展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

目录目录 前前 言言.4 第一章第一章 设计说设计说明明书书.5 1.11.1 设计题目.5 1.21.2 工作条件.5 1.31.3 原始技术数据（表 1） .5 1.41.4 设计工作量.5 第二章 机械装置的总体设计方案.6 2.1 电动机选择.6 2.1.1 选择电动机类型.6 6 2.1.2 选择电动机容量.6 6 2.1.3 确定电动机转速.6 6 2.2 传动比分配.7 2.2.1 总传动比.7 7 2.2.2 分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺寸取 V .7 7 2.32.3 运运动动和和动动力参数力参数计计算算.7 7 2.3.1 0 轴（电动机轴）： .7 7 2.3.2 1 轴（高速轴）： .7 7 2.3.3 2 轴（中间轴）： .8 8 2.3.4 3 轴（低速轴）： .8 8 2.3.5 4 轴（卷筒轴）： .8 8 第三章 主要零部件的设计计算.9 3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计.9 3.1.1 高速级齿轮传动设计.9 9 3.1.2 低速级齿轮传动设计.1212 3.3 轴系结构设计.16 3.3.1 高速轴的轴系结构设计 .1616 3.3.2 中间轴的轴系结构设计 .1818 3.3.3 低速轴的轴系结构设计.2121 第四章第四章 减速器箱体及其附件的减速器箱体及其附件的设计设计.25 4.1 箱体结构设计 .25 4.2 减速器附件的设计 .27 第五章第五章 运运输输、安装和使用、安装和使用维护维护要求要求.28 1、减速器的安装、减速器的安装.28 2、使用、使用维护维护.28 3、 、减减速速器器润润滑滑油油的的更更换换： ： .28 参参 考考 文文 献献.28 小小 结结.30 前前 言言 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于 实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机 械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械 零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训 练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系 统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一 种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地 应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及 食品轻工等领域。 本次设计综综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使 已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一 般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的 能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑 技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。 最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学 表示衷心的感谢。 由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提 出宝贵意见。 第一章第一章 设计说明书设计说明书 1.1.传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案: : 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 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。 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： 图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率 a =0.960.99 0.97 0.990.96=0.825 54 2 3 4 21 42 2.2.电动机的选择电动机的选择 工作机拉力：1000T*2/D=2000*850/380=4474N 电动机所需工作功率为： P P / 44741.351000*0.8257.59kW, 执行机构的曲柄转速为 n =70.40r/min w D 60v1000 380 1.35601000 经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿 轮减速器传动比 i 35，i3=35 则总传动比合理范围为 i 18100，电动机转速的可选范围为 n i n（18100）70.401085.610856r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为 Y160M12 的三相异步电动机，额定功率为 11kW 满载转速2930 r/min. m n 3.3.确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动 比为n /n2930/70.4041.62 a i （2） 分配传动装置各级传动比 取 V 带传动比为 3，则减速器传动比 =/=41.62/3=13.87 a ii a i 01 i 电动机转速电动机转速 min r 传动装置的传动比传动装置的传动比方方 案案 电动机型号电动机型号额额 定定 功功 率率 Ped kw 同步同步 转速转速 满载满载 转速转速 电动机电动机 重量重量 N 参考参考 价格价格 元元 总传动总传动 比比 V 带传带传 动动 减速器减速器 1 Y160M12 1130002930115230045.52.65, 3.5 2 Y160M4 1115001460123 中心高中心高外型尺寸外型尺寸 L（AC/2+AD）HD 底脚安装尺寸底脚安装尺寸 AB 地脚螺栓地脚螺栓 孔直径孔直径 K 轴伸尺轴伸尺 寸寸 DE 装键部位尺寸装键部位尺寸 FGD 132475 345 315216 1401238 8010 41 去两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比：=4.407 12 ii 4 . 187.134 . 1 则低速级的传动比为=13.87/4.407=3.147 23 i 12 ii 4.4.计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速 =2930 r/min 0 n 2930/3976.7r/min n 01 /inm 976.7/4.407221.6r/min n 12 / in / 221.6/3.147=70.42 r/min n n 23 i =/=70.42/1=70.42 r/min 4 n n 34 i （2） 各轴输入功率 7.590.967.29kW P d p 1 27.290.990.977kW P p 3 270.990.976.72kW P P 3 270.990.996.59kW 4 P P 4 （3）各轴输入转矩 =9550=71.3 Nm T d T 1 1 n P =9550=302 Nm T d T 2 2 n P =9550=894 Nm T d T 3 3 n P 2.22.2 传动比分配 2.2.12.2.1 总传动比总传动比 2920 43.49 67.14 m a w n i n 2.2.22.2.2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 43.49,取 V 带的传动比 i01=3,对于两级卧式展开式圆柱i 齿轮减速器的，为了分配均匀取，计算得两级圆柱齿轮 21 )5 . 11 . 1 (ii 1223 1.4ii 减速器高速级的传动比，低速级的传动比。 12 4.51i 23 3.22i 2.32.3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 2.3.12.3.1 0 0 轴（电动机轴）：轴（电动机轴）： 0 0 0 0 0 6.81 2920 / min 6.81 9550955022.27 2920 d m PPkW nnr P TNmNm n A 2.3.22.3.2 1 1 轴（高速轴）：轴（高速轴）： 1001 0 1 01 1 1 1 6.810.966.54 2920 974 / min 3 6.54 9550955064.12 974 PPkWkW n nr i P TNm n A 2.3.32.3.3 2 2 轴（中间轴）：轴（中间轴）： 21 121 12 1 2 12 2 2 2 6.540.99 0.976.15 974 216 / min 4.51 6.15 95509550271.91 216 PPPkWkW n nr i P TNm n 2.3.42.3.4 3 3 轴（低速轴）：轴（低速轴）： 3223 2 3 23 3 3 3 6.150.99 0.975.91 216 67 / min 3.22 5.91 95509550842.40 67 PPkWkW n nr i P TNm n 2.3.52.3.5 4 4 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴）： 4324 43 4 4 4 5.910.99 0.995.79 67 / min 5.79 95509550825.29 67 PPkWkW nnr P TNm n 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表 3 如下： 项目电动机 轴 高速轴中间轴低速轴卷筒轴 转速（r/min） 29309742166767 功率(kW)6.816.546.155.915.79 转矩(N*m) 22.2764.12271.91842.40825.29 传动比 34.513.221 效率0.960.960.960.98 2.3.62.3.6 V V 带传动的设计计算带传动的设计计算 确定计算功率 查课本得3 . 1 A K ,式中为工作情况系数， 为传递的额定功867 . 9 59 . 7 3 . 1PkP Ac p 率,既电机的额定功率. 选择带型号 根据，,选用带型为 A 型带867 . 9 c P 3 . 1 A k 选取带轮基准直径 21,dd dd 查课本表 8-8 得小带轮基准直径，则大带轮基准直径mmdd125 1 ,式中 为带传动的滑动率，通常取（1%2%），查课本mmd n nd d 375 1 21 2 表 11-8 后取。140Pmmdd355 2 验算带速 v 在 525m/s 范围内，带充sm nd V md /17.19 100060 2930125 100060 1 分发挥。 确定中心距 a 和带的基准长度 由于,所以初步选取中心距mma600 0 所以带长 =.查课本表 8-2 选取基准长度 d Lmm a dd dda dd dd 2729 4 )( )( 2 2 0 2 2 0 1 21 得实际中心距mmLd2800 mm LL aa dd 5 . 635 2 0 取 mma500 验算小带轮包角 1 ，包角合适。 90159 180 180 12 1 a dd dd 确定 v 带根数 z 因，带速，传动比,mmdd125 1 smv/17.1984 . 2 1 i 查课本得.=1.11.=0.9534 . 0 .98 . 2 00 pp L KK 82 . 2 11 . 1 95 . 0 )34 . 0 98 . 2 ( 867 . 9 )( 00 l c kkpp p Z 故选 Z=3 根带。 计算预紧力 0 F 单根普通带张紧后的初拉力为 Nqv kzv P F ca 7 . 17617.191 . 0) 1 95 . 0 5 . 2 ( 17.193 867 . 9 500 ) 1 5 . 2 (500 22 0 计算作用在轴上的压轴力 p F NFzFp1042 2 sin2 1 0 第三章第三章 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 3.13.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 3.1.13.1.1 高速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88）。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为 240HBS,280HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为24z 2 4.51 24109z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d (1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数3 . 1 t K 2) 由以上计算得小齿轮的转矩 1 64.12TNm 3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按1d 2 1 8 . 189 MPaZE 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强MPa H 600 1lim 度极限。.550 2lim MPa H 4)计算应力循环次数 9 11 6060 974 1 (2 8 300 10)2.805 10 h Nn jL 9 1 2 2.805 0.622 10 4.51 N N 5) 按接触疲劳寿命系数 1 0.9 HN 2 1.02 HN 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 由 得 S Nlim 1lim1 1 2lim 2 0.9 600540 1.02 550561 HN H HN H MPa S MPa S （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 H 1t d 4 22 1 3 3 1 11.3 6.412 105.51189.8 2.32.() .2.32()53.959 14.51540 E t dH KTzu dmm u 2) 圆周速度： 1 3.14 53.959 974 2.75/ 60 100060 1000 t d n m s 3) 计算齿宽： 1 1 53.95953.959 dt bdmm 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: 1 1 53.959 2.248 24 t t d mmm 齿高: 2.252.25 2.2485.058 t hmmm 53.959 10.67 5.058 b h 5) 计算载荷系数： 根据 ,7 级精度，查得 动载系数 2.75/m s1 . 1V 对于直齿轮 1 FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮非对1 A 称布置时， 由， 可查1.423 H 10.67 b h 1.423 H 得 1.35 F 故载荷系数 1 1.1 1 1.4231.565 AVHH 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： 3 3 11 1.565 53.95957.404 1.3 t t ddmm 7） 计算模数： 1 1 57.404 2.39 24 d mmm 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (1) 确定公式内的各计算数值 1) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极;500 1 MPa FE 限;MPa FE 380 2 2) 查图取弯曲疲劳寿命系数;88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 3) 计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 11 1 22 2 0.85 500 303.57 1.4 0.88 380 238.86 1.4 FNFE F FNFN F K MPa S K MPa S 4) 计算载荷系数 K. 1 1.1 1 1.351.485 AVFF KK K KK 5) 查取齿形系数. 查表得 12 2.65;2.108. FaFa YY 6) 查取应力校正系数. 查表得 12 1.58;1.862 SaSa YY 7) 计算大、小齿轮的并加以比较. F SaFaY Y 11 1 22 2 2.65 1.58 0.01379 303.57 2.108 1.862 0.01643 238.86 FaSa F FaSa F YY YY 大齿轮的数值大. (2) 设计计算 4 3 2 2 1.485 6.412 10 1.76 1 24 mmmmm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取 弯曲强度算得的模数 2，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿 1 57.404dmm 轮齿数 ， 1 1 57.404 29 2 d z m 大齿轮齿数 取 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面 2 4.51 29131z 接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费. 4. 几何尺寸计算 （1） 分度圆直径： 11 22 2 2958 2 131262 dmmm dmmm （2）中心距： 12 58262 160 22 dd amm （3）齿轮宽度： ，取 1 58 d bdmm 2 58Bmm 1 63Bmm 3.1.23.1.2 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88）。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为 240HBS,280HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为取24z 2 24 3.2278z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d 2) 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数1.3 t K 2 由以上计算得小齿轮的转矩 1 271.91TNm 3 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按1d 2 1 8 . 189 MPaZE 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲MPa H 600 1lim 劳强度极限。.550 2lim MPa H 4 计算应力循环次数 9 11 6060 216 1 (2 8 300 10)0.622 10 h Nn jL 9 1 2 0.622 0.193 10 3.22 N N 5) 按接触疲劳寿命系数 1 1.02 HN 2 1.07 HN 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 由 得 S Nlim 1lim1 1 2lim 2 1.02 600612 1.07 550588.5 HN H HN H MPa S MPa S （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 H 1t d 4 22 1 3 3 1 11.3 2.7191 103.22 1189.8 2.32.() .2.32()84.420 13.22528 E t dH KTzu dmm u 2) 圆周速度： 1 3.14 84.42 216 0.954/ 60 100060 1000 t d n m s 3) 计算齿宽： 1 1 84.4284.42 dt bdmm 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: 1 1 84.42 3.518 24 t t d mmm 齿高: 2.252.25 3.5187.92 t hmmm 84.42 10.66 7.92 b h 5) 计算载荷系数： 查得 动载系数 1.06 V 对于直齿轮 1 FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮非对1 A 称布置时， 由， 可查1.425 H 10.66 b h 1.425 H 得 1.35 F 故载荷系数 1 1.06 1 1.351.431 AVHH 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： 3 3 11 1.431 84.4287.16 1.3 t t ddmm 7） 计算模数： 1 1 87.16 3.63 24 d mmm 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (3) 确定公式内的各计算数值 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度;500 1 MPa FE 极限;查图取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲MPa FE 380 2 12 0.87,0.88; FNFN KK 疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 11 1 22 2 0.87 500 310.71 1.4 0.88 380 243.89 1.4 FNFE F FNFN F K MPa S K MPa S 计算载荷系数 K. 1 1.06 1 1.351.431 AVFF KK K KK 8) 查取齿形系数. 查表得 12 2.65;2.224. FaFa YY 9) 查取应力校正系数. 查表得 12 1.58;1.766 SaSa YY 10)计算大、小齿轮的并加以比较. F SaFaY Y 11 1 22 2 2.65 1.58 0.01348 310.71 2.224 1.766 0.01610 243.89 FaSa F FaSa F YY YY 大齿轮的数值大. (4) 设计计算 3 3 2 2 1.431 271.91 0.0161 10 2.79 1 24 mmmmm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取 弯曲强度算得的模数 3，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直3m 径 105,算出小齿轮齿 ， 1 1 87.16 30 3 d z m 大齿轮齿数 取 ， 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面 2 3.22 3097z 接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费. 4. 几何尺寸计算 （1） 分度圆直径： 11 22 30 390 97 3291 dmmm dmmm （2）中心距： 12 90291 190.5 22 dd amm （3）齿轮宽度： ，取 , 1 90 d bdmm 2 90Bmm 1 95Bmm 3.3 轴系结构设计 3.3.13.3.1 高速轴的轴系结构设计高速轴的轴系结构设计 一、轴的结构尺寸设计 根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第 5 段为齿轮,如图 2 所示: 图图 2 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为 合金钢,热处理为调制处理, 材料系数为 110。 0 A 所以,有该轴的最小轴径为: 76.21 970 425 . 7 110 3 3 1 1 011 n P Ad 考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有: 标准化取06.2376.2106 . 1 %)61 ( 1111 dd25 11 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表表 6 高速高速轴结轴结构尺寸构尺寸设计设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 1 1 111 n P Cd (考虑键槽影响) 1111 %)61 (dd 21.76 25 60 60 11 L 第 2 段 111112 09 . 0 2ddd (由唇形密封圈尺寸确定) llBlBlL 0013212 30(27.848) 50 第 3 段 由轴承尺寸确定 13 d (轴承预选 6007 )14 1 B lBBL h 113 35 25 第 4 段 131314 09 . 0 2ddd 12014Z BLL 42.5(41.3) 145 第 5 段 齿顶圆直径 15 d 齿宽 15 L 65 70 第 6 段 1416 dd 416 L 41 10 第 7 段 1317 dd h BBL 117 35 25 二、轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化(见图 3)及受力计算 图图 3 L1=92.5 L2=192.5 L3=40 533.81720tan15.2245tan 15.2246 65 7300022 11 1 1 1 ntr t FF d T F 10.2661 40 5 . 192 40 5 . 817)40 5 . 192 5 . 92( )( 43.386 40 5 . 192 4015.2246 22 32 31321 32 31 AVAHrA ry AV t AH FFF LL LFLLLF F LL LF F 38.2330 75.2161 )( 7 . 1859 40 5 . 192 5 . 19215.2246 22 32 21321 32 21 BVBHrB ry BV t BH FFF LL LFLLLF F LL LF F 三、轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为 3 年即 12480h. 校核步骤及计算结果见下表: 表表 7 轴轴承寿命校核步承寿命校核步骤骤及及计计算算结结果果 计算结果 6007 轴承计算步骤及内容 A 端B 端 由手册查出 Cr、C0r 及 e、Y 值 Cr=12.5kN C0r=8.60kN e=0.68 计算 Fs=eFr(7 类)、Fr/2Y(3 类) FsA=1809.55 FsB=1584.66 计算比值 Fa/FrFaA /FrAe FaB /FrB e 确定 X、Y 值XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0 查载荷系数 fP1.2 计算当量载荷 P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039 计算轴承寿命 )max( 16670 1 10 BA r h PP C n L 9425.45h 小于 12480h 由计算结果可见轴承 6007 合格. 3.3.23.3.2 中间轴的轴系结构设计中间轴的轴系结构设计 一、轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分五段,其中第 II 段 和第 IV 段为齿轮,如图 4 所示: 图图 4 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为 合金钢,热处理为调制处理,取材料系数 110 0 A 所以,有该轴的最小轴径为: 56.34 2 . 227 99 . 6 102 3 3 2 2 221 n P Cd 因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取40 21 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表表 8 中中间轴结间轴结构尺寸构尺寸设计设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 2 2 221 n P Cd 由轴承尺寸确定 (轴承预选 6008 )15 2 B h BBL 121 33.6 40 25 第 2 段 212122 07 . 0 2ddd (考虑键槽影响) 2222 %)121 (dd 5 . 2 222 齿宽L 45(44.68) 77.5 第 3 段 222223 07 . 0 2ddd 5 . 2 412 L 50 12.5 第 4 段 分度圆直径 24 d 齿宽 24 L 99 109 第 5 段 2125 dd 232422123025 BLBLL z 低 46 39 第 6 段 2126 dd h BBL 121 40 25 二、轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化(见图 5)及受力计算 L1=51 L2=105.75 L3=106 图图 5 由高速轴的受力分析知： 533.81720tan15.2245tan 15.2246 65 7300022 11 1 1 1 ntr t FF d T F 76.216720tan39.5938tan 39.5938 99 29400022 22 2 2 2 nTr t FF d T F 40.6619 24.1559 )( 13.6433 )( 22 321 31322 321 32231 AVAHrA rr AV tt AH FFF LLL LFLLF F LLL LLFLF F 73.5438 53.122 )( 35.5437 22 321 12211 321 21112 BVBHrB rr BV tt BH FFF LLL LFLLF F LLL LLFLF F 09.901 21 aaa FFF 三、轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为 3 年即 12480h. 23 4 5 6 781 校核步骤及计算结果见下表: 表表 9 轴轴承寿命校核步承寿命校核步骤骤及及计计算算结结果果 计算结果 6007 计算步骤及内容 A 端B 端 由手册查出 Cr、C0r 及 e、Y 值 Cr=29kN C0r=19.2kN e=0.68 确定 X、Y 值X= 1 Y=0 查载荷系数 fP1.2 计算当量载荷 P=Fp(XFr+YFa) PA=4976.72 PB=5982.60 计算轴承寿命 )max( 16670 1 10 BA r h PP C n L 10179.13h 小于 12480h 由计算结果可见轴承 6007 合格, 3.3.3 低速低速轴轴的的轴轴系系结结构构设计设计 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分八段,如图 6 所示: 图图 6 考虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理,取材料系数 0 120A 所以,有该轴的最小轴径为: 3 3 3 310 3 5.91 12053.42 67 P dAmm n 考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有: 标准化取64.5516.5106 . 1 %)61 ( 3131 dd60 31 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表表 10 低速低速轴结轴结构尺寸构尺寸设计设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 3 3 331 n P Cd (考虑键槽影响) 3131 %)61 (dd (由联轴器宽度尺寸确定) 11 L 52.49 60(55.64) 142 第 2 段 313132 07.02ddd (由唇形密封圈尺寸确定) llBlBlL 0033232 64(63.84) 50 第 3 段 323233 07 . 0 2ddd 66 16 16 33 L 第 4 段 由轴承尺寸确定 34 d (轴承预选 6014C )20 4 B lBBL h 333 70 24 第 5 段 8 3534 dd 202/ 21034 ）（ 低低zz BBLL 78 75 第 6 段 363536 07 . 0 2ddd 20 35 L 88 20 第 7 段 363637 07 . 0 2ddd 齿宽+10 35 L 80(79.8) 119 第 8 段 3438 dd h BBL 338 70 24 二、轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化(见图 7)及受力计算 图图 7 L1=71.5 L2=119 由中间轴的受力分析知： 76.216720tan39.5938tan 39.5938 99 29400022 22 2