级减速器毕业设计.doc

目 录 一、传动方案的总体设计.1 二、传动装置的总体设计.2 三、高速级大小齿轮的设计6 四、低速级大小齿轮的设计10 五、中间轴的设计及校核.14 六、高速轴的设计及校核.21 七、低速轴的设计及校核.29 八、箱体的尺寸设计36 九、润滑油的选择.38 结 论39 参考文献.40 1 一、传动方案的总体设计 设计热处理车间零件清洗用设备。该传动设备的动力由电动机 经减速装置后传至输送带。每日两班制工作，工作年限为 年。已知8 条件：输送带直径,输送带速度每秒米，输送带轴所需mmD30063 . 0 转矩。mNT 700 1.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 1.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置 在高速级。 其传动方案如下： 1）外传动为 V 带传动。 2）减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器 3）方案简图如下： 1、电动机 2、V 带 3、减速器 4、联轴器 5、输送带带轮 6、输送带 2 二、传动装置的总体设计 2.1、选择电动机类型 按已知的工作要求和条件选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机。 2.2、选择电动机功率 工作机所需的电动机输出功率为： w d P P 由于， 9550 w w w Tn P 60 1000 w n D 所以 60 1000 95509550 w d ww TnT P D 由电动机至工作机之间的总效率为： 32 123456w 式中：、分别为带传动、齿轮传动的轴承、 1 2 3 4 5 6 齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率, 取， 1 0.96 ，。 2 0.99 3 0.97 4 0.97 5 0.98 6 0.96 则 32 0.96 0.990.970.97 0.98 0.960.80 w 所以 60 100060 1000 700 0.63 3.68 95509550300 0.80 d w T PkW D 2.3、确定电动机转速 卷筒轴的工作转速，按 60 100060 1000 0.63 40.13min 300 T nr D 推荐的合理传动比范围，取 V 带的传动比，单级齿轮传动比 1 2 4i ，则合理总传动比范围为，故电动机转速可选范围 2 3 5i 18 100i 3 为： 18 10040.13 722 4013min d ni n r 符合这一范围的同步转速有，750minr1000minr1500minr 再根据计算出的容量由附录 8 附表 2查出有三种适用的 3000minr8.1 电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况下表：22 表 两级展开式圆柱齿轮减速器电动机型号22 电动机转速 minr 传动装置 的传动比 方 案 电动机 型号 额定 功率 ed PkW 同步 转速 满载 转速 总传 动比 带传 动比 齿轮传 动比 一1601 8YM 475072017.9433.14 二1321 6YM 4100096023.92.84.5 三1121 4YM 41500144035.883.55.385 四1122YM 43000289072.0289.003 由表可知选取方案三中的电动机型号。22 2.4、分配传动比 传动装置的总传动比为： 960 23.9 40.13 m n i n 因总传动比，初取 12122 ii ii 1 2.2i 则齿轮减速器的传动比为： 1 23.9 10.9 2.2 i i i 4 按展开式布置，取可算出，则： 2122 1.2ii 22 3 1.2 i i 21 10.9 3.65 3 i 2.5、计算运动和动力参数 （1） 、各轴的功率 轴的输入功率：I 1011 3.68 0.963.53 dd PPPkWkW 轴的输入功率：II 2112123 3.53 0.99 0.973.39PPPkW 轴的输入功率：III 3223223 3.39 0.99 0.973.26PPPkW 轴的输入功率：IV 4334324 3.26 0.99 0.973.13PPPkW （2） 、各轴的转速 轴的转速：I 1 1 960 min436.36min 2.2 m n nrr i 轴的转速：II 1 2 21 436.36 min121.21min 3.65 n nrr i 轴的转速：III 2 3 22 121.21 min40.4min 3 n nrr i 轴的转速：IV 5 43 40.4minnnr （3） 、各轴的转矩 电动机的输出转矩： 3.68 9550955036.61 960 d d m P TN mN m n 轴的输入转矩：I 100111 36.61 2.2 0.9677.32 dd TTiTiN mN m 轴的输入转矩：II 2111212123 77.32 3.6 0.99 0.97267.3TT iT iN mN m 轴的输入转矩：III 3222322223 267.3 3 0.99 0.97770.07TT iT iN mN m 轴的输入转矩：IV 4334324 770.07 0.99 0.97739.5TTTN m 各轴主要参数如表所示：22 表 两级展开式圆柱齿轮减速器各轴的主要参数22 轴参数输入功率kW转速minr输入转矩N m I3.53436.3677.32 II3.39121.21267.3 III3.2640.4770.07 IV3.1340.4739.5 6 三、高速级大小齿轮的设计 3.1、选择齿轮材料及精度等级 考虑两对齿轮传递的功率不大，故两对齿轮都选用软齿面，小 齿轮都选用，调质，齿面硬度为，大齿轮选用 4540Cr240 260HBS 钢，调质，齿面硬度为，由表 1选用 7 级精度，要求齿 220HBS6 12 面粗糙度。1.6 3.2Ram 3.2、按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式 1得： 645 1 3 12 1 76.43 dH KT u d u 确定有关参数如下： （1） 、齿数和齿宽系数Z d 取小齿轮齿数，则大齿轮齿数， 1 25Z 2211 3.65 2591.25ZiZ 取 2 91Z 则实际传动比： 2 1 91 3.64 25 Z i Z 传动比误差： ，可用 21 21 3.653.64 0.0030.3%2.5% 3.65 ii i 齿数比： 3.64ui 由表 1取 （因非对称布置及软齿面） 。6 100.9 d （2） 、转矩 1 T 7 664 1 1 1 3.53 9.55 109.55 107.73 10 436.36 P TN m n （3） 、载荷系数K 由表 1取 671.35K （4） 、许用接触应力 H limHNT H N Z S 由图 1查得 ，633C lim1 770 H MPa lim2 500 H MPa 由式 1计算应力循环次数 652 L N 9 11 6060 436.36 18 365 161.2 10 Lh Nn rt 8 1 2 3.4 10 L L N N i 由图 1查得接触疲劳的寿命系数 ，634 1 0.89 NT Z 2 0.93 NT Z 通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数 。所以计算两轮的许用接触应力：1.0 H S lim11 1 770 0.89 685.3 1.0 HNT H H Z MPaMPa S lim22 2 500 0.93 465 1.0 HNT H H Z MPaMPa S 故得： 4 1 3 3 12 2 2 11.35 7.73 103.64 1 76.4376.4367.33 0.9 3.64 465 dH KT u dmm u 则模数： 1 1 67.33 2.69 25 d m Z 由表 1取标准模数： 6 13m 8 （5） 、校核齿根弯曲疲劳强度 由式 1得： 648 1 2 1 2 FasaF KT YF Y bm Z 确定有关参数和系数： 分度圆直径： 11 3 2575dmZmmmm 22 3 91273dmZmmmm 齿度： 1 0.9 7567.5 d bdmmmm 取 ， 70bmm 1 75bmm 齿形系数和应力修正系数 Fa Y Sa Y 根据齿数，由表 1查得： 1 25Z 2 91Z 69 ， 1 2.62 Fa Y 1 1.59 Sa Y ， 2 2.20 Fa Y 2 1.78 Sa Y 许用弯曲应力 F 由式 1得： 653 limFSTNT F F YY S 由图 1查得 ，653C lim1 290 F MPa lim2 210 F MPa 由图 1查得 ，636 1 0.88 NT Y 2 0.99 NT Y 试验齿轮的应力修正系数：2 ST Y 按一般可靠度选取安全系数1.25 F S 9 计算两轮的许用弯曲应力： lim11 1 290 2 0.88 408.32 1.25 FSTNT F N YY MPaMPa S lim22 2 210 2 0.9 302.4 1.25 FSTNT F N YY MPaMPa S 将求得的各参数代入式 1： 649 1 111 2 1 4 2 1 2 2 1.35 7.73 10 2.62 1.59 70 325 55.2 FFaSa F KT YY bm Z MPa MPa 1 222 2 12 4 2 2 2 2 1.35 7.73 10 2.2 1.78 75 391 13.3 FFaSa F KT YY bm Z MPa MPa 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。 （6） 、计算齿轮传动的中心距a 12 3 2591174 22 m aZZmmmm （7） 、计算齿轮的圆周速度 1 1 3.14 75 436.36 1.71 60 100060 1000 d n m sm s 由表 1可知选用 7 级精度的齿轮。 6 12 10 四、低速级大小齿轮的设计 4.1、选择齿轮材料及精度等级 考虑对齿轮传递的功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿 轮选用，调质，齿面硬度为，大齿轮选用 45 钢，40 r C240 260HBS 调质，齿面硬度为(表)1，因是机床用齿轮，由表 1 220HBS666 12 选 7 级精度，要求齿面粗糙度。1.6 3.2 a Rm 4.2、按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢制齿轮，所以由 1式得: 645 1 3 12 1 76.43 dH KT u d u 确定有关参数如下： （1） 、齿数和齿宽系数Z 取小齿轮齿数，则大齿轮齿数。 1 32Z 21 3 3296Zi Z 齿数比： 3ui 由表 1取 （因非对称布置及软齿面） 。6 101 d （2） 、转矩 1 T 665 1 1 3.39 9.55 109.55 102.67 10 121.21 P TN mm n （3） 、载荷系数K 由表 1取 671.35K （4） 、许用接触应力 H limHNT H N Z S 11 由图 1查得 ，633c lim1 775 H MPa lim2 520 H MPa 由式 1计算应力循环系数 ：652 L N 8 11 6060 121.21 116 365 83.4 10 Lh Nn rt 8 8 1 2 3.4 10 1.13 10 3 L L N N i 由图 1查得接触疲劳的寿命系数 ，634 1 1.11 NT Z 2 1.15 NT Z 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 。所以计算两轮的许用接触应力：1.0 H S lim11 1 775 1.11 860.25 1.0 HNT H H Z S lim22 2 520 1.15 598 1.0 HNT H H Z S 故得： 5 1 3 3 12 2 11.35 2.67 103 1 76.4376.4384.07 1 3 598 dH KT u d u 计算模数： 1 1 84.07 2.63 32 d mmm Z 由表 1取标准模数： 6 13m （5） 、校核齿根弯曲疲劳强度 由式 1得： 648 1 2 1 2 FFaSaF KT YY bm Z 确定有关参数和系数： 分度圆直径： 12 11 3 3296dmZmm 22 3 96288dmZmm 齿宽： 1 1 9696 d bdmm 取， 3 96bmm 4 101bmm 齿形系数和应力修正系数 Fa Y Sa Y 根据齿数，由表 1查得 ， 1 32Z 2 96Z 69 1 2.33 Fa Y ， 1 1.679 Sa Y 2 2.188 Fa Y 2 1.786 Sa Y 许用弯曲应力 F 由式 1得： 653 limFSTNT F F YY S 由图 1查得： ，635c lim1 290 F MPa lim2 210 F MPa 由图 1查得： ，336 1 0.89 NT Y 2 0.91 NT Y 试验齿轮的应力修正系数，按一般可靠度选取安全系数2 ST Y 1.25 F S 计算两轮的许用弯曲应力： lim11 1 290 2 0.89 412.96 1.25 HSTNT F N YY MPa S lim22 2 210 2 0.91 305.76 1.25 HSTNT F N YY MPa S 将求得的各参数代入式 1： 649 13 1 111 2 1 4 2 1 2 2 1.35 7.73 10 2.33 1.679 96 332 29.5 FFaSa F KT YY bm Z MPa MPa 1 222 2 2 4 2 2 2 2 1.35 7.73 10 2.188 1.786 101 396 9.35 FFaSa F KT YY bm Z MPa MPa 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。 （6） 、计算齿轮传动中心距a 12 3 3296192 22 m aZZmm （7） 、计算齿轮的圆周速度 。 1 1 3.14 96 121.21 0.61 60 100060 1000 d n m sm s 14 五、中间轴的设计及校核 5.1、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，故因此 由表 1选用的钢材为 45 钢，正火处理，由表1查得强度极限 10-110-1 ，由表 1查得其许用弯曲应力 。600 B MPa10-3 1 55 b MPa 5.2、确定轴的输出端直径 按扭转强度估算轴输出直径，由表 1取 ，则：10-2110C 33 3.39 11033.38 121.21 P dCmmmm n 考虑有键槽，将直径增大，则。3% 5%35dmm 5.3、轴承部件的结构设计 （1） 、轴承部件结构设计 因该轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后按轴上零件的安 装顺序，从处开始设计。 min d （2） 、轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。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 2，经过验算，轴承 的寿命不满足减6208C6208C 速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取进行设计计算，由6208C 表 2得轴承内径 ，外径，宽度，故11-940dmm80Dmm18Bmm ，通常一根轴上的两个轴承取相同的两个型号，则 1 40dmm 。 5 40dmm （3） 、轴段和轴段的设计 15 轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2，为便于齿轮的安 装，和应分别略大于和，可初定，齿轮 2 轮毂 2 d 4 d 1 d 5 d 24 42ddmm 宽度，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮 2 70bmm 3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度 相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为使套 3 101bmm 筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的 轮毂宽度略短，故取，。 2 99Lmm 4 68Lmm （4） 、轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为: ， 2 0.07 0.12.94 5.2dmmmm 取其高度为，故：5hmm 32 2422 552ddhmm 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 均取为: 1 10mm 齿轮 2 与齿轮 3 的距离初定为，则箱体内壁之间的距 3 10mm 离为： 12 133 7570 22 10 10 101223.5 22 bb bmmmm 取，则箱体内壁距离为，齿轮 2 的右端面 3 10.5mm 224mm 与箱体内壁的距离为： 12 21 7570 1012.5 22 bb mm 则轴段的长度为： 16 33 10.5Lmm （5） 、轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于，故轴承采用脂润滑，需要2m s 用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的 距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成。12mm 则轴段的长度为： ， 11 18318 12 10343Lmmmm 轴段的长度为： 52 218 12 12.5244.5Lmmmm 5.4、绘制中间轴草图 中间轴草图如图所示15 图 中间轴草图15 5.5、校核该中间轴和轴承 已知， 1 83.5lmm 2 94lmm 3 69.5lmm 17 作用在齿轮 2，齿轮 3 上的圆周力： 5 2 2 2 22 2.67 10 1958 273 t T FN d 5 3 3 3 22 2.67 10 5562.5 96 t T FN d 径向力： 22tan 1958 tan20712.65 rt FFN 33tan 5562.5 tan202025 rt FFN 求垂直面的支反力： 3 1221 1 123 2025 83.5712.659483.5 172.4 83.59469.5 rr V F lFll FN lll 2312 2025 172.4712.651139.95 VrVr FFFFN 计算垂直弯矩： 13 172.4 69.511981.8 m aVV MF lN mm 1322 2 172.469.594712.65 9495176.5 n aVVr MFllF lN mm 求水平面的支承力： 3 1221 1 123 5562.5 83.5 19589483.5 3287.5 83.59469.5 tt H F lFll FN lll 2231 19585562.53287.54233 HttH FFFFN 计算并绘制水平面弯矩图： 13 3287.5 69.5228481.25 m aHH MF lN mm 22 22 95176.5169220.5194149.8 nn anaVaH MMMN mm 求合成弯矩图（图）： 25 22 22 11981.8228481.25228795.2 mm amaVaH MMMN mm 18 22 22 95176.5169220.5194149.8 nn anaVaH MMMN mm Fr2 Ft2 Fr3 Ft3 l1 l2 l3 F1v Fr2 Fr3 F2v F1H Ft2Ft3 F2H MaHm MaHn Mam Man T2 a b c d e m n 图 中间轴合成弯矩图25 求危险截面当量弯矩： 从图看见，处截面最危险，其当量变矩为：（取折mmnn 合系数）0.6 19 2 225 2 194149.80.6 2.67 10194150.2 ean MMTN mm 2 225 2 228795.20.6 2.67 10228795.6 eam MMTN mm 计算危险截面处轴的直径： 截面：nn 3 3 1 194150.2 32.8 0.10.1 55 e b M dmm 截面：mm 3 3 1 228795.7 34.7 0.10.1 55 e b M dmm 由于，故该轴是安全的。 24 42ddd 5.6、轴承寿命校核： 轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向 6 10 60 h C L nP 载荷的作用，所以， r PF3 2 222 111 172.43287.53292 rVH FFFN 2222 222 1139.9542334383.8 rVH FFFN 则： 3 3 663 2 101029.5 10 41914 6060 121.214383.8 h C Lh nP 符合轴承使用使用寿命，因此该轴承符合要求。 5.7、键的设计与校核： 已知， 24 42ddmm 2 267.3TN m 查附表 2由于 5.14 2 38 44dmm 所以取键12 8b h 20 因为齿轮材料为 45 钢，查附表 1得 ，则10-5 100 120 p MPa ,取键长；,根据表 10-470763Lmm 1 51lLbmm101 1091Lmm 1系列值中取得 ，取键长L90Lmm 2 78lLbmm 根据挤压强度条件，键的校核力： 3 2 1 1 44 267.3 10 62.3 42 8 51 p p T MPa dhl 3 2 2 2 44 267.3 10 40.8 42 8 78 p p T MPa dhl 所以所选键位，。12 8 51b h l 12 8 78b h l 21 六、高速轴的设计及校核 6.1、选择轴的材料 选择轴的材料并确定许用应力，选用 45 钢正火处理，由表 1查得强度极限为： ，由表 1查得许用弯曲应 10 1600 B MPa103 力。 1 55 b MPa 6.2、确定轴的输出端直径 按扭转强度估算轴输出直径，由表 1取 ，则：102110C 33 3.53 11022.08 436.36 P dCmmmm n 考虑有键槽，将直径增大，则。3% 5%25dmm 6.3、轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用部分式结构，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。 （1） 、轴段 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步 进行，已算得轴段的轴径。 1 25dmm 且带轮轮毂的宽度范围为： 1 1.5 2.01.5 2.02537.5 50dmmmmmm 取带轮轮毂宽度，轴段的长度略小于毂孔宽度，则 0 50Lmm 取 。 1 48Lmm 22 （2） 、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和密封圈的尺 寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度: 1 0.07 0.10.07 0.1251.75 2.5hdmmmmmm 轴段的轴径， 211 221.75 2.52.85 30ddhdmmmmmm 最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于，可选用毡圈油封，3m s 查附表 2选毡圈 30 ，则。6.14606 1997JB ZQ 2 30dmm （3） 、轴承与轴段及轴段 初选 62082型深沟球轴承，轴段上安装轴承，其直径应符合 轴承内径系列。 已知轴承内径，外径，宽度，故取轴40dmm80Dmm18Bmm 段的直径，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内 3 40dmm 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离箱体内壁的距离取 ，挡油环的挡油凸缘内 侧面凸出箱体内壁。1 2mmmm 可取挡油环轴孔宽度初定为，则： 1 15mm 31 18 1533Lmm 通常一根轴上的两个轴承应取相同型号 则， 7 40dmm 71 18 1533Lmm （4） 、齿轮与轴段 该段轴上安装齿轮，为了便于齿轮安装，应略大于，可初 5 d 3 d 定，则由机械设计手册查得： 5 45dmm 23 该处键的截面尺寸为，则根据表 1轮毂键 149b hmmmm104 槽深度为。 1 3.8tmm 则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离： 1 3 1 67.545 3.87.42.5 3.28 2222 f d d etmmmmmm 故该轴设计成齿轮轴，则有： ， 5 67.5 f ddmm 51 75Lbmm （5） 、轴段和轴段的设计 该轴段的直径可取略大于轴承安装尺寸，齿轮 46 48ddmm 右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度: 1 611 12 10 157Lmmmm 轴段的长度: 4111 224 12 1075 15106Lbmmmm （6） 、轴承的长度 该段轴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，轴承座宽度为，由表 12 5 8LCCmm 可知下箱座壁厚，则取4 1 2 0.02530.025 17437.358ammmm ， ，取轴承旁连接螺栓为8mm 12 174 192366400aammmm ，16M 则取， 1 24Cmm 2 20Cmm 箱体轴承座宽度，取，824205 857 60Lmmmm58Lmm 24 可取箱体凸缘连接螺栓，地脚螺栓，则有轴承端盖连接12M20dM 为，查得轴承端盖凸缘厚度取为，取端0.40.4 208dmm 10 d mm 盖与轴承座间的调整垫片厚度为，则端盖连接螺钉查附表2 t mm 2得采用螺钉 ，为方便不拆卸带轮的条件下，可5 15781GB T8 25M 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 ，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。28Kmm 则： 00 2 2 6055 58 1028212 18 2 75.5 dt L LLK mm 为带轮宽度，为带轮长度。 0 0 L 6.4、绘制高速轴草图 高速轴草图如图所示16 图 高速轴草图16 6.5、校核该高速轴和轴承 已知：， 1 77.5l 2 168.5l 3 132.5l 作用在齿轮上的圆周力为： 3 1 1 22 77.32 10 2062 75 t T FN d 25 径向力： tan2062 tan20750 t FFN 作用在轴带轮上的外力： 1244.3 Q FFN 求垂直面的支承力： 2 1 12 168.5 750 513.7 77.5 168.5 l F FN ll 21 750513.7236.3FFFN 计算垂直弯矩并绘制垂直弯矩图： 22 236.3 168.539816.55 av MF lN mm 11 513.7 77.539811.75 av MF lN mm 求水平面的支承力： 由得 1122Ht FllFl 2 1 12 168.5 2062 1412.4 77.5 168.5 t H Fl FN ll 21 2062 1412.4649.6 HtH FFFN 计算并绘制水平面弯矩图： 11 1412.4 77.5109461 aHH MF lN mm 22 649.6 168.5109457.6 aHH MF lN mm 求在支点产生的反力：F 3 1 12 132.5 1244.3 670.2 77.5 168.5 F l F FN ll 21 670.2 1244.31914.5 FF FFFN 求并绘制产生的弯矩图：F 26 3 1244.3 132.5164869.8 aF MFlN mm 11 670.2 77.551940.5 aFF MF lN mm 在 处产生的弯矩：Fa 11 670.2 77.551940.5 aFF MF lN mm 求合成弯矩图（图）：26 l1 l2 l3 Fr Ft F F1HF2H F1F F2F F a b c d e MaF MaF T1 F2v F1v Fr 图 高速轴合成弯矩图26 考虑最不利的情况；把与相加得 aF M 22 avaH MM 22 22 51940.539816.55109461 168418 aaFavaH MMMM N mm 27 22 22 51940.539811.75109457.6 168413 aaFavaH MMMM N mm 求危险截面当量弯矩 由图可见处截面最危险，其当量变矩为：（取折合系数 mm ）0.6 2 2 2 2 3 1684180.6 77.32 10 174691 ea MMT N mm 计算危险截面处轴的直径： 由材料为 45 钢，正火处理，则：600MPa 1 55 b MPa 3 3 1 174691 31.67 0.10.1 55 e b M dmm 因为 37 4031.67ddmmmm 所以该高速轴是安全的。 6.6、轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向 6 10 60 h C l np 载荷的作用，所以，取，按最不利考虑，则有 r pF3 22 111 22 513.71412.4670.2 2173 rvHF pFFFF N 则： 33 663 3 101029.5 10 95654 6060 436.362173 h c lh np 28 所以该轴上轴承是适合要求的。 6.7、键的设计与校核 根据，确定带轮选铸铁， 1 25dmm 1 77.32TN mV200HT 由附表 2取 ，取键5.14 1 22 30d 8 7b h 采用型普通键：键校核为A 1 48840Lmm 根据表 1中 系列的取值得 ，综合考虑取104L40Lmm32lmm 则得： 3 1 44 77.32 10 5550 60 25 32 7 p T MPaMPa dlh 所选键为。8 7 32b h l 29 七、低速轴的设计及校核 7.1、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，故查表 1得选用常用材料的 45 钢，正火处理，强度极限 ，10 1600MPa 许用弯曲应力。 1 55 b MPa 7.2、初算轴径 查表 1得 ，考虑轴端只承受转矩，故取最102118 107C 则：110C 33 min 3.26 11047.52 40.4 P dCmm n 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大，则轴端最3% 5% 细处直径： 47.521 5%49.896dmm 7.3、结构设计 轴承部件的结构设计：该减速器发热小，轴不长，故轴承用两 端固定方式，按轴上零件安装顺序，从最小轴径处开始设计。 （1） 、联轴器及轴段 30 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行， 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 1取 ，671.35K 则计算转矩1.35 7700701040 C TKTN mmN m 由附表 2查得 型弹性柱销联轴器符合要求：公称转矩9.44HL ，许用转速，考虑，取联轴器毂孔直1250N m2800minr49.896dmm 径为，轴孔长度为，则相应的轴段的直径为，50mm84mm 1 50dmm 其长度略小于毂孔长度取。 1 82Lmm （2） 、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 1 0.07 0.13.5 5hdmm 则轴段的轴径： ， 21 257 60ddhmm 最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于，则可选用毡3m s 圈油封，由附表 2得 。6.1 2 60dmm （3） 、轴承与轴段及轴段的设计 轴段及轴段上安装轴承，其直径应便于轴承安装，又符合 轴承内径系列，选用轴承 62132，轴承内径，外径，65dmm120mm 宽度，故，轴承采用脂润滑需要挡油环，挡油环23mm 3 65dmm 宽度初定为，故。 1 31 23 1538Lmm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故。 6 65dmm 31 （4） 、齿轮与轴段 该段上安装齿轮 4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初 5 d 6 d 定为，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位，为使套 5 68dmm 筒端面能够顶到齿轮面，轴段的长度应比轮毂略短，故取 。 5 94Lmm （5） 、轴段 轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为： 5 0.07 0.14.76 6.8hdmm 取，则，5hmm 4 78dmm 齿轮左端面距箱体内壁距离, 34 41 101 96 1012.5 22 bb mm 取轴段的长度 4441 224 12.596 12 1592.5Lbmm （6） 、轴段与轴段的长度 箱体外壳应与联轴器有一定空隙，故取 2 50Lmm 轴段的长度 64 23 12 12.547.5Lmm 7.4、绘制低速轴草图 低速轴草图如图所示17 32 图 低速轴草图17 7.5、校核该低速轴和轴承 已知： 1 83lmm 2 166lmm 3 143.5lmm 作用在圆周上的圆周力 ： 5 3 4 22 7.7 10 5347.2 288 t T FN d 径向力 ： tan5347.2 tan201946.2 rt FFN 5 0 2 7.7 10 0.251492.2 258 FFN 求垂直面的支承力： 22 1 12 166 1946.2 1297.5 83 166 v l F FN ll 21 1946.2 1297.5648.7 vrv FFFN 计算垂直弯矩： 22 648.7 166107684.2 avv MF lN mm 11 1297.5 83107692.5 avv MF lN mm 求水平面的支承力： 2 1 12 166 5347.2 3564.8 83 166 t H l F FN ll 21 5347.23564.81782.4 HtH FFFN 计算、绘制水平面弯矩图： 11 3564.8 83295878.4 aHH MF lN mm 22 1782.4 166295878.4 aHH MF lN mm 33 求 F 在支点产生的反力： 3 1 12 1492.2 143.5 860 83 166 F Fl FN ll 21 860 1492.22352.2 FF FFFN 求 F 力产生的弯矩： 23 1492.2 143.5214130.7 F MFlN mm 11 860 8371380 mFF MF lN mm 求合成弯矩图（图）：27 l1 l2 l3 Fr Ft F F1HF2H F1F F2F F a b c d e MnF MmF T3 F2vF1v 图 低速轴合成弯矩图27 考虑最不利的情况；把与相加 mF M 22 avaH MM 34 22 22 71380107684.2295878.4 386244.9 ammFavaH MMMM N mm 22 22 71380107692.5295878.4 386247.8 amaFavaH MMMM N mm 求危险截面当量弯矩 由图可见处截面最危险，其当量变矩为：（取折合系数 mm ）0.6 2 2 3 2 2 5 386244.90.6 7.7 10 602187 eam MMT N mm 计算危险截面处轴的直径： 3 3 1 602187 47.8 0.10.1 55 e b M dmm 考虑到键槽的影响，取1.05 47.850.19dmm 因为，所以该轴是安全的。 5 68dmmd 7.6、轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向 6 10 60 h C l np 载荷的作用，所以，取，按最不利考虑，则有 r pF3 22 111 22 1297.53564.8860 4653.6 rvHF pFFFF N 35 则 33 663 3 101057.2 10 767684.4 6060 40.44653.6 h c lh np 所以轴上轴承是适合要求的。 7.7、键的设计与校核 根据， 1 50dmm 5 68dm