2 1.5） d5=74.4 93mm,小于齿轮宽度 b4=98mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用 轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取 L5=96mm (6)轴段 该轴段 为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为 h=(0.07 0.1) d5=4.34 6.2mm,取 h=5mm,则d4=72mm,齿轮左端距箱体内壁 距离为 4= 1（ b3-b4）/2=10mm (105-98)/2mm=13.5mm，则轴段 的长度 L4=BX-4-b4 B1=(206-13.5-98 12 15)mm=91.5mm. (7)轴段 与轴段 的长度 轴段 的长度 除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为螺栓 GB/T5781 M8 25，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装拆空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为 K2=10mm.则有 L2=L 1 Bd K2-B- =(58 2 10 10-22-12)mm=46mm 则轴段的长度 L6=B 4 2mm=(22 12 13.52)mm=49.5mm （ 8）轴上力作用点的间距 轴承反 力的作用点距轴承外圈大端面的距离 a3=22.4mm,则由图 4-7可得轴的支点及受力点距离为 L1=L6 L5-b4/2-a3=(49.5 96-98/2-22.4)mm=74.1mm L2=L3 L4 b4/2-a3=(37 91.5 98/2-22.4)mm=155.1mm L3= a3 L2 84/2=(22.4 46 42)mm=110.4mm L3=37mm d6=60m, d5=62mm L5=96mm d4=72mm L4=91.5mm L2=46mm L6=49.5mm L1=74.1mm L2=155.1mm L3=110.4mm 5.键连接 联轴器 与轴段 及齿轮 4 与轴段均 采用 A 型普通平键连接，查表 8-31 得键的型号分别为键 14 80GB/T1096-1990和键 18 18GB/T1096-1990 6.轴的受力分析 （ 1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 4-8b所示 （ 2）计算轴承支撑反力 在水平面上为 R1H=(Fr4l2 Fa4d4/2)/( l1 l2) =(1911.9 155.1-890.5 291.215/2)(74.1 155.1)N=728.1N R2H= Fr-4R1H=1911.9N-728.1N=1183.8N 在垂直平面上为 R1V=Ft4l2/( l1 l2) =(5176.8 155.1)/( 74.1 155.1)N=3503.2N R2V= Ft4-R1V =5176.8N 3503.2N=1673.6N 轴承 1 的总支撑反力为 R1= R1H2 R1V2= 728.12 3503.22N=3578.1N R1H=728.1N R2H=1183.8N R1V=3503.2N R2V=1673.6N R1=3578.1N - 20 - 轴承 2 的总支撑反力为 R2= R2H2 R2V2= 1183.82 1673.62N=2050.0N (3)画弯矩图 弯矩图如图 4-8c、 d和 e所示 在水平面上， a-a剖面图右侧为 MaH=R1Hl1=728.1 74.1N mm=53952.2N mm a-a剖面图左侧为 M aH= R2Hl2=1183.8 155.1N mm=183607.4N mm 在垂直平面上 , a-a剖面为 MaV=- R1vl1=-3503.2 74.1N mm=-259587.1N mm 合成弯矩，在 a-a 剖面左侧为 Ma= M2aH M2av= 5395.22(-259587.1)2N mm=265134.5N mm a-a剖面右侧为 M a= M 2aH M2av= 183607.42 (-259587.1)2N mm=317957.8N mm (4)画转矩图 转矩图如图 4-8f所示， T3=718330 N mm R2=2050.0N Ma=265134.5N mm M a=317957.8N mm T3=718330 N mm 7.校核轴的强度 因 a-a 剖面 右侧弯矩大，且作用有转矩， 故 a-a剖面 右侧 为危险剖面 其抗弯截面系数为 W= d35/32-bt(d5-t)/2d5= 623/32mm3-18 7 (62-7)2/(2 62) mm3=20312mm3 抗扭截面系数为 WT= d35/16- bt(d5-t)/2d5= 623/32mm3-18 7 (62-7)2/(2 62) m