二级斜齿圆柱齿轮减速器设计

1、课程设计机械设计基础课程设计任务书 .1一、传动方案的拟定及说明 .3二、电动机的选择 .3三、计算传动装置的运动和动力参数 .4四、传动件的设计计算 .6五、轴的设计计算 .15六、滚动轴承的选择及计算 .23七、键联接的选择及校核计算 .26八、高速轴的疲劳强度校核 .27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .31参考资料目录1 / 35题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓名学号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择； 减速器装配图和零

2、件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。DF * * v动力及传动装置图1带式运输机传动装置、课程设计的要求与数据已知条件：1 .运输带工作拉力：F =2 .运输带工作速度： v =图2参考传动方案2.6 kN;2.0 m/s：3 .卷筒直径：D=320mm；4 .使用寿命：8年；5 .工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳; 般机械厂制造，小批量。6.制造条件及生产批量:1 / 35三、课程设计应完成的工作1 .减速器装配图1张；2 .零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）;3 .设计说明书 1份。四、课程设计进程安排厅P设计各阶段内容地点起止日期一设计准备:明确设计任务；准

3、备设计资料和绘图用具教 1-201第18二传动装置的总体设计：拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力#数传动零件设计计算：带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教 1-201第18至第18周二三减速器装配草图设计：初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算；减速器箱体及附件的设计教 1-201第18周二至第19四完成减速器装配图：教 1-201第19周二至第20五零件工作图设计教 1-201第20周周二六整理和编写设计计算说明书教 1-201第20周周三至周四七课程设计答辩工字2-617第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1孙桓，陈作模.机械原理M.北京：高

4、等教育出版社，2001.2濮良贵,纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.2 / 355 / 35指导教师签名：基层教学单位责任人签章:3王昆，何小柏,汪信远.机械设计/机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社，1995.4机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期：2008年6月23日计划完成日期：2008年7月11日主管院长签章：设计计算及说明结 果一、传动方杀的拟定及说明传动方案给止为二级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw ,即60"

5、;000v 60"000 M 2y .nW =先 119.4r/minDl 320一般常选用同步转速为3000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-23。根据总传动比数值，可采用任务书 所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选择1 .电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M-4吗系列三项异 步电动机。它为曲卜式封闭结构2 .电动机容量1）卷筒*由的输出功率P w Pw = -Fv- = 2600 2.0 = 5.2kW 100010002）电动机输出功率P dPd="pW传动装置的总效率刈=，2箱23 T

6、4 2式中，力2.为从电动机至卷筒*由之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器”1 =0.99 ；滚子轴承1=0.98;圆柱齿轮传动%=0.97；卷筒*由滑动轴承，=0.95； V带传动力5 =0.96贝1刈=0.99 0.984 -0.972 0.95 0.96 之 0.784nW =119.4r/ minPW = 5.2kW”之 0.784Pd =6.63kW设计计算及说明结 果故Pd =pL= 5.2 = 6.63kWn 0.7843 .电动机额定功率Ped由1表20-1选取电动机额定功率 噎=7.5kW4 .电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的

7、可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围i' = 2434,则电动机转速可选范围为nd =nw J =119.4 m （21 34） = 2864.8 4059.6r / min可见只有同步转速为3000r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y132S2-2。主要性能如卜表：iy =24.29i2=4.12i3=2.95电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y132S2-27.5KW2900r/mi n2.02.25、计算传动装置的总传动比i 并分配传动比1）、总传动比 4=曳=举一定24.29 （符合24<i><34） 工 n 0.784工2）、分配传动比

8、 假设V带传动分配的传动比* = 2 ,则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比i尹=上=12.15 J i1二级减速器中：高速级齿轮传动比i2 =4*应=J1.4*12.15 =4.12i低速级齿轮传动比i3 =应=1215 = 2.95 i24.12三、计算传动装置的运动和动力参数1 .各轴转速减速器传动装置各轴从局速轴至低速轴依次编号为：I轴、II轴、设计计算及说明结 果in轴。各轴转速为:n0 = 2900r / minII =III=n mn mi 1ni 2ni 329002900/ mi n1450r / mi n21450一 4 . 12.一 3522 . 95352,.119/ m

9、i n/ mi n = 1450r / min "=352r / min nHI= 119r / min2.各轴输入功率按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即电动机的输入功率, 第一根轴的功率， 第二根轴的功率， 第三根轴的功率，3.各轴输入转矩F0 = Pd =6.63kWP = Pd 5 =6.63 0.96 =6.36kWP二P：2 3 = 6.36 0.98 0.97 =6.05kWPTii P:2 3 =6.05 0.98 0.97 =5.75kWT(N?m)T0 =9.55 1G P0 =9.55 1G 6-63N mm=2.183 10N mm rt290044T =

10、T0 J =2.183 10N mm 096 2=4191 10N mmTn=TIn/>3i2 =4.191104 N mmM0.98M0.97M4.12 = 1.642m105N mmTm=Tl?2n3i3 =1.642105 N mmM0.98"97M 2.95 = 4.603< 105 N mmP0 = 6.63kWP=6.36kWP. = 6.05kWP - 5.75kW%=21831(4N mmT4.191 1(4N mm_5Tn=1.642x105N mm5T1n=4.603x105N mm将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴I中间轴R低速轴 mN转速(r

11、/min)29001450352119P功率(kVV6.636.366.055.75转矩T(N?m)一 一 .一 42.183X10一 _ 一 44.191X101.642 父1054.603X105i传动比24.122.95效率n0.950.980.97设计计算及说明结 果四、传动件的设计计算1.设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制(共16h),连续单向运转，载荷 平稳，所需传递的额定功率 p=6.63kw小带轮转速n1=2900r/m 大带轮转速n2 =1450r/m,传动比，=2。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材 料、基准直径以及结构尺寸、 初拉

12、力和压轴力等等 (因为之前已经按n5选 择了 V带传动，所以带的设计按 V带传动设计方法进行) 详细D=W=G图 二纸：三二1爸爸五四0六3231885406）避 男19岁上7月13日公巨蟹座，属虎Lii &一 j a - #会之6。专吗、明心号 椰子树与穿心莲的空间全套资料低拾io快起1）、计算功率 Pa pa = KA P =1.1 M6.63kw = 7.29kw a a2)、选择V带型 根据Pa、n1由图8-10机械设计p157选才? V=19.0m/sA 型带(d1=112 140mm3)、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dd ,由(机械设计p155表

13、8-6dd, =250mm 2和 p157 表 8-8 ,取小带轮基准直径dd = 125mm17 / 35(2)、验算带速二 dd1 R v 二60 1000二 125 290060 1000m/s =19.0m/s因为5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮符合推荐范围(3)、计算大带轮的基准直径 根据式8-15设计计算及说明结 果dd2 =i .ddi =2 x 125mm = 250mm ,初定 dd2 =250mm 2 2(4)、确定V带的中心距a和基准长度Lda、根据式8-20机械设计p1520.7(ddi +dd2)<ao <2(ddi +dd?)0.7

14、 M (125 + 250) w a0 W 2 M (125 + 250)262.5<a<750初定中心距a0=500mmb 、由式8-22计算带所需的基准长度,222,c, d dd. .、Jdd1 dd2 )l0=2a°+(dd1 +dd2 )+24a°=2X 500+兀 X0.5 义(125+250) + (250-125) (250-125) /4X500=1597mm由表8-2先带的基准长度ld=1600mmc.计算实际中心距a=a0+(ld - 1。)/2 =500+ (1600-1597) /2 = 501.5mm中心距满足变化范围:262.5 7

15、50mm(5) .验算小带轮包角% = 180° - ( dd2- dd1)/a X57.3 °= 180° - (250-125) /501.5 X 57.3 °= 166° >90°包角满足条件(6) .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据 n1 =2900r/min 和 dd1=125mm|fe 8-4a用插值法求得p0 =3.04kwa0 =500mmld =1600mm5 = 166°设计计算及说明结 果单根v带的传递功率的增量A po已知A型v带，小带轮转速n1=2900r/min转动比 i= -1 =d

16、di/ dd2=2 n2查表 8-4b 得 A p0 =0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数ka=0.96,表8-2得带长修正系数人=0.99Pr =( P0+A P0) X kaX kL =(3.04+0.35) X 0.96 X 0.99=5.34KWZ= c =7.29/5.34=1.37故取 2 根.(7)、计算单根V带的初拉力和最小值F°min =500*(2.5- ka)Pc +qVV=190.0N ZVQ对于新安装的V带，初拉力为：1.5 F°min=285N对于运转后的V带，初拉力为：1.3 F°min=247N(8) .计算带传动的

17、压轴力FpFp=2ZFosin( 口 1/2)=754N(9) .带轮的设计结构A.带轮的材料为：HT200B.V带轮的结构形式为：腹板式.C .结构图(略)2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1)、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明V带取2根.Fomin =190.0NFp=754N9 / 35设计计算及说明结 果(HB<=350HBS),8 级精度，查表 10-1 得小齿轮 40Cr调质处理 HB i=280HBS大齿轮 45 钢调质处理HB 2=240HBS= 1.602)、按齿面接触强度计算：取小齿轮 zi=20, Mz2n2

18、。，Z2 =204.12=82.4 ,取 z?=83 并初步选定B =1513 / 35a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数 Zh=2.425N1 =4.065 109N2 =9.866 108c.由图10-26查得 七=0.76,名目=0.84，贝U q+名为=1.60 1 2d.计算小齿轮的转矩：Ti =4.189m104N mm。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限fcrH/= 540MH/= 528M因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度

19、设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得 齿轮接触应力 Lmi 1=600MP以齿轮的为 Lim2 l=550MPah.由式10-13计算应力循环次数一 一 . 一 一 ,_ _ _ 9Ni =60n1jLh =60 1450 1 (8 2 8 365)=4.065 10N2一一 _ 94.065 104.12= 9.866 108V=3.26m/si.由图10-19取接触疲劳寿命系数 Khni=0.90 Khn 2=0.96L h 1 = K hni 七 lmi '/S=540MpaH 2 = K HN 2 - lim 2 '/S=528 Mpa1H L(

20、 - H 1+!=h L )/2=543 Mpa3)、计算(1)计算圆周速度：；-：=1.704V=d1t ji n1/60000=3.26m/s(2)计算齿宽B及模数mntK=2.001B=(|)dd1t =1X42.9mm=42.9mmmnt =d1tcos B / z1=2.07mmdi=46.22H=2.25mnt =4.66mmB/H=42.9/4.66=9.206(3)、计算纵向重合度 郊6P=0.318(|)dz1tan 0 =1.704mni =2mm(4)、计算载荷系数由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分别查得：Ka =1,Kv =1.15,Kh： =1.45,

21、K =1.35,Kh：. =Kf：. =1.2故载荷系数K =Ka Kv Kh . Kh =1 1.15 1.45 1.2 =2.001(5)、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 1010a 得d尸dit 3匹=46.22mm:Kt(6)、计算模数mntmnt =d1 Cos B /Z1=2.232mm4)、按齿根弯曲强度设计由式10-172KT¥iYsaiCOS2 ：mn1 -、7(u1)z2HJ(1)、计算载荷系数:K =Ka Kv Kf： Kf I =1 1.15 1.2 1.35 =1.863(2)、根据纵向重合度 呼=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y-

22、. =0.8583cos* 315(3)、计算当量齿数 齿形系数20Zvi229 , Zv2cos 15(4)、由1图 10-5 查得丫曰=2.72, 丫己2=2.21 由表 10-5 查得 Ysa1 =1.57, Y&2 =1.776由图 10-20C 但得 kFE1 】=500 MPa bFE2 380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限Kfn1=0.85, Kfn2=0.88计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:!F1 1=Kfn1 41 1/s=303.57 MPa2 LG J /S=238.86 MPa(5)、计算大小齿轮的毕雪，并比较二 F1 2.72 1

23、.570.0147匕/ 303.57=0.01704YF2Ysa2 = 2.268 1.794!、2-238.84且空工与9与电与，故应将 华Y异代入1式(11-15)计算。 F1F2F2 (6)、计算法向模数mn13 2KYF1Ysa1 cos”"210.01704 =1.48a=116mm设计计算及说明结 果(7)、贝U 乙=d1 "cos°. = 46.22乂 cos15电=22.32 ,故取乙=22 mn2.贝U Z2 = i2 zi =90.64 ,取 Z2 = 90(8)、计算中心距mn- = 2X(22190) = 11595mm J*1fyQ2co

24、s P2 x cos15取 a二116mm(9)、确定螺旋角mmn (Z1 + Z2)Pi arccos2a2 M (22 + 90 )“ cc ”=arccos = 15 .09 = 15 5 242 m 116(10)、计算大小齿轮分度圆宜径：d 1 = -1m=45.58mmcos15.09°,Z2 mnd2 = -2 = 186.42mmcos15.09(11)、确定齿宽b2 =%1 =1 M45.57 = 45.57 mm取 B2 =45mm , B =50mm5)、结构设计。(略)配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1)、选择材料热处理方式(与前一对齿轮相同)(HB<

25、;=350HBS),8级精度，查表10-1得小齿轮 40Cr调质处理 HB 1=280HBS大齿轮 45 钢调质处理HB 2=240HBS2)、取小齿轮 Z3=20,则 z4n 3 马=2.95 父 20=59 取 Z4 =59,初步选定B =15°3)、按齿面接触强度计算：Pi =15 巧 24d1=45.58mmd2 =186.42mmB2 = 45mm, B1 = 50mm15 / 35设计计算及说明结 果确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数zH =2.425c.由图 10-26 查得 气=0.76,=0

26、.85,d.计算小齿轮的转矩:T2 =1.64 x 105 n mm确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得 齿轮接触应力！：m1 l=600MP以齿轮的为t. Hm2 l=550MPa h.由式10-13计算应力循环系数23 / 35Ni=60nl jLh =60 352 1 (8 2 8 365) =9.867 108V=1.21m/sN2i.9.867 108 =3.345 1082.95由图1

27、0-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.96 Khn2=0.97H h 1 = K hni 上 lm1 '/S=576MpaH L= Khn2 1 lim2 /S=533.5 Mpa4 H 1=(上 h 1+1H L)/2=554.8 Mpa4)、计算 (1)、圆周速度:V=d1t jin1/60000=1.21m/s(2)、计算齿宽b及模数mntB同d d1t=1X65.87=65.87mmK=1.960mnt=d1tcos。/ z1 =3.18mmH=2.25mnt =7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200、计算纵向重合度 部6日=0.318 小 dZ1tan 0 =

28、1.704a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka =1,Kv =1.12,KhP =1.458,KfP = 1.36,5 =Kh=1.2故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960(4)、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得一一d1 = dit 3 =70.48mm1Kt(5)计算模数mntmnt =di cos B / Z3=3.404mm5）、按齿根弯曲强度设计由式10-17m 3 2KTiYFiYsaiCOS2 一二a 上式中 K =Ka Kv Kf<z 长用=1父1.12父1.2父1.36 =1.829b根据纵向重合度

29、印=1.704，从图10-28查得螺旋角影响系数 YB =0.85c计算当量齿数齿形系数Zvi = ，w = 229, Zv2 = -59 -=63.32 cos 15cos 15由1图 10-5 查得 YF1 =2.72, YF2 =2.292由图 10-20C 但得 tFE1 =500 MPa kFE2L380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限Kfni=0.86, Kfn2=0.89d计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:上F1 1=Kfni Lfe"/S=307.14 MPabF2 =KFN2 tFE2 /S=241.57 MPae比较2.715 1.571

30、0.01363tF1 1307.14YfYiYF2Ya22.212 1.772_；*一 = 0.01623噎1 241.57mg = 2.5mmz3=27 z4=80且YFEMYJY与，故应将 代入1式（11-15）计算LF1 ,： F2 ,. F2 ,f法向模数2KT1YF1Ysa1Cos2 33 . _一 ：.1二 a(U , 1)Z2 * 1.3522 1.829 1.56 105 0.85 cos2151 1.61 2020.0165 =2.263对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径d1ai=138mm01 =14 咒 536”=70.48mm来计算应有的数，于是有:

31、取 mM =2.5mm z3 = 27 .则 z4 = 80g中心距d3 =69.64mmmn(z1 z2)2 (27 80)n，1 一 2 J '1 = 138.47mm取 ai=138mmh确定螺旋角2 cos15mln(Z1 Z2)i = arccos 2a二arccos2 (27 80)'=14.26 ; 14 1536"2 138i计算大小齿轮分度圆直径：d 3 = -Z3mno = 69.64mm cos14.26d4=206.36mmB4 = 70mm,B3 = 75mmd4 = Zm-s = 206.36 mmcos14.26J 齿宽B4 =中 ad3

32、 = 1 父 69.64 = 69.64mmM B4 =70mm , B3=75mm4）、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为Ft12T12 4.191 104di45.58=1839NFriFt1 tg： n _ 18.9 tg20cos15 5 24"=693NFa1Ft22T22 4.603 105d34461N206.36dmin =20mmFt2 tg： n4461 tg20 1675Ncos 2 cos14 15 36'Ft1tg i = 1839 tg15

33、5 24"= 496NFt2tg 2 = 4461 tg14 15 36"= 1134N1.高速轴i设计40Cr,1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,调质处理，查表15-31,取4=1002）初算轴的最小直径dmin 一 A 3卜1007鬻=16.869mm高速轴I为输入轴，最小直径处跟 V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 6% dmin=18.375mm由机械设计手册表22-1-17查得带轮轴孔有20, 22, 24, 25, 28等规格,故取 dmin =20mm高速轴工作简图如图（a）所示首先确定个段直径A段：d1=20mm有最小直径算

34、出）B段：d2=25mm根据油封标准，选择毡圈孔径为 25mm勺C段：d3=30mm与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：d4=36mm 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mmE段：d5=45.58mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段，d7=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内径F段：d6=36mm,设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm第二、确定各段轴的长度A段：L1=1.6*20=32mm,圆整取 L1=30mmL=290mmS=174mmB段：L2=54mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mmC段：L3=28mm,与轴

35、承（圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）L3=B3+2=16+10+2=28mmG段：L7=29mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）F 段：L6 =8mm , L6 =A2-2=10-2=8mmE段：L5 =50mm ,齿轮的齿宽B1=50mmD段：L4=92mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度dmin =30mm减去箱体内已定长度后圆整得L4=92mm轴总长L=290mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm2、轴R的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40

36、Cr, 调质处理，查表15-31,取A0=1002）初算轴的最小直径p.603dmin - A0 3 p =100 3= 25.78mm,n352因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6% dmin=27.325mm根据减速器的结构，轴n的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206,故取dmin=30mm首先，确定各段的直径A段：d1=30mmf轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合F段：d6=30mm与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合E段：d5 =38mm非定位轴肩B段：d2=48mm,非定位轴肩，与齿轮配合C段：d3=64.94mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：d4=50

37、mm,定位轴肩然后确定各段距离：A段：Li=29mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度与挡油盘的长度B段：L2=8mm,!据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：L3=75mmg据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：L5=43mm,根据高速级大齿轮齿宽减去2mm为了安装固定）F段：L6=41.5mm考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离dmin =45mmD段：L4=9.5mm,由轴I得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mr«去已知长度得出3、轴田的设计计算输入功率 P=5.58KW传速 n =119r/min,T=460300Nmm轴的材料选用40Cr （调质），可由表15-3查

38、得A0=110山山一 -IP-、，小，-人所以轴白直径：dmin之Ao； =39.65mm因为轴上有两个键槽， Xn故最小直径加大12% dmin =44.408mm由表13.1（机械设计课程设计指导书）选联轴器型号为LH3轴孔的直径d1 =45mnHfe度L=84mm轴ID设计图如下：结 果M 4b.5 5，ia tO lij ；!，bt S3 匚, 60 白4 45首先，确定各轴段直径A段：di=45mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段：d2=60mm定位轴肩，h取2.5mmC段：d3=72mm定位轴肩，取h=6mmD段：d4=68mm,非定位轴肩，h=6.5mmE段：d5=55

39、mm,与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合F段：d6=60mm按照齿轮的安装尺寸确定G段：d7 =45mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：L1 =46.5mm,由轴承长度，4 3, A2,挡油盘尺寸B段：L2=68mm齿轮齿宽减去2mm便于安装C段：L3=10mm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要D段：L4=57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5=33mm,由轴承长度， 3, A2,挡油盘尺寸F段：L6=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 =84mm关轴器孔长度# / 35设计计算及说明结 果轴的校核计算，第一根轴：求轴上

40、载荷已知：Ft =1839N,Fr =693N,Fa =496N,Fp =754N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：Li =81.75mm , L2 = 132.25mmL3 = 48.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnhi -703NFnh2 =1136NMh =65013N mmFnh1 = 703NFnh2 =1136NMH =65013N二 ca=14.49MPa27 / 35垂直支反力：_'_ _ _F nv1 - Fa =496N,Ma -11304N mm,Fnv1 =1360N,Fnv2 =87NMV1 =61640 N mm, MV2 =11822 N mm

41、MV3 = -106917 N mm合成弯矩M1 =61640N mm, M2 =134918N mm,M 3 =125132N mm由图可知，危险截面在C右边W=0.1d3=9469二ca =M ca/W=14.49MPa<70MPa轴材料选用40Cr查手册k=70MPa符合强度条件！第二根轴求轴上载荷已知：Ft =1839N, Fr =693NFa =496NF t =4461N,F r =1675N (F a =1134N设该齿轮轴齿向两个都 左旋，受力如右图：L1 = 60.75mm, L2 = 69.5mm L3 = 48.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnhi =2

42、446N,Fnh2 =176NMhi = 148595N mm, MH2 = -8552N mm是Fnhi =2446N, Fnh2 =176NMh1 = 148595 N mMH2 -8552N mrMi = 15894 N mm, M 2 =176472 N mmM 3 =43365 N mm, M 4 =12174 N mmm,垂直支反力:二 ca =5.98MPaMa =39486N mm, Fnvi =917N,Fnv2 =65NM V1 =55708 N mm ,M V2 =95194 N mm M V3 =42513 N mm, M V4 - -8664 N mm 合成弯矩M1

43、=15894N mm, M2 =176472N mm M3 =43365N mm, M4 =12174N mm由图可知，危险截面在B右边W=0.1d3=33774二 ca=Mca/W=5.98MPa<70MPa33 / 35轴材料选用40Cr查手册U】 = 70MPa符合强度条件！第三根轴:求轴上载荷已知：Ft =4461N,Fr=1675N,Fa =1134N设该齿轮齿向是右旋，受力如L1 = 62.25 mm, L2 -121.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnh1 =2948NFnh2 =1513NMh =186490N mm垂直支反力：Ma = 117000N mm,

44、Fnvi -1107N,Fnv2 =568NM V1 =68897 N mm, MV2 =185902 N mm合成弯矩M1 =199810N mm, M2 =263321N mm由图可知，危险截面在B右边算得 W=19300二 ca =M ca/W=19.77MPa<70MPa轴材料选用40Cr查手册k=70MPa符合强度条件！Fnh 1 = 2948NFnh2 =1513NMh = 186490N mMi =199810 N mm, M2 =263321 N mm二 ca =19.77MPaFr1 =1531NFr2 =1139N设计计算及说明结 果六、滚动轴承的选择及计算1. I轴

45、轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承1)计算轴承的径向载荷： 2_ 2222Fr1 =Fr2Hl +FrNv1 =%；7032 +13602 =1531NFr2 ="frNh2 +Fr2V2 = J11362 +8722 =1139N2)计算轴承的轴向载荷(查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW e=0.37, Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fd1 =F1 = 478N,Fd2 =F=356N 2Y2Y因为 Fa +Fd2 =496N +356N =852N > Fd1 =356N轴左移，左端轴承压紧，右

46、端轴承放松Fa1 =Fa+Fd2 =852N、 Fa2 = Fd1=356N2)计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp=1.5因为 51 = 852=0.56 >e= 0.37 X 1 = 0.4 ,Y1 = 1 .6Fr1 531p =fp(XFn+YFa1 )=2963因为星= 56_ =0.312(x2=1,Y2=0Fr2 1139P2 = fp(XFr2 +YFa2 )=1709所以取 P = P2 =2963N3)校核轴承寿命106 C &10643.3父103 3Lh -( ) n () h -87700h60n P60 M14502963年300个工作日，每天2班

47、制.寿命18年.故所选轴承适用。2. II轴轴承1)计算轴承的径向载荷：P = F2 = 2963NLh = 8770chFr1 = 2612 NFr2 = 188 NFa2 =1312N a 2Fa1 =Fd2 = 59NLhFr1 = 3149 NFr2 = 1616 NFa2 = 1050NFa2 = 2184Nf_ 2_ 2匚_2 _ 2 _ _ 一一Fri =FrNHi + nvi ='2446 +917 =2612NFr2 二 JfNh2 + Fr2v2 ; <1762 + 652 = 188N2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 30206圆锥滚子轴承的基本额

48、定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KWe=0.37, Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fd1 =FL = 816N,Fd2 =F2=59N2Y2Y2丫2丫P = R = 3918N因为 Fd1 +Fa =816N +496N =1312N > F a +Fd2 =1193N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 =Fa+Fd1 =1312N、 Fa1=Fd2=59N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp=1.5F -59因为 Fa1 = 59 =0.026 ；e =0.37 X 1 = 1, Y1 =0Fr12612Pi = fp XFM YFa1 =391

49、8NF -1312因为士 =6.98 >e, X2 =0.4,Y2 =1.6Fr2188P2 = fp XFr2 YFa2 =3262 N所以取 P = P, =3918N3）校核轴承寿命106 C10643.3 103 3Lh（1） h（） h =142356 h60n P 60 3523918按一年300个工作日，每天2班制.寿命29年.故所选轴承适 用。2.田轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 = 4FrNH1 FrNV1 = 29482 11072 =3149NFr2 = FrNH2 Fr2V2 = ,15132268 =1616N设计计算及说明结 果2)计算轴承的轴向载荷(查

50、指导书p125) 30211圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW e=0.4, Y=1.5两轴承派生轴向力为：_Fri_Fr2Fdi =-1 = 1050N,Fd2 =上=539N2Y2Y因为 Fd1 +Fa =1134N +1050N =2184N > Fd2 =539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 =Fd1 =1050N、Fa2 =Fa + Fd1 =2184N2)计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp=1.5因为 F1 = 105° = 0.3334 <e= 0.37 X1 = 1, Y1 = 0Fr1

51、 3149Pi =fp(XF.1 +YFa1 )=4724N因为 F2_ = 2184 =1.35 >e, x2 =0.4,Y2=1.5 Fr2 1616P2=fp(XFr2 +YFa2 )=5885N所以取 P =P2 =5885N3)校核轴承寿命106 C g10690.8父103 3Lh -( )h -() h-128066h60n P60 M1195885年300个工作日，每天2班制.寿命26年.故所选轴承适 用。七、键联接的选择及校核计算4T. r 1 dhl® _；125150钢P - L 7080铸铁P = F2 = 5885NLh =128066hcrP =36.38仃p =60.00Mpa设计计算及说明结 果1. I轴上与带轮相联处键的校核键 A10X28, bXhXL=6X 6X20 单键键联接的组成零件均为钢，Lp】=125MPa4T 1 4 x2.183 x104“ cc Lo" p =W h p = 36.38 < 匕 p1125MPadhl20 M 6M 20满足设计要求2. II轴上大齿轮处键键 A12X25, bXhXL10X 8X36 单键键联接的组成零件均为钢，EP =125MPa4T 4 M1 642 M105r 1