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减速器课程设计

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二级直齿减速器课程设计1016.5%0.42%400%141%181,减速器课程设计

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zz z z 擬 SO Common 枇 2 b2 2H!b2 b2 L5 擬 SO e 擬 SO 朶 O g d t t x t 貿 N | W nts zz z z 擬 SO Common 枇 2 b2 2H!b2 b2 L5 擬 SO e 擬 SO 朶 O g d t t x t 貿 N | W nts 机 械 设 计 设计说明书 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计 起止日期： 2011 年 12 月 20日 至 2011年 1 月 2日 学生姓名 谢勇 班级 机设 092 学号 09405700723 成绩 指导教师 (签字 ) 机械工程 学院（部） 年 月 日 nts湖南工业大学机设 092 班 - 1 - 目 录 一 .设计任务 2 二 .传动方案比较分析 4 三 .原动件的选择与传动比的分配 5 3.1 原动件的选择 3.2 传动比的分配 3.3 传动系统的运动和动力参数计算 四 .传动零件的计算 7 4.1 传动带的计算 4.2 齿轮转动的计算 五 .轴的设计计算 13 5.1 轴的设计计算 5.2 轴的校核 六、轴承的选取 21 七、键连接的选择及校核计算 21 八、联轴器的选择 22 九 、密封及润滑的选择 22 十、箱体部件设计 23 十一、设计总结 27 nts湖南工业大学机设 092 班 - 2 - 一 .设计任务 如图 1.1所示，为用于 带 式运输机上的展开式双级圆柱齿轮减速器。带式运输机在常温下连续工作、连续单向运转；空载启动，工作载 荷有轻微冲击；运输链工作速度 v的允许误差为 5%； 两 班制（每班工作 8h），要求传动系统设计寿命为 8年，大修期为 23年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 已知数据： 运输连牵引力 F(KN) 输送带速度 V（ m/s） 链轮节圆直径 D（ mm） 6.5 0.42 400 图 1.1 带式传动系统示意图 1.电机 2.V 带传动 3.两级圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.输送带 nts湖南工业大学机设 092 班 - 3 - 二 动方案分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便 。 本传动装置传动比不大，载荷平稳，采用展开式圆柱齿轮二级传动。斜齿轮传动平稳，故在高速一级布置一 直 齿圆柱齿轮轮传动。在 直 齿轮与带式运输机之间布置一级直齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选 择弹性柱销联轴器。该减速装置齿轮相对于轴不对称，要求轴具有较大的刚度，故可选择轴承的材料为 45#钢，为了减少弯曲变形所引起的载荷不均匀现象，高速级齿轮要布置在远离扭矩输入端的一边。 电动机联轴器轴承轴1齿轮1齿轮2齿轮3轴2齿轮4轴3传送带图 2-1 展开式两级圆柱齿轮减速器 nts湖南工业大学机设 092 班 - 4 - 三 .原动件的选择与传动比的分配 3.1 原动件的选择 传动装置的效率： = 1 22 34 43 5=0.95 0.962 0.994 0.993 0.96=0.784 式中： 1-V型带传动效率 2-齿轮传动效率 3-滚动轴承的 效率 4-联轴器的效率 5-运输机平型带 传动效率 工作及所需的有效功率为 Pw=Fv/1000=2.73 kw 电动机所需功率为 P= Pw/=2.0/0.80=3.48kw 初选同步转速为 1500 r/min跟 1000 r/min 的电动机，由表可知，对应于额定功率 Pe为 4 kw 的电动机型号为 Y112M-4 型和 Y132M1-6 型，其有关技术数据跟相应算得的总传动比如下表： 表 3-1 电动机方案的比较 方案号 电动机型号 额 定功率 /kW 满载转速/(r/mm) 堵转转矩 额定转矩 最大转矩额定转矩 传动比 i Y100L2-4 4 1440 2.2 2.2 72 Y132S-6 4 960 2.0 2.0 30.16 通过对上述两种方案的比较可以看出：方案 选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为 72 这对于二级减速传动而言不算大，故选方案比较合理。 初步确定原动机的型号为 Y112M-4，额定功率为 Pe=4kw，满载转速为 nm=1440 r/min，额定转矩为 2.2N mm，最大转矩为 2.2 N mm。 3.2 传动比的分配 由设计要求 :平带的传动速度为 v=0.42m/s,滚筒的直径 d=400mm=0.4m,可知滚筒的转速为： n=dv=0.334 r/s=20r/min 由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比： I=nm/n=1440/20=72 由传动系统方案（见图 1.1）知：联轴器传动比 i01=i23=i56=1 按表 3-4 查取 V 带传动比为 i12=3 有计算可得 两级圆柱齿轮减速器 总 传动比 i 为 ： nts湖南工业大学机设 092 班 - 5 - i =i34 i45= =72 为了便于两级圆柱减速器采用浸油润滑，当两级减速器的配对材料相同、齿面硬度 HBS 350、齿面系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为： i34= i3.1 =9.67 i45= =7.45 传动系统各级传动比为 i01=i23=i56=1 ; i34=9.67; i45=7.45; i12=3 3.3 各轴动力与运动参数的计算 各轴的转速 n1=1440r/min; n2=n1/I34=1440/9.67=148.91r/min; n3=n2/I45=148.91/7.45=19.99r/min. 各轴的的输入功率 Pd=2.73kw P1= Pd 1=(2.73 0.992 0.96)kw =2.60kw P2= p1 3= 2.60 0.96 kw =2.496kw P3=P2 3=2.496 0.96kw=2.34kw 各轴的转矩 T1=9550 Pd/n m=9550 2.73/1440=18.11N m T2=T1 I1 3=18.11 9.67 0.96=168.12N m T3=T2 I2 3=168.12 7.45 0.96=1202 N m 56231201i iiii34iints湖南工业大学机设 092 班 - 6 - 四 .传动零件的计算 4.1 传动带的计算 带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏，其设计准则是在保证不打滑的条件下，带传动具有一定的疲劳强度和寿命。已知电动机的功率 P=4Kw，转速n=1440r/min ，传动比为 i =2.2，使用寿命 8 年， 每年算 300 天， 每天工作 16 个小时。 1. 确定计算功率 Pca 由教材表 8-7查得工作情况系数 KA=1.1，故 Pca=KAP=1.1 4=4.4 Kw 2. V带带型的选择 根据功率 Pca和小带轮转速 n1由教材图 8-11选用 A型。 3. 确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v 1）初选小带轮的基准直径 dd1。由表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm。 2）验算带速 v。 v= 因为 5m/s（ F0） min 8. 计算压轴力 Fp，压轴力的最小值为： 9. 带轮结构设计 4.2 齿轮转动的计算 一 . 高 速级的齿轮计算 已知输入功率 P1=2.6kw，小齿轮的转速为： n1=148.91r/min ， 大 齿轮的转速为 n2=19.99r/min，传动比 i1=9.67 动机驱动，使用年限 8 年 每年工作 300 天 ， 两 班制，连续单向运转载荷平稳，小批量生产。 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按图 1.1 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB 10095-88）。 3）材料选择。由表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HB大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 Z2=24 9.67=232，取 Z2=232。 2. 按齿面接触强度设计 有设计计算公式进行试算，即： （ 1）确定公式内的各计算值 1） 试选载荷系数 Kt=1.3 2） 计算小齿轮传递的转矩。 T1= 998.213.1 48.3 rcaPPzNqvzvK PK ca 6.1427.61.07.63932.0 4.4)932.02.2(500)2.2(500 22 NNFzF p 8372156s i n6.142322s i n)(2)( 1m i n0m i n 3211 132.2 HEdtZuuKTdmmNn P 45115 10578.433.473 6.2105.95105.95nts湖南工业大学机设 092 班 - 8 - 3） 由表 10-7选取齿宽系数 d=1 4） 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度 Hlim2=550MPa。 6）计算应力循环次数。 N1=60njLh=60 473.33 1（ 2 8 300 10） =1.363 109 N2= 7) 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90;KHN2=0.95。 8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 S=1，可得： （ 2） 计算 1） 试计算小齿轮分度圆直径 d1t，带入 H中较小的值。 = 2） 计算圆周速度 v。 3） 计算齿宽 b。 b= dd1t=1 49.372mm=49.372mm 4） 计算齿宽与齿高之比 。 模数 齿高 h=2.25m1=2.25 2.057=4.63mm 5） 计算载荷系数。 根据 v=1.22m/s， 7级精度，由图 10-8查得动载荷系数 Kv=1.05； 直齿轮， KH =KF =1; 由表 10-2查得使用系数 KA=1； 由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支撑非对称分布时，KH =1.423。由 =10.66， KH =1.423 查图 10-13 得 KF =1.35;故载荷系数： K=KAKVKH KH =1 1.05 1 1.423=1.494 99 101.34.4 103 6 3.1 MP aSK HNH 5406009.01l i m11 M PaSK HNH 5.52255095.02l i m21 3211 132.2 HEdtZuuKTd mm372.495.522 8.1894.4 4.51 10578.43.132.2 324smndv t /22.11 0 0 060 33.473372.491 0 0 060 11 hbmmzdm t 057.224/372.49111 66.1063.4 372.49 hbhbnts湖南工业大学机设 092 班 - 9 - 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，可得： 7） 计算模数 m。 3. 按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的计算公式为 （ 1）确定公式内的各计算数值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa； 2）由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85， KFN2=0.88; 3) 计算 弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得 4) 计算载荷系数 K。 K=KAKVKF KF =1 1.05 1 1.35=1.418 5） 查取齿形系数。 由表 10-5查得 YFa1=2.65； YFa2=2.18。 6） 查取应力校正系数。 由表 10-5查得 YSa1=1.58； YSa2=1.79。 7） 计算大、小齿轮的 并加以比较。 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m小 于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 另外 由于齿轮模数 m大小主要处决于弯曲疲劳强度所mmKKddtt 717.513.1494.1372.49 3311 mmmmzdm 15.224717.5111 3 21 12 F SaFad YYzKTm MP aMP aSK FEFNF 57.3034.1 50085.0111 M PaM PaSK FEFNF 86.2384.1 38088.0222 FSaFaYY 0 1 3 7 9.057.303 58.165.21 11 F SaFa YY 01634.086.238 79.118.22 22 F SaFa YY mmYYzKTm F SaFad 54.101634.0241 10578.4418.122 3 243 211 nts湖南工业大学机设 092 班 - 10 - 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（即模数与齿数的乘积）有关，故可取由弯曲强度算得的模数 1.54 mm，并就近 取整为标准值 m=2， 按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d =51.717mm，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 Z2=115 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强，并做到结构紧凑，避免浪费。 4. 几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 d1=z1m=26 2=52mm d2=z2m=115 2=230mm （ 2）计算中心距 （ 3）计算齿轮宽度 b= dd1=1 52=52mm （ 4）取 B2=52mm， B1=57mm。 5. 结构设计及绘制齿轮零件图。 二 . 低速级的齿轮计算 已知输入功率 P1=2.469Kw ，小齿轮的转速为： n1=107.575r/min ， 大 齿轮的转速为 n2=31.827r/min，传动比 i1=7.45，由电动机驱动，使用年限 8年 每年工作 300天 ， 两 班制，连续单向运转载荷平稳，小批量生产。 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按图 1.1 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB 10095-88）。 3）材料选择。由表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HB大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 Z2=7.45 24=178.8，取 Z2=179。 2. 按齿面接触强度设计 有设计计算公式进行试算，即： （ 1）确定公式内的各计算值 1） 试选载荷系数 Kt=1.3 262717.5111 mdz4.114264.42 zmmdda 1412 230522 21 3211 132.2 HEdtZuuKTdnts湖南工业大学机设 092 班 - 11 - 2） 计算小齿轮传递的转矩。 T1= 3） 由表 10-7选取齿宽系数 d=1 4） 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度 Hlim2=550MPa。 6）计算应力循环次数。 N1=60njLh=60 473.33 1（ 2 8 300 10） =1.363 109 N2= 7) 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90;KHN2=0.95。 8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 S=1，可得： （ 2） 计算 1） 试计算小齿轮分度圆直径 d1t，带入 H中较小的值。 = 2） 计算圆周速度 v。 3） 计算齿宽 b。 b= dd1t=1 79.537mm=79.537mm 4） 计算齿宽与齿高之比 。 模数 齿高 h=2.25m1=2.25 3.31=7.46mm 5） 计算载荷系数。 根据 v=0.448m/s， 7级精度，由图 10-8查得动载荷系数 Kv=1； 直齿轮， KH =KF =1; 由表 10-2查得使用系数 KA=1； mmNn P 55115 10914.1575.107 496.2105.95105.9599 101.34.4 103 6 3.1 MP aSK HNH 5406009.01l i m11 M PaSK HNH 5.52255095.02l i m21 3211 132.2 HEdtZuuKTd mm537.795.522 8.1894.4 4.51 105914.13.132.2 32smndv t /448.0100060 575.107537.79100060 11 hbmmzdm t 31.324/537.79111 66.1046.7 537.79 hbnts湖南工业大学机设 092 班 - 12 - 由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支撑非对称分布时，KH =1.423。由 =10.66， KH =1.423 查图 10-13 得 KF =1.35;故载荷系数： K=KAKVKH KH =1 1 1 1.423=1.423 7) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，可得： 7） 计算模数 m。 4. 按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的计算公式为 （ 1）确定公式内的各计算数值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa； 2）由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85， KFN2=0.88; 3) 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得 4) 计算载荷系数 K。 K=KAKVKF KF =1 1 1 1.35=1.35 5） 查取齿形系数。 由表 10-5查得 YFa1=2.65； YFa2=2.18。 6） 查取应力校正系数。 由表 10-5查得 YSa1=1.58； YSa2=1.79。 7） 计算大、小 齿轮的 并加以比较。 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算： hbmmKKddtt 970.813.1423.1537.79 3311 mmmmzdm 42.324970.8111 3 21 12 F SaFad YYzKTm MP aMP aSK FEFNF 57.3034.1 50085.0111 MP aMP aSK FEFNF 86.2384.1 38088.0222 FSaFaYY 0 1 3 7 9.057.303 58.165.21 11 F SaFa YY 01634.086.238 79.118.22 22 F SaFa YY mmYYzKTm F SaFad 45.201634.0241 10914.135.122 3 253 211 nts湖南工业大学机设 092 班 - 13 - 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m小 于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 另外 由于齿轮模数 m大小主要处决于弯曲疲劳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（即模数与齿数的乘积）有关，故可取由弯曲强度算得的模数 2.45 mm，并就近取整为标准值 m=2.5， 按接 触疲劳强度算得的分度圆直径1d =81.97mm，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 Z2=112 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强，并做到结构紧凑，避免浪费。 4. 几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 d1=z1m=33 2.5=82.5mm d2=z2m=112 2.5=280mm （ 2）计算中心距 （ 3）计算齿轮宽度 b= dd1=1 81.97=81.97mm （ 4）取 B2=82mm， B1=87mm。 5. 结构设计及绘制齿轮零件图。 五 .轴的设计计算 轴的设计计算与校核 三根轴各轴段直径的确定 轴 ( 高速轴 )各轴段直径的确定 由已知条件可知，该轴工作在一般情况下，无特殊 要求，故设计时按扭转强度初步算出轴端直径 mind ，再用类比法确定轴的结构，然后按弯扭合成确定校核。 选择轴的材料，确定许用应力 335.2 97.8111 mdz54.1 1 13338.32 zmmdda 25.1 8 12 2 8 05.822 21 nts湖南工业大学机设 092 班 - 14 - 由条件可知该减速器为小功率，故选用 45号钢调质材处理可，由机械零件设计手册中的图表查得 45号钢的主要力学性能如下： 材料牌号 热处理 硬度HBS 抗拉强度极限B 屈服强度极限S弯曲强度极限1 剪切疲劳极限1许用弯曲应力 1 45 调质 217255 640 355 275 155 60 按扭转强度估算轴径 (最小直 径 ) 根据表 (15-3)查取0A=126103，由表 (15-2)有： 高速轴 ： A0=126 中间轴 A0=118 低速轴 A0=112 3110min npAd =1263 33.473 6.2=21.24mm 取整 22mm 中间轴 ： 3110min npAd =1183 3.107496.2=32.05mm 因其安装深沟球轴 承 6007号，标准值 35mm 低速轴 ： 3110min npAd =112 3 827.31 34.2 =44.89mm 根据联轴器 LX4标准值 50mm 高速轴的设计 高速轴 轴径 d11 : 最小直径，安装联轴器 LX2 21 d12:密封处轴段，根据大齿轮轴向定位要求，定位高度 (0.71.0) d11 =23 d13:深沟球轴承处段， 25 深沟球轴承选取 6007 其尺寸 d x D x B =35*62*14 nts湖南工业大学机设 092 班 - 15 - d14 : 过渡段，考虑挡油盘轴向定位 32 d15: 齿轮轴上的齿轮轴段 30 d16: 深沟球轴承段 25 各轴段长度的确定 L11 :弹性联轴器，半联轴器长度 L=52,L1 =38, 比 L11 略短，取 36 L12 :由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定， 56 L13:由深沟球轴承，及挡油盘确定 15 L14 :由装配关系，箱体结构等确定 32 L15:齿轮轴齿轮宽度确定 52 L16:深沟球轴 承段 39 中间轴的结构设计 各段轴轴径 d d21 : 最小直径，深沟球轴承段 35 深沟球轴承选取 6007 其尺寸 dxDxB=35*62*14 d22:低速级小齿轮轴段 40 d23:轴环，根据齿轮轴向定位要求 44 d24 : 高速大齿轮轴段 40 d25: 深沟球轴承段 35 各轴段长度的确定 L21 :由深沟球轴承，挡油盘确定 40 L22 :由低速级小齿轮宽 B3=87确定 84 L23:轴环宽度 21 L24 :由高速大齿轮宽度 B2 =52确定 48 nts湖南工业大学机设 092 班 - 16 - L25:由深沟球轴承，挡油盘 确定 36 低速级轴的结构设计 各段轴轴径 d31: 深沟球轴承 65 承选取 6014号其尺寸 dxDxB=70*105*19 d32:低速级大齿轮轴段 71 d33:轴环，根据齿轮轴向定位要求 83 d34: 过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位 71 d35: 深沟球轴承段 65 选取 6014号其尺寸 dxDxB=65*105*19 d36:密封处轴段，根据轴向定位要求，以及密封圈标准 54 d37:最小直径，安装联轴器段 50 各轴段长度的确定 L31:由深沟球轴承，挡油盘及装配关系确定 46 L32:由低速级大齿轮宽 B4 =82 确定 87 L33:轴环宽度 20 L34:由装配关系，箱 体结构关系确定 32 L :由深沟球轴承，挡油盘及轴承端盖 80 L36：由箱体结构，轴承端盖确定 48 L37：弹性联轴器的半联轴器 L1 =112 L37比 L1 稍短 107 轴强度的校核 计算轴的所用力 对于 3号轴： 1120001 dTFt = 20005211.18 =1760.76 nts湖南工业大学机设 092 班 - 17 - tan11 tr FF=1760.7 o20tan =640.84N 因为为圆柱直齿轮，故轴向力F=0 计算支反力 在水平面上有： 由绕支点 S的力矩和 0MAH ， lFlFM AHRBHr 11=0 得 NF RBH 32.130 1tRBVRAVH FFFF =0，校核无误 A点的总支反力 22 RAHRAVRA FFF = 22 33.35052.962 =1024.293N B点的总支反力 22 RBHRBVRB FFF = 22 32.13081.370 =394.61N 各轴强度验算 减速器高速轴强度验算 已知： 20 ， 转矩 mNT 78.451 ，分度圆直径 1 52.5d mm。 作用在齿轮上的圆周力为： NKNdTFF tt 16006.15.52 100078.4521 1221 径向力： 1 2 1 t a n 1 . 6 t a n 2 0 0 . 5 8 5 8 0r r tF F F k N N 作用在轴带轮上的外力： 1 2 1 1600a a tF F F N 两滚动轴承中心线之间的距离为1 148.5L mm，2 62L mm，3 124L mm。 垂直面支反力 : nts湖南工业大学机设 092 班 - 18 - 1 1 11 0 . 5 0 . 5 5 8 0 0 . 5 2 1 0 . 5 1 6 0 0 0 . 5 5 2 . 5 1321 4 8 . 5 6 2rav F L F dFNL 2 2 1 5 8 0 1 3 2 4 4 8v r vF F F N N 求水平面上的支反力 : 由1 1 2 1 2HtF L L F L ，得 1 1 4 8 . 5 1 . 6 1 . 1 3 1 1 3 01 4 8 . 5 6 2HF k N N 2 2 1 1 . 6 1 . 1 3 0 . 4 7 4 7 0H t HF F F k N k N N F力在支点产生的反力 : 3112124 1 6 0 0 9 4 11 4 8 . 5 6 2FaLF F N NLL 21 1 6 0 0 9 4 1 2 5 4 1F a FF F F N N 垂直面上的弯矩 : 21 4 4 8 1 4 8 . 5 6 6 . 5 31000a V vM F L N m N m 12 1 3 2 6 2 8 . 21000a V vM F L N m N m 水平面上的弯矩 : 11 1 1 3 0 1 4 8 . 5 1 6 7 . 81000a H HM F L N m N m 22 4 7 0 6 2 2 9 . 1 41000a H HM F L N m N m FQ力产生弯矩 : 3 1 6 0 0 1 2 4 1 9 8 . 41000a F aM F L N m N m a-a界面 FQ力产生的弯矩为 11 9 4 1 1 4 8 . 5 1 3 9 . 71000a F FM F L N m N m 合成弯矩： 2 2 2 2( ) 6 6 . 5 3 1 6 7 . 8 1 9 8 . 4 3 7 8 . 9a a V a H a FM M M M N m 2 2 2 2( ) 8 . 2 1 6 7 . 8 1 9 8 . 4 3 6 6 . 4a a V a H a FM M M M N m nts湖南工业大学机设 092 班 - 19 - 危险截面的当量弯矩： 轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数 6.0 ，轴的传递扭1 4 2 .3T T N m ，其当量弯矩为 22 2 2( ) 3 6 6 . 4 0 . 6 4 2 . 3 3 6 7 . 7 8eaM M T N m N m 计算： 轴的材料选用 40Cr，调质处理。 由文献【 1】表 15-1 轴的常用材料及其主要力学性能，得抗拉强度极限750B MPa ，许用弯曲应力 1 70M Pa ，则 33313 6 7 . 7 8 1 0 3 7 . 4 50 . 1 0 . 1 7 0Md m m 符合弯扭强度要求，所以该轴是安全的。 nts湖南工业大学机设 092 班 - 20 - 图 6 轴的受力分析图 附：轴的受力分析如图 6 所示 六 、轴承的选取 1.减速器轴承选取 根据文献【 2】表 13-1 深沟球轴承 （ GB/T276-1994），选择高速轴的轴承代号为 6209，中间轴选用的轴承代号为 6208，低速轴选用的轴承代号为 6210。 2.高速级轴承寿命验算： 1)计算当量动载荷 P 由于三对轴承均只受径向载荷， 0aF，即 0arFF ，查文献 1 表 13 5 得，MaF M2 M2F Ma Ma MaH MaV MaV F2H Ft F1H F1V F2V F1F F2F F nts湖南工业大学机设 092 班 - 21 - 深沟轴承的最大 e 值为 0.44，故此时，arF eF ，由此得 1X ， 0Y 。故 p r a p rP f X F Y F f X F 2)寿命计算 预期寿命：期 8 年，一年为 360 天，一天 2 班为 16 小时（题目要求，三班制每班工作 8 小时）。要求使用寿命 3 8 3 3 6 5 2 6 2 8 0L 小时。 高速轴轴承采用的是 6209 深沟球轴承， 3 ；由文献【 1】表 13-4 查得温度系数 1tf。 由文献 2 表 13-6 查得 1.0 1.2pf ，取 2.1pf。 又由表 3 可知 31.5rC kN，0 20.5rC kN；轴径 35d mm ，转速1 7 2 0 / m innr，且轴承只受径向载荷， 3840rFN。由式1 2rr FP 得 1 3840 192022rr FP N N 根据式 61060trhpfCLn f P ，有 3661 0 1 0 1 3 1 . 5 1 0 0 0591566 0 6 0 7 2 0 1 . 2 1 9 2 0trhpfCLhn f P 可知hLL,故所选轴承满足使用要求。 七 、键连接的选择及校核计算 1、键的选择及设计 1）高速轴与带轮联接键 根据精度要求选用平键连接， A 型键。 根据 65B mm （轮缘宽度）， 20d mm , 1 48T N m，由文献【 1】表 6-1查得键的截面尺寸：宽度 6b mm ，高度 6h mm 。由轮毂宽度并参与键的长度系列，取键长 63L mm 。 工作长度 6 3 6 5 5l L b m m m m 。 2）中间轴与齿轮联接键 根据精度要求选用平键连接， A 型键。 根据 40d mm ， 1 61B mm ， 2 80B mm ，由文献【 1】表 6-1 查得键的截面尺寸：宽度 12b mm ，高度 8h mm 。由轮毂宽度并参与键的长度系列，取键长50L mm 。 工作长度 5 0 1 2 3 8l L b m m m m nts湖南工业大学机设 092 班 - 22 - 3）低速轴与齿轮联接键 根据精度要求选用平键连接， A 型键。 根据 56d mm , 72B mm ，由文献【 1】表 6-1 查得键的截面尺寸：宽度16b mm ，高度 10h mm 。由轮毂 宽度并参与键的长度系列，取键长 70L mm 。 工作长度 7 0 1 6 5 4l L b m m m m 4）低速级与联轴器联接键 根据精度要求选用平键连接， A 型键。 根据： 112B mm （联轴器宽度）， 45d mm , 5 8 4 .9T N m,由文献【 1】表 6-1 查 得键的截面尺寸：宽度 14b mm ，高度 9h mm 。由轮毂宽度并参与键的长度系列，取键长 100L mm 。 工作长度 1 0 0 1 4 8 6l L b m m m m 2、低速轴齿轮联接键联接工作能力验算： 键、轴、毂轮的材料都是用钢，由文献【 1】表 6-2 查得 1 0 0 1 2 0p M p a，取其平均值， 110p M pa。键的工作长度 54l mm ，键与轮毂键槽的接触高度 0 . 5 0 . 5 1 0 5k h m m m m 。故 32 1 0 2 5 8 4 . 9 1 0 0 0 7 7 . 3 75 5 6 5 4p T M P ak d l pp ，符合挤压强度要求。 八 、联轴器的选择 1、类型的选择 根据工作情况，为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。 2、载荷计算 公称转矩 T1=615.12，由文献【 1】表 14-1 查得工作 1.3AK ，故 mNTKT Aca 656.79912.6153.1 3、型号的选择 由文献【 2】表 14-3， GB 4323-2002 中查得 LT9 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 1000Nm ，许用最大转速为 2850 / minr ，轴径为 50 71mm 之间，所选联轴器合适。 九 、密封及润滑的选择 1.齿轮传动的润滑方式 齿轮传动机构采用浸油润滑。由文献【 2】第 22 页可知：浸油润滑适用于齿nts湖南工业大学机设 092 班 - 23 - 轮圆周速度 12 /v m s ，由于是齿轮减速器且圆周速度 12 /v m s 所以采用 浸油润滑。 2.减速器润滑油面高度的确定 已知两级传动每传递 1kW 功率所需油量约为 700 1400cm3，现传递的功率为 P=3.36 KW,则所需油量为 2352 4704cm3 。内壁长 A=61.6cm，宽 B=19cm，油面高度 h1.8 2.4cm 油面高度。齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把油带到齿合区，同时也甩到箱壁上，借以散热，为避免齿轮搅油功率损失过大，齿轮溶油深度 h 视圆周速度 V 而定， V 越快，