二级展开式直齿圆柱齿轮减速器设计

1、二级展开式直齿圆柱齿轮减速器设计摘要本设计讲述了带式运输机的传动装置一一二级圆柱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、选择井验算滚动轴 承、选择并验算联轴器、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CAXA2018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。关键

2、词：减速器，结构设计，齿轮，轴承，联轴器目录第一章绪论1-第二章课题题目及主要技术参数说明2-1 .1课题题目2-2 .2主要技术参数说明2-3 . 3传动系统工作条件2-2.4传动系统方案的选择2-第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3-4 . 1减速器结构3-4.2 电动机选择3-4.3 传动比分配4-4.4 动力运动参数计算5-4.5 v带的设计计算6-3. 6带轮结构设计8-第四章齿轮的设计计算H-1.1 高速级齿轮传动的设计计算11-1.2 低速级齿轮传动的设计计算17-第五章轴的设计计算23-5. 1输入轴的设计23-5.1 中间轴的设计28-5.2 输出轴的设计33-第六章轴承

3、、键和联轴器的选择38-6. 1轴承的选择及校核38-6. 1.1输入轴的轴承计算及校核38-6. 1.2中间入轴的轴承计算及校核38-6. 1. 3输出轴的轴承计算及校核39-6.2 键的选择计算及校核40-6.2.1 2. 1输入轴键选择与校核40-6.2.2 中间入轴键选择与校核40-6.2.3 输出轴键选择与校核40-6.3 联轴器的选择41-第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算42-7.1润滑的选择确定42-7. 2密封形式43-7. 3减速器附件的选择确定43-第八章总结参考文献-7.4箱体主要结构尺寸计算49-51- -52-第一章绪论本论文主要内容是

4、进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到 了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程 知识，并运用AUTOCAD、CAXA等软件进行绘图，因此是一个非常重要的综 合实践环节，也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众 多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程 和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能 力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握 了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设

5、计思想，培养独立、全面、 科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料 的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Ofiice软件中Word、PPT功能的认识和运用。第二章课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有二级展开式圆柱齿轮 减速器及v带传动。2.2 主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=3200N,输送带的工作速度V=1.0m/s,输送机滚筒 直径D=400 miiio2.3 传动系统工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平

6、稳；两 班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产； 三相交流电源的电压为380/220V。2.4 传动系统方案的选择带传动+二级展开式齿轮减速器电动机2T带传动3-二级屐开式雕减 速器4-半联轴器图2. 4带式输送机传动系统简第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3. 1减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。3.2 电动机选择圆周速度V：-1.0nVs工作机的功率Pw：% = 1000Fx V 3200 X 1.0=3.2Kw 1000传动方案总效率Ta=n iip%132rl4rl5=0.96 X 0.994 X 0.972 X 0.99 X 0.

7、96=0.825qi为V带的效率,n2为轴承的效率,中为齿轮啮合传动的效率，中为联轴器的效率，中为工作装置的效率。电动机所需工作功率为:Pw 3.2Pd = = 3.88KWTa 0.825工作机的转速为:60 X 1000V 60 X 1000 X 1.0/n = 47.8r/minn X400经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比ii=27,二级圆柱直齿 轮减速器传动比i2=840,则总传动比合理范围为ia=16160,电动机转速的可选 范围为nd = iaXn = (16X160)X47.8 = 764.87648i/min0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减

8、速器的传动比，选定型号为YU2M-4的 三相异步电动机,额定功率为4KW,满载转速iim=1440r/min,同步转速1500r/miiio 电动机主要外形尺寸:5AC/?An1117 1 RA L。AB.中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLXHDAXBKDXEFXG112mm400X265190X14012mm28X608X243.3 传动比分配(1)总传动比:由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比 为:nm 1440=KT= 30.13n 47.8(2)分配传动装置传动比:= i。x i式中i04分别为带传动和减速器的传动比。

9、为使V带传动外廓尺寸不致过大, 初步取io=2,则减速器传动比为:ia 30.13i = = = 15.06io 2取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 713i = 71.3 x 15.06 = 4.42则低速级的传动比为：i 15.06：- = , 一 = 3.413.4 动力运动参数计算输入轴中间轴输出轴工作机轴功率P/KW3.723.573.433.36转矩N*m4934209.29685.71671.72转速 N(r/mm)720162.947.7747.77传动比】4.423.41效率力0.95040.95070.95070.9703(1)各轴转速：输入轴：nj =出过

10、=72Or/min】o 2中间轴：队=? = = 162.9r/min】124,42输出轴：nni = % =等=47.77r/min 1233.41工作机轴：njv = nni = 47.77r/min(2)各轴输入功率：输入轴：R = Pd X % = 3.88 X 0.96 = 3.72Kw中间轴：Ri = Pi X 取 X m=3.72 X 0.99 x 0.97 = 3.57Kw输出轴：Ku = Ph x r)2 x r)3 = 3.57 x 0.99 x 0.97 = 3.43Kw工作机轴：Kv = Phi xt12 xt4 = 3.43 x 0.99 x 0.99 = 3.36K

11、w则各轴的输出功率:输入轴：耳=Pi x n 2 = 3.72 x 0.99 = 3.68Kw中间轴：珀=pn x n2 = 3.57 x 0.99 = 3.53Kw输出轴：珀I = Pm x n 2 = 3.43 x 0.99 = 3.4Kw工作机轴：K= Piv x n 2 = 3.36 x 0.99 = 3.33Kw各轴输入转矩：电动机轴输出转矩：Td = 9550 X包=9550 x = 25.73NmQnm1440输入轴：n= 9550 X *=9550 X -= 49.34Nm ni720中间轴：Tn = 9550 X 包=9550 X = 209.29Nm nji162.9输出轴

12、：Tttt = 9550 X 型=9550 X -= 685.71NmIII nin47.77工作机轴：Try = 9550 X = 9550 X - = 671.72NmIV nIV47.77各轴输出转矩为：输入轴：Tj = T x n 2 = 49.34 x 0.99 = 48.85Nm中间轴： = Tn x n 2 = 209.29 x 0.99 = 207.2Nm输出轴：Td = Tin x n2 = 685.71 x 0.99 = 678.85Nm工作机轴：格=Tiv x n 2 = 671.72 x 0.99 = 665Nm3. 5 V带的设计计算1 .确定计算功率Pea由表查得工

13、作情况系数Ka= 1.1，故Pea = KAPd = 1.1 X 3.88 = 4.27KW2 .选择V带的带型根据Pea、Um由图选用A型©3 .确定带轮的基准直径dd并验算带速v查表得Ka = 0.98,查表得Kl = 0.96,于是Pr = (po + A P0)K-Kl = (1.06 + 0.17) X 0.98 X 0.96 = 1.16Kw2）计算V带的根数z4.27L16= 3.689取4根。7 .计算单根V带的初拉力F0由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105kg/m,所以(2.5 - Ka)Pca 嗓(2.5 - 0.98) X 4.27嗓Fo = 500

14、X -+ qv2 = 500 X + 0.105 X 6.782Kazv 10.98 X 4x 6.78=126.93N169.7= 1011.27N8 .计算压轴力FpFp = 2zFq sin = 2 x 4 x 126.93 x sin9.主要设计结论带型A型根数4根小带轮基准直径ddl90mm大带轮基准直径dd2180mmV带中心距a501mm带基准长度Ld1430mm小带轮包角a 1169. 7°带速6. 78m/s单根V带初拉力F0126. 93N压轴力Fp1011.27N3. 6带轮结构设计L小带轮的结构设计1）小带轮的结构图2）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数

15、据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 28mm28mm分度圆直径ddl90mmdaddl+2ha90+2X2. 7595. 5mmdl(1.82)d(1.8 2)X2856mmB(z-1) Xe+2Xf(4-1) X 15+2X963mmL(1.52)B(L52)X6394mm2 .大带轮的结构设计1）大带轮的结构图2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 20nini20nini分度圆直径dd2180mindaddl+2ha180+2X2,75185.5ninidl(1.8-2)d(1.8 2)X2040nlmB(z-l)Xe+2Xf(4-l)

16、X 15+2X963niniL(1.5-2)d(1.5 2)X2040nini第四章齿轮的设计计算4.1高速级齿轮传动的设计计算1 .选精度等级、材料及齿数(1)材料选择：采用硬齿面，选择选小齿轮材料为40Cr调质后表面淬火，齿面硬度范围48-55HRC,大齿轮材料为45钢调质后表面淬火,齿面硬度范围40-50HRC。2 2) 一般工作机器，选用8级精度。(3)选小齿轮齿数Zi = 24,大齿轮齿数Z? = 24X4.42= 106.08,取Z?= 107。(4)压力角a = 20°。2.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式试算齿轮模数，即11aal = arccosZ1cosa-7 =

17、 arccosa + 2h Jaa2 = arccosZ2cosaZ2 + 2h；.=arccosrl06.08 x cos20°i=22,716°106.08+ 2 X 11)确定公式中的各参数值。试选教荷系数Krt= 1.3o计算小齿轮传递的转矩2 Pi23.72T = 9.55 x 103 = 9.55 x 103 X - = 49.34Nm1%720选取齿宽系数“d=l。计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y.。端面压力角:r24 x cos20°i-=29.85° ,24 + 2 X 1 .端面重合度:£a = Zx(tanaal - tan

18、a ) + Z2(tanaa2 - tana ) 乙11=±24 x (tan29.85° - tan°) + 107 x (tan22.716° - tan°) 2n=1.732重合度系数：0.750.75Yg = 0.25 + =0.25 + - = 0.683£a1.732由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFal = 2.63YFa2 = 2.17Ysal = 1.59Ysa2=1.83计算齿根弯曲疲劳许用应力可查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为QFiimi = 600 MPa、0Hlm2 = 450 MPao 计算应力

19、循环次数：N = GOynJh = 60 X 1 x 720 x (2 X 8 x 300 x 8) = 1.66 x 109Ni1.66 X 109 <42=3.75 x 108由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.84、Kfn? = 0.86取安全系数S=L4,得*KFNl°FlimlS0.84 X 600= 360MPaOF?=KFN2OFlim2S =0.86 X 450= 276.43MPHYFalYsalSiWa2与22.63 X 1.59 3602.17 X 1.83276.43=0.0116=0.0144因为大齿轮的需大于小齿轮，所以取Yf%时YFa2Ysa

20、2即2】=0.01442）试算齿轮模数mt >3 2KTM YFaYSa _ 3 2 X 1000 X 1.3 X 49.34 X 0.683X 0.0144Ysal = 1.59Ysa2=1.83=1.299mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度Vdi = n】tZi = 1.299 x 24 = 31.176mmJi dm n X 31.176 X 720v =60 X 100060 X 1000=1.17m/ s齿宽bb = Qjdi = 1 x 31.176 = 31.176mm齿高h及宽高比b/hh = (2h； + c")n1t = (2xl

21、 + 0.25) x 1.299 = 2.923mmb 31.176=10.67h 2.9232）计算实际载荷系数Kf由表查得使用系数Ka=1。根据v= 1.17 m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv= L08。齿轮的圆周力2Tl 2 X 1000 x 49.34=- =c %= 3165.255Ndx31.176Ka%1 x 3165.255/ =101.53N/mm> 100 N/mm 31.176查表得齿间载荷分配系数KFa = 1.21.505,结由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khp 合 b/h= 10.67 查图，得 Kfp = 1.142o则载荷系数

22、为:Kf = KAKvKFaKFp = 1 X 1.08 X 1.2 X 1.142 = 1.48 3）可得按实际教荷系数算得的齿轮模数Q kf2 11.48 Lm = mt x3 = 1.299 x3 - = 1.356mm qi<Ftyl 1.3模数取为标准值m = 2 nmio3.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径dx = mZi = 2 x 24 = 48mmd2 = mZ2 = 2 x 107 = 214mm（2）计算中心距 di + d2 48 + 214 a = - = 131mm22（3）计算齿轮宽度b =（pddi = 1 x 48 = 48mm 取 b? = 48、b

23、i = 53。4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件_ 2KT1YFaYSaYe “（pdm3Z?1）确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye 厂0.75 厂。75 Ye = 0.25 + =0.25 + - = 0.683 8%1.732由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFai = 2.63 YFa2 = 2.17计算实际载荷系数Kf 由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据 KhP= 1.453,结合 b/h= 10.67 查图得 Kfp= 1.423则教荷系数为K = KAKvKFaKFp = 1 x l.lx 1.2 x 1.423 = 1.878计算

24、齿根弯曲疲劳许用应力of查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为OFiimi = 500 MPa、aFhm2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.84、Kfn2 = 0.86取安全系数S=L4,得KFN1animi 0.84 X 500。山=一直一 =300MPar - Kpjq2Flim2 0.86 X 380aF2=1-=233.43MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核2KT1YFalYSalYt21 z 3m d2 X 1000 X 1.878 X 49.34 X 2.63 X 1.59 X 0.6831 x 23 X 242=114.865MPa < o F22

25、KT1YFa2YSa2Ye21 Z 3m d小2 X 1000 X 1.878 X 49.34 X 2.17 X 1.83 X 0.6831 x 23 x 242=109.08MPa < o F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论齿数Zi = 24、Z? = 107,模数m = 2 mm,压力角a = 20° ,中心距 a = 131 mm, 齿宽 bi = 53 mm、b? = 48 mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z24107齿宽b53mm48mm分度圆直径d48mm214mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.

26、 250. 25齿顶高hamXha2mm2mm齿根高hfmX (ha+c)2. 5mm2. 5mm全齿高hha+hf4. 5mm4. 5mm齿顶圆直径dad+2 X ha52mm218mm齿根圆直径dfd-2 X hf43mm209mm4.2低速级齿轮传动的设计计算L选精度等级、材料及齿数#（1）材料选择：山表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS,大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBSo（2） 一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z3 = 25,大齿轮齿数Z4 = 25X3.41 = 85.25,取Z4= 86。（4）压力角a = 20°。

27、2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即3 2KT2u+ 1/ZEZHZea* AEkt）1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩 p3 57T2 = 9.55 x 103 = 9.55 x 103 X - = 209.29Nm2n2162.9选取齿宽系数“d=l。由图查取区域系数Zh = 2.5。查表得材料的弹性影响系数Ze = 189.8/M西计算接触疲劳强度用重合度系数乙。端面压力角:aal = arccosZ3coscX=arccos25 x cos20°=29.54。z3 + 2hJ125 + 2 x 1aa2 =

28、arccosZ4cosa=arccos86 x cos20°=23.319°Lz4 + 2hJ86 + 2 X 1 端面重合度:sa = -z3 (tanctai - tana ) + Z4 (tanaa2 tana )= -25x (tan29.54° - tan20°) + 86 x (tan23.319° - tan20°) 2tt=1.725重合度系数:=0.871计算接触疲劳许用应力oh 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为OHhmi = 600Mpa、CHHm? = 550 MPao计算应力循环次数:& = 60

29、n2jLh = 60 x 162.9 xlx8x2x8x 300 = 3.75 x 108Ni1233.75 x 1083.41=1.1 x 108查取接触疲劳寿命系数:Khni = 0.9、Khn2 = 0.92o取失效概率为1%,安全系数S=l,得： QHlimlKHNl 600 X 0.9°H J =:=540MpaJJL1 QHlim2KHN2 550 X 0.92°H2=:=506MpaoJL取oh1和oh2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即Ch】= 506MPa2）试算小齿轮分度圆直径/ 23 2KT2u+ 1/ZEZHZ 3 2 X 1000 X 1

30、.3 X 209.29 3.41 + 1 /189.8 X 2.5 X 0.871J1* 3.41 * 506=77.721mm（2）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n x d3tx n260 X 1000圆周速度v=0.66m/ sn X 77.721 X 162.960 X 1000齿宽bb =(Pdd3t = 1 x 77.721 = 77.721mm2）计算实际载荷系数Kh由表查得使用系数Ka=1。根据v = 0.66 m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv= 1.050齿轮的圆周力2T22 X 1000 X 209.29Ka%一三一1 X 5385.67477.

31、72177.721=5385.674N=69.29N/mm < 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khp= 1.462o由此，得到实际载荷系数K = KAKvKHaKHp = 1 X 1.05 X 1.2 X 1.462 = 1.8421.842=87.295mm1.33）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d? = d3t x，I = 77.721 x3及相应的齿轮模数d3 87.295m = = = 3.492mmZ3 25模数取为标准值m = 3 nmio3 .几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3 = mZ3

32、 = 3 x 25 = 75mmd4 = mZ4 = 3 x 86 = 258mm（2）计算中心距dg +（!475 + 258a = - = 166.5mm22（3）计算齿轮宽度b = q）dd3 = 1 x 75 = 75mm取 b4 = 75、bs = 80o4 .校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件2KT2YFaYSaYeQf - <pdm3Z31）确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye0.750.75Ye = 0.25 + =0.25 + = 0.6851.725由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFal=2.61 YFa2 = 2.23Ysai = 1

33、.6 Ysa2 = 1.79计算实际载荷系数Kf由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据 Khb = 1.462,结合 b/h= 11.11 查图得 Kfb = 1.432则栽荷系数为K = KAKvKFaKFp = 1 X 1.05 X 1.2 X 1.432 = 1.804计算齿根弯曲疲劳许用应力of查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为QFiimi = 500 MPa、0Hlm2 = 380 MPao由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.86、Kfn2 = 0.89取安全系数S=l.4,得KfNlFliml 0.86 X 500aF1 = J = = 307.14MPa。JL

34、4- Kpjq2Flim2 089 X 380O =&N2 _m2 = _ =241.57MPaS1.42）齿根弯曲疲劳强度校核_ 2KT2YFalYSalYe _ 2 X 1000 X 1.804 X 209.29 X 2.61 X 1.6 X 0.685° F1 一<|）m3Z2 一 1 x 33 x 252d 6=128.004MPa < o FJ_ 2KT2YFa2YSa2Ye _ 2 x 1000 x 1.804 x 209.29 x 2.23 x 1.79 x 0.685“ F2 一 （|）m3Z2-1 X 33 X 252d §=122.3

35、54MPa < o F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论齿数 Z3 = 25、Z4 = 86,模数 m = 3 mm,压力角a = 20",中心距 a = 166.5 nun,齿宽 bi = 80 mm、b2 = 75 nmio齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2586齿宽b80mm75mm分度圆直径d75mm258mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0. 250. 25齿顶高hamXha3mm3mm齿根高hfmX (ha+c)3. 75mm3. 75mm全齿高hha+hf6. 75mm6. 75mm齿顶圆直径dad+2

36、 X ha81mm264mm齿根圆直径dfd-2 X hf67. 5mm250. 5mm第五章轴的设计计算5. 1输入轴的设计1 .输入轴上的功率P1、转速ni和转矩TiP1 = 3.72KW m = 720 r/miii Ti = 49.34 Nm2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为：di = 48 nun则:2TlV2 X 1000 X 49.3448=2055.8NFr = Ft x tana = 2055.8 x tan20° = 747.8N3 .初步确定轴的最小直径:先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，取3.7277 = 19

37、.4mm 720Ao = 112,得:dmin = A。X，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%,故 选取：di2 = 20mm4 .轴的结构设计图5 .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取II二III段的直径du = 25 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =30 mm。大带轮宽度B = 63 mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴 2的端面上，故I-H段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取In = 61 mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴

38、承。参 照工作要求并根据d23 = 25 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206,其尺 寸为dXDXT = 30X62X 16 mm,故d34 = d78 = 30 mm,取挡油环的宽度为15, 则 134 = 178 = 16+15 = 31 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度 h = 3 imn,因此，取 d45 = d67 = 36 nun :3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一 体而成为齿轮轴。所以卜6 = B = 53 mm, ds6 = di = 48 nun4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与

39、大带轮右端面有一定 距离，取卜3 = 50 nmio5）取齿轮距箱体内壁之距离 =16 mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的 距离c= 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁 一段距离s,取s = 8mm,已知低速小齿轮的宽度b3 = 80 mm,则145 =bs+c+A +s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 nun167 = +s-15 = 9 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6 .轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）：根据6206型轴承查手册得T= 16 mm带轮中点距左支点距离Li = 63/2+50+16/2 = 89.

40、5 nun齿宽中点距左支点距离L2 = 53/2+31+101-16/2 = 150.5 mm齿宽中点距右支点距离L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 nunV带压轴力Fp= 1011.27 N 2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）：fnhi =FNH2 =L2 + L3 FtL22055.8 x 58.5=：=575.4N150.5 + 58.52055.8 x 150.5=1480.4N150.5 + 58.5垂直面支反力（见图d）：Fnvi =FJ? - Fp(Li + L2 + L3)L12 + L3747.8 x 58.5 - 1011.27 X (89.5 +

41、 150.5 + 58.5)Fnv2 =150.5 + 58.5FrL2 + FpL 747.8 X 150.5 + 1011.27 X 89.5=-1235N150.5 + 58.5=-1235N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FNH1L2 = 575.4 x 150.5 = 86598Nmm截面A处的垂直弯矩:Mvo = FpLi = 1011.27 X 89.5 = 90509Nmm截面C处的垂直弯矩:My】Fjqy1L2 = -1235 x 150.5 = - 185868NnimMy2 = FnvzL? = 971.5 x 58.5 = 56833Nmm分

42、别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩:Mi = JM 言+ M加86S 982 + -185 8 682 = 2 0 5 0 5 2NmmM2 =865982 + S68332 = 103582Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4）,取a = 0.6,则有：Mca _ VM? + («T1)2 "w'= w=18.7MPaV2050522 +

43、(0.6 X 49.34 X 1000)2=0.1 X 483< a.J = 60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的 影响）。轴的弯扭受力图如下:5.2中间轴的设计1 .求中间轴上的功率P?、转速1”和转矩T?P2 = 3.57KW n2 = 162.9 r/min T2 = 209.29 Nm2 .求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为:出=214 nim则:2T2石2 X 1000 X 209.29=1956NFrl = Ftl x tana = 1956 x tan20° = 711.5N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:ds

44、 = 75 nun则:2T2石2 X 1000 X 209.2975=5581.1NFr2 = Ft2 x tana = 5581.1 x tan20° = 2030.2N3 .初步确定轴的最小直径先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，取:Ao =107,得:=107 X3 n2dmin = A。X?3.57向=29.9mm4 .轴的结构设计图L12 L23 一 5一 £45 一 L565 .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径出2和d56, 因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照

45、工作要求并根据41m = 29.9 nun,由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207,其尺寸为dXDXT = 35X72X 17 mm,故 dn = d56 = 35 mm。2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径山5 = 40 mm；齿轮的右端与右.轴承 之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 48 mm,为了可靠的 压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 = 46 mm。齿轮的左端采用轴肩定 位，轴肩高度h = （23）R,由轴径也5 = 40 inin查表，得R = 1.6 mm,故取h = 4 mm, 则轴环处的直径d34 = 48 nuiio轴环宽度bN 1.4h,取13

46、4 = 14.5 mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定 位轴肩高度h = 3.5 mm,因此，取山3 = 40 mm。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B = 80 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴 段应略短于轮毂宽度，故取123 = 78 mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离A =16 mm,高速小齿轮和低速小齿轮之间的 距离c= 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁 一段距离s,取s = 8mm,已知滚动轴承宽度T= 17 mm,则112 = T+ +s+2 =

47、 17+16+8+2 = 43 mm156 = T2T+s+ A +2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6 .轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）：根据6207型轴承查手册得T= 17 nun高速大齿轮齿宽中点距右支点距离Li = （48/2-2+45.5-17/2）nmi = 59 nun中间轴两齿轮齿宽中点距离L? = （48/2+14.5+80/2）nmi = 78.5 mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3 = （80/2-2+43-17/2）imn = 72.5 nmi2）计算轴的支反力：水平面支反力(见图b)

48、：Ftl(L2 + L3) + Ft2L3 1956 x (78.5 + 72.5) + 5581.1 x 72.5FnH1 = _Lx + L2 + L3 =59 + 78.5+ 72.5=3333.3NFNH2 =4203.8NFtik + Ft2(Li + L2) _ 1956 X 59 + 5581.1 X (59 + 78.5)Lx + L2 + L359 + 78.5 + 72.5垂直面支反力（见图d）：FNV1 =Frl(L2 + L3) - Fr2L3 711.5 X (78.5 + 72.5) - 2030.2 X 72.5L + 12 + Lg59 + 78.5 + 72.

49、5=-189.3NFnv2 =FrlLi - Fr2(Li + L2) 711.5 X 59 - 2030.2 X (59 + 78.5)Lj + L2 + L359 + 78.5 + 72.5=-1129.4N<= 60MPa33）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:MHi = FnhiL = 3333.3 x 59 = 196665NmmMh2 = FNH2L3 = 4203.8 X 72.5 = 304776Nmm截面B、C处的垂直弯矩:MVi = FnviL = -189.3 x59 = -11169NmmMV2 = FNv2L3 = -1129.4 x 72.5

50、= -81882Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩:Mi = Jm看i + M： = V1966652 +-111692 = 196982NmmM2 = M 金 + M?2 = V3047762 + -818822 = 315584Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度:通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式2一 =36.5MPa(14-4),取a = 0.6,则有:Mca yjMl + (aT2)2V196

51、9822 + (0.6 X 209.29 X 1000)0.1 X 403=而故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的35.3输出轴的设计1,求输出轴上的功率P3、转速1】3和转矩T3P3 = 3.43KW ns = 47.77 r/min Ts = 685.71 Nm2 .求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为：出=258 nim2X 1000 X 685.71=5315.6NFr = Ft x tana = 5315.6 x tan20° = 1933.7N3 .初步确定轴的最小直径先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

52、，取:Ao= 112,于是得dmin=A（）x3 1- = 112 X=46.6mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dm,为了使所选的轴直径由2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT3,查表，考虑转矩变化很小，故取Ka =1.3,Ka = KaT3 = 1.3 X 685.71 = 891.4Nm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT9型联轴器。半联轴器的孔径为50 mm故取di2 = 50 mm,半联轴 器与轴配合的毂孔长度为84 mm.4 .轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径由3 = 5