二级斜齿减速器课程设计1061.5%1.1%220%121%147
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计1061.5%1.1%220%121%147,减速器课程设计
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机械设计课程设计计算说明书 设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 机械 系 机械工程及自动化 专业 机工 04-1 班 2007 年 01 月 01 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 2 目录 一、设计任务书 . . (3) 二、 动力机的选择 . . (4) 三、 计算传动装置的运动和动力参数 . (5) 四、 传动件设计计算（齿轮） (6) 五、 轴的设计 . . . . . . . . (12) 六、 滚动轴承的计算 . . .(20) 七、 连结的选择和计算 . . (21) 八、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 .(22) 九、 箱体及其附件的结构设计 . . .(22) 十 、设计总结 . .(23) 十 一 、参考资料 . . . (23) nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 3 一 设计题目：带式运输机的传动装置的设计 题号 1 1 带式运输机的工作原理 （ 二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图 ） 2 工作情况：已知条件 1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35； 2) 使用折旧期； 8年； 3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 5) 运输带速度容许误差： 5%； 6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3 原始数据 题号 参数 1 运输带工作 拉力 F/KN 1500 运输带工作速度 v/(m/s) 1.1 卷筒直径 D/mm 220 注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。 nts二 动力机选择 因为动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。 1 电动机容量的选择 1） 工作机所需功率 Pw 由题中条件 查询工作情况系数 KA （见 1表 8-6） ， 查得 K A=1.3 设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6n本设计中的 联 联轴器的传动效率（ 2个） ，轴 轴承的传动效率 （ 4对） ， 齿 齿轮的传动效率（ 2对） ， 本次设计中有 8级传动效率 其中联=0.99 （ 两 对 联 轴 器 的 效 率 取 相 等 ） 123承轴=0.99（ 123 为减速器的 3 对 轴承） 4承轴=0.98（ 4 为卷筒的一对轴承） 齿=0.95（两对齿轮的效率取相等） 总=421233 轴承联齿轴承联 98.0*99.0*95.0*99.0*99.023 =0.841 2） 电动机的输出功率 Pw=kA*41000 轴承FV =2.1889KW Pd Pw/总，总=0.84110 Pd 2.1889/1.84110=2.60228KW 2 电动机转速的选择 由 v=1.1m/s 求卷筒转速 nw V =1000*60 wdn=1.1 nw=95.496r/min nd（ i1 i2 in） nw 有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比 i1,i2，其他 传动比都等于 1。 由 1表 13-2 知圆柱齿轮传动比范围 为 3 5。 所以 nd =(i1*i2) nw=32， 52* nw 所以 nd 的范围是（ 859.88， 2388.75） r/min， 初选为同步转速 为 1430r/min 的电动机 3电动机型号的确定 由表 12-12查出电动机型号为 Y100L2-4,其额定功率为 3kW，满载转速 1430r/min。基本符合题目所需的要求。 总=0.8411 Pw=2.1889k KW Pd 2.60228 KW nw=95.496 r/min 电机 Y100L2-4 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 5 电 动 机型号 额定功率 /KW 满载转 速r/min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量/Kg Y100L2-4, 3.0 1430 2.2 2.3 38 三 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1 计算总传动比 由电动机的满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw可确定传动装置应有的总传动比为：总i nm/nw nw 95.496 nm=1430r/min i 14.974 2 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以 i1（ 1.3-1.5） i2。 因为 i 14.974，取 i 15，估测选取 i1=4.8 i2=3.2 速度偏差为 0.5%，所以可行。 3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速 I n1=0inm =1430r/min 中间轴 II n2=11in=297.92r/min 低速轴 III n3= 22in=93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。 各轴功率 电 动机额定功率 P0=Pd*01=3Kw (n01=1) 高速 I P1=P0*n12=P0*轴承联 nn= 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw (n12 = 轴承联 nn=0.99*0.99=0.98) 中间轴 II P2=P123=P1*n 齿 *n 轴承 =2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23=轴承齿 nn=0.95*0.99=0.94) 低 速 轴 III P3=P2*n34=P2*轴承齿 nn=2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw (n34= 轴承齿 nn=0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*轴承联 nn=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw （ n45=轴承联 nn=0.98*0.99=0.96） 传动比 15 i1=4.8 i2=3.2 各轴速度 n0=1430r/min n1=1430r/min n2=297.92r/min n3=93.1r/min n4=93.1r/min 各轴功率 P0 =3Kw P1= 2.9403 P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 6 各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N m 高速 I T1=11*9550n P=1430 9403.2*9550=19.634 N m 中间轴 II T2=12*9550n P=930.297 7645.2*9550=88.615 N m 低速轴 III T3= 33*9550n P=1.93 5748.2*9550=264.118 N m 卷筒 T4=44*9550n P =1.934980.2*9550 =256.239 N m 其中 Td=ddnP9550(n*m) 项 目 电动机 轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 卷筒 转速（ r/min） 1430 1430 297.92 93.1 93.1 功率（ kW） 3 2.79329 2.628 2.4204 2.4204 转矩（ N m） 2.2 19.654 88.6177 264.1175 256.2395 传动比 1 1 4.8 3.2 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96 四 传动件设计计算（齿轮） A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 2.9403KW 1430r/min 4.8 19.643N m 1.3 1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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，二者材料硬度差为 40HBS。 2） 精度等级选用 7 级精度； 3） 试选小齿轮齿数 z1 20，大齿轮齿数 z2 96 的； 2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 。 按式（ 10 21）试算，即 dt 2.32* 3 21 HEdt ZuuTK各轴转矩 T1=19.634 N m T2=88.615 N m T3=264.118 N m T4=256.239 N m 7 级精度； z1 20 z2 96 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 7 3 确定公式内的各计算数值 1） （ 1） 试选 Kt 1.3 （ 2） 由 1表 10 7 选取尺宽系数 d 1 （ 3） 由 1表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa （ 4） 由 1图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa； （ 5） 由 1式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 1430 1（ 2 8 365 8） 4 10e9 N2 N1/4.8 8.35 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （ 6） 由 1图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.90； KHN2 0.95 （ 7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1 0.90 600MPa 540MPa H2 0.98 550MPa 522.5MPa 2） 计算 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 21 1*32.2 HEdt ZuuTK= 3 235.5228.1898.418.41106543.193.1*32.2 =37.043 （ 2） 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 043.37=2.7739 （ 3） 计算齿宽 b 及模数 m b= dd1t=1 37.043mm=37.043mm m=11zdt=20043.37=1.852 h=2.25mnt=2.25 1.852mm=4.1678mm b/h=34.043/4.1678=8.89 （ 4） 计算载荷系数 K 由 1表 10 2 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=2.7739m/s,7 级精度，由 1图 10 8 查得动载系数KV=1.14；由 1表 10 4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KHB的计算公式和直齿轮的相同， Kt 1.3 d 1 N1 4 10e9 N2 8.35 10e8 KHN1 0.90 KHN2 0.95 S 1 H1 540MPa H2 522.5MPa d1t =37.043 v =2.7739 b=37.043mm m=1.852 h=4.1678mm b/h=8.89 KA=1 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 8 固： KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.23 10 3 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652 由 b/h=8.89， KHB=1.41652 查 1表 10 13 查得 KFB =1.33 由 1表 10 3 查得 KH =KH =1.1。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.14 1.1 1.41652=1.7763 （ 5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 1式（ 1010a）得 d1= 31 / tt KKd= 3 3.1/7763.1043.37 mm=41.10968mm （ 6） 计算模数 m m11zd=2010968.41。 mm=2.055 4 按齿根弯曲强度设计 由 1式 (10 5) m 3 212 c o s2FSaFadYYzK 1） 确定计算参数 由 1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa 由 110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见 1表 10-12 得 F1=（ KFN1* F1） /S=4.1 500*85.0=303.57Mpa F2= （ KFN2* F2） /S=4.1 380*88.0=238.86Mpa （ 1） 计算载荷系数 K=KAKVKF KF =1 1.12 1.2 1.33=1.7875 （ 2） 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 Ysa1=1.55； Ysa2=1.79 （ 3） 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 1 11F SaFaYY=29.339 569.174.2 =0.014297 2 22F SaFa YY=266 798.1172.2 =0.016341 大齿轮的数值大。 KHB=1.41652 KFB =1.33 KH =KH =1.1 K=1.7763 d1=41.10968mm m=2.055 F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.85 KFN2=0.88 S=1.4 F1= 303.57Mpa F2 =238.86Mpa K=1.7875 Ysa1=1.55 Ysa2=1.79 1 11F SaFaYY=0.014297 2 22F SaFa YY=0.016341 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 9 2） 设计计算 m 32 0 1 6 3 4 1.0201310*6543.197875.12*23.2 e=1.4212 对结果进行处理取 m=2 Z1=d1/m=41.1097/2 21 大齿轮齿数 ， Z2=u* Z1=4.8*21=100 5 几何尺寸计算 1） 计算中心距 d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200 a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121， a 圆整后取 121mm 2） 计算大、小 齿轮的分度圆直径 d1 mz1 =42mm， d2 mz2 =200mm 3） 计算齿轮宽度 b= dd1， b=42mm B1=47mm， B2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 4） 验算 Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N 10058.2242 190.9359*1 b Ftk m/s 结果合适 5） 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 42 47 21 大齿轮 2 200 42 100 6） 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 B 低速齿的轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 2.7654KW 297.92r/min 3.2 88.6177N m 1.3 1选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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，二者材料硬度差为 40HBS。 2） 精度等级选用 7 级 精度； 3） 试选小齿轮齿数 z1 24，大齿轮齿数 z2 77 的； 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（ 10 21）试算，即 m=2 Z1=21 Z2=100 d1=42 d2=200 a=121 B1=47mm B2=42mm Ft=1048.18 N 95.27bFtk 7 级 z1 24 z2 77 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 10 dt 2.32* 3 21 HEdt ZuuTK3. 确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选 Kt 1.3 （ 2） 由 1表 10 7 选取尺宽系数 d 1 （ 3） 由 1表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa （ 4） 由 1图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa； （ 5） 由 1式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 297.92 1（ 2 8 365 8）8.351 10e8 N2 N1/3.2 2.61 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （ 6） 由 1图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.90； KHN2 0.95 （ 7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1 0.90 600MPa 540MPa H2 0.95 550MPa 522.5MPa 4. 计算 （ 8） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 21 1*32.2 HEdt ZuuTK= 3 235.5228.1892.312.31106177.883.1*32.2 =62.9349 1) 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 92.297*9349.62 =0.9810 m/s 2) 计算齿宽 b 及模数 m b= dd1t=1 62.9349mm=62.9349mm m=11zdt=209349.62=3.1467 h=2.25mnt=2.25 3.1467mm=7.08mm b/h=62.9349/7.08 =8.89 3) 计算载荷系数 K 由 1表 10 2 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=0.4230 m/s,7 级精度，由 1图 10 8 查得动载系数 KV=1.14； Kt 1.3 d 1 ZE 189.8Mpa 1limH = 600MPa Hlim2 550MPa； N1 8.351 10e8 N2 2.61 10e8 KHN1 0.90 KHN2 0.95 H1 540MPa MPaH 5.5222 d1t=62.9349 v=0.9810 m/s b=62.9349mm m=11zdt=3.1467 KA=1 KV=1.14 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 11 由 1表 10 4查得 7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固 KHB=1.12+0.18(1+0.6 d 2 ) d 2 +0.23 10 3 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=8.92， KHB=1.414 查 1表 10 13 查得 KFB =1.33 由 1表 10 3 查得 KH =KH =1.1。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.14 1.1 1.414=1.7731 4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 1式（ 10 10a）得 d1= 31 / tt KKd= 3 3.1/7 7 3 1.19 3 4 9.62 mm=69.78mm 5) 计算模数 m m 11zd=2078.69mm 3.4890 6) 按齿根弯曲强度设计 。 由 1式 (10 5) m 3 211 2 F SaFad YYzKT 5 确定计算参数 由 1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa 由 110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见 1表 10-12 得 F1= （ KFN1* F1） /S=4.1 500*85.0=303.57Mpa F2= （ KFN2* F2） /S=4.1 380*88.0=238.86Mpa 1） 计算载荷系数 K=KAKVKF KF =1 1.12 1.2 1.33=1.7875 2） 查取应力校正系数 有 1表 10-5 查得 YFa1=2.8; YFa2=2.18 由 1表 10 5 查得 Ysa1=1.55； Ysa2=1.79 3） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=57.303 55.18.2 =0.014297 2 22F SaFa YY=86.238 79.118.2 =0.016341 KHB=1.414 K=1.7731 d1=69.78mm m=3.4890 1F = 303.57Mpa 2F =238.86Mpa K=1.7875 1 11F SaFaYY=0.014297 2 22F SaFa YY=0.016341 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 12 所以 大齿轮的数值大。 6 设计计算 m= 3 211 2 F SaFad YYzKT = 32 016341.0201310*6177.887875.12 e=3.4485 对结果进行处理取 m=3.5 ，（见机械原理表 5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列） 小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.5 19.9814 20 大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=64 7 几何尺寸计算 1） 计算中心距 d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224 a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圆整后取 147mm ，d1 11mZ =70.00mm 2） 计算齿轮宽度 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 b= dd1 b=70mm B1=75mm， B2=70mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 7） 验算 Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 N 10017.3670 934.2531*1 b Ftk N/mm。结果合适 8） 由此设计有 模数 分度圆直径 压力角 齿宽 小齿轮 3.5 70 20 75 大齿轮 3.5 224 20 70 五 轴的设计 （在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核 一根低速轴的强度） A 低速轴 3 的设计 1 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.6 Kw 264.118N m 93.1r/min 224mm 20 2 求作用在齿轮上的力 NdTF t 17.2358224 10*118.264*22 323 Fr=Ft*tan =2358.17*tan20 =858.30N 3 初步确定轴的直径 m=3.5 Z1=20 Z2=64 a=147mm d1=70.00mm d2=224mm B1=75mm B2=70mm bFtk=36.17N/mm nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 13 先按式 115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。 根据表 115-3 选取 A0=112。于是有 mmnPAd 02.341.93 6.2*112* 33330m i n 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联轴器的 孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4 联轴器的型号的选取 查表 114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表 28-2），选用 GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为 400 N m。半联轴器的孔径 d1=35mm .固取 d1-2=35mm。 见下表 5. 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联 轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 82mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 1-2断的长 度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=80mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量 =8-16 大量生产价格最低 ， 固选用深沟球轴承 又根据 d2-3=42mm 选 61909 号 右端采用轴肩定位 查 2 又根据 d2-3=42mm 和上表取 d3-4=d7-8=45 轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 0.070.1倍 所以在 d7-8=45mm l6-7=12 c 取安装齿轮处的轴段 4-5的直径 d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取 l4-5=67mm ,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （ 轴直径的 0.070.1倍）这里 2358.17N GY5 凸缘联轴器 61909 号 轴承 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 14 去轴肩高度 h=4mm.所以 d5-6=54mm.轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm. d 轴承端盖的总宽度为 15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的 ,距离为 25mm。固取 L2-3=40mm e 取 齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在 确定轴承的位置时，应与箱体的内壁 ,有一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承的宽度 T=7mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm 则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步确定轴得长度 3) 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见 2表 4-1,L=56mm 同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 4) 确定轴的的倒角和圆角 参考 1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图 5) 求轴上的载荷 （见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值参照 1图 15-23。对与 61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁 的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮 Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20 =858.31 N 通过计算有 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788N M 22 VH MMM 总 11.1 0 27 8 8.4061.93 22 N M 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 弯矩 MH= 93.61 N m MV=40.788 N m 总弯矩 M 总 =102.11 N m 扭矩 T3=264.117 N m 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C 的强度） 根据 1式 15-5 及表 115-4 中的取值，且 0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 0.6） 1） 计算轴的 应力 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH= 93.61 N m 总M= 102.11 N m nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 15 （轴上载荷示意图） M p ammW TMca 08.15501.0 )117.2646.0(11.102)( 322232 前已选定轴的材料为 45号钢，由 轴常用材料性能表 查得 -1=60MPa因此 ca，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号 ,所以选择 6005 号轴承 64.24S 32.16S caS=13.606 tF=886.15N Fr=322.53N mind =23.53mm 6005 号轴承 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 18 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为 L=7+79+6+67+30=189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm 所以左端 L1-2=12mm 直径为 D1-2=25mm 左端轴承采用轴肩定位由 2查得 6005 号轴承的轴肩高度为 2.5mm 所以 D2-3=30mm , 同理右端轴承的直径为 D1-2=25mm，定位轴肩为 2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm，因为大齿轮的宽度为 42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L=39+12+8+12=72mm 8mm 为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内 壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计时距离也为 12mm 所以在该去取距离为 11mm 取大齿轮的轮毂直径为 30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见 2表 4-1,L=36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 D 确定轴的的 倒角和圆角 参考 1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图 C 第一轴 1 的设计 1 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.94Kw 19.634N m 1430r/min 42mm 20 L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3=30mm nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 19 2 求作用在齿轮上的力 NdTF t 95.93442 10*634.19*212 32 Fr=Ft*tan =2358.17*tan20 =340.29N 3 初步确定轴的直径 先按式 115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表 115-3 选取 A0=112。于是有 mmnPAd 24.141 4 3 094.2*112* 33210m i n 4 联轴器的型号的选取 查表 114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N m Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表 28-2），选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 N m。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 4 联轴器的型号的选取 查表 114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表 28-2），选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 N m。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 见下表 5. 轴的结 构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=42mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 1-2断的长度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴 向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量 =8-16，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 ,又根据d2-3=18mm,所以选 6004 号轴承。右端采用轴肩定位 查 2 又根据d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mm c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm。固取 L2-3=40mm ， c=15mm，考虑到箱体的制 tF=934.95N Fr =340.29N mind mm24.14 GY2 凸缘联轴器 Ka=1.5 Tca=29.451N m d1=16mm nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 20 造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取 s=8mm 已知滚动轴承的宽度 T=12mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm，则 L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为 189，含齿 轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表 1 表 15-2 取 1.0mm 六 滚动轴承的计算 根据 要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 61809，其基本额定动载荷 NC r 4650 ，基本额定静载荷 NCr 43200 。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 2 进行校核，如果轴承 2 满足要求，轴承 1 必满足要求。 1）求比值 轴承所受径向力 NNF r 5.174523.6972.1600 22 所受的轴向力 NFa 0它们的比值为 0raFF 根据 1表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.19，故此时 eFFra 。 2）计算当量动载荷 P，根据 1式（ 13-8a） )(arP YFXFfP 按照 1表 13-5， X=1， Y=0,按照 1表 13-6， 2.10.1Pf ， 取 1.1Pf 。则 NNP 192005.174511.1 ）（ 3）验算轴承的寿命 NC r 4650 NC r 43200 0raFF NP 1920 nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 21 按要求轴承的 最短寿命为 hhLh 46720836582 （工作时间） ,根据 1式（ 13-5） hhhPCnL rh46720530421920128009 3 . 1 r / m i n60106010 366 ）（）（ 3 对于球轴承取 3） 所以所选的轴承 61909 满足要求。 七 连接的选择和计算 按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算 （ 1）选择键联接的类型和尺寸 一般 8 以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（ A 型）。 根据 d=52mm 从 1表 6-1 中 查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度 h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm。 （ 2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由 1表 6-2 查得许用挤压应力M P ap 120100 ，取平均值， MPap 110 。键的工作长度 l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 10=5mm。根据 1式（ 6-1）可得 M P aM P aM P ak ldT pp 1106.4352475 1044.2662102 33 所以所选的键满足强度要求。 键的标记为： 键 16 10 63 GB/T 1069-1979。 2）对连接联轴器与轴 3 的键的计算 （ 1）选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用 A 型普通平键连接。 根据 d=35mm 从 1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm，高度 h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。 （ 2）校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由 1表 6-2 查得许用挤压应力M P ap 120100 ，取其平均值， MPap 110 。键的工作长度 l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8=4mm。根据 1式（ 6-1）可得 MP aMP aMP ak ldT pp 1104.6335604 1044.2662102 33 所以所选的键满足强度要求。 键的标记为：键 10 8 70 GB/T 1069-1979。 圆头普通平键 （ A 型） p=43.6Mpa 键 16 10 63 p=63.4Mpa nts湖南工业大学机工 041 班 1 号 22 八 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查 2表 7-1，选用全损耗系统用油（ GB/T 433-1989），代号为 L-AN32。 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查 2表 7-2，选用钙基润滑脂（ GB/T
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