减速器课程设计说明书11

1、Hefei University 课课程程设设计计 COURSE PROJECT 题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 学制： 四 年 姓名： 学号： 导师： 王 学 军 2012 年 1 月 6日 目目录录 第第 1 1 章章机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书.1 1.1.设计题目 .1 1.2.设计数据 .1 1.3.设计要求 .1 1.4.设计说明书的主要内容 .2 1.5.课程设计日程安排 .2 第第 2 2 章章传传动动装装置置的的总总体体设设计计 .3 2.1.传动方案拟定 .3 2.2.电动机的选择 .3 2.3.计算总传动比

2、及分配各级的传动比.4 2.4.运动参数及动力参数计算.4 第第 3 3 章章传传动动零零件件的的设设计计计计算算 .6 3.1.V 带传动设计 .6 3.2.高速级齿轮传动设计 .9 3.3.低速级齿轮传动设计 .13 3.4.齿轮结构设计 .18 第第 4 4 章章轴轴的的设设计计计计算算 .21 4.1.轴的材料选择 .21 4.2.轴的结构设计 .21 4.3.轴的校核 .24 第第 5 5 章章滚滚动动轴轴承承的的选选择择及及校校核核计计算算 .28 5.1.滚动轴承的选择 .28 5.2.滚动轴承校核 .28 第第 6 6 章章键键联联接接的的选选择择及及计计算算 .30 6.1.

3、键连接的选择 .30 6.2.键连接的校核 .30 第第 7 7 章章联联轴轴器器的的选选择择与与校校核核 .32 7.1.低速轴上联轴器的选择与校核.32 第第 8 8 章章减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择.33 第第 9 9 章章减减速速器器附附件件的的选选择择和和设设计计.34 第第 1 10 0 章章减减速速器器箱箱体体设设计计 .35 设设计计小小结结 .37 参参考考文文献献 .38 第第 1 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书 1 1. .1 1. .设设计计题题目目 设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，

4、载荷 平稳，两班制工作，使用寿命为5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为 5%。 图 1带式运输机 1 1. .2 2. .设设计计数数据据 表 1设计数据 运输带工作拉力 F（N） 运输带工作速度 V(m/s) 卷筒直径 D(mm) 77500.45300 1 1. .3 3. .设设计计要要求求 1.减速器装配图 A0 一张 2.零件图 2 张 3.设计说明书一份约 60008000 字 1 1. .4 4. .设设计计说说明明书书的的主主要要内内容容 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 传动方案的分析与拟定 (简单说明并附传动简图 )

5、 电动机的选择计算 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 传动零件的设计计算 轴的设计计算 滚动轴承的选择和计算 键联接选择和计算 联轴器的选择 设计小结 (体会、优缺点、改进意见 ) 参考文献 1 1. .5 5. .课课程程设设计计日日程程安安排排 表 2 课程设计日程安排表 1 1) ) 准备阶段12 月 20 月 20 日1 天 2 2) ) 传动装置总体设计阶段12 月 20 日12 月 20 日1 天 3 3) ) 传动装置设计计算阶段12 月 21 日12 月 23 日3 天 4 4) ) 减速器装配图设计阶段12 月 24 日12 月 30 日5 天 5 5) ) 零件工作图绘

6、制阶段12 月 31 日 1 月 4 日2 天 6 6) ) 设计计算说明书编写阶段1 月 5 日 1 月 6 日1 天 7 7) ) 设计总结和答辩1 月 7 日1 天 第第 2 2 章章 传传动动装装置置的的总总体体设设计计 2 2. .1 1. .传传动动方方案案拟拟定定 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 工作， 通过 V 带再带动减速器 2 运转最后将运动通过联轴器 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，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮

7、减速器，其结构简单，但齿轮的位置 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轴在弯 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。 本传动机构的特点是：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 2 2. .2 2. .电电动动机机的的选选择择 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 1、电电动动机机类类型型选选择择 Y 系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。 2、电电动动机机所所需需功功率率计计算算 由

8、电动机至运输带的传动总效率为 42 12345 =0.825 （其中： 1 V 带轮的传动效率 0.96； 2 滚动轴 承的传动效率 0.99 ； 3 齿轮的传动效率 0.97； 4 联轴器的传动效率 0.99； 5 滚筒的传动效率 0.96） 故电动机所需的功率为： kW Fv Pd201 . 3 825 . 0 1000 44 . 0 6000 1000 3、电电动动机机转转速速 Pd=3.20KW 4、选择电 动机型号 min/00.21 400 44 . 0 100060100060 r D v n 总传动比 i=16160， 故电动机转速可选范围为 d ni n =3363360r/

9、min 4、选选择择电电动动机机型型号号 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Y132M1-6。同步 转速为 1000r/min；满载转速 nm=960r/min；额定功率为 P=4kW。 n= 21.00r/min Y132M1-6 满载转速为 960r/min P=4kW 2 2. .3 3. .计计算算总总传传动动比比及及分分配配各各级级的的传传动动比比 项 目计算及说明结 果 1、总传动 比计算 2、传动比 分配 1 1、总总传传动动比比计计算算 70.45 00.21 960 n n i m a 2 2、传传动动比比分分配配 选取带

10、轮传动比为8 . 2 o i； 则减速器传动比为32.16 8 . 2 70.45 o a i i i； 根据指导书图 12 查得高速级齿轮传动比为8 . 4 1 i； 则低速级齿轮传动比为4 . 3 8 . 4 32.16 1 2 i i i 0 2.8i 1 4.8i 2 3.4i 2 2. .4 4. .运运动动参参数数及及动动力力参参数数计计算算 项 目计算及说明结 果 1、转速计1 1、各各轴轴转转速速计计算算 算 2、功率计 算 3、转矩计 算 轴min/86.342 8 . 2 960 1 r i n n o m ； 轴min/43.71 8 . 4 86.342 1 1 2 r

11、 i n n； 轴min/00.21 4 . 3 43.71 2 2 3 r i n n； 卷筒轴min/00.21 43 rnn 2 2、各各轴轴功功率率计计算算 轴输入功率kWPP d 84 . 3 96 . 0 4 11 ； 轴输入功率kWPP69 . 3 99 . 0 97 . 0 84 . 3 3212 ； 轴输入功率kWPP54 . 3 99 . 0 97 . 0 69 . 3 3223 ； 卷筒轴输入功率kWPP47 . 3 99 . 0 97 . 0 54 . 3 4234 3 3、各各轴轴转转矩矩计计算算 电动机输出转矩为mN n P T m d d 79.39 960 4

12、95509550 轴输入转矩mNiTT od 96.10696 . 0 8 . 279.39 11 ； 轴mNiTT03.49397 . 0 99 . 0 8 . 496.106 32112 ； 轴mNiTT74.160997 . 0 99 . 0 4 . 303.493 32223 卷筒轴mNTT07.157799 . 0 99 . 0 74.1609 4234 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 功率 P（kW）转矩 Tm转速传动比 轴名输入输出输入输出 n(r/min)i 45.70

13、电动机 轴 4.00 39.79 960.00 2.800 I 轴 3.84 3.72 106.96 103.75 342.86 4.800 II 轴 3.69 3.58 493.03 478.23 71.43 3.400 III 轴 3.54 3.43 1609.74 1561.44 21.01 卷筒轴 3.47 3.37 1577.70 1530.37 21.01 1.00 第第 3 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算 3 3. .1 1. .V V 带带传传动动设设计计 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

14、 d1 d 和 d2 d 已已知知数数据据： 额定功率 P=4kW；转速 n=960r/min； 传动比 i0=2.80 1 1、确确定定设设计计功功率率 d P 设计功率 d P表达式为： dA PK P 式中： d P所需传递的名义功率（ kW）,即为电机功率 4kW; A K 工作情况系数，按教材表选取 A K =1.1。 所以： dA PK P=1.104=4.4kW。 2 2、选选择择 V V 带带型型号号 V 带的型号看根据设计功率 d P和小带轮转速 1 n选取。根 据教材图 7.11 普通 V 带选型图，可知应选取 A 带。 3 3、确确定定 V V 带带的的基基准准直直径径

15、d1 d 和和 d2 d 一般取 d1 d 大于等于许用的最小带轮基准直径 d min d,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： d1d min dd100mm 故根据教材表 7.3 对小带轮直径圆整可取 d1 d =100mm。 于是 d20d1 dd2.80 100280mmi 故根据教材表 7.3 对大带轮直径圆整可取 d2 d=280mm。 A K =1.1 d P=4.4KW A 带 d1 d =100mm d2 d=280mm 4、验算 带的速度 5、确定中 心距a和 V 带基准 长度 d L 6、计算 小轮包角 7、确定 V 带根数 z 其传动比误差

16、0 0%5%i，故可用。 4 4、验验算算带带的的速速度度 由 F P= 1000 可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈 小，所需带的根数愈少，设计时应使 max 。 对于 A 型带 max =25m/s，根据带的公式可求得： d1 max dn100 960 5.03m/s25m/s= 60 100060 1000 故符合要求。 5 5、确确定定中中心心距距a和和 V V 带带基基准准长长度度 d L 根据 d1d20d1d2 0.7 dd2 dda（）（）初步选取中心距 0 a: =266=7600.7(100280)2(100280)a 根据上述要求应取： 0 a=270mm 计算

17、V 带基准长度： 2 d2d1 d0d1d2 0 dd L2dd 24 a a （） （）1137.24mm 由教材表 7.2 选 V 带基准长度 d L=1250mm。 则实际中心距为： dd 0 LL1250 1137.24 =380326.38mm 22 a a 6 6、计计算算小小轮轮包包角角 根据教材式 7.3 得到： 0 d2d1 dd280 100 =18057.318057.3148.40 326.38 7 7、确确定定 V V 带带根根数数 z 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 z2.5d =2.535=87.5mm，dd1300mm （其中

18、 d 为电动机输出轴的直径 ） 大带轮 dd2 =280mm H2，所以许用接触应力 H=837.76Mpa 由公式 3 2 1 1 21( ) EH d H Z Z Z Z KTu d u 得 分度圆直径 1t d =46.75mm (13)、小齿轮运动速度V=)100060/( 11 ndt=0.84mm/s 动载系数Kv=1.01, 由p131,图8.7查得 修正分度圆直径d1= 3 1 Vt V t K K d=48.56mm 3 3. .3 3. .低低速速级级齿齿轮轮传传动动设设计计 项 目计算及说明结 果 已知数据 1、选择齿 轮材料、 热处理方 式和精度 等级 2、初步确 定主

19、要参 数 3、齿根弯 曲疲劳强 已已知知数数据据 ：额定功率 P2=3.58kW；转速 n2=71.43r/min； 传动比 i2=3.4。 1 1、选选择择齿齿轮轮材材料料、热热处处理理方方式式和和精精度度等等级级 (1)、齿轮材料 : 故此处大小齿轮均选择 40Cr，采用硬齿面。 (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：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用正火处理。 大小齿轮面硬度均为 50HRC。 (3)、精度等级： 此处大小齿轮选用 7 级精度。 2 2、初初步步确确定定主主要要参参

20、数数 (1)、小齿轮传递转矩 6 2 2 2 9.55 10478234.93 P TN mm n ； (2)、小齿轮齿数 Z1=19,大齿轮齿数 Z2=64； (3)、传动比误差 21 2 2 0.93%2% ZZ i i ，故符合条件； (4)、螺旋角 =12； (5)、齿宽系数0.50 d ，由教材 P144 表 8.6 查得； (6)、端面重合度 12 11 1.883.2cos1.63 ZZ ； (7)、轴面重合度 1 0.318tan0.64 dZ 。 3、齿齿根根弯弯曲曲疲疲劳劳强强度度计计算算 40Cr 硬齿面 小齿轮调质 大齿轮正火 7 级精度 Z1=19 Z2=64 0.5

21、0 d 度计算 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： 3 2 2 2 1 2cos FS n d F KT Y Y Y Y m Z 式中各参数如下所示： (1)、1.43 tAvt KK K K K 式中：使用系数 KA=1.00，由教材 P130 表 8.3 查得； 动载系数 Kvt=1.20； 齿向载荷分布系数 K=1.08，由教材图 8.11 查得； 齿间载荷分布系数 K=1.10，由教材表 8.4 查得。 (2)、小齿轮当量齿数 3 11 cos20.30 V ZZ， 大齿轮当量齿数 3 22 cos68.39 V ZZ。 (3)、小齿轮的齿形系数 YF1=2.

22、84,由教材 P139 图 8.19 查 得， 大齿轮的齿形系数 YF2=2.27,由教材 P139 图 8.19 查得。 (4)、小齿轮应力修正系数 YS1=1.54，由图 8.20 查得， 小齿轮应力修正系数 YS2=1.74，由图 8.20 查得。 (5)、重合度系数 Y=0.74，由教材 P140 图 8.21 查得。 (6)、螺旋角系数 Y=0.91，由教材 P143 图 8.26 查得。 (7)、小齿轮的许用弯曲应力 1lim1 1 360 NFF F YSMPa， 大齿轮的许用弯曲应力 2lim2 2 304 NFF F YSMPa 式中：小齿轮寿命系数 YN1=1.00，由图

23、8.30 查得， 4、齿轮参 数计算 5、齿面接 触疲劳强 度计算 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 7 12 609.64 10 h Nn aL次 大齿轮应力循环次数 7 222 2.84 10Nni次， 小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1=450Mpa， 大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2=380Mpa， 安全系数 SF=1.25，由 P147 表 8.7 查得。 则初步算得小、大齿轮的模数分别为： 3 2 2 11 1 2 1 1 2cos 3.95 FS n t d F KT Y Y Y Y mmm Z 3 2 2 22 2 2 1 2 2c

24、os 3.82 FS n t d F KT Y Y Y Y mmm Z 由于 12n tn t mm，则初步选取 nt m =3.95mm。 算得小齿轮运动速度为： 12 (60 1000cos)0.29/ nt Vm z nm s 由教材 P131 图 8.7 查得 KV=1.18， 对其进行修正，修正模数 3 /3.93 nntVVt mmKKmm, 根据教材 P124 表 8.1 对其圆整为4 n mmm。 4、齿齿轮轮参参数数计计算算 中心距 12 ()/(2cos)169.71 n am zzmm 圆整为 170amm 修整螺旋角 12 arccos()/ 212.45 n m zz

25、a 1 38.85 d bdmm 4 n mmm 170amm 12.45 d1=77.83mm d2=262.17m m b2=39mm b1=46mm 所以：小齿轮分度圆直径 11/cos 77.70 n dm zmm； 大齿轮分度圆直径 22/cos 261.72 n dm zmm； 小齿轮宽度 b2=40mm；大齿轮宽度 b1=45mm。 5、齿齿面面接接触触疲疲劳劳强强度度计计算算 由式（8.20）： 22 2 21 2(1) HEH H KT i Z Z Z Z i bd 进行校 核 式中各参数： (1)、K、T2、b、d1、i2值同前。 (2)、由表 8.5 查得弹性系数189.

26、20 E ZMPa。 (3)、由图 8.14 查得节点区域系数2.47 H Z。 (4)、由图 8.15 查得重合度系数1.00Z。 (5)、由图 8.24 查得螺旋角系数0.99Z。 (6)、许用接触应力 lim 1.15 950 874 1.25 NH H H Z MPa S 其中：由图 8.29 查得寿命系数 12 1.15,1.30 NN ZZ； 由图 8.28 查得接触疲劳极限应力 lim1lim2 950,930 HH MPa； 由表 8.7 查得安全系数1.25 H S。 所以： H =1200Mpa H = 931.88Mpa H H 合格 11 2 11 2(1) 2 1 1

27、.20 1.08 1.103.4 1 189.20 2.47 1.00 0.99 3.4 40 77.70 888.70 HEH H KT i Z Z Z Z ibd MPa 故满足齿面接触疲劳强度。 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 2.52.544 齿数 19911964 螺旋角 10.8410.84 12.45 12.45 分度圆直径 48.36231.6477.83262.17 齿宽 40454045 中心距 140170 3 3. .4 4. .齿齿轮轮结结构构设设计计 3 3.

28、 .4 4. .1 1 高高速速级级齿齿轮轮结结构构设设计计 项 目计算及说明结 果 1、小齿轮 结构设计 1 1、小小齿齿轮轮结结构构设设计计 端面模数 t m/cos n m=2.5/cos10.84=2.55mm 端面压力角 tantan20 arctanarctan coscos10.84 n t =20.33 端面齿顶高系数 * cos atan hh=1cos10.84=0.982 端面顶隙系数 * cos tn cc=0.25cos10.84=0.246 齿顶高 * aatt hhm=0.9822.55=2.504mm 2.50mm a h 2、大带结 构设计 齿根高 * ()

29、fattt hhcm=（0.982+0.246）2.55=3.131mm 全齿高 af hhh=2.504+3.131=5.635mm 齿顶圆直径 11 2 aa ddh=48.36+22.504=53.404mm 齿根圆直径 11 2 ff ddh=48.36-23.131=42.098mm 由第 4 章轴的计算可知小齿轮处直径取 min d=25mm，则小齿 轮处的键选择为 8745。 则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离 1 5.5492.56.25 22 f n d d ethmmmmm 所以 I 轴为齿轮轴 ，如图 3 所示。 2 2、大大齿齿轮轮结结构构设设计计 由于 2a d=2

30、31.64mm200mm,故选择腹板式结构，如图 2 所 示（具体由教材图 8.23a 所示）。 齿顶圆直径 22 2 aa ddh=231.64+22.504=236.648mm 齿根圆直径 22 2 ff ddh=231.64-23.131=225.378mm 其相关尺寸如下： 图 2 腹板式齿轮结构图 1 D=2d=224=48mm 3.13mm f h 1 53.40mm a d 1 42.10mm f d 选齿轮轴 腹板式结构 2 236.65mm a d 2 225.38mm f d 1 D=48mm 2 D = 206.64mm 2 D = 2a d-10 n m =231.64

31、-102.5=206.64mm 0D=0.5(1D+2D)=127.32mm 0d=0.25(2D-1D)=39.66mm 0=(2.54) nm=2.54=10mm C=(0.20.3)b=8mm12mm,取 C=10mm。 0D= 127.32mm 0=10mm C=10mm 3 3. .4 4. .2 2 低低速速级级齿齿轮轮结结构构设设计计 项 目计算及说明结 果 1、小齿轮 结构设计 2、大带结 1 1、小小齿齿轮轮结结构构设设计计 端面模数 t m/cos n m=4/cos12.45=4.09mm 端面压力角 tantan20 arctanarctan coscos12.45 n

32、 t =20.44 端面齿顶高系数 * cos atan hh=1cos12.45=0.976 端面顶隙系数 * cos tn cc=0.25cos12.45=0.244 齿顶高 * aatt hhm=0.9764.09=4.00mm 齿根高 * () fattt hhcm=（0.976+0.244）4.09=4.99mm 全齿高 af hhh=4.00 +4.99=8.99mm 齿顶圆直径 11 2 aa ddh=77.83+24=85.83mm 齿根圆直径 11 2 ff ddh=77.83-24.99=67.85mm 由第 4 章轴的计算可知小齿轮处直径取d=44mm，则小齿 轮处的键选

33、择为 12836。 则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离 1 8.6752.510 22 f n d d ethmmmmm 所以轴为齿轮轴，如图 4 所示。 2 2、大大齿齿轮轮结结构构设设计计 4.00mm a h 4.99mm f h 1 85.83mm a d 1 67.85mm f d 选齿轮轴 腹板式结构 构设计 由于 2a d=262.17mm200mm,故选择腹板式结构，如图 2 所 示。 齿顶圆直径 22 2 aa ddh=262.17+24=270.17mm 齿根圆直径 22 2 ff ddh=262.17-24.99=252.19mm 其相关尺寸 与上述高速级大齿轮设计相同

34、，求得： 1 D=112mm 2 D =280mm 0D=170mm 0d=29mm 0=16mm C=10mm。 2 270.17mm a d 2 252.19mm f d 1 D=112mm 2 D =280mm 0D=170mm 0=16mm C=10mm 第第 4 4 章章 轴轴的的设设计计计计算算 4 4. .1 1. .轴轴的的材材料料选选择择 项 目计算及说明结 果 轴的材料 根据工作条件，初选 、轴的材料为 40Cr，均调 质处理。 4 4. .2 2. .轴轴的的结结构构设设计计 项 目 计算及说明结 果 1、 轴 的 结 构 设 计 1 1、轴轴的的结结构构设设计计 （齿齿

35、轮轮轴轴） (1)、初算轴径 33 1min 3.72 9723.62mm 342.86 P dC n （由教材表 10.2 查得 C=97） 考虑到有一个键直径需加大5%，取整为 1 25mmd 。 (2)、各轴段直径的确定 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。 11 d ：最小直径，安装带轮的外伸段取 25mm。 12 d ：轴承端盖处直径为 30mm。 13 d ：所以轴径取 35mm。 1 25mmd 11 d =25mm 12 d =30mm 2、 轴 的 结 构 设 计 14 d ：过渡台阶段为 40mm 。 15 d ：齿轮轴段，按所

36、安装的齿轮取值。 d16:过渡台阶处，取 40mm。 17 d ：滚动轴承处，同样取轴径为 35mm。 (3)、各轴段长度确定 11 l：由安装的带轮确定，带轮轮毂宽度常取(1.52)ld 故取 52mm。 12 l：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取 66mm。 13 l：由轴承及挡油环确定，取 16mm。 14 l：过渡轴段由装配关系，箱体结构等确定，取 106.5mm。 15 l：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为 46mm。 16 l：过渡轴段取为 36.5mm。 17 l：由轴承及挡油环确定，取 16mm。 2 2、轴轴的的结结构构设设计计 （齿齿轮轮轴轴 ） (1)、初算轴径 3

37、3 2min 3.58 9739.31mm 71.59 P dC n （由教材表 10.2 查得 C=97）考虑到有一个键直径需加大5%，则 取整为 2 40mmd 。 (2)、各轴段直径的确定 13 d =35mm 14 d =40mm d16=40mm 17 d =35mm 11 l=52mm 12 l=66mm 13 l=16mm 14 l=106.5m m 15 l=46mm 16 l=36.5mm 17 l=16mm 2 40mmd 3、 轴 的 结 构 设 图 4 中间轴简图 如上图所示，从左到右一次为第 1、2、3、4、5 段。 21 d ：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取

38、40mm。 22 d ：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。 23 d ：轴肩处取为 48mm。 24 d ：高速级大齿轮轴段取 43mm。 25 d ：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取40mm。 (3)、各轴段长度确定 21 l：由轴承，挡油盘及套筒确定取 17mm。 22 l：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为 45mm。 23 l：轴段过渡处取 10mm。 24 l：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，比其小 2，取为 73mm。 25 l：由轴承，挡油盘、套筒及结构确定，取 41mm。 3 3、轴轴的的结结构构设设计计 (1)、初算轴径 33 3 3.43 9758.10mm 21.25 P dC

39、 n （由教材表 10.2 查得 C=97） 21 d =40mm 23 d =48mm 24 d =43mm 25 d =40mm 21 l=17mm 22 l=45mm 23 l=10mm 24 l=73mm 25 l=41mm 计 考虑到有二 个键直径需加大 10%，取整为 3 60mmd 。 (2)、各轴段直径的确定 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。 31 d ：最小轴径处 连接联轴器决定 ，取为 60mm。 32 d ：轴承端盖处轴段取 65mm。 33 d ：安装轴承处 取轴径为 70mm。 34 d ：过渡台阶段取 75mm。 3

40、5 d ：齿轮轴肩处 取 81mm。 36 d ：低速级大齿轮处取 73mm。 37 d：轴承端盖处轴段取 70mm。 (3)、各轴段长度确定 31 l：由联轴器确定，取 107mm。 32 l：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取 40mm。 33 l：由轴承、挡油环确定，取 22mm。 34 l：过渡台阶段取 84mm。 35 l：齿轮轴肩处取为 8mm。 36 l：比低速级大齿轮轮毂宽度小 2，取为 73mm。 37 l：由轴承，挡油环、套筒及装配关系确定取46mm。 3 60mmd 31 d =60mm 32 d =65mm 33 d =70mm 34 d =75mm 35 d =

41、81mm 36 d =73mm 37 d=70mm 31 l=107mm 32 l=40mm 33 l=22mm 34 l=84mm 35 l=8mm 36 l=73mm 37 l=46mm 4 4. .3 3. .轴轴的的校校核核 项 目计算及说明结 果 已知数据 1、轴的 受力分析 2、计算 弯矩 已已知知数数据据： 以低速轴为例进行校核， T=1069740Nm。 1 1、轴轴的的受受力力分分析析 (1)、计算支撑反力 齿轮圆周力： 3 22 1069740 35658 60 t T FN d 齿轮轴向力：tan35658 tan12.457872.548 at FFN 齿轮径向力： 3

42、5658 tantan2013290.99 coscos12.45 t n F FraN 根据作图求得跨距为 ： 1104.5, 2108.5, 355.5Lmm Lmm Lmm 在水平面上： 3 1 23 / 213290.99 55.57872.548 60/2 108.555.5 10790.38 ra H FLFd R LL N 21 13290.99 10790.382500.61N HrH RFR 由式可知 2H R的方向与假设方向相反。 在垂直平面上： 12 / 235658/ 217829N VVt RRF 轴承 1 的总支承反力 2222 111 10790.38178292

43、0840N HV RRR 轴承 2 的总支承反力 2222 222 2500.611782918003.51N HV RRR 35658 t F N 7872.548 a F N 13290.99 Fr N 1 104.5 L mm 2 108.5 L mm 3 55.5 L mm 3、校核 轴的强度 2 2、计计算算弯弯矩矩 在水平面上 aa剖面左侧 12 10790.38 108.51170757 aHH MRLN mm aa剖面右侧 23 2500.61 55.5138783.8N aHH MRLmm 在垂直平面上 12 17829 108.81934447N aVV MRLmm 合成弯

44、矩 aa剖面左侧 22 22 117075719344472261140N aaHaV MMM mm aa剖面右侧 22 22 138783.819344471939419 aaHaV MMM Nmm 3 3、校校核核轴轴的的强强度度 aa剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应 力集中，故aa剖面的左侧为危险面。由附表10.1 得: 抗弯剖面模量 2 3 2 33 () 0.1 2 18 7 (607) 0.1 6018650.55 2 60 bt dt Wd d mm 抗扭剖面模量 2 3 T 2 33 () 0.2 2 18 7 (607) 0.2 6040250.55 2 60

45、bt dt Wd d mm 弯曲应力 2261140 121.2372 18650.55 b M MPa W 1170757 aH M N m 138783.8N aH M m 1934447N aV M m 2261140N a M m 1939419 a M N m 3 30 18650.55 W mm T 3 64 40250.55 W mm 121.24 ab MPa 121.2372 ab MPa 0 m 扭剪应力 1069740 26.577 40250.55 T T T MPa W / 213.289 amT MPa 对于调质处理的 40Gr 钢，由表 10.1 查得: 11 7

46、50,350,200 b MPaMPaMPa 查得材料等效系数：0.15,0.5 键槽引起的应力集中系数，由附表10.4 查得: 1.95,1.795KK 。 绝对尺寸系数，由附图 10.1 查得: 0.68,0.56 。 轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2 查得: 0.91 所以求得 安全系数 : 1 350 0.916111 1.95 121.23720.15 0 0.91 0.68 am S K 1 200 3.741722 1.795 121.23720.5 0 0.91 0.56 am S K 2222 0.916111 3.741722 0.889828 0.9161113.

47、741722 S S S SS 查表 10.5 得许用安全系数 1.31.5S ,显然 SS，故 aa剖面安全。 0 m 26.58 T MPa =13.29 am MPa 0.89S 1.31.5 S SS 合格。 第第 5 5 章章 滚滚动动轴轴承承的的选选择择及及校校核核计计算算 5 5. .1 1. .滚滚动动轴轴承承的的选选择择 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 轴 35mm 角接触型滚动轴承 7007C 轴 45mm 角接触型滚动轴承 7009C 轴 70mm 角接触型滚动轴承 7014C 5 5. .2 2. .滚滚动动轴轴

48、承承校校核核 项 目计算及说明结 果 已知数据 1、计算轴 承轴向力 已已知知数数据据： 以低速轴轴承为例， 由机械设计手册查 7014C 轴 承的 0 48200,43500CN CN。 1 1、计计算算轴轴承承轴轴向向力力 图 7 轴承布置及受力图 由机械设计第五版表 11.13 查得 7007C 轴承内部轴向力 计算公式，则轴承 I、II 的内部轴向力为 ： 111 0.70.70.7 6152.044306.43 r SFRN 222 0.70.70.7 4860.203402.14 r SFRN 1S以及2S的方向如图 6 所示。2S与A同向。 2S+A=3402.14+2144.9

49、9=5547.13N, 故2S+A1S，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构可 48200 C N 0 43500 C N 2、计算当 量载荷 3、校核轴 承寿命 知轴承 I 将保持平衡，故两轴承的轴向力为 ： 12+Aa FS=5547.13N, 22a FS=3402.12N。 比较两轴承的受力 ： 因 2a1a21 FFFF rr 及,故只需校核轴承 I。 2 2、计计算算当当量量载载荷荷 由 10 5547.13 552000.10 a FC ,查表 11.12 得0.68e 。 113402.14 6152.040.9020.68Fa Fre 由机械设计第五版表 11.12 得 X=0.41,Y=0.87 当量动载荷 12 0.41 6152.040.87 4682.206594.11 rr PXFYFN 3 3、校校核核轴轴承承寿寿命命 轴承在 100 摄氏度