展开式二级圆柱齿轮减速器的方案设计书

1、展开式二级圆柱齿轮减速器的设计关键词：减速器刚性工艺学零部件第一章绪论减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转 速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称 为增速器。减速器的种类很多，这里我们涉及圆柱齿轮组成的减速器，最普遍 的是展开式二级圆柱齿轮减速器，它是两级减速器中最简单、应用最广 泛的一种。二级圆柱齿轮减速器分为展开式、分流式、同轴式，i=840, 用斜齿、直齿、人字齿。两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。轴线 可以水平、上下、垂直布置。它的齿轮相对于支撑位置不对称，当轴产 生变形时，载荷在齿轮上分布的不均匀，因此，轴应设计的具有较大的 刚度，并使

2、齿轮远离输入端或输出端。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器 的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识 应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速 器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能 从中学到很多知识。我们本次设计的题目是二级圆柱斜齿轮减速器，我们对这次设计的对象有了更深入的了解。另外，我们通过设计可以更加详尽的了解各部 分的功能和设计要求，比如，带轮的设计、齿轮的设计及轴的设计、箱 体的各部分零件的尺寸计算等等。同时，我们还要选取其它附属部件，如键、轴承、联轴器等。在本次设计中，我们将运用

3、CAD辅助绘图，这也给我们带来了极大 的便利。第二章展开式二级圆柱齿轮减速器的设计1、设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下'I''I'1 电动机2 V带传动3 展开式双级齿轮减速器4连轴器5 底座 6 传送带鼓轮 7 传送带(1) 带式运输机数据运输机工作轴转矩T=800/(N m)运输带工作速度v=1.4/(m/s)运输带滚筒直径D=400/mm(2) 工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运 输带速度允许速度误差为土 5%(3) 使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4) 生产批量及加工条件小批量

4、生产。2、设计任务(1) 选择电动机型号；(2) 确定带传动的主要参数及尺寸；(3) 设计减速器；(4) 选择联轴器。3、具体作业(1) 减速器装配图一张；(2) 零件工作图二张(大齿轮，输出轴)；(3) 设计说明书一份。4、数据表运输机工作轴转矩 T/(N m)800850900950800850900800850900运输带工作速度 v/(m/s)1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4运输带滚筒直径 D/mm360370380390400410360370380390第三章电动机的选择3.1 选择电动机的类型和结构式选用三相鼠笼是异步电动机，有传动方案选择圆柱

5、齿轮，无特殊要求，采用丫系列电机，为防止杂质侵入电机内部，电动机采用封闭式。3.2 选择电动机的容量运输机的工作转速60 1.43.14 0.4二 66.88r / min60vnw -D运输机的所需功率查表3-2得滚筒的效率为w = 0.96，取皮带传动效率01二°.96，齿轮传动效率0.97 ,滚子轴承的传动效率0.98，联轴器的传动效率0.99.I轴与U轴之间的传动效率12 =0.98 0.97 = 0.9506U轴与川轴之间的传动效率23 =0.98 0.97 = 0.9506川轴与滚筒之间的传动效率3w = 0.99 0.982 = 0.9508电动机到滚筒的总效率总 9.

6、011223 3w =0.96 0.95062 0.9508 = 0.825Pd =匹=5.6 = 6.79kw所需电机功率：°8253.3 确定电动机的转速n = io ii i2 n wi0为带传动比，取24i1为高速级传动比，取35i3为低速级传动比，取35且 ii =(1.31.4)i2则 n=11706000为减小电动机的结构尺寸，降低成本，取n=1500r/min查表12-1取电动机型号 Y132M-4查表12-3电动机基本参数额定功率7.5Kw;满载转数1440r/min ;中心高度132mm表12-1电动机参数选择电动机型号额定 功率满载 转速堵转 转矩最大 转矩Y1

7、32S2-27.529202,02 2Y132M-47.514402.22.2额定功率单位为7.5KW,满载转速单位为1440r/min，堵转转矩与 最大转矩单位都为2.2N m第四章 传动装置运动及动力参数计算4.1传动比分配传动装置的总传动比要求为nm1440im21.5n 66.88式中：nm -电动机满载转速，r/mi n.多级传动中，总传动比为：ii =io i1 i2分配传动比要考虑以下几点：(1) 齿轮各级传动比要在要求的范围内：i=3-5，带传动比范围：i=2-4;(2) 应使传动装置结构尺寸最小、重量最轻.(3) 应使各传动尺寸协调，结构匀称合理.避免干涉碰撞.可采用推荐的i

8、i =(1.3- 1.5)i2，取Lid2，取带传动比1°=2则"2 一 - 1.4 i0. 1.4 221-5 .2.77求得i0 i22 2.77但是在实际传动中有误差，一般允许相对误差为-(3 -5)%。4.2 传动装置的运动和动力参数设计计算传动件时，要用各轴的转速、转矩或功率，因此要将工作 机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。各轴转速I轴：ninmi 014402=720r / minII轴:1440iiio i12 3.88=185.6r / minn匹二m竺67r/mini2 i0 h i22 3.88 2.77n1 n1n2分别表示1，2，3轴的转速r/mi

9、n ； 1轴为高速轴、2轴为中速轴、3轴低速轴;i0 i1 i2分别表示带轮、高速轴；高、中速轴；中、低速轴间的传动比;各轴功率I轴：R = Pi 汉 Sr = 6.79 汉 0.96 = 6.52kwU轴：F2 = Pr12 = 6.52 0.9506 = 6.2kw川轴：F3 = P223 =6.2 0.9506 = 5.89kw滚筒轴：R 汉0.98汉0.99 =5.89汉0.98汇0.99 = 5.71kwP , F2, P3, p4 1, 2, 3,滚筒轴输入功率；01， 12，23， 3w表示各传动机构和摩擦副效率；各轴转矩电动机轴输出转矩：Td =9550-Pl = 955067

10、9 =45.03N mnm1440I轴：h =9550 P1 =9550 6.52 =86.5N mn1720U轴：P6 2T2 =9550=9550319N mn2185.6川轴：P35.89T3 =9550=9550839.5N m匕67滚筒轴：p5 71T呼品怜曲.9N mTl, T , T3 , T4 i, 2, 3,滚筒轴输入转矩N m ；I轴（电动机轴）：F00=6.79kwn0 = nm =1440r/m inT0 -9550P° 二仝厶厶。679 =45.6N m n01440II轴（高速轴）：P = Pi 汇01 =6.79 汉 0.96 = 6.52kwninm1

11、440-720r/minP16.52=9550=955086.5 N mn1720m轴（中间轴）：P2 = Pi12 =6.52 0.9506 =6.2kwn2n1i1i0i114402 3.88=185.6r / minP6 2T2 =9550 厘=9550319N mn2185.6W轴（低速轴）：F3 二 P223 =6.2 0.9506 =5.89kwn3 :i2i< i< i214402 3.88 2.77= 67r /minT3 =9550 = 9550589 =839.5N mn67V轴（滚筒轴）：P4 = F3 汉0.98 汉 0.99 = 5.89 汉 0.98 汉

12、 0.99 = 5.71kw 1440n4 = n367r /min2 3.88 2.77p5 7iT4 =9550-9550813.9N mn467见表4-2为各轴运动和动力参数数值，详细介绍各轴的功率、转速、 及转矩等值。4-2各轴运动和动力参数轴名输入功率Kw输入转矩N m转速r/mi n传动比i效率n电动机轴6.7945.03144020.96I轴6.5286.57203.880.9506n轴6.2319185.62.770.9506川轴5.89839.567滚筒轴5.71813.96710.9508第五章传动零件的设计计算5.1 带传动的设计1. 确定计算功率由机械设计表8-7查得工

13、作情况系数KA=1.1，故巳=Ka Pd =1.1 6.79=7.469Kw2. 选取普通V带带型根据PCa,n1确定选用v带，由表8-10得，A型3. 初选小带轮的直径d"。并验算带速v1）初选小带轮的直径d"，由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径ddi =9°mm2）验算带速v=6.78m/ s兀 ddi ni71x90x1440v =60 1000 60 1000 ' 5m/s :：: v <30m/s 故带速合适3）大带轮的基准直径dd2dd2 - i0 dd 1 - 2 90 =180mm 已圆整。4. 确定V带的基准长度和传动中心距1）

14、 根据 0.7 dd1 dd2 2° 2 dd1 dd2，初步确定中心距 a0=300mm2）计算带所需的基准长度2i. dd 2 - d d1 ILd0 =2a0dd1 - dd2一 =1030.65mm24a。由表8-2得取Ld =1000mm3）计算实际中心距aa : a0也=285mm2中心矩的变动范围amin =a-0.015Ld = 270mm amax = a 0.03Ld = 315mm5. 验算主动轮上的包角a1dd2 dd1a1 : 18057.3161.9 - 90主动轮上的包角合适。6. 计算V带的根数z1)计算单根V带的额定功率由 ddi =90mm和 n!

15、 =1440r/min 杳表 8_4a 得 Po =1°7kw根据 ni =1440r/min,i =2和 a型带。查表 8-4b 得：P0.17kw查表 8-5 得 k ：二 0.95 表 8-2 得 kl = 0.89于是 Pr = （p。：p） k：. kl =1.05kw2）计算v带根数Pea（P0P0）K9KlPea7.469Pr - 1.05= 7.117.计算单根v带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m（F0）min（2.5-Ka） Pea2-500a ea q 2KaZvucc（2.5-0.95）7.4692= 5000.1

16、 6.7820.95汇8汇6.78=116.94N应该使带的实际拉力Fo (FJmjn8. 计算作用在轴上的压轴力FP%(Fp)min =2zF°si n-1 =1847.75N29. 带轮结构设计小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式10. 调整高速轴的转速和转矩nm 1440n-i720r / minio2T1 二Td io 0.96 0.98 =45.03 2 0.96 0.98=84.7N m5.2 高速级齿轮设计计算1. 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数：选取直齿圆柱齿轮传动。 带传动为一般工作机器，速度不高，选取 7级精度（GB10095-88） 材料选择：小齿轮材料为40

17、Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材 料为45钢（调质），硬度为240HBS选小齿轮齿数Z1 =24，则大齿轮齿数z2 =忆=93.12，取Z2=942. 按齿面接触强度设计由设计公式d1tKtT1 u -1 d u确定公式内的各计数数值并计算（1）选取载荷系数Kt =1.3计算小齿轮传递的转距T； =95.5 105旦=8.648 104N mm选取齿宽系数；刊；材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa 2齿面硬度查10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1 =600MPa ； 大齿轮的接触疲劳强度极限二讪2 =550MPa（2）计算应力循环次数汕=60nJLh =60 72

18、0 1 （1 8 300 10） =1.04 109N2 二吐=2.68 108i2接触疲劳寿命系数Khni =0.90,Khn2 =0.94。(3) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%安全系数S=1,I 丨_ Khn1' Hlim1 “go 600MPa =540MPaSk 0-"I- HN2'Him2 =0.94 550MPa =517MPaS(4) 试算小齿轮分度圆直径d1t2叮u1®J)2 =2.3艺=3 8.648 104(4 (189-8)61.97mm3.8851760 1000 60 1000(6)计算齿宽b(5)计算圆周速度v兀dtn

19、314汉61.97汽7202.34m/sb=d d1t =1 61.97 =61.97mm计算齿宽与齿高之高比b/hd1t mt-6H2.582mm24h =2.25口 =2.25 2.582 = 5.8mm%=61%=1o.68(8) 计算载荷系数根据v=2.33m/s，7级精度，查图10-8查的动载系数Kv =1.08直齿轮，假设KAFt/bdOON/mm。得心厂心/1由表10-2得使用系数Ka "，7级精度，非对称布置K =1.12 0.18(1 0.6 d2)0.23 10”b223= 1.12 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 1061.97= 1.423由 %

20、=1°.6& K=1-423 K=1-35，则载荷系数K 二KAKVKH 一1.08 1 1.423 = 1.537(9) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径K-1.537dd1t361.97365.53mm11 Kt1.3(10) 计算模数m6552.73243. 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度计算公式确定公式内各计算数值(1) 小齿轮的弯曲疲劳极限CFE500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限-FE2 二 380MPa(2) 由图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85,KFN2 =°.88(3) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1"冒驾严"

21、;PaI 2 = 52%2 严8 380 =238.86MPa2c1.4计算载荷系数KK 二 KaKvKf 一Kf ,1 1.08 1 1.35 = 1.458(5)(6)查 10-5 得齿形系数丫1 =2.65，丫" =2.20查10-5得应力校正系数丫汀=1.58 丫汀2 =1.78YFaYsa计算大、小齿轮的l<F 1并加以比较丫齐一 2648 “01379303.57L-fi百二2".01639大齿轮的数值大。4. 设计计算2 1.458 8.648 1041汉2420.01639 = 1.93mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数m大于由齿根弯曲

22、疲劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数m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，则可取模数 m=2.0,直径d1 =65.53mm算出小齿轮齿数 d1Z11 =32.77 ： 33mZ2 勺乙=3.88 33 =128.04 ： 1285. 核算h 二空=128 =3.88Z 336. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径di 二 z1m =33 2 = 66mm d2 =z2m =128 2 = 256 mm（2）计算中心距”（d_=（62256）= 16伽2 2（3）计算齿轮宽度b = d d1 = 1 66 = 66mm取 B2 =70

23、mm, B- = 75mm（4）验算66药=2 8.648 104 =2620.6Nd1KaFb1 2620.666=39.71 N /mm : 100N /mm合适。5.3 低速级齿轮设计计算1. 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数选取直齿圆柱齿轮传动。传输机为一般工作机器，速度不高，选取 7级精度材料选择：小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为240HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS选小齿轮齿数z3=23,则大齿轮齿数乙二也=63.71，取Z4 =64。2. 按齿面接触强度设计 由设计公式d2t _2.323KtT E Ze 2乱U血丿确定公式内的各计数数值（1）选取载荷

24、系数Kt ".3.计算小齿轮传递的转距T3 =95.5 1O5p2 =3.19 105 N mm,12选取齿宽系数dT ；材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。齿面硬度查10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限 Jlim3二600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 九呎=550MPa。（2）计算应力循环次数N3 =60n2jLh =60 185.6 1 （8 300 10）=2.67 108N43 =9.64 107i2（3）接触疲劳寿命系数Khn1 =0.95,Khn2 =0.99 ；计算接触疲劳许 用应力，取失效概率为1%安全系数S=1，K bI 丨二 HNTHHm3 =0.9

25、5 600MPa =570MPaSI I _ KHN2'Hlim4 =0.99 550MPa =544.5MPaS3. 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d3td3t 一 2.323.d=94.96mmKtu = ZE )2 = 2.3233 站9 105 3.77(189与 u 6.12.77544.5(2) 计算圆周速度v二 d3t n260 1000二 0.895m/ s(3) 计算齿宽bb = d d2t =1 94.96 = 94.96mm(4) 计算齿宽与齿高之高比b/hmt 二d3t94.96=4.129mmZ323h =2.25g =2.25 4.129 = 9.290m

26、mbh=94.969.290 =10.22mm(5) 计算载荷系数根据v".895m/s，7级精度，查图10-8查的动载系数Kv"04， 直齿轮，假设KAFt b "OON/mm。得S二心厂1。使用系数K1.25， 7级精度，非对称布置。K =1.12 0.18(1 0.6 d ) d 0.23 10 b22_3= 1.12 0.18(1 0.6 1 ) 10.23 1094.96=1.43由b/h "ONZKhB".43得：心阡1.355，则载荷系数K =KaKvKh：Kh"1.25 1.04 1 1.43=1.859(6) 按实际

27、的载荷系数校正所算得的分度圆直径K1.859d3=d3t394.963106.98mm：Kt1.3(7) 计算模数d394.96= 4.13Z3234.按齿根弯曲强度设计确定公式内各计算数值(1) 小齿轮的弯曲疲劳极限二FE3=535MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限二 FE4 = 385MPa由图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.90,Kfn4 =0.92。计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.4Kfn1；- fe10.9 535343.93MPa S1.41 KfN2；fe2 0.92 385.-F 2 必竺253MPa2 S1.4(3)计算载荷系数KK 二 KaKvKf：.Kf '

28、;1.25 1.04 1 1.355 =1.7615查10-5得齿形系数丫" =2.69, 丫匸2 =2.28(5) 查10-5得应力校正系数丫s：1 =1.575，V =1.73YFaYsa(6) 计算大、小齿轮的'<F 1并加以比较* :1丫S 1L-fi2.69 1.575343.93= 0.0123YF -_2Ys-_2二F 22.28 1.73""253= 0.0156大齿轮的数值大。5. 设计计算0.0156 二 3.21mm3 2 1.7615 3.19 1051父232对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数 m大于由齿根 弯曲

29、疲劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数 m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，则可取模数m=3.5,直径94.96算初齿数Z3da94.963.5= 27.13 ： 28乙日2乙3=2.77 28=77.56 ： 786. 核算i2 " = 78 =2.7857 Z3287. 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d3=z3m=28 3.5 = 98mmd4 二 z4m =78 3.5 = 273mm(2) 计算中心距= 185.5mm(d3 d4)(98 273)a =2 2(3)计算齿轮宽度b二就厂1 98 = 98mmB4

30、= 93mm, B3 = 98mm。(4) 验算玉/ 3.19何別。d3981.25 6510.298=83.04N / mm : 100N / mm合适。齿轮结构为标准型。(5) 因减速器的低速轴与运输机连接用的联轴器，由于轴的转速 较底不必要求具有较小的转动惯量，但传递的转矩较大，又因为减速器 与工作机不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此，选用无 弹性的扰性联轴器，选用滚子链式联轴器。由T3 =839.5N m 取 KA =1.5Tea = KAT3 =1.5x839.5 =1259.25N m ；=67r/min查表8-4取型号GL9第六章轴的设计及计算6.1 高速轴设计R =

31、6.52Kw 厲=720r/min T1 =86.5N m1. 结构设计取轴的材料为45钢(调质)，查表15-3，取A0=115o因为有键槽，则dimin =d1fmin(1+7%) =23.97汉(1+7%) =25.65mm, 圆整取dimin =26mm(1) 确定各轴段直径di2 :最小轴段，dl2 "min =26mmd23 :轴肩2处对带轮定位，d23二血* 7mm = 33mmd34 :轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段 34与轴承配合, 轴承仅承受径向力，初取轴承型号 6307,其主要参数d 乂 D 汇T =35汇80 乂21 d335mm Ti =2imm? ?

32、 °该轴跨距L| = 2(c k) B| s B3 T( = 40 80 15 98 21 二 254mm0d45 :由轴承对轴肩要求，查6307得，dxMmmd67 同理 d34 ,d67 = d34 = 44mmd78 同理 d34d78 =d34 =35mm(2)确定各轴段长度ll2 :由与12轴段配合的带轮宽B=52mmI12 = B -2mm = (52-2) mm = 50mm123 :查表11-1，地脚螺栓df =0.036a 12mm ： 20mm，得轴承旁连接螺栓d1 =0.75df =15mmdf= 16mm。由表11-2得G =22mm,C2 =20mm箱体轴承

33、孔长 L_ G t (109 22 20 60mm轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取L'=20mm则l23 =L e L'-c-112 =60 10 20-5-21 =64l34 :与轴承配合，取l34订1 =21mml56 :轴环宽度l56 =15mml67 :由与之相配合的齿轮1宽B1 = 80mm l67 = B1-2mm = (80-2)mm = 78mml78 : l78 =T1 c k = (21 5 15)mm 二 41mml4 - L1 -_c _ k _ B1 T56 = (254 - 21 - 20 - 80 - 15)mm = 118mm确定轴上倒角和圆

34、角c=2 45,R=1.62. 按许用弯曲应力校核轴强度轴上力的作用点及支点跨距的确定，齿轮对轴的力作用点按简化原 则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置1 AB匸妆=41 -21 782 2 2 2= 69.5BC斗丄-(c k)2Fti2T1d12 86.7 100075mm = 2312N二 254 一却 一(5 佝 -80 = 183.5mm2 2 2T1112 21501CD丨236499.5mm22 22(2) 绘轴的受力图(如下图)(3) 计算轴上的作用力齿轮1的啮合力Fr1 = Ft1 *tan ： - 2312 tan 20° = 751.2NV带作用

35、的压轴力Fp = 1869N(4) 计算支反力水平面内FAX FCX - Ft1 = 0 -faxfcx-2312N"Ft1 AB = FcyAC 二2312N 69.5mm = Fcx 275m m 解得Fax -1727.70NFCX =584.31N弯矩MBX = Fax *1ab =120075.15N *mmMax 二 Mcx =0垂直面内Fay Fcy Fri Fp = 0 =.Fay Fcy 751.2N 1869N =0Fr1ABFCYdACFpdAD=0 二 751.2 69.5-FCY 275-1869 339=0 解得Fay =996.32NFcy 二-2114

36、.12N弯矩MBY = Fay Iab =69244.24N *mmM ay =0Mcy =185965.5N *mm两平面合成，得Mb 二 120075.13 692442 =138610.15N mmMC = 02一185965.52 =185965.5N mmT； -86.7N mFa =1994.39NFc -2193.38N受力弯矩图867&&NTmn185965.5Nim(5) 计算当量弯矩因为材料为45钢(调质),由表15-1查得J】=60MPa ；应力校正系数:=0.6 ； B, C为危险截面，分别校核：Jm b(«Ti 2 J138610.1H +(

37、0.6汉86700$%aB-3MPa =17.38MPa ：二W0仔 443caC甌2®2WJ185965.52 +(0.6 汉 86700$30.1 353MPa =45.04MPa :：二B,C截面强度足够，高速轴安全;6.2 中速轴设计P2 =6.2Kwn2=185.6r/minT2 =319N m1.结构设计(1)取轴的材料为45钢(调质)，查表15-3，取A0=115P2dmin -A°3 P2 =11® 62 n2.185.6 =37'°4mm圆整取dmin - 38mm(2)确定各轴段直径d12 :最小轴段为使之与轴承相适应，选轴承

38、型号6308，d 汉 D 汉T =40 汉90 汉 23，贝y=40mm，乙=23mm该轴跨距L2 = 2(c k) B1 s B3 T2 = 40 80 15 98 23 二 256mmd23 :轴肩2为过渡部位，区分加工表d23二血* 4mm = 40 * 4二44mmd34 :轴肩3处对齿轮2有轴向定位要求，取d34 二 d23 6mm = 44 6 = 50mmd45 .同理与 d23d45 = d23 = 44mmd56 同理 di2,d67 二 di2 = 4°mm(3) 确定各轴段长度ll2:与轴承配合段l12 =T2 c k 2mm 3mm 二(23 5 15 2 3

39、)mm 二 48mm123 :与齿轮2配合段I23 = B -2mm-3mm-3mm = (80 -2 -3-3)mm = 72mm45与齿轮3配合取l45 = B3 _ 3mm 二(98 _ 3)mml56 :与轴承配合l56 c k 3mm = (23 5 15 3)mm 二 46mml34 :轴环宽度l34 = L2 -T2 l12 -l45 -l56 = (256 23-48-72-95-46)mm = 18mm（4）确定轴上倒角和圆角c=2 45,R=1.62.按许用弯曲应力校核轴强度（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定；齿轮对轴的力作用点按 简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上

40、两齿轮力的作用点位置。lEH = L2 = 256mmIef*2 148-空 芯 72.5mm2 2 2 2if 总 A72 18 牛 101耐Gh山 l56 -巴二95 46-23 =82mm2 56 2 2 2绘轴的受力图（3）计算轴上的作用力齿轮1的啮合力Ft22T2d22 333 1000248mm =2685.48NFr2 =Ft2 tan： =2685.48 tan20° = 977.44NFt32T2d32 333 100098mm =6795.92 NFr3 二 Ft3tan： = 6795.92 tan20°=2473.51N(4) 计算支反力 水平面内F

41、Ex 片2 F3 FHx=0 =Fex 2685.48N 6795.92 FHX =0f=2 电fFJeGFhXeiH 2685J4872.mm6795J9217mmFH/256irn0解得FEX 二一4141.58NFHX =5339.82N弯矩M FX = Fex Ief = -300264.55N * mmMgx - -435195.33N *mm垂直面内Fey % -Fr3 Fhy =0 二 Fey 977.44N -2473.51N FHY = 0F2 电F"FJeg FhVeh% 977.442Nmm2473.57N*mmFHY 25mm0解得Fey =91.67NFhy

42、 =1404.40N弯矩Mfy =6646.08N *mmMgy =115160.8N mm两平面合成，得Mf =300338.09N *mmMg =450174.39N mmT2 =333000N *mmFe =4142.59NFh -5521.41NMy 4115160. 8HmmrnrrTTTrmTnTl T1 I H 丨 I【H 丨丨丨 M I I I I iTmrnTr(5) 计算当量弯矩因为材料为45钢(调质)，由表15-1查得卜4 1 = 60MPa ;应力校正系数:=0.6 G，F为危险截面，分别校核CcaGJMgF 町2$J450173.3& 十（0.6汇 33300

43、。230.1 44MPa = 57.8MPa 二斗G截面危险：T2 2300338.390.6 333000?；-caF -0.1 443-'MPa=42MPa ：二F截面强度足够；重新设计轴段45的直径为保证轴的强度及键的削弱，取d23 =d45 =50mm贝y d34 =d45 + 7mm = 57mm .校核G截面强度"-'caGJmg2 十俨乙 丫 #450173.39W2+(0.6汇333000) MPa=39.4CMPa住0.1 503重新设计后,G截面安全。P3 =5.89Kw6.3r3 = 67r / min低速轴设计T3 = 911.5N «

44、;mT3 -839.5N m1.结构设计取轴的材料为45钢（调质），查表15-3，取“=108。dm”=鬧=108嚅因为有键槽 则 d3min = d3min (1 *7%) =48.02疋(1 + 7%) = 5138mm .圆整d1min =53mm(1) 定各轴段直径dl2 :最小轴段，与联轴器GL9相适应，取di2 =55mmd23 :轴肩2处对半联轴器有轴向定位，d23"2 7m 62mmd34 :轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段 34与轴承配合,轴承仅承受径向力，因d23 =62mm，查表6-i，处取轴承型号6013,其 主要参数d汉D汇T =6510018，d36

45、5mm，T3 =18mm该轴跨距L3 =2(c k) B s B3 T3 =40 80 15 98 18 = 251mmd45 :由轴承对轴肩要求，查表6-1型号6013得，d45 = 72mmd78 :同理 d34d78 =d34 =65mmd67 :对轴承轴肩的要求通过套筒来实现，d6 尸 d 7586 5 +5 =r7 md56 :轴肩8对齿轮4有轴向定位要求，d56二d6710 = 80mm(2) 定各轴段长度l12 :由与12轴段配合的半连轴器孔长B=84mml12 二 B -2mm 二(84-2)mm 二 82mml23 :查表 11-1，地脚螺栓 d =0-036a 12亦 20

46、mm得轴承旁连接螺栓d1 =0.75df= 15mm 取 df=16mm由表11-2得G =22mm,O2 =20mm箱体轴承孔长 L 一 G C2 ( 10 9 22 20 60mm轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取L'=2°mm123 =L +e + L'-c-l34 =60+10 + 20-5-18 = 67mm，34 :与轴承 6013 配合，取 l34=18mml56 :轴环宽度l56 =15mml67 :由与之相配合的齿轮4宽B4 = 93mm得l67 二 B4 -3mm(93-3)mm=9Cmml78 : l78 =T3 +c+k +2+3 = (18

47、+5+15 + 2 + 3)mm = 43mmI45 = L3 T3 -134 -怎-丨67 -178 = (251 18-18-14 - 90 - 43)mm = 104mm(3)确定轴上倒角和圆角 c = 2 45°,R = 22.按许用弯曲应力校核轴强度(1)轴上力的作用点及支点跨距的确定；齿轮对轴的力作用点按 简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置lpR 二 L3 二 251mmIopl232821867117mm22lPQ 上4 l45 l56 址=18 10314 90=17mm Iqr7 l78 -T =90 418_79pm2 2 2 2 2 2

48、2 2绘轴的受力图(3) 计算轴上的作用力齿轮4的啮合力2Td42 911.5 1000280mm 二 6510.71 NFr4 =Ft4 *tan： =6510.71 tan20° =2369.71N(4) 计算支反力水平面内Fpx Frx -Ft4 = ° 二 Frx Fpx -6510.71N =0Ft4 "pq =frx .pr =. 6510.71N 171mm = Frx 251mm 解得Fpx =2075.13NFrx =4535.58N弯矩M qx 二 Frx *IqR = 358310.82N mmM px =M rx =0垂直面内FpY FRy

49、 Fr4 = 0 二FpY FRy 2369.71N = 0Fr4 QR fRy Qp =0 - 2369.71N 79mm-FRY 171mm = 0 解得FpY =T274.93NFry =T094.78N弯矩Mqy 二 Fpy IqR 二-100719.47N *mmM py = M qy = 0两平面合成，得Mq =話358310.822 (-100719.47)2 =372197.60 NT3 =911500N *mmFp 二 2435.49NFr =4665.84NC/X 90P 182.5 90.5 R布 *Fx八彳呼Ft4/ r/r ry1 r rxT Fpx s 仁Mx A3

50、7_F t恥Fy AMy八J"bI AG1 I4 I 15 'JdNn.i：（5）计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得卜60MPa ；应力校 正系数=0.6，Q为危险截面，校核Q截面Mq2 +（町3 f &72197.602 +（0.6711500丫 -caQ3MPa =19.29MPa ：；_）W0.1 70Q 截面强度足够，低速轴安全；第七章滚动轴承的选择和计算7.1 高速轴轴承由计算轴时初选轴承型号 6307,因轴承支点跨距300mm采用两端 固定的轴承组合，两轴承分别受的径向力为fa=1975N， Fc =2265.5N。转速厲=720/ m

51、in 得当量动载荷F FC = 2265.N ；查表13-4得ft胡.00，传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数 fp =1.1 ;查表6-1得6037的基本额定动载荷Cr = 33.2kN，所以fftCr ' 106".00X33.2X103 "lfpP 丿一 60 x 720、1.17265.5 丿=54734.39h.1106_60n预期计算寿命：L' = 10 300 8 =24000hSL L；选取窄一点的轴承6207;查表6-1得基本额定动载荷C'r =25.5kN"_106r 、ftC'r® 6106/

52、3 W1.00汇25.5汉103h 60n<fpP 丿60 汉 720、1.1 汇 2265.5L1-24800h ： L 'h6207合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。7.2 中速轴轴承由计算轴时初选轴承型号 6308,因轴承支点跨距300mm采用两端 固定的轴承组合，两轴承分别受的径向力为Fe=3638.5n，斤二4641.92。 转速n=18(r/mi门得当量动载荷；查表13-4得ft=j°0传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数fpT1；查表6-1得6013的基本额定动载荷 Cr =40.8kN，所以106 ptCr '106/3 X1.00汉40&10360n I fp P ,一60汉180l 1.仆 4641.92 丿二 47237hLh =L；L L'h选取窄一点的轴承6