二级斜齿齿轮减速器

课程陵计COURSEPROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器系别： 机械工程系专业： 机械设计制造及有动化学制： 四年姓名： 戴建英 学号：1006013001 导师： 王勇 2012年1月5日目录第1章 机械设计课程设计任务书 错误!未定义书签。设计题目 错误！未定义书签。设计数据 错误！未定义书签。设计要求 错误！未定义书签。TOC\o"1-5"\h\z设计说明书的主要内容 1第2章传动装置的总体设计 3传动方案拟定 3\o"CurrentDocument"电动机的选择 3\o"CurrentDocument"计算总传动比及分配各级的传动比 4\o"CurrentDocument"运动参数及动力参数计算 4第3章传动零件的设计计算 7V带传动设计 7\o"CurrentDocument"高速级齿轮传动设计 10\o"CurrentDocument"低速级齿轮传动设计 14\o"CurrentDocument"齿轮结构设计 19第4章轴的设计计算 22轴的材料选择 22\o"CurrentDocument"轴的结构设计 22\o"CurrentDocument"轴的校核 24第5章滚动轴承的选择及校核计算 29滚动轴承的选择 29滚动轴承校核 错误！未定义书签。第6章键联接的选择及计算 30键连接的选择 30\o"CurrentDocument"键连接的校核 30第7章联轴器的选择与校核 331低速轴上联轴器的选择与校核 31\o"CurrentDocument"第8章减速器润滑方式和密封类型选择 31\o"CurrentDocument"第9章减速器附件的选择和设计 32\o"CurrentDocument"第10章减速器箱体设计 33设计小结 35参考文献 36第1章《机械设计》课程设计任务书学生姓名班级设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱齿轮减速器），传动示意图如下：W1—电动机 2—V带传动 3—减速器 4—轴器5—鼓轮6—输送带已知条件：1） 鼓轮直径：D=250mm；2） 鼓轮上的圆周力：F=7000N；3） 输送带速度V=0.8m/s；技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为10年，每年按300天计，两班制工作，每班按8小时计算；2） 工作机的载荷性质为轻微冲击；单向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220伏；4） 传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差《土5-10%。二、设计要求1）减速器装配图1张；2） 零件图2〜4张（具体画什么零件，由指导老师指定）；3） 设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写；1.1.设计说明书的主要内容封面（标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期）目录（包括页次）设计任务书第2章 传动装置的总体设计传动方案拟定如图1带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机6带动V带1通过带动减速器2运转将运动通过联轴器3传送到卷筒轴5上，带动运输带4工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，在传动系统中采用两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器，其结构简单，且齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。本传动机构的特点：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难电动机的选择项目计算及说明结果1、 电动机类型选择2、 电动机功率计算3、 电动机转速1、 电动机类型选择Y系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2、 电动机所需功率计算由电动机至运输带的传动总效率为•戏（其中：门1——V带轮的传动效率0.96；门2——滚动轴承的传动效率0.98；七 齿轮的传动效率0.95；七联轴器的传动效率0.98；七滚筒的传动效率0.96）故电动机所需的功率为：Fv 7000x0.8Pd=1005一1000x0.752=7448W3、 电动机转速60x1000v60x1000x0.8n= = =61.115r/min兀D 兀x250Pd=7.448KWn=61.115r/min

4、选择电动机型号总传动比i=18〜100，故电动机转速可选范围为n=i.n=1100.079〜6111.550r/mind4、选择电动机型号根据上面所述以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格级传动比等，应选电动机型号为Y132M-4。同步转速为1500r/min；满载转速nm=1440r/min；额定功率为P=7.5KW。Y132M-4满载转速为1440r/minP=7.5KW计算总传动比及分配各级的传动比项目计算及说明结果1、 总传动比计算2、 传动比分配1、 总传动比计算i=m= =23.56an61.1152、 传动比分配选取带轮传动比为i。=2.000；则减速器传动比为i=飞=癸鱼=11.78；i 2.0根据指导书图12查得高速级齿轮传动比为i-=3.94；则低速级齿轮传动比为i=-=117笠=3.032i3.94i=2.0i=3.94i=3.03运动参数及动力参数计算项目计算及说明结果1、转速计算1、各轴转速计算I轴n=m= =720r/min；1i 2.0

2、 功率计算3、 转矩计算轴n=~i= =184.14r/min;i1 3.94轴n=~^= =61.12r/min;卷筒轴n=n=61.12r/mini2 3.03 4 32、 各轴功率计算I轴输入功率p=px门=7.5X0.96=7.20KW;II车由输入功率p=px门x门=7.06x0.98x0.95=6.70KW;III轴输入功率p=px^x^=6.57x0.98x0.95=6.24KW;卷筒轴输入功率p=px^x^=6.12x0.98x0.98=5.99KW3、 各轴转矩计算电动机输出转矩为T=9550xf=9550x =49.74N-md n 1440m车由输入转矩T=Txix门=49.74x2.0x0.96=93.59N-m;轴T=Txix门x门=93.59x4.94x0.98x0.95=340.69N-m;112 3III车由T=Txix门x门=340.59x3.09x0.98x0.95=955.67N-m2 2 2 3卷筒轴t=Tx门x门=955.67x0.98x0.98=917.83N-m则得传动装置运动和动力参数如下表（注：输出功率和转矩分别等于各轴的输入功率和转矩乘轴承效率0.98）表3传动装置运动和动力参数轴名效率P(KW)转矩T(N・m)转速n(r/min)传动比i效率门输入输出输入输出电动机轴7.549.7414402.000.96I 轴7.207.0695.5093.59720.00II轴6.706.57347.64340.69184.143.940.95III轴6.246.12975.18955.67955.673.030.95

卷筒轴5.995.87936.56917.56917.831.000.97

第3章 传动零件的设计计算V带传动设计项目计算及说明结果已知数据1、 确定设计功率2、选择V带型号3、确定V带的基准直径ddi和dd2已知数据：额定功率P=7.5KW；转速n=1440r/min；传动比10=2.001、 确定设计功率pd设计功率P表达式为：P=KP式中：P 所需传递的名义功率（KW），即为电机功率30KW;Ka——工作情况系数，按教材表选取Ka=1.3。所以：P=kp=1.3x7.5=9.36KW。2、 选择V带型号V带的型号看根据设计功率Pd和小带轮转速ni选取。根据教材图7.11普通V带选型图，可知应选取B带。3、 确定V带的基准直径ddi和dd2一般取d『大于等于许用的最小带轮基准直径dd.,所选带轮直径应圆整为带轮直径系列表。根据教材表7.7知：d>d.=125mm故根据教材表7.3对小带轮直径圆整可取d=180mm。于是d=id=2.00x180=360mm故根据教材表7.3对大带轮直径圆整可取dd2=355mm。其传动比误差Ai0=1.3%<5%，故可用。K=1.3AP=9.36KWB带d=180mmd=280mm

4、 验算带的速度V5、 确定中心距a和V带基准长度Ld6、 计算小轮包角a7、 确定V带根数z4、 验算带的速度v由P=d可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈1000小，所需带的根数愈少，设计时应使V<V。对于B型带V=25m/s，根据带的公式可求得：V=4^=V180X1440=6.88m/s<25m/s=V60X1000 60X1000 max故符合要求。5、 确定中心距a和V带基准长度Ld根据0.7(d +d)<a<2(d+d)初步选取中心距a:0.7〈180+355〉=374.5<a<2〈180+355〉=1070根据上述要求应取：a°=400mm计算V带基准长度：L'=2a+生(d+d)+(dd2-d/2=1659.52mmd o2d1 d2 4a0由教材表7.2选V带基准长度l=1800mm。则实际中心距为：a=a+—d——厂=400+ =470.24mm0 2 26、 计算小轮包角a根据教材式7.3得到：a=180。—-d7 drX57.30=180。— x57.3。=158.68。a 470.247、 确定V带根数z带的根数z愈多，其受力愈不均匀，故设计时应限制根数。一般z<10,否则应改选型号，重新设计或改用联组V带。其计算公式为： p z= d(P+AP)KaK式中 Ka——包教修正系数，考虑包角a引80°对传动能力v=6.88m/s符合要求L=1800mma=470.24mma=158.68°

8、确定初拉力F的影响，由教材表7.8查取ka=0.94；带长修正长度，考虑带长不为特定带长时对使用寿命的影响，由教材表7.2K=0.95；P——V带基本额定功率，由教材表7.3P=2.60kw；功率增量，AP=Kn(1-—)=0.18KW0b1K

i8、确定初拉力F的影响，由教材表7.8查取ka=0.94；带长修正长度，考虑带长不为特定带长时对使用寿命的影响，由教材表7.2K=0.95；P——V带基本额定功率，由教材表7.3P=2.60kw；功率增量，AP=Kn(1-—)=0.18KW0b1K

i(其中，Kb一弯曲影响系数，教材表7.4知K=1.9875K—传动比系数，由教材表7.5知k=1.14)则带的根数z=故应取z=4根。8、确定初拉力F9.36〈2.60+0.18〉x0.94x0.95=3.77查取查取X10-3F0是保证带传动正常工作的重要因素，它影响带的传动能力和寿命。F。过小易出现打滑，传动能力不能充分发挥过大带的使用寿命降低，且轴和轴承的受力增大。初拉力F计算如下:9.36=500x (2.5-0.94\+0.17x6.8820.18KWz=4根290.27N=290.27N9、计算作用在轴上的压力Q式中m——V带每米长度的质量，由教材表7.19、计算作用在轴上的压力Qm=0.17kg/m。9、计算作用在轴上的压力Q

10、带轮结构设计压力Q等于松边和紧边拉力的向量和，如果不考虑带两边的拉力差，可以近似地按带两边所受初拉力的合力来计算。压力Q的计算公式如下：Q=2zFsin=2x4x290.27xsin0 2 2=2282.06N带初次安装在带轮上时，所需初拉力要比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，通常取：Q=1.5Q=1.5x2282.06=3423.09N10、带轮结构设计、带轮材料：选用HT200、带轮结构尺寸：小带轮ddi=180mm>2.5d=2.5x70=175mm，ddi<300mm(其中d为电动机输出轴的直径)大带轮dd2=355mm<400mm。因此大、小带轮均采用腹板式。Q二1452.54NQ=max2178.81N均为腹板式高速级齿轮传动设计项目计算及说明结果已知数据已知数据：额定功率P1=7.20KW；转速n「720r/min；传动比i「3.94。1、选择齿1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级轮材料、热处理方(1)、齿轮材料：40Cr式和精度故此处大小齿轮均选择40Cr，采用硬齿面。硬齿面等级(2)、热处理方式:获得软齿面的热处理方法有正火和调质。由于小齿轮受小齿轮调质大齿轮调质力比大齿轮多，常采用调质的小齿轮与正火的大齿轮配对，故由教材表8.2得：小齿轮、大齿轮均采用调质处理。大、小齿轮面硬度分别为均为298.5HBW、319HBW小齿轮调质大齿轮调质⑶、精度等级:2、初步确此处大小齿轮选用8级精度。8级精度定主要参初步确定主要参数2、初步确此处大小齿轮选用8级精度。8级精度定主要参初步确定主要参数小齿轮传递转矩T=9.55x106P=93590N-mm；小齿轮齿数Z1小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数Z2=67；Z1=18Z2=88传动比误差Ai传动比误差Ai1Z—Zr=0.80%<2%，故符合条件;i1螺旋角作12°；(5)、齿宽系数巾(5)、齿宽系数巾广0.50由教材P144表8.6查得;。d=0.503、齿根弯曲疲劳强度计算33、齿根弯曲疲劳强度计算3、齿根弯曲疲劳强度计算r11)】1.88-3.2—+—1ZZL112)」cosP=1.61；(6)、端面重合度Ea(7)、轴面重合度E=0.318巾ZtanP=0.57。p d1因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计：m强度设计：m>2KTYYcos2pyY式中各参数如下所示:(1)、K=KKKpK=1.5264式中：使用系数"LOO由教材P130表8.3查得;动载系数Kvt=1.20；齿向载荷分布系数Kp=1.08,由教材图8.11查得；齿间载荷分布系数Ka=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齿轮当量齿数Z.=Z/cos3p=18.17，大齿轮当量齿数Z=Z/cos3p=71.59。⑶、小齿轮的齿形系数Yf1=2.89,由教材P139图8.19查得，大齿轮的齿形系数YF2=2.24,由教材P139图8.19查得。、小齿轮应力修正系数YS1=1.52，由图8.20查得，小齿轮应力修正系数YS2=1.72，由图8.20查得。、重合度系数Ys=0.84，由教材P140图8.21查得。、螺旋角系数Yp=0.99，由教材P143图8.26查得。⑺、小齿轮的许用弯曲应力[b]=Ya ./S=256MPa，大齿轮的许用弯曲应力[a]=Ya/S=248MPa式中：小齿轮寿命系数Yn1=1.00，由图8.30查得，大齿轮寿命系数YN2=1.00，由图8.30查得，小齿轮应力循环次数N=60naL=172.80x107次大齿轮应力循环次数N=n!i.=43.84x107次，小齿轮的弯曲疲劳极限应力oFlim1=320Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限应力。Flim2=310Mpa，安全系数Sf=1.25，由P147表8.7查得。则初步算得齿轮的法面模数为：m>==3.03mm则初步选取m=3.03mm。m=3.03mmntnt算得小齿轮运动速度为:V=kmzn/(60x1000cosP)=2.01m/s由教材P131图8.7查得KV=1.13，n ntVVtm=3.5mm对其进行修正，修正模数m=m3K/K=n ntVVtm=3.5mm根据教材P124表8.1对其圆整为m=3.5mm。4、齿轮参4、齿轮参数计算数计算中心距a=mz)/(24、齿轮参4、齿轮参数计算数计算中心距a=mz)/(2cosP)=150.28mma=150mm圆整为a=150mmP=11.48。修整螺旋角p=arccos=11.48。b=4d=30mm所以：小齿轮分度圆直径d=所以：小齿轮分度圆直径d=mz/cosP=60.714mm；d1=60.714mm大齿轮分度圆直径dmz/cosP=239.286mmd2=239.286mrnb2=40mm大齿轮分度圆直径dmz/cosP=239.286mmd2=239.286mrnb2=40mm5、齿面接触疲劳强度计算5、小齿轮宽度b2=40mm；齿面接触疲劳强度计算由式(8.20):q=zZ大齿轮宽度b］=30mm。2KT(i+1)I~ibd2<［q］进行校b]=30mm式中各参数:⑴、K、L、b、d］、i］值同前。

(2)、由表8.5查得弹性系数z=(2)、由表8.5查得弹性系数z=189.80\MPa。⑶、由图8.14查得节点区域系数z广2.42。、由图8.15查得重合度系数z/0.84。、由图8.24查得螺旋角系数z§=0.99。(6)、许用接触应力[a]Hlim1.00x800 =800MPa1.00[a]H=730Mpa其中：由图8.29查得寿命系数z=ZN2=1.00；由图8.28查得接触疲劳极限应力a=800MPaa =730MPa；由表8.7查得安全系数Sh=1.00。所以:,2KT(i+1)ZZp1 ~1~r~

ibd2：2x1x1.83x93590x(3.94+1)=189.80x2.42x0.84x0.99x 3.94x35x60.712359.02Mpaa<[a]合格=570.35MPa<[a]H故满足齿面接触疲劳强度。低速级齿轮传动设计项目计算及说明结果已知数据已知数据：额定功率P2=6.70KW；转速n2=184.14r/min；1、选择齿传动比i「3.03。1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级轮材料、(1)、齿轮材料：40Cr

热处理方式和精度等级故此处大小齿轮均选择热处理方式和精度等级⑵、热处理方式：获得软齿面的热处理方法有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，故由教材表8.2得：小齿轮、大齿轮均采用小齿轮调质

调质处理。大、小齿轮面硬度分别为为298.5HBW、319HBW。大齿轮调质⑶、精度等级:此处大小齿轮选用8级精度。8级精度2、初步确定主要参小齿轮传递转矩T=9.55x106P=340.69N-mm；小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=8级精度2、初步确定主要参小齿轮传递转矩T=9.55x106P=340.69N-mm；小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=61；Z1=20传动比误差Ai2Z—Zr=1.23%<2%，故符合条件;i2Z2=61螺旋角作12°；(5)、齿宽系数。广0.50由教材P144表8.6查得;。d=0.6°r11M1.88-3.2—+—1ZZLk12)」=0.68。cosp=1.63；(6)、端面重合度£a⑺、轴面重合度七=0.318巾Z.tanP3、齿根弯3、齿根弯曲疲劳强度计算曲疲劳强因为大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳度计算强度设计:2KTYYcos2pyY式中各参数如下所示:(1)、K=KKKpK=1.6686式中：使用系数"L25，由教材p130表8.3查得;

动载系数、「1.03；齿向载荷分布系数％=1.08,由教材图8.11查得；齿间载荷分布系数Ka=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齿轮当量齿数Z.=Z/cos3P=21.37，大齿轮当量齿数Z=Z/cos3&=65.18。⑶、小齿轮的齿形系数Yf1=2.75,由教材P139图8.19查得，大齿轮的齿形系数YF2=2.28,由教材P139图8.19查得。、小齿轮应力修正系数YS1=1.56，由图8.20查得，小齿轮应力修正系数YS2=1.74，由图8.20查得。、重合度系数Ys=0.71，由教材P140图8.21查得。、螺旋角系数Yp=0.94，由教材P143图8.26查得。、小齿轮的许用弯曲应力[b]=YajS=288MPa，大齿轮的许用弯曲应力[a]=Ya/S=288MPa式中：小齿轮寿命系数Yn1=1.00，由图8.30查得，大齿轮寿命系数Yn2=1.00，由图8.30查得，小齿轮应力循环次数N=60naL=44.19x107次大齿轮应力循环次数N=n/i=14.49x107次，小齿轮的弯曲疲劳极限应力oFlim1=360Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限应力。Flim2=360Mpa，安全系数Sf=1.25，由P147表8.7查得。则初步算得小、大齿轮的法面模数为：32KTYYcos2pyYm>=J 2Gp 「f1]s1=3.83mmn， y oz2 [a]

4、 齿轮参数计算5、 齿面接触疲劳强度计算则初步选取m=3.83mm。算得小齿轮运动速度为：V=兀mzn/(60x1000cosP)=0.76m/s由教材P131图8.7查得KV=1.03，对其进行修正，修正模数m=mtVKv/Ky=4.16mm,根据教材P124表8.1对其圆整为m=4mm。n4、 齿轮参数计算中心距 a=m(z+z)/(2cosP)=165.42mm圆整为 a=165mm修整螺旋角p=arccos「m(z+z)/2a]=10.94。Ln1 2 」b=^d=40.74mm所以：小齿轮分度圆直径d=mz/cosP=81.481mm；大齿轮分度圆直径d=mz/cosP=248.519mm；小齿轮宽度b2=45mm；大齿轮宽度b1=40mm。5、 齿面接触疲劳强度计算由式(8.20):b=zzzZ! t^-2——)<[q]进行校H EHep丫 -bd2 H核式中各参数：、K、T2、b、d]、i2值同前。、由表8.5查得弹性系数Z丁189.80JMPa。、由图8.14查得节点区域系数Z广2.46。m=3.83mmm=4mmna=165mmP=10.94。d1=81.481mmd「248.519mmb2=45mmb]=40mm(4)、由图8.15查得重合度系数z£=0.83。(5)、由图8.24查得螺旋角系数z厂0.99。(6)、许用接触应力[0]NHlimSH1.00x1200 =1200MPa1.00其中:由图8.29查得寿命系数z=1.00Z=1.00；其中:由图8.28查得接触疲劳极限应力[b]=1200MPa；Hlim1Hlim2=1200Mpa由表8.7查得安全系数s=1.00。所以:,2KT(i+1)ZP~1~~r~

ibd2=189.80x2.46x0.83x0.99x3.03x40x81.4812925.22Mpa=925.22MPa<[b]b<b<[b]故满足齿面接触疲劳强度。合格高速级和低速级各个齿轮参数整理如下：表4齿轮参数表格(除齿数未注尺寸；mm)名称小齿轮1大齿轮2小齿轮3大齿轮4模数3.53.544齿数17672061螺旋角11.48°11.48°10.94°10.94°分度圆直径60.71239.2981.48248.52齿宽40304540中心距150165齿轮结构设计3.4.1高速级齿轮结构设计项目计算及说明结果1、小齿轮1、小齿轮结构设计结构设计端面模数m=m/cosp=3.5/cos11.48。=3.57mm端面压力角a=arctana tan12°—tan &=arctan 12.41。端面齿顶高系数h*广h*cosp=1Xcos11.48。=0.9799端面顶隙系数c*=tc*COSp=0.25xcos11.48。=0.245齿顶高ha=h*m=0.9799x3.57=3.498mmh=3.498mm齿根高hf=(h*+c)m=(0.9799+0.245)x3.57=4.37mmh=全齿高h==h+h=3.498+4.37=7.87mmf4.37mm齿顶圆直径d=d+2h=60.71+2x3.498=67.706mmd=a1齿根圆直a1 1径d=d-2h=60.71-2x4.37=51.97mm$可知小齿轮处直径取d=40mm，则小67.706mmJ1 1由第4章轴的计算d=f151.97mm齿轮处的键选择为12x8x40。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离de=f-rd 一)?-t+hI2 7=2.985mm<2.5m=8.75mm2、大齿轮所以I轴为齿轮轴，如图3所示。选齿轮轴结构设计2、大齿轮结构设计由于d=239.29mm>200mm,故选择腹板式结构，如图2所a2腹板式结构小（具体由教材图8.23a所示）。d=齿顶圆直径d2=d2+2h=239.29+2x3.498=232.294mma2232.294mm

齿根圆直径d=d-2h=239.29-2x4.37=230.55mmd=f2230.55mm3.4.2低速级齿轮结构设计项目计算及说明结果1、 小齿轮结构设计2、 大齿轮结构设计1、 小齿轮结构设计端面模数m=m/cosp=4/cos10.94。=4.07mm端面压力角a=arctan n=arctan =12.22。t cosp cos10.94端面齿顶高系数h*=h*cosp-1xcos12.22。-0.977端面顶隙系数c*=c*cosp-0.25xcos12.22。-0.2443齿顶高h=h*m=0.977x4.05=3.957mm齿根高h=(h*+c*)m=(0.977+0.2443)x3.957-4.83mm全齿高h=h+h=3.957+4.83=8.79mm齿顶圆直径d=d+2h=81.48+2x3.957-89.394mm齿根圆直径df1=d1-2hf=81.48-2x4.83-71.82mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取d-48mm，则小齿轮处的键选择为14x9x48。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离d(d ,)… … -e=―^一—一t+h=8.42mm<2.5m=10mm选择齿轮轴2、 大齿轮结构设计由于d-248.52mm>200mm,故选择腹板式结构，a2齿顶圆直径d=d+2h=248.52+2x4=256.52mm齿根圆直径df2=d2-2hf=248.52-2x4-240.52mmh=3.003mmh=f3.7536mmd=a186mmd=f176.2464mm选择齿轮轴腹板式结构d=a2256.52mmd=f2240.52mm第4章 轴的设计计算轴的材料选择项目计算及说明结果轴的材料根据工作条件，初选I、11、III轴为40Cr,均调质处理。轴的结构设计项目计算及说明结果1、I轴的结构设计1、I轴的结构设计（齿轮轴）⑴、初算轴径d=C巨=110xJ72^=23.59mm1min Vn V720（由教材表10.2查得C=110）⑵、各轴段直径的确定\ 号巨---「日一• 图3输入轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。d11:最小直径，安装带轮的外伸段取24mm。d.:轴承端盖处直径为30mm。d:所以轴径取35mm。13d.:过渡台阶段为40mm。d15:齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。d6:过渡台阶处，取40mm。d1=24mmd=24mmd=30mmd=35mm13d=40mm

d:滚动轴承处，同样取轴径为35mm。172、II轴的结构设计(由教材查得C=110)(2)、各轴段直径的确定d=40mmd=35mm17d=40mm2、II轴的结构设计zXM ___/(由教材查得C=110)(2)、各轴段直径的确定d=40mmd=35mm17d=40mm2、II轴的结构设计zXM ___/图4L中间轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5段。d:由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。d22:齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。d:轴肩处取为56mm。d:高速级大齿轮轴段取48mm。d:由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。3、m轴的结构设计⑴、初算轴径d=C『一=110x6.24 =51.52mm60.74d=40mm21l=48mm22d=56mmd=48mmdd=40mm(由教材查得C=110)考虑到有一个键直径需加大5%，取整为d3=55mm。(2)、各轴段直径的确定

―一一―——c J-d55mm3图5输出轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。d:最小轴径处连接联轴器决定，取为55mm。d=55mmd:轴承端盖处轴段取60mm。31d:安装轴承处取轴径为65mm。d=60mmd:过渡台阶段取86mm。d=65mm3、111轴的d:低速级大齿轮处取70mm。d=86mm3534结构设计d:轴承端盖处轴段取80mm。d=70mm(3)、各轴段长度确定d=80mmz：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取40mm。31z：由轴承，挡油环及装配关系确定取50mm。Z：过渡台阶段取51mm。Z=40mmZ:由轴承、挡油环确定，取35mm。3431Z=50mmZ:比低速级大齿轮轮毂宽度小2，取为50mm。32Z=35mmZ:由联轴器确定，取74mm。33Z=67.5mm34Z=35mm35Z=74mm轴的校核项目计算及说明结果已知数已知数据：以低速轴为例进行校核，T=975.18N-m。

2、计算弯矩R=F-R=1642-2069.73=-427.73N由式可知R的方向与假设方向相反。在垂直平面上：R=R=F/2=7501.45/2=3750.775N轴承1的总支承反力R=(R2+R2=•，•'2069.732+3750.7752=4283.93N1 1H 1V轴承2的总支承反力R2=^R2+R2=4(-427.73)2+(3750.775)2=3775.08N2、计算弯矩在水平面上a-a剖面右侧M=R-L=2069.73x138.32=286285.0536N-mma-a剖面左侧M' =R-L=427.73x50.14=21446.3822N-mm在垂直平面上M=R-L=3750.775x76.69=287646.93475N-mm合成弯矩a-a剖面右侧M=加2+M2=、'21446.38222+287646.934752=287654.9277N-mma-a剖面左侧M'=\：'M'2+M'2=气''286285.05362+287646.934752=405832.3434 -Nmm3、校核轴的强度a-a剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的3、校核应力集中，故a-a剖面的左侧为危险面。由附表10.1得：2H-427.73NR1广L=3750.775NR=14283.93NR=3775.08NM=

aH286.29N-mM'=aH21.45N-mM=

aV287.65N-mM=a287.65N-mM'=a405.83N-m轴的强度抗弯剖面模量bt(d-t)2W=0.1d3-2d22x9x(80-9)2=0.1x803- ' =44961.76mm32x80抗扭剖面模量bt(d-t)2W=0.2d3- \d22x9x(80-9)2=0.2x803一 =96161.7625mm32x80弯曲应力 a=M=霍5832.3434 =9.026MPabW44961.7625a=a=9.026MPaa=0扭剪应力 t= = =10.14MPaTW96161.7625t=t=t/2=5.07MPa对于调质处理的40Gr钢，由表10.1查得：a=750MPa,a=350MPa,t=200MPa查得材料的等效系数叩。=0.2,Wt=0.1键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得：K=1.58,K=1.785。绝对尺寸系数，由附图10.1查得：七=0.68,七=0.56。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得：P=0.91所以求得安全系数：S= 一1 = =15.19aK 1.58aa+wa x9.026+0.1x0t 200S= -1 = =6.33tK 1.785—^a+wa 091―0^x9.026+0.1x0W=mm3W=Tmm3a=a=9.026MPaa=0t=T10.14MPaTa=Tm=5.07MPa

SS气 15.19X6.33S=厂y 5.84山2+S2V15.192+6.332查表10.5得许用安全系数[s]=1.3~1.5,显然S>[s]，故a-a剖面安全。S=5.84[s]=1.3~1.5S>[s]合格。滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示:表4滚动轴承选择位置轴径类型型号I轴35mm角接触球轴承7207CII轴40mm角接触球轴承7209CIII轴80mm角接触球轴承7213C键联接的选择及计算键连接的选择本设计中采用了普通A型平键和普通B型平键连接，材料均为45钢，如下表:表5各轴键连接选择表位置轴径型号数量III轴80mmC型键22x14x451II轴48mmA型键14x9x45148mmA型键14x9x401键连接的校核项目计算及说明结果1、 I轴上键的校核2、 II轴上键的校核2、 I轴上键的校核齿轮处的键连接压力为：4T 4x975180°p—dhl—x80x14x38一'L7'"Pab=120-150MPa，b<b,故强度足够。3、 II轴上键的校核、小齿轮处的键连接压力为：4T 4x447480b= = =90.673MPapdhl48x9x35.5[b]=120-150MPa，显然，bp<^b],故强度足够。、大齿轮处的键连接压力为：4T4x347640"广dhl~48x9x40.5=79,48MPa[b]=120-150MPa，b<[b],故强度足够。b<b合格bP<2p]合格bP<2p]合格第7章 联轴器的选择与校核低速轴上联轴器的选择与校核轴段直径为55mm,可选为LT9型弹性柱销联轴器。选择J型轴孔，A型键，联轴器主动端的代号为LT9联轴器JA55112GB/T5014-2003。其公称转矩为1000N・m，许用转速为2850r/min，轴孔长度为112mm，故符合要求，可以使用。第8章 减速器润滑方式和密封类型选择1、 润滑方式的选择齿轮采用油润滑，滚动轴承采用脂润滑。由于减速器是一般机床的齿轮变速箱，根据机械设计手册表7.11查得润滑油可采用代号为L-AN22的全损耗系统用油GB443-1989。根据机械设计手册表7.12查得润滑脂可用代号为L-XACMGA2的合成锂基润滑脂GB/T492-1989。2、 密封类型的选择减速器的密封方式采用毡圈油密封。第9章 减速器附件的选择和设计窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等，并可用该孔向箱内注入润滑油，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。其结构设计如装配图中所示。油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。其结构设计如装配图中所示。油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.其结构设计如装配图中所示。通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.其结构设计如装配图中所示。5吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。6・起盖螺钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。其结构设计如装配图中所示。7.定位销为