展开式二级圆柱齿轮减速器设计方案

1、展开式二级圆柱齿轮减速器设计方案第一章 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，并使齿轮远离输入端或

2、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 CADffl助

3、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 图所示。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± 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 小批量生产。2、设计任务（

4、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；（2）零件工作图二（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齿轮，无特殊要 求，采用丫系列电机，为防

5、止杂质侵入电机部，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60v60 1.4nw66.88r/minD 3.14 0.4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 0.96，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120.98 0.970.9506U轴与川轴之间的传动效率230.980.970.9506川轴与滚筒之间的传动效率3w 0.99 0.9820.9508电动机到滚筒的总效率PdPw所需电机功率:6.79kw0.8253.3确定电动机的转速n 10 ii i 2 n wi0为

6、带传动比，取2411为高速级传动比，取3513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叡定 功率满载转速堵转 转矩最大 转矩Y132S2-27.529202.02,2Y132M-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

7、算4.1传动比分配传动装置的总传动比要求为nmn144021.566.88式中：nm -电动机满载转速，r/min.多级传动中，总传动比为:i io ii 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围：i=3-5，带传动比围:(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i=2-4;.可采用推荐的i1(1.3 1.5)i2，取i1=1.4i2，取带传动比io 2则i2L i 21.5V1.4 i01.4 22.77求得ii0 i221.52 2.773.88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

8、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:ninmi01440720r / minII轴:n2ninmiiio ii1440185.6r / min3.88n3n2i2nmi 0 i1 i2144067r / min2 3.88 2.77分别表示1，2，3轴的转速r/min ； 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：Pi Pd01 6.79 0.96 6.52kwI轴：P2P12 6.52 0.9506 6.2kwm轴

9、:P3P223 6.2 0.9506 5.89kw滚筒轴:3wPl , P2 , P3, P4 1, 2, 3,滚筒轴输入功率；01， 12， 23， 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：I轴（电动机轴）1，2，3,滚筒轴输入转矩N m ；Pd凶益6.79kw6.79Td9550 亠955045.03N mn m1440I轴：T1P9550-19550 65286.5 N m720U轴：T29550 P9550-62-319N m185.6川轴：P35.89T395509550839.5N mn367滚筒轴:T49550 旦5.719550813.9N m67n0 nm 14

10、40r/ min45.6N mT09550Po 9550 679n01440II轴（高速轴）：PPd016.79 0.96 6.52kwninmi040 720r/min29550 EQ co955086.5 N m720m轴（中间轴）：F2126.52 0.95066.2kwn2nm1440i1i0i12 3.88185.6r / min9550 空9550185.6319N mW轴（低速轴）：P2236.20.95065.89kwn3n2nm1440i2i0 i1 i267r /min2 3.88 2.779550p39550589839.5N m匕67V轴（滚筒轴）：F4P3 0.98

11、0.995.89 0.98 0.995.71kwn4n32 3.88 2.7767 r /m inp5 71T495509550813.9N 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5.89839.56710.9508滚筒轴5.71813.967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

12、工作情况系数KA=1.1，故Pea Ka Pd 1.1 6.797.469KW2. 选取普通V带带型根据FCa,n1确定选用v带，由表8-10得，A型3. 初选小带轮的直径dd1。并验算带速v1）初选小带轮的直径dd1，由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径dd1 90mm2）验算带速vdd1 n190 1440v 口 16.78m/s60 1000 60 10005m/s v 30m/s故带速合适3）大带轮的基准直径dd24. 确定V带的基准长度和传动中心距1)根据0.7 dd1dd2a°2 dd1 dd2，初步确定中心距a0=300mm2）计算带所需的基准长度Ld02a°

13、; dd1 dd22dd2 dd14ao1030.65 mm由表8-2得取Ld 1000mm3）计算实际中心距aa a。LdLd 02285mm中心矩的变动围amin a0.015Ld270mmamax a0.03 Ld315mm5.验算主动轮上的包角aioo161.990查表 8-4a 得 P01.07 kwo d d 2 d d 1oa11804 口 57.3主动轮上的包角合适。6.计算V带的根数z 1）计算单根V带的额定功率5由 dd1 90mm 和 n11440r/ min根据 n1 1440r/min，i 2和 A型带。查表 8-4b 得 p0 0.17kw查表 8-5 得 k 0.

14、95 表 8-2 得 kl 0.892)计算v带根数Pea7.469(PoPJKa©Pr1.057.117.计算单根v带的初拉力的最小值(Fo)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m(F0)min500(2.5 KJ R2KaZ(2.5 0.95) 7.46925000.1 6.7820.95 8 6.78116.94N应该使带的实际拉力F。 (Fohn8. 计算作用在轴上的压轴力FP(Fp)min 2zFoSi n1847.75N29. 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nmn1i01440720r / min2T1Td

15、i00.960.9845.032 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40Cr (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Zl =24,则大齿轮齿数Z2 ilZl 93.12，取互=942. 按齿面接触强度设计由设计公式22.323d1tKtT1 U 1 ZEd UH确定公式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T195.5 105 旦 8

16、.648 10°N mmn1选取齿宽系数d 1 ;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H lim1 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2 550MPa（2）计算应力循环次数N160n1jLh 60 720 1 （1 8 300 10）1.04 109N2 叫 2.68 108i2接触疲劳寿命系数KHN1 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=1,0.90 600MPa 540MPa0.94 550MPa 517MPadit237 K"U 1(Ze )2 V d

17、 u h41.3 8.648 1014.88(189.8)23.88 ( 517 )61.97mm(5) 计算圆周速度v如 314 61.97 72060 1000 60 1000234m/s(6) 计算齿宽bb d d1t 1 61.9761.97 mm(7) 计算齿宽与齿高之高比b/hmtd1tZ161.97242.582mmKhni H limlSKhN2 Hlim2S(4) 试算小齿轮分度圆直径dlth 2.25mt 2.25 2.582 5.8mmbh 61'975.8 10.68(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

18、轮，假设处泊100N /mmKh。得Kf 1由表10-2得使用系数Ka 1，7级精度，非对称布置223Kh1.12 0.18(1 0.6 d ) d 0.23 10 b1.12 0.18(1 0.6 12) 120.23 10 3 61.971.423由 % 10.68, Kh1.423，Kf 1.35，则载荷系数(9) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径didit61.97H153765.53mmV 1.3(10)计算模数虫摯2.73z,243. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度计算公式m2KT1 YFaEdhF确定公式各计算数值(1) 小齿轮的弯曲疲劳极限FE1 500MPa，大齿轮的弯曲疲

19、劳极限 fe2 380 MPa(2) 由图10-18得弯曲疲劳寿命系数(3) 计算弯曲疲劳许用应力，取F1S1.4KFN 2 FE20.88 380F 22S1.4(4)计算载荷系数KKFN1 FE1 0.85 500K KaKvKf Kf 1 1.08 1(5)查10-5得齿形系数Yf 1Kfn1 0.85,Kfn2 0.88S=1303.57MPa238.86MPa1.351.4582.65, Yf 22.20(6)查10-5得应力校正系数Ys 1 1.58, Ys 21.78YFaYsa(7)计算大、小齿轮的F并加以比较Yf iYs 1fi2.65 1.58303.570.01379Yf

20、 2Ys 2F 22.18 1.79238.860.01639大齿轮的数值大。4. 设计计算42 1.458 8.648 101 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d165.53mm算出小齿轮齿数z1 色 32.77 33 mz2 i1z13.88 33 128.041285. 核算i1 玄空 3.88z1336. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径d1 Z1m 3

21、3 2 66mmd2 z2m 128 2256mm(2) 计算中心距(d1 d2)(62 256)2 2(3)计算齿轮宽度161mmbdd1 1 66 66mm取 B2 70mm, B1 75mm(4)验算Ft2T12 8.648 104d1662620.6N合适。KaF11 2620.639.71N /mm 100N /mmb665.3 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

22、,则大齿轮齿数z4 i2z3 63.71，取Z4 642. 按齿面接触强度设计由设计公式d2t3 KtT2 u 1Ze确定公式的各计数数值(1)选取载荷系数Kt 1.3计算小齿轮传递的转距5 Pn5T395.5 10 3.19 10 N mmi.选取齿宽系数d 1 ；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H im3 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4 550MPa。(2) 计算应力循环次数N360n2jLh 60 185.6 1 (8 300 10)2.67 108N4 山 9.64 107>2(3) 接触疲劳寿命系数

23、Khn1 用应力，取失效概率为1%0.95,KhN20.99 ；计算接触疲劳许安全系数S=1,KHN1 H Iim3SK HN 2 H Iim4S0.950.99600 MPa550MPa570MPa544.5MPa3. 计算(1)试算小齿轮分度圆直径d3td3t2.323K"3 5'(I)22.323du 1(ZE -u h51.3 3.19 103.77(189.8)212.77(544.5)94.96mm(2)计算圆周速度d3t n2v0.895m/ s60 1000(3) 计算齿宽b(4) 计算齿宽与齿高之高比b/hmtd3tZ394.96234.129mmh 2.2

24、5mt 2.25 4.1299.290mmbh 94.969.29010.22mm(5) 计算载荷系数根据v 0.895m/s , 7级精度，查图10-8查的动载系数Kv 1.04 ,直齿轮，假设KaF" eON/mm。得Kh心1。使用系数Ka依7级精度，非对称布置。Kh 1.12 0.18(1 0.6 d2) d20.23 10 3b2231.12 0.18(1 0.6 1 ) 10.23 1094.961.43由b h 10.22,心143得：心1.355，则载荷系数K KaKvKh Kh 1.25 1.04 1 1.431.859(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径R

25、-1.859d3 d3t3 94.963106.98mm：Kt. 1.3(7) 计算模数m乞淖Z3234.134. 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度计算公式确定公式各计算数值(1)小齿轮的弯曲疲劳极限FE3535MPa,大齿轮的弯曲疲劳极限 fe4 385 MPa由图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn3 0.90,Kfn40.92。(2)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.4KfN1 FE1SKFN 2 FE2S0.9 5351.40.92 3851.4343.93MPa253MPa(3)计算载荷系数KKKaKvKf Kf1.25 1.04 1 1.355 1.7615查10-5得齿形系数Yf 12

26、.69 Yf 22.28(5)查10-5得应力校正系数Ys 1 1.575, Ys 2 1.73YFaYs(6)计算大、小齿轮的F并加以比较YF 1Ys iFi2.69 1.575343.930.0123YF 2Ys 2F 22.28 1.732530.0156大齿轮的数值大。5. 设计计算0.01563.21mm3 2 1.7615 3.19 105X 1 232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

27、d3 94.96算初齿数d394.96Z327.1328m3.5Z4i2Z32.772877.56786.核算z478i2一 2.7857Z3287.几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径d3 z3m 28 3.5 98mmd4z4m 78 3.5273mm(2) 计算中心距(d3 d4)(98 273)a2 2185.5mm(3)计算齿轮宽度b dd31 98 98mm ，取B493mm, B3 98mm0(4) 验算Ft2Td352 3.19 10986510.2NKAFt 1.25 6510.2A 183.04N/mm 100N /mmb98合适。齿轮结构为标准型。(5) 因减速器的低速轴与

28、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。Tca KAT31.5 839.5 1259.25N m ；n3 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P1 6.52Kw ，n1 720r /min ，T1 86.5N m ，? ? ?1. 结构设计取轴的材料为 45 钢（调质），查表 15-3 ，取 A0 =115。因为有键槽，则dimin dimin(1 7%)23.97 (17%)25.65

29、mm,圆整取dimin 26mm(1) 确定各轴段直径dl2 :最小轴段，dl2 dmin 26mmd23 :轴肩2处对带轮定位，d23 dl2 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 D T 35 80 21 d34 35mm Ti 21mm。该轴跨距L1 2(c k) B1 s B3 T1 40 80 15 98 21 254 mmd45 ：由轴承对轴肩要求，查 6307得， d45 44mmd67 ：同理 d34 , d67 d34 44mm同理 d34 ，d78d3435mm2）确定各轴段长

30、度l12 ：由与 12 轴段配合的带轮宽 B=52mm，l12 B 2mm (52 2)mm 50mml23 ：查表 11-1 ，地脚螺栓 df 0.036a 12mm 20mm ，得轴承旁连 由表 11-2 得 c1 22mm,c2 20mm接螺栓 d10.75df15mm 取 df16mm。箱体轴承孔长 Lc1 c2 (5: 10) 9 22 20 9 60mm轴承端盖厚 e=10mm装拆螺钉余量取L' 20mm则l23L e L' cl12 60 10 20 5 21 64l34 ：与轴承配合，取 l34T1 21mml56 ：轴环宽度l5615mml67 ：由与之相配合

31、的齿轮1宽B180mm l67B12mm(80 2)mm78mml78 ：l78 T1 ck(215 15)mm 41mml45L1 T1 ckB1l56(254 2120 80 15)mm 118mmo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ABl78T1l6741217869.52222TiB12180BCh(ck)254(5 15)183.5mm2222T1l1221645099.5mmCDl232222(2) 绘轴的受力图(如下图)(3)

32、计算轴上的作用力齿轮1的啮合力纽 2 86-7 1000 mm 2312Nd,75FriFti ?tan2312 tan20°751.2NV带作用的压轴力Fp 1869N(4) 计算支反力 水平面fax FCX Ft1 0faxfcx 2312N 0Ft1 ?1 AB FCY ?lAC2312N 69.5mm fcx 275mm解得Fax 1727.70NFcx 584.31N弯矩M BX Fax ?lAB 120075.15 N ?mmM ax M cx 0垂直面FAY FCY Fr1 FPFay Fcy 751.2N1869N0Fr1?lAB FCY?lAC Fp?lAD 075

33、1.2 69.5 FCY 275 1869 339 0解得Fay 996.32NFcy2114.12N弯矩M by Fay ?lAB 69244.24N ?mmMay 0Mcy 185965.5N?mm两平面合成，得Mb120075.15" 692442 138610.15N ?mmMc02 185965.52 185965.5N?mmT186.7N ?mFa 1994.39NFc 2193.38N受力弯矩图F寸1S67 O'ONiDTn(5)计算当量弯矩因为材料为45钢(调质),由表15-1查得 1 60MPa ;应力校正系数Mb2T1 2138610.15220.6 86

34、700W0.1443,Mc2T1 2185965.5220.6 86700nW0.13353caBcaC0.6 ； B，C为危险截面，分别校核:MPa 17.38MPa 145.04MPa1B,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.结构设计牙 F s F as es H_72_18_95处(1)取轴的材料为45钢（调质），查表15-3，取A0=115odminAo3P6 22 1153 37.04mmn2' 185.6圆整取 dmin 38mm确定各轴段直径最小轴段为使之与轴承相适应，选轴承型号6308 ,40 9

35、0 23，贝y d12 40mm , t223mm该轴跨距L22(c k) B s B3 T240 80 1598 23256mmd23 :轴肩2为过渡部位，区分加工表d23d12 4mm 40 4 44mmd34 :轴肩3处对齿轮2有轴向定位要求，取d34 d 23 6mm 44 6 50mmd56 .同理 di2,d67di2 40mm(3) 确定各轴段长度112:与轴承配合段112 T2 c k 2mm3mm (23 5 15 2 3)mm 48mm123 :与齿轮2配合段123 B1 2mm 3mm 3mm (80 2 3 3)mm 72mm145 :与齿轮3配合取145B3 3mm

36、(98 3)mm156 :与轴承配合156T2c k 3mm (23 5 15 3)mm 46 mm134 :轴环宽度134 L2 T2112 145156(25623 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，因此可决定轴上两齿轮力的作用点位置。To1032372EHL2256mm71EF2 231122 248272.5mm2123,45721895 1FG134 岀-101.5nm2222145,t2954623 “1Gh156

37、82mm2222绘轴的受力图(3)计算轴上的作用力齿轮1的啮合力Ft22T2d22 333 1000248mm2685.48NFr2 Ft2?tan2685.48 tan20o 977.44 NFt32T2d32 333 1000mm986795.92 NFr3Ft3?tan6795.92 tan 20o 2473.51 N(4) 计算支反力水平面FEX F2 F3 FHX 0Fex 2685.48 N 6795.92 FHX0F2?EF F3?EG Fhx?1ehHx 256im0解得Fex4141.58NFhx5339.82N弯矩Mfx Fex ?lEF300264.55N ?mmMgx

38、435195.33N垂直面Fey Fr2 Fr3 Fhy 0Fey 977.44N 2473.51N FHY 0片2?ef F3?EG FhY?EH 0977.472.N?mm2473.5174J?mmFHY 25mm0解得Fey 91.67NFhy 1404.40N弯矩Mfy 6646.08N?mmMgy 115160.8N ?mm两平面合成，得Mf 300338.09N?mmMg 450174.39N?mmT2333000 N ?mmFe4142.59NFh5521.41NxFr31r U66«6" OSNum卜心冰 11X60.酬tup11 11 IM II1H H

39、Hrnrrmn3 曲 338” 09Mnnn仍只".MNnrnRyrrtTTnrnTnTnTR 3 3 3 HOHranII(5) 计算当量弯矩因为材料为45钢(调质)，由表15-1查得 1 60MPa ;应力校正系数0.6 G , F为危险截面，分别校核W,450173.390.6 3330002caG0.1 44MPa 57.8MPa G截面危险'300338.390.6 333000?30.1 44MPa 42MPa 1F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，取小23d4550mm则,d34d457 mm 57mm .7校核G截面强度'4

40、50173.390.6 333000?30.1 50MPa 39.40MPa 1重新设计后，G截面安全。6.3 低速轴设计P35.89Kw n367r/minT3 911.5 N ?m T3 839.5N m1.结构设计p取轴的材料为45钢（调质），查表15-3，取Ao=1O&P3d45 72mmd67:对轴承轴肩的要求通过套筒来实现，dminA03n31083 5648.02mm因为有键槽 则 d3min d3min (1 7%) 48.02 (1 7%) 51 .38mm ；圆整 取 d1min 53mm(1)定各轴段直径d12 :最小轴段，与联轴器GL9相适应，取d12 55mm

41、d23 :轴肩2处对半联轴器有轴向定位，d23 d12 7mm 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6-1，处取轴承型号6013,其主要参数 d D T 65 100 18，d34 65mm，T3 18mm 该轴跨距La 2(c k) B s E3 T3 40 80 15 98 18 251mmd45 :由轴承对轴肩要求，查表 6-1型号6013得,d78 .同理 d34d78 d34 65mmd67 d78565 5 70mmd56 :轴肩8对齿轮4有轴向定位要求,d56 d6710 80mm(2) 定各轴段长度

42、112 :由与12轴段配合的半连轴器孔长B=84mm112 B 2mm (84 2)mm 82mm得轴承旁连接螺栓d1°.7记15mm，取df 16mm由表 11-2 得 C1 22mm，C220mm箱体轴承孔长LC2(5:10)9 22 20 9 60mm轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取L' 20mml23L e L' c 13460 10205 18 67mmI34:与轴承6013配合，取l34 T318mml56:轴环宽度l56 15mml67:由与之相配合的齿轮4宽B493mm 得l67B4 3mm (93 3)mm 90mm15 2 3)mm 43mm1

43、78. I78 T3 c k 2 3 (18 5I45 L3 T3 I34 I56 l67 I78(25118 18 1490 43)mm104mmo(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Ipr L3251mmIopI122I134123282267182117mm34I671890I67T39018PQ I45 I56 -1031417mm 1Iqr % 4379mm222272222绘轴的受力图(3) 计算轴上的作用力齿轮4的啮合力2T3

44、2 911.5 1000Ft4-mm 6510.71 Nd4280Fr4 Ft4?ta n6510.71 ta n20o 2369.71 N(4) 计算支反力水平面Fpx frx Ft4 0 frx fpx 6510.71 N 0Ft4 ?lPQFRX ?lPR6510.71N 171mm Frx 251mm解得FPX 2075.13NFRX 4535.58N弯矩M qx Frx ?l qr 358310.82 N ? mmM px M rx 0垂直面FpY Fry Fr4 0Fpy Fry 2369.71 N 0Fr4 ?lQR FRY ?lQP 02369.71N 79mm Fry 171

45、mm 0解得Fpy1274.93NFry1094.78N弯矩Mqy Fpy ?lQR100719.47N?mmM py M qy 0两平面合成，得Mq 358310.822( 100719.47)2T3911500N ?mmFP 2435.49NFr 4665.84N91 I(5) 计算当量弯矩因为材料为45钢(调质)，由表15-1查得 1 60MPa ;应力校W正系数 0.6，Q为危险截面，校核Q截面372197.602 0.6 911500 23MPa 19.29MPa 10.1 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,

46、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 1975NFc2265.5N 0 转速 n1 720r / min 得当量动载荷 P Fr fc 2265.5N ；查13-4 得t 1.°°，传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数1.1 ;查表6-1得6037的基本额定动载荷Cr 33.2kN，所以L1106 ftCrh 60n fpP1061.00 33.2 103 360 7201.1 2265.554734.39!预期计算寿命：L' 10 300 8 24000hLh? L'h选取窄一点的轴承 6207;查表6-1得基本

47、额定动载荷C'r 25.5kNL1；24800h L'h106 ftC'r1061.00 25.5 10360n fpp 60 7201.1 2265.56207合适，多余宽度留与轴承与箱体端面的间隙。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Fe3638.53Fh 4641.92。转速n2 180/min得当量动载荷；查表13-4得ft 1.0°；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6013的基本额定动载荷Cr 40.8kN，所以106 fC10

48、61.00 40.860n fpp60 180 1.1 4641.923310347237hL"? L'h选取窄一点的轴承6208查表6-1得基本额定动载荷C'r 29-5kN宀106 ftC'rL h60n fp p106 1.00 25.5 103 360n1.1 4641.9217192h L'h但按三年间修期则L 'h323 300 8 7200h L ”h2L'h3，六年更换次。6208合适，多余宽度留与轴承与箱体端面的间隙。7.3 低速轴轴承由计算轴时初选轴承型号 6013，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Fp 1969N ,Fr 3971.67N。 转速n3 63.20r/min得当量动载荷P Fr 39