机械设计课程设计-两级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计（全套图纸）F=4KNV=0.pdf

1 课程设计说明书课程设计说明书 设计题目：圆锥圆柱二级齿轮减速器设计题目：圆锥圆柱二级齿轮减速器 设计计算及说明设计计算及说明 全套图纸加全套图纸加 153893706 一、设计任务书一、设计任务书 1. 设计题目：链式运输机减速器 2. E-9：设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。连续单向 运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘，双班制工作。运输链速 度误差允许值5%，使用期为二十年，大修期一年。 3. 传动方案简图 2 2 4. 原始数据 原始数据 题 号 链条总拉力拉力 F （N） 400 链条速度 v（m/s） 0.75 链轮齿数 Z 14 链条节距 P（mm） 80 二、选择电动机二、选择电动机 1）电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机。 它为卧式封闭结构。 2）电动机容量 (1)链式运输机的输出功率 P 3 3 KW Fv P2 1000 75.04000 1000 = = (2)电动机输出功率Pr P =rP 传动装置的总效率 2 6 3 5 2 4 2 32 2 1 = 式中 1 、 2 为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。 由机械设计课程设计指导书查得：弹性柱销联轴器 1 =0.99；8 级精度一般圆锥齿轮传动（油润滑） 2 =0.97；8 级精度一般圆柱齿 轮传动（油润滑） 3 =0.97；两个球轴承（一对，油润滑） 4 =0.99； 两个滚子轴承（一对，油润滑） 5 =0.98；滚子链6=0.96 则 768 . 0 96 . 0 98 . 0 99 . 0 97 . 0 97 . 0 99 . 0 23222 = 故 6.2 768.0 2 = P Pr (3)电动机额定功率 edP 由机械设计课程设计指导书表 11-1 选取电动机额定功率 KWPed1 . 1=。 3）电动机的转速 计算链轮输出转速 min/82 . 8 8017 2 . 0100060100060 r pz v nw= = = 推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导书查得圆锥 齿轮传动比范围32 1= i，单级圆柱齿轮传动比范围63 2 =i，链轮传 4 4 动常用传动比范围52 3 =i。 初选同步转速为 1000r/min 电动机。 考虑综合因素，选择同步转速为 1000r/min 的 Y 系列电动机 Y90L-6 参数表如下表： 电动机 型号 额定功 率（ ） 电动机转速 (r/min) 最大转矩/ 额定转矩 同步 满载 Y90L-6 3 1000 910 2.0 4）电动机的技术数据和外形,安装尺寸 由机械设计课程设计指导书查得主要数据，并记录备用。 三、计算传动装置的运动和动力参数三、计算传动装置的运动和动力参数 1）传动装置总传动比 2 . 103 82 . 8 910 = w r n n i 2）分配各级传动比，选择齿数 A.锥齿轮传动比、齿数的确定 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高 速级圆锥齿轮传动比43 1 i, 因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时 2 . 45 . 3 1= i， 取 1 3.8i = 由于选择闭式传动，小齿轮齿数在 20-40 之间，为了保证不使同一对 5 5 轮齿固定啮合，小齿轮齿数选择偶数，选小圆锥齿轮齿数 1 26z =，则 211 98.8zzi=，取 2 z=99 齿数比 1 3.81u = B开式齿轮传动比、齿数的确定 取开式齿轮6=i，30 3 =z，则180 4 =z C.圆柱齿轮传动比、齿数的确定 圆柱齿轮减速器传动比 51 . 4 681 . 3 2 . 103 21 3 = = i i i i 选小圆柱齿轮齿数 3 30z =，135 234 =izz.3，取 4 z=135 齿数比5 . 4 2 =u D校核实际传动比 实际传动比 87.102 221 =iuui 校核运输连论的转速误差 工作链轮的实际转速 85 . 8 87.102 910 = i n n r w 转速误差 %5%34 . 0 = = w ww w n nn n 故符合要求。 3）各轴转速 6 6 min/85 . 8 min/53 min/53 min/85.283 min/910 min/910 1 4 31 1 3 31 1 3 1 1 2 1 1 r i n n r uu n n r uu n n r u n n rnn rnn r r = = = = = = 链轮轴： 开环圆柱齿轮所在轴： 柱齿轮轮轴：与大圆锥齿轮接触的圆 大锥齿轮所在轴： 小锥齿轮齿轮所在轴： 电机主轴： 4）各轴输入功率 按电动机额定功率edP计算各轴输入功率，即 845 . 0 955 . 0 974 . 0 98 . 0 97 . 0 025 . 1 025 . 1 067 . 1 98 . 0 99 . 0 1 . 1 1 . 1 2 64356 4145 5234 4223 5112 1 = = = = = = PP KWPP KWPP KWPP KWPP KWPP ed 链轮轴： 开环圆柱齿轮所在轴： 柱齿轮轴：与大圆锥齿轮接触的圆 大锥齿轮所在轴： 小锥齿轮所在轴： 电机主轴： 5）各轴转矩 mN n P T mN n P T mN n P T mN n P T mN n P T mN n P T = = = = = = 0.9913 9550 8.0172 9550 0.5175 9550 50.41 9550 12.11 9550 54.11 9550 4 6 6 3 5 5 3 4 4 2 3 3 1 2 2 1 1 1 链轮轴： 开环圆柱齿轮所在轴： 齿轮轴：与大锥齿轮接触的圆柱 大锥齿轮所在轴： 小锥齿轮所在轴： 电机主轴： 项目 电机 主轴 小锥齿 轮所在 轴轴 大椎齿 轮所在 轴 与大锥齿轮接 触的圆柱齿轮 所在轴 开环圆 柱齿轮 所在轴 链轮轴 7 7 四、传动件的设计计算四、传动件的设计计算 （一）圆锥直齿轮设计（一）圆锥直齿轮设计 已知输入功率KWP97.2 1 =，小齿轮转速 910r/min，齿数比 1 u=3.81， 由电动机驱动，连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；两 班工作制，使用期限二十年，大修期一年。减速器生产批量 40 台， 由一般厂中等规模机械厂生产，可加工 7-8 级精度齿轮及蜗轮。 选定齿轮精度等级、材料及齿数 1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器， 速度不高， 故选用 8 级精 度。 2） 材料选择 由机械设计基础课程设计选择小齿轮材料为 45 号钢 （调质） 齿面硬度为 197286HBS， 大齿轮材料为 45 号钢 （正 火） ，齿面硬度为 156217HBS。 3） 1 26z =， 2 99z = 1、 软齿面按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 1 2 3 11 2 4 () (1 0.5) E H RRH Z ZKT d u 转速(r/min) 910 910 283.85 53 53 8.83 功率(kw) 2.97 2.967 2.025 0.974 0.955 0.845 转矩(N*m) 11.23 11.12 41.50 175.50 172.08 913.90. 8 8 （1） 确定公式内的各计算数值 1） 锥齿轮齿宽系数 0.25-0.3 之间，这里选定R =0.3 试选载荷系 数1.5K =， 中等载荷， 对于一般工业用齿轮传动接触疲劳极限和轮 齿弯曲疲劳极限最小安全系数可用一般可靠度（失效概率 =1/100),其值分别为1,1.25 HF SS= 2）由机械设计查得锻钢-锻钢的弹性系数8 .189= E Z 3） ）计算小齿轮的转矩 mNT=23.11 1 4)由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 91. 0,88. 0 21 = HNHN KK。 5)由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强 度极限分别为 MPaMPa HH 400,620 2lim1lim = 接触疲劳极限许用值 MPa S K MPa S K HHN H HHN H 36440091. 0 6 .54562088. 0 1lim1 2 1lim1 1 = = 6)由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 82. 0 1 = FN K85. 0 2 = FN K 由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度 极限分别为 MPaMPa FEFE 340,480 2lim1lim =弯曲疲劳极限许用值 MPa S K MPa S K FEFN F FEFN F 2 .231 25. 1 34085. 0 88.314 25. 1 48082. 0 22 2 11 1 = = = = 9 9 2、计算 1） 试算小齿轮分度圆直径1d，代入 H 中较小的值 ()() mm u KTZZ d RRH EH 59.51 81 . 3 3 . 05 . 013 . 0364 111205 . 14)5 . 2 8 . 189( 5 . 01 )(4 3 2 2 2 3 2 2 1 2 2 11 = = 故大端模数98. 1 26 59.51 1 11 = z d me,选取标准值2= e m 2） 计算齿轮相关参数 mmmzd mmmzd 198992 52262 22 11 = = mmRb mm u dR R 73.3042.1023 . 0 42.102 2 181. 3 52 2 1 22 1 = = + = + = 故取 b1=b2=31mm. 3、.校核齿根弯曲疲劳强度 1） 2 2 1 arctan75.3 z z = 则7 .14 1= 2）88.26 7 . 14cos 1 1 = = z zv，14.390 3 . 75cos 2 2 = = z zv 3）根据机械设计（第八版） 查得: 92 . 1 ,08 . 2 60 . 1 ,57 . 2 22 11 = = SaFa SaFa YY YY 因为 1a YF* 1a YS大于 2a YF* 2a YS 10 10 () () F R FaSat F R t MPa bm YYKF N d T F = = = = = = 28.91 85 . 0 220 60 . 1 57 . 2 17.5035 . 1 5 . 01 17.503 85 . 0 52 111202 5 . 01 2 111 2 1 所以强度满足要求，所选参数合适。 4、计算圆周速度 v sm nd v/46. 2 100060 91059.51 100060 11 = = 5、计算应力循环次数（两班制按每班 8 个小时算） 9 9 2 9 11 1038. 1 81. 3 1024. 5 1024. 5)2030082(19106060 = = = N jLnN h （二）圆柱斜齿轮设计（二）圆柱斜齿轮设计 已知输入功率KWP03. 1 2 = ，小齿轮转速 238.5r/min，齿数比5 . 4 2 =u， 由电动机驱动，连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；两 班工作制，使用期限二十年，大修期一年。减速器生产批量 40 台， 由一般厂中等规模机械厂生产，可加工 7-8 级精度齿轮及蜗轮。 1、选精度等级、材料、齿数 1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器， 速度不高， 故选用 8 级精 度(GB10095-88) 11 11 2）小齿轮材料为 45 号钢（调质）齿面硬度为 197286HBS，大齿 轮材料为 45 号钢（正火） ，齿面硬度为 156217HBS。 3）选小齿轮齿数3z30=，大齿轮齿数135 4 =Z 4）初选螺旋角15 = 2、计算 1）对于一般工业用齿轮传动接触疲劳极限和轮齿弯曲疲劳极限最小 安全系数可用一般可靠度（失效概率=1/100),其值分别为 1,1.25, HF SS= 对 于 标 准 齿 轮 的 节 点 区 域 系 数 2.5 H Z=对于标准齿轮区域系数锻钢-锻钢的弹性系数8 .189= E Z。 电动机工 作平稳，则载荷系数为 1.2,。斜齿圆柱齿轮软齿面，齿轮相对于轴承 非对称布置齿宽系数之间 0.2-1.2，这里选定 0.7。 2）由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 91. 0,88. 0 21 = HNHN KK。 3）由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳 强度极限分别为 MPaMPa HH 400,620 2lim1lim = 接触疲劳极限许用值 MPa S K MPa S K HHN H HHN H 36440091. 0 6 .54562088. 0 1lim1 2 1lim1 1 = = 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 82. 0 1 = FN K85. 0 2 = FN K 4）由机械设计基础按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳 强度极限 12 12 MPaMPa FEFE 340,480 2lim1lim =弯曲疲劳极限许用值 MPa S K MPa S K FEFN F FEFN F 2 .231 25. 1 34085. 0 88.314 25. 1 48082. 0 22 2 11 1 = = = = 5 ） 试 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 t d1， 代 入 H 中 较 小 的 值 mm zz u uTK d H EH d t 22.41) 6 .545 8 .189433. 2 ( 5 . 4 15 . 4 66. 11 415006 . 12 ) ( 12 3 2 3 2 3 21 = + = + 6）由计算圆周速度 v sm nd v/611. 0 100060 85.28311.41 100060 21 = = 7） 计算齿宽 b 及模数 ntm 79.13 99. 2 22.41 99. 233. 125. 225. 2 33. 1 30 15cos22.41cos 22.4122.411 1 21 21 = = = = = h b mmmh mm z d m mmdb nt nt d o 8）计算纵向重合度 56 . 2 15tan301318 . 0 tan318 . 0 1 =oZ d 9）根据smv/611. 0=，8 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系数= v K1.03 由机械设计（第八版） 表 10-3 查得4 . 1= FH KK 由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25AK = 由机械设计（第八版） 表 10-4 查得342. 1= H K 13 13 由机械设计（第八版） 图 10-13 查得 221. 1= F K 接触强度载荷系数42. 2342. 14 . 103. 125. 1= HHVA KKKKK 10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mm K K dd t 32.47 6 .1 42.2 22.41 3 3 211 = 11）计算模数 nm mm z d mn52 . 1 30 15cos32.47cos 1 1 = = o 3、.按齿根弯曲强度设计 （1）确定参数 1） 计算载荷系数 20. 2221. 14 . 103. 125. 1= FFVA KKKKK 2） 根据重合度56. 2= ，由机械设计（第八版） 图 10-28 查得 螺旋角影响系数88. 0= Y 2） 计算当量齿数，为后续的齿形系数和应力修正系数做准备。 80.149 )15(cos 135 )(cos 29.33 )15(cos 30 )(cos 33 2 2 33 1 1 = = o o z Z z Z v v 3）根据机械设计（第八版） 查得: 83 . 1 ,14 . 2 65 . 1 ,45 . 2 22 11 = = SaFa SaFa YY YY 6）计算大、小齿轮的 F SaFaY Y 并加以比较。 14 14 01694. 0 2 . 231 83. 114. 2 01284. 0 88.314 65 . 1 45. 2 2 22 1 11 = = = = F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 193. 1 66. 1301 01694. 0)15(cos88. 04150020. 22 ) cos2 ( 3 2 2 3 2 1 2 3 = = o F SaFa d n YY z YKT m 结合之前求得的52. 1= n m，取5 . 1= n m，为了同时满足接触疲劳 强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数： 1355 . 43030,47.30 5 . 1 15cos32.47cos 21 1 1 = =zz m d z n ，取 o 5.几何尺寸的计算 1）计算中心距 mm mzz a n 12.128 15cos2 5 . 1)13530( cos2 )( 21 = + = + = o ，中心距圆整为 129mm. 2）螺旋角 21 92416 1292 5 . 1)13530( arccos 2 )( arccos o = + = + = a mzz n 3）分度圆直径 mm mz d mm mz d n n 10.211 92416cos 5 . 1135 cos 91.46 92416cos 5 . 130 cos | 2 2 | 1 1 = = = = o o 4）宽度 mmdb d 32.4732.471 1 = 圆整后取 mmB47 2 = 齿宽 mmB50 1= 15 15 5） 结构设计 由于大斜齿轮直径大于 200mm，因此采用腹板式。 （三）开式齿轮的传动设计（三）开式齿轮的传动设计 开式齿轮设计条件： 功率 P4=0.955 kW 主动轮转速：n4=53r/min 传动比：i3=6 转矩：T4=172.08 Nm 1.选齿轮材料、热处理方式 1）材料及热处理 按使用条件，属低速、轻载，重要性和可靠性一般的 齿轮传动。选用软齿面齿轮，开式齿轮一般较大，选用 铸铁材料。具体选择如下： 大小齿轮均选用 QT600-3，正火处理，大齿轮硬度为 220HBS ，小齿轮硬度取 250HBS。 2）圆柱齿轮速度不高，故选用 8 级精度 3）选小齿轮齿数30 1= z，大齿轮齿数180630 2 =z 2、 按照齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 5 ) ( 2 F SaFa d n YY z KT m 1）由机械设计（第八版） 图 10-20a 查得小齿轮的弯曲疲 劳强度极限MPa FE 330 1= ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 310 2 = 2）计算应力循环次数 7 8 2 8 21 1008. 5 6 1005. 3 1005. 3)2030082(1536060 = = = N jLnN h 16 16 3）由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 88. 0 1=FN K 93. 0 2 = FN K 4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数25. 1=S，得 MPa S K MPa S K FEFN F FEFN F 64.230 32.232 22 2 11 1 = = 5）确定弯曲强度载荷系数 初选3 . 1= t K 齿宽系数4 . 0= d 6）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数 52. 2 1=a F Y 128. 2 2=a F Y 应力校正系数 625 . 1 1=a S Y 851 . 1 2=a S Y 7）计算大、小齿轮的 F SaFaY Y 并加以比较。 01708. 0 01763. 0 2 22 1 11 = = F SaFa F SaFa YY YY 8）设计计算 80. 2 304 . 0 01763. 01008.1723 . 12 ) ( 2 3 2 3 3 2 1 5 = = F SaFa d n YY z KT m 进行相应校核 ?初定mmmzdt843080. 2 1 = ?计算载荷系数 sm nd v t /233. 0 100060 5384 100060 = = 17 17 根据smv/233. 0=，8 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得 动载系数01. 1= v K 由机械设计（第八版） 表 10-3 查得1= FH KK（直齿轮） 由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25AK = 由机械设计（第八版） 图 10-13 查得 167. 1= F K 由机械设计（第八版） 表 10-4 查得222. 1= H K 相关计算 33. 5 3 . 680. 225. 225. 2 6 .33844 . 0 = = = h b mmmh mmdb n td 接触强度载荷系数543. 1222. 1101. 125. 1= HHVA KKKKK ?校正模数 mm k k dd t t 94.88 3 . 1 543. 1 84 3 3 1 = mm k k mm t n 96. 2 3 . 1 543. 1 80. 2 3 3 1 = 考 虑 齿 面 磨 损 ， 应 将 强 度 计 算 所 得 的 模 数 加 大 10%20%， 因此 ()mmmm26. 310. 196. 210. 01 11 =+= 根据“机械原理第七版” ，选择标准模数系列中的 mmm3= 3.几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径 mmmzd mmmzd 5403180 90330 22 11 = = （2）计算中心距 18 18 mm dd a315 2 54090 2 21 = + = + = （3）计算齿轮宽度 mmdb d 36904 . 0 1 = ( 4)结构设计 由于小齿轮直径为 96mm 小于 160mm，因此采用实心式 由于大齿轮直径为 480mm 大于 160mm，因此采 用腹板式 五、轴的设计计算五、轴的设计计算 （一）高速级轴高速级轴 图 1 该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊 要求，故轴的材料选选用 45 钢。经调质处理，由机械设计 书“中表 15-3 和表 15-1（P370）查得其许用扭转切应力 19 19 MPa60 1 = MPa T 40=(2545)， 2.按扭转强度初步设计轴端直径。 1 ） 初步估算轴的最小直径： mm n P d T 19.11 910402 . 0 067. 19550000 2 . 0 9550000 3 3 = 考虑轴端开有键槽， 因此轴的最小轴径增大 10%15%， 则 mmd87.1215. 119.11 考虑到电机轴以及联轴器的选用， 由于选用的弹性套柱销联轴器3820/4 1 JTL,所以取最小 轴径 20mm。 2 ）作用在小锥齿轮上的力： mmdd Rm 2 .44)3 . 05 . 01 (52)5 . 01 ( 11 = 圆周力：N d T F m t 17.503 2 .44 1112022 1 1 = 径向力： NFF tr 14.1777 .14cos20tan17.503costan 1 = 轴向力： NFF ta 47.467 .14sin20tan17.503sintan 1 = 3 ）轴的结构设计（如图 1） ： 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了 满 足联轴器的轴向定位要求，1-2 轴端右端需要制出一轴肩 ，由于联轴器内径和内孔长分别为mmd20 21 = 和mml38= 20 20 ，故取 2-3 轴段的直径为 mmd27 32 = 和mml36 21 = 。 初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径 向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作需要初步确 定mml55 32 = ，根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册 选定单列圆锥滚子轴承的型号为 33006，其主要参数为mmd30= ，mmBT20=，mmD55=，所以取mml19 43 = ，mmd37 54 = 。 取mml55 54 = ，mml19 65 = ，mml47 76 = ，mmd30 65 = ，mmd27 76 = 。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 4 ）计算轴上载荷及较核： 高速轴的受力分析图如下图。 计算轴上载荷：其中mml6 .62 1= ，mml32.50 2 = 1.求垂直面内的支反力： 0 112 =+lFlF tt ， 21ttt FFF+= 代入数据计算得： NFt47.404 1 NFt64.907 2 = mmNlFM tt .82.253196 .6247.404 112 = 2.求水平面内的支反力： 02/ 1112 =+ marr dFlFlF， 21rrr FFF+= 代入数据计算得： NFr79.103 1 NFr93.280 2 = mmNlFM rr .25.64976 .6279.103 112 = mmNdFM maa .22.1028 2 5247.46 2/ 1 = = 21 21 3. 合成弯距： mmNMMMtr.15.261402 2 2 2 += 4 .轴的扭距 T1=11.12Nm 5.较验高速轴，根据第三强度理论进行校核 考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表 15-4(P373) () 3 2 3 61.1717 232 mm d tdbtd W = （6=b，5 . 3t，27=d） 3 33 72.2650 32 30 32 mm d W= = ()() MPa W TM W M 38.10 72.2650 111206 . 015.26140 2 2 2 1 2 + = + = ()() MPa W TM W M a 93. 3 6 .1717 111206 . 022.1028 2 2 2 1 2 1 + = + = 22 22 由于 1 和 11 dh，因此取mmh5 . 4=， 24 24 mmhb6 . 54 . 1=， 取mmb10=，即mmbl10 43 = 因此轴 环直径mmd39 43 = 。 C）取安装小圆柱斜齿轮处的轴端直径mmd30 54 = ，齿轮左端 通过挡油板定位，右端通过轴环定位，又已知轮毂长度 mmb57=，因此轴段长度取 mml55 54 = ，由mmd30 54 = 。 ）根据）的分析，可知mml37 65 = ，mmd25 65 = 。 至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。 ）计算轴上载荷及校核 轴的受力分析图如下图： 计算轴上载荷： 其中mml85.48 1= ，mml5 .56 2 =， mml49.28 3= ， ， 1.求水平面内的支反力： ()()0 123413122 =+lllFlFllF ttt ，0 4132 =+ tttt FFFF 代入数据计算得： NFt35.1131 4 NFt38.1386 1 = 25 25 mmNlFM tt .16.3223249.2835.1131 342 = mmNlFM tt .66.6772485.4838.1386 113 = 2.求垂直面内的支反力： ()()02/2/ 3233223211323 =+lFdFdFlllFllF ramarr 0 2341 =+ rrrr FFFF 代入数据计算得： NFr96.585 1 NFr25. 1 4 = mmNlFM rr .15.28624 113 = mmNdFM aa .82.138432/69.4601.5932/ 333 = mmNlFM rr .61.35 342 = mmNdFM maa .53.46002/ 222 = 3. 合成弯距： mmNMMMtr.31.735253 2 3 2 += 4 .轴的扭距 mmNT.41500 2 = 5.较验高速轴，根据第三强度理论进行较核 () MPa d TM W M 61.50 32 3 2 1 2 + = 由于MPa60 1 = dh，因 此取mmh6=，mmhb4 . 84 . 1=，取mmb10=，mmbl10 54 = 28 28 因此轴环直径mmd46 65 = 。 D)其余轴段长度 43 l由减速器与中间轴确定，初步确定mml45 43 = 。 ）计算轴上载荷及校核 轴的受力分析图如下图： 计算轴上载荷：其中mml85.83 1= ，mml35.46 2 = 1.求垂直面内的支反力： ()0 2112 =+llFlF tt ， 21ttt FFF+= 代入数据计算得： NFt16.717 1 NFt19.1297 2 = mmNlFM tt .87.60133 11 = 2.求水平面内的支反力： ()02/ 42112 =+dFllFlF arr ， 21rrr FFF+= 代入数据计算得： NFr64.208 1 NFr99.972 2 = 29 29 mmNlFM r r.46.17494 11 2 = mmNlFM rr .09.45098 222 = 3. 合成弯矩： mmNMMMtr.95.75165 2 2 2 += mmNMMMtr.98.62626 2 2 2 += 4 .轴的扭距 T4=175.50Nm 5.校验低速轴，根据第三强度理论进行较核 考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表 15-4(P373) () 3 2 3 74.5290 232 mm d tdbtd W= = （14=b，5 . 4=t，40=d） 3 3 24.4209 32 mm d W= () MPa W TM W Mca 45.24 2 1 2 1 + = () MPa W TM W Mca 11.29 2 1 2 2 + = 由于MPa60 11 =+，因此轴承 1 被压紧，轴承 2 被放松，可得实际轴向力： NFFF ada 69.27247.4622.226 21 =+=+= NFF da 22.226 22 = （3） 计算各轴承的当量载荷： 由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表 13-6（P321)得2 . 1= p f。 由于29. 065. 057.417/69.272/ 11 =eFF ra 33 33 因此()()NYFXFfP arp 61.88769.2721 . 257.4174 . 02 . 1+=+= 由于29. 024. 012.950/22.226/ 2 2 =，因此此对滚动轴承满足寿命要求。 2 中间轴轴承的选择 根据轴的直径和工作条件，选用圆锥滚子轴承 33005。 其主要参数：mmd25=，mmD47=，29. 0=e，1 . 2=Y，主要参 数为， 1 . 1 0 =Y,kNCr5 .32=，kNCr5 .42 0 =。 查“机械设计书”中表 13-5（P321）得 当eFF ra /时，X=0.4,Y=Y。 当eFF ra /时，X=1,Y=0。 （1）计算轴承的受力： A)支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得： NFFF trr 12.150538.138696.585 22 2 1 2 1 1 +=+= 34 34 NFFF trr 35.113135.113125. 1 22 2 4 2 4 4 +=+= B)附加轴向力（对滚动轴承而言YFF rd 2/=） ()NYFF rd 36.3581 . 22/12.15052/ 11 = ()NYFF rd 37.2691 . 22/35.11312/ 44 = C)轴向外载荷 NFa67.46 2 =，NFa01.593 3 = （2） 计算各轴承的轴向受力： 经过分析，由于 2134adad FFFF+，因此轴承 1 被压紧，轴 承 4 被放松，可得实际轴向力： NFFFF aada 71.81567.4601.59337.269 2341 =+=+= NFF da 37.269 44 = （3） 计算各轴承的当量载荷： 由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表 13-6（P321)得2 . 1= p f。 由于29. 054. 012.1505/71.815/ 11 =eFF ra 因此()()NYFXFfP arp 05.277871.8151 . 212.15054 . 02 . 1+=+= 由于29. 024. 035.1131/37.269/ 44 =，因此此对滚动轴承满足寿命要求。 3 低速轴轴承的选择 根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为 32007。 其主要参数：mmd35=，mmD62=，39. 0=e，5 . 1=Y， 8 . 0 0 =Y,kNCr9 .43=，kNCr4 .56 0 =。 查“机械设计书”中表 13-5（P321）得 当eFF ra /时，X=0.4,Y=Y。 当eFF ra /时，X=1,Y=0。 （1）计算轴承的受力： A)支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得： NFFF trr 89.76416.71764.208 22 2 1 2 1 1 +=+= NFFF trr 55.162119.129799.972 22 2 2 2 2 2 +=+= B)附加轴向力（对滚动轴承而言YFF rd 2/=） ()NYFF rd 96.2545 . 12/89.7642/ 11 = ()NYFF rd 52.5405 . 12/55.16212/ 22 = C)轴向外载荷 NFa01.593= （2） 计算各轴承的轴向受力： 经过分析，由于 add FFF+，因此此对滚动轴承满足寿命要求。 八、联轴器的选择八、联轴器的选择 （一）电动机与减速器之间的联轴器选择（一）电动机与减速器之间的联轴器选择 因轴的转速较高，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，此处选用弹性套柱销联 轴器。 根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为 电动机，据此查“机械设计书”中表 14-1（P351）得5 . 1= A K 37 37 根据“机械设计书”中式 14-1（P351） mmNTKT Aca .16845112305 . 1= 转速min/910rn = 查“机械设计手册”选用弹性套柱销联轴器3820/4 1 JLT 减速器与开式齿轮轴之间的联轴器选择减速器与开式齿轮轴之间的联轴器选择 因轴的转速较小，所受的载荷较大，轴向及径向的位移量不大 根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为 电动机，据此查“机械设计书”中表 14-1（P351）得5 . 1= A K 根据“机械设计书”中式 14-1（P351） mmNTKT Aca .2581201720805 . 1= 转速min/53rn = 查“机械设计手册”选用弹性套柱销联轴器4425/5 1 JLT 九、润滑与密封九、润滑与密封 (一一) 齿轮的润滑齿轮的润滑 在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度 v 而定，经过 前面的计算可知，高速级齿轮的圆周速度约为 2.46m/s，低速级 的齿轮圆周速度约为 0.61m/s，可采用浸油润滑。 （二）滚动轴承的润滑（二）滚动轴承的润滑 根据“机械设计书”中表 13-10（P332）中的 dn 值 ，选定滚动 轴承的润滑方式为脂润滑。 （三）密封方法的选取（三）密封方法的选取 38 38 减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接 合能力面和轴承盖，窥视孔以及放油的接合面等处。 为了使减速器的分箱面不漏油，应在装配减速器时在分箱上涂 密封胶。选用凸缘式端盖易于调整，检查孔盖板以及油塞，油 标等处需装纸封油垫（或皮封油圈） ，以确保密封性。 对于轴伸出端的密封，主要是为了使滚动轴承与箱外隔绝，防 止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承处，避 免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈油封，毡圈