二级同轴减速器课程设计152.1%1.4%450%120.doc
二级同轴减速器课程设计152.1%1.4%450%120
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减速器课程设计
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二级同轴减速器课程设计152.1%1.4%450%120,减速器课程设计
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1 目 录 一设计任务书 3 二传动方案的拟定及说明 4 三电动机的选择 5 四计算传动装置的运动和动力参数 5 五、各种转速、输入功率、输入转矩 6 六传动件的设计计算 8 七 轴的结构设计和强度校核 17 八 滚动轴承的选择及计算 27 九箱体内键联接的选择及校核计算 29 十连轴器的选择 29 十一 箱体的结构设计 31 十二 、减速器附件的选择 32 十三 、润滑与密封 33 nts 2 十 四 、设计小结 35 十 五 、参考 文献 36 nts 3 计算项 目及内容 计算结果 一、 设计任务书： 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器 1. 总体布置简图： 1 电动机； 2 联轴器； 3 齿轮减速器； 4 带式运输机； 5 鼓轮；6 联轴器 2. 工作情况： 连续单向运转，工作时有轻微振动。 3. 原始数据： 输送带的牵引力 F（ kN）： 2.1 输送带滚筒的直径 D（ mm）： 450 输送带速度 V（ m/s）： 1.4 带速允许偏差（）： 5 使用年限（年）： 10（每年 300个工作日） nts 4 工作制度（班 /日）： 2 4. 设计内容： 1) 电动机的选择与运动参数计算； 2) 直齿轮传动设计计算； 3) 轴的设计； 4) 滚动轴承的选择； 5) 键和联轴器的选择与校核； 6) 装配图、零件图的绘制； 7) 设计计算说明书的编写。 5. 设计任务： 1)减速器总装配图一张，要求有主、俯、侧三视图，比例 1： 1，图上有技术要求、技术参数、图号明细等； 2)低速大齿轮、低速轴及高速轴零件图各一张； 3)设计说明书一份，包括传动计算、心得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料； 4)课程设计答辩：根据设计计算、绘图等方面的内容认真准备，叙述设计中的要点，回答提问。 2) 设计进度： 1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3) 第 三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二、传动方案的拟定及说明： 由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。 nts 5 三、电动机的选择： 1 电动机类型和结构的选择： 因为本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微振动。所以选用常用的封闭式 Y（ IP44）系列的电动机 。 2 电动机容量的选择： 1） 工作机所需功率 Pw查表 3-1，查得带式输送机传动效率 w =0.96 P F V /1 0 0 0ww 3.1kW （试中 Fw=2100N V=1.4m/s） 2） 电动机的输出功率dPdP Pw/ 由于 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构 和轴承的 总效率， 由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表 3-1 查得： V 带传动 效率为 0.96 ；滚动轴承 效率为 0.99 ；圆柱齿轮传动 效率为 0.97；弹性联轴器 0.9 ； 32 0 . 8 6 轴 承 齿 轮 链 联 轴 器，故：dP 3.6kW 3 电动机转速的选择： 根据 12d n wn i i i n ，初选为同步转速为 1500r/min 的电动机 4 电动机型号的确定： 根据电动机的额定功率 Pm Pd,由表 17-7 查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为 4kW，满载转速 1440r/min,基本符合题目所需的要求。 四、 计算传动装置的运动和动力参数： 1. 计算总传动比 i ： 由电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置kwpw 1.3 =0.86 dP 3.6kW kwpm 4 min/1440m rn nts 6 应有的总传动比 i ： 由于 1 . 4 6 0 1 0 0 0 / 5 9 . 4 1wnD r/min， 故计算得到总传 动比： 24.24i 2. 合理分配各级传动比： 由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式 3. 分配传动比： 根据传动比范围，取带传动的传动比为 2 减速器的传动比为： 12.122 24.24带总 iii 令： i1 为高速级 ， i2为低速级 1 1.3ii因为， i=12.12,所以 i1 =3.97,i2 =3.05 此时速度偏差为 0.5% 5% ，所以可行。 五、 各轴转速、输入功率、输入转矩： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 电动机轴 、 高速轴 I、 中间轴 II、低速轴 III.其传动效率依次分别为01、 12 、23、34。 1.各轴的转速 高速轴的转速 min/1440带01 rinn 中间轴的转速 min/7.362112 rinn 低速轴的转速 min/8.118223 rinn 滚筒轴的转速 min/41.593 rnn w min/41.59 rn w 24.24总 i i=12.12 i1 =3.97 i2 =3.05 min/14401 rn min/7.3622 rn min/8.1183 rn min/41.594 rn nts 7 2.各轴的功率 电动机的输入功率 kwpm 4 高速轴的输入功率 kwpp m 96.3011 中间轴的输入功率 kwpp 80.31212 低速轴的输入功率 kwpp 65.32323 滚筒轴的输入功率 kwpp 50.33434 3.各 轴的转矩 电动机的输入转矩 mNnpT m 5.269 5 5 000高速轴的输入转矩 mNnpT 3.269550111 中间轴的输入转矩 mNnpT 1.1009550222 低速轴的输入转矩 mNnpT 4.2939550333 滚筒轴的输入转矩 mNnpT 7.5629 5 5 0444 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 滚筒轴IV 转速（ r/min） 1440 1440 362.7 118.8 59.4 功率（ kW） 4 3.96 3.80 3.65 3.50 转矩（ N m） 26.5 26.3 100.1 293.4 562.7 传动比 1 1 3.97 3.05 2 效率 1 0.99 0.96 0.96 0.94 kwpm 4 kwpkwpkwpkwp5.365.380.396.34321mNTmNTmNTmNTmNT7.5624.2931.1003.265.264210nts 8 六、 传动件设计计算： 直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。 I-II 轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比 3.97）： 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 8级精度； 3） 试选小齿轮齿数 z1 =20，大齿轮齿数 z2 =80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 9）试算，即 d 3 212.32 HEdt ZuuTK4） 确定公式内的各计算数值： （ 1） 试选tK1.3 ； （ 2） 由图 10 30选取区域系数 2.5ZH ； （ 3） 由表 10 7选取尺宽系数 1d； （ 4） 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 EZ =189.8 MPa21 ； （ 5） 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1 600H M p a ；大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550H M p a ； （ 6） 由式 10 13计算应力循环次数： 1N160 hn jL 60 384 1 (2 8 10 300)= 91015.4 小 齿 轮 材 料40Cr, 调质处理。大齿轮 45钢，正火处理，8级精度 z1 =20 z2 =80 tK1.3 2.5ZH 1d EZ =189.8 MPa21 nts 9 992 1004.197.31015.4 N 由图 10 19查得接触疲劳寿命系数 K1HN=0.88； K2HN=0.92； （ 7） 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1，安全系数 1S ，由式（ 10 12）得 H1H2H H 1 H 2 0 . 8 8 6 0 0 5 2 8 0 . 9 2 5 5 0 5 0 6 m i n , 5 0 6M P aM P aM P a 5） 计算过程： （ 1） 试算小齿轮分度圆直径1td： 1td 3 21 12.32 HEdt ZuuTK= 253 )5.5228.189(97.397.4110313.14.132.2 =42.21mm （ 2） 计算圆周速度： 100060 11nd t 100060 144021.42 = 3.18m/s （ 3） 计算齿宽、模数及齿高等参数： 齿宽 b=td d1=1 42.21=42.21 模数 m=11zdt=2.11 齿高 h=2.25mt=2.25 2.11=4.75 mm 齿宽与齿比为hb=75.4 21.42=8.89 （ 4） 计算载荷系数 K： 已知载荷平稳，所以取AK=1； 根据 v=2.93m/s,8级精度，由图 10 8查得动载系数 1.1VK ； K1HN=0.88 K2HN=0.92 1S MpaH 506 1td =42.21mm smv /18.3nts 10 对于直齿轮 KH=FK=1 ； 由表 10-4 插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.450HK 由hb=8.89,查图 10-13得 1.48FK ，故： K=KA KVKHKH=1 1.18 1 1.450=1.711 （ 5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （ 10 10a）得 1d =td1tKK3 =42.213.1711.13 =46.26mm （ 6） 计算模数 m m11zd=2026.46=2.31mm 3 按齿根弯曲强度设计： 由式 (10 17) m 3211 2FSaFadYYzKT确定计算参数： 1) 由图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =510MP a;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =420MP a 1) 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数1 0.88FNK 2 0.93FNK 2) 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 1.4S ，由式 10-12 得： 1F= 11/F N F EKS=320.57MPa 2F= 22/F N F EKS=297MPa K=1.711 1d =46.26 nts 11 3) 查取齿型系数和应力校正系数 由表 10 5 查得 Y1Fa=2.80；2FaY=2.22 由表 10 5查得1SaY=1.55；2SaY=1.77 4) 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=0.1354 2 22F SaFa YY=0.01408 分析： 大齿轮的数值大。 5) 计算载荷系数 K=KA KVKHKH=1 1.18 1 1.450=1.711 6) 设计计算 m 323 5 4 901.01191102 6 .36 2 8.12 =1.47 最终结果： m =1.47 4 标准模数选择： 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于 齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的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，可取由弯曲强度算得的模数 1.47mm 优先采用第一系列并就近圆整为标准值 2m mm ，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的1d =46.26 1)小齿轮齿数 1z =md1 =23.13， 取 z1=24 2） 大齿轮齿数 2z =24 3.97=95.28， 取 2z =96 z1=24 nts 12 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度，并且结构紧凑，避免了浪费。 5.几何尺寸计算： 1) 计算中心距： a 2 21 mzz =120mm 2) 计算大、小齿轮的分度圆直径： mmmzd 4822411 mmmzd 19229622 计算齿轮 宽度： 根据 1dbd则， mmb 48 小齿轮齿宽相对大一点因此 mmB 521 ， mmB 482 3) 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。 II-III 轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比 4.32）： 1. 选精度等级、材料及齿数 (与上面两对齿轮相同 )： 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 8级精度； 1) 试选小齿轮齿数1 24z ， 则 大齿轮齿数 z2 =i 1 z1 =73.2， 取 z2 =73 2z=96 mmBmmBmmammdmmd4852120192482121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， 8级精度 1 24z nts 13 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 9）试算，即 td 3 212.32 HEdt ZuuTK3） 确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选tK1.3 ； （ 2） 由图 10 30选取区域系数 ZH 2.5； （ 3） 由表 10 7选取尺宽系数 1d； （ 4） 表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa （ 5） 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1 600H M p a ； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限lim 2 550H M p a ； （ 6） 由式 10 13计算应力循环次数： N1 =60 2n jhL=60 113.27 1 (2 8 10 300)= 810045.1 N2 =97.3 10045.18 =0.343 810 由图 10 19查得接触疲劳寿命系数 K1HN=0.88； K2HN=0.95； （ 7）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1，安全系数 1S ，由式（ 10 12）得 ： H 1 =SK HHN 1lim1=0.88 600=528MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.95 550=517MPa 分析：比较得出接触疲劳许用应力为 517MPa 4） 计算过程： z2 =73 接触疲劳许用应力为 517 nts 14 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径1td1td 3 21 12.32 HEdt ZuuTK=2.32 3 235068.18932.432.51101 4 1 .41 .3 =66.25mm （ 2） 计算圆周速度 100060 21nd t 1.26m/s （ 3） 计算齿宽 b及模数 m b=td d1=1 66.25=66.25mm m=11zdt=2.77 齿高 h=2.25mt=2.25 2.77=6.21 mm 齿宽与齿高比hb=10.67 （ 4）计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取AK=1； 根据 v=1.26 m/s,8级精度，由图 10 8查得动载系数 KV=1.1； 由于直齿轮 1HFKK ； 由表 10-4 插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， 1.463HK ； 由 b/h=10.67，查图 10-13得 1.461FK ； K=KA KVKHKH=1 1.1 1.463 1=1.61 （ 4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （ 10 10a）得 1d =td1tKK3 =73.484.1514.13 =71.14 K=1.61 1d =71.14 nts 15 （ 5） 计算模数 m m11zd=2498.77=2.96mm 3. 按齿根弯曲强度设计： 由式 (10 17) m 3 211 2 F SaFad YYzKT 1） 确定计算参数 （ 1） 由图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =510MP a;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =420MP a （ 2） 由图 10-18取弯曲疲劳寿命 系数1 0.87FNK 2 0.91FNK （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 1.4S ，由式 10-12 得 1F= 11/F N F EKS=316.9Mpa 2F= 22/F N F EKS=273MPa （ 4）查取齿型系数和应力校正系数 由表 10 5 查得1 2.650FaY ；2FaY=2.24 由表 10 5查得1 1.580SaY ；2SaY=1.75 （ 5）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=7.310 58.165.2 =0.01322 2 22F SaFa YY=247 79.118.2 =0.01436 分析： 大齿轮的数值大。 （ 6）计算载荷系数 K=KA KVKHKH=1 1.1 1.463 1=1.61 2) 设计计算 m 323 58001.01241101 4 1 . 455.12 =2.002 m =2.96 nts 16 最终结果： m=2.002 4. 标准模数的选择： 由齿面解除疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的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，可取由弯曲强度算得的 模数 2.002 优先采用第一系列并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的 1d =71.14mm 小齿轮齿数 1z =md1 =28.46， 取 2z =98 大齿轮齿数 2z =32 3.05=97.6， 取 2z =98 5. 几何尺寸计算： 1）计算中心距： a 2 21 mzz =162.5mm 圆整为 165mm 2) 计算大、小齿轮的分度圆直径： d1 =1z m=80 d2 = z2 m=245 计算齿轮宽度： 根据 1dbd则， mmb 80 小 齿轮齿宽相对大一点因此 取 B1 =84mm ， B2 =80 mm ； 3) 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。 2z =98 2z =98 mmBmmBmmammdmmd8480165245801221nts 17 各齿轮的参数 齿轮 高速轴齿轮 1 中间轴齿轮 2 中间轴齿轮 3 低速轴齿轮 4 材料 40Cr（调质），硬度为280HBS 45钢（调质） 硬度为 40HBS 40Cr（调质），硬度为280HBS 45钢（调质） 硬度为240HBS 齿数 24 96 32 98 模数 2 2.5 分度圆直径/mm 48 192 80 245 齿宽 /mm 50 46 84 80 中心距 /mm 120 165 修正齿轮圆周速 /m/s 2.404 0.632 传动比 3.97 3.05 七、 轴的结构设计和强度校核： 第一部分 结构设计 1. 初选轴的最小直径： 选取轴的材料为 45号钢，热处理为调质。 取 Ao=112， =3040MPa 1轴 15.69mm，考虑到联轴器、键槽的影响， 取1 18d mm2轴 24.51mm，取 d2=28 3轴 35.08mm， 取 d3=40 2. 初选轴承： 1轴高速轴选轴承为 6206 2轴中间轴选轴承为 6207 3轴低速轴选轴承为 6211 45 钢，调质处理 dmin =20mm nts 18 各轴承参数见下表： 3. 确定轴上零件的位置和 定位 方式： 1 轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。 2 轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两 端使用深沟球轴承承载。 3 轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用深沟球轴承承载，右端连接单排滚子链。 （一）高速轴的结构设计： 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： a) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 20mm。 b) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 1mm，所以该轴承代号 基本尺寸 /mm 安装尺寸 /mm 基本额定 /kN d D B da Da 动载荷Cr 静载荷Cor 6206 30 62 16 36 56 19.5 11.5 6207 35 72 17 42 65 25.5 15.2 6211 55 100 21 64 91 43.2 29.2 D1=20mm D2=25mm D3=30mm D4=36mm D5=48mm D6=36mm D7=30 L1=34 L2=54 L3=32 L4=100 L5=52 L6=10 L7=32 9 2 52 10 3 4 2 5 2 0 3 0 4 36 4 48 4 0 3 0 3 2 5 4 3 2 nts 19 段直径选为 25。 c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 1mm 的 圆角，则轴承选用6206型，即该段直径定为 30mm。 d) 该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有 1mm 的圆角，经标准化，定为36mm。 e) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以该段直径选为 46mm。 f) 轴肩固定轴承，直径为 36mm。 g) 该段轴要安装轴承，直径定为 30mm。 2)各段长度的确定： 各段长度的确定从左到右分述如下： h) 该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm，该段长度定为 34mm。 i) 该段取 54mm。 j) 该段安装轴承，参照工作要求长度至少 16mm，考虑间隙取该段为 32mm。 k) 该段综合考虑齿轮 与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为 100mm。 l) 该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段 52mm。 m) 该段轴肩选定长度 10mm。 n) 该段与 c段相同取 32mm。 o) 轴右端面与端盖的距离为 22mm。 nts 20 （二） 中间轴的结构设计： 1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径： a) I段轴用于安装轴承 6207，故取直径为 35mm。 b) II 段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 1mm 的圆角，经强度计算，直径定为 42mm。 c) III段为轴肩，相比较比 II段取直径为 56mm。 d) IV段安装大齿轮直径与 II段相同，直径为 42mm。 e) V段安装轴承，与 I段相同直径为 35mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度： a) I段轴承安装轴承和挡油环，轴承 6207宽度 B=17，该段长度选为 38mm。 b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为 82mm。 c) III段为定位轴肩，长度略小 8mm。 d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为 46mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与 I相同，为 46mm。 D1=35 D2=42 D3=46 D4=35 L1=38 L2=82 L3=46 L4=46 8 0 8 4 4 4 0 4 42 4 6 4 0 3 8 4 9 5 8 nts 21 （三） 低速轴的结构设计： 7 6 855606055465 04 3 5 64 8 3 853721) 拟定轴上零件的装配方案轴的各 段直径 a) I段轴用于安装轴承 6211，故取直径为 55mm。 b) II 段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 1.5mm 的圆角，经强度计算，直径定为 66mm。 c) III段为定位轴肩，取 78mm。 d) IV段安装大齿轮直径与 II段相同，直径为 66mm。 e) V段安装轴承，与 I段相同直径为 55mm。 f) VI段直径 53mm g) VII段直径与弹性注销选择有关，取 LX3，直径为 45mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 a) I段轴承安装轴承和挡油环， 6211 宽度 B=21，该段长度选为 43mm。 b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为 76mm。 c) III段为定位轴肩，长度略小 8mm。 d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为 55mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与 I相同，为 44mm。 f) VI长度为 38mm。 g) VII长度与联轴器有关，取 56mm。 D1=55 D2=66 D3=78 D4=66 D5=55 D6=53 D7=45 L1=43 L2=78 L3=8 L4=55 L5=44 L6=38 L7=56 nts 22 轴承端盖的总宽度为 30mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面的距离为 30mm,故取 IIIIIL =60 mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=10 mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置 时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s 6 mm，已知滚动轴承的宽度 B 19 mm，则 L- B+s+a+(80-78)=19+6+10+2=37 mm。 至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。 轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按IVVd 由 课本106p表 6-1查得平键截面 b h 18 mm 11 mm，键槽用键槽铣刀加工 ，长为 63mm，同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hn ;同样，带轮与轴的连接，选用平键为 12 mm 8 mm 60 mm，带轮与轴的配合为 76Hk。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。 第二部分 强度校核 I 高速轴： 对于角接触球轴承 7206C从手册中可以查得 a=14.2mm 校核该轴和轴承：1L=82.8mm 2L=120.0mm 3L=30.8mm 轴的最小直径： 1 18d mm ， 轴的抗弯截面系数： 33110 . 1 5 8 3 . 2W d m m 作用在齿轮上的力： 1112 263002 2 9 2 218tTFNd 11 t a n 2 9 2 2 t a n 2 0 1 0 6 4rtF F N nts 23 按弯扭合成应力校核轴的强度： 8 2 .8 1 2 0 .8 3 0 .8F H 1F H 2F t 1F r 1F V 1F V 2M HM VMT45 钢的强度极限为 MPap 275 ，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以 6.0 。 1 2 5)( 212 pmp M PaW TM 所以该轴是安全的，满足使用要求。 II中间轴： 对于 深沟球轴承 6207 从手册中可以查得 a=17mm 校核该轴和轴承：1L=53mm 2L=70mm 3L=35mm 轴的最小直径 2 30d mm ， 轴的抗弯截面系数： 33220 . 1 2 7 0 0W d m m 轴的强度满足要求 113 0 . 8 5571 6 1 . 6HtF F N2 1 1 2365H t HF F F N 11 2 0 . 8 6 7HHM F N m 113 0 . 8 2031 6 1 . 6VrF F N2 1 1 861V r VF F F N 11 2 0 . 8 2 4 . 5VVM F N m 总弯矩： 22 7 1 . 3m H VM M M N m 扭矩：1 26.3T N mnts 24 作用在 2、 3齿轮上的圆周力： 32222 2 1 4 1 . 4 1 0 1096258tTFNd 32112 2 1 4 1 . 4 1 0 36497 7 . 5tTd 径向力： 22 1 0 9 6 2 0 3 9 9rtF F t g t g N 11 3 6 4 9 2 0 1 3 2 8rtF F t g t g N 求垂直面的支反力： 2 3 1 2 311 2 3() 1 3 2 8 ( 3 5 7 0 ) 3 9 9 3 5 7945 3 7 0 3 5rrVF l F l lFNl l l 2 1 1 2 1 3 2 8 7 9 4 3 9 9 1 3 5V r V rF F F F N 计算垂直弯矩： 311 7 9 4 5 3 1 0 4 2 .a V m VM F l N m 31 1 2 1 2( ) 7 9 4 ( 5 3 7 0 ) 1 3 2 8 7 0 1 0 4 . 7 .a V n V rM F l l F l N m 求水平面的支承力： 2 3 1 2 311 2 3() 1 0 9 6 3 5 3 6 4 9 1 0 5 26685 3 7 0 3 5ttHF l F l lFNl l l 2 2 3 1 1 0 9 6 3 6 4 9 2 6 6 8 2 0 7 7H t t HF F F F N 计算、绘制水平面弯矩图： 311 2 6 6 8 1 2 3 1 0 3 3 0 .a H m HM F l N m 31 1 2 1 2( ) 2 6 6 8 ( 5 3 7 0 ) 3 6 4 9 7 0 1 0 7 3 .a H n H tM F l l F l N m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： 2 2 2 24 2 3 3 0 3 3 2 . 6 6 .a m a v m a H mM M M N m 2 2 2 24 . 7 7 3 7 3 .a n a v n a H nM M M N m nts 25 求危险截面当量弯矩： T5 3 7 0 3 5F t 2F r 2MM VM HF t 1F r 1m - mn - nF V 1F V 2F H 2F H 1从图可见， m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 0.6 ） 2 2 2 22( ) 3 3 2 . 6 6 ( 0 . 6 1 4 1 . 4 ) 3 4 3 . 3 1 .e a nM M T N m 2 2 2 22( ) 7 3 ( 0 . 6 1 4 1 . 4 ) 1 1 2 .e a mM M T N m 计算危险截面处轴的直径： m-m截面 : 127)(2222pp M P aWTM 轴的强度满足要求 nts 26 n-n截面 : 42)(2222pp M P aWTM 所以该轴是安全的，满足使用要求。 III 低速轴 对于 深沟球轴承 6211， 从手册中可以查得 a=20.9mm 校核该轴和轴承：1L=49mm ， 2L=107mm 轴的最小直径： 3d 55mm ， 轴的抗弯截面系数： 33110 . 1 9 1 1 2 . 5W d m m 作用在齿轮上的力： 3t332T 586800F 2 3 5 0 3 Nd 3 3 5 r 3 3 t a n 3 5 0 3 t a n 2 0 1 2 7 5otF F N 按弯扭合成应力校核轴的强度： nts 27 F H 1F H 2F V 1F V 2M HM VMF t 3F r 3T4 9 1 0 745钢的强度极限为 MPap 275 ，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以 6.0 。 22 3 4 1 mppMT M P aW 所以该轴是安全的，满足使用要求。 八、 滚 动轴承的选择及 校核 计算： I 高速轴： 轴承 6206的校核，即轴承寿命校核： 轴承寿命可由式610 ()60 th fCL nP 进行校核，轴承只承受径向载荷的作键 轴的强度满足要求 1349 1100156HtF F N 2 3 1 2403H t HF F F N 11 0 7 1 1 7 . 7HHM F N m 1349 4 0 0 . 5156VrF F N 2 3 1 8 7 4 . 5V r VF F F N 11 0 7 4 2 . 9VVM F N m 总弯矩： 22 1 2 5 . 3m H VM M M N m 扭矩：1 5 8 6 .8T N mnts 28 用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 13-4和 13-6可取 1, 1 .1,tpff取 3 基本额定动负荷为 32 3 1 0CN 2 2 2 21 1 1 2 0 3 5 5 7 5 9 2 . 8r v HF F F N 2 2 2 22 2 2 8 6 1 2 3 6 5 2 5 1 6 . 8r v HF F F N 则6 6 3 3521 0 1 0 1 2 3 1 0( ) ( ) 3 . 0 1 06 0 6 0 1 4 4 0 1 . 1 2 5 1 6 . 8th PCfLhn P f ， 该轴承的寿命满足使用 10年要求。 II中间轴： 轴承 6207的校核，即轴承寿命校核： 轴承寿命可由式610 ()60 th fCL nP 进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 13-4和 13-6可取 1, 1 .1,tpff取 3 基本额定动负荷为 33 6 .8 1 0CN 2 2 2 21 1 1 7 9 4 2 6 8 8 2 8 0 3r v HF F F N 2 2 2 22 2 2 1 3 5 2 0 7 7 2 0 8 1r v HF F F N 则6 6 3 3521 0 1 0 1 3 6 . 8 1 0( ) ( ) 1 . 1 1 06 0 6 0 2 5
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