二减速器课程方案说明书

个人资料整理 仅限学习使用机械设计课程设计计算说明书题 目<分流式二级圆柱齿轮减速器）指导教师 彭老师院 系机械系班 级机械60901班学 号200961270姓 名痞子完成时间 2018.5.12....1/48个人资料整理 仅限学习使用<2/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明一. 设计任务书1.1．工作条件与技术要求：忙闲程度中等，工作类型中等，运动速度允许误差为±5％。工作情况：减速器装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40℃；传动零件工作总小数104小时，滚动轴承寿命4000小时；检修间隔期间：2000小时一次大修，500小时小修：制造条件极其生产批量：中型机械制造厂，单件小批量生产。1.2设计内容<1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；<2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；<3）传动系统中的传动零件设计计算；<4）绘制减速器装配图 1张<A0）。<5）齿轮及轴的零件图各 1张<A1）2．原始数据运行阻力 F<KN）：1.6运行速度 V<m/s）：0.6车轮直径 D(mm>：350启动系数kd：1.6二．传动方案的拟定电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至减速器外的齿轮5，带动车轮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。

结 果L'h=10000hF=1600NV=0.6m/sD=350mmkd=1.6分流式二级圆柱齿轮减速器电动机2.联轴器3.减速器4. 联轴器5.齿轮 6. 车轮3/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明三．电动机的选择选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用 Y系列一般用途的三相异步电动机选择电动机的容量1）滚筒所需功率 Pw：Pw=FV/1000=1600×0.6/1000=0.96kw滚筒的转速 nwnw=60×1000V/πD=32.74r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为 η：356123w其中1，2，3，w分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，w是齿轮至车轮的效率，1=0.97，2=0.96，3=0.98w=0.96356w=0.9730.9650.9860.960.6331233 ）确定电动机的额定功率 Ped电动机的输出功率为 Pdpd kkd pw/ =1.3X1.6X0.96/0.633=3.16Kw为功率储备系数，kd为启动系数确定电动机的额定功率Ped选定电动机的额定功率 Ped=4kw3、选择电动机的转速nw=32.74r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅机械设计教材表推荐传动比为ii1i2=8～60则总传动比可取 20至150之间则电动机转速的可选范围为n'd1=20nw=8×32.74=654.8r/minnd'2=150nw=60×57.32=4911r/min可见同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：由参考文献[1]中表16-1查得：电动机型额定功电动机转速堵转转矩最大转矩质方号率n/(r/min>额定转矩额定转矩量案<KW）/kg同步满载转速转速1Y112M-24300028902.22.22Y112M-44150014402.22.23Y132M1-6410009602.02.04Y160M1-847507202.02.0由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案3

结 果Pw=0.96kwnw=32.74r/min=0.633Pd=3.16kwPed=4kwn'd1=654.8r/minnd'2=4911r/min电动机型号为Y32M1-6i=29.32i0 2.7i1=3.83i2=2.814/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果四．总传动比确定及各级传动比分配4.1计算总传动比由《机械设计课程上机与设计》中表16-2查得：满载转速nm=960r/min；总传动比ia=nm/nw=960/32.74=29.324.2分配各级传动比查阅《机械设计课程上机与设计》中表5-1各级传动中分配各级传动比，取减速器外齿轮传动比为i02.7，则iia/i010.86高速级的圆柱齿轮传动比i1=(1.3~1.4)i=3.83，则低速级的圆柱齿轮的传动比为i2=i/i1=10.86/3.83=2.815/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明五．计算传动装置的运动和动力参数各轴转速电动机轴为轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，中速轴为轴Ⅲ，低速级轴为轴Ⅳ，减速器外的轴为小齿轮轴Ⅴ、大齿轮轴Ⅵ则nI nII=960r/minnIIInII960/3.93r/min=250.65r/mini1nIVnVnIII250.65/2.81r/mini2=89.20r/minnⅥnⅤ=89.20/2.7=33.04r/mini0解得车轮速度在速度允许误差为± 5％范围内按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率PIPed=4kwPIIPI1=4×0.98kw=3.80kwPⅢPⅡ23=3.80×0.9622×0.98kw=3.434kw

结 果nI nII = 960r/minnIII250.65r/minnIVnV89.20r/minnnⅤ=33.04r/minⅥi0PI=4kwPII=3.80kwPIII=3.434kwPIV=3.231kwPV=PⅥ=3.071kwPⅥ=2.899kwTI9550PInI=39.8NmTII9550PIInII=37.84 NmPIV PIII 2 3=3.434×0.96×0.98kw

TIII 9550

PIII=3.231kwPVPIV31=PⅥ=3.231×0.98×0.97kw=3.071kwⅥⅤ×0.96×0.98=2.889kwPP23=3.071各轴转矩TI 9550 PI=9550×4/960NmnI

nIII=130.84N mPIVTIV 9550nIV=345.92N mPTV 9550 V=328.79N m=39.8NmT9550PII=9550×3.80/960Nm

TⅥ 9550

PⅥnⅥIInIIPIII=37.84NmTIII9550=9550×3.434/250.65NmnIII=130.84NmTIV9550PIV=9550×3.231/89.20NmnIV=345.92NmTV9550PV=9550×3.071/89.20NmnV=328.79NmTⅥ9550PⅥ=9550×2.889/33.04nⅥ=835.05Nm

=835.05N m8级精度<GB10095-88）小齿轮：40Cr<调质）280HBS大齿轮：钢<调质）240HBSZ1=24Z2=92u1 3.83=14=1.26/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明结果表3轴的运动及动力参数u1工程电动机轴高速级轴中间轴低速级轴减速器外IIIIIIIV大齿轮轴T1=18.92NmⅥZH=2.45转速960960250.6589.2033.04<r/min）43.803.4343.2312.889ZE=189.82Mpa功率<kw）Z0.985转矩39.837.84130.84345.92835.05(Nm>H1=735MPaH2传动比13.832.812.7=605MPa效率0.950.900..940.65H=605MPa六、齿轮传动设计高速级齿轮传动设计<1）选择材料、精度及参数a.按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b.塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度<GB10095-88）c.材料选择。查机械设计教材图表<P75表6-2），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），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。d.初选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=3.83×24=92u1=3.83e.初选螺旋角β=14f.选取齿宽系数d：d=1.21）确定公式内的各计算数值ZEZHZZ2u12KT1计算由公式d13uHd分流式小齿轮传递的转矩T1=TII/2=37.84/2=18.92Nmb.查图表<P79图6-3）选取区域系数ZH=2.451c.查图表<p78表6-4）选取弹性影响系数ZE=189.8MPa2d.由公式ZCOSCOS140=0.985由许用接触应力HHlimZN,查表取H1lim700,H2lim550,SLlim1，查表SHlim取ZN11.05,ZN21.15得H1=735MPa，H2=605MPa，则H=605MPa由式N=60nj Lh计算应力循环次数N1 60n1jLh

N1 5.76×8 8N21.5×10KA=1.25KV=1.08=1.4=1.22.08=0.82m=2mm=a=120mm=14.8od1=49.65mmV1=2.5m/sb2=39mmb1=44mmKA=1.25Kv=1.08KH KF =1.4KF1=1.2K1=2.08ZV1=26.56ZV2=101.80YF1=2.58YF2=2.187YS1=1.596YS2=1.786SFlim=1.4YN1 YN2 17/48个人资料整理 仅限学习使用计算及说明8=60×960×1×10000=5.76×10N2N1/3.8388=5.76×10/3.83=1.5×10g.计算载荷系数KKA--使用系数，查机械设计教材表6-3，取KA=1.25KV--动载系数，由推荐值1.02-1.2,取KV=1.08K--齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.4，取K=1.4K--齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取K=1.2得KKAKVKK=2.08h.确定重合度系数Z由推荐值0.75-0.88，取Z=0.822）计算按计算小齿轮分度圆直径d1t322.0818.92103(3.831)2.45189.80.820.9852()d1t1.23.83605=31.71mm计算法面模数mn=d1tcosβ/Z1=31.71cos140/24=1.28, 取标准值 m=2mm计算中心距aa= mn<Z1+Z2>/2cosβ=2(24+92>/cos140=119.56圆整a=120mm计算分度圆螺旋角β=arccos[mn<Z1+Z2>/2a]=arccos[2<24+92>/2]= 14.8o计算分度圆直径d1d1=mZ1/cos14.8o=2×24/cos14.8o=49.65mm计算圆周速度V1V1 d1tn1/601000=3.14 ×49.65×960/<60×1000）m/s=2.5m/s计算齿宽bb= dd1t=1.2×31.71mm=38.052mm圆整大齿齿宽b2b2=b=39mm小齿齿宽b1b1=44mm3）按齿根弯曲疲劳强度校核计算按式F2KT1YFaYSaYYF校核计算bdmn1）确定计算系数计算载荷系数由式

结 果YX=1FE1=600MPaFE2=500MPa=300MPa=200MPa=0.693=0.89F1=45.75N/mm2F2=48.96N/mm2圆整后d1 50mmd2=190mmdf2 185mmdf145mmda154mmda2194mm8级精度<GB10095-85）小齿轮：40Cr<调质）280HBS大齿轮：45钢<调质）240HBS；Z3=25Z470d2=1.2T3130.84NmZH=2.451ZE=189.8MPa2Hlim3=700MpaHlim4=550MPaH3=735MpaH4=605MPaH=605MPaN31.5×108N45.4107KA=1.25KV=1.08=1.28/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明KAKVKFKF得K1=1.25×1.08×1.4×1.2=2.08=Kb.计算当量齿数ZV1Z1/cos324/cos314.826.56ZV2Z2/cos392/cos314.8101.80查取齿形系数查机械设计表 <P81表6-5）YF1=2.58 ，YF2=2.187查取应力校正系数查机械设计表<P81表6-5）YS1=1.596，YS2=1.786e.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数SFlim=1.4，弯曲强度寿命系数YN查机械设计教材图6-8，取YN1YN21,弯曲强度尺寸系数Y查机械设计教X材图6-9取YX=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=600MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=500MPa，双向传动乘以0.7由公式FFlimYNYXSFlim得1=0.7×600/1.4MPa=300MPa2=0.7×400/1.4MPa=200MPa计算重合度系数Y不变位时，端面啮合角t`arctan(tan200/cos14.80)20.630端面模数mtmn/cos14.802.07mm重合度a1Z1(tanat1tant`)Z2(tanat2tant`)224(tan(arccos224cos20.630012242)tan20.63)2=cos20.630292(tan(arccos292)tan20.630=1.69229222重合度系数Y=0.25+0.75/1.692=0.693g.计算螺旋角系数Y螺旋角系数由推荐值0.85-0.92，取Y=0.89<2）校核计算F12KT1YFa1YSa1YYb1d1mn=22.0818.9210002.581.5960.6930.894449.652N/mm2=45.75

结 果=1.11.782=0.87d3t 62.63mmd3t 62.63mmm=3mmd3=75mmV3=0.98m/sa=145mmb475mmb380mmZ325Z470=300MPa=200MPaK2=1.782YF3=2.62YF4=2.24Ys3=1.59Ys4=1.75=0.689F374.4N/mm2F474.6N/mm2a2=145mmd375mmd4215mmdf368mmdf4208mmda481mmda4221mm8级精度<GB10095-88）小齿轮：40Cr<调质）280HBS大齿轮：钢<调质）240HBSZ5=26Z6=719/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明F22KT1YFa2YSa2YYb2d2mn=22.0818.9210002.1871.7860.6930.89=48.96N/mm23949.652故，齿根弯曲强度满足。（3）齿轮其他几何尺寸计算大轮分度圆直径d2d2=mnz2/cos=292/cos14.80=190.3mm根圆直径dfdf1d12hf49.6521.25244.65mmdf2d22hf190.321.252185.3mm顶圆直径dada1d12ha49.652253.65mmda2d22ha190.322194.3mm低速级齿轮传动设计<1）选择材料、精度及参数按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动选用8级精度<GB10095-85）材料选择小齿轮：40Cr<调质），硬度为280HBS大齿轮：45钢<调质），硬度为240HBSd. 初选小齿轮齿数 Z3=25，Z4 Z3i2=25×2.81=70选取齿宽系数d2=1.2<2）按齿面接触强度设计按下式试算ZEZHZ21d12KT3u3d2uH1）确定公式内各计算数值a.确定小齿轮传递的转矩T3TIII=130.84Nmb.查图表<P79图6-3）选取区域系数ZH=2.451c.查图表<p78表6-4）选取弹性影响系数ZE=189.8MPa2由许用接触应力HHlimZN,查表取H3lim700,H4lim550,SLlim1，查表SHlim取ZN31.05,ZN41.15得H3=735MPa，H4=605MPa，则H=605MPa确定应力循环次数N3×250.65×1×10000=1.5×10860n3jLh=60N4N3/3.07=1.5×108/2.81=5.4×107f.计算载荷系数KKA--使用系数，查机械设计教材表6-3，取KA=1.25KV--动载系数，由推荐值1.02-1.2,取KV=1.08K--齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取K=1.2

结 果=300MPa=200MPad3=1.2TⅤ 328.79NmZH=2.451ZE=189.8 MPa2N50.54108N60.2107KA=1.25KV=1.08=1.2=1.11.782YF5=2.6YF6=2.23YS5=1.59YS5=1.76YF6YS6 0.019624F6=0.687m3=3mm.d5=78mmd6=213mmV5=0.36m/sa=145.5mmb595mmb695mmdf570.5mmdf6205.5mmda584mmda6219mmFt11193.31NFr1449.23NFa1315.29Nd`2min17.72mmd2=19mmTcaII=87.032 Nm10/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明K--齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取K=1.1得KKAKVKK=1.782g.确定重合度系数Z由推荐值0.85-0.92，取Z=0.872）计算a.由公式计算小齿轮分度圆直径d3t，代入H中的较小值4=605MPa得d3t321.782130.84103(2.81)2.5189.80.87)21.22.8(605=62.63mmb.计算齿轮模数mm=d3/Z3=62.63/25=2.51,取标准值m=3mmc.计算小轮分度圆直径d3d3=mZ3=325=75mm计算圆周速度V3V3 d3tnIII/601000=3.14×62.63×250.65/60000m/s=0.98m/s计算标准中心距a= m<Z3+Z4>/2=2(25+70>/2=142.5mm 圆整145mm计算齿宽bb= dd1=1.2 62.63 75.2mm大齿轮齿宽b4 b 75mm小齿轮齿宽b3 80mm3）按齿根弯曲强度校核计算计算公式为F 2KT3YFaYSaY Fbd3m1）确定公式内各计算数值计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数SFlim=1.4，弯曲强度寿命系数YN查机械设计教材图6-8，取YY1,弯曲强度尺寸系数YX查机械设计教N3N4材图6-9取YX=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE3=600MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE4=500MPa，双向传动乘以0.7由公式FFlimYNYXSFlim得3=0.7×600/1.4MPa=300MPa4=0.7×400/1.4MPa=200MPab.计算载荷系数 K2。由公式K2KAKVKK得K21.251.081.21.1=1.782查取齿形系数。查图表<P81表6-5）得YF3=2.62, YF4=2.24

结 果dIImin=32mm11/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果查取应力校正系数。查图表<P81表6-5）得Ys3=1.59，Ys4=1.75e.计算重合度系数 Y重合度a1Z3(tana3tant)Z4(tana3tant)225(tan(arccos325cos200)tan200)132523=0270cos20)tan20070(tan(arccos3=1.7137023重合度系数Y=0.25+0.75/1.71=0.689(2>设计计算F32KT3YFaYSaYb3d3m=21.782130.8410002.621.590.68980753N/mm2=74.4F42KT3YFaYSaYb4d3m=21.782130.8410002.241.750.68975753N/mm2=74.6（4）计算齿轮其他几何尺寸计算1）计算中心距a2m2(Z3Z4)=3×<25+70）/2mm=145mm22）计算分度圆直径d3m2Z33×25mm=75mmd4m2Z43×70mm=210mm<CAD图修正为215）3>根圆直径dfdf3d32hf7521.25367.5mmdf4d42hf21521.253208mm4）顶圆直径dada3d32ha752381mmda4d42ha21523221mm减速器外齿轮传动设计<1）选择材料、精度及参数a. 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b. 塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8 级精度<GB10095-88）12/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果c. 材料选择。查机械设计教材图表 <P75表6-2），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），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。<2）按齿根弯曲强度设计由公式m32KT25(YFaYSaY)计算zFd5计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数SFlim=1.4，弯曲强度寿命系数YN查机械设计教材图6-8，取YN3YN41,弯曲强度尺寸系数Y查机械设计教X材图6-9取YX=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE3=600MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE4=500MPa，双向传动乘以0.7由公式FFlimYNYXSFlim得3=0.7×600/1.4MPa=300MPa4=0.7×400/1.4MPa=200MPab.选取齿宽系数d3=1.2c.初选小齿轮齿数Z5=26，Z6Z5i0=26×2.7=71d.确定小齿轮传递的转矩TⅤ328.79Nme.查图表<P79图6-3）选取区域系数ZH=2.451f.查图表<p78表6-4）选取弹性影响系数ZE=189.8MPa2确定应力循环次数N560nⅤjLh=60×89.20××10000=0.54×1081N6N5/2.7=0.54×108/2.7=0.2×107h.计算载荷系数KKA--使用系数，查机械设计教材表6-3，取KA=1.25KV--动载系数，由推荐值1.02-1.2,取KV=1.08K--齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取K=1.2K--齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取K=1.1得KKAKVKK=1.782查取齿形系数查机械设计表 <P81表6-5）YF5=2.60 ，YF6=2.23查取应力校正系数查机械设计表<P81表6-5）YS5=1.595，YS5=1.76k.比较YFYS大小FYF5YS50.013823，YF6YS60.019624，取两者大值。F5F6l.重合度系数取Y=0.68713/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明结果将上面参数带入公式m32KT25(YFaYSaY)zFd521.782328.791000(0.019624)=m32=2.69mm1.226由于减速器外是开式齿轮传动，所以将模数加大10%~20%，故m3=1.15m=3.09,圆整取m3=3mm.(3> 计算齿轮相关几何参数计算齿轮分度圆直径d5m3Z532678mmd6m3Z6371213mm计算圆周速度V5V5 d5n5/60000=3.14 7889.20/60000 0.36m/s计算标准中心距a (Z5 Z6)/2 3 (26 71)/2 145.5mm计算齿宽db d3d5 1.2 78 93.6大齿轮宽b6 95mm，小齿轮宽b5 95mm根圆直径dfdf5d52hf7821.25370.5mmdf6d62hf21321.253205.5mm顶圆直径dada5d52ha782384mmda6d62ha21323219mm七、高速轴的设计已知PII=3.8024kw，nII=960r/min，TII=37.84Nm，T1TII/2=18.92Nm求作用在齿轮上的力Ft12T1=2×18.92×103/31.71N=1193.3Nd1Fr1Ft1tann1193.31tan20cosN=449.23Ncos14.8Fa1Ft1tan=1193.31×tan14.8N=315.29N圆周力Ft1，径向力Fr1及轴向力Fa1的方向如图所示14/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果1．初步确定轴的最小直径。先按式dA3P0n初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计教材表8-6取A0II=112，得dminA3P11233.8024mm=17.72mmn960该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大3%,安全起见，取轴颈增大3%则d2min1.03d2min1.0517.7218.25mm，圆整后取d2=19mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为Tca KAT查图表<P173表11-2），取KA=2.3，则TcaII=2.3×37.84Nm=87.032Nm根据TcaII=87.032Nm及电动机轴径D=38mm，查标准GB4323-84，选用TL6型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径dIImin=32mm15/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明2．轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，1-2段比半联轴器毂孔长短1~4mm，l12=80mm。联轴器靠轴肩定位并考虑O型密封圈标准内径，取d23=35mm。2）初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据d23=35mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm，故d34d1011=40mm3）为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩，取d45d810=44mm，取轴承到减速器箱体内壁为8mm，取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为15mm,故l45=23mm。4）由机械设计课程上机与设计查箱体内壁到轴承座孔端面的距离L1C1C2(510)mm，取L1=65mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为50mm，到联轴器的距离为15mm，则l23=68mm.5）3-4段装配轴承，取轴径长度小于轴承宽度3mm，故l34=15-3=12mm，同理10-11段装配轴承，并需倒角，故l1011=18mm，l67B32c5=80+20-5=95mm6）5-6和7-8段为齿轮，长度l56l7844mm，直径d56d78=54mm<3）轴上零件的周向定位l半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按d12=32mm，2=80mm查机械设计课程上机与设计图表<11-1）选用键bh×1l=10mm8mm×72mm。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表<P表15-12），取轴端倒角为 1.6×45，各轴肩处圆角半径为 R2<二）中速轴<III 轴）的设计已知PIII=3.434kw，TIII=130.84Nm，nIII=250.65r/min1．求作用在齿轮上的力Ft2 Ft1=1193.31N ，Fr2 Fr1=449.23N，Fa2 Fa1=315.29NFt3 2TIII=2×130.84/62.5N=4186.88Nd3Fr3 Ft3tan200=1523.9N轴上力的方向如下图所示

结 果d12=32mml12=80mmd23=35mm深沟球轴承 6008d34d1011=40mmd45d810=44mml45=23mml23=68mml34==12mml1011=18mml6795mml56l7844mmd56d78=54mm键bhl=10mm×8mm72mm过渡配合m6Ft2Ft1=1193.31NFr2Fr1=449.23NFa2Fa1=315.29NFt34186.88NFr31523.9NdIIImin=30mmd12=d78=30mmd23=d67=35mmd34d56=43mml34l56=10mml45=80l23=l67=36mm圆锥滚子轴承 30306l12 52mml45=80mm键bhl=10x8x28PIV=3.231kwTIV=345.92NmnIV=89.20r/minFt4 Ft3=4189.88NFr4 Fr3=1523.9NdIVmin 37.1mmTcaIV=795.616Nm16/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明初步确定轴的最小直径根据dA03P初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质n处理。查图表<8-6），取A0III=112，于是得dⅢmin=112×3.434mm=26.8mm。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，250.65取为dIIImin=30mm3．轴的结构设计<1 ）拟定轴上零件的装配方案，如图<2）确定轴的各段直径和长度1）根据dIIImin=30mm取d12=30mm，轴承与齿轮2，2'之间采用轴肩定位，取d23=d，齿轮2，2'与齿轮3之间用套筒定位，取67=35mmd34d56=43mm，由于轴环宽度b≥1.4h轴II的设计，取l34l56=c=10mm因为B3=80mm，B2B'=39mm取l45=80，2l23B23=39-3mm=36mm.2）初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，初步选取0组游隙，0级公差的轴承30306，其尺寸为d×D×B=30mm×72mm×19mm。又由于箱体内壁之间距离相等，故l`1221+8+15+2.5+3=49.5,轴的两端倒角，取l1252mm取轴承端盖的总宽度为45mm

结 果HL4型弹性柱销联轴器dIVmin=40mml12l1213=84mmd12d1213=40mmd23d1112=45mm深沟球轴承6210d34d1011=50mmd45d910=55mml34l1011=28mmd56d78=60mmd89=63mml89 10mmd67=55.8mml67=2.3mml78=74.7mml56=8mml45=l910=57.7mml23 l1112=65mm键b×h×L=12mm×8mm×78mmb×h×L=18mm×11mm68mm17/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接按d34 d56=43mml45=80mmd23=d67=35mml23=l67=36mm查图表<表11-1）取各键的尺寸为2-3 段和6-7段b h l=10x8x28滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为 m6）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.6×45，各轴肩处的圆角半径为R2<三）低速轴<轴IV）的设计已知PIV=3.231kw，TIV=345.92Nm，nIV=89.20r/min1．求作用在轴上的力Ft4Ft3=4189.88NFr4Fr3=1523.9N2．初步确定轴的最小直径按dA3P初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处0n理。查图表<P表15-3）取A0IV=112，于是得dIVmin112×3.231mm=37.1mm。该轴的最小直径为安装联轴器处的直89.20径，选取联轴器的型号。根据式TcaKAT，查图表<P173表11-2），取KA=2.3，则TcaIV=2.3×345.92Nm=795.616Nm根据TcaIV=795.616Nm，查标准GB5014-85考虑到起重机运输机运转平稳，选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=40mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径dIVmin=40mm3．轴的结构设计<1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案<2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1 ）取d12d1213=40mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=1.5mm，取d23d1112=45mm）初步选择滚动轴承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6210，其尺寸为 d×D×B=50mm×90mm×20mm故d34 d1011=50mm18/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明结果3）取d45d910=55mm，l34l1011=28mm4）根据轴颈取安装齿轮处轴段d56d78=60mm，齿轮左端采用轴肩定位，取h=1.5mm，则d89=63mm，轴环宽度b≥1.4h=1.4×3mm=4.2mm，取l8910mmll5）已知。取d=55.8mm，=2.3mm<S=2mm）=74.7mm，B4=75mm676778l56=8mm6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离S3=8mm，则l45=14+2.5+20+10+2.5-8-2.3=57.7mm7>根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离L1=60mm，及S3=8mm，B=20mm，取轴承盖的总宽度为45mm，轴承盖与联轴器之间的距离为S盖联=20mm则l23l1112=65mm(3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据d12d1213=40mm,l12l1213=84mm查图表<P表11-1）得1-2和12-13段：b×h×L=12mm×8mm×78mm7-8段：b×h×L=18mm×11mm×68mm滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6<4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表<P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×45,轴上圆角R2.（四）．轴的校核1求高速轴的校核1.）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6008，a=7.5mm,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图<见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=248mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表其中弯矩合成公式MMH2MV2当量弯矩公式McaM2T2计算应力公式caMcaW表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1FNH2=1193.31NFNV1FNV2=449.23N弯矩 MH=65035.395Nmm MM

1V2

=24483.035N mm=32365.285N mm19/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明结果总弯矩MM1=69491.162NmmM2=72643.75Nmm扭矩T T=11352N mm20/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明）按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取α=1，轴的计算应力M12(T)269491.1622(111352)2ca1W0.1503=5.88N/mm2ca2M22(T)272643.752(111352)2W0.1503=5.63N/mm2前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表<P表15-1）得1=60MPa，因此ca＜1，故轴安全。2.求中间轴的校核1）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，圆锥滚子轴承30306，a=23mm,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图<见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=225mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表其中弯矩合成公式 M MH2 MV2

结 果ca15.88N/mm2ca25.63N/mm2轴校核安全ca11.50N/mm2ca21.53N/mm2ca26.94N/mm2故轴安全ca=0.53MPa故轴安全L'h=10000h深沟球轴承6008Fr=1275.07NFa=0=3n=960r/minC=17000NC0=11800Nfp=1.2P=1530.08Lh=23811.23h确定使用深沟球轴承6008圆锥滚子轴承30306Fr=952.9NFa=0,ε=10/3，n=272.73r/minC=52500NC0=60500NP=1143.5NLh=23042246h确定使用圆锥滚子轴承30306Fr=2227.8NFa=0=3n=89.20r/minC=35000NC0=23200Nfp=1.2P=2673.4NLh=419272.3h确定使用深沟球轴承21/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明结果当量弯矩公式McaM2T26210计算应力公式caMcaW表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH3.FNH3=900.13NFNV3FNV4=312.72N弯矩 MM

1H2

=38705.6NmmMV1=13446.96NmmMV2=16505.59Nmm=145494.08NmmMV3=36450Nmm总弯矩MM1=40974.92NmmM2=42078NmmM3=187771.5Nmm扭矩TT=130.84Nmm）按弯扭合成应力校核轴的强度22/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取α=1，轴的计算应力ca1M12(T)240974.922(1130.84)2W0.1653=1.5N/mm2ca2M22(T)2420782(1130.84)2W0.1653=1.53N/mm2ca2M32(T)2187771.52(1130.84)2W0.1653=6.94N/mm2前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表<P表15-1）得1=60MPa，因此ca＜1，故轴安全。3.求低速轴的校核1.）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6210，a=10mm,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图<见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=249mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表其中弯矩合成公式MMH2MV2当量弯矩公式McaM2T2计算应力公式McacaW表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH5FNH6=2093.44NFNV5FNV6=761.95N弯矩MH=260633.28NmmMV=94852.78Nmm总弯矩MM=277360扭矩TT=345.92Nmm23/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果2）. 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取α=1，轴的计算应力M2(T)22606332(1345.92)2caW0.11753=0.53MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表<P表15-1）得1=60MPa，因此ca＜1，故轴安全。八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为L'h=10000h1．输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要Fr=22449.2321193.312=1275.07计算一个，其受力FNH1FNH21=N，Fa=0，ε=3，转速n=960r/min1）查滚动轴承样本<GB/T276-1994）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C=17000N，基本额定静载荷C0=11800N2）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=0，因工作情况平稳，24/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果按课本<P160表10.6），取fp=1.2，则P= fp<XFr+YFa）=1.2×<1×1257.07+0）N=1530.08N）验算轴承寿命Lh106C1061700060nP609601530.08

3h=23811.23>L'h=10000h故所选用轴承满足寿命要求。2．轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用圆锥滚子轴承30306，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力Fr=FNH32FNH42=900.132312.722=952.9NFa=0，ε=10/3，n=272.73r/min1）查滚动轴承样本<GB/T276-1994）知圆锥滚子轴承30306的基本额定动载荷C=52500N，基本额定静载荷C0=60500N2）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=0，因工作情况平稳，按课本<P60表10.6），取P=fp<XFr+YFa）=1.2×<1×952.9+0）N=1143.5N3）验算轴承寿命Lh106C1065250060nP60250.651143.5

10/3h=23042246h>L'h=10000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承303063．输出轴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6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力Fr=FNH52FNH62=32093.442761.952=2227.8N，Fa=0，ε=3，转速n=89.20r/min1）查滚动轴承样本<GB/T279-1994）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=35000N，基本额定静载荷C0=23200N2）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=0，因工作情况平稳，按课本<P160表10.6），取fp=1.2，则P=fp<XFr+YFa）=1.2×<1×2227.4+0）N=2673.4N3）验算轴承寿命Lh106C1063500060nP6089.202673.4

3h=419272.3h>L'h=10000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6210。25/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明 结 果26/48个人资料整理 仅限学习使用计 算 及 说 明九、键连接的选择与校核计算1．输入轴与联轴器的键连接1>由轴II的设计知初步选用键C10×8×72，TII=37.84Nm2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本查得许用应力p=100-120MPa，取p=110MPa。键的工作长度l=L-b/2=72mm-5mm=68mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式p2T103可得2TII103kldp=2×37.84103/4×68×32MPakld=8.69MPa<p=110MPa可见连接的强度足够，确定选用键C10×8×72．齿轮2<2’）与轴III的键连接1>由轴III的设计知初步选用键10×8×28，T=TIII/2=65.42Nm2>校核键连接的强度

结 果键C10×8×72TII=37.84Nm=110MPaL=68mmK=4mm8.69MPa确定选用键C10×8×72键10×8×28T=65.42Nmp=110MPa51.92MPa确定选用键10×8×28键18×11×68T=TIⅤ=345.92Nm键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本查得许用应力 p =100-120MPa，

p

=110MPa取p=110MPa。键的工作长度l=L-b=28mm-10mm=18mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式p2T103可得2TII103kldp=2×65.42103/4×18×35MPakld=51.92MPa<p=110MPa可见连接的强度足够，确定选用键10×8×283．齿轮4与轴Ⅳ的键连接1>由轴III的设计知初步选用键18×11×68，T=TIⅤ=345.92Nm2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本查得许用应力p=100-120MPa，取p=110MPa。键的工作长度l=L-b=68mm-18mm=50mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式2T103p可得2TII103kldp=2×345.92103/5.5×50×60MPakld=41.93MPa<p=110MPa可见连接的强度足够，确定选用键18×11×684．联轴器与轴IV的键连接1>由轴IV的设计知初步选用键12×11×78，T=TIV=345.92Nm2>校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本<P表 6-2）查得许用应力=100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度l=L-b=78mm-p p

=50mmk=5.5mm41.93MPa确定选用键18×11×68键12×11×78T=TIV=345.92Nm=110MPa=66mm41.93MPa确定选用键12×11×7827/48个人资料整理仅限学习使用计算及说明结果12mm=66mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式2T103pkld可得p2TII103=2×345.92103/4×66×40MPakld=65.5MPa<p=110MPa可见连接的强度足够，确定选用键12×11×78十、联轴器的选择1．输入轴<轴II）的联轴器的选择根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器<35钢），其尺寸如下表所示型号

T<Nm）

n<r/minL<mm）转动惯量d2<mm）2）<kgm）TL625038003282452．输出轴<轴IV）的联轴