课程设计二级减速器

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1、课程设计二级减速器机械设计课程设计2010-2011 第 2 学期姓 名：唐帅08120227班 级： 工程机械2班指导教师：陆兆峰成 绩：日期：2011年4月目录1. 设计目的2. 设计方案3. 电机选择4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 传动件的设计计算6. 轴与轴上零件的设计计算6.1 、确定轴的最小直径6.2 、联轴器的选择6.3 、键的选择和计算6.4 、滚动轴承的选择6.5 、根据轴向定位的要求确定低速轴的各段直径和长度6.6 、求作用在齿轮上的力6.7 、轴上的载荷分析55 / 596.8、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度6.9、精确校核轴的疲劳强度7. 箱体结构的设计8. 润

2、滑设计9. 密封设计10. 其他附件的设计11. 小结1. 设计目的1.1设计一带式运输机传动装置1.2带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如图1.3、已知条件：1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环 境最高温度35 C;2）使用折旧期：8年;3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4 ）动力来源：电力，三相交流，电压380、220V ；5）制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。6）滚筒效率为0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）1.4设计数据：运输带工作 拉力F=4200N，运输 带工作速度 v=1.9m/s，卷筒直径D=450mm

3、。1.5传动方案二级同轴式圆柱齿轮减速器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、冈H度差，中间轴承润滑较困难。2. 设计方案总体设计方案见图如图:3.电机选择设计内容计算与说明结果1.选择电按工作要求和工作条件选用 Y系列三相鼠动机的笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式类型结构，电压为380V2.选择电 动机的 容量工作机的有效功率为cFV42001.9Pw7.98KW1000 1000从电动机到工作机输送带间的总效率为：2321 . 2.3 . 4式中，1, 2, 3, 4分别为联轴器，轴承，齿 轮传动和卷筒的传动效率，由机

4、械设计手册 表9.1可知10.99, 20.98, 30.97, 40.960.992 0.983 0.972 0.96 0.833所以电动机所需工作功率为Fd 卫 Z98 9.58KW0.833Pw =7.98KW0.833Pd 9.58KW3.确定电 动机转 速按表9.1推荐的传动比合理范围，一级圆柱 出轮减速器传动比i 840，而工作机卷 筒的转速为60 1000v60 1000 1.9r/nw 81 pminD450/ min所以电动机的可选范围为：nd i nw (8 40) 62(648 3240)人巾符合这一范围的同步转速为750r/min,1000rmin,1500r/min

5、三中 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量与价格等nw 81r/min因素，为使传动装置结构紧凑， 决定选用同 步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的安装，容量和转速，由电机产 品目录或有关手册选定电机型号为 Y160L6其主要性能如表所示，电动机主要外形和安 装尺寸Y160L 6型电动机的主要性能电机型号额定 功率(KW)满载转速r/min起动转矩最大转矩Y160-6L119702.02.03.1计算传动装置的总传动比i并分配传动比设计内容计算与说明结果1.总传动nmi一97011.975i 11.975nw81比2.分配传i i ii i3.46动比同轴：i iJiJ11.975

6、 3.464.计算传动装置的运动和动力参数设计内容计算与说明结果1.各轴nnm970r；mi nn970r/mi n的转nni970.280.3rmin 3.461n280.3rj min速n280.3 一 ，ni81r/min 3.46n81 r minn卷n81r/minn卷81 r/min2.各轴PFd. i9.58 0.999.48KWP9.48KW的输PP.:.39.48 0.98 0.97 9.058KWP9.015KW入功PP .2. 39。15 0.98 0.978.57KWP8.57KW率P卷P .48.57 0.968.277KWP卷8.227KW3.各轴电动机轴的输出转矩

7、为Td94.320N m的输Td9.55106 巴 9.55 106 也nm970入转Td9.432 104N mm矩故各轴转矩为T93.370N mT307N mT1010N mT卷969.73N mTTd ,9.432 104 0.99T 9.337 104N mmTT2 3 i 9.337 104 0.98 0.97 3.46T3.07105NmmTT23 i3.07 105 0.98 0.97 3.46T1.01106NmmT卷T211.01106 0.96T卷 9.6973 105N mm5. 传动件的设计计算5.1齿轮设计5 . 1.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算设计内容计算与说明

8、结果1.选（1）选用斜齿（2）大、小齿轮均为锻钢，小齿轮45钢择材材料为45钢（常化），硬度为200HBS，大齿轮材小齿轮常化处料、热料为45钢（常化），硬度为170HBS （ 3）选用精理处理度等级为8级大齿轮常化处方式理与公8级精度差等级（1 ）因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为2.初 步计 算传 动的 主要 尺寸d3 2TU1 ZH ZEdUH1）小齿轮传递转矩为T 9.337 104N mm2）初步选载荷系数Kt 1.63）选取齿宽系数d 0.814） 由表查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa25）初选螺旋角146） 选取区域系数ZH2.4337）齿

9、数比i u 3.468）初选小齿轮齿数乙23,大齿轮齿数z2 23 3.46 79.58，取 z2 80 Z29）查表得端面重合度10.76&20.87120.765 0.87 1.63510 ）许用接触应力可用下式计算按小齿轮硬度差的小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1 500MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2450MPa11）小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为9N160n 1 jLh 60 970 12 8 365 82.719 109.N12.719 10N27.859 10i3.4612）查得接触疲劳寿命系数13）计算接触疲劳许用应力H 454.5MPa2.初 步计 算传 动的

10、 主要 尺寸H 1KHN1 H lim 10.9 500450MPaS1H 1Khn 2 H lim 21.02 450459MPaS1HH 1H 2450 459454.5MPa22取失效概率为1%，安全系数S=1初算小齿轮分度圆直径dudit22ktT u 1 ZhZe4 22 1.6 7.807 103.96 12.433 189.80.8 1.6353.96454.567.237m md1t 67.237mm3.确定传 动尺 寸1）计算圆周速度d1t Ev 60 100067.237 9703.41ms60 10002）计算齿宽b与模数mntb d d1t 0.8 67.23753.7

11、9mntd1t cosZ167.237 cos14232.8mm齿高3）计算载荷系数K3.确定传 动尺 寸已知使用系数Ka 1根据v 3.38 m s，8级精度，查得动载系数力.+、jtK Ka Kv KhKh故载荷系数K 1 1.15 1.4 1.2852.074）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径IK；2.07d1 d1t367.237 3 73.269mmKt、1.65）计算模数mnd1 cos73.264 cos14 o _ _mn 3.09mmz123取 mn 3.5mm6）计算传动尺寸中心距为mn Z1 Z23 23 80a1 185.7mm2 cos2 cos14圆整为a1186

12、mm则螺旋角为mn Z1 Z23.5 23 80 一 “arccos arccos14.282 a12 186因 值改变不多，故参数，K ,Zh等不必修正故z1 mn23 3.5d1 - 83.067mmcoscos14.28K 2.07a1186m m14.28d183.067mmd2 Z2 mn80 3.5288.933mmcoscos14.28b d d!0.8 83.06766.453mm员整取B2 70mm,B!B2 5 10 mm取 B175m m4 .校核齿 根弯 曲疲 劳强 度1 ）按2KT y y yF,a ga 丫Fd1bmn2）确定公式内各计算数值K 2.074T 9.3

13、37 10 N mmd183.067 mmmn 3.5mm1.6350.318 d z tan根据重合度0.318 0.8 23 tan14.281.49查得螺旋角影响系数Y 0.883）计算当量齿数一z12325 27vcos3cos314.28.zV2339187.99cos3cos314.284）查取齿形系数5）查取应力校正系数6）查取小齿轮的弯曲疲劳强度极限4 .校核齿 根弯 曲疲 劳强 度7）取弯曲疲劳强寿命系数8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4KFnifei 0.85 250fiFNJ_旦 151.78MPaS1.4K fn 2 FE20.88 220F2138

14、.28MPaS1.42KTF1, fYFa1 YSa1 丫d1B1mn42 2.07 9.337 10“故 F1 2.61 1.59 0.88故83.067 75 3.5 1.635F1 39.60 MPaF1F2YFa2 Ysa2 丫dmin2 2.07 9.337 104c “F2 2.18 1.78 0.8883.067 70 3.5 1.635f 250.03MPaf 2满足齿根弯曲疲劳强度5.计 算齿 轮传 动与 其几 何尺 寸1）端面模数mn3.5mtmm 3.612mmcoscos14.282）齿顶咼*ha ha mn 1 3.5mm3.5m m3）齿根高* *hfhac mn1

15、 0.25 3.5mm 4.375mm4）齿全咼h hf ha 3mm 3.75mm 7.875mm5）顶隙*c c mn 0.25 3.5mm0.875mm6）齿顶圆直径da1 d1 2ha 83.067mm 2 3.5m m 90.067mmda2 d2 2ha 288.933mm 2 3.5mm 295.933mm7）齿根圆直径df1 d1 2hf83.067mm 2 4.375mm 74.317mmdf2 d2 2hf 288.933mm 2 4.375mm 280.183mmmt 3.612m mha 3.5mmhf 4.375mmh 7.875m mc 0.875mmda1 90.

16、067mm da2 295.933mmdf1 74.317mmdf2 280.183m m5 . 1.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算设计内容计算与说明结果1.选由于低速级传递的转矩大，故齿轮副相应的材料硬小齿轮20 Cr择材度要大于咼速级得材料。大齿轮40 Cr料、热（1）选用斜齿（2）大、小齿轮均为锻钢，小齿轮小齿轮渗碳后处理材料为20 Cr,（渗碳后淬火）硬度为 300HBS，大淬火方式齿轮材料为40C,调质），硬度为270HBS （ 3）选大齿轮调质与公差等级用精度等级为8级8级精度2.初 步计 算传 动的 主要 尺寸（1 ）因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳 强度进行计算。其设计公

17、式为| 2dJ2QTu 1 Zh Zed3t 3lduH1）小齿轮传递转矩为T 3.07 1 05 N mm2）初步选载荷系数Kt 1.63）选取齿宽系数d 114） 由表查得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa25） 初选螺旋角146） 选取区域系数ZH2.4337）齿数比iu 3.468） 初选小齿轮齿数z3 23,大齿轮齿数Z423 3.9679.58，取乙 809）查表得端面重合度30.765,40.87340.765 0.87 1.63510 ）许用接触应力可用下式计算按小齿轮硬度差的小齿轮接触疲劳强度极限Hlima 690MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 4 640M

18、Pa11)小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为N28N37.858 10N48N37.858 102271 108i3.4612)查得接触疲劳寿命糸数H 697.5MPa13)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1KHN3 H lim 31 .02690703.8MPaH3S1K HN4 H lim 41.08 640691.2MPaH4S1H 3H 4703.8691.2Q-7H2 2d3t 69.760mm初算小齿轮分度圆直径datd3t1 2J2kj u 1 ZhZe dUh3I5,12 1.6 3.07 10 3.46 122.433 189.81 1.6353.46697

19、.569.760mm3.确1)计算圆周速度疋传vd3t n269.76 280.31.02 m/s60 1000 60 1000动尺2)计算齿宽b与模数mnt寸bd d3t 1 69.760 69.76mmmntd3t cos69.76 cos14Z3232.94mm齿高3.确定传 动尺 寸h 2.25 2.946.615b 69.760“ “h 6.6153）计算载荷系数K已知使用系数Ka 1根据v 0.87m s，8级精度，查得动载系数故载荷系数K Ka Kv Kh KhK 1 1.1 1.4 1.3522.084）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径d3 d3t3K 69.76 J2.08

20、76.135mm3 1.65）计算模数mnd3 cos83.067 cos14一mn 3.21mmZ123取 mn 3.5mm6）计算传动尺寸中心距为mn Z3 Z43.5 23 80a2186mm2 cos2 cos14圆整为a1186mm则螺旋角为mn Z3 Z43.5 23 80 八“arccosarccos 14.282 a22 186因 值改变不多，故参数，K ,Zh等不必修正故K 2.08a2186m m14.28d383.067mmz3 mn23 3.5d33 n83.067mmcoscos14.28d4 三480 3.5288.933mmcoscos14.28b d d31 8

21、3.06783.067mm员整取B4 85mmB3B45 10 mm取 B190m m4 .校核齿 根弯 曲疲 劳强 度1 ）按2KTy y yFT Fa T Sa TFdsbmn2）确定公式内各计算数值0.318 d z3 tan根据重合度0.318 1 23 tan 14.281.86查得螺旋角影响系数Y 0.883）计算当量齿数Zv3 25.27coscos 14.28Z491 cczv4 3 3 87.99coscos 14.284）查取齿形系数5）查取应力校正系数6）查取小齿轮的弯曲疲劳强度极限7）取弯曲疲劳强寿命系数4 .校核齿 根弯 曲疲 劳强 度8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲

22、劳安全系数 S=1.4KfN3FE30.88480F3 301.71MPaS1.4K FN 4FE4 095 440f4298.5MPaS1.42KTF 3YFa3 Ysa3 丫dsBsmin52 2.08 3.07 105故 f3 2.62 1.59 0.88咚83.067 90 3.5 1.635F3 109.42MPaF32KT丫丫丫F 4 T Fa4 T Sa4 TdsBqmn5F42 28 彳07 102.20 1.78 0.8883.067 85 3.5 1.635F4 108.91MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿 轮传 动与其几 何尺 寸1）端面模数mt 3.612mmh

23、a 3.5mmhf 4.375mmh 7.875m mc 0.875mmda3 90.067m m da4 295.933mmdf3 74.317m mdf4 280.183m mmn3.5mt mm 3.612mmcoscos14.282）齿顶咼*ha ha mn 1 3.5mm3.5m m3）齿根高hf hac* mn1 0.25 3.5mm 4.375mm4）齿全咼h hf ha 3.5mm 4.375mm7.875mm5）顶隙*c c mn0.25 3.5mm 0.875mm6）齿顶圆直径da3 d3 2ha 83.067mm 2 3.5mm 90.067mmda4 d4 2ha 28

24、8.933mm 2 3.5mm 295.933mm7）齿根圆直径df3 d3 2hf 83.067mm 2 4.375mm 74.317mmdf4 d4 2hf288.933mm 2 4.375mm 280.183mm5.3斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算与轴承的选择校核提供数据，作用力的计算如下设计内容计算与说明结果1.高（1）已知条件高速轴传递的转矩为速T 9.337 104 N mm,转速为 n 970r min ,级高速机齿轮的螺旋角14.28，小齿轮左齿旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径轮d183.067mm传（2）齿轮1的作用力圆周力为

25、动l2T12 9.337 104 ki Fte1N 2248Nd183.067的其方向与力作用点圆周速度方向相反Fae1572.2N作径向力为用tan ntan20Fre1Fte1n 2248N 844.3Ncoscos14.28力其方向为由力的作用点指向轮 1的转动中心Fne12468.5N轴向力为Fae1Fte1 tan2248 tan 14.28 N 572.2N其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为FFte12248n 2468 5N厂 ne1N2468.5 Ncos n coscos20 cos14.28（

26、3）齿轮2的作用力从动轮2各个力与主动齿轮1上相应的各力大小相等，方向相反2.低（1）已知条件 中间轴传递的转矩速级T 3.07 105 N mm，转速为 n280.3r/min，低齿轮速级齿轮的螺旋角14.28。为使齿轮3的轴向传动力与齿轮2的轴向力互相抵消 部分，低速级的小的作齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为用力d380.067mm（2） 齿轮3的作用力圆周力为2T22 3.07 105Fte32N 7391.6Nd383.067其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Fre3 Fte3 tan n 7391.6 tan20 N 2776.1N coscos14.28其方向为由力的

27、作用点指向齿轮3的转动中心轴向力Fae3Fte3 tan7391.6 tan 14.28 N 1881.3N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴 线，并使四指的方向顺着轮的方向，此时拇指的指 向即为该力的方向法向力为Fne3Ft 73916N 337118.9Ncos n coscos20 cos14.28（3） 齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，方向相反。Fte3 7391.6NFre32776.1NFae3 1881.3NFne3337118.9N6. 轴与轴上零件的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂内径与宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴

28、连接的半联轴器的选择同步进行 6.1高速轴的设计与计算设计内容计算与说明结果1.已高速轴传递的功率 P 9.58KW，转速口 970”min，知条小齿轮分度圆直径d! 83.067mm，齿轮宽度件b| 75mm2.选因传递的功率不大，并对重量与结构尺寸无特殊45钢，调质处理择轴要求，故选用常用的材料 45钢，调质处理的材料3.初由机械设计表15-3查得C（即Ao） 103126,考虑轴算轴端既承受转矩，也承受弯矩，故取中间值C=110，径则；9.58dminC 110 3mm 23.60mm卜V 970dmin 24.3mm轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d123

29、.6mm 23.6 (0.03 0.05)mm 24.3 24.78mm4.结构轴的结构构想如图6-1所示设计（1 ）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构。 该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，4.结构设计可按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处幵始设计(2)联轴器与轴段1的设计 轴段1上安装联 轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为 补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动， 选用弹性柱销联轴器。查表得取Ka 1.5，则计算 转矩为TC KaTi 1.5 9.432 1 04 1 41480N mm由表查得 GB/T5014-2003 中的LX

30、3型联轴器符合要求，公称转矩为1250 N m，许用转速 4750r/min, 轴孔范围为 3048mm，由于d 25.78mm，且电机轴径为42mm，则联轴器毂 孔直径为42mm，轴孔的长度为82mm ，J型轴 孑L, A 型键，代号 LX3 4282GB/T5014-2003，相应的轴段1的直径4 30mm，其长度略小于毂 孔宽度，取L1 80mm(2)密封圈与轴段2的设计在确定轴段2的轴 径时，应同时考虑联轴器的轴向固定与密封圈的 尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩咼度h 0.07 0.1 d10.07 0.1 30mm 2.13mm轴段2的轴径d2 d1 22.13 mm，其最终由密34.1

31、 36mm圭寸圈确定。该处轴的圆周速度均小于 3ms，可选d2 35mmd 40mmd6 40mmL6 18mm4.结构设计用毡圈油封，查表得，选取毡圈35FZ/T92010-1991 ，则 d2 35mm（3）轴承与轴段3和轴段6的设计 考虑齿轮 有轴向力存在，且有较大的圆周力和径向力作用， 选用圆锥滚子轴承。轴段 3上安装轴承，其直径 应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为30208，由表查得轴承内径 d 40mm， 外径 D 80mm，宽度 B 18mm， T 19.75mm，内 圈定位直径da 47mm，外圈定位直径 Da 73mm， 对轴的力作用点与外圈大端面的距离 03

32、16.9mm，故d3 40mm。该减速器齿轮的圆周速度小于2ms，故轴承采用脂润滑，需要挡油环。 为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内 壁的轴承端面距箱体内壁距离取12mm通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则 d6 40mm，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱 体内部，该处轴承采用油润滑，润滑油由高速级 大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座 端面共面，故可取 L6 B 18mm。L4 73mmd5 48mmL5 10 mmBX1 95mm8mmL2 72mmL3 42mm（4）齿轮与轴段4的设计 该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装， d4应略大于d3，可初定d4 42mm。齿轮分度

33、圆直径比较小，采用实心式，4.结构设计齿轮宽度为bi 75mm，为保证套筒能够顶到齿轮 左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取L4 73mm(5) 轴段5的设计 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h 0.07 0.1 d40.07 0.1 42mm 2.94 4.2mm取h 3mm ，则轴肩直径d5 48mm ，取L51 10mm 0该轴段也可提供右侧轴承的轴向定位。齿轮左端 面与箱体内壁距离，以与齿轮右侧轴承座端面的 距离BX1 2 1 Q 2 10 75 mm 85mm(6) 轴段2和轴段3的长度 轴段2的长度除 与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度与轴承端盖等零件有关。轴承座的厚度 L

34、q q 58 mm，由表可知，下箱座壁厚0.025a 3mm 0.025 176mm 3mm 7.4mm 8mm取8mm，地脚螺栓为 d 0.036a 12 18.696，取d M20 ，取轴承旁连接螺栓为(11.2)0.4d 10mm，则取轴承旁连接螺栓为 M16，则G 22mm，c 20mm，箱体轴承座宽度11|262.35mm|350.35mm1L 8 22 205 8 mm 55 58mm,取L 55mm；可取箱体凸缘连接螺栓为（11.2）0.4d 10mm , 取箱体凸缘连接螺栓为 M10 ,轴承端盖连接螺钉 为 0.4d0.4 20mm 8mm，取为 M8，由表，轴承端盖凸缘厚度取

35、为Bd 10mm ;端盖与轴承座间 的调整垫片厚度取为t 2mm ;端盖螺钉连接查表得，取为螺栓GB/T 5781 M825;为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取 联轴器毂端面与轴承端盖表面距离K 30 mm，则有L2 L Bd K tB55 10 35 2 12 18 mm 72mm轴段3的长度为L3B 1 2mm 12 18 10 2 mm42mm（7）轴上力作用点间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离a3 21mm，则由图6-a可得 轴的支点与受力点间的距离为L 轴孔 |Dl1L2 a3 T B82+72+16.9-19.75+18 mm2146.15mm12 T i

36、 号 a37519.75 12 10 16.9 mm262.35mmb7513 L5 T a3+10+19.75-16.9 mm 50.35mm22i5.键连联轴器与轴段1间采用A型普通平键连接，查表接得，取其型号为键 18 70GB/T 1096-1990 ，齿轮与轴段4间采用A型普通平键连接，查表选其型号为键 12 70GB/T 1096-19906.轴的（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图受力分6-b所示FR1H588 N析（2）计算支撑反力在水平面上为_ ,_ d1Fre13Fae1 丁F 2l2l383.067256.3N844.3 50.35572.2 1 R2 H262.35 5

37、0.35588NFr2HFre1 FR1H844.3 588 N256.3NF R1V1004.3N式中的负号表示与图中所画的方向相反F R2V1243.7N在垂直平面为lFte1l3 2248 50.35 Fr1v1004.3NF R11163.8 Nl2 l362.35 50.35Fr2vFte1 Fr1v 2248N 1004.3N 1243.7NF R21269.8N轴承1的总支座反力为6.轴的受力分析Mb2 2 bH M bV236668.1Ma 0N mmMb72564.3 N mmMb/63934 N mmT 93370N mmFR1、Fr1H2 Fr1V2、；5882 1004

38、.32 1163.8N轴承2的总支座反力为Fr2_Fr2V2256.32 1243.721269.8N(3)画弯矩图弯矩图如图6-C所示在水平面上，a-a剖面为M aH ON mmb-b剖面右侧为MbH/Fr2hI3256.3 50.35N mm 12904.7N mmb-b剖面左侧为MbH MbH/ Fae1d1283.06712904.7.7 572.2 36668.1N mm2在垂直平面上为MaV 0N mmMbVFR1Vl21004.3 62.3562618.1N mm合成弯矩图，a-a剖面为M a . M aH2 MaV2 0N mmb-b剖面为262618.172564.3 N m

39、mb-b剖面右侧为Mb/.M/bH22 bV212904.7262618.163934 N mm(4 )画转矩图转矩图如图6-f所示T 93370N mm7.校核因b-b剖面左侧弯矩大，冋时作用有转矩，轴的强且有键槽，故b-b左侧为危险剖面度其抗弯截面系数为3 2Wd4 bt d4 t322d44231 2 54 2 5322426292mm3抗扭截面系数为3 2d43 bt d4 tWt -4162d44231 2 54 2 5162 42313562mm弯曲应力为Mb 72564.3b Mpa 11.53MpaW6292扭剪应力为T 93370 Mpa 6.88MpaWT 13562按弯扭

40、合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为e J b242轴的强度满足要J11.532 40.6 6.88 225.19Mpa求由表查得45钢调制处理抗拉强度极限B1b640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力60Mpa， eib，强度满足要求8.校核联轴器处键连接的挤压应力为键连接pl4T4 9337028.68Mpadihl30 7 70 8的强度齿轮处键连接的挤压应力为4T4 93370P219.1Mpad4hl42 8 70 12取键、轴的材料都为钢，由表查得键连接强度足够p120150Mpa，plp，强度足够高速轴的结构构想图同轴式

41、减速器箱体内壁宽度与高速轴和低速轴的长度有有关，而中间周的长度 由箱体内壁宽度，高速轴和低速轴共同确定，故先设计低速轴然后设计中间轴 轴。6.2低速轴的设计与计算设 计 内 容计算与说明结果1. 已 知 条 件低速轴传递的功率 P3 8.570KW 转速n3 81r/min，齿 轮4分度圆直径d4 288.933mm，齿轮宽度b4 85mm2.选 择 轴 的 材 料因传递的功率不大，并对重量与结构尺寸无特殊要 求，故选用常用的材料 45钢，调质处理45钢，调质处理3.初由机械设计表15-3查得C（即AJ 103126 ,考虑轴端只承受转矩，故取小值 C = 106，则算轴径dmin C3匡 1

42、10 48.57mm 52.02mm 血 81轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5% ,轴端最细处直径d!52.02mm 52.02 (0.030.05)mm 53.59 57.77mmdmin 53.59mm4.结 构 设 计4.结构 设 计轴的结构构想如图6-1所示(1) 轴承部件的结构设计为方便轴承部件的拆装， 减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小、轴 不长，故轴承米用两端固定方式。然后，可按轴上零 件的安装顺序，从轴的最细处幵始设计(2) 联轴器与轴段1的设计 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联

43、 轴器。查表得取Ka 1.5，则计算转矩为Tc KAT； 1.5 1.01 106 15150000N mm由表查得GB/T5014-2003 中的LX4型联轴器符合要 求，公称转矩为 2500 N m，许用转速 3870r/min, 轴孔范围为4063mm ，由于d 57.77mm ,，取联轴 器毂孔直径为60mm，轴孔的长度为107mm ，J型 轴孔，A型键，联轴器主动端代号LX460 107GB/T5014-2003，相应的轴段1的直径d1 60mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1 105mmd2 70mm4.(3)密封圈与轴段2的设计 在确定轴段2的轴径时,应同时考虑联轴器的轴向固定与密

44、封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h 0.07 0.1 d10.07 0.1 60mm 4.2 6mm轴段2的轴径d2 d1 2426mm68.4 72mm，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3ms，可选用毡圈油封，查表得，选取毡圈70JB/ZQ4606-1997，则 d2 70mm(4)轴承与轴段3和轴段6的设计 考虑齿轮的轴向力较大，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为30215，由表查得轴承内径d 75mm，外径D 130mm，宽度B 25mm，T 27.75mm，内圈定位直径 da 85m

45、m，外圈定位直径Da 115mm，轴上定位端面圆角半径最大为陰1.5mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离03 27.4mm，故d3 75mm。该减速器齿轮的圆周速度小于2ms，故轴承采用脂润滑，需要挡油环。为补偿箱体铸造误差和安装挡油环， 靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取12mm通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6 75mm，dad6I5d4L4d51-5BX275mm75mm25mm53.5mm76mm90mm87mm10 mm112mm同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴结 构 设 计承采用油润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取， 可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故

46、可取 L6 B 25mm。该处轴承与咼速轴右端轴承共用一个 轴承座，两轴承相临端面间距取为6.5mm，满足安放拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，即15 19.75 27.25 6.5 mm53.5mm(5) 齿轮与轴段4的设计该轴段上安装齿轮，为 了便于齿轮的安装，d4应略大于d3，可初定 d4 76mm 。齿轮4轮毂的宽度范围为I41.21.5 d5 91.2114mm，取 其轮毂 宽度为l4 92mm，其左端面与齿轮左侧轮缘处于冋平面 内，采用轴肩定位，右端采用挡油环固定。为使套筒 端面能够顶到齿轮端面，轴段4的长度应比齿轮4的 轮毂略短，取L4 90

47、mm(6) 轴段5的设计齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h 0.07 0.1 d40.07 0.1 76mm 5.32 7.6mm取h 5.5mm，则轴肩直径87mm，齿轮左端面与 轮毂右端面距箱体内壁距离均取为1 10mm，则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离L2 65mmL3 49mm11 52.35mm12 68.35mm13 143.65mm4.结构设计BX2 2 i 14 2 10mm 92mm 取 L5i 10mm 该轴112mm段也可提供轴承的轴向定位。(7) 轴段2和轴段3的长度 轴段2的长度除与轴 上的零件有关外，还与轴承座宽度与轴承端盖等零件 有关。为在不拆联轴器的条

48、件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取联轴器毂端面与轴承端盖表面距离K 35mm，则有L2 L Bd K tB55103521225 mm 65mm轴段3的长度为L3B 1l4L412 25 10 9290 mm49mm(8) 轴上力作用点间距轴承反力的作用点与轴承 外圈大端面的距离a3 27.4mm，则由图6-a可得轴的 支点与受力点间的距离为h b L5 T a3285+10+27.25-27.4 mm252.35mmI2 T1 I4? a?28527.25 12 10 92 一 27.4 mm268.35mm84mm107l3L2 a3 T B+65+27.4-27.25 25 mm2214

49、3.65mm5.联轴器与轴段1间采用A型普通平键连接，查表得，键取其型号为键 18 100GB/T1096-1990，齿轮与轴连段4间采用A型普通平键连接，查表选其型号为键接22 80GB/T 1096-19906.（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图6-b所示轴（2）计算支撑反力在水平面上为FR2H679.7N的FJ2Fae4 学F 2FR2H受l1 l2288.9332276.1 68.35 1881.3 2力52.35 68.35FR1H3455.8N分679.7NFR1HFre4 FR2H2776.1 679.7 N 3455.8N析式中的负号表示与图中所画的方向相反F R2V4185

50、.7N在垂直平面为F R1V3205.7NF血27391.6 68.35F R2V4185.7 Nh I252.35 68.35FR1VFte4 Fr2V 7391.6N 4185.7N 3205.7NF R23205.9N轴承1的总支座反力为F R14713.8NFR2 JfR2H2 FR2V2 J679.72 4185.723205.9N轴承2的总支座反力为FR1 JfR1H2 FR1V2 J3455.82 3205.924713.8N（3）画弯矩图弯矩图如图6-c所示6.轴 的 受 力在水平面上，a-a剖面左侧为MaMa/222144.6 N mm322190.1N mmMaHFr2hI

51、i697.7 52.35a-a剖面右侧为M /aHFrihI23455.8 68.35N236203.9 N mm在垂直平面上，a-a剖面为36524.6N mmmm分MaVFR2VI1 4185.7 52.35 219121.4N mmT1010000N mm析合成弯矩图，a-a剖面左侧为MajMaH2 Mav26524.62219121.42N mm222144.6N mma-a剖面右侧为Ma/ 椒养 MaV2f22yj 236203.9219121.4322190.1N mm（4）画转矩图转矩图如图6-f所示T 1010000N mm7.因a-a剖面右侧弯矩大，冋时作用有转矩，故a-a校剖面右侧为危险剖面核其抗弯截面系数为轴3 2Wd4bt d4 t322d4的7632 2 97 6 9322 76强337227.0mm度抗扭截面系数为8 校 核键 连32d43btd4 tW162d47632 29769162 7680301.5mm3弯曲应力为M/a 322190.1 “b Mpa 8.65MpaW37227