二级展开式圆柱直齿轮减速器设计说明书 课程设计

1梧州学院课程设计20132014学年第二学期带式输送机传动装置的设计学生姓名提交日期年月日学生签名学号1101901205班级2011级2班课程编号BS0210109专业机械设计制造及其自动化课程名称机械设计课程设计任课教师申毅莉1图纸，装配图总分50分，零件图20分。（1）图框、图幅选择正确装配图总分5分，得分_；零件图总分2分，得分_。（2）表达正确装配图总分20分，得分_；零件图总分8分，得分_。（3）尺寸标注规范、正确装配图总分20分，得分_；零件图总分8分，得分_。（4）标题栏（含明细表）、边框装配图总分5分，得分_；零件图总分2分，得分_。2设计说明书20分（1）按照给定的格式模版，内容齐全总分1分，得分_。（2）内容计算过程详细、条理清晰总分16分，得分_。（3）摘要、参考文献等完整总分3分，得分_。3答辩环节，回答清晰，总分10分，得分_。成绩评定分，等级任课教师签名年月日2机械课程设计计算说明书设计题目二级直齿轮减速器（展开式）机械设计制造及其自动化2班设计者指导老师申毅莉2014年5月9日1目录一、设计任务二、减速器结构选择及电动机性能参数计算三、计算、分配传动比四、运动参数计算五、带传动的设计六、各级传动齿轮的设计计算七、轴的设计和键的选择八、轴承的选择九、箱体及减速器附件说明十、润滑油的选择与计算十一、参考文献2摘要本设计讲述了带式输送机的传动装置二级圆柱直齿齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算轴承、联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用AUTOCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。本次设计综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、几何精度、理论力学、材料力学、机械原理等知识，进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。关键词减速器；齿轮；轴；传动3第一章设计任务书1课程设计的主要内容带式输送机传动装置设计的内容包括（1）单级/双级减速器传动零件设计；（2）画出传动装置装配图；（3）编写设计说明书。2课程设计的要求与数据已知条件1运输带工作拉力F3KN；2运输带的工作速度V2M/S；3卷筒直径D320MM；4使用寿命10年，每年300个工作日；5工作情况两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动；6制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量；7工作环境室内，轻度污染；8边界连接条件原动机采用一般工业用电动机。9输送机工作轴转速允许误差5。带式输送机的传动效率096。3课程设计应完成的工作1装配图1张，输出轴零件图1张；2设计说明书1份。4第二章减速器结构选择及相关性能参数计算21减速器结构二级展开式圆柱直齿轮减速器的传动方案如图21所示。图21二级展开式圆柱直齿轮减速器传动装置简图1输送带2联轴器3减速器4带传动5电动机22电动机的选择电动机的选择见表21表21电动机的选择计算项目计算及说明1电动机类型和结构型式的选择根据减速装置的工作条件连续单向运转，工作有轻微振动，而选用效率高、性能好、噪音低的Y系列电动机。三相交流异步电动机的结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中。因此选用Y系列三相异步电动机。2电动机功率的选择工作机所需功率PWPW625KW10VF0962135计算项目计算及说明2电动机功率的选择PW为输送带阻力，为输送带的速带2WVSM为带式输送机的效率096。电动机至工作机的总效率查机械设计课程设计表31，取V带传送的效率096；圆柱齿轮传动的效率097；联12轴器传动的效率099；滚子轴承传动效率3099。409609908676712342970390电动机所需的功率72KWDPW86705电动机额定功率。M电动机容量主要由电动机运动时的发热条件决定，而发热又与其工作情况有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小，常温工作的机械，选择电机时只要使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。也就是可按电动机的额定功率等MP于或略大于所需电动机的功率，即。DPD3电动机转速的确定根据一般最常用的，市场上供应最多的是同步转速为1500和1000的电动机，又MINRINR。查机械设计课程设计表177，选用PD磁极较少的Y132M4并且采用B3的安装型式。Y160M4B3技术数据和安装及外形尺寸如表22，图22,表23。表22Y132M4B3技术数据同步转速1500，4极MINR6电动机型号额定功率KW满载转速（）MINR额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩质量/KGY132M4751440222381图22Y132M4B3电动机的安装表23Y132M4V3电动机的外形尺寸MMABCDEFGHKABACADHDBBL216178890182380103313212280270210315238515第三章计算、分配传动比31传动比分配传动比的分配及计算见表31表31传动比的计算及分配计算项目计算及说明1总传动比由，得输送带滚筒的转速为WV106DN1194232016MINRINR电动机的满转速和工作电机的转速即可确定MNW传动系统的总传动比I，即7I1206WMN421902分配传动比取平带传动的传动比I2。为了使减速器的两个大齿轮具有相近的波油深度，应使两级的大齿轮具有相近的直径（低速级大齿轮）计算项目计算及说明2分配传动比的直径应略大一些，使得高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙）。设高速轴的传动比为，低速轴转动比为，减速器的传动比为。1I2I减I故603减ID06又2829061I减）（I4360341）（取29，则2082四、运动参数的计算41动力运动参数计算传动装置的运动、动力参数的计算见表41表41传动装置的运动、动力参数的计算计算项目计算及说明1各轴转速高速轴转速720NDMI2140INR中间轴转速248N1I9270INR8低速轴转速190824INMINR滚筒轴转速119IR2各轴的输入功率高速轴输入功率7509672KW1MP计算项目计算及说明2各轴的输入功率中间轴输入功率720970996914KW42P低速轴输入功率69140970996640KW42滚筒轴输入功率66400990996508KW43P其中为电动机的额定功率，为传送带M1的效率，为高速级齿轮传动的效率和低速级2齿轮传动的效率，为联轴器的传动效率,3为一对滚动轴承的传动效率。43各轴的输入转矩高速轴输入转矩955NM72095NPT中间轴输入转矩NM2456248915N9低速轴输入转矩532874NM1905N90PT滚筒轴输入转矩9NM281519605N90PT五、带传动的设计51V带的参数计算对带式输送机传动系统，已知电动机的额定功率75KW，转速MP传动比，每天工作16H（即两班制）。带传动的设计计算MINR140N2ID见表51。10表51带传动的设计计算计算项目计算及说明1确定计算功率CAP由机械设计表88查得工作情况系数21AK9KW7521MCAPA2选择V带的带型根据、由机械设计图811选用A型带CAN3确定带轮的基准直径并1D验算带速V初选小带轮的基准直径。由机械设计表81D7和表89，取小带轮的基准直径112MM。1D验算带速V。VSM4581062106NDM因为5，故带速合适。S3S根据机械设计表89，取标准直径为24DI1V2D带4确定V带的中心距A和基准长度DL由式07（）2（）得D0A1D22352MM672MM，初定中心矩为450MM。0A0A计算带所需的基准长度2（）0DA21D2021DA4）（2450（112224）562）（MM1435MM，由机械设计表82选带的基准长度。M150D计算实际中心距M50721435042A0D0）（L11计算项目计算及说明4确定V带的中心距A和基准长度DL由和算出中心距DMIN015ALDMAX30L的变化范围为48425MMMM45验算小带轮上的包角1A357D80O12O1）（04OO）（O12066确定V带根数计算单根V带的额定功率。RP由112MM和，查机械设计1DMIN14N表84得161KW。OP根据，I2和B型带，查机械IR0M设计表85得，查表86得W17OK，表82的，于是96K980L（）RPO6170L1674624KW。计算V带根数ZZ取6根37456219RCAP7计算单根V带的初拉力OF由机械设计表83得B型带的单位长度质量Q0105，所以MGK2CAQV520ZP）（500N2845108469）（12150N13计算项目计算及说明8计算压轴力PFNZ17826SIN1502SIN2O1O9主要设计结论选用A型普通V带6根，带基准长度为1550MM。带轮基准直径中心距控制，M4DD21在之间。单根带初拉力150N54M28OF52V带轮的设计根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸，公差和表面粗糙度及相关的技术要求。见表52表52带轮的设计计算项目计算及说明1带轮材料的确定带轮材料选用HT150，因为带速V8445较高，SM故采用铸钢焊接而成2小带轮结构形式的确定由电动机Y4B3的转动轴DMM，故选小带轮01823的轮毂D38MM。基准直径，因D1而带轮的结构形式可采用腹板式。带轮槽的截面尺寸见表53。小带轮的结构形式见表54表53B型带轮的轮槽D对应的DBAMINHFIEMINFO341403501081911519014表54小带轮的结构形式，D为轴的直径38MM281D）（取；M0B3E2F319211580MM；C,取125MM；LB714C，取L78MM。D25）（表55大带轮的结构形式计算项目计算及说明1大带轮结构形式的确定先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的最小直径，选取轴的材料为45钢调质处理，根据机械设计表153，取，209MM970AMIND310PA取D22MM，取长8L，。81BB3E2F319211580MM，取125MM；L，CB74CD251）（取L80MM，取长M8L2大带轮的具体尺寸15六、各级传动齿轮的设计计算61高速级圆柱直齿轮的设计计算高速级圆柱直齿轮的设计计算。已知高速轴的输入功率，转速W27KP，齿数比，使用期为10年（每年300个工作日），两班制。MINR72092I1详见表61。表61高速级圆柱直齿轮的设计计算计算项目计算及说明1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按图21所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取；O20带式输送机为一般的工作机器，参考机械设计表106，选用7级精度。材料选择。由机械设计表101，选择小齿轮材料为40CR（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮材料选45钢（调质），齿面硬度240HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数241Z，取69I12Z7122初步计算传动的主要尺寸1按齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径，即32D1TT1U2）（HEHZTK1）确定公式中的个参数值试选。TH计算小齿轮传递的转矩。95510MNPT720159N10596614NM由机械设计表107选取齿宽系数。1D16计算项目计算及说明2初步计算传动的主要尺寸由机械设计图1020查得区域系数52ZH由机械设计表105查得材料的弹性影响系数。21EMPA89Z计算接触疲劳强度用重合度系数。Z2/COSAR111AHOO84194024）（/CSAR22AZOO237171O）（/TANTTANZ21）（）（24TAN29841TAN2071TAN23894OOTAN20/21707OO87404Z31计算接触疲劳需用应力H由机械设计图1025D查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，A601MINMP。计算应力循环次数A502HMINP607201（2830010）H1JL6N2073610981210/024I69251/由机械设计图1023查取接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1，安全90K1HN92H系数S1，得17计算项目计算及说明2初步计算传动的主要尺寸H1MPASKHN54016901MIN22352IN取和中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许H12用应力，即523MPA22）计算小齿轮分度圆直径32D1TT1UKZTEHH32453087419/710952）（）（）（6166MM调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度SM32S106706ND1T齿宽BT1D3确定传动尺寸计算载荷系数HK由机械设计表102得使用系数1KA根据，7级精度，由机械设计图108SM32查得动载系数1KV齿轮的圆周力T11TD/T2FN109836/0953418计算项目计算及说明3确定传动尺寸1309810/6166B/FKT1A3MN50243100MN查机械设计表103得齿间载荷分配系数21H由机械设计表104用插值法查得7级精度，小齿轮的相对支撑为非对称布置时，得齿向载荷分布系数，由此，得到实际载荷系数4261KH17254621VA按实际载荷系数算得的分度圆直径M31756KD3HTT1相应的齿轮模数82475ZM14按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数3FSA21DFTTYZTK）（1）确定公式中的个参数数值试选弯曲疲劳强度用重合度系数6890715207520Y计算FSA由机械设计图1017查得齿形系数，6521AFY；由机械设计图1018查得应力修23AFY正数，；由机械设计图581S7612SA1024C查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分19别为20计算项目计算及说明4按齿根弯曲疲劳强度设计，；由机械设计MPA501FLIMPA3802FLIM图1022查得弯曲疲劳寿命系数，851FNK。取弯曲疲劳安全系数S1482FNK1MPAASH73014580MINFF2N8622IN013857361FSAY64282FSA因为大齿轮的大于小齿轮，所以取FSAYFSAY01642SA2试算模数3FSA21DFTTYZTKM）（695104468909532调整齿轮模数1计算实际载荷系数前的准备圆周速度M694026951ZMDT1S5341S70N21计算项目计算及说明4按齿根弯曲疲劳强度设计齿宽1B4069M1D宽高比H81352MC2TA）（）（B67081436902计算实际载荷系数FK根据，7级精度，由机械设计查S61图108得动载荷系数081V由/4069N469410411T952/TFD3M69/63NBKTA11536100查机械设计表103得齿间载荷分配系数1F由机械设计表104用插值法查得，417KH结合8444查机械设计图1013，得HB341KF则载荷系数为159234108FVAF3按实际载荷系数算得的齿轮模数MFT315926KM3T5对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取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，仅与齿轮直径有关，可取由22弯曲疲劳强度算得的模数1813MM，并圆整为标准值M2MM，按接触疲劳强度算得的分度圆直径23计算项目计算及说明5对比计算结果，算出小齿轮齿数M756D1M/DZ167757/2338785，取；则大齿轮齿数341，取。互为质698342UZ129Z221Z和数，这样设计处的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。6几何尺寸计算计算分度圆直径M68234ZD192计算中心距13/86/DA21）（）（计算齿轮宽度MBD1考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽B和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（）MM,即105M78368105B1）（）（取而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即M727调整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比改变齿数或者变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至135MM。在A圆整时，以变位系数和不超出机械设计图1021A中所推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如，M，B保持不变。1Z2齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数24计算项目计算及说明7调整中心距后的强度校核计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高系数。/COSARA2221513520O94Z1TAN2/INVX2）（Z（INV22215INV20）133/（2TAN20）OOO0513TANIV12/315M/Y）（）（4870XY从机械设计图1021B中可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降分配变位系数和1X2由机械设计图1021B可知，坐标点（，2/Z）2/X（665,02435）位于L12线和L13线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的处作垂直线，与射21Z和线交点的纵坐标分别是0356，0157X8齿面接触疲劳强度的校核ZUDTK2EH31H0862192596809573448554MPAH齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。259齿根弯曲疲劳强度校核213F1KZMYTDSA26计算项目计算及说明9齿根弯曲疲劳强度校核MPA23410689509529473MPAF231F2KZMYTDSA2340689170958880MPA齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。10结构图设计小齿轮和大齿轮的结构设计如图61和图6211要设计结论齿数，；模数M2MM；压力角；34Z192O20中心距A133MM；齿宽，；小M75B168B2齿轮选用40CR（调质），大齿轮选用45钢调质；齿轮按7级精度设计。62低速级圆柱直齿轮的设计计算低速级圆柱直齿轮的设计计算。已知低速轴的输入功率，转速W640KP，齿数比，使用期为10年（每年300个工作日），两班MINR19N082I制。详见表62表62速级圆柱直齿轮的设计计算计算项目计算及说明1选定齿按图21所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取；O20带式输送机为一般的工作机器，参考机械设计表106，选用7级精度。27轮类型、精度等级、材料及齿数材料选择。由机械设计表101，选择小齿轮材料为40CR（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮材料选45钢（调质），齿面硬度240HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数241Z，取908I12Z492Z2初步计算传动的主要尺寸1按齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径，即32D1TT1U2）（HEHTK1）确定公式中的个参数值试选。TH计算小齿轮传递的转矩。5329M196405N10596NPT10NMM5由机械设计表107选取齿宽系数。1D由机械设计图1020查得区域系数52ZH计算项目计算及说明由机械设计表105查得材料的弹性影响系数。21EMPA89Z计算接触疲劳强度用重合度系数。Z2/COSAR111AHOO84194024）（/CSAR22AZOO6259O）（282初步计算传动的主要尺寸2/TANTZTANZ21）（）（24TAN29841TAN20OO49TAN25466TAN20/21677804Z3167计算接触疲劳需用应力H由机械设计图1025D查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，A601MINMP。计算应力循环次数A502HMINP601191（2830010）H1JL6N342721088121064/04273I/由机械设计图1023查取接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1，安全950K1HN982H系数S1，得1MPAS57016501MIN计算项目计算及说明2初步计算传动的主要尺寸H2PASKHN53910982MIN取和中的较小者作为该齿轮的接触疲12劳许用应力，即539MPAH22）计算小齿轮分度圆直径32D1TT1UKZTEH29325539081208129）（107182MM调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度SM670S106978206ND1T齿宽BT1D3确定传动尺寸计算载荷系数HK由机械设计表102得使用系数1KA根据，7级精度，由机械设计图SM60108查得动载系数021KV齿轮的圆周力T11TD/T2FN109487/539551099410/107182BKTA92775100MN查机械设计表103得齿间载荷分配系数21H计算项目计算及说明3确定传动尺寸由机械设计表104用插值法查得7级精度，小齿轮的相对支撑为非对称布置时，得齿向载荷分布系数，由此，得到实际载荷系数4361KH758143620VA按实际载荷系数算得的分度圆直径M31758KD3HTT130相应的齿轮模数M93842518ZDM14按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数3FSA21DFTTYZTK）（1）确定公式中的个参数数值试选FT计算弯曲疲劳强度用重合度系数697015207520Y计算FSA由机械设计图1017查得齿形系数，6521AFY；由机械设计图1018查得应力修23AFY正数，；由机械设计图581S7612SA1024C查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为，；由机械MP01FLIMPA3802FLIM设计图1022查得弯曲疲劳寿命系数9501FNK计算项目计算及说明。取弯曲疲劳安全系数S149802FNK1MPAASH2863914509MINFF2N82I03863951FSAY314按齿根弯曲疲劳强度设计014826732FSAY因为大齿轮的大于小齿轮，所以取FSAFSAY01482SA2试算模数3FSA21DFTTYZTKM）（M9172048469705325调整齿轮模数1计算实际载荷系数前的准备圆周速度702491ZMDT1SM36S06706N3齿宽1B701D宽高比HM5632952MC2TA）（）（计算项目计算及说明HB67105372计算实际载荷系数FK根据，7级精度，由机械设计查SM4图108得动载荷系数01V由/70N511T329/T2FD324按齿根弯曲疲劳强度设计152310N4M70/1523/51BFKTA2175100查机械设计表103得齿间载荷分配系数1F由机械设计表104用插值法查得，结合1067机械设计图10426KHHB13，得31F则载荷系数为14673201FVAF3按实际载荷系数算得的齿轮模数MFT3146792KM3T5对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数3037整为标准值M3MM，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数M18207DM/DZ1107182/335727，取；则大齿轮齿数35Z1计算项目计算及说明5对比计算结果，取。互为8720UZ127Z221Z和质数，这样设计处的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。计算分度圆直径M1053ZD1336几何尺寸计算M21937ZD2计算中心距6/105/A21）（）（计算齿轮宽度MDB1考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽B和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（）MM,即105M105105B1）（）（取而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即M227调整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比改变齿数或者变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至165MM。在圆整时，以变位系数和不超出机械A设计图1021A中所推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如，M，B保持不变。1Z2齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。计算变位系数计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高系数。/COSARA计算项目计算及说明2269165/20COSARO873Z21TAN2/INVX）（Z（INV2269INV20）108/（2TAN20）OOO0249347调整中心距后的强度校核TANIV512/615M/Y）（）（490XY从机械设计图1021B中可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降分配变位系数和1X2由机械设计图1021B可知，坐标点（，2/Z）2/X（54,01245）位于L11线和L17线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的处作垂直线，21Z和与射线交点的纵坐标分别是027，0251X8齿面接触疲劳强度的校核ZUDTK2EH31H081923608059783551024MPAH齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。9齿根弯曲疲劳强度校核213F1KZMYTDSAMPA235069718094672计算项目计算及说明9齿根弯曲疲劳强度校核13796MPAF1231F2KZMYTDSA23506971094673512932MPA齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。10结构图设计小齿轮和大齿轮的结构设计如图63图6411要设计结论齿数，；模数M3MM；压力角；35Z172O20中心距A162MM；齿宽，；M1B15B2小齿轮选用40CR（调质），大齿轮选用45钢调质；齿轮按7级精度设计。表63齿轮传动参数表高速级低速级名称符号单位小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距AMM133162传动比I29208模数MMM23压力角O2020齿数Z34993572分度圆直径DMM68198105219齿宽BMM7568112105材料40CR4540CR45热处理调质调质调质调质齿面硬度HRC504580458第七章联轴器的选择71联轴器的选择联轴器的选择见表71表71联轴器的选择计算项目计算及说明联轴器的选择由工作条件决定输出轴与联轴器相连，为了隔离轻微的振动，应采用弹性柱销联轴器，制造容易，装拆方便，成本交低。联轴器的计算转矩。查机械设计表141考虑到转矩3ACATK361联轴器的选择变化很小，故取31KA135329NM69277NM3CAT按照计算转矩应小于等于联轴器许用转矩T的CA条件，查标准GB/T50142003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其许用转矩T2500NM。半联轴器的孔径D40MM，长度L84MM，与轴的配合的毂孔长度M82L1第八章轴的设计和键、轴承的选择81轴的设计和键、轴承的选择811高速轴的结构设计见表81表81高速轴的结构设计计算项目计算及说明1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表153，取，于是得，97AOM02NPD33MINO2轴的结拟定轴上零件的装配方案，见图81。二级减速器中将高速轴的齿轮安排在箱体右侧，相对与两轴承做不对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和套筒实现周向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向定位。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）因为高速轴段轴径装配大带轮，取，大带轮的轮M902DINM2D毂孔长度L80MM，为了保证轴端挡圈只压在大37构设计带轮上而不压在轴的端面上，故段的长度应略短些，现取。M78L2初步选用轴承。因轴承需同时受到径向力和轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承。参照工作要求并根据，取）（6412D。初步选取0基本游隙组，标准28D精度级的深沟球滚动轴承6007，其尺寸为DDB35MM62MM14MM，计算项目计算及说明2轴的结构设计故；左端滚动轴承采用轴肩进M35D行轴向定位。由机械设计课程设计的表152得6007定位轴肩高度H3M，因此，取。M41D3取安装齿轮处的轴段的直径；38齿轮右侧与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左M73L端采用轴肩定位，轴肩高度，由轴径R）（2HD38MM查机械设计表152，得R2MM，故取H5MM，则轴环处的直径。轴环宽度48D，取。H41BM12L4轴承端盖的总宽度为12MM（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，取端盖的外端面与大带轮右端面见的距离L30MM，故取。50L5取齿轮距箱体内壁之间的，中间轴的两M16齿轮之间的距离C18M，考虑箱体的铸造误差，在不确定滚动轴承位置是，应距离箱体内壁一段距离S，取S18M已知滚动轴承宽度B14MM，低速级齿轮的轮毂长度为L75MM，则38141616252MM）（735LSB7518181299MMLCL至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位。齿轮、大带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按，由机械设计表61查得平键的截M38D39计算项目计算及说明2轴的结构设计面BH10MM8MM，由机械设计表62查得100。因为，初选键长PA120MPM72L为63MM，校核A689A41038954DLH41PMPT）（，所选键为BHL10MM8MM63MM。为了P保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大带轮与轴的连接，选用6N7H平键BH8MM7MM，初选长度为70MM，校核，A407802954DLH01PMPT）（P所选键长为BHL8MM7MM70MM。大带轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合6K7H来保证的，此处选择轴的直径工差是被基准制为M6。确定轴上圆角和倒角尺寸。参考机械设计表152，取轴端倒角为C2，处R16MM，、处R2MM。3求轴上的载荷首先根据轴的机构如做出轴的设计简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于6007型深沟球滚动轴承，由机械设计课程设计查得23MM。因此，作为外伸梁的轴距84321LMM24925MM895MM。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。见图82。4校核轴和轴承作用在齿轮上的圆周力为1TDT2FN28061953径向力为1022NOTRTANAN作用在高速轴大带轮上的压轴力206FP1求垂直反力40计算项目计算及说明4校核轴和轴承根据平面任意力系的平衡方程得0DM故NLFRNV4521892451321NVR697301确定垂直弯矩，并绘制垂直面上的弯矩B。图V60080NM321124950MLFNV60080NM3208672求水平反力由得0DNLFNH2456892451732T1NH17891确定水平弯矩，并绘制水平面上的弯矩图C。HM165065NM321024956MLFNH165069NM321873求力在支点上产生的反力。P由得，0D321PF1L）（N574589246）（27442572062682257NPF12确定力产生的弯矩，并绘制弯矩图D。230944NM31B1026MLPNM8916895732CF41计算项目计算及项目4校核轴和轴承4求合成弯矩图EBMMNB94230C21186HVM60891N5036522290HV60891M40918625大带轮和齿轮的外力偶矩NNPMB1387564951A故扭矩T138133NM，见图F5按弯扭合成应力校核轴的强度从图中可以看出CC处截面最危险，D53MM，进行校核时通常指校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力60抗弯扭截面系数D2TB3W）（951607526135）（计算应力TM21CA）（19880MPAPA12607953832）（因为已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得60MPA，故所选轴安全。16承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承）（DT6HPFCN0L主要承受径向载荷的作用，所以，查机械设RF42计43计算项目计算及说明6承寿命校核表134取温度系数F1，查机械设计表136，T取载荷系数。21FD30按最不利的条件考虑，则有F12NHV11RF345087N7264502F2NH2VR6819173取7450FPR则2210）（DT6HFCNL31064587930）（H。又48000H，故合适61H0HHL图81轴的结构与装配44图82弯矩图和扭矩图812中间轴的结构设计见表82表82中间轴的设计计算项目计算及说明1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表153，取，于是得，97AOM4122061NPD33MINO2轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如图83二级减速器中间轴的齿轮分别安排在箱体左右两侧。低速级小齿轮的左侧、高速级大齿轮右侧都用套筒进行轴向定位，低速级小齿轮的右侧，高速级大齿轮的左侧45计算项目计算及说明2轴的结构设计用轴肩定位。靠平键和过盈配合实现周向固定。轴两端轴承实现周向定位。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）根据标准尺寸查得取30MM。段右DD端制出一个轴肩，轴肩高度，由机R32H）（械设计表152查得R16MM,故取H35MM，所以。则。因为段装配M36DM48DD的是高速级大齿轮，取36。段装配轴承，故取30MM。2初步选择深沟球轴承，轴承主要受到径向载荷的力，故选用圆锥滚子轴承。参照工作需要并根据30MM，由轴承产品目录中初步选取0基D本游隙组，标准精度级的深沟球滚动轴承6006，其尺寸为DDT30MM55MM13MM。3低速级小齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为112，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。同样的高速级大齿轮轮毂长度为68M10LMM，取。6LM5382954L32高高又因为100故B26L8L）（521538）（因此M296186BLL1534轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按由械D46设计表61查得平键截面BH10MM8MM，由47计算项目计算及说明2轴的结构设计机械设计表62查得100。因PA120MP为，初选键长为80MM，校核M10LA59A81063473DLH4PT）（，所选键长为BHL14MM9MM50MM的B型键。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为；同样的，高速级大6N7H齿轮与轴的周向定位采用平键连接。故所选的键位BHL14MM9MM50MM。圆锥滚子轴承的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径公差是非基准制的为M6。确定轴上的圆角和倒角的尺寸参考机械设计表152，取轴端倒角为C2，、处R16MM，、处R2MM。3求轴上的载荷先根据轴上的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距9925MM150MM8925MM。根据轴的计321L算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。作用在齿轮上的圆周力为2T1DTFN5124351708433T276径向力为882087NOT1RTAN20514ANF2258570NT2R7601求垂直反力根据平面任意力系的平衡方程得0DM有321121LFFRRNV）（48计算项目计算及说明3求轴上的载荷N918225891075728）（2R12FNVNV882087225857018289191331738N确定垂直弯矩，并绘制垂直面上的弯矩B。图VM181520NM31B102598MLFNV117073NM32C72求水平反力由得0D3211T2T1HLFFN）（258905943760）（4）（1TT2HFNHNF6205371（37469312423515）34925N确定水平弯矩，并绘制水平面上的弯矩图C。HM371883NM31B102593746MLFNH3117NM32C83求合成弯矩图E2BBHVMN8194337150182NM147022CCHVM4计算两齿轮的外力偶矩MNNP693872451954221故扭矩T384693NM，见图F49计算项目计算及说明4按弯扭合成应力校核轴的强度从图中可以看出BB截面最危险，D36MM，进行校核时通常指校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力60抗弯扭截面系数D2TB3W）（854764251374）（计算应力TM21CA）（53987MPAPA8765349012942）（因为已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得60MPA，因此，故1CA1所选轴直径安全。5轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承）（DT6HPFCN0L主要承受径向载荷的作用，所以，查机械设计RF表134取温度系数F1，查机械设计表136，T取载荷系数。21FD30按最不利的条件考虑，则有2NH1V1RF41695N37982222RN2035473取619FPR50则）（DT6HPFCN01L3106458797301）（51计算项目计算及说明5轴承寿命校核2210H。又48000H，故616H30LH合适HL图83轴的结构与装配图84弯矩图和扭矩图52813低速轴的结构设计见表83表83低速轴的结构设计计算项目计算及说明1低速轴上的功率、转速和转矩转速（）MINR低速轴功率（KW）转矩T（NM）11797387948542作用在轴上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径，M26D4则48667N219053DTF343T1771NOTRTAN786AN3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表153，取，于是有9A0M02437167NPD330MIN4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。如图85。为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故段的直径；40D半联轴器与轴配合的毂孔长度L84MM，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，故的长度应比L略短一些，现取。LM82L初步选取滚子轴承。因轴承只需要受到径向力和少量的轴向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0M50D基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6010，其尺寸为DDT50MM80MM16MM，左端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30312型轴承最高定位轴肩高度为3MM，因此，取56MM。因D为轴段和轴段都装轴承，所以，。M50D52L53计算项目计算及说明4轴的结构设计取安装齿轮处的轴段的直径；M60D低速级大齿轮的轮毂宽度为105MM，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取103MM。L齿轮右端采用轴肩定位，轴肩的高度，由轴径D60MM，查机械设计表R32H）（152的，R2MM，故取H6MM，则轴环处的直径。轴环宽度，取M65DH41BM12L5609B09L73轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按56MM由机械设计表61查得平键截面DBH16MM10MM，由机械设计表62100120MPAP因为，初选键长为80MM，校核M103L，MPA591068524DLHTP）（所选键为BHL16MM10MM80MM，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样的，半N7H联轴器与轴的连接，选用平键BH12MM8MM，初选键长为70，校核，MPA8142704539DLHT03P）（所选键为BHL12MM8MM70MM，圆锥滚子轴承的周向定为是由过渡配合来保证的，此处选择的直径