广东工业大学减速箱课程设计说明书

1、机械设计课程设计说明书-两级展开式减速箱学院机电工程学院专业班级学号姓名指导老师2016年 01月 10日目录1、 传动方案的拟定及说明 32、 电机的选择 31 .电动机功率 32 .电动机额定功率 33 .电动机的转速 43、 计算总传动比及分配各级的传动比 4四、计算传动装置的运动和动力参数 41 .各轴转速 42 .各轴输入功率 53 .各轴输入转矩 5五、 传动件的设计计算 6设计带传动的主要参数 6六、齿轮传动设计 7七、轴的设计计算及校核 191 . 中间轴的设计 192 .高速轴的设计 213 .低速轴的设计 24八、箱体结构的设计 33九、润滑密封设计 34十、设计感想 34

2、H一、参考文献 35计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计二级展开式圆柱减速器减速器基本构想如下:(1)工作条件：减速箱使用年限8年，工作为两班工作制， 每班8小时，每天工作16个小时，每年工作300天, 载荷平稳，环境清洁。(2) 原始数据：输送带拉力F=2.8KN ;带速V=2.1m/s； 滚筒直径D=340mm；二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：取V带效率为90%, 一对滚动轴承的的效率为 98%,渐开 线圆柱齿轮效率为97%,联轴器效率为99%, 一对滑动轴 承的效率为96%,平带效率为90%o32“总一刀v X4 滚X

3、4 齿轮x4联轴器x4滑x4平=0.90X 0.983X 0.972X 0.99X 0.96X 0.90=0.6822、电机所需的工作功率：原始数据： F=2.8KNV=2.1m/sD=340mm总 0.682P工作二FV，q总=8.62KW45 / 35P=8.62KW3、确定电动机转速：计算卷筒轴的工作转速:n 筒=60XV/ 兀 D=118.0r/minV带传动比为24。二级圆柱齿轮的传动比为 840n电动机n滚 *(24)*(840) 1888r/min 18880r/min综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动等因素，选择Y160M 12电动机电机的具体参数如下：电动机型号

4、Y160M 1324.83i2齿轮 3.2， i1齿轮iv 带=2n1 =1465r/minn2=378.06r/minn3=118.1r/min电机额定功率/kw转速/(r/min)转动惯 量/kg / m2重量/Kg功率因 数/%Y160M 1-21129300.037711587.2三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:i总-n电动机/n筒=2930/118=24.832、分配各级传动比(1) V带的传动比为24,取iv带=2(2)二总=齿轮XI带.i 齿轮=i 总/iv带=24.83/2=12.415i齿轮 L齿轮* i 2齿轮，取L齿轮1.3i 2齿轮， j齿轮3.2, %

5、齿轮3.875四、运动参数及动力参数计算1计算各轴转速(r/min)nI=2930/2=1465r/minn2=1465/3.875=378.06(r/min)n3=378.06/3.2=118.1(r/min)2计算各轴的输入功率(KW)p1 8.62* 0.9* 0.98 7.603kw3.875p2 pi*n轴承* n1齿轮p3 p2* n轴承* n2齿轮根据Ra和n 1由图8-11得：选用A型V带5m/s<V0 <30m/s带速是符合的Pi=7.603KWP2=7.227KWP3=6.87KWTi=4.96* 104 N mT2=1.884*105 N - m5-.T3=

6、5.584* 10 N mPCa 12.1kwdd1 125mm5m/s<V0 <30m/s 带 速是符合的dd2 250mm7.603* 0.98* 0.97 7.227 kw7.227* 0.98*0.97 6.87kw3计算各轴扭矩(N m)Ti 9.55 * 10 6 * P14.96 * 10 4 N.mT29.55 * 10 6 * p21.884 * 10 5 N .mn2T39.55 * 10 6 * p35.584 * 10 5 N .mn3五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V选带截型由课本表8-8得：kA=1.1PCakA* p电动

7、机1.1*11 12.1kw(2)初步选定带轮基准直径，由表8-7和表8-9,取小带轮基准直径dd1 125mm验算带速按照式8-13验证带速度*d1*n* 125 * 2930V0 19 .18 m / s60* 100060* 1000(3)计算大带轮基准直径,根据式8-15a,计算大带轮 的基准直径dd2 dd1*i 2*125 250mm.、 a 0(4)确定V带的中心距和基准长度Ld由式8-200.7*(dd1 dd2) a02*(dd1 dd2)初步选定中心距为500mm初步选定中心距为500mm由式8-222Ld02*a02*(dd1 dd2)'"二Ld=159

8、6.9mm,由表8-2选带基准长度为1640mm.(5)计算实际中心距按照式8-23a a0Ld_Ld05002中心距的变动范围带基准长度为1640mm.16401597522 mma 522 mma1166120amin a 0.015 * Ld 497 .4 mm amax a 0.03 * Ld 571.2mm(6)验算小带轮包角a 1根据式8-6(dd2 dd1)*57.3a1180a(250 125)*57.3180 166120522(7)确定带的根数计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 125mm 和 n1 =2930r/min,查表 8-4a 得p0 3.12kw根据r =29

9、30r/min , i=2 和 A 型带，查表 8-4b得p00.34 kw查表 8-5 得 ka 0.964 ,表 8-2 得 kl 0.99于是 Pr(P0 Po)* ka* kl 3.30 kw计算V带的根数ZZPcl 121 3.67取根数为4根Pr3.30(8)计算单根V带的初拉力最小值(Fo)min由表8-3得A型带的单位长度质量q 0.1kg / m(F0)min 50(/25 ka)* 屯 q*v2 16428Nka*z*v应使实际的初拉力F( (F()min 164.28N(9)计算压轴力FpFd 2* z* (F0) min* sin a1p021662* 4*164 .2

10、8* sin 1304 .4N 2(10)带轮的结构设计：1.小带轮采用实心式，查机械设计手册得电动机的轴径D 28mm , V 带轮的 e 15 0.3mm, f 102 mm所以轮毂宽L带轮(1.52)D 4256mm,其最终尺寸结合安装带轮的直径的轴段来确定。轮缘宽B带轮(z 1)e 2 f 65mm2.大带轮采用腹板式结构，轮缘宽与小带轮的相同，轮毂宽 要与轴的结构设计同步。六.齿轮设计1、高速级齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级高速级小齿轮采用40Cr (调质)，硬度为280HBS,高速 级大齿轮采用45钢(调质)，硬度为240HBS,选取精度为8级。初步选取小齿轮的Z1

11、 24Z Z1F齿轮93取 Z2 93初步选定螺旋角14(2)按齿面接触强度设计 按式10-21试算，即,12KTi u 1 ZhZeZ Z od1 3?(), d UHFo (Fo)min 164.28NFp=1304.4N小带轮采用实心式大带轮采用腹板式结构初步选定：z1 24, z2 93初步选定螺旋角141.确定公式内的所有数值选取Kt 1.3 由图10-30选取区域系数ZH 2.433由表 10-6 查的材料的弹性影响10.985Ze 189.8MPa：计算得，Z，0.668, Zb由式10-13计算应力循环次数Ni3.375*109Ni 60Ai jLh 60*1465*1*(16

12、*300*8)一93,375*109K1 3.375*1098N2 8.712*1083.875N2一一一 93.375*108.712*13.875081.02查图10-19,取得接触疲劳寿命系数khm 0.93,62 图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度Hlim1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPa取安全系数为1.由式10-12得H ikhni" 0.93*600 558MPaH 558MPaH 2skhn2 lm2550*1.02 561MPas558MPa计算小齿轮的分度圆直径d1td 3d1t2*1.6*4.96*104,3 4.8

13、75,3(2.433*189.8* 0.668* 0.985)3.875 (558)2d1t 36.369mm236.369mm2按公式计算：1计算圆周速度dtni60*1000*36.369*146560*10002.80m/sv 2.80m/ s36.369b d*d1t 1*36.369 36.369mm2计算载荷系数K查表10-2查的使用系数kA 1 根据使用系数kA 1 , v 2.80m/s ,八级精度，查图10-8查的动载系数kv1.15；由表10-3查得01.4;查表10-4用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，kH1.318；故载荷系数K kAkvkH kH1*1

14、.15*1.4*1.318 2.123按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由式10-10a得d142.822mmk2 12d1 d1t336.369*342.822mm；kt: 1.34计算模数mnmnd1 cos1442.822* cos14241.731mmmn1.731mm3按齿根弯曲强度设计:由式10-172KFtT1Y Y ecos2mnt 3：2dZ 1*3"必计算,F1取载荷系数KFt1.3,计算得a 1.739重合 度系 数 根 据 公式 求 得Y0.250.75/a0.250.75/1.7390.6811.9052根据纵向重合度 1.905,求得螺旋角影响系数Y

15、0.7783计算当量齿数Zv1Z3cosZv2Z23 cos24cos31493cos31426.27101.8当量齿数:Zv126.27Zv2 101.84查取齿形系数由表 10-5 查的 YFa12.62;YFa2 2.195查取应力校正系数由表 10-5 查的 Ysa1 1.6；Ysa21.86由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fe1 500MPa ,大齿轮的弯曲强度极限Fe2 380MPa7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN10.86,kFN2 0.898计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s 1.4式10-12得fikFN 1 Fe10.86*500307.14MP

16、afi307.14MPaf2skFN 2 Fe21.40.89*380241.57MPa1.49计算大小齿轮的YaYSa并加以比较Ff2241.57MPaYFa1YSa1fiYFa2YSa2F 22.62*1.6307.142.19*1.8241.570.01370.0163YFaKaf0.0163m讨 1.22mm大齿轮的数值大q 2*1.3*4.96*104* 0.681*0.778* cos214 *0.01631.22mnt 3:2-1*2410调整齿轮模数d1mnZ1/ cos1.22* 24/cos14 30.201mmd1n1/60*1000 2.32m/s10-8根据使用系数k

17、A 1, v 2.32m/s,八级精度，查图查的动载系数kv1由表10-3查得kF 1.4；查表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，kF 1.08； 故载荷系数KFkAkvkF kF1*1*1.4*1.08 1.512K7 , 1.512 mn mnt31.22*3 1.284mmKFt: 1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计的法面模数n大于是乙d1 cosmn42.822* cos14220.78mn 1.284 mm最终选定模数为2z121Z2 82于由弯曲疲劳强度设计的法面模数，取 以为2既可以满足 弯曲强度又可以满足接触疲劳强度，应该按接触疲劳强度的 分度圆

18、直径来计算齿数。中心距圆整为106mm螺旋角13.664就取乙21,则z2 824几何尺寸的计算 1计算中心距(乙 Z2)mn (21 82)*2 a 106.2mm2cos 2cos14将中心距圆整为106mm。2按圆整后的中心距修正螺旋角arccos亿心池arccos(21 82)*22a3计算大小齿轮的分度圆直径2*10613.664did2zimncos13.664Z2mncos13.6644计算齿轮的宽度21*2cos13.66482* 2cos13.66443.22mm168.78mmd1 43.22mmd2 168.78mmb dd1 1*43.22 43.22mm圆整后取 b2

19、 45mm,b1 50mm。5其它几何尺寸 *一一一 ,齿顶局 h ha mn 1*2 2mm齿根高 hf (ha* c*)mn (1 0.25)* 2 2.5mm全齿高 ha hf 2 2.5 4.5mm齿顶圆直da1 d1 2ha 43.22 2*2 47.22mmda2 d2 2ha 168.78 2*2 172.78mmb1 50mmb2 45mm齿根圆直df1 d1 2hf 43.22 2*2.5 38.22mmdf2 d2 2hf 168.78 2*2.5 163.78mm高速级齿轮1采用左旋, 齿轮2米用右旋高速级齿轮1采用左旋，齿轮2采用右旋5圆整中心距后的强度校核 1.齿面接

20、触疲劳强度校核 仅给出圆整后的计算结果 ：Kh 2.32, T1 49600N?mm, d 1, d1 43.22,_ _ _ _1/ 2u 82/21 3.9, Zh 2.42,Ze 189.8MPa ,Z 0.64,Z0.9852Khu 1h ?ZhZeZZ 548MPa h3' udd1满足齿面接触疲劳强度条件 2齿根弯曲疲劳强度校核仅给出圆整后的计算结果Kf 2.17, Ti 49600N?mm, d 1,YFai 2.72,YFa2 2.21,丫的 1.58,Ysa2 1.79Y 0.681，Y0.778,mn 2mmz 212KFYFa1Ysa1YY cos2 F1 131

21、.18MPa f 1 3 2dmn Z12KFT1YFa2Ysa2YY cos2 F2 120.75MPa F 23 2dmn Z1齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏 的能力大于大齿轮。6主要设计结论齿数z1=21, z2=82,模数m=2mm。压力角20 ,螺旋角13.664 ,变位系数x1=x2=0,中心距a=106mm,齿宽b1=50mm, b2=45mm。小齿轮选用40Cr (调质)，大齿 轮选用45钢(调质)，齿轮按8级精度设计。2低速级齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级大小齿轮都采用45钢，小齿轮调质，大齿轮正火。选取 精度为 8 级。初步选取小齿轮的

22、乙24Z Z3*i2 齿轮76.8取 Z477跟高速轴齿轮一样初步选定螺旋角14(2)按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计按式10-21试算，即,KTiu 1/ZHZEZ Z、2d13?() dUH2.确定公式内的所有数值选取Kt 1.3由图10-30选取区域系数ZH 2.433齿轮强度满足强度要求初步选定：Z3 24Z4 77初步选定螺旋角14由表 10-6 查的材料的弹性影响系数 1ZE 189.8MPa：计算得，Z，0.671, Zb 0.985由式10-13计算应力循环次数N3 8.71*108 3N4 2.72*108N3 60n1 jLh 60* 378*1*(16* 300* 8

23、)8.71*10828.71*1088N4 2.72*1083.2查图10-19,取得接触疲劳寿命系数kHn1 1.02,kHn2 1.07图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度Hlim1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa取安全系数为1.由式10-12得khi1.02*600 612MPaskh2550*1.07 588.5MPasH 588.5MPa,计算小齿轮的分度圆直径d.d1t422 * 1.3* 18.84 * 104.2(2.433 * 189.8 * 0.671 * 0.985)* 3*3211 3.2(588.5)55.712mm2按公式

24、计算：1计算圆周速度Van*55.712*3781.068m/s60*100060*1000588.5MPad1t55.712mmV 1.068m/sb 55.712mmb d*d1t 1*55.712 55.712mm2计算载荷系数K查表10-2查的使用系数kA 1。根据使用系数kA 1, v 1.068m/s,八级精度，查图10-8查的动载系数 kv 1.06；由表10-3查得01.4;查表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，kH 1.455;故载荷系数K 女人匕匕 kH1*1.06*1.4*1.455 2.1595按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由式10-10

25、a得d3 72.01mm 3d3 d1t3 k 55.712*3 2.15972.01mm3 K 1.36计算模数mnmnd1 cos14乙72.01* cos14242.911mmmn 2.911mm3按齿根弯曲强度设计:由式 10-17mnt 32KFtT1Y Y ecos22 dZ 1*3"必计算,f1取载荷系数KFt 1.3,计算得a 1.728重 合 度 系 数 根据 公 式 求 得Y 0.25 0.75/ a 0.250.75/1.728 0.6842根据纵向重合度 1.905,求得螺旋角影响系数Y 0.7783计算当量齿数24Zv33coscos31426.27Z477

26、Zv43coscos31484.29当量齿数：Zv3 26.27% 84.294查取齿形系数由表 10-5 查的 YFa12.62;YFa22.225查取应力校正系数由表 10-5 查的 Ysa11.6;Ya21.78saIsa 26由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fe1 500MPa ,大齿轮的弯曲强度极限Fe2 380MPa7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN10.86*fn2 0.898计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s 1.4 ,式10-12得f1kFN 1 Fe10.86*500F2skFN 2 Fe21.40.89*380307.14MPa241.57MPa

27、1.4f1307.14MPaf2 241.57MPa9计算大小齿轮的YaYa并加以比较fYFa1Ysa12.62*1.60.0137F1YFa2YSa2307.142.22*1.780.0164F 2241.57大齿轮的数值大mnt 1.912422* 1.3 * 18.84* 10 * 0.684 * 0.778 * cos 14 * 0.0164mnt21 * 241.91210调整齿轮模数d1mnZ1 /cos1.912* 24/cos1447.288mmvdm" 60* 1000 0.907m/s根据使用系数kA 1, v 0.907m/ s，八级精度，查图10-8查的系数k

28、v 1.04。由表10-3查得kF1.4；查表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，kF1.35；故载荷系数KFkAkvkF kF 1*1.04*1.4*1.35 1.966殴''1.966mn mnt31.912* 3b 2.195mmKFt 1.3对比计算结果,由齿面接触疲劳强度设计的法面模数以大于由弯曲疲劳强度设计的法面模数，取mn为2.5既可以满足弯曲强度又可以满足接触疲劳强度，应该按接触疲劳强度的 分度圆直径来计算齿数。工曰d cos72.01* cos14于是 Z3 27.95mn2.5就取Z3 28 ,则Z4 874几何尺寸的计算1计算中心距(

29、乙 Z2)mn(28 87)*2.5,广a ' 12，n '1148.15mm2cos2cos14将中心距圆整为148mm。2按圆整后的中心距修正螺旋角(Z1 Z2)mn(28 87) * 2.5arccosarccos13.7642a2 * 1483计算大小齿轮的分度圆直径mn 2.195最终确定m 2.5Z328Z487a 148mm13.764zZimn28*2.5” "d3 72.07mmcos13.664cos13.764z?mn87*2.5八” ccd4 223.93mmcos13.664cos13.7644计算齿轮的宽度b dd1 1*72.07 720

30、7mm圆整后取 b3 80mm,b4 75mm。5其它几何尺寸*齿顶局 ha ha mn 1* 2.5 2.5mm一口*齿根局 hf(hac )mn(1 0.25) * 2 .53 . 12 5 mm全齿高 hahf2.5 3.1255.625mmda3 d3 2ha 72 2 * 2.5 77mm齿顶圆直径da4d42ha2242* 2.5 229mmd f3d32hf722* 3.125 65.75mm齿根圆直径 d f4 d4 2hf 224 2* 3.125 217.75mm局速级齿轮3米用右旋，揖轮4米用左旋。5圆整中心距后的强度校核1齿面接触疲劳强度校核 仅给出圆整后的计算结果 ：

31、Kh 2.167, Ti 188400N?mm, d 1, d3 72.0_ _ _ _ 1 /2u 87/28 3.11, Zh 2.43, Ze 189.8MPa ,Z 0.691,Z0.985H2K-T ? u厂1ZhZeZZ 515.78MPa h满足齿面接触疲劳强度条件2齿根弯曲疲劳强度校核 仅给出圆整后的计算结果d3 72mmd4 224mmb3 80mmb4 75mm低速级齿轮3米用右旋，齿轮4米用左旋。7,Kf 2.003, T2 188400N?mm, d 1,YFai 2.54,YFa2 2.20,Y&i 1.63,Ysa2 1.79Y 0.680,Y 0.778,

32、mn 2.5mm,Z3 282KFT2YFaiYsaiYY cos2F1 3 2 dmn Z3127.12MPa2KFT2YFa2Ysa2YY COS2F2 3 2dmn Z3120.91MPa f 2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏 的能力大于大齿轮。6主要设计结论齿数z3=28, z2=87,模数m=2.5mm。压力角20 ,螺旋角 13.764 ,变位系数x1=x2=0,中心距a=148mm, 齿宽b1=80mm, b2=75mm。小齿轮选用40Cr （调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计。七、轴的设计计算中间轴的设计计算齿轮强度满足强度要求中间轴选用

33、45钢调质, 硬度 217255HBs1、初算轴的最小直径中间轴的基本设想如下图：i"L%_|中间轴选用40Cr调质，硬度217255HBsp2 7.227kw从上述计算结果已知T2 1.884* 105N.mmn2 378.06r/min先按式15-2初步计算轴的最小直径，因为轴段不承受转矩，而承受少量的弯矩且载荷较平稳所以取较小值 A 113dmin A3 压 113* J 7.22730.21mm, 取,n2,378.06dmin 35mm2确定轴上各段的长度及直径选用轴承为7307B设计中间轴时，考虑到轴的长度不长，所以轴承采用两段固 定的方式。5 35mm1在轴段1和5上将

34、会安装轴承，因为齿轮上存在轴向力的 作用，所以轴承选用角接触球轴承。查机械设计手册，暂取 轴承为7307B,其基本尺寸为d * D * B 35* 80* 21 ,定位轴肩的直径为da 44mm,外径的定位直径为 Da 71mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离 a 34.6mm ,由于同一根轴上的轴承是相同的所以15 35mm 02 38mm2轴段2上将安装齿轮3,轴段4上将安装齿轮2,为了便于齿轮的安装及拆卸，4, 2应略大于 1, 5 ,初定38mm 0齿轮2的轮毂宽度的范围为（1.21.5）d 42525mm,已知齿轮2的宽度为45mm,于是取齿轮轮毂宽度等于齿轮宽度。齿轮2的左端采用

35、轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮 3 的宽度为80mm,齿顶圆直径小于160mm，所以采用实心式。取其轮毂宽度等于齿轮宽度。齿轮 3的右端采用轴肩定位， 左端采用套筒固定。为了是套筒的端面可靠的压紧齿轮，轴 段2和轴段4的长度应小于各自齿轮的轮毂宽度。 所以取轴 段2的长度为78mm,轴段4的长度为42mm。3轴段3是为两个齿轮做定位用的，其轴肩的高度范围为(0.070.1)d 2.66 3.8mm ,所以取 高度为 3mm,所以3 44mm。取齿轮3的左端面距离箱体内壁的距离与齿轮1右端面距离箱体内壁的距离为s1 10mm,齿轮2和齿轮3的距离初定为 10mm,则箱体内壁的距离为b1 b

36、2C 2*S1 10 b3 157.5mm,于是轴段 3 的2距离取为10.5mm,箱体内壁的距离为158mm.齿轮2右端面距离箱体内壁距离s3 s1 b1 2,12.5mm o4轴段1和轴段5上安放轴承，轴承采用油润滑的方式，需 要设置挡油板盘阻止齿轮啮合时挤出的高压热油冲向轴承内部，取轴承内端面距离箱体内壁的距离为 s2 4mm,中间轴上的两个齿轮的固定都由套筒来完成，所以轴段1的长14 3 38mm。轴38mm 0查机械设计手册得键齿轮3米用实心式轴段2的长度为78mm, 轴段4的长度为42mm。3 44mm轴段3的距离取为10.5mm度为B s1 s2段5的长度为B5齿轮与轴间采用、1

37、2的型号分别为123mm 21 10s3 s2 3mmA型普通平键连接,70GB/T1096o32GB/T1096高速轴的设计计算高速轴的基本构想如下:轴段1的长度38mm 轴段5的长度38mm键的型号分别为12 70GB/T109612 32GB/T1096I斤 T-&高速轴选用40Cr(调质)，硬度217255HBs1、初算轴的最小直径因为传递的功率不大且无其他特殊要求，所以高速轴选用40Cr (调质)，硬度217255HBS。轴承两端采用两段固定的 方式。p17.603kw从上述计算结果已知Ti 4.96*104N.mmn1 1465r/min先按式15-2初步计算轴的最小直径，

38、取 A 112, 八 p17.603dminAo3,112*19.39mmn11465dmin 25考虑到键槽的影响，将最小直径增大5% ,所以 dmin 19.39*(1 0.05) 20.36mm,同时考虑到轴段 1 将与V带轮的轮毂配合，为了满足轴承寿命的要求，初步设 定轴最小的直径为25mm.带轮的轮毂宽度为 (1.5 2)d (37.5 50)mm,取带轮的轮毂宽度为42mm,则1 25mm轴段1的长度为40mm轴段1的长度应小于轮毂的宽度，所以取轴段1的长度为40mm.2确定轴上各段的长度及直径1 .在轴段1上要设计一定位的轴肩定位带轮，定位轴肩的高 度按 h (0.07 0.1)

39、d (0.07 0.1)* 25 1.75 2.5mm2 30mm故轴段2上的直径2 25 2(1.75 2.5) 28.530mm,由 于高速轴的圆周速度小于3m/s,所以采用毡圈油封。查机 械设计手册选择毡圈30 JB/ZQ4606 1997。则2 30mm 02 .在轴段3和轴段7上安放滚动轴承，因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。 参考工作要求并根据2 30mm,由轴承产品的目录中初步选定角接触球轴承7307B,其尺寸为d* D* B 35* 80* 21，内圈的定位选用轴承7307B3 35mm轴肩直径d1 44mm,外圈的定位直径D1 71mm,在轴上力作用点与

40、外圈大端面的距离 a 34.6mm,所以取轴段3的直径3 35mm。轴承采用油润滑，需要设置挡油盘来阻止齿轮啮合时挤出的高压热油冲向轴承内部。为了补偿箱体的铸造误差和安装的方便，取轴承靠近箱体内壁的端轴段3的长度21mm面距离箱体内壁的距离为s 4mm,轴段3的长度7 35mm,轴段7长度B 21mm。为 25mm在轴段7中也是采用同样的轴承，所以轴段7的直径7 35mm,长度为 25mm。3 .轴段4和轴段6的直径可取比轴段7的直径略大，取为4 6 38mm ,因为齿轮1右端面距离箱体内壁的距离46 38mm轴段4的长度102mm轴段6的长度为8mmS 10mm,则轴段6的长度为8mm,轴段

41、4的长度二158 s s1bl 158 4 10 50 102mm。4轴段5上安装齿轮，为了安装齿轮的方便，轴段5的直径 应大于轴段3,初定轴段5的直径5 40mm,查表6-15 40mm,轴段5长度为50mm。得此处键的截面尺寸为b* h 12mm* 8mm,轮毂的键槽 深度为t 3.3mm已知齿轮的宽度为 50mm,齿轮的轮毂宽度范围为(1.2 1.5)d48 60mm ,取其轮毂宽度与齿轮宽度相等。此处齿轮的齿根圆到键槽底部的距离 e 2mt,所以高速轴设计为齿轮轴，轴段 5的直径为5 40mm,长度为50mm。5轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座的宽度 及轴承端盖等零件有关。

42、轴承座的宽度为LC1 C2 (5 10)mm ,查机械设计手册得下箱座壁厚3 取 8mm。0.025a 3 (0.025*148)6.7mm 8mmai a2 106 148254mm300mm,查设计手册取轴承旁的连接螺栓为CiM16,则C222mm,所以轴承座的20mm宽度为L 8 22 20(510) 55 60mm取L 55mm。可取箱体凸缘螺栓为M12 ,地脚螺栓为d M 20 ,则有轴承端盖连接螺钉为0.4d0.4*20 8mm,取轴承端盖凸缘厚度为 Bt 15mm,端盖与轴承座间的垫片的厚度为2mm,查机械设计手册，端盖的连接螺钉采用螺钉GB/T5781M 8 25，根据轴承端盖

43、的装拆及便于对轴承 的润滑的要求，取端盖的外端面表面与带轮凸缘端面的距离为w 15mm 。 所以轴段 2 的长度为B带轮- L带轮L Bt w 2 -S- B2/ 八 65 42 “ /,55 15 15 2 10 17 71.5mm26带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，查机械设计手册，采用键 8 40GB/T1096 1990低速轴的设计计算1、初算轴的最小直径低速轴的基本构想:轴段2的长度为71.5mm8 40GB/T1096 1990选用45钢调质，硬度217255HBs选用45钢调质，硬度217255HBsP3 6.87kw工 5.584* 105 N.mm从上述计算结果已知3118

44、.1r /min先按式15-2初步计算轴的最小直径，考虑到轴段只承受转矩，所以取A0 106dminA3i但 106* 3i，.:7d41.07mmn3,118.1考虑到键槽的影响，最小直径应增大3% 5%所以dmin 41.07 41.07* (0.03 0.05) 。42.3mm 43.1mm2确定轴上各段的长度及直径设计低速轴时，考虑到轴的长度不长， 所以轴承采用两端固 定的方式。1轴段1上要安装联轴器，为了使所选的轴直径与联轴器的 孔径相适应，并减小安装的误差。联轴器的计算转矩为Tca KaT3,查表14-1,考虑到转矩变化很小故取 Ka 1.5，则TcaS3._ _ 51.5*5.5

45、84*10按照计算转矩应小于联轴1 50mm轴段1的长度为82mm837600N.mm器公称转矩的条件，查设计手册选择弹性套柱联轴器 TL9 o 其公称转矩为1000N.m。半联轴器的孔径为 50mm,所以50mm,半联轴器的长度L 112mm，半联轴器与轴配 合的毂孔长度Li 84mm 0 J型轴孔，A型键，轴段1的长度应略小于84mm,所以取轴段1的长度为82mm。2计算轴段2的直径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖 密封圈的尺寸。联轴器采用轴肩定位，轴肩的高度为h (0.07 0.1)d(0.07 0.1)* 50。于是取轴段 2 的直径为57 60mm,最终的尺寸由密封圈来确定。该轴的

46、圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查机械设计手册选择毡圈 60JB/ZQ4606 86,所以 2 60mm。3轴段3和轴段7上，其直径应该既有利于轴承的安装，又 要负荷轴承的内径要求。考虑到轴承有轴向力的存在，所以 还是选用角接触的球轴承。查机械设计手册先暂取轴承为7213C。其尺寸为d*D*B 65*120*23,内圈的定位轴肩为74mm,外圈的定位直径为111mm,轴上的定位端面 圆角半径最大为1.5mm,对轴力的作用点与外圈大端面的距离为24.2mm,所以3 65mm。轴承采用油润滑的方式，需要设置挡油盘，轴段3的长度为B 23mm o因为同一根轴上的轴承通常取相同的型号，所以轴段

47、7的直径为7 65mm o5 .轴段6上将安装齿轮4,为了便于齿轮的安装及拆卸，轴段6的直径应大于轴段7的直径。初定6 70mm,已知齿轮4的宽度为75mm,所以取轮毂的宽度等于齿轮的宽度 75mm,齿轮的右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为了 使套筒端面能到顶到齿轮的端面上，轴段6的长度应小于轮 毂的宽度，所以取轴段6的长度为72mm。6 .轴段5是为齿轮提供定位和固定用的。定位轴肩的高度h (0.07 0.1)d4.9 7.0 ,取 h 为 5mm,所以轴段 5的直径为5 80mm,轴段5的长度为1.4h 7mm,所以轴段5的长度为7mm。轴段4的直径可取轴承内圈的定位直径，4 74mm

48、。齿轮左端面距离箱体内壁的距离为_ 72 67 一 、10 12.5 , 则轴段 4 的长度为2158 12.5 75 7 4 67.5mm。2 60mm选用轴承为7213C3 65mm轴段3的长度23mm7 65mm6 70mm轴段6的长度为72mm。5 80nm轴段5的长度为7mm4 74mm轴段4的长度为67.5mm。7轴段2的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承的宽度等零件有关。轴承端盖连接螺栓选择螺栓GB/T5781M10 25,其安装圆周大于联轴器的轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉， 所以取联轴器轮毂端面与端盖外端的距离为K=28mm。则有轴段2的长度为50

49、 28 78mm，轴段 7 的长度为：23 4 12.5 3 42.5mm。8.联轴器与轴段1及齿轮4与轴段5间都采用A型普通平键 连接，查设计手册选取型号分别为14 70GB/T1096 1990和20 63GB/T1096 1990。轴段2的长度为78mm轴段7的长度为42.5mm9.轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离为24.2mm。点及受l1L7L6b419.442.57572 一224.252.8mml2L3L4L5b4 19.422367.57524.22110.8mm齿轮4上受力和齿轮3的受力是大小相等，方向相反的，所 以齿轮4的受力大小为：FtFr52T22*1.884*105d725228NFt tan5228* tan201961Ncoscos 14Fa Ft tan1303N计算轴承支撑反力，在水平面上:键选择14 70GB/T1096 199020 63GB/T1096 1990。11 52.8