带轮运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器(机械设计课程设计)

1、机械设计（基础）课程设计计算说明书设计题目： 用于带轮运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器的设计学院 ：专业 ：机械工程及自动化学号 ：设计者 :指导老师完成日期： 2015 年 7 月目录一、传动方案的确定二、电动机的选择2.1 电动机类型和结构形式选择2.2 确定电动机功率2.3 确定电动机型号三、传动装置总传动比的计算及各级传动比的分配3.1 计算总传动比3.2 分配各级传动比四、传动装置运动参数及动力参数的计算4.1 计算各轴转速4.2 计算各轴功率4.3 计算各轴转矩五、减速器外的传动零件的设计带传动的设计计算5.1 确定计算功率5.2 选才i V带的带型5.3 确定带轮的基准直径并验算

2、带速5.4 确定V带的中心距和基准长度5.5 验算小带轮的包角5.6 计算带的根数5.7 计算单根V带的初拉力的最小值5.8 计算压轴力5.9 带轮结构设计六、减速器内的传动零件的设计齿轮传动的设计计算6.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.2 按齿面接触疲劳强度设计6.3 按齿根弯曲疲劳强度设计6.4 几何尺寸计算6.5 齿轮的结构设计七、轴的设计计算及校核7.1 轴的选材及其许用应力的确定7.2 轴的最小直径估算7.3 减速器装配工作底图的设计7.4 高速轴的结构设计7.5 中间轴的结构设计7.6 低速轴的结构设计八、键的选择与校核8.1 高速轴外伸端8.2 中间轴大齿轮连接处8.3

3、 低速轴大齿轮连接处8.4 低速轴外伸端九、设计小结十、参考资料一、传动方案的确定两级展开式圆柱齿轮减速器结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对 称，因此要求轴有较大的刚度。高级齿轮布置在远离转矩输入端，这样， 轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部 分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成 斜齿，低速级可做成直齿。减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深 度大致相同，但轴向尺寸大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分 布不均匀，因此考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速，卷筒与输出轴之间 直接使用联轴器相连。二、电动机的选择2.1 电动机类型和结构形式选择按

4、照已知的动力源和工作条件选用 Y系列三相异步电动机。2.2 确定电动机功率1）传动装置的总效率“总= 0.8246查表1-10得：刀滚筒=0.96,4带=0.96 （V带），”轴承=0.99 （一 对滚动轴承），“齿轮=0.98 （7级精度），“联轴器=0.99 （弹性联轴 器）刀总二刀带.刀轴承4.刀齿轮2.4联轴器刀滚筒=0.96 X 0.994X0.97 X 0.99 X 0.96 =0.82462）工作机所需电动机功率Pd=8.907kWPd=Fv/(1000 ”总)=(7500 X 1.00 )/(1000 X 0.8246) = 8.907 kW2.3 确定电动机型号滚筒工作转速n

5、w=(60 X 1000v)/ 兀 Dnw=54.567r/min=(60 x 1000X 1.15)/(兀 X 350) = 54.567 r/min按表1-9推荐的传动比常用范围，取v带传动比i至=24,单级圆柱齿轮传动比 广齿= 3-5,则总传动比的范围为i1=i4 , i '齿2=18700。因此，电动机转速的可选范围为n'd=i nw = （18 700） X 54.567=982.206 5456.7r/min符合这一范围的电动机同步转速有1000r/min, 1500r/min ,3000r/min 。 现以同 步转速1000r/min, 1500r/min ,3

6、000r/min的三种方案进行比较。查表2-1得电动机数据及计算出的总传动比列于附表1.附表1电动机数据及总传动比电动机转速n(电动机型号同步转速满载 转速额定功率Ped(KW总传动比i总Y160L-6Y160M-4Y160M1-2100 0150 0300 09701115.46146 0111123.2646.69电动机选用Y160M-4H = 1160mmD = 42mmE = 110mm电动机转速越高，价格越低，而传动装置的轮廓尺寸较大综合考虑电动机价格和传动装置尺寸及环境条件，现选择方案1,即电动机型号选为：Y160M-4 0其满载转速为1460r/mm ,额定功率为11kW,查表得

7、:电动机的机座中心高：H = 160mm ;电动机的伸出端直径：D = 42mm ;电动机的伸出端长度：E = 110mm ;三、传动装置总传动比的计算及各级传动比的分配3.1 计算总传动比1总=n 满/nw =1460/54.567=26.7563.2 分配各级传动比按表1-9 ,取v带传动比i3 =2.5 ,则减速器的总传动比ia=但X片X %i=26.756/2 =13.288二级圆柱齿轮减速器高速级的传动比及低速传动比i 总=26.756算出 % = 25 4 = 3.730, l2 = 2.869.所彳3ii、i2值均符合一般圆柱齿轮传动单级传动比范i 带=2.5ii 3.730i2

8、 2.869四、传动装置运动参数及动力参数的计算4.1计算各轴转速nD = 7km = 1460T/min00=1460 n i = 584 nn= 156.568 nm= 54.572 nw= 54.572n0 1460,U 2.5584T/min5843.730=156.568r/min156.568-54.572r/min2B69'件 1V = nnj = S4.572r/min4.2计算各轴功率P0 Pd 8.907KW咫=p。上中普=8,907 X 0.96 = 8.S51KWPll =打，v垂”叮修龄=8.551 X 0.99 X 0.98 = 8296KWD】1I = P

9、l【可堆凄 F嘴轮=8296 X 0.99 X 0.98 = 8.049KWp1V =跖u，可辇聿期乎咕然-8.049 X 0.99 X 0.99 = 7,8S9KVr4.3计算各轴转矩9550 X 8.907 =58.262N - m146。Ti9550 P19550 8.551139.832N mTiiTiiiTiVni5849550 Pii9550 8.296nii156.568506.02N?m9550 PII9550 8.049niii54.5721408.560N?m9550 PV9550 7.889niV54.5721308.561N?mP0=8.907kWP18.551kWPn

10、 = 8.296kWP=8.049kWPiv=7.889kWT0=58.262N - mTi = 139.832N - mT-506.02N - mT二1408.560N mTiv=1308.561N m各轴的运动和动力参数列于附表2附表2各轴的运动和动力参数轴名功率P(kw)转速n(r/min)转矩T(N m)传动比i效率08.907146058.2622.50.99I8.551584139.8323.7300.97II8.296156.568506.0222.8690.97III8.04954. 5721408.56 010.98IV7.88954.5721308.561五、减速器外的传动

11、零件的设计一一带传动的设计计算5.1 确定计算功率PCa查表5-1,得带传动工作情况系数Ka=1.1,则PCa kA Pd 1.1 8.907 9.798KWP =9.798kW ca选用B型V带5.2 选才? V带的带型根据求得的Pca,n1查图5-1,选用B型V带。5.3 确定带轮的基准直径dd并验算带轮v1）初选小带轮的基准直径dd1由表5-2并参考图5-1,取小带轮的基准直径dd1=125mm2）验算带速vddE0125 1460v 60 100060 1000因为5m/s<v<30m/s,故带轮合适。9.551m sdd1 =125mmV=9.551m/s 符合带速要求3

12、）计算大带轮的基准直径dd2= £噌 X d% 2.5 X 125 312.Smni根据教材表5-2注2,圆整得dd2 315mmdd2d2=312.5mm5.4 确定V带的中心距a及基准长度I1）根据 0.7 dd+dd2）<a 0<2 dd+dd2）,2）初定中心距a0=500mm。2）计算带所需的基准长度LLd02a。 2(dd1dd2)2(dd2 dd1)4a°2 600 2 (125 315)(315 125)24 6001905.841mm由表5-3选带的基准长度Ld 2000mm3)计算实际中心距aLd Ld0 i 2000 1905.841a a

13、0 (600 )mm 647.080mm2201n由=a - O.OISLd = 617.08mm= a + O,OSLj = 707,08 £ J loLJtUEi中心距的变化范围为 617 mm 707 mm 。5.5验算小带轮的包角i,、57 3-57 3:1 180' dd2 dd1180 315 125163.175 90a647.080带轮合适。5.6计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 125mm, n0 1460 r/min 查表 5-4 可得 P0 2.199kw根据丽=146Cr/minj1；= = 2.5和B型V带，查表5-6可得P,

14、 0.46kw、k 0.956、kL 0.98。故 PrF0F0 k kL2.199 0.46 0.956 0.98 2.491kw(2)计算V带的根数Z匕 9.7980 3.933 故取V带根数为4根.FT2.4917、计算单根V带的初拉力的最小值 F。min查表5-7可得B型V带的单位长度质量q 0.18kg m2.5 k PCa2F0 min 500qvk Zv2.5 0.956 9.798、5000.189.55N 223.5240.9564 9.551Ld =2000mma 647.080mmamin 617.08mm amax 707.08mm1163.175：小带轮包角合适Pr=

15、2.491kWz=4(F0 )min223.524 N应使带的实际初拉力F0F0 min。8、计算压轴力Fp p压轴力的最小值为lcr l-1FP min 2Z F0 min sin-2(Fp)min1768.192N163.175：2 4 223.524 sin 1768.192N2V带传动主要参数名称结果名称结果wB型传动比i 喈=2.5基准直径心=12Smm基准长度= 2000mm= 315mm中心距a=647.080mm名称结果根数Z=4预紧力F0 m. =223.524N压轴力FP min=1768.192N5.9带轮结构设计带轮材料采用 HT150。由表5-8查得bd=14.0mm

16、hamin=3.5mm hfmin =10.8mme=190.3mmfmin=11.5mm 现 取 ha=4mm f =12mmhf =11mmd11 =80mm1)小带轮结构设计小带轮采用腹板式。由电动机的伸出端直径 d=42mm查表5-9及5-8可得d11=(1.82)d=75.6mm84mm d11 =80mmda1=dd1+2h =125+24=133mmal dlaB1= (z-1 ) e+2f=(4-1)19+212=81mm由于 B1=81mm>1.5d=63,L1=(152)d=6382mm，但考虑到电动机轴外伸长度为110mm，故取L1=112mm2)大带轮结构设计大带

17、轮采用腹板式。大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而定，取d=40mm。同理，由表5-9及5-8可得 d12=(1.82)d=72mm80mmid=75mm da2 =dd2 +2ha =315+2 4=323mm B2=B1=80mm由于 B2=80mm>1.5d=60mm,所以 L2=(1.52)d=60mm80mm 取L2=80mmS=(1/71/4) B2=(1/71/4)*80=11.429mm20mm S 取 15mm由表5-8得6 =8mmda1=133mmB1=81mmL1=112mmd12=75mmda =323mm a2E321=80mmL2=80mmC/=15mm六、减速

18、器内的传动零件的设计一一齿轮传动的设计计算(一)高速级齿轮传动的设计计算6.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度要求不高，故选用 7级z1=20 , z2=75(2)材料选择。由表5-20选择小齿轮材料为40Cr,调质处 理，硬度为280HBW。大齿轮材料也选择为45钢，调质处 理，硬度为240HBW,两者硬度差为40HBW。(3 ) 选小齿轮齿数z1 =20 , 大齿轮齿数Z2 i1 乙 3.730 20 74.6 故 Z2 75(4)选取螺旋角=15°。6.1.2 按齿面接触疲劳强度设计3dit2KJ1u 1d

19、d1)确定公式内的各计算数值(ZHZE)1 2 *h(1)试选载荷系数Kt =1.6(2)小齿轮传递的转矩9550 P 9550T1 =TI =nI8.551 =139.832N ? mm584(3)由表5-26选取齿宽系数d=10(4)(5)川而1 =600 MPa,大齿轮的接触疲劳强度N1=8.410108N2=2.243108H“m 2=550MPa(6)应力循环次数N1 60nJLh60 584 1 8300108.410108(8)系数S=1,N2N1 /NZ2Z18.41010820 - 2.24375108由图5-8取接触疲劳寿命系数kHN11.02 , kHN 2计算接触疲劳许

20、用应力。取失效概率为 1%,1.12安全际=kHN1 H lim1kHN 2 H lim21.02 600 612MPa1.12 550 616MPat +L 6124616= 614J优H 1 =612MPaH 2=616Mpa2)计算(D(2)图 5-13 查得10.750 ,2 0.830 贝U 有1.580试算小齿轮分度圆直径ditd1t58.553mm22 1.6 139.8321000 4.75 2.42 189.81 1.5803.7561458.55mm计算圆周速度dm58.553 584v 60 100060 10001.790 m sv=1.790m/smnt(3)计算齿宽

21、b及模数m.t。d d1t 1d1t cos58.55358.553 mm58.553 cos15 2.828mm202.25mnt 2.25 2.828mm 6.363mm58.5539.2026.363(4)计算纵向重合度b=58.553mmml1t =2.828mmh=6.363mmb/h=9.202mm1.7040.318 dZitan 0.318 1 20 tan15； 1.704(5)计算载荷系数Ko由表5-6查得使用系数=1.25;根据v=1.704m/s齿轮7级精度，查图5-6得动载系数(=1.06:齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，用插值法查得按 接触疲劳强度计算的齿向

22、载荷分布系数Kh3 =1.310查图5-5得按弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分布系数J. =1.285;由表K=2.0835-22查得斜齿轮齿间载荷分配系数 (=。=1.2 .故载荷系数 ;k kAk/kH %1.25 1.06 1.310 1.2 2.083(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径。3d1 dtktk 58.5532.0831.663.935 mmd1=63.935mm(7)计算模数mn。d| cosmn7Z163.935 cos15 3.088mm206.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计mn3.088mmmn3 2KTY cos2YFaYz(ED确定计算参数(1)计算载荷系数k

23、kAkVkF kF1 1.06 1.2 1.2852.043(2)根据纵向重合度1.704 ,从图5-11查得螺旋角影响系数Y 0.860(3)计算当量齿数。ZV1Z320，22.192cos cos 15ZV2coZ275一3 二 83.220cos 15，(4)查取齿形系数。由表5-24查得%空1.571 Y5a21.770(5)查取应力校正系数。由表5-24查得YF 2.714 YFa2 2.220(6)由图5-9c查得小，大齿 轮的弯曲 疲劳强度极限FE1=500MPa, FE2=380MPa(7)由图5-7查得弯曲疲劳寿命系数kFN1 0.88 kFN2 0.91(8)计算弯曲疲劳许

24、用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,2 FE2kFN1 FE10.88 50014314.286MPa0.91 380247MPaS1.4(9)昨YFa1YSa12.714 1.571314.286YFa 2YSa20.014 F 22.220 1.7702470.016(2)设计计算mn2 2.043 139.832 1000 0.86 co52151 202 1.5800.016 2.264mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数0大YSa1=1.571,Y Sa2=1.770YFa1=2.714,Y Fa2=2.220F 1314.286MPaf 2 247MPam)2.26

25、4 mm于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮法面模数 叫的大小主要取决于弯曲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，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数，取mn =3mnfi为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 63.935 mm来计算应有的齿数.于是：fldi cos63.935 cos15z1=20z2 =75z1 =乙 U1 cos °。2 cos J 20.585 取 z1=20 mn3Z2 i1Z1 3.730 20 756.1.3 几何尺寸计算(1)计算中心距aZiZ2 mn2075 3 2c

26、os2, cos15147.527 mm为了便于制造和测量，中心距应尽量圆整成尾数为0和a=150mm5,故取 a=150mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角。乙 Z2 mn20 75 3,、 ,arccos arccos 18d1422a2 150因 值改变不多，故参数，K , ZH等不必修正。(3)计算大小齿轮的分度圆直径。乙mn 20 3d11 n-” 63.158 mmcos cos18'，1142Z2min75 3d22 n5 236.842 mmcoscos181，1142(4)计算齿轮的宽度。bdd1 1 63.158 63.158mm圆整后取 B 70mm , B2 6

27、5mm。（二）低速齿轮的设计计算d1=63.158mmd2=236.842mmb2=70mm,b1 =65mm1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 7级精度；3 ）材料的选择。由表5-20选择小齿轮材料为45 （调质） 硬度为250HBWV大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为 200HBWV两者硬度差为50HBWV4 ）选小齿轮齿数Z3 24大齿轮齿数 z4 z3 i3 24 2.869 68.856, z4 702按齿面接触疲劳强度设计<1>试算小齿轮分度园直径，即.o ” Q 左丁2 u 1 /

28、 Ze 2d3t 2.32 3（）卬d UH确定公式各参数值。试选载荷系数kt 1.3,由表5-26选齿宽系数d由表5-25查得材料的弹性影响系数ZE189.9MPa1/2z =24,z 2=70 12kt 1.3d 1_ _ 1/2ZE 189.9MPaHlm3 570MPaHlm4 380MPa由图5-10d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3 570MPa 。大齿轮的接触疲劳强度Hlim4 380MPa应力循环次数N3 60n“jLh60 156.568 18300102.255 108N4 N3/N3 Z383- 2.255 10Z424707.731 107N3 2.25

29、5 108根据图5-8取接触疲劳寿命系数取失效概率1%,安全系数S=1KHN3 Hlim3SKHN 4 Hlim4S0.91 5700.93 380N4 7.731 107KHN 30.91,KHN4 0.93518.7MPa353.4MPaKHN30.91KHN40.93H 3518.7MPaH 4353.4MPa<2>计算试算小齿轮分度圆直径，取H中较小的值。d3t2.322KtT3 u 1 Ze2.323_ _5_1.3 5.060 105 2.9167 12189.82.9167353.4d3t147.0782mm147.0782mm圆周速度vd%v 60 1000147.

30、0782 156.568 1.2051m/s600001.2051m/s齿宽b及模数mntd d3t 1 157.6208 157.6208mm157.6208mmmtd3t147.07823t6.1282mmZ324mt6.1282mm2.25mnt 2.25 6.1282 13.7885mm13.7885mmb/h=147.0782/13.7885=10.6667mm3计算实际载荷系数Kh.由图5-6查得动载系数Kv 1.05查表5-23得Kh1.330 ,查图5-5得按弯曲疲劳强度计b/h=10.6667mmKV 1.05KH 1.330算的齿向载荷分布系数Kf 1.28查表5-22查得

31、直齿轮间载荷分配系数Kh Kf 1则载荷系数KKA Kv Kh Kh 1 1.05 1 1.33 1.39654实际载荷系数算的分度圆直径d3d3t3K 147.0782 31.3965 150.6309mm1.3及相应齿轮模数md3150.63096.2763 mmZ324KfKhd31.28Kf 11.3965150.6309 mm6.2763 mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计mn32KT1 YFa Ysa2 dZ1确定公式的各参数值<1>计算载荷系数K Ka Kv Kf K f1 1.0511.281.3441.344YFaYSa<2>计算 F查取齿形系数。由表 5

32、-24得齿形系数YFa3YFa42.652.24YFa3 2.65,YFa4 2.24Ysa31.58,YSa41.75查取应力校正系数。由表5-24 查得 YSa31.58,YSa4 1.75由图5-9c查得 小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为fe3 385MPa, fe4 320MPa由图5-7查得弯曲疲劳寿命系数Kfn30.88,Kfn4 0.95取弯曲疲劳安全系数S=1.4KFN 3 FE3sKfN4 FE4s0.88 3851.40.95 3201.4242MPa217.14MPaFE3FE4FN 3FN4385MPa320MPa0.880.95242MPa217.14MPaYFa3

33、 YSa32.65 1.58 0.01730242YFa3 YSa30.01730F 3YFa4 YSa42.24 1.75 0.01805217.14所以试算齿轮模数得3.4931mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取mn4mm。Z3d3150.6309 37.6577 37Z4ml372.869 106.153为使中心距尽量圆整为尾数 0或5,故取Z4=1083传动比误差计算实际总传动比."dd2 z Z4 315 75 108iZ=i0?i1?i2=dd1 z Z3125 20 3727.5830iZ

34、-iZ 27.5830-26.756 oZZ =3.012%<5%iZ<4>几何尺寸计算计算中心距26.756Z3Z4 mn37 108 4 290mm计算大小齿轮的分度圆直径d3 m 37 4148mmd4 z4 mn 1084 432mmYFa4 YSa4 0.01805mnZ3Z43.4931mm37106.153iZ =27.58303.012%<5%d3d4290mm148mm432mm148mm计算齿轮的宽度b d d31148 148mmb4148mmb3155mm取 b4 148mm, b3155mm计算齿顶圆直径da3 (z3 2ha)mn (37 2

35、 1) 4 156mmda4 (z4 2ha)mn (108 2 1) 4=440mm计算齿厚和全齿高h (2ha c )mn (2 1 0.25) 4 9mmm4s 6.283mm22计算齿顶图和齿根高ha hamn 1 4 4mmhf (ha c )mn (1 0.25) 4=5mm计算齿根圆直径df3 d3 2hf 148 10=138mmdf4 d4 2hf 432 10 422mm七、轴的的设计计算及校核7.1 轴的选材及其许用应力的确定因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以 初选轴的材料为45钢，调质处理。查表16-1得：硬度为217255HBW,抗拉轻度极限=640

36、MPa ,屈服强度极限$二355MPa,弯曲疲劳极限 -1=275MPa,剪切疲劳极限-1=155MPa,许用弯曲应力-1 =60MPa。7.2 轴的最小直径估算1)高速轴最小直径单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接，所以输入端轴径应最小。da3 156mmda4 440mmh 9mms 6.283mmha 4mmhf 5mm.df3 138mmdf4 422mm=640MPa2 =355MPa-1 =275MPa-1=155MPa查表16-2,取Ao=126,则高速轴最小直径为1 = 10mmmin3 8.551103.25.198mm飞584dmin 25.198mm考虑到高

37、速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一 个键槽，故将此轴径增大5%7%,则d1min =d1min (1+7%) =26.961mmdmin 28mm查表1-19,取标准尺寸d1min =28mm。2)中间轴最小直径，取 A 0=10333R8.296dmin A011103、38.686mm n, 156.568dmin 38.686 mmd2min 40mm在中间轴开一个键槽故将此轴径增大5%7%,则d2min =d2min (1+7%) =40.620mm查表1-19,取标准尺寸d2min =40mm3)低速轴最小直径低速轴的输出端与联轴器相连接，所以低速轴输出端轴径应 最大。因

38、为是减速器的低速轴，所以查表16-2,取A0=126,则低速轴最小直径为min3 : 8.049 : 54.57266.572mmdmin 66.572 mm考虑到低速轴最小直径处安装联轴器，该轴段截面上设有 一个键槽，同理可得d3min 70mmd3min =d3min (1+7%) =69.900mm查表1-19,取标准尺寸d3min =70mm7.3减速器装配工作底图的设计=10mm根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度、零 件间的相对位置及轴承润滑方式等要求，参考表 15-1、图 15-3及图16-3,设计二级圆柱齿轮减速器装配工作底图如 附图 5-5所示。其中箱座壁厚查表15-

39、1 :=0.025a+3 8,取=10mm；箱盖壁厚1=0.02a+3 8,也取 1 = 10mm;由 2>，取 2=15mm; 1>1.2 ,取 1 =15mm。箱体内宽w h b2 2 2370 155 2*15 15mm270mm7.4高速轴的结构设计1)轴上零件的位置与固定方式的确定高速轴采用齿轮轴。由于轴不长，所以轴承采用两端固定方式。现轴承采用油润滑。高速轴轴系结构如附图 5-6所示w 270mm2)各轴段直径和长度的确定(1)各轴段直径的确定d11 :最小直径， 安装大带轮外伸轴段，du dmin 40mm (即 大带轮的孔径)。42：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位

40、要求以及定位轴肩的 高度h= (0.070.1),并考虑密封圈的标准，故取d12=45mm。 该处轴的圆周速度d12i1 v 60 1000故可选用毡圈油封，由表9-9,选取毡圈40 JF/ZQ 4606 1997。d13：滚动轴承处轴段，考虑轴承的拆装方便，因而使 d13 d12 , 现取d13 50mm o考虑到轴承承受的是径向力和轴向力， 故选用角接触球轴承。查表6-6,选取0基本游隙组、标准 精度等级的角接触球轴承7210C,其基本尺寸为 50 90 20,其安装尺寸为57。九：过渡轴段，取60mm。齿轮处轴段：由于小齿轮较小，故采用齿轮轴结构。轴的材料和热处理方式均需与小齿轮一样，采

41、用45钢，调质处理。d15 :滚动轴承处轴段，应与右支承相同，故取50mm。45 584一 一 1.375m / s <4m/s60 1000d11 d1mhi 40mmd12 45mmv 1.375m/s 4m/sd13 50mmd14 60mmd15 50mmLii 115mmL12 80mmL13 21.5mmL14 235mmL15 34.5mmLi=558mmdi=55mmd21 55mm(2)各轴段长度的确定Lii 115mmL12 :装轴承盖，查表的轴承盖长度 50mm,取带轮至轴承端盖 表面的距离K=30mm,则有Li2=80mmLi3：参考表6-6,轴承厚度 B=20,

42、取Li3=21.5mm。L14：根据中间轴上大齿轮的厚度 B3=65mm,小齿轮与大齿 轮之间的间隙为i0mm。内壁与滚动轴承之间距离 i5mm, 中间轴需留有挡油环的厚度2mm。因此取Li4=235mm。Li5：已知轴承厚度20mm,加套筒i6.5mm。取Li5=34.5mm。 小齿轮厚为70mm。高速轴总长Li=ii5+80+2i.5+235+34.5+70=558mm7.4中间轴的结构设计D轴上零件的位置与固定方式的确定中间轴的两端分别安装有高速级的大齿轮与低速级小齿轮， 轴承对称布置。由于轴不长，所以轴承采用两端固定的方式。 由于齿轮的速度较低，所以轴承采用油润滑。中间轴轴系结 构如附

43、图所示。2)各轴段直径和长度的确定(D各轴段直径的确定。di：滚动轴承处轴段，考虑到最小直径dmin=40mm,因而取di=55mm。考虑到轴承要承径向力，所以选择深沟球轴承。查表6-5,选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承 62ii,其基本尺寸为 dx D x B=55mmx 100mmx2imm,其安装尺寸为da=64mm。两齿轮安排在减速器箱体两侧，轴承非对称布置。齿轮靠轴环和套 筒实现轴向固定。轴承采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封 油环定位。2) 各轴段直径和长度的确定(1)各轴段直径的确定d21 55mm.66mm -得轮外轴巧 山干小医轮吉律较小M采田得轮轴结构

44、-八，滚动轴承校验(1)高速轴轴承寿命。查表6 6得，角接触球轴承 7210c的基本额定动载荷 Cr 42.8 荷C0=32.0kN。命 Lh 10 300 1 8 24000h。查表6 14,当减速器受到轻微冲击时，取载荷系数fp 1.1。 p因为 Fa/C0=2153.622 /(32 103) 0.0673 查表 6 6#e=0.44,故此时 Fa/Fr 796.845/ 2153.622 0.370<eW径向动载荷系数X1 X2 1,轴向动载荷系数Y % 0Pfp(X1Fr1 Y1Fa1) 1283.138N、P2fp(X2Fr2 Y2Fa2) 1437.724N663106ft

45、C1061 42800Lh- =602324.639>24000h60n1 P60 7301437.724故轴承寿命合格(2)低速轴轴承寿命。查表得深沟球轴承 6218的基本额定动载荷Cr=95800N ,基本额定静载产 cczucz 由有斗主人 Lh'10 3001 824000 h荷C0=71500N。现顶计寿命 h。 ，一一一，匕 12查表6-14,当减速器受到轻微冲击时，取滚动轴承的载荷系数poFa /Fr 0 查表6-15得深沟球轴承的最小e值为0.22,故此时X1 X21,Y Y20P fp(XFr4 YFa4) 1.2 (1 1208.0850 1917.456)1

46、449.702NkN ,基本颔狂箭裁R 1283.138 NP2 1437.724 NLh=602324>24000h轴承寿命合格P 1449.702N轴承在100c温度以下工作,查表6-16得温度系数ft=1,则106 CL h -60n3 P10660 62.7795800 、3 )3=76622608.72 h1449.702Lh 76622608 h才两足要求。齿轮的圆周速率d2n360 1000432 62.77 1.419m/s <2m/s60000v 1.419m/s因为中间轴校核时计算出V>2m/s,故轴承用油润滑。(3)中间轴轴承寿命。查表6-6得7210c

47、轴承得轴承基本额定动负荷 Cr=42.8KN ,基本额定静负荷C0=32.0KNA=443.08452轴承躺向力分析图轴承1的内部轴向力为：4=0.4R1=0.45157.722=2063.089NS1=2063.089NS2=1689.093NF =2352.578Na 2故轴承1的轴向力F 1=6=2063.089N ,E 2=2352.578N轴承2的内部轴向力为:S2=0.4R 2=0.44222.732=1689.093N轴承 2 的轴向力 F2=Si+FA=2063.089N+289.489=2352.578N,巳 1 2063.089N巳 2 2352.578e1=e2=0.46

48、由q=0.065, =0.074 由表C 32000C 32000 6-6 可查得：e1=e2=0.46° E12063.089N又！二R1V4207.293=0.45<e,一R2V2352.578 八八=0.56>e5156.722故取X1=1,Y1=0;X2=0.44,Y 2=1.0F=R =5157.203N,P 2=X2R2+Y2Fzi 2=0.444222.732+1.02352.578=4210.508N取P=P根据轴承的工作条件,查得温度系数fT 1.0,载荷系数fp 1.0,寿命系数3。由P218公式11.1c得轴承1的寿106% C 'L1= h 60n2 fP P10660 187.76 1.05157.20