机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器

1、机 械 设 计 课程设计说明书 (C1)(C1) CADCAD 图纸，图纸，QQQQ 院 系： xxxxxxxxxxxxx 专业班级： xxxxxxxxxxx 学生姓名：xxxxxxxxxxxx 学 号 xxxxxxxxxxxxxx 指导教师： xxxxxxxxxxxx 目录 一、设计任务：一、设计任务：.2 1、工作情况：已知条件 .2 2、原始数据.3 二、电机的选择二、电机的选择.3 1、电动机功率的选择 .3 2、电动机转速的选择 .4 3、电动机型号的确定 .4 三、计算总传动比及分配各级的传动比三、计算总传动比及分配各级的传动比 .5 1、计算总传动比 .5 2、合理分配各级传动比

2、 .6 四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算.6 1、各轴转速:.6 2、各轴功率： .6 3、各轴输入转矩 .7 4、各轴输出转矩 .7 五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算.7 1、材料选择齿轮。 .7 2、计算高速级齿轮 .8 3、计算低速级齿轮 .10 六、轴的效核及计算：六、轴的效核及计算：.13 1、轴的结构、尺寸设计 .13 2、轴的结构、尺寸设计.20 3、轴一的结构、尺寸设计.21 七、滚动轴承的校核：七、滚动轴承的校核：.22 八、键的设计和计算八、键的设计和计算 .23 1、输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接.23 2、输入轴与联轴器联接采用平键联

3、接.23 3、中间轴与齿轮 2 配合时 .24 4、中间轴与齿轮 3 配合时 .24 九、减速器结构设计九、减速器结构设计 .25 十、密封和润滑的设计十、密封和润滑的设计.27 1. 密封.27 2润滑.27 参考书目参考书目.28 一、设计任务：一、设计任务： 图 1-1 1、工作情况：已知条件、工作情况：已知条件 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35； 使用折旧期；8 年； 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 运输带速度容许误差：5%； 制造条件及生产批量：一般机械厂制造

4、，小批量生产。 2、原始数据、原始数据 题号 参数 1 运输带工作拉力 F/KN1500 运输带工作速度 v/(m/s)1.1 卷筒直径 D/mm220 表 1-1 注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。 二、二、电机的选择电机的选择 选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动 机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆， 无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 1、电动机功率的选择电动机功率的选择 1）工作机所需功率 Pw Pw= ，而 PdPw/ 1000 FV a F-工作机阻力 v-工作机线速度 2）-传动装置总效率，

5、=n1*n2*n3*n4*n5*n6 a n a n n n 本设计中的 联轴器的传动效率（2 个） ，=0.99（两对联轴器的效率取相等） 1 联轴器 联 。 轴承的传动效率 （4 对） ，=0.99（123 为减速器的 3 对轴承） ， 2 轴 123 承 轴 =0.98（4 为卷筒的一对轴承） 。 4 承 轴 齿轮的传动效率（2 级） ， =0.95（两对齿轮的效率取相等） 。 3 齿轮 齿 -卷筒的传动效率为 0.96。 4 5 =0.808 a 2 4123 32 齿轴承轴承联 96 . 0 95 . 0 *98 . 0 *99. 0*99 . 0 *99 . 0 232 电机所需的

6、工作功率： Pw= PdPw/ a =1500*1.1/(1000*0.808)=2.042kw 1000 FV a FV 1000 2、电动机转速的选择、电动机转速的选择 由 v=1.1m/s 计算滚筒工作转速： =601000 x1.1/x220 = 95.49r/min w n 可推算电动机转速范围，即 = （ * * ) r/min d n a i n 1 i 2 i 3 i n i n 其中： 电机可选转速范围，r/min; d n 传动装置总传动比的合理范围，二级圆柱齿轮加速器传动比为 840 a i 所以=（840）95.49=763.923819.6r/min d n a i

7、n 符合这一范围的同步转速有 1000、1500 和 3000r/min 3、电动机型号的确定、电动机型号的确定 由表 12-12查出电动机型号为 Y100L2-4,其额定功率为 2.2kW，满载转速 1430r/min。基本符合题目所需的要求。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适合的电动机型号，因此有三种传动 方案： 表 1-2 综合考虑电动机和传动装置，可见第 3 方案比较合适。因此选择电机型号 为 Y100L1-4。 主要性能如下： 电动机转速 r/min 堵转转矩最大转矩电动机型号额定功 率 Ped kw 同步转速满载转 速额定转矩额定转矩 电动机 重量 N 1Y90L-22.23

8、00028402.22.325 2Y112M-62.210009402.02.045 3Y100L1-42.2150014302.22.334 额定值电动机 型号 额定功 率 Ped kw 电流 /A 转速 /（r/mi n） 效率 % 功率 因数 (cos ) 堵转电 流 额定电 流 堵转转 矩 额定转 矩 最大转 矩 额定转 矩 Y100L 1-4 2.25.031 430810.8272.22.3 表 1-3 电动机外形和安装尺寸如图： 图 1-2 中心高 H 外形尺寸 HDAD AC L 2 底脚安装尺 寸BA 外地脚螺 栓孔直径 K 轴外伸尺寸 ED 100380282.524516

9、0140122860 三、计算总传动比及分配各级的传动比三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、计算总传动比、计算总传动比 由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比 m nn 为： / =14.98 总 i m nn 95.49 1430 2、合理分配各级传动比、合理分配各级传动比 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由参考表格得 =4.6 1 i 所以3 . 3/ 12 iii 四、四、运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 1、各轴转速、各轴转速: 电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速 I n1=1430r/min 0 0 i n 中间轴 II

10、n2=310.87r/min 1 1 i n 低速轴 III n3= =94.2r/min 2 2 i n 卷筒 94.2r/min 2、各轴功率：、各轴功率： 电动机额定功率 P0=2.2Kw 高速 I ： =P0*=P0* =2.2*0.99*0.99= 2.156 Kw(= =0.99*0.99=0.98) 1 P 01 轴承联 01 轴承联 中间轴： II P2=P1=P1*=2.156 *0.95*0.99=2.027Kw (=0.95*0.99=0.94) 12 齿轮 轴 12 轴承齿 低速轴 III： P3=P2=P2*=2.027*0.95*0.99=1.900 Kw(= =0

11、.95*0.99=0.94) 23 轴承齿 23 轴承齿 卷筒轴： P4=P3*=P3*=1.900*0.98*0.99=1.823 34 轴承联 Kw（=0.98*0.99=0.96） 34 轴承联 3、各轴输入转矩、各轴输入转矩 电动机输出转矩 =9550=95502.042kw/1 430=13.64 d T m d n P mN 4、各轴输出转矩、各轴输出转矩 I 轴=13.090.98=12.83 1 T d T 01 mN II 轴=55.47 2 T 1211 iTmN III 轴=57.883.20.94=172.07 3 T 2322 iTmN 卷筒轴输入转矩 =*=165.

12、18 4 T 3 T 34 mN -轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率 0.98。 运动动力参数计算结果整理于下表： 效率 P kw转矩mN 轴名 输入输出输入输出 转速 n minr 传动比 i 效率 电动机轴2.2013.09 1 0.98 I 轴2.156 2.11212.8312.573 1430 4.6 0.94 II 轴2.0271.98655.4754.361310.87 3.30.94 III 轴1.900 1.862172.07168.62 9 94.2 卷 筒 轴1.823 1.787165.18161.87 9 94.210.96 表 4-1 五、传动零件的

13、设计计算五、传动零件的设计计算 1、材料选择齿轮。、材料选择齿轮。 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质， 齿面硬度为 217286HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 197286HBS；由 于减速器要求传动平稳，所以拟用圆柱斜齿轮。初选（由教材 P142 可10 选范围在 ） 。 208 2、计算高速级齿轮、计算高速级齿轮 （1）根据教材 P133 表 6.2 可得： ，根据 P134 可得 25 . 1 A K ， ，。11 . 1 v K2 . 1 K1 . 1 K 83 . 1 1 . 12 . 111 . 1 25 . 1 K KKKK VA

14、 传动比由表查得各数据如下： 6 . 4i ， ， ，取则47 . 2 H Z 8 . 189 E Z88 . 0 Z 1099 . 0 cos Z （2）接触疲劳极限 由于是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计 按教材 P138 图 6.14b 可知： ，按 P140 表 6.5 MPaMPa HH 600,700 2lim1lim 可知：。1 . 1 2min1min HH SS 则应力循环次数：（按一年 300 工作日计算） 9 11 1012 . 4 300208114306060 h jLnN 89 12 1095 . 8 6 . 4/1012. 4/iNN 又查图可知： 则

15、：1 21 NN ZZ MPa S Z H NH HP 36.636 1 . 1 1700 1min 11lim 1 MPa S Z H NH HP 45.545 1 . 1 1600 2min 22lim 2 取两者中小值取MPa PP 45.545 2 (3)计算小齿轮最小直径，取齿宽系数1 . 1 d mm u uKT ZZZZ d dHP EH 576.30 6 . 4 ) 16 . 4( 1 . 1 1012.573832 . 1 2 45.545 99. 088 . 0 8 . 18947 . 2 ) 1(2 3 3 2 3 1 2 1 (4)确定 中心距a mmi d a61.

16、58)6 . 41 ( 2 576.30 )1 ( 2 1 就尽量圆整成尾数为 0 或 5,以得于制造和测量，所以初定。mma85 (5)选定模数、齿数、和螺旋角 n m 1 z 2 z )( cos2 21 zz m a n 一般，。初选，则3017 1 z 15825 1 z 10 115256 . 4 12 izz 2 . 1 11525 10cos852cos2 21 zz a mn 由标准模数取 ，则mmmn1 6 . 661 1 10cos852cos2 21 n m a zz 取167 21 zz 则 75.29 6 . 41 167 1 21 1 i zz z 取30 1 z

17、13730167 2 z 齿数比：57 . 4 30/137/ 12 zz 与的要求比较，误差为 0.65% ，可用。于是6 . 4i 78.10 852 1671 1cos 2 )( cos 1 21 1 a zzmn （6）计算齿轮分度圆直径 小齿轮 mm zm d n 612.30 78.10cos 301 cos 1 1 大齿轮 mm zm d n 796.139 78.10cos 1371 cos 2 2 （7）齿轮工作宽度 mmdb d 734 . 6 3612.302 . 1 1 圆整为大齿轮宽度 mmb35 2 取小齿轮宽度 mmb40 1 mma/ mmmn/ 1 z 2 z

18、 i 1 d 2 db2b2 85110.78301374.5730.612139.79 6 3540 表 5-1 （8）校核齿轮弯曲疲劳强度 根据教材 P139 图 6.15b 可知： ； ； ；MPa im 290 1Fl MPa F 230 2lim 5 . 1 2min1min FF SS1 21 NN YY 按教材 P137 取。0 . 2 ST Y MPaY S Y N F STF Fp 67.3861 5 . 1 2290 1 1min 1lim 1 MPaY S Y N F STF Fp 67.3061 5 . 1 2230 2 2min 2lim 2 取MPa FPFP 67

19、.306 2 而，根据、查31 78.10cos 30 cos 33 1 1 z zv145 78.10cos 137 cos 33 2 2 z zv 1v z 2v z 教材 P137 表 6.4 取：，由教材52 . 2 1Fa Y14 . 2 2 Fa Y63 . 1 1 sa Y83 . 1 2 sa Y P137 取，由教材 P143 取75 . 0 Y88. 0 Y 则 MPaMPa YYYY mbd KT Fp saFa n F 67.30606.111 88 . 0 75 . 0 63. 152 . 2 1612.30734 . 6 3 1012.573832 . 1 22 3

20、 11 1 1 1 FP 11 22 12 89.105 63. 152 . 2 83. 114 . 2 06.111 MPa YY YY saFa saFa FF 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。 3、计算低速级齿轮、计算低速级齿轮 （1）查取教材可得： ， ， ，；25 . 1 A K11 . 1 V K2 . 1 K1 . 1 K 832 . 1 1 . 12 . 111 . 1 25 . 1 K KKKK VA 传动比由表查得各数据如下： 6 . 4i ， ， ，取 。则 5.2 H Z8.189 E Z88.0 Z10 99.0cos Z （2）接触疲劳施用应力 查

21、图可知： ， 。MPaMPa HH 600,700 2lim1lim 1 . 1 2min1min HH SS 则应力循环次数：（按一年 300 工作日计算） 8 11 1095. 83002081310.876060 h jLnN 88 12 1095 . 1 6 . 4/1095. 8/iNN 又查图可知： 则：1 21 NN ZZ MPa S Z H NH HP 36.636 1 . 1 1700 1min 11lim 1 MPa S Z H NH HP 45.545 1 . 1 1600 2min 22lim 2 取两者中小值取 。 MPa PP 45.545 2 (3)计算小齿轮最小

22、直径，取齿宽系数1 . 1 d mm u uKT ZZZZ d dHP EH 953.50 3 . 3 ) 13 . 3( 1 . 1 1054.361832 . 1 2 45.545 99 . 0 88 . 0 8 .18947 . 2 ) 1(2 3 3 2 3 1 2 3 (4)确定 中心距a mmi d a 5 . 109) 3 . 31 ( 2 953.50 )1 ( 2 3 就尽量圆整成尾数为 0 或 5,以得于制造和测量，所以初定。mma110 (5)选定模数、齿数、和螺旋角 n m 1 z 2 z )( cos2 21 zz m a n 一般，。初选，则3017 1 z 158

23、25 1 z 10 5 . 82253 . 3 12 izz 0 . 2 8325 10cos1102cos2 21 zz a mn 由标准模数取 ，则mmmn2 8 . 107 2 10cos1102cos2 21 n m a zz 取108 21 zz 则 07.25 3 . 31 108 1 21 1 i zz z 取25 1 z 8325108 2 z 齿数比：23 . 3 25/83/ 12 zz 与的要求比较，误差为 0.94% ，可用。于是2 . 3i 94.10 1102 1082 cos 2 )( cos 1 21 1 a zzmn 满足要求。 （6）计算齿轮分度圆直径 小齿

24、轮 mm zm d n 925.50 94.10cos 252 cos 1 3 大齿轮 mm zm d n 073.169 94.10cos 832 cos 2 4 （7）齿轮宽度 mmdb d 56.018925.501 . 1 1 圆整大齿轮宽度 mmb55 4 取小齿轮宽度 mmb60 3 表 5-2 （8）校核齿轮弯曲疲劳强度 根据教材 P139 图 6.15b 可知： ； ； ；MPa im 290 1Fl MPa F 230 2lim 5 . 1 2min1min FF SS1 21 NN YY 按教材 P137 取。0 . 2 ST Y MPaY S Y N F STF Fp 6

25、7.3861 5 . 1 2290 1 1min 1lim 1 MPaY S Y N F STF Fp 67.3061 5 . 1 2230 2 2min 2lim 2 取MPa FPFP 67.306 2 而，根据、查26 94.10cos 25 cos 33 1 1 z zv88 94.10cos 83 cos 33 2 2 z zv 1v z 2v z 教材 P137 表 6.4 取：，由教60 . 2 1Fa Y22 . 2 2 Fa Y595 . 1 1sa Y77 . 1 2 sa Y 材 P137 取，由教材 P143 取75 . 0 Y88. 0 Y mma/ mmmn/ 1

26、z 2 z i 3 d 4 db3b4 110210.9425833.350.925169.07 3 6055 MPaMPa YYYY mbd KT Fp saFa n F 67.306550.95 88 . 0 75 . 0 595. 160 . 2 250.925018.56 1054.361832 . 1 22 3 11 1 1 1 FP 11 22 12 536.90 595 . 1 60 . 2 77 . 1 22 . 2 550.95 MPa YY YY saFa saFa FF 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。 所以齿轮的基本参数如下表所示: 名称符号公式齿 1

27、齿 2齿 3齿 4 齿数zz30137 2583 分度圆直径dmzd 30.612 139.79650.925166.073 齿顶高 a hmhh aa * 2233 齿根高 f hmchh af )( * 2.52.53.753.75 齿顶圆直径 a d aa hdd2 42.704185.29670.432211.568 齿根圆直径 f d ff hdd2 33.704176.29656.932198.068 中心距a2/ )( 21 zzma85110 孔孔 b 齿宽b 1 db d 3540 60 55 表 5-3 六、轴的效核及计算：六、轴的效核及计算： 1、轴的结构、尺寸设计轴的结

28、构、尺寸设计 （1） 、计算轴的最小直径(查表取 C=112) 轴:最小直径为mm n p cd8 .12 1430 2.112 112 33 考虑到联轴器的内径,故最小直径取 15 轴:最小直径为mm n p cd 1 . 21 297.92 1.986 112 33 考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取 21 轴:最小直径为mm n p cd 4 . 30 93.1 1.862 112 33 考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取 30 （2）联轴器的校核 选材 45 钢，调质处理，其机械性能由表 11.1 和 11.4 查 =60MPa，=640MPa, =275MPa,=155MPa ,P=

29、3.55KW, 1 b b11 =170.618, T3 mN =30.4 3mind 联轴器的计算转距查表 10.1 取 3 * caA TKT =1.3，=1.3*170.618=221.8 A K 3 * caA TKTmN 选择联轴器为联轴器 1 为弹性柱销联轴器：型号如下 HL3 联轴器 LT6(GB 5014-85)，其工称转距为 250,许用转速为 3 800mN 轴孔直径：=32,32,35,38,40,42。 所以确定轴的直径为 32mm。d 初定轴 3 的结构、尺寸如下图： 图 6-1 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，取 =32 1 dmmmmL80 1

30、右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取,根据轴mmd38 2 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左 端面的距离为 45mm，故取该段长为 。 mml70 2 右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用 深沟球轴承。 根据，选用 6008 型轴承，其尺寸为 dDB=406815,那么该段mmd38 2 的直径为，长度为。mmd40 3 15 3 l 右起第四段，由齿轮 2 的齿轮,再由齿轮端面带箱体内部的距离为mmb35 2 10，则可确定第四段为，=50mm。mmd46 4 4 l 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取

31、轴肩的直径为 ,长mmd52 5 度取。mml10 5 右起第六段，该段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为163.573mm，齿宽为 55mm，按照标准尺寸取，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为mmd44 6 。mml52 6 右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样 ，长度，轴倒角 1.0 圆角 1.2。mmd40 7 mml26 7 3、按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知169.073mm 4 d 求转矩：已知172070N/mm 3 T 求圆周力,根据教材 P142 式（6.12）得: t F N d T Ft45.2035 169.073 17207022 4 3 求径

32、向力,根据教材 P142 式（6.12）得: r F N aF F nt r 56.754 cos tan 94.10cos 20tan45.2035 求轴向力,根据教材 P142 式（6.12）得： a F NFF ta 44.39394.10tan45.2035tan 该两轴承对称 水平面内支反力： tHH FRR 21 垂直面内支反力： 1017.73N2/ 21 tHH FRR 0 21 rvv FRR 094)9444( 1 arv MFR mm33260.04N 2 169.07344.393 2 4 dF M a a NRv99.754 1 -0.43N 1v R 作出弯矩图 根

33、据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距： 178191.88N mm H M 1 152291.08N mm v M 2 19931N mm v M 总弯距 22 HV MMM 1 234403.33N mmM 2 179303.07N mmM 作出计算弯距图 22 )( TMMca 2222 22 ()179303.07(0.6 962960)604958.43 ca MMTNmm 11 234403.33 ca MMNmm 校核轴的强度 对危险界面 c 进行强度校核 （教材 P233 表 11.4 查得 2 3 604958.43 17.6460 0.1 70 ca ca M

34、 MPaMPa W ）故安全。MPa60 1 轴的载荷分布图如下： MH MH RH Ft RV MV M T Mca y z x Fa F t Fr T MV1 MV2 M1 M2 aT Mca RV Fr RV Fa Ma 2 Mca1 2 1 RH 2 RH1 图 6-2 4、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 从轴与联轴器配合部位到右端第一个轴承部分轴段，虽然有键槽轴肩过度 配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强 度较为宽裕确定的，所以这部分无需校核。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应力集中最重要，截面和的应力影响相 近，但

35、截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，只需校核 截面左右两侧即可。 （2）截面 IV 右侧 抗弯截面模量按表 11.5 中的公式计算： 333 5 . 16637551 . 01 . 0mmdW 抗扭截面模量： 333 33275552 . 02 . 0mmdWT 截面 IV 右侧的弯矩 M 为： 2 7642.571.5-42.5 179303.0772724.32 7671.5 MMNmm 截面扭距为： 2 T 2 962960TNmm 截面上的弯曲应力： 72724.32 4.37 16637.5 b M MPa W 截面上的扭转切应力： 2 794220 28.94 33

36、275 T T T MPa W 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，因 ， 1.2 0.021 55 r d ，按教材 P23 图 1.15 得 。 70 1.27 55 D d 3 . 2 又由教材 P23 查图 1.16 得轴的材料敏性系数为 59 . 0 q 故有效应力集中系数为 77 . 1 13 . 259 . 0 111 qk 46. 1177. 16 . 0116 . 01 kk 查教材 P24 图 1.17 得尺寸系数，扭转尺寸系数78 . 0 78.0 因轴按磨削加工，得表现质量系数为，92. 0 95 . 0 4 . 06 . 0 轴未经表面强化处理，即=1 ，则得综合

37、系数值为 q 36. 21 1 k K 92 . 1 1 1 k K 按教材材料特性系数取 1 . 0 05 . 0 计算安全系数 ca S 因轴材料为 45 钢，经调质处理，其机械性能由教材 P226 表 11.1 和 P233 表 11.4 查得 MpaMpaMpaMpa bb 155,275,640,60 111 MPa W M ba 36. 4 MPa W T T ma 94.11 2 88.23 2 2 73.26 01 . 036 . 4 36. 2 275 1 ma K S 59. 6 94.1105 . 0 94.1192. 1 155 1 ma K S 5 . 140 . 6

38、 59 . 6 73.26 59. 673.26 2222 S SS SS Sca 故可知其安全。 （3）截面左侧 抗弯截面模量： 333 8 . 23832621 . 01 . 0mmdW 抗扭截面模量： 333 6 .47665622 . 02 . 0mmdWT 截面右侧的弯矩 M 为： mmNMM 72544.23 71.5 38-71.5 154833.20 5 . 71 38 5 . 71 2 截面扭距为： 2 TmmNT 794220 2 截面上的弯曲应力 MPa W M b 04 . 3 8 . 23832 23.72544 截面上的扭转切应力：MPa W T T T 66.16

39、 6 . 47665 794220 2 过盈配合处的值，由手册可知，于是得 k kk 8 . 0 16 . 3 k 53 . 2 16. 38 . 0 k 轴按磨削加工，得表面质量系数为， 92. 0 95 . 0 4 . 06 . 0 故得综合系数为： 25 . 3 1 1 k K 58. 21 1 k K 所以轴在截面左侧的安全系数为 4.37 ab M MPa W 2 14.47 2 am T T MPa W 1 275 19.36 3.25 4.370.1 0 am S K 1 155 5.44 1.92 14.470.05 14.47 am S K 2222 19.36 5.44 5

40、.41.5 19.365.44 ca S S SS SS 故该轴在左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环 不对称性，故可略去静强度校核。 2、轴的结构、尺寸设计轴的结构、尺寸设计 图 6-3 轴:最小直径为mm n p cd 1 . 21 297.92 1.986 112 33 考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取 21 右起第一段，由强度计算出轴的最小直径为 21mm,因为主要承受轴向力，则 1 选用深沟球轴承 6005,其尺寸为 dDB=254712。那么该段轴的尺寸为， ，。mmd25 1 15 1 l 右起第二段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 , 2mmd

41、30 2 长度取。mml10 2 右起第三段，该段主要安装齿轮。轮齿 2 根圆直径为135.796mm，齿宽为 3 40mm，按照标准尺寸取，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为mmd36 3 。mml38 3 右起第四段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 ,长 4 mmd44 4 度取。 右起第五段，安装齿轮 3。又齿轮的齿根圆直径为45.425mm,齿轮宽为 5 55mm,在满足强度条件下与第三段直径相同,为了保证定位的可靠 mmd36 5 性，取轴段长度为。mml53 5 3、轴一的结构、尺寸设计轴一的结构、尺寸设计 图 6-4 联轴器的校核 1 选材 45 钢，调质处理，其机

42、械性能由表 11.1 和 11.4 查 =60MPa，=640MPa, =275MPa,=155MPa ,P=3.55KW, 1 b b11 ,m12.83N 1 T =15mm。 min1 d 联轴器的计算转距查表 10.1 取 1 TKT Aca =1.3，=1.3*12.83=16.68 A K 1 TKT Aca mN 选择联轴器为联轴器 1 为弹性柱销联轴器：型号如下 HL3 联轴器 LT6(GB 5014-85)，其工称转距为 16,许用转速为 7 600r/min,mN 所以确定轴的直径为 20mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在 轴端面上，取=12 。 1 dmm40

43、mm 1 l 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取,根据轴mmd18 2 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左 端面的距离为 45mm，故取该段长为 。 mml70 2 右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用 深沟球轴承。 根据，选用 6005 型轴承，其尺寸为 dDB=204212,那么该段mmd20 2 的直径为，长度为。mmd20 3 12 3 l 右起第四段，由齿轮 3 的齿轮宽度,再由齿轮端面带箱体内部的距mmb55 3 离为 10，则可确定第四段为，=70mm。mmd25 4 4 l 右起第五段，考虑齿轮的轴

44、向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 ,长mmd40 5 度取。mml10 5 右起第六段，该段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为30.112mm，齿宽为 35mm， 按照标准尺寸取，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为mmd30 6 。mml32 6 右起第七段，,mmd25 6 mml10 6 右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样 ，长度，轴倒角 1.0 圆角 1.2。mmd20 3 mml22 7 七、滚动轴承的校核：七、滚动轴承的校核： 根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核，在前面进行的轴 的计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 6008,其基本额定动载荷

45、 ，基本额定静载荷。NCr17000NC r 11800 0 现对它们进行校核： 由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为： N；，由上面的载荷数55.752 4 . 1296 21 ， NHNH FNFNFNF NVNV 24855.477 21 ， 据可知，轴承 1 所受的载荷远大于轴承 2 所受的力，所以只需对轴承 1 进行校 核，如果轴承 1 满足要求，轴承 2 必满足要求。 （1） 求比值 轴承所受径向力NFr56.138155.47 4 . 1296 22 所受的轴向力 NFa0 它们的比值为0 r a F F 根据表 6-1,深沟球轴承的最小 e 值为 0.19,故此时。则径向当e

46、F F r a 量动载荷。 rr FP （2） 计算当量动载荷 P P，查表得 X1,Y0, 1.0-1.2,取1.1.)( arp YFXFf p f p f 则 P1.1（11381.56+0）1519.72N （3） 验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为hLh46720836582 轴承寿命： )46720(250585) 72.1519 17000 ( 1 . 9360 10 )( 60 10 3 66 hLh P C n L h III h 上式中，对于球轴承取 3.3 综上可知所选轴承 6008 满足要求。 八、键的设计和计算八、键的设计和计算 1、输入轴与齿轮、输入轴与齿轮 1

47、 联接采用平键联接联接采用平键联接 轴径，mmd26 6 mml32 6 查手册 P53 选用 A 型平键，得： 选择与 1 中同一型号平键 GB/T 1096 键 8725 (A 型）lhb MPaMPa dhl T pp 10082.12 25826 1283044 1 故满足强度条件，可取。 2、输入轴与联轴器联接采用平键联接、输入轴与联轴器联接采用平键联接 轴径，mmd20 6 mml40 6 查手册 P53 选用 A 型平键，得： 选择与 1 中同一型号平键 GB/T 1096 键 6632 (A 型）lhb MPaMPa dhl T pp 10029.16 3266 1283044

48、 1 故满足强度条件，可取。 3、中间轴与齿轮中间轴与齿轮 2 配合时配合时 轴径，mmd36 4 mml38 4 查手册 P53 GB/T 1096 键 10828(C 型）lhb 根据教材 P77（3.1）式得 MPa 48.95 28810 1055.4744 3 2 21pp dhl T 故满足强度条件，可取。 4、中间轴与齿轮、中间轴与齿轮 3 配合时配合时 轴径，mmd36 4 mml53 5 查手册 P53 GB/T 1096 键 10845(C 型）lhb 根据教材 P77（3.1）式得 MPa 67.43 45810 1055.4744 3 2 21pp dhl T 故满足强

49、度条件，可取。 5、输出轴与齿轮、输出轴与齿轮 4 采用平键连接采用平键连接 轴径，mmd44 4 mml52 4 查手册 P53 GB/T 1096 键 14945(C 型）lhb 根据教材 P77（3.1）式得 84.7MPa 21944 10172.0744 3 3 1pp dhl T 故满足强度条件，可取。 6、输出轴与联轴器采用平键连接、输出轴与联轴器采用平键连接 轴径，mmd32 4 mml80 4 查手册 P53 GB/T 1096 键 10870(C 型）lhb 根据教材 P77（3.1）式得 MPa40 . 8 7 70832 10172.0744 3 3 1pp dhl T 故满足强度条件，可取。 九、减速器结构设计九、减速器结构设计 (