二级齿轮减速器

1、 xxx 1xxx8103xx 1 harbinharbinharbin instituteinstituteinstitute ofofof technologytechnologytechnology 机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书 题 目： 二级齿轮减速器 院 系： 机械制造及其自动化 班 级： xx08103 姓 名： xxx 学 号： 1xx08103xx 指导教师： 日 期： 哈尔滨工业大学 xxx 1xxx8103xx 2 目录 一、传动装置的总体设计一、传动装置的总体设计-4 (一)设计题目 -4 1.设计数据及要求：-

2、4 2.传动装置简图：-4 （二）选择电动机 -4 1.选择电动机的类型 -4 2.选择电动机的容量 -4 3.确定电动机转速 -5 （三）、计算传动装置的总传动比 -5 1.总传动比i为： -5 2分配传动比：-5 （四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 -5 1.各轴的转速 -5 2.各轴的输入功率 -6 3.各轴的输出转矩 -6 二二. .传动零件的设计计算传动零件的设计计算 -7 （一） 、高速齿轮传动-7 1选择材料、热处理方式及精度等级-7 2.初步计算传动主要尺寸 -7 3.计算传动尺寸 -9 （二） 、低速速齿轮传动（二级传动） -11 1选择材料、热处理方式及精度等级 -11

3、 2.初步计算传动主要尺寸-11 3.计算传动尺寸-13 （三）验证两个大齿轮润滑的合理性-15 （四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。-16 三三. .轴的设计计算轴的设计计算-16 xxx 1xxx8103xx 3 (一)高速轴(即轴)的设计计算-16 1. 轴的基本参数-轴： -16 2.选择轴的材料-16 3.初算轴径-17 4.轴承部件的结构设计-17 5.轴上键校核设计-18 6轴的强度校核 -18 7.校核轴承寿命-20 (二)中间轴(即轴)的设计计算-21 1. 轴的基本参数-轴： -21 2.选择轴的材料-21 3.初算轴径-21 4.轴承部件的结构设计-22 5.

4、轴上键校核-22 6轴的受力分析 -23 7.校核轴承寿命-25 (三)输出轴(即轴)的设计计算-26 1. 轴的基本参数-轴： -26 2.选择轴的材料-26 3.初算轴径-26 4.轴承部件的结构设计-27 5.轴上键校核-27 6.轴的强度校核-28 7.校核轴承寿命-31 (四)整体结构的的最初设计-31 1.轴承的选择-31 2.轴承润滑方式及密封方式-32 3.确定轴承端盖的结构形式-32 4确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸 -32 四四. .设计参考文献设计参考文献: : -33 xxx 1xxx8103xx 4 一、传动装置的总体设计 (一)设计题目 课程设计题目为：带式

5、运输机传送装置 1.设计数据及要求： 设计的原始数据要求： f=2200n；d=250mm；v=0.9m/s 机器年产量：大批；机器工作环境：清洁； 机器载荷特性：微振；机器最短工作年限：四年 2 班。 2.传动装置简图： （二）选择电动机 1.选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 y 系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构， 电压为 380v。 2.选择电动机的容量 工作机的有效功率为： 20000.9/ 1.98 10001000 w fvnm s pkw 从电动机到工作机传送带间的总效率为： 242 1234 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由表 9.112

6、34、 取。则：12340.990.980.970.96、 xxx 1xxx8103xx 5 242 0.990.980.970.960.817 所以电动机所需要的工作功率为： 1.98 2.42 0.817 w d pkw pkw 3.确定电动机转速 按表 9.1 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工 840i 作机卷筒轴的转速为： 60 100060 1000 0.9 69 / min 250 w v nr d 所以电动机转速的可选范围为： (840) 69(5502750) / mindwni nr 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、15

7、00 r/min 三种。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧 凑，决定选用同步转速为 1000r/min 的电动机，另需要其中电机工作所需工作 功率：。eddpp 根据电动机类型、容量和转速，由本书的表 14.1 或有关手册选定电动机型 号为 y112m-6。其主要性能如下表： 电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min) 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 y132s-63.09602.02.0 电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下： 型号 habcdefgdgk y112m-6112190140702860872412 项： bb1b2haabbha

8、l1 2451901152655018015400 （三）、计算传动装置的总传动比 1.总传动比为：i 960 13.9 69 m w n i n 2分配传动比： ii i 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：ii=1. 4 1.41.4 13.64.4ii= 13.6 3.15 4.5 i i i = xxx 1xxx8103xx 6 （四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.各轴的转速 轴960 / minmnnr 轴 960 213.0/ min 4.37 n nr i = 轴 213.0 67.56 / min68/ min 3.15 n nrr i 卷筒轴68/ min

9、wmnnr 2.各轴的输入功率 轴2.42 0.992.40dppkw= 轴232.40 0.98 0.972.28pkw =p= 轴232.28 0.98 0.972.17pkw p = 卷筒轴212.17 0.98 0.992.10pkw 卷p = 3.各轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩为dt 664 2.42 9.55 109.55 102.46 10 960 / min d d m pkw tn mm nr 所以： 轴 44 2.46 100.992.44 10ttn mmn mmd= = 轴 45 232.44 100.98 0.97 4.361.02 10tn mmn mm =ti

10、 = 轴 55 231.02 100.98 0.97 3.123.01 10tin mmn mm t = 卷筒轴 55 213.01 100.98 0.992.92 10tn mmn mm 卷t = 将上述计算结果汇总于下表得: 轴名功率 kw转矩 t/(nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i效率 电机轴 2.42 4 2.46 1096010.99 轴 2.40 4 2.44 10960 4.40.95 轴 2.28 5 1.02 10213.0 轴 2.17 5 3.01 1068 3.150.95 xxx 1xxx8103xx 7 卷筒轴 2.10 5 2.92 106810.9

11、7 二.传动零件的设计计算 （一） 、高速齿轮传动 1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到此考虑到卷筒机传递功率约 3kw，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小 齿轮均选用 40cr，表面淬火，由表 6.2（参考文献【1】 ）得到齿面硬度为 4855hrc，选用 7 级精度。 2.初步计算传动主要尺寸 因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯 曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25） ，即 2 1 3 1 2cos fs n d f y yktyy m z 式中各参数为： 1)小齿轮传递的扭矩 44 2.46 100.992.44 10ttn mmn

12、mmd= = 2) 初选,（根据多次设计计算知道此值不会根切，后面予以说明计16z= 算校验，最小根切齿数）则，考虑中心距minz=15.94 211 16 4.3870.08zzi 及减速器的结构尺寸问题，选取，则。 2 62z 1 62/163.88i 3)初选。k1.3 t 4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:13= 。 12 1111 1.883.2cos1.883.2cos13 1765 1.60 zz 则查图 6.22 查得重合度系数0.73y 5) 硬齿面非对称布置，按表 6.6 选取 d 0.6 xxx 1xxx8103xx 8 6)由式(6.2)，轴面重合度： d1

13、0.318z tan0.318 0.6 16 tan130.749 由图 6.28 查得：螺旋角系数：0.93y 7) fs yy齿形系数和应力修正系数 当量齿数： 1 1 33 2 2 33 z16 18.38 coscos 13 z62 70.27 coscos 13 v v z z 。 。 由(参考文献1)图 6.20 查得： 12 2.88,2.25 ff yy 由(参考文献1)图 6.21 查得：（均由插值得到） 12 1.54,1.75 ss yy 8) 许用弯曲应力可由(参考文献1)式 6.29，即算得。 flim yn f fs 由图 8.29h 查得接触疲劳极限应力 lim1

14、lim2 360 ff mpa 由表 8.7 查得安全系数1.25 f s 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为： 8 1 1 8 8 1 2 1 6060 960 1.0 4 2 250 89.216 10 9.216 10 2.375 10 3.88 hnn al n n i 由图 8.32 查得寿命系数 12 1.0 nn yy 故需用弯曲应力 1flim1 1 y1.0 360 288 1.25 n f f mpampa s 2flim2 2 y1.0 360 288 1.25 n f f mpampa s 11 1 y y2.88 1.54 0.0154 288 fs f mpampa

15、 22 2 y y2.88 1.75 0.0137 288 fs f mpampa 所以 xxx 1xxx8103xx 9 11 1 y yy y 0.0154 fsfs ff mpa 则，初算模数： nt m 2 1 3 2 1 42 3 2 2cos 2 1.3 2.46 100.73 0.93 cos 13 0.0154 0.6 16 1.60mm t fs nt d f k ty y y y m z 。 3.计算传动尺寸 （1)计算载荷系数 k 由表 6.3 查得使用系数（微振）1.25 a k 111 1 1.60 16 960 1.32/ 60 100060 1000cos60 1

16、000 cos13 tnt d nm z n vm s 由图 6.7 查得动载系数1.14 v k 由图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.08k 由图 6.7 查得齿间载荷分布系数1.4k 则1.72 av kk k k k （2)对进行修正，并圆整为标准模数 nt m 33 1.72 1.60mm=1.76mm 1.3 nnt t k mm k 圆整后取2.5mm n m （3)计算传动尺寸 中心距： 12 ()2.5 (1662) 100.06 2cos2cos13 nm zz amm 圆整为 100amm 则修整螺旋角 11 12 ()2.5 (1662) coscos12.83612

17、 50 9 22 100 nm zz a 、 xxx 1xxx8103xx 10 所以 1 1 2.5 16 d41.025 coscos12.836 nm z mmmm 2 2 2.5 62 d158.975 coscos12.836 nm z mmmm b 1 b=d24.625mmmm 取 21b =b=25,30mm bmm (3)校核最小不根切齿数： *22 min=2 hcos/sin2 1.0 cos12.839 /sin 20.470715.94z ant 则 ，则可知不会发生根切现象1minz z (4)校核齿面接触疲劳强度 由式(6.20)，即 1 2 1 21 =hh e

18、h kt u z z z z bdu 式中各参数： 1）k、t1、b、值同前 1 d 2)齿数比13.88ui 3)查表 6.5 得弹性系数189.8ezmpa 4) 查表 6.15 得节点区域系数2.45hz 5) 查表 6.16 得重合度系数0.83z 6) 查表 6.26 得重合度系数0.985z 7) 查式 8.26，许用接触应力由算得 lim 2hn h h z s 由图 6.29g 查得基础疲劳接触疲劳极限应力lim 1lim 11200hhmpa 由图 6.30 查得寿命系数111.0nnzz 由图 6.7 查得安全系数，故1.0hs lim 21.0 1200 1200 1.0

19、 hn h h z mpampa s xxx 1xxx8103xx 11 则 1 2 1 4 1 2 21 = 2 1.72 2.46 103.88 1 189.9 2.45 0.83 0.985 25 413.88 605.3 h h eh kt u z z z z bdu mpa 即满足齿面接触疲劳强度。 (6)计算齿轮传动其他尺寸 高速级齿轮参数列表 齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数 螺旋角 中心距 a 小 41.0253016 大 2.5 158.9752562 12.839100mm （二） 、低速速齿轮传动（二级传动） 1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑传递功率约 2.4kw，且

20、该齿轮传动为闭式传动。大、小齿轮仍是选用 40cr，表面淬火，由表 6.2（参考文献1）得到齿面硬度为 4855hrc，选用 7 级精度。 2.初步计算传动主要尺寸 因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯 曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25） ，即 2 2 3 3 2cos fs n d f y ykt yy m z 式中各参数为： 1)小齿轮传递的扭矩 45 232.44 100.98 0.97 4.361.02 10tn mmn mm =ti = 2) 初选，则,则可选取17z3= 431 /17 13.67/(62/16)60.0 m z

21、zii ，则。 4 60z 2 60/173.53i xxx 1xxx8103xx 12 则知： 1 2 3.88 3.5313.70 m iii ，故满足传动比要求。 1 2 )/(13.9 13.7)/13.91.4/( mmm iii iii 3)初选。k1.3 t 4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:15= 。 34 1111 1.883.2cos1.883.2cos15 1765 1.60 zz 则查图 6.22 查得重合度系数0.73y 5) 硬齿面非对称布置，按表 6.6 选取 d 0.5 6)由式(6.2)，轴面重合度： d3 0.318z tan0.318 0.6 1

22、6 tan150.749 由图 6.28 查得：螺旋角系数：0.93y 7) fs yy齿形系数和应力修正系数 当量齿数： 3 1 33 4 2 33 z17 18.38 coscos 15 z60 64.86 coscos 15 v v z z 。 。 由(参考文献1)图 6.20 查得： 34 2.88,2.25 ff yy 由(参考文献1)图 6.21 查得：（均由插值得到） 34 1.54,1.75 ss yy 8) 许用弯曲应力可由(参考文献1)式 6.29，即算得。 flim yn f fs 由图 8.29h 查得接触疲劳极限应力 lim3lim4 360 ff mpa 由表 8.

23、7 查得安全系数1.25 f s 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为： xxx 1xxx8103xx 13 8 3 3 8 8 3 4 2 6060 960 1.0 4 2 250 89.216 10 9.216 10 2.375 10 3.88 hnn al n n i 由图 8.32 查得寿命系数 34 1.0 nn yy 故需用弯曲应力 3flim3 3 y1.0 360 288 1.25 n f f mpampa s 4flim4 4 y1.0 360 288 1.25 n f f mpampa s 33 3 y y2.88 1.54 0.0154 288 fs f mpampa 44

24、 4 y y2.88 1.75 0.0137 288 fs f mpampa 所以 33 3 y yy y 0.0154 fsfs ff mpa 则，初算模数： nt m 2 2 3 2 3 52 3 2 2cos 2 1.3 1.02 100.73 0.93 cos 15 0.0154 0.5 17 2.48mm t fs nt d f k t y y y y m z 。 3.计算传动尺寸 （1)计算载荷系数 k 由表 6.3 查得使用系数（微振）1.25 a k 3333 1.60 17 960 1.42/ 60 100060 1000cos60 1000 cos15 tnt d nm z

25、 n vm s 由图 6.7 查得动载系数1.14 v k 由图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.08k 由图 6.7 查得齿间载荷分布系数1.2k xxx 1xxx8103xx 14 则1.48 av kk k k k （2)对进行修正，并圆整为标准模数 nt m 33 1.48 2.48mm=2.59mm 1.3 nnt t k mm k 圆整后取3.5mm n m （3)计算传动尺寸 中心距： 12 ()3.5 (1760) 139.50 2cos2cos15 nm zz amm 圆整为 140amm 则修整螺旋角 11 12 ()3.5 (1760) coscos15.74015 4

26、4 22 140 nm zz a 、 所以 3 3 3.5 17 d61.818 coscos15.740 nm z mmmm 4 4 3.5 60 d218.182 coscos15.740 nm z mmmm b 1 b=d0.5 61.830.9mm 取 21b =b=30,35mm bmm (3)校核最小不根切齿数： （必然大于直尺圆柱齿轮的 17） *2 min=2 hcos/sin17z ant 则 ，则可知不会发生根切现象。1minz z (4)校核齿面接触疲劳强度 由式(6.20)，即 2 2 3 21 =hh eh kt u z z z z bdu 式中各参数： 1）k、t2

27、、b、值同前 3 d xxx 1xxx8103xx 15 2)齿数比1/3.53muii 3)查表 6.5 得弹性系数189.8ezmpa 4) 查表 6.15 得节点区域系数2.45hz 5) 查表 6.16 得重合度系数0.83z 6) 查表 6.26 得重合度系数0.985z 7) 查式 8.26，许用接触应力由算得 lim 2hn h h z s 由图 6.29g 查得基础疲劳接触疲劳极限应力 lim 1lim 11200hhmpa 由图 6.30 查得寿命系数111.0nnzz 由图 6.7 查得安全系数，故1.0hs lim 21.0 1200 1200 1.0 hn h h z

28、mpampa s 则 2 2 3 5 2 21 = 2 1.72 1.02 10 3.53 1 189.9 2.45 0.83 0.985 30 61.83.53 751.7 h h eh kt u z z z z bdu mpa 即满足齿面接触疲劳强度。 (6)计算齿轮传动其他尺寸 低速级齿轮参数列表 齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数 螺旋角 中心距 a 小 61.8183517 大 3.5 218.1823060 15740 140 （三）验证两个大齿轮润滑的合理性 两个大齿轮直径分别为：，。浸油深度不能过深 2 d159.0mm 4 d218.2mm 也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油

29、润滑的条件为油的深度大于 10mm， xxx 1xxx8103xx 16 小于三个全齿高。斜齿轮 4 的全齿高： * ()7.6tt atatt hhahfmhm hcmm ，即三个全齿高 22.8mm。 由图，验证可以知道，两个齿轮无法同时满足浸油条件，则加带油轮。 （四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。 轴名功率 kw转矩 t/(nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i效率 电机轴 2.42 4 2.46 1096010.99 轴 2.40 4 2.44 10960 3.880.95 轴 2.28 5 1.02 10213.0 轴 2.17 5 3.01 1068 3.53

30、0.95 卷筒轴 2.10 5 2.92 106810.97 三.轴的设计计算 (一)高速轴(即轴)的设计计算 1. 轴的基本参数-轴： 960 / minmnnr 44 2.46 100.992.44 10ttn mmn mmd= = 作用在齿轮上的力： 1 4 1 .44 1022 2 1220.0 40 t t fn d tantan20 1220.0455.43 coscos12.839 n rt a ffn tan1220.0 tan12.839 =278.05n at ff xxx 1xxx8103xx 17 2.选择轴的材料 考虑结构尺寸可能出现的特殊要求（一号小齿轮，其材料 4

31、0cr 表 1=40mm d 面淬火则有可能需要使用齿轮轴）传递力矩及高转速，选用 40cr 材料表面淬火， 以获得良好的综合机械性能。 3.初算轴径 按弯扭强度计算： 33 min p2.42 c9713.06 n960 dmm 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。 min d13.06 1.0513.71mm 式中： c由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 c 值， 40cr 为 10697 考虑扭矩大于弯矩，取小值 c=97。 p轴传递的功率（单位 kw） 。 n轴的转速。 4.轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形

32、式。因传递功率小， 齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两 端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图 1 所示，然后， 可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1 开始设计。 (2)联轴器及轴端 1 上述所求的的，就是轴段 1 的直径，又考虑到轴段 1 上安装联mind13.71mm 轴器，因此 1 的设计与联轴器的设计同时进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 12.1(参考文献1)可取：k=1.5，则计算转矩： 。 1 4 t1.52.44 1036.6 e k tmn 其中型号为 lt6 的联轴器系列公

33、称转矩满足，但是直径过大，故可定制直径为 16mm 的 lt6 联轴器，记作 lt6 1655 gb/t 5014。1d16mm (3)轴段 2 在确定轴段 2 的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。 但考虑齿轮线速度，即轴承可通过齿轮甩1/ (60 1000)2.064/2/m svnm sd xxx 1xxx8103xx 18 油进行润滑，则可不需要密封环装置。 联轴器的右端轴肩固定，由图 9.8 中的公式计算得轴肩高度，0.981.4mmh 但考虑固定原因，则可取 h=2mm,则轴段 2 直径。220mmd (4)轴段 3 和轴段 7 考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角

34、接触球轴承。考虑轴径及 安装，暂取 7204c,查得 d=20mm,d=47mm,b=14mm。故取轴段 3 的直径为 。325mmd (5)轴段 6 由图 9.8 中的公式计算得，轴段 6 的轴肩应为（0.070.1）20=1.42mm。 初取轴肩 2mm,则初算可取直径为 29mm. (6)轴段 4 轴段 4 的轴肩也为（0.070.1）20=1.42mm。轴肩取 2mm,则直径为 24mm。 但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知 e s ，故安全。 7.校核轴承寿命 由表 12.3（参考文献 2）查得 7205c 轴承的 016500,10500rcn cn 。 （1） 计算轴承的轴向

35、力 轴承 i、ii 内部轴向力分别为 1110.40.40.4 648.4259.36srrfffnn 2220.40.40.4 658.9263.56srrfffnn 2(263.56278.05)541.61sfann 12541.61asffan 22263.56asffn 比较两轴承的受力，因 1rf 2rf 及 1af 2af ，故只需校核轴承 i。 （2） 计算当量动载荷 由 10/541.61/105000.050afcn ，由表 10.13 查得 0.38e 。 因为 11/541.61/648.410.834arff e，所以查表插值可得： xxx 1xxx8103xx 21

36、 0.45,1.40xy 。 当量动载荷为 r11p(0.45 648.4 1.40 541.6)1050.0raxfyfnn （3） 校核轴承寿命 轴承在100 c 以下工作，由表 10.10 查得 1tf 。微振，由表 10.11 查得 1.5pf 。 轴承 i 的寿命为 3 3 66 r 10101 16500 19961 60p60 960 1.5 1050 tr h p f c lh nf 已知减速器使用 4 年两班，则预期寿命为 8 1 250 4 216000hlhh hl h l ，故轴承寿命充裕。 (二)中间轴(即轴)的设计计算 1. 轴的基本参数-轴： 960 213.0/

37、 min 4.37 n nr i = 45 232.44 100.98 0.97 4.361.02 10tn mmn mm =ti = 计算得作用在齿轮上的力： 2 5 3 1.02 1022 3301.0 61.8 t t fn d tantan20 3301.01248.3 coscos15.740 n rt a ffn tan3301.0 tan15.740 =930.4n at ff 2.选择轴的材料 选用 45 号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。 3.初算轴径 按弯扭强度计算： 2 3 3 min 2 p2.28 c10620.02 n284 dmm 考虑到轴上键槽适

38、当增加轴直径，。 min d20.02 1.0521.02mm 式中： c由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 c 值， 45 号钢的值为 118106 考虑扭矩大于弯矩，取小值 c=106。 xxx 1xxx8103xx 22 p2轴传递的功率（单位 kw） 。 n轴的转速。 4.轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式 轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如 图：中间轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴 端 1 开始设计。 (2)轴段 1 初选角接触球轴承 7206c,查得 d=30mm,d=62mm,b=16

39、mm。故取轴段 1 的直径 为。130mmd (3)轴段 2 与轴段 4 由图 9.8 中的公式计算得，轴段 2 的轴肩应为（0.070.1） 25=1.752.5mm。初取轴肩 2.5mm,则初算可得直径为 。235mmd 考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为61.8mm，其中键的尺 寸为：bh=87mm，则 e=61.8/2-17.5-3.3=10.1mm2.5m=8.75mm，所以不 需要做成齿轮轴，可方便拆卸齿轮与轴分开设计。 (4)轴段 3 轴段 3 的轴肩也为（0.070.1）25=1.752.5mm，轴肩取 2.5mm,则直径为 40mm。 (5)轴段长度 轴段具

40、体长度要综合考虑其他 2 根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距 离综合草图进行确定。 5.轴上键校核 中间轴轴段 2 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长 大于所需最短工作长度即可。 连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得： 100120 pmpa ，取。需满足： 2 pp t dkl 120 pmpa 其中由轴的直径 35mm，可取键的尺寸 bh=108mm。 则可解得: 5 222 1.02 10 13.96 120 30 8/ 2p t lmm dk 查表得安全工作的最小键长为 14mm。 xxx 1xxx8103xx 23 此轴上两个键

41、槽处为两个齿轮：2、3 号齿轮，其中 2 号（高速轴上的大齿轮） 齿宽为 25mm，3 号齿轮（低速轴上的小齿轮）齿宽为 35mm。则 2、3 齿轮的齿 宽符合，取 2 号齿轮处键长 20mm，取 3 号齿轮键长取 28mm。 6轴的受力分析 (1)画轴的受力简图 中间轴受力： ，3301.0 t fn1248.3 r fn930.4n a f (2)计算支承反力 在水平面上 223333223 3 123 / 2/ 2() 89.8 aarr h f df df lfll f lll n 432311.5hhrrffffn 在垂直平面上 22333 3 123 () 836.4 tt v f

42、llf l fn lll 4233(716.6906.9826.4)797.1vttvffffnn 轴承iii的总支承反力： 22 333854.2rhvfffn 轴承 iv 的总支承反力： 22 444817.2rhvfffn （3）画弯矩图 在水平面上，a-a 剖面左侧： 3189.8 46.54175.7ahhmfln mmn mm a- a 剖面右侧： 4233233 / 2() 13127.23 ahhramfllf lf d n mm b- b 剖面左侧： xxx 1xxx8103xx 24 3122222 / 2() 5765.24 bhhramfllf lf d n mm b-

43、b 剖面右侧： 4310.5 42.8459.4bhhmfln mmn mm 在垂直平面上，弯矩为 3133171.42avvmf ln mm 42332()108795.88avvtmfllf ln mm 31222()97906.42bvvtmfllf ln mm 43797.1 42.834115.88bvvmfln mmn mm 合成弯矩，a-a 剖面右侧： 22 113259.6aahavmmmn mm b-b 剖面左侧： 22 99757.3bbhbvmmmn mm (4)画转矩图。 5 231.02 10tn mm =ti = (5).校核轴的强度 a-a 剖面右侧，因弯矩大，有

44、转矩，故 a-a 剖面右侧为危险剖面。 由表 9.6 查得，抗弯截面模量为 2 3 () 0.1 2 bt dt wd d 22 3333 ()10 5 (355) 0.1=0.1 353644.6 22 35 bt dt wdmmmm d 同理，可得抗扭截面模量为 22 3333 ()10 5 (355) 0.20.2 357932 22 35 t bt dt wdmmmm d 弯曲应力： 113259.6 31.076 3644.6 b m mpampa w 31.076abmpa 0m 扭剪应力： 5 1.02 10 12.86 7932 t t t mpampa w xxx 1xxx8

45、103xx 25 12.86 6.43 22 t ammpampa 由表 9.3 可以查得；材料的等效系数11=650,300,155bmpampampa 。=0.2=0.1， 由表 9.10 查得。1.825,1.625kk 绝对尺寸系数，由表 9.12 查得。=0.8=0.76， 轴磨削加工时的表面质量系数，由表 9.9 查得。=0.92 由此，安全系数计算如下： 1300 3.89 1.825 31.0760.2 0 0.92 0.8 am s k 1155 9.94 1.625 6.430.1 6.43 0.92 0.76 am s k 2222 3.89 9.94 3.62 3.89

46、9.94 s s s ss 由表 9.13 查得许用安全系数显然，故 a-a 剖面安全。 1.31.5,s s s 7.校核轴承寿命 由表 12.3 查得 7206c 轴承的。023000,15000rcn cn （1） 计算轴承的轴向力 轴承 i、ii 内部轴向力分别为 1110.40.40.4 1653.2512.4srrfffnn 2220.40.40.4 1248.3499.2srrfffnn 2(449.2 163.3)662.5sfann 12662.5asffan 22499.2asffn 比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承 i。1rf2rf1af2af （2） 计算当量动载

47、荷 由，由表 10.13 查得。10/662.5/150000.044afc 0.41e 因为 ，所以。11/662.5/1248.30.53arff e0.44,1.40xy 当量动载荷为 r11p(0.44 1653.2 1.40 662.5)1654.9raxfyfnn （3） 校核轴承寿命 轴承在以下工作，由表 10.10 查得。中等冲击，由表 10.11 查得100 c1tf 。1.8pf xxx 1xxx8103xx 26 轴承 i 的寿命为 3 3 66 r 10101 23000 36018 60p60 213 1.8 1654.9 tr h p f c lh nf 已知减速器

48、使用 4 年两班，则预期寿命为 8 1 250 4 216000hlhh hl h l ，故轴承寿命充裕。 (三)输出轴(即轴)的设计计算 1. 轴的基本参数-轴： 213.0 67.56 / min68/ min 3.15 n nrr i 55 231.02 100.98 0.97 3.123.01 10tin mmn mm t = 则经过计算可得作用在齿轮上的力： 4 5 2 3.01 122 2758.9 21 . 0 8 2 t t fn d tantan20 2758.91043.3 coscos15.740 n rt a ffn tan2758.9 tan15.740 =777.6

49、n at ff 2.选择轴的材料 考虑使用 45 号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力 矩较大，故选用 40cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。 3.初算轴径 按弯扭强度计算： 2 3 3 min 2 p2.17 c9730.76 n68 dmm 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。 min d23.0 1.0331.62mm 式中： c由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 c 值， 45 号钢的值为 118106 考虑扭矩大于弯矩，取小值 c=106。 p2轴传递的功率（单位 kw） 。 n轴的转速。 4.轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的

50、结构形式 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小， 齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两 端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图 1 所示，然后， 可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 7 开始设计。 xxx 1xxx8103xx 27 (2)轴段 7 及联轴器 轴段 7 的直径，需要考虑到上述所求的及轴段 1 上安装联轴mind31.62mm 器，因此与联轴器的设计同时进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 12.1(参考文献1)可取：k=1.5，则计算转矩： 。3 5 t1.

51、53.01 10451.5ek tmn 其中型号为 lt7 的弹性套柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，则定制直 径为 32mm 的联轴器， 型号记作 lt7 3270 gb/t 5014。 7d32mm (3)轴段 6 考虑联轴器的轴向固定，轴段 6 直径。638mmd (4)轴段 5 和轴段 1 考虑使用斜齿轮，齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。轴段 5 需要 考虑轴承直径及安装，查表 12.2（参考文献2）角接触轴承，暂取 7208c,查 得 d=40mm,d=80mm,b=18mm。一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段 5 和 轴段 1 的直径为：。5140mmdd (5)轴

52、段 2 和轴段 4 由图 9.8 中的公式计算得，轴段 6 的轴肩应为。初取轴肩2.84.0mmh h=3.0mm,则初算可得直径为 46mm，轴段 2 处用以安装低速轴大齿轮-齿轮 4，轴 段 4 处为方便定位。2446mmdd (6)轴段 4 轴段 4 的轴肩也为。轴肩取 4mm,则直径为 54mm。3.224.6mmh (7)轴段长度 轴段长度可综合草图进行设计。 5.轴上键校核 中间轴轴段 7 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长 大于所需最短工作长度即可。 连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得： 100120 pmpa ，取 110pm

53、pa 。需满足： 2 pp t dkl (1) 轴段 4 与大齿轮连接处的键 其中轴段 4 的直径 50mm，可取键的尺寸 bh=149mm。 则可解得: 5 322 3.01 10 34.2 110 40 9/ 2p t lmm dk 查表取键长为 36mm。 xxx 1xxx8103xx 28 此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4 号齿轮，其齿宽为 30mm。即齿轮的齿宽不 符合最小键长要求，使键长为 36mm，则初设计轮毂宽度为 42mm。 (2) 轴段 7 与联轴器连接处的键 其中轴段 7 的直径 30mm，可取键的尺寸 bh=108mm。 则可解得: 5 322 3.01 10 54.7

54、 110 25 8/ 2p t lmm dk 查表取键长为 56mm。 6.轴的强度校核 (1)画轴的受力简图 输出轴的受力: 4 5 2 3.01 122 2758.9 21 . 0 8 2 t t fn d tantan20 2758.91043.3 coscos15.740 n rt a ffn tan2758.9 tan15.740 =777.6n at ff 画出轴的受力简图 首先, 确定轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149 表 20.6-7.对于 7208c 型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.经计算得 l1=102.5mm，l2=78mm，l3=47.5mm

55、。 (2)计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向） 水平面上: 3 1 3 2 218.3 f1043.3 47.5777.6 22 896.21 102.547.5 ra h d fl rn ll 21 1043.3-896.21=147.09 hrh rfrn 垂直平面上: xxx 1xxx8103xx 29 3 1 23 2758.9 47.5 873.65 102.547.5 t v f l rn ll 21 2758.9873.651885.0 vtv rfrn 轴承 1 的总支承反力 2222 111 896.21873.651251.60 hv rrrn 轴承 2 的总

56、支承反力 2222 222 147.091885.01890.7 hv rrrn (3)画弯矩图 5 3.01 10tn mm 在水平面上： a-a 剖面左侧， 112 896.21 7869904mm ahh mrln a-a 剖面右侧： 223 147.09 47.56986.8mm ahh mrln 在垂直面上： 12 873.65 786814.5n mm. avv mrl 合成弯矩： a-a 剖面左侧: 222 11 699046814.570235 aahav mmmn mm a-a 剖面右侧： 222 22 6986.86814.59759.8 aahav mmmn mm (4)

57、画转矩图 (5)校核轴的强度 由弯矩图可知，a-a 截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力 集中，为危险截面。 由参考文献1p205 页附表 10.1 ： 抗弯剖面模量： 22 333 ()16 6 (466) 0.10.1 468064.0mm 22 46 bt dt wd d 抗扭剖面模量 22 333 ()16 6 (466) 0.20.2 4617798mm 22 46 t bt dt wd d xxx 1xxx8103xx 30 弯曲应力： 70235 8.710 8064.0 b m mpa w a 8.710 b mpa 0 m 扭剪应力 5 3.01 10 16.912 17798 t t t mpa w 8.456 2 t am mpa 由参考文献1p192 页表 10.1 和 p201 页表 10.4 得，45 号钢调质处理， 11 650,300mpa,155mpa b mpa 由参考文献1表 10.1