二级圆柱斜齿传动减速箱备用毕业设计

目录封面01目录02第一章设计任务书0311分析和确定传动方案0312选择电动机0413计算传动装置的总传动比和分配传动比05I14计算传动装置各轴的运动和动力参06第二章传动件的设计0721减速器外传动件的设计0722箱体内传动件的设计08221高速级齿轮传动08222低速级齿轮传动13223验算运输带速度18224选择齿轮传动的润滑方式19225齿轮受力分析19第三章减速器装配设计准备与计算1931轴的初步设计19311初定各轴最小直径19312初步确定轴的阶梯段2032滚动轴承20321滚动轴承的型号选择20322滚动轴承润滑和密封方式2033选择轴承端盖的结构型式2134减速器机体结构设计21341减速器机体结构方案确定21342减速器机体结构尺寸计算21第四章轴的设计和校核2341减速器输入轴（轴）的设计2342减速器低速轴（轴）的设计2843减速器中间轴（轴）的设计37第五章减速器箱体及其附件设计43设计体会与小结43参考文献44附录44第一章设计任务书11分析和确定传动方案1设计要求设计用于带式运输机上的减速器。工作条件两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境温度最高35度。使用期限8年，检修间隔期为四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为5。设工作机效率为。096W2列出原始数据如表11，以备查用。表11原始数据输送带工作拉力F/KN输送带工作速度V/M/S滚筒直径40164003根据任务书要求，选择方案二，即二级斜齿圆柱齿轮减速器，方案简图如图11所示。1234561电动机2联轴器二级斜齿圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输带图11方案简图12选择电动机1选择电动机类型按照工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为23214式中，分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。根据1234机械设计课程设计表91可知，则9012930896423209868所以电动机所需工作功率为4016WFVPKW647208WDPKW3确定电动机转速按照机械设计课程设计表92推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为408I61001674/MINWVNRD因此电动机转速的可选范围为84076123056/INDWNIR符合这一范围的同步转速为750R/MIN、1000R/MIN、1500R/MIN、3000R/MIN四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500R/MIN的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或相关手册选定电动机型号为Y132M4，其主要性能如表12所示，电动机的主要外形和安装尺寸如表13所示。表12Y160M4型电动机的主要性能电动机型号额定功率/KW满载转速/（R/MIN）额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y132M47514402222表13Y160M4型电动机的外形和安装尺寸13计算传动装置的总传动比和分配传动比I1总传动比I1408576MWNI2分配传动比III考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，故II4114185II37I14计算传动装置各轴的运动和动力参数1各轴的转速MM型号HABCDEFGDGKBB1B2HAABBHAL1Y132M13221617889388010833122802101353156023818515轴140/MINMNR轴28/I5I轴764/IN3NRI卷筒轴/MI卷2各轴的输入功率轴17209DPKW轴30986K轴210967DKW卷筒轴3232274P卷3各轴的输入转矩电动机轴的输入转矩为DT6649510951072810N4DMPMN故轴4197DTKW轴5237082310TI轴54894NM卷筒轴52169卷将上述计算结果汇总于表14，以备查用。表14带式传动装置的运动和动力参数轴名功率P/KW转矩T/NMM转速N/R/MM传动比I效率电机轴7274821014401099轴72071440500097轴69852310288377097轴677847764卷筒轴66453017641098第二章传动件的设计21减速器外传动件的设计联轴器的初选由设计任务书可知，此减速装置需用两个联轴器，电动机与减速器高速轴联接用的联轴器和减速器低速轴与工作机联接用的联轴器。电动机与减速器高速轴联接用的联轴器的选择1）选择联轴器的类型由于轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，一般选用弹性可移式联轴器。此处选用弹性套柱销联轴器。2）计算联轴器的计算转矩由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩。CAT公称转矩48210DNM由机械设计表141查的，故计算转矩5AK4723CAAT3）确定联轴器的型号根据计算转矩及所选的联轴器类型，按照CATCA的条件由联轴器标准（GB/T50142003）中选定该联轴器型号为LT6。上式T为该联轴器的许用转矩。LX3型联轴器许用转矩1，许用最大转速4750R/MINMN250轴孔直径3048MM之间。4校核最大转速被连接轴的转速N小于所选联轴器允许的最高转速，合用。AXN5）协调轴孔直径所选电机的轴直径为38MM，而所选联轴器轴孔直径3048MM之间，故合适。6）LX3联轴器主动端D138MM,Y型轴孔，L182MMA型键槽；从动端J型轴孔，A型键槽；轴孔直径与深度在高速级轴的设计时确定。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器的选择1）选择联轴器的类型由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因为减速器与工作机不在同底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用无弹性元件的挠性联轴器。此处选用GCL型鼓形齿式联轴器。2）载荷计算公称转矩584710NTM由机械设计表141查的，故计算转矩AK51270CAA3）确定联轴器的型号根据计算转矩及所选的联轴器类型，按照CATTCA的条件由联轴器标准（JB/T885422001）中选定该联轴器型号为GCL4。上式T为该联轴器的许用转矩。GCL4型联轴器许用转矩，许用最大转速MN1804000R/MIN材料为钢，轴孔直径3865MM之间。4校核最大转速被连接轴的转速N小于所选联轴器允许的最高转速，故合用。AXN5）GCL4型鼓形齿式联轴器的其他数据根据低速轴尺寸确定。22箱体内传动件的设计采用二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。221高速级齿轮传动1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照要求，选用斜齿圆柱齿轮传动（小齿轮旋向为左旋）。2）传送带为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为220HBS，二者材料硬度相差为30HBS。4）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。201Z2501Z210Z5）选取螺旋角。初选螺旋角。42按齿面接触强度设计按下式计算21312HEDTTZUTK（1）确定公式内的各计算数值1）试选。6TK2）由机械设计图1030选取区域系数。432HZ3）由机械设计图1026查得，则107508。125974）计算小齿轮传递的转矩。4110DTNM5）由机械设计表107选取齿宽系数。1D6）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数。2189MPAZE7）由机械设计图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。LIM1560HMPALIM250H8）计算应力循环次数。916014283018HNNJL9238359）由机械设计图1019取解除疲劳寿命系数，。1092HNK2097HN10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，故1LIM092565HNKMPAS2LI2704A11）许用接触应力125598H（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得TD13241267106231894595950TDM2）计算圆周速度。14/3/6061TDNVSS3）计算齿宽B及模数。NTM14594DTM1COSCOS1220TNTZ25497NTHM41597B4）计算纵向重合度。58614TAN20138TAN3180ZD5）计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度，由机械设计图108查A4/VMS得动载系数，由机械设计表104查得；由图1013查得12V148HK；由表103查得。故载荷系数35FK21FH90AVK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得331190454826TTDM7）计算模数。NM1COS4826COS12340NDZ3按齿根弯曲强度设计，即CS213FSADNYZYKTM（1）确定计算参数1）计算载荷系数。121358AVFK2）根据纵向重合度，从机械设计图1028查得螺旋角影响系数586。80Y3）计算当量齿数。1332018COS4VZ23397VZ4）查取齿形系数。由机械设计表105查得；180FAY218FA5）查取应力校正系数。由机械设计表105查得；15SA279SA6由机械设计图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大MPAFE501齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPFE38027）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；8601FNK92FN8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14，故MPAASKFENF1430741586011FEF299229计算大、小齿轮的并加以比较。FSAY128056901437ASF274ASFY大齿轮的数值大。（3）设计计算3422218708COS1405971359NMM对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强N度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强MN0度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。又由于设14826DM计需要，小齿轮直径不够大，这里需取于是有51COS6CS27168NDZM取，则。128Z2150284U4几何尺寸计算（1）计算中心距121021734COSCOS4NZAM将中心距圆整为174MM。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角122810ARCOSARCOS5974NZ因值变化不大，故参数、等不必修正。KHZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径12850COS9NZMDM24N（4）计算齿轮宽度1580DBM圆整后取；。25BM6（5）计算大、小齿轮的齿顶高HHNANA221（6）计算大、小齿轮的齿根高MMCHHNNANFFF5212521（7）计算大、小齿轮的全齿高FA421（8）计算大、小齿轮的齿顶圆直径1580260AADHM2994（9）计算大、小齿轮的齿根圆直径15802530FFDH298FFM5结构设计（1）小齿轮（齿轮1）的结构设计小齿轮齿顶圆直径，小于，因此做成实心结构由于直径较60ADM160小，根据轴的设计需要也可设计为齿轮轴。（2）大齿轮（齿轮2）的结构设计大齿轮齿顶圆直径，大于，而又小于，故选用腹9AM50板式结构为宜。222低速级齿轮传动1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照要求，选用斜齿圆柱齿轮传动。因高速级小齿轮为左旋，则高速级大齿轮旋向为右旋；高速级大齿轮与低速级小齿轮同在轴上，要使轴所受轴向力小，则低速级小齿轮旋向为右旋。2）传送带为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。4）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。126Z23769802Z298Z5）选取螺旋角。初选螺旋角。42按齿面接触强度设计按下式计算21312HEDTTZUTK（1）确定公式内的各计算数值1）试选。61TK2）由机械设计图1030选取区域系数。432HZ3）由机械设计图1026查得，则。10780612644）计算小齿轮传递的转矩。5123TNM5）由机械设计表107选取齿宽系数。1D6）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数。2189MPAZE7）由机械设计图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPAH01LIMH502LIM8）计算应力循环次数。816028130861HNNJL23769）由机械设计图1019取解除疲劳寿命系数，。1096HNK2098HN10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，故1LIM09657HNKMPAS2LI283911）许用接触应力1257657HA（4）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得TD1325126037243189735457TDM2）计算圆周速度。1/60601TDNVS3）计算齿宽B及模数。NTM17325DTBM1COSCOS142730TNTMZ2527369NTH10569B4）计算纵向重合度。1038TAN03812TAN42061DZ5）计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度，由机械设计图108查得A/VMS动载系数，由机械设计表104查得；由图1013查得106VK142HK；由表103查得。故载荷系数4F21FH068AVK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得33118725763TTDM7）计算模数。NM1COS763COS14285NDZ3按齿根弯曲强度设计，即CS2123FSADNYZYKTM（1）确定计算参数1）计算载荷系数。0624178AVF2）根据纵向重合度，从机械设计图1028查得螺旋角影响系数581。80Y3）计算当量齿数。1332679COS4VZ233810VZ4）查取齿形系数。由机械设计表105查得；157FAY28FA5）查取应力校正系数。由机械设计表105查得；160SA219SA6由机械设计图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大MPAFE501齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPFE3827）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；1086FNK208FN8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14，故MPAASKFENF1430741586011222869计算大、小齿轮的并加以比较。FSAY125769013834ASF28,ASFY大齿轮的数值大。（5）设计计算35222178308COS14063216NMM对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强N度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强5NM度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有1763DM1COS763COS1429635NDZM取，则，取。130Z2130U2Z4几何尺寸计算（1）计算中心距121351842COSCOS4NZAM将中心距圆整为184MM。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角1230125ARCOSARCOS3784NZ因值变化不大，故参数、等不必修正。KHZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径1302570COSNZMDM298N（4）计算齿轮宽度172DBM圆整后取；。475BM380（5）计算大、小齿轮的齿顶高1225AANNHHM（6）计算大、小齿轮的齿根高1213125FFFANNNC（7）计算大、小齿轮的全齿高123256AFHHM（8）计算大、小齿轮的齿顶圆直径17080AAD2292597H（9）计算大、小齿轮的齿根圆直径12702315702FFDHM98849FF5结构设计（1）小齿轮（齿轮1）的结构设计齿轮1齿顶圆直径，小于，故选用实心结构。820ADM160（2）大齿轮（齿轮2）的结构设计齿轮2齿顶圆直径，大于，而又小于，故选用腹957AM50板式结构为宜。归纳以上各齿轮主要数据如下表表21各齿轮主要尺寸和参数齿轮材料法面模数MMNM齿宽BMM齿顶圆MMAD齿底圆（MMF）分度圆DMM中心距AMM螺旋角（度）级小齿40CR2060620005300058000级大齿4520552940002850002900001741509级小齿40CR2580822027070277202级大齿4525752957982842982907981841372223验算运输带速度根据运输带速度公式可知，21UNMW40/I764/MIN38RR误差计算7641085故所设计的齿轮组传动比符合要求。224选择齿轮传动的润滑方式由于齿轮传动中齿轮的圆周速度均小于12M/S，故将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。225齿轮受力分析二级斜齿圆柱齿轮减速器内各齿轮的受力示意图如图21所示FARTARTF图21齿轮系受力示意图第三章减速器装配设计准备与计算31轴的初步设计311初定各轴最小直径因轴的跨距还未确定，先按轴所受的转矩初步计算轴的最小直径。计算公式为3MINPDC式中，P为轴传递的功率（KW）；N为轴的转速（R/MIN）；C为由许用应力确定的系数。由机械设计的表153取C100。1轴最小直径的确定33MIN720114PDCM该轴上有一键槽将计算值加大3，则MIN76D由211中所选联轴器的轴孔直径则确定高速轴轴伸处即轴的最小308直径。MIN30D2轴的最小直径确定33MIN698102PDCM由于中间轴的最小直径处将安装滚动轴承，则应不小于高速轴安装轴承处直径，高速轴的轴伸处直径为30MM，考虑其装配设计需要的轴阶，安装轴承处直径约为40MM,由此，取轴的最小直径。MIN40D3轴的最小直径确定33IN671458PCM此段轴上有一键槽，将计算值加大3，即IN103492D将其圆整后取，检验212中联轴器合用。MIN50D865312初步确定轴的阶梯段根据轴上零件的受力情况、固定和定位的要求，初步确定轴的阶梯段。具体此尺寸转不确定。根据一般情况暂定输入轴和输出轴为67段，中间轴为5段。32滚动轴承321滚动轴承的型号选择该减速器采用斜齿圆柱齿轮，根据其受力情况暂选单列圆锥滚子轴承（GB/T2971994）。再由以上最小轴径的确定，高速轴考虑装配轴阶的设计，可选用内径为40MM的轴承，中间轴和低速轴的最小轴径即安装轴承处，则中间轴可选用内径为40MM的轴承，低速轴可选用内径为50MM的轴承。综合以上考虑，与机械设计课程设计中表124选取具体轴承型号和主要尺寸如下表表31各轴轴承型号及主要尺寸轴号轴承型号DMMDMMTMMB（MM）CMMAMMDAMMDBMMDBMMDAMMCRKNCORKN轴302084080197518161694749757363074轴302084080197518161694749757363074轴30201155100227521182164649591908114322滚动轴承润滑和密封方式1润滑方式的选择轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑两类。选用哪一类润滑方式与轴承速度有关，一般用轴承的DN值（D为滚动轴承的内径，单位MM；N为轴承转速，单位R/MIN）表示轴承的速度大小。高速轴440157610/MINNR查机械设计中表1310选用脂润滑。2密封方式的选择由于轴承选用脂润滑这里选用非接触式密封的隙缝密封。33选择轴承端盖的结构型式综合考虑，由于凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能好。故选用凸缘式轴承端盖。34减速器机体结构设计341减速器机体结构方案确定机体材料选用铸铁制造。机体做成剖分式，选择传动件轴线的平面为剖分面（为水平面）机体形状采用方箱式机体。加强筋藏在箱体外面，起吊减速器的吊耳与机体铸成一体。342减速器机体结构尺寸计算表32减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸设计计算和关系取值基座壁厚；02538AM14768M机盖壁厚1102831机座凸缘厚度B512M2BM机盖凸缘厚度111机座底凸缘壁厚P2800P地脚螺钉直径FD031624FBA2FD地脚螺钉数目N5M4N轴承旁连接螺栓直径117FD16M机盖预计做连接螺栓直径2D2056102FDM210DM连接螺栓的间距2DLL5L轴承端盖螺钉直径334F3窥视孔螺钉直径4D068FDM48DM定位销直径714F1、至机外FD12壁距离1C查机械设计课程设计表4226MM20MMF116MM2D、至外机壁距F2离2C查机械设计课程设计表4224MM14MMF2轴承旁凸台半径1R2C14MM凸台高度H根据低速机轴承坐外径确定，一边扳手操作为准草图设计中确定外机壁至轴承端面距离1L1258C140LM内机壁纸轴承端面距离228大齿轮顶圆与内机壁距离196M1齿轮端面与内机壁距离22M机盖、机座肋厚；1M；1087M；17轴承端盖外径2D轴承座孔直径35D轴130MM；轴130MM；轴150MM轴承端盖凸缘厚度E31212EM轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以M和M互不干涉为准，D一般2SD草图设计中确定根据以上所有信息进行草图设计，具体设计见附图。第四章轴的设计和校核41减速器输入轴（轴）的设计1轴的结构设计（1）根据前面准备工作拟定轴上零件装配方案如图31所示187,508,6516,9R41图31高速轴的结构及装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）根据高速级联轴器的选择方案，第三章中已确定最小直径即轴段直径，由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L260MM，为了保证轴端挡圈只压在30DM第三章中以确定最小直径即半联轴器上而不压在轴的端面上故轴段的长度应比L1略短一些，此处取；为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右58LM端需制出一轴肩，故取段的直径。35DM2）参照工作要求并根据，以及第三章中选定的30208，其尺寸为，故。MBDD1804403左、右端滚动轴承均采用挡油环进行轴向定位。由手册查得30208型轴承的定位尺寸，因此，挡油环定位圈直径为47MM,内径40MM。为了保证挡油环7A定位,取。48D4）由于齿轮齿根圆，仅稍大于段直径，因此齿轮153FDM48DM应加工在轴上，齿轮各项尺寸见第二章齿轮设计。即轴端，则。60L5）轴承端盖的凸缘厚度E由减速器及轴承端盖的结构设计而定。由于2联轴器对拆卸端盖螺栓影响不大，则取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离。312LM6）已知由表32齿轮端面到箱体内壁距离；内机壁至轴承座端面距28M离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段248L距离加上这里轴承采用脂润滑应当留出挡油板的位置，则取，由于挡油环310机油挡油板的作用又有定位套筒的作用，其中挡油板部分大部分在内壁与轴承端面之间但还应留出12MM在内壁以内，因此挡油环宽度应不小于12MM,再留出2MM定位部分，则挡油环总宽度为14MM；齿轮2与齿轮3的齿面轴向应留出一段距离，这里4取；查表31滚动轴承宽度；查表21轴小齿轮，48MMB18160BM级大齿轮，级小齿轮宽度为，则（见草图）箱体内壁间距离275B30，由于箱体铸造3412/05/26/865L测量较难且精度较低则将L圆整为162MM,将调整为85MM。47则剩下各段轴的长计算如下32141606890LLM；2384L；30BLM2348124LELM至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据由机械设计表6130D查得，键槽用键槽铣刀加工，半联轴器与轴的配合为10845BHLM。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为67KH。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取处端倒角为，各轴肩的圆角半径和装配4521尺寸以及以上设计尺寸见图42。4025984802593104536932818R,1R,1378130R46330,152图422计算轴上的载荷首先根据轴的结构图（图41）做出轴的计算简图图43。在确定轴承的支撑点位置时，从机械设计课程设计手册中查取值（参看表31）。对于30208型轴承，A其，因此，作为简支梁的轴支撑跨距169AM。根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩2508136587LM图和扭矩图（图32）。根据表14中轴的各项数据（,20PKW140/MINNR）进行设计。4710TNM计算此轴上齿轮所受的力已知轴上齿轮的分度圆直径为，故1580D圆周力41276TTFN径向力1TANTAN2017COSCOS59R轴向力1T64T164AFN则对H面，0HY121NHTF，0HBM1212TNHFLL代入数据解得，。H面弯矩为125NF2468053HLMM对V面，0VY121NVRF，BM22RANVLL根据，代入数据解得，16745862AFDM1467NVF。则，294NV110547169VNVFM16978253A则总转矩为22211043169747HVMN22508M由表13可知，轴扭矩1T根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、以及的值列于表41。HMV表41截面B处的支反力F及、以及的值HMV载荷水平面H垂直面V支反力F，1205NH2461N，14267NV2194NF弯矩M63MM253VM总弯矩，1478N26708N扭矩T10TMFR1TAFNV1HT电T1FNV2HLL2L3FT1FNH1FNH20面FR1FNV1FNV2MAH0面V12M合M12T电T0TABCD图43轴的载荷分析3按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、以及的值列于表41。HMV进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据表41中的数据，以及轴的单向旋转，取，则轴的计算应力为0622221365708471CATMPAW因选择的轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得。因此，故安全。MP6011CA4轴承的寿命校核（1）由前面计算可知径向力，轴向力，则164RFN1674AFN70AR（2）由机械设计课程设计表124查得单列圆锥滚子轴承30208的基本额定静载荷，基本额定动载荷，。074RCKN630RCKN37E则ARFE（3）相对轴向载荷的计算10674023ARFC在机械设计表135查得，。XY（3）根据机械设计表136可查得载荷系数。1PF（4）计算当量动载荷。P16407483PRAPFFYN（5）验算轴承的寿命36650101408HCLHN由于要求使用期限为8年，两班制，一年按300个工作日计算，则要求寿命2340HHL要求故轴承寿命符合要求。5键连接强度校核高速轴（轴）上仅有半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由前面部分选择的平键，按工作面（即平键侧面）上的压力进行条件性10845BHLM的强度校核计算。故此平键所受的挤压应力为42710273PTMPAKLD由于键、轴和联轴器的材料均为钢，由机械设计表62查得许用挤压应力，取其平均值，即。因此，MPAP10P，故所选平键合用。27P键的标记为键1045GB/T10962003。42减速器中间轴（轴）的设计1轴的结构设计（1）根据前面的准备工作拟定轴上零件的装配方案如图44所示（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）根据已选定轴承。其尺寸为，参照工作MBDD1804要求并根据，轴上有两个齿轮（即齿轮2和齿轮3），轴段与MD40IN轴段用于固定轴承，故。MD407660,8518,50,8R1R2R2图44低速轴的结构及装配方案2）取安装齿轮处的轴段与轴段的直径；齿轮MD2的左端与左轴承右端、齿轮3右端与右轴承左端均采用套筒定位。已知齿轮2轮毂的宽度为55MM、齿轮3轮毂的宽度为80MM,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取、。齿轮2的右端和齿轮3的左端5LM78L采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。DH075H60DM3）根据轴的设计可知齿轮2与齿轮3的齿面轴向距离为，因485此齿轮2与齿轮3的轴向距离为85MM，故可得轴段的长度。L4）由于齿轮端面到箱体内壁距离，即齿轮1和齿轮3距箱体内壁28M8MM，则齿轮2距箱体内壁105MM；轴承端面距箱体内壁距离；已知滚动30M轴承宽度，则左边挡油环宽，。18BM2105B左28B右因此218362058LBM右左至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。根据，由机械设计手MD50册查得，为了保证强度键槽末端距轴段末端至少5MM,据此149BHM轴段的键长取63MM，轴段的键长取40MM，具体位置分布见图45，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。67NH滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为。6M（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端倒角为，各轴肩的圆角半径见,45。154R1,5R2R203176050317405940259383684612485678772,5130图45低速轴的结构及装配方案根据表14中轴的各项数（,698PKW28/MINNR,）以及高速轴的设计结果进行设计。52310TNM2计算此轴上齿轮所受的各个方向上的力（1）已知轴上大齿轮（齿轮2）与高速轴上的小齿轮（齿轮1）相啮合，故齿轮2受到的力为圆周力2164TTFN径向力07R轴向力21A（2）轴上小齿轮（齿轮3）上所受力根据轴所传递力矩以及已知小齿轮分度圆直径求得如下370DM圆周力532310627TTFND径向力3TANTAN518COSCOS37R轴向力3T6012T46AFN3计算轴上的载荷首先根据轴的结构图（图44）做出轴的计算简图图46。在确定轴承的支撑点位置时，从手册中查取值（参看图35）。对于30208型轴承，其，1695AM因此，左边轴支撑点到齿轮2中心的距离1385253/08LTB两齿轮中心是距离274076M右边轴支撑点到齿轮3中心的距离68/219085LT两轴承支撑点跨距12350767LM根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩图和扭矩图（图46）。由前面计算可知故齿轮2受到的力为圆周力，径向力2146TFN，轴向力；齿轮3受到的力为圆周力，径向2607RFN1674AFN3012T力、轴向力。3518R3则对H面，0Y1230NHTTF，HAM312321TNHTFLLFL代入数据解得，。H面弯矩为1749N265710807HMNM232153NFLN对V面，0Y1230VRF，VAM312212320RRANVALMLM根据，216742902473AFDMNM3561ANM代入数据解得，。则168NVF2794NVF350885ML212317VAMNM437946094NFN305653804VA则总转矩为222113878917HVMMNM220154N2232330650HV244971MNM由表13可知，轴扭矩0TN表42截面C处的支反力F及、以及的值HMV载荷水平面H垂直面V支反力F，1749N2365H，1683NV21794NF弯矩M1807HM253N15VMM273804VN4195M总弯矩，13897MNM24197MNM，26505扭矩T30TFR2AT2FNV1HFNH2VR3FA3L1LL3FNH1FNH2FT3T0H面FR2FR3FNH1NH2MAMA0V面0合T2T30TH1MH2V1MV43M12M4ABCD图46中间轴的载荷分析4按弯矩和成应力校核轴的强度根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、以及的值列于表42。HMV进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据表42中的数据，以及轴的单向旋转，取，则轴的计算应力为6032331455174082DBTWM222470636148CAMTMPA因选择的轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得。因此，故安全。P6011CA5精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面如图44截面、虽然截面面积较小但不受扭矩且弯矩较小，轴的最小直径也是按扭转强度较为宽裕来确定的，则无需校核。截面虽有应力集中但弯矩较截面小，故也不用校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中在两端）故也不用校核。截面应力较大且应力集中较大是应校核的危险截面，截面左侧轴径较大且无应力集中故无需校核，则只需校核其右侧。2）危险截面校核抗弯矩截面系数3330150120WDM抗扭矩截面系数2T弯矩M及弯曲应力为1875360842650947156NM92BTMPAW扭矩及扭矩切应力为30NM2985TPA轴材料45（调质）由机械设计表151查得，640BM1275PA，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计15MPAZ附表32查取。因，经插值后可查得2045RD60125DD，9又由机械设计附图32查得轴的材料敏性系数为，261Q85过盈配合处的，由机械设计附表38用插值法求出，并取，于是得K08K，305K824K轴按磨削加工，由机械设计附表34得表面质量系数为9轴未经表面强化处理，即，则按式（312）及式（312A）得综合系数为1Q13053492KK145由机械设计碳钢特性系数，取02015,5取于是计算安全系数值，按式（156）（158）则得CAS127127334680AMK1159592AS27308115CASS故可知其安全。6轴承的寿命校核（1）由前面计算可知圆周力，径向力，轴向力264TFN2607RFN；齿轮3受到的力为圆周力，径向力、轴2674AFN301T3518R向力。因此径向力合力，轴3258RR向力合力。3214674130AAFNN则8ARF（2）由机械设计课程设计表124查得单列圆锥滚子轴承30208的基本额定静载荷，基本额定动载荷，。074RCKN630RCKN37E则ARFE（3）相对轴向载荷的计算10674023ARFC在机械设计表135查得，由机械设计课程设计表124查得。X16Y（3）根据机械设计表136可查得载荷系数。1PF（4）计算当量动载荷。P1046310357PRAPFXFYN（5）验算轴承的寿命36650128057HCLHN由于要求使用期限为8年，两班制，一年按300个工作日计算，则要求寿命3430HHL要求故轴承寿命符合要求。7键连接强度校核中间轴（轴）上齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。由前面部分齿轮2处选择的平键为；齿轮3处选择的平键为14940BHLM。按工作面（即平键侧面）上的压力进行条件性的强度1496BHLM校核计算。故此平键所受的挤压应力为齿轮2处平键5223107930594PTMPAKLD齿轮3处平键522310420596PTAKLD由于键、轴和联轴器的材料均为钢，由机械设计表62查得许用挤压应力，取其平均值，即。因此，MPAP120MPAP10，故所选平键合用。793P420PA键的标记为键1440GB/T10962003键1463GB/T10962003。43减速器低速轴（轴）的设计1轴的结构设计（1）根据前面的准备工作拟定轴上零件的装配方案如图47所示R1,62RR25,79518035图47低速轴的结构及装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）根据低速级联轴器的选择方案及轴的最小直径，取轴段直径，由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L184MM，为了保证轴端挡圈只压在50DM半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴段的长度应比L1略短一些，此处取。82L2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录（GB/T2921994）中5DM初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为，故。两端滚动轴承采用套筒512DDBM5D（挡油环）轴向定位。根据30211型轴承的定位要求设计挡油环尺寸如图48。3）取安装齿轮处的轴段的直径；已知齿轮轮毂的宽度为60M75MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴7LMDH75HM肩处的直径。70DM4）轴承端盖的总宽度为由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承12端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离。15L5）为便于左端挡油环轴向固定以及使轴承装备段区分出来，在挡油环右端制出轴段，取。60DM至此各段轴直径已确定，至于其余未说明轴段长的确定于轴系、相似，根据箱体结构以及各定位零件和定位尺寸相互配合确定，此处不再一一赘述，具体尺寸见图48。R2R21,650829607396450174,54R8图48低速轴的结构及装配方案具体尺寸（3）轴上零件的周向定位1）半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据，由机械设计手册5DM查得，键槽用键槽铣刀加工，半联轴器与轴的配合为6107BHLM。67KH2）齿轮与轴的周向定位也采用平键连接。根据，由机械设计手册查60DM得，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合1863BHLM有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。7NH3）滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为。6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴左端倒角为轴右端倒角为，各轴16452045肩的圆角半径见图48。2计算此轴上齿轮所受的力根据表13中轴的各项数据（,）进行设计。67PKW764/MINNR584710TNM（1）已知轴上大齿轮（齿轮4）分度圆直径，由作用力与反作429078D用力，故齿轮4受到的力为圆周力43601TTF径向力258RN轴向力431674A3计算轴上的载荷首先根据轴的结构图（图47）做出轴的计算简图图49。在确定轴承的支撑点位置时，从机械设计课程设计手册中查取值（参看图33）。对于302011，A其，因此，21AM右边轴支撑点到齿轮3中心的距离421573/21597LTBM两轴承支撑点跨距内壁间距离内壁到支持点的距离31624815L由轴系结构如图可得联轴器中心到轴左端支撑点距离032L左端支撑到齿轮4中心距离23597根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩图和扭矩图（图49）则对H面，0HY124NHTF，BM4TL代入数据解得，。H面弯矩为1935NHF2073NH249561243918TLNM对V面，0VY124NVRF，0VBM24240NVRAFLM根据4167981352ADNM代入数据解得。13NV27NV则2275986VFL186135346AMMNMNM则总转矩为222114946089HV2231754由表13可知，轴扭矩870TNM根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、以及的值列于表43。HMV表43截面C处的支反力F及、以及的值HMV载荷水平面H垂直面V支反力F，1935N2407H,1376NV2175NF弯矩M39M14VMM2986总弯矩，14208N2754N扭矩T40TMFR4TAFNV1FNV2NH1HLL2L3ABCFNH1FNH2T4MH0HFNV1FNV2FR4A40VMV12合M120T49低速轴的载荷分析图4按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据表43中的数据，以及轴的单向旋转，取，则轴的计算应力为602222136708943751CAMTMPAW因选择的轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得。因此，故安全。PA6011CA5轴承的寿命校核（1）由前面计算可知径向力；轴向力，则42518RF