带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计

1、1 / 46综合课程设计报告设计题目 带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计学号1 _姓名1_学号2 _姓名2_目录一、.设计题目及要求 32 / 46二、.电动机的选择 4三、.计算传动装置总传动比和分配各级传动比 5四、.计算传动装置的运动和动力参数 5五、.传动件的设计计算 61. V带传动设计计算2 . 斜齿轮传动设计计算六、.轴的设计计算 131 . 高速轴的设计2 . 低速轴的设计3 . 中速轴的设计七、.滚动轴承的选择及计算 30八、.键联接的选择及校核计算 32九、.联轴器的选择 3 / 46 33十、减速器附件的选择和箱体的设计 . 33十二、设计小结 . 35十三、参考资

2、料 . 35一、设计题目及要求1、设计题目带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计4 / 462、设计条件及要求1传动方案要求如图所示2. 设计内容：选择合适的电动机、联轴型号，设计减速器。3. 工作条件：连续单向运转，工作平稳，室内工作，有粉尘， 环境最高温度35 度4. 使用年限：8年5. 生产批量：小批量生产6.原始数据已知条件运输带工作拉力F（N）9500运输带工作速度v （m/s）1.6卷筒直径D（mm）550、电动机的选择5 / 461. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，按工作要求和工作条件，选用一般 用途的Y( IP44 )系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容

3、量1.工作机功率P2.电动机的输出功率p传动装置总效率4242总=带 轴承 齿轮 轴连器=0.95 0.990.980.99 =0.868式中V带传动传递效率带=0.95，滚动轴承传递效率轴承二0.99，圆柱斜齿轮传递效率齿轮=0.98，联轴器传递效率联轴器=0.99。故Pd =旦=152 =17.51kW0.8683.电动机转速(1)、卷筒转速60勺000360X000 1.6m/s 厂 .n 卷筒55.56r/m in兀D兀汉550mm(2) 、由参考书I表17-9查得普通 V带传动比范围i带=24，表2-1查得同轴式两级圆柱齿轮减速器传动比i齿轮=860，故总传动比i总(2 4) (8

4、60) 16 240旦=95N6m化帖公100010006 / 46(3) 、电动机转速可选范围为n电机二 n卷筒 i齿轮=888.96 13334.4r/min7/46.n满载I总二n卷筒1470= 26.4655.56由参考书I表27-1可知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min1500r/min3000r/min 考虑3000/mi n的电动机转速太高，1000r /min的电动机体积大而且贵，故考虑选择同步转速为1500r / min 的电动机。3.电动机型号的确定由参考书1表27-1选电动机型号为Y180 M-4,额定功率为Ped =18.5kW，满载转速为1470r/m

5、in，同步转速为1500r /mino三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比：2.各级平均传动比：I-i平均二.i总=5.143.各级转速若取3，则i齿轮总二8.82，对同轴式二级圆柱齿轮减速器有|带所得=符合一般圆柱齿轮传动和两级圆1齿2齿5柱齿轮减速器传动比的常用范围8 / 46nnniii齿490-0. i65.00r/min2.97nili2齿n卷筒=niii=55.55r / min按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即四、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为H轴，低速轴为山轴，各轴转速为no = n 电机=1

6、470r/minn014490.00r/min2.各轴功率P0 -Fd =18.5kWR = F0 带=18.5 0.95=17.575kWP二p轴承齿轮 =17.575 汇 0.99 x 0.98 = 17.501kWP皿二 Pn 轴承齿轮=17.501 0.99 0.98 =16.543kWP卷轴=Pm 轴承联轴器=16.543 0.99 0.99 = 16.215kW3. 各轴转矩P17 575TI 二 9550=9550342.5N mn490.00P17 051T 二 9550=9550986.9N mn165.00P16 543Tm = 9550=95502844.0N mn皿55

7、.55T卷轴=9550P卷轴-9550 16.212787.5N m9 / 46n卷轴55.55高速轴I中速轴H低速轴皿卷筒轴转速（r/mi n）490.00165.0055.5555.55功率（kW17.57517.05116.54316.214转矩（N m）342.5986.92844.02787.5五、传动件的设计计算1. V带传动设计计算（1）确定计算功率由于是带式输送机，设每天工作12个小时，由参考书II（V带设计部分未作说明皆查此书）表 8-7得，工作情况系 数 K A = 1.2，则Pea 二 KARd =1.2 18.5 =22.2kW（2）选择V带的带型由已=22.2kW，n

8、满载=1470r/min，查图8-11知选用B型V带。（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1 = 150mm验算带速v。按式（8-13）验算带的速度“如1厂 150 1470 = 11.54m/s60 1000 60 100010 / 46ao书a mina min(4)500mmII确定V带的中心距a和基准长度0.7(ddi * dd2) - a。空 2(ddi dd2)，得Ld2 1 0a1 2 0 0 故选。所以Ld0 2a，表 8-22尹1 dd2)%j87mm， 选Ld = 2000mm, KL =0.98=

9、a 0.015Ld, amax = a 0.03Ld = 476.5mm,amax = 566.5mm(5)小带轮上的包角由参考因为5m/ s ： v ： 30m/s,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式 (8-15a),计算大带轮基准直径dd2dd2 带dd1 =3 150 = 450mmn57.3o：1 ： 180 -(dd2 -dd1)146.06 90a(6)确定带的根数 计算单根V带的额定功率由 PCa =KAPed =1.28.5kW =22.2kW 查表 8-4a 得F0 =3.248kW根据 n0 =1470r/min，i = 3和 B型带，查表 8-4b 得：P0 = 0

10、.467kW。 查表8-5得K ? =0.91,则Pr =(F0F0) K：. KL =3.31kW 计算V带的根数z11 / 46Pr22.23.31= 6.71取7根。(7 )计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以(Fo)min =500(2.50)巳 qv2K*v500 空 0.91) 22.2 0.1 9.4252N 0.91x75.54=242.17 N应使带的实际初拉力F0 (F0)min。(8 )计算压轴力Fp(Fp)min =2z(F)minSin十 2 5 242.17 sin6:06 .3242.72N(9)结构

11、参数的确定大带轮 dd 2 = 450mm _ 300mm， 米用轮辐式带轮。有参考 书 I 表 25-5 , B=(z_1)e+2f =(7_1)x19+2x12.5=139mm。2.斜齿轮传动设计计算(1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 由参考书III ,表14-3，选用7级精度 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二者硬度差为 40HBS 选小齿轮齿数 乙=24 :大齿轮齿数Z2“ Z=3 24=72 初选取螺旋角2 -14(2)按齿面接触强度设计ii / 46ditH lim 1= 600MPa

12、;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 =55MPa8= 3.4 10按式（10-21 ）试算，即_3 2KtTlU 1(ZHZE)2 d；：. u ；H确定公式内各计算数值a）试选载荷系数Kt =1.6b）由图10-30选取区域系数ZH = 2.433c）由图 10-26 查得；：1 =0.766, ；：2 =0.871，： = ：1 ；：.2 =1.637d）小齿轮传递的传矩T小齿二T2 =986.9N me）由表10-7选取齿宽系数：d =11f） 由表10-6查得材料弹性影响系数ZE =189.8MPag）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极h）由式10-13计算应力循环

13、次数:9Ni =60 ni j Lh =60 490 1 (8 365 12) = 1.03 109N23 10 ii 2.97i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN 0.92, KHN 0.95j）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数S=1，由式（10-12）得皿=552MPa;S|H2二仏皿乍70MPaSk）许用接触应力 ：HLiL2 =561MPa213 / 46dit2 1.6 986.9 1031 x 1.6372.97 1-X2.97二 d1tR|v =60 1000二 120.44 165.0060 1000m s = 1.0405m s计算a）试算小齿轮分度圆直

14、径dit，由计算公式得b）计算圆周速度C）齿宽b及模数mtb = d d1t =1.0 120.44mm = 120.44mmd1t cos P 120.44汽 cos14，“mntmm = 4.87mmz124h（2h； c*） mnt =2.25 4.87mm = 10.96mmb/h =10.99e） 计算纵向重合度八；：=0.318化 Z1 tan：? =0.318 1 24 tan 14.903f） 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 心=1根据v=1.0405ms ,7级精度， 由图10-8查得动载系数Kv =1.05 ；由表10-4查得KH ；的值与直齿 轮的相同，故 KH

15、1.436 ;因 KAR/ID =136.07N/mm 100N /mm表 10-3 查得心口 =心口 = 1.2 ；图10-13查得KF0 =1.33 故载荷系数：K * KV KH：. KH1:=1.81g）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得433189.8、561mm 二 120.44mm14 / 46h）计算模数mnmn=5.07mmmn2KT1Y1COS2 丫%乙2%YFaYsa6_ Z1COS3 :Z272Jv cos3 ：cos31478.821.81-mm 二 125.49mm1.6（3）按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a）计算载荷系

16、数K =KA KV KF：.1.05 1.2 1.33 =1.676b）根据纵向重合度y =1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.88c）计算当量齿数24326.27cos 14d）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa2.592,YFa 2.222e）查取应力校正系数= 120.4415 / 46由表 10-5 查得 YSa1 = 1.596,YSa2 =1.768f）计算弯曲疲劳许用应力16 / 46g)计算大、小齿轮的YFaYSa，并加以比较6匕F1t 2449.71mn -3m.67686.90*88 仏s140.01573mm = 3.58mm21 241.637

17、对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =4mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的取疲劳系数s=4由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲 劳强度极限二FEI =500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 %2 =380MPa。由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 Ji =0.88,KFN2=092由式(10-12)得OF 险 斗 0.88 500 =314.29MPaS1.4L1K* *2匕90249.71 MPa1.4YFa1 YSa125920.01316314.29YFa2 Ysa2 2185768 =

18、0.01573故大齿轮的数值大。设计计算分度圆直径a = 125.49mm来计算应有的齿数。于是由乙25.49COS14 =30.44 mn取乙=31，贝U Z2 =uz1 =2.97 31 ”92。(4)几何尺寸计算计算中心距17 / 46将中心距圆整为 254mm 按圆整后的中心距修正螺旋角-二 arccos 乙 Z2 mn =arccos(31 92) 4 =14.42 2a2x254因值改变不多，故参数:,K :,ZH等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径d31 4 mm=128.03mmcosP cos14.42*. Z2 mn92 汉 4CC7d2- -mm = 379.97mmc

19、osPcos14.42 计算齿轮宽度b=d di =1 128.03mm = 128.03mm圆整后取 B1 = 135mm, B2 = 130mm 计算齿根圆直径hf 二 mn(h； c*)二 5mm*ha = mnha = 4mmdf1 p -2hf = 118.03mmdf2 二d2-2hf =369.97mm 计算齿顶圆直径da1 詔 20 = 136.03mmda2 =d2 2hg = 387.97mmZi Z2 mn2 cos :31 9242 cos14mm 二 253.53mm18 / 46为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部19 / 46分，故咼速级小齿轮米用左旋，

20、大齿轮米用右旋，低速级小 齿轮右旋大齿轮左旋。各齿轮参数见下表：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2.97模数(mm)4螺旋角14.42中心距233(mm)齿数31923192齿宽(mm)135130135130直分度128.03379.9128.0379.9径圆737(m齿根118.03369.9118.0369.9m)圆73720 / 46-5350.31N齿顶圆136.03387.97136.03387.97旋向左旋右旋右旋左旋六、轴的设计计算1.高速轴的设计（1）高速轴上的功率、转速和转矩转速（r /min）高速轴功率（kw）转矩T（ N m）490.0017.575342.5

21、（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 d =128.03 mm，根据参 考书II （轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式 （10-14）， 则2T _2 342.5d 128.03 10Ft tanantg20Frt n =5350.312010.70Ncos Pcos14.42F Ft tan 1 =5350.31 tg20 =1375.72NFp =324272N（3）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A=112,于是得21 / 46dmin - A03J2迪 490.0017.575 .36.94mm

22、（4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）III III IVV VIVII2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 对于IV-V段：由于小齿轮的齿宽为135mm为了使挡 油盘压在齿轮上而不压在轴上，故取 L|v_v =133mm。取齿轮轮 毂宽度为L = 135mm ,由经验公式L =（1.21.5）d，所以取 d|V_v = L /1.5 =90mm。 对于III-IV 段和VI-VII段：这两段安装滚动轴承， 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚 子轴承。HI-IV段的轴径应该略小于IV-V段轴径，并参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准

23、精度级的单列圆锥滚子轴承30317,其尺寸为dx DX T=85mM180mm 44.5mm,故 dm-应=dw-呱=85mm LVI-VII =45mm。对于 III-IV段的长度，初步设定挡油盘的宽度为15.5mm,则22 / 46L|ii_iv = 44.5 15.5 2 = 62mm。 V-VI段：该段用于对滚子轴承进行轴向定位，由经验公 式 h =0.1d =8.5mm , 故 dV-VI =85 2h =85 17 = 102mm， 取LV-VI =10mm oII-III 段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈 油封为d =80mm的毡圈油封，透盖总宽度为 39mm透盖的外端

24、面与 V带轮右端面间的距离 L=21mm故取 Ln -皿=60mm du一in =80mm。I-II 段：该段用于装配V带，V带的宽度为L1 =139mm, I - n段的长度应比L1略短一些，现取LI- n =137mm为了满足 V带轮的轴向定位，I - n轴段右端需制出一轴肩，故取n - 山段的直径dn-皿=75mm4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取轴端倒角2mm 45 ,各圆角半径取 r=1.5mm。各段长度、直径及配合说明轴段编号长度(mr)直径(mr)配合说明I - n13775与V带轮键联接配合23 / 46BC - m6080定位轴肩m - iv6285与滚动轴承30

25、317配合，挡油盘IV - V13390与小齿轮键联接配合V - W10102定位轴环W - vn4585与滚动轴承30317配合总长度447mm5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的受力简图点，查参考书I表21-3，对于30317型轴承，a=36mm故B |139ABLII-III - a60 36 = 165.5mm。2 2齿轮受力点去齿轮轮毂的中点，故135L 挡油盘 T a15.544.5-36 =91.5mmCD 小齿轮.LV-VI T a 二13510 44.5-36 =86mm2 2受力分析:24 / 46竖直方向:Fp 一 RB - Fr RD =0* Fr xCD + R

26、B x BD + Fpx AD - Ma = 0RB =5788.17NRD =-4556.15 N受力图及弯矩图:Fpj 1Fr1LMa_!RJ=536. 67X-m水平方向：RD RB 一 R = 0Ft CD RB BD =0解得”RB = 2592.26N.RD =2758.05N25 / 4626 / 46k Mc=458. 03N m9 mk受力图及弯矩图:RBi FtRD总弯矩：M =MH MV2Jfe=536. 67X mBCD扭矩图： T=342.5N m.*342. 5N inABCD从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出B截面是轴的危险Mvc-237. 19N m27 /

27、46M2 (:T)2WMpa 二 9.36Mpa截面。现将计算出的截面 B处的MH、MV及M的值列于下表:载荷垂直面H水平面V支反力RB = 5788.17N, RD)= 4556.15NRB=2592.26N, RD=2758.05NFB截面MH =536.67N mMV =0弯矩M总弯矩Mmax = JMH +M： =536.67N m扭矩T =342.5N m6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取:=0.6，轴的计算应力536.6720.6 342.5 20.1 汇 8530-3已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 J

28、 =60MPa。因此二ca订J，故安全。2.低速轴的设计（1）低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min ）中速轴功率（kw）转矩T( N m) 155.516.5432844.0作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d2二379.97mm ,根据式（10-14），贝V28 / 46Ft2T 2 2844.0N mdi3379.97mm= 14969.60 NFrFt tan ：/cos := 14969.60tg205625.72 Ncos14.42sFa 二 Fttan 1 =14969.60 tg 14.42 = 3849.11 N初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最

29、小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=112，于是得dmin = Ao3P =112 汉3 16.543 =74.79mmTn 55.55轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度对于III-IV 段：由于大齿轮的齿宽为 130mm为了使 挡油盘压在齿轮上而不压在轴上，故取L|_|V = 128mm。取齿轮轮毂宽度为L = 130mm ,由经验公式L =（1.21.5）d，所以取dm-iv =90mm。 对于I-II段和IV-V段：这两段安装滚动轴承，因轴 承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴 承o I

30、V-V段的轴径应该略小于HI-IV段轴径，并参照工作要29 / 46求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30317,其尺寸为dx DX T=85mM 180mmx 44.5mm,故 九川 rd =90mm , L“。对于 IV-V 段的长度，初步设定挡油盘的宽度为 18mm,则LIV-v =44.5 18 2 =64.5mm。 II-III 段：该段用于对滚子轴承进行轴向定位，由经验公式 h=0.1d=8.5mm ,故 dn-川=85+2h =85+17 = 102mm, 取L|_III =10mm。 V-VI段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈油封为d

31、=80mm的毡圈油封，透盖总宽度为 39mm透盖的外端面 与V带轮右端面间的距离L=21mm故取LV-VI =60mm , dV-V| =80mm 。 VI-VII段：该段用于连接半联轴器，根据整轴的直径和工要求，初步选定联轴器为 HL6联轴器75 142GB/T5014-2003, 所以取 dVi-Vii =75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107m m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VI-VII段的长度应比L略小一些，现取LVI-VII = 105mm。4 ）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取轴端倒角2mm 45 ,各圆角半径r=1.5mm。30 / 4

32、6各段长度、直径及配合说明31 / 46轴段编号长度(mr)直径(mr)配合说明I -4585与滚动轴承30317配合n -m10102轴环m - iv12890与大齿轮以键联接配合IV - V64.585与滚动轴承30317配合,挡油盘V - W6080与端盖配合，做联轴器的轴向定位W - vn10575与联轴器键联接配合总长度412.5mm5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的受力简图齿轮受力点取齿轮轮毂的B=130mm的中点，查参考书I表32 / 46FVAFVC _ Fr - 0* Fvc 汉 AC Fr X AB + M a =0=Fad22解得:Ma =731.27N m受力

33、图及弯矩:21-3，对于30317型轴承，a=36mm故BAB =T -a Ln一HI44.5 -36 10 65 = 83.5mm2BBC =T -a L挡油盘44.5-36 18 65 = 91.5mm2受力分析:竖直方向:= 7120.15N“494.43N33 / 46HA +FHC Ft =0解得:FHC AC - Ft AB = 0FHA =7826.96NFHC =7142.64N水平方向:受力图及弯矩:总弯矩：M ； M H M：FHAjLFtIFiFHC34 / 46F 883. 51N m扭矩图：T=2844.0N mT=2844, ON m从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以

34、看出B截面是轴的危险截面。现将计算出的截面 B处的MH、MV及M的值列于下表:载荷水平面H垂直面V支反力FHA =7826.96N，FHC =7142.64NFVA=7120.15N，Fvc=1494.43NFB截面M H = 653.55N mMV =594.53N m弯矩M总弯矩Mmax = jMH +M： =883.51N m扭矩T =2844.0N m6）按弯扭合成应力校核轴的强度35 / 46caM2 (:T)2 W883.5120.6 2844.020.1 853 10-3Mpa = 31.29Mpa根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取:=0.6，轴的计

35、算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得二i =60MPa。因此ca十-1】，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面：截面V ,W,%只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡 配合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，所以截面V,W无 需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面山和W处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面山的应力集中影响和截面W的相近，但截面山不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽 引起的应力集中均在两端），而这里轴的直

36、径也大，故截面 B 不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三 章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该 轴只需校核截面W左右两侧。截面W右侧：抗弯截面系数：36 / 46608.32N61412.5mm二 9.91MPaTTWT2844.0 N122825mm= 23.15MPa3-2查r 1.6d 80-0.02,二85 =1.0680W=0.1d=0.1 853 mm3 = 61412.5mm3抗扭截面系数：3333州 =0.2d =0.2 85 mm =122825mm截面W右侧的弯矩为:截面W上的扭矩为:T =2844.0N m截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力:轴的

37、材料为45钢，调质处理。由表15-1查得:6 =640MPa,二= 275MPa,=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表取:经插值后可查得:- - 2.3,：二 1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为:q：. =1.95, q =1.30故有效应力集中系数为：=1 0.83 1.95-1 =1.79M =883.5191.5(44.5-36 20)91.5=608.32N m37 / 46k =1 q ： -1 =1 0.861.30-1 =1.2638 / 46-=0.92-1 -2.881.260.7811=1.700.92则得SC2752.88 9.91 0.

38、1 0= 9.64S.=1551.70 2315 0.05223.152= 7.659.64 7.652 29.6427.652= 5.99 S =1.5由附图3-2得尺寸系数：；厂= 0.64由附图3-3得扭转尺寸系数：；=0.78轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即订=1，则得综合系数值为又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数-=0.1 0.2, 取、= 0.1 ；化=0.050.1, 取申I = 0.05 ;于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-8)故可知其安全。 截面W左侧:抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1 903mm 72900mm3抗

39、扭截面系数：3333WT =0.2d =0.2 90 mm = 145800mmK 二丄十必.丄弭 0.640.92KaS；：.S.39 / 46截面W左侧的弯矩及应力分布为：165.0017.051986.9T =2844.0N m5=19.51MPaWT=3.97,-= 0.8 3.97 =3.18轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为:一，0.92155= 8.123.27 竺 0.05 竺= 4.79s；s.Ss28.12_4.79_、8.122 4.792= 4.13 S =1.5截面W上的扭矩及扭矩切应力为:过盈配合处的 显由附表3-8用插值法求出，并取 邑=0.8鼻，于是得:故

40、得综合系数值为:-1=3.9711=4.060.92K A 丄1 =3.19-1 =7.911叫叫0.92所以轴在IV左侧的安全系数为:故该轴在IV右侧强度也是足够的3.中速轴的设计(1)中速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)中速轴功率(kw)转矩T( N m)|M =608.32N m5=8.34MPa W2754.06 8.34 0.1 0441 / 46dm”。许12 叩器厂52.56轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）：IV34 / 46已知大齿轮的分度圆直径为d 379.97mm，根据式(10-14)作用在轴上的力已知小齿轮的分度圆直径为 d1 = 128.03mm

41、,根据式（10-14），则2 986化.15416.70Nd1128.03 10Ft1 ta n、ntg 20口 n =15416.705793.74 Ncos ：cos14.42Fa1 =Ft1tan 1 =15416.70 tg14.42 =3964.07N2 786.9Ft23 =5194.62N379.97 00Ft2 tan-gtg20M - =5194.621952.19Ncos ：cos14.42Fa2 =Ft tan -5194.62 tg14.42 -1890.69N初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取

42、A=112,于是得165.0017.051986.92）根据轴向定位及工作要求确定轴的各段直径和长度: II-III段，安装大齿轮，由低速轴的设计计算，取L|_| = 128mm， dII-III = 90mm。IV-V段，安装小齿轮，由高速轴的设计计算，取L|V-V = 133mm， d|v-v = 90mm。 |-| 段和V-VI段，安装轴承和挡油盘，轴承选取30317型圆锥滚子轴承，所以dN| =85mm, dw =85mm。根据高速轴和低 速轴的设计及齿轮的配合要求，可以求得 L|-H = 64.5mm， LV-V| = 62mm。 |-|V段，用于齿轮的定位，故直径应稍大于装配齿轮的

43、轴的直径，取d|-|V =100mm。按照整个减速器的装配要求，高速轴和低速轴中间间隔取10mm可以求得L|-|V -120mm。4 ）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2mm 45 ，各圆角半径r=1.5mm。各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（mr）直径（mr）配合说明I - II64.585与轴承30317配合，挡油盘 - m12890与大齿轮键联接配合m - iv120100定位轴环43 / 46IV - V13390与小齿轮键联接配合V - W6285与轴承30317配合，挡油盘总长度507.5mm5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的受力简图: 各受力点确定：

44、大小齿轮受力点都取齿轮轮毂的中点，B1=130mm B2=135mm查参考书I表21-3，对于30317型轴承，a=36mm故B1AB =T a L 挡油盘 1 1 =44.536 18 65=91.5mm2BC 二 B1 LIII-IV B2 = 65 120 67.5 二 252.5mm2 2CD =T -a L挡油盘2 + 电=44.5 - 36 + 15.5 +67.5 =91.5mm2 受力分析：竖直方向：44 / 46解得:FVA=3411.59NFVD =4334.34 NMa1 =359.20 N mMa2 =253.75N m解得:也=-864.82NFHD =11086.1

45、9NFVD 汇 AD Fr2 XAC +M al Ma2 =0 jd1M al = Fa1 汽2- L d2M a2 = Fa2 汉 - 2受力图及弯矩：水平方向:FHA FHD Fti - Ft2 =0FHD AD - Ft2 AC Ft1 AB =0受力图及弯矩：45 / 46MHE=79. 13N ms.扭矩图：T=986.9N mH FEAFtlFt2FHD1VABCD监二 1014总弯矩：M =：.；MH MV须与Fae Fd2平衡，即：46 / 46ca.M2 （：T）2W1014.3820.6 396.5920.仆 90臥10-3Mpa 二 14.29Mpa从轴的结构图以及弯矩和

46、扭矩图可以看出C截面是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的MH、MV及M的值列于下表:载荷水平面H垂直面V支反力FHA =-864.82N，FHD =11086.19NFVA=3411.59N，Fvc=4334.34NFC截面M H =1014.38N mMV =396.59N m弯矩M总弯矩Mmax = jMH +M； =1089.15N m扭矩T =986.9N m6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取=0.6，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 J =60MPa。因此二ca十-1，故安全。七、滚动轴承的

47、选择及计算47 / 461.轴承预期寿命Lh=12 365 8 =3.5 104h因为该减速器六个轴承选的都是30317型圆锥滚子轴承，由轴的设计计算知低速轴上的载荷最大。因此只需核算低速 轴轴承。由参考书I表21 -3查得：e = 0.35r/min,Cr = 288kN。2.求两轴承所受到的径向载荷Fr1和F2由高速轴的校核过程中可知：FNH1 =7826.96N， FNH2 =7142.64NFNV1 =7120.15N， FNV2 1494.43NFr1 f fFNH12 FNV12 一78 26.962 7 1 20.152 =10581.01N: 2 2 ： 2 2Fr2 二.FN

48、H2 - FNV2 = 7142.64 -( -1494.43) -7297.30N3.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由参考书I表21-3查得30317型圆锥滚子轴承的计算 系数Y =1.7。则Fd1 二品-3112.06N2YFr2Fd2=2146.26N2Y由前面计算出轴向力：Fae 二 Fa =3849.11N所以Fae Fd2 =5995.37NFd1，则轴有向左窜的趋势，相当于左边的轴承1被压紧，右边的轴承2被放松，但实际上轴须与Fae Fd2平衡，即：48 / 46必须处于平衡位置，所以被压紧的轴承1所受总轴向力Fd1必49 / 46键的工作长度:I = L-b=63 - 20

49、 = 43mma2r22146.267297.30 =0.33 ： eR =fp(0.4F14YFa1)=17309.44NF2=fPFr2 =1.2 7297.30 =8756.76N5. 验算轴承寿命因为R1 R2，所以按轴承1的受力大小验算10106 C 萨106288000 话, I - ”， I60n iP .丿 60 汽 55.5 12 键长 L= 63mm5键与轮毂键槽的接触高度:k = 0.5h = 0.5 12 = 6mm50 / 4632T 10kld32 342.5 107 38 90= 28.61MPa Lp =110MPa键与轮毂键槽的接触高度k = 0.5h = 0

50、.5 14 = 7mm2T 103kld2 986.9 1037 65 90键与轮毂键槽的接触高度:k = 0.5h = 0.5 14 = 7mmCP32T 10kld32 986.9 107 65 90= 48.20MPa T= 110MPa键的工作长度:I =L-b=90-25 = 65mm6 二2 = 2 342.5 13 = 38.06MPa Jp=110MPa kld6x43x752.高速轴上小齿轮处的键由d=90mm选普通圆头平键bxh = 25x14 键长L=63mm键的工作长度：I二L-b=63-25 = 38mm键与轮毂键槽的接触高度： k二0.5h二0.5 14二7mm3.中速轴上大齿轮处的键由d = 90mn选普通圆头平键 b h=25 14，键长L =90mm键的工作长度：I二L-b = 90-25 = 65mm4.中速轴上小齿轮处的键由d= 90mm选普通圆头平键b5 = 25“4 键长L = 90mm键的工作长度：l=L-b = 90-25二65mm5.低速轴上大齿轮处的键由d - 90mm选普通圆头平键 b h=25 14 键长L=90mm5= 48.20MPa = 110MPa键与轮毂键槽的接触高度:k = 0.5h = 0.5 14 = 7mm1）窥视孔和视孔