二级斜齿减速器课程设计12318%183%300%210%268
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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12318%183%300%210%268,减速器课程设计
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机械设计课程设计说明书 设计题目 减速机设计 院系 ： 瓯江学院 班级 ： 04 瓯机自本 设 计 者： 范俊杰 学 号： 0420254436 指导老师： 郑文 叶昕泉 2007 年 06 月 27 日 nts 目录 第一节 前言（题目分析和传动方案的拟定及说明） 第二节 电动机的选择和计算 第三节 齿轮的设计和计算 第四节 轴的设计和校核 第五节 轴承的选择及寿命计算 第六节 键的校核 第七节 箱体的设计计算 第八节 轴承的润滑及密封 第九节 设计结果 第十节 小结 nts 第一节 前言 慢动卷扬机 传动装置设计 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。 1 原始数据 （ 1） 钢绳的拉力 F =18（ kN） （ 2） 钢绳的速度 V=11 （ M/Min） （ 3） 滚桶的直径 D=300 （ mm） （ 4） 工作情况：三班制，间歇工作，载荷变动小。 （ 5） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35 C 左右。 （ 6） 使用折旧期 15 年， 3 年大修一次。 （ 7） 制造条件及生产批量，专门机械厂制造，小批量生产。 第二节 电动机的选择 一 .初步确定传动系统总体方案如下图所示。 （ 1）由已知得： 则工作机的转速 V= min/11m 则由下面公式可求 Pw 执行机构的输出功率 PW=1000VF，其中 F-工作阻力即套筒钢绳的拉力， V-钢绳的速度。 nts对于蜗杆传动，采用封闭式传动，对于蜗轮副的传动效率在 1=（ 0.70-0.75）之间，则选取 1=0.72，传动比在 10-40之间 对于圆柱齿轮也采用闭式窗洞，传动效率在 2=（ 0.94-0.98）之间 则选取 2=0.96，传动比在 3-6之间。 对于联轴器功率选取 3=0.99 那么总的传动装置的总效率 123 0.72 0.96 0.99 0.68； 为 蜗 轮 的传动效率， 为齿轮的效率， 3为联轴器传动的效率（齿轮为 7 级精度，稀油润滑）。 电动机所需工作功率为： PdaFV1000= 68.0601000 10001118 =4.8kW (2)确定电动机的转速 卷筒的工作转速为 N= D V1000 m in/67.11300 111000 r根据上面确定的蜗杆传动比为 10-40之间，圆柱齿轮的传动比在 3-6之间。则总的传动比在 i 总 =30-240 之间，而根据总的窗洞比可以算出电动机的转速为 Nd=i 总 （ 30-240）=355.8-2846.4r/min 则根据转速和电动机的功率可以查表得：符合这个转速的有， 1440 r/min， 960 r/min，2900 r/min 根据容量和转速，查机械手册得以下几种电动机的型号 ： 方案 电动机型号 额定功率 Ped/kW 电动机转速r/min 效率 功率因数 噪声 质量 同步转速 满载转速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 85.5% 0.87 83 64 2 Y132S-4 5.5 1000 960 85.5% 0.84 78 68 3 Y132M2-6 5.5 1500 1440 85.3% 0.78 91 85 综上考虑，可以选择 Y132S-4 型号电动机 三 .传动装置的总传动比和传动比分配 则根据电动机选者好后代原则，蜗杆的传动比可以初步设定一级传动蜗杆的传动比为i1=30，二级传动的齿轮传动的传动比设定为 i2=3.2。 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n0 和工作机主动轴转速 n3，可得传动装置总传动比为 i n1/ n467.11960 84 （ 2） 传动装置传动比分配 i i i 式中 i ， i 分别 为减速器的一级传动蜗轮级齿轮和二级传动齿轮的传动比。 一级蜗轮的传动比取 i 21，则二级齿轮的传动比为 i i / i 84/21 4 nts四 .传动装置运动和动力参数的计算 （ 1） 各轴转速 n2 n1 960r/min n3 n1/i1 960/21 46 r/min n4 n1/ （ i i ） 960/82=11.67r/min （ 2） 各轴输入功率 P1 = 5.5 0.99=5.445KW P2 =5.445 0.72 0.98 0.99=3.83KW P3= 3.83 0.98 0.99=3.68KW P4 =3.68 0.99 0.98=3.58 KW （ 3）各轴的输入转距 mNr kWnPT d 7.54m in/960 5.59550955012 mNr kWnPT 82.813m in/46 68.3955039550 33 mKNr kWnPT 079.3m in/68.11 58.395509550444 运动和动力参数计算结果整理与下表 轴名 效率 P（ KW） 转距 T (NM) 转速 n min/r 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电动机 5.5 5.49 960 轴 5.445 5.444 54.7 54.7 960 21 轴 3.92 3.9 1169.8 1169.8 46 4 轴 3.763 3.76 3594 3594 11.67 第三节 齿轮的设计 一 斜齿轮的设计要求： （ 1）选顶齿轮类型，精度，材料及齿数，设计的寿命为 15 年（每年工作 300天） （ 2）本方案为二级传动为斜齿轮传动， （ 3）由于转速不太快，可采用一般的 7级等级 nts（ 4）材料由表 10-1选择齿轮材料： 材料选择，由表 10 1选择两小齿轮材料都为 40Cr（调质）、硬度为 280HBS；两大齿轮材料都为 45号钢（调质）、硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS.。 （ 5）取小齿轮齿数 为 Z1=24大齿轮的齿数为 Z2=4 24=96则去 Z2=96，一般 1510 ，则在这里取 14 二 .按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10a-9）进行试算，即 3 21 )()1(32.2HEdtdtZuuTk 确定公式内的各计算数值： （ 1）试选定载荷系数 tK1.6 （ 1）计算小 齿轮的转距：mNnPT 23111 1092.66.11/83.3105.955.95 （ 3）由图 10-30 中可以选取 ZH=2.433 （ 4）由图 10-26 查得 87.02,78.01 aa ，那么 65.121 aaa 。 （ 5）许用接触应力 2/)21( HHH =（ 539+576） /2=531.25Mpa mNnPT 23111 1092.66.11/83.3105.955.95 由表 10-7锝 1d 由表 10-6 得 ZE=189.8Mpa 由表 10-21 查得小齿轮疲劳强度 mpaH 55lim 由公式 10-13 计算循环次数 N1=60n1jLh=60 11.68 (2 8 300 15)=5.045 810 N2=N1/4=1.26 810 则由 10-19 查表得 疲劳寿命系数 KHN1=0.96 KHN2=0.98 那么许用应力计算取失效率 1% 安全系数为 1 由公式 10-12得 1 l i m 11 0 . 9 6 6 0 0 5 7 6H N HH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 8 5 5 0 5 3 9H N HH K M P aS 2） 计算 计算小齿轮的分度圆直径 ,1td代入 H中的较小值 3 21 )()1(292.2HEHddtZHZuuaKT =100 计算圆周速度 v：（ 3）计算齿宽 b= dd t11 105105* smndv t /83.01 00 060 11 nts 计算齿宽与齿高之比 b/h 和模数 m b=d1*d=105 模数： m= dt1 4.424/c os126c os1 z齿高： h=2.25 m=2.25 9.94.4 则 b/h=126/9.9=12.72 计算载荷系数 根据 v= 0.83m/s ， 7级精度 ,由 10-8查得动载系数 Kv=1.02 取 2.1 FH KK由表 10 4查得使用系数： 1.0AK 由表 10 9查得 31 . 0 2 0 . 1 8 (1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb 31 . 0 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 1 3 0 . 4 1 . 4 3 则由表 10-13得 1.36FK 故载荷系数 1 1 . 0 2 1 . 2 1 . 4 3 1 . 7 6A V H HK K K K K 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 311ttKddK mm10 06.176.112 6 31 计算模数 m： m= dt1 64.424/c os100c os1 z取 m = 4.5 3）按齿根弯曲强度设计： (1)由式 10 17得弯曲强度的设计公式为 21312 ()F a S an d a FK T Y C O S YYmz 三 确定各项参数： 1)计算载荷系数： 1 1 . 0 2 1 . 2 1 . 3 6 1 . 6 6 5A F V FK K K K K 2） 从图 10-28查得螺旋角影响系数 1.9 从图 10-28查得螺旋角影响系数 0.88Y 3）计算当量齿数 11v zz 3 324= = 2 6 . 2 7 ，c o s c o s 1 4 同理得 Zv2=102.12 4)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数， S=1.4，由表 10-20C 查得弯曲疲劳强度极限小齿轮为 MPaFE 5001 ，大齿轮的弯曲强度极限为 则可得 MPaFE 3802 F 1 = 29.3144.1 50088.011 SK FEFN F 2 = 72.2494.1 38092.022 SK FEFN nts5)查取齿型系数查表 10-5得 Y 592.2Fa， Y 2.22 Fa ， 查取应力校正系数得： Y 59.11sa, Y 774.12sa6）计算大小齿轮的1 FSaFaYY，并加以比较： 01 316.0111 FSaFa YY 01 5756.0 2 F SaFaYY大齿轮的数值大。 根据大齿轮数值来算则： 21312 ()F a S an d a FK T Y C O S YYmz 6.30 1 5 7 5 6.088.065.1241 14c o s1092.6665.123 2 5 对此计算结果由齿 面接触疲劳计算法得 Mn 大于齿根弯曲疲劳强度计算法面模数去 Mn=4mm，可以满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得分度圆直径 d mmmz 6.10811 ,来计算应有的齿数 Z1 263.264 14c os6.108c os1 md ,那么 Z 1042642 , 则有 i=Z2/Z1=4 误差 =（ 4-4） /4=0 符合要求 四 几何中心的计算 1） d mmmz 2.1 0 714c o s431c o s11 , d mmmz 2.42014c o s4104c o s22 2）计算中心距： a= mmMzzn 2 6 814c o s2 41 0 426c o s2 21 3） 计算齿轮宽度： b=d1*d=100mm 取 B2=105,B1=100 4） 验算： Ft=mNd T 69.3722 1 2 N mNmNtA b FK 39.3110 69.3721 100N m nts 二 二级传动蜗轮齿轮的传动设计 采用渐开线蜗杆 GB/T 10085-1998，根据库存材料的情况，并考虑到传动的功率不太大速度也不 太大，故蜗杆用 45 钢，因需要效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜110UnZC Z P，金属模铸造，为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度， 传动中心距 23 2()Ez zca K T H1） 按 Z1=1，有上面所设计的 72.0 则 1 7 9 7 2 8 64696072.0455.5109 5 5 01055.9 32162 NN PT 2） 确定载荷系数 K： 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 K1，由表选取使用系数AK1.15 ， 由 于 转 速 不 高 ， 冲 击 不 大 ， 可 取 动 载 系 数VK1.05 ，则AVK K K K 1 . 0 5 1 . 1 5 1 1 . 2 1 3） 确定弹性影响系数： 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故EZ=160 1/2MPa 4） 确定接触影响系数： 先假设蜗杆分度圆直径和中心距的比值为 1da =0.35，可查得 Z =2.9 5） 据蜗轮材料可从表中查得蜗轮的基本许用应力 H=268 MPa 应力循环次数N=60j2 hnL= 3.836* 710 寿 命 系 数 78 7104 . 0 1 3 1 0HNK =0.84 则 H H N HK =225.27MPa 6）则中心距为 a = 23 2 ()Ez zca K T H=209.7mm,因 i =21，故按1Z=1 计算 ，从表中取模数 m =8，蜗杆的分度圆直径为 d1=64mm, 这时 1da =64/209=0.306，从图可查得接触系数 Z=2.65，因为 Z Z因此上计算结果可用。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1） 蜗杆 轴向齿距 Pa = m=25.133mm 直径系数 1dq m10，齿顶圆直径 da1=92mm， *11 2fad d h m c =44.8mm 分度圆导程角 5 42 38 o 蜗杆的 轴向齿厚aS= 1 0 . 5 3 . 1 4 8 1 2 . 5 62 m m m 2） 蜗轮 nts 齿数2z=31 变位系数2 0.5x ，验算传动比2130 301zi z , 这时与查表所得的传动比 31 相比误差为 3 0 3 1 3 .3 %31 符合要求， 分度圆直径 d2=mz=321 齿顶圆直径 2 2 22aad d h=248+2 8=305mm 齿根圆直径 2 2 22ffd d h=290mm 4校核齿根弯曲疲劳强度 2 2121 . 5 3F F a FKT YYd d m 当量齿数 22 3 3 31 3 1 . 4 8c o s c o s 5 4 2 3 8V ZZ 根据2x=-0.6567，从图中可查得齿形系数2aY=3.28，螺旋角系数 1140Y o=0.9586 则许用应力 F F F NK从表查得 F=56 MPa ，寿命系数 69 710 0 . 6 6 3 54 . 0 1 3 1 0FNK MPa 1 . 5 3 1 . 2 1 1 2 0 8 9 9 4 2 . 8 7 0 . 9 1 9 4 4 . 3 3 88 0 2 4 8 8F M P a 弯曲强度是满足的。 5 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T 10089-1988 圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择 8 级精度，侧 隙类为 f，标注为 8f GB/T 10089-1988 . 第四节 轴的设计和校核 第一根输出轴的设计 1 确定输出轴上的功率 P3，转速 n3和转距 T3。 由前面可知 P3=3.83KW， n3=960r/min, T3=31.07Nm。 2 求作用在轴上的力： 已知低速级斜齿轮的分度圆直径为1d=64mm, Ft=112dT=970N, Fr =1349N， Fa=4496N 3.初步确定轴的最小直径： 先按式 15-2初步计算轴的最小直径，低速轴材料为 45 钢 ， 经调质处理。按扭转强度计算，根据 15-3初步计算轴径，取0A=104 得： mmnpAd 653113m i n ,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 。为了使所选中的轴直径 21d 与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩3TKT Aca ， 查 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 3.1AK 则mmNTKT Aca 4 0 3 9 13 1 0 7 03.13 nts按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件， 考虑到键槽对轴的削弱作用 d 应该取大 5%7%，现在取用 mmd 381 。 查标准 GB/T5014 或手册，选用 H17型弹性拄销联轴器，其公称转矩为 31070 mmN 。半联轴器的孔径 mmd 381 ，故取 mmd 3821 ，半联轴器长度为 mmL 132 ，半联轴器与轴配合的毂长 mmd L 132 4. 轴的结构设计： 1）拟定轴上零件的装配方案；本设计的装配方案已经在上面分析过了，现在选用上面图的方案。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。 （ 1） 为了满足轴向定位要求，在轴 21 处左边设一轴肩，取 d mmIIIII 44 ,左端用轴端挡圈挡住定位，按轴端直径取挡圈直径 50mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度1 132L mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压杂轴端面上，故 23 段的长度2L略短一点，先取。 （ 2） 初选轴承为深沟球轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d mmIIIII 44 ，由轴承产品目录中初步选用 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 7218E，其中尺寸为基本 尺寸为d 9 0 1 6 0 3 2 . 5DT ，故取 d3 4 4 5 90d m m ，而 L3432.5 。 （ 3） 取安装齿轮处的轴段 4-5的直径45 94d mm ，；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 126mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于轮毂的宽度，故取45 130L mm ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度 h0.07d,取 6h mm ，则轴环处的直径54 102d mm ，轴环宽度 1.4bh ，取。 （ 4） 轴承盖的总宽度取为 20mm, ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端面与半联轴器右端的距离为 30l mm ， 故取23 50l mm 。 （ 5） 取齿轮距箱体内壁之间的距离 16a mm ， 锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离为34c 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，取 8s mm ， 已知滚动轴承宽度 32.5T mm ， ，大锥齿轮轮毂的长度为72L mm ， 则 34 ( 1 3 5 1 3 0 ) 3 2 . 5 8 1 6 5 6 1 . 5L T s a m m ，4 5 4 5 7 2 3 4 1 6 8 1 6 1 2 4L L c a s l m m ，nts 至此，已经初步的确定了轴的各段的直径和长度。 3）轴上零件的周向定位： 齿轮，半联轴器的轴向定位均采用平键联接。 按45d由手册查得平键截面2 0 1 2 ,h m m m m 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 63mm（标准键长见 GB/T 1096-1979） ,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 1 6 1 0 7 0 ,b h l m m ，半联轴器与轴配合为 H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处的选轴的直径尺寸公差为 m6. 4) 确定轴上圆角 和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5 045 ，其右端倒角 2 045 。从左至右轴肩的圆角半径分别为 1mm， 1mm， 1mm， 1mm， 1mm. 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于 7218E 型号的圆锥滚子轴承，由手册查得 a=28mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L2+L3=90+206.5=296.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如下图）。nts 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险点。现计算出截面 C处的 HM，VM以及 M 的值列于下表中： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F,8451 NNH NFNH 845, 2 F NFN vv 363,2139 21 弯矩 M MH = Nmm86542 NmmM 236072 总弯矩 扭矩 T NmmT 31070 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大 弯矩和扭矩的截 面 C的强度。根据式 15-5及上表中的数据可，并取 a=0.6,轴的计算应力为：M P aW TM 6.29931.0 )3 1 0 7 06.0()4 4 3 2 8()( 3 222321ca 前已经确定轴的材料为 45钢，调质处理，由表 15-1查得1 6 0 M Pa 。因此1ca ，故此轴的设计是安全的，符合设计的要求。 第 二 根轴的设计 1. 确定输出轴上的功率 P2 ，转速 n2和转距 T2 。由前面可知 P2 =3.68KW， n2 =46r/min, NmmT 7640002 2. 求作用在轴上的力： 已知小齿轮的分度 圆直径为 d1 =100mm, 大齿轮的分度圆直径为 d2 =400mm, F1t=132dT= N7.142532.1077640002 , F2t =232dT= N3 8 0 12.4 0 27 6 4 0 0 02 , F1r = F1t Ntg n 5 1 8 83 6 4.07.1 4 2 5 3c o s/ F2r =F2t Ntg n 1 3 8 320ta n3 8 0 1 ,NtgFtFa 355314t a n7.1425311 3. 初步确定轴的最小直径： 轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 1123 AdmmnPA 404668.3112 3333 。 NmmM 1762841 N m mM 4 4 3 2 8)1 7 6 2 4 8()8 6 5 4 2(1 22 N m mM 536502)23607()86542(2 22 nts显然，此处为轴的最小直径，即此处轴与轴承的内径相同。 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长度。 （ 1）为了满足轴向定位要求，在轴 处右边设一 轴肩，取mmd III 90 mmL III 38236 左右两端用轴承端盖封闭。 （ 2）初选轴承为滚子轴承，根据 d ，mm90 可得 mmd IIIII 942290 mmL IIIII 23221 (3)由于右边的轮觳宽度为 76mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取 L mmVIV 101. 100vIvd同理，取 LIVIII mm50（ 4）根据箱体的总长度可求得 mmlvIv 50， d4-5=40 mm （ 5） vIIvIL mmL IIIII 101， mmdvIIvI 40（ 6） mmLvIIIvII 9， mmdvIIIvII 60(7)轴承盖的总宽度取为 20mm,轴承距离箱体内壁为 8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 30mm.至此轴 的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位： 齿轮和轴的联接都采用平键联接。按 d ,50 mmIV 有手册查得平键截面，b ,1016 mmmmh 键槽采用键槽铣刀加工，长度 为 70mm,同时为了保证齿轮与轴具有良 好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样，按 d ,50mm有手册查得平键截面 b ,1016 mmmmh 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 50mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5 045 ，其右 端倒角 2.0 045 。从左至右轴肩的圆角半径分别为 1.5mm， 2.0mm， 2.0mm， 1.5mm. 5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承由手册查得宽度为 15mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为 77+116+62=255mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是危险截面。现将计算出的截面 c处的，MV， M值列于下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V nts支反力 FNNH 96431 ,F NNH 63802 F NNV 45631 F NNV 1652 弯矩 M MH mmN 752411 M mmNV 269101 M mmNV 69502总弯矩 NmmM 8951121 NmmM 7 56 8 632 扭矩 T TmN 7640003 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大 弯矩和扭矩的截面 C的强度。查表可得M P aW TM 4.38901.0 )7640006.0()895112()( 3 222321ca 前已选轴的材料为 45 钢，调质处理。查得 1 =60MPa,因此ca 1 。故安全。 第三根轴的设计 1确定输出轴上的功率 P3，转速 n3和转距 T3。由前面可知 P3=3.58KW， n3=11.68r/min, T3=2861.7NM。 2求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 =248mm,Ft=232dT= N2 3 0 7 82 4 8 107.2 8 6 123 N, ntsFr = Ft Ntg n 8 5 7 114c o s/20t a n2 3 0 7 8c o s/ NFtFa 575414t a n23078t a n 3初步确定轴的最小直径： 低速轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 1123 Ad mmnPA 7668.1158.3112 3333 ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取 K ,3.1A T N m mTKAca 3 7 2 0 2 1 0107.2 8 6 13.1 33 采用弹性块联轴器 TL 11 型，半联轴器的孔径 d ,951 mm 长度 172mm，联轴器与轴的配合长度为 L .1371 mm ，取 d =95mm。 4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长度。 （ 1）为了满足轴向定位要求，在轴 处左边设一轴肩，取 d ，mm105 右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径 105mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故 段长度比 L1 稍短些，现取 L .1352 mm （ 2）初选轴承为滚动球轴承，根据 d ，mm105 在轴承中选取 0基本游隙组，基本尺寸为 d ，mmmmmmTD 28170110 故取 d ，mmIVIII 110而 L ,mm 其右端采用轴肩进行定位，取 h=7mm,故 d ,128 mm (3)由于轮觳宽度为 100mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取 L ,95 mm 左端采用轴肩定位，轴肩高度 h 7 m m .h,07.0 则d 所以d 14 m m .1. 4 hb,10 0 轴环的宽度mm (4)轴承盖的总宽度取为 20mm,轴承距离箱体内壁 S为 8mm,根据轴承端盖的 装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 30mm. (5)齿轮距箱体内壁的距离为 mma 122 , 蜗轮与圆住齿轮之间的距离 C=20mm。则可算得 L .61mm mmLVIIvI 102至此轴 的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周 向定位： 齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按 dVIV有手册查得平键截面b ,1422 mmmmh 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 40mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为 20mm mm12 mm,长度 90mm, 半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为 m6. 4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5 045 ，其右端倒角 2.0 045 。从左至右轴肩的圆角半径分别为 2.5mm， 2.5mm， 2.5mm， 2.5mm， 2.0mm. nts5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查无 a值。对于 32017型深沟球轴承由手册查得 a=31mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为118+174=292mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是危险截面。现将计算出的截面 C处的， MV， M值列于下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NNH 84211 ,FNNH 62742 F NNV 62141 ,F NNV 1212 弯矩MMh mmN 775786 N m mMvN m mMv 45 74,75 35 6 621 总弯矩 M1= Nmm965635 M2= Nmm687869 扭矩T T mmN 286170036）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大 弯矩和扭矩的截面 C的强度。查表可得M P aW TM 32851.0 )2 8 6 1 7 0 06.0(9 6 5 6 3 5)( 3 222321ca 前已选轴的材料为 45 钢，调质处理。查得 1 =60MPa,因此ca 1 。故安全。 7）精确校核轴的疲劳强度 （ 1）判断危险截面：截面 A， B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱 轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， B，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面 C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面 C也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。 （ 2）截面左端： 抗弯 截面系数： W=0.1 333 5 1 2 0 0801.0d mm 抗扭截面系数： W 333 1 0 2 4 0 0802.02.0 mmdT nts截面左侧的弯矩 M： M= mmN 2965456 截面上的扭矩 T3： T3=2861700Nm 截面上的弯曲应力： M P aWM 5.57512002965456b 截面上的扭转切应力： M P aWTTT93.2710240028617003 轴的材料为 45钢，调质处理。查得B=640MPa, MPa2751 , MPat 155.截面由于轴肩 而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于06.18085,031.080 5.2 dDdr ，经插值 后可查得 =2.0， =1.31。则可查得材料敏性系数为 q 9.0,83.0 q,故有效集中系数按下公式可得k 1q 1)1( 0.83(2.0-1)=1.83, k 1q 1)1( 0.9(1.31-1)=1.27.得材料尺寸系数 ,65.0又可查得扭转尺寸系数 65.0，轴按磨削加工，得表面质量系数为 78.0 轴未经表面强化处理，即 ,92.0q则可公式可得综合系数值为 9.211 KKK 72.111 K，由此得到碳钢的特性系数： 2.01.0a，取 1.0a， 取,1.005.0 05.0于是，计算安全系数 Sca值，可按以下公式获得：S 35.201.05.4080.22751 maK S92.825.4005.0263.2072.11551 maK S5.126.292.835.2 92.835.2 2222 SSSSca故可知其安全。 （ 3）截面的右侧： 抗弯截面系数： W=0.1 333 6 1 4 1 3851.0d mm nts抗扭截面系数： W mmdT 1 2 2 8 2 5852.02.0 33 截面右侧的弯矩： M= mmN 2965456 截面上的弯曲应力： M P aWM 28.486 1 4 132 9 6 54 5 6b 截面上的扭矩： T3=2113500Nm 截面上的扭转切应力： M P aWTTT2.1712282 521135 003 。过盈配合处的 /k 值，用插入法取出： ,220.3k57.222.38.0 k轴按磨削加工，得表面质量系数为 92.0 ,则可公式可得综合系数值为31.311 KK, K 66.211 K所以轴在截面右侧的安全系数为：S 47.201.079.3331.32751 maK S5.822.1705.022.1706.21551 maK S5.139.25.847.2 5.847.2 2222 SSSSca故可知其安全 nts第五节 轴承的校核 高速级轴的轴承的校核 初步选滚动轴承：因轴承受有径向力和轴向力 作用，选用圆锥滚子轴承 d=25mm.选取 0组游隙，标准的圆锥滚子轴承 7205，基本尺寸 d*D*T=25*52*16.25mm3 . 1、轴承的受力分析 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩： T mmN .310701 轴承的垂直面的支座反力分别为： F 1V2139N； F 2V363N； 所处轴承的水平面的支座反力分别为 F 1H =845N； F 2H =845N； 根据受力分析及实际情况，选择 角接触球轴承 7408AC 2、轴承受 径向力分析 轴承轻微冲击或无冲击，查表 13-6得冲击载荷系数： 轴承 A受的径向力 F1r = NFFVH 126232121 轴承 B 受的径向力： F2r = NFFVH 68452222 ； 3、 轴承寿命计算与校核 nts因： 12 PP ，则按轴承 A来计算轴承寿命。 L 36168 7 41 0 0 0 09 6 060106010 PCnh2.6 104 H 实际工作需要的时间为 L=24*300*3=21600hhL，故所选轴承满足寿命要求。 （二）中间级轴承的设计与校核 1、 中间级受力分析 作用在中间级大齿轮（从动轮）上的力为： 作用在中间级小齿轮（主动轮）上的力为： F1t=132dT= N1 4 2 5 32.1 0 77 6 4 0 02 N, F1r = F1t Ntg n 5 1 8 8c o s/ 作用在中间级大齿轮（从动轮）上的力为： F2r =F2t Ntg n 1383 , F2t=232dT= N3801 N, 其所受力的方向与高速级小齿轮的方向相反，大小相同。 2、计算轴上的支反力 nts垂直面的支座反力分别为： F NNV 1652 水平面的支座反力分别为： F NNH 96431 ,F NNH 63802 3、轴承的选择与计算 根据受力分析及实际情况，选择 角接触球轴承 7408AC。 轴承 A受的径向力： F1r = NFFVH 8 8 6 44 5 6 39 6 4 3 222121 轴承 B 受的径向力： F2r = NFFVH 25.2 0 2 41 6 56 3 8 0 222222 4、 轴承寿命计算与校核 因： PbPa ，则按轴承 A 来计算轴承寿命。 L 33616 1076.378691700065.4460106010 PCnhh 实际需要的工作时间是 L=24*300*3=21600hhL，故所选轴承满足寿命要求。 （三）低速级轴承的设计与计算 1、 低速级轴和轴承所受的力 3 圆周力： Ft=232dT= N2 3 0 7 82 4 8 107.2 8 6 123 N, 径向力 Fr = Ft Ntg n 8 5 7 114c o s/20t a n2 3 0 7 8c o s/ 作用在低速级齿轮上的力为： F NNV 45631 nts 轴承的垂直面的支座反力分别为： F NNV 62141 ,F NNV 1212 轴承的水平面的支座反力分别为： F NNH 84211 ,F NNH 62742 ； 2、 初选轴承型号 根据受力分析及实际情况，初选 深沟球轴承 6013 3、 计算轴承受的径向力 轴承 A： F1r = NFFVH 7 6 5 38 4 2 16 2 1 4 222121 ； 轴承 B： F2r = 6 2 7 51 2 16 2 7 4 222222 VH FFN； 5 轴承寿命计算与校核 因： PaPb则按轴承 A 计算轴承寿命。 L 43616 103.28 2 5 41 0 0 0 076.1260106010 PCnhh 实际工作需要的时间 L=24*300*3=21600h 轴承满足寿命要求。 第六章 键的选择与校核 nts设定输入轴与联轴器之间的键为 1 ，齿轮 2 与中间轴之间的键为键 2，齿轮 3 与中间轴之间的键为键 3，齿轮 4 与输出轴之间的键为键 4，输出轴与联轴器之间的键为键 5。 键的类型 1、根据轴的直径选择键 根据条件选取的键型号规格如下（参考表 2）：
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