机械课程设计两级(分流式)圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计

算说明

题 目两级（分流式）圆柱齿轮减速器院 （系）： 汽车与交通学院 专业班级： 车辆工程***班 学 号： 设计人 ： 指导老师： 韦丹柯

完成时间：

目录

一．设计任务书………………………………

二、传动方案拟定…………….………………………………. 三、电动机的选择……………………………………….……. 四、计算总传动比及分配各级的传动比……………………… 五、运动参数及动力参数计算………………………………… 六、传动零件的设计计算……………………………………… 七、轴的设计计算……………………………………………… 八、滚动轴承的选择及校核计算……………………………… 九、键联接的选择及计算……………………………………… 十、联轴器的选择……………………………………………….. 十一、润滑与密封………………………………………………….. 十二、参考文献………………………………………………… 十三、附录（零件及装配图）………………………………

计

算

及

说

明

结

果

一 . 设计任务书(一) 设计题目：设计带式运输机的两级(分流式)圆柱齿轮减速 器(如下图) ,用于装配车间，双班制工作，工作比较平稳，使用寿命 为 8 年(轴承寿命为 3 年以上) 。其原始数据如下： 参数 滚筒直径 D 输送带速度 v (m/s) 输送带从动轴所 需扭矩 T(N·m)

L'h =12000h

(mm)题号 6 370

0.8

500

F=5500N V=1.2m/s D=400mm

分流式二级圆柱 齿轮减速器(二) 设计内容 (1)确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图； (2)选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算； (3)传动系统中的传动零件设计计算； (4)手绘减速器装配图 1 张(A1 或以上，比例 1:1) ;

计

算

及

说

明

结

果

二、传动装置总体设计方案: 输送机由电动机驱动，电动机 1 通过带传动 2 将动力传 入减速器 3, 再经联轴器 4 传至输送机滚筒 5, 带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，高速级 和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。n w =41.32r/min Pw =2.16 kw

三.电动机的选择1)带机构的输入转速为

η =0.79

nw =

1 1 0 06 06. 0 0 0 08 0v 0 = ri 4 ri / n. / n m3 =2 1m D 33 . 17 40

2)带式运输机所需的工作功率为 T 5 n 0 0 P w k 2w w6 k . 1 w 9 5 5 9 0 5 5 0 3)传动系统总效率为3 4 1 24 3 3

= 0 . 9 5 4

Pd =2.73kw Ped =11 kw

其中， 1 为 V 带的效率,

2 为三对齿轮传动的效率，

3 为四对轴承的效率， 4 为联轴器的效率，4)电动机所需工作功率为：P 26 . 1 P w k 7w w23 . k d 09 . 7

5) 根据动力源和工作条件， 电动机的类型选用 Y 系列三相异步电动机。 电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500 r/min 和 1000 r/min, 以便比较。 根据电动机所需工作功率 P d =2.73 kw 查表 8-53 和表 8-54 确定如 下两个电动机选择方案：

计方案 电动机型 号 率 /kw

算额定功 /( r

及电动机转速 )

说外伸轴 径/mm

明外 伸 轴 长 /mm 中心高 /mm

结

果

电动机型号为 Y100L2—4

min

同 步 1 2 Y100L2-4 Y132S-6 3 3 转速 1500 1000

满 载 转速 1420 960 28 38 60 80 100 132

因为方案 1 转速高，所以选择方案 1。

四、确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 传动比分配n 12 40 传动系统的总传动比为： i m 4 7 3. 3 n 4. 2 1 3 wi=34.37

i j =11.46i1 = 3.55 i2 =3.23

带 传 动 的 传 动 比 取 为 i 1 =3 , 则 减 速 器 总 传 动 比 为i 3. 7 4 3 i 1 6 1. 4 j i 3 1

则两级 (分流式) 圆柱齿轮减速器高速级的传动比 i 1 . 5 . i 3 1j 5 2ij 1 .4 16 .2 33 低速级的传动比 i 3 i 35 .5 2

i3 =3.23

(2)各轴转速计算

nI 473.33r/min nⅡ=133.33r / minn Ⅳ = nⅢ =41.32r/min

n = nm /i0 =1420/3=473.33r/minnⅡ = n / i =473.33/3.55=133.33r/min Ⅰ 1n Ⅳ = nⅢ =41.32 r/min

(3)各轴输入功率计算P = p 1 =3×0.95 kw=2.85 kW Ⅰ PⅡ = pⅠ 2 2

PI =2.85 kwPII =2.63 kwPIII =2.50 kw PIV =2.43 kw

3 =2.85× 0.79 2 ×0.98 kw=2.63 kW

PⅢ = PⅡ 2 4 =2.63×0.97×0.98 kw=2.50 kW

PⅣ = PⅢ 3 η4=2.50×0.98×0.99 kw=2.43kW(4)各轴输入转矩计算

TⅠ =9550 P / n =9550×2.85/473.33 ==57.50 N· m ⅠTⅡ =9550 PⅡ / nⅡ =9550×2.63/133.33==188.38 N· m

TⅢ =9550 PⅢ / nⅢ ==9550×2.50/41.32=577.81 N· m

计

算

及

说

明

结

果

m T Ⅳ =9550 PⅣ / n Ⅳ ==9550×2.43/41.32=561.63 N· 各轴运动与动力参数 项目 转速 r/min 功率 kW 转矩 N m 高速轴Ⅰ 473.33 2.85 57.50 中间轴Ⅱ 133.33 2.63 188.38 低速轴Ⅲ 41.32 2.50 577.81 滚筒轴Ⅳ 41.32 2.43 561.63

TI 57.50 N mTII 188.38TIII 577.81 TIV 561.63

N m N m N m

五、传动零件设计计算(一).设计V带和带轮1、确定计算功率 由课本 P 1 5 6 表 8-7 查得工作情况系数： K . 2 A 1

PA 34 ,式中 P . w 1 . 2 4 k c k a的额定功率,既电机的额定功率. 2 选择 V 带的带型

为工作情况系数， p 为传递

Pca 4.4kw选用带型为 A 型带

根据 P . k ,n=1420r/min 由图 8-10 选用带型为 A 型带. 4 c a 4 w 3、确定带轮的基准直径dd并验算带速 v 1)初选小带轮基准直径 dd1

d1= 0 m d 9m

。由表 8-6 和表

8-8,取小带轮基准直径 V=6.69 m/s

d1= 0 m d 9m 。d 8m 0m d 2 2 2)验算带速 v d n 4 92 00 1 Vd 1 m 9,在 5~25m/s 范围内， / 6/ s.m s 6 60 60 00 00 1 0 1 0 故带速合适。 L 40 m 0 d 1 m 3)计算大轮的基准直径 d d 2 。

did3 m 据 课 本 表 8-8 , 圆 整 后 取 d 0 0, 根 97 m d 2 2 1 d 8m。 0m d 2 2

4、确定 V 带的中心距 a 和基准长度d 2 a ( ) d2 ) 1)根据 0.7 ( 2 d ,所以初定中心距 a 0m 。 1d 0 1 0 40 m

2)计算带所需的基准长度,

dd ) ) ( 2 1 .5 mm查课本表 8-2 选取 2 1 a dd 1 2 1m . 41m 0 L d 0 = 2 ( 0 2 4 a 00 带的基准长度 L 40 m d 1 m。

计

算

及

说

明

结

果

3)计算实际中心距 a 。 L L a d d5150 3m 圆 整 得 a =400mm a (1 4 0 取 04 / 9 m 00 1 2 . . 10 ) 8 , 8 0 2 a =400mm 1 154 90 5、验算小带轮包角 1

d 8 d 0 0 a 1 1 ,包角合适。 9 1 8 4 5 02 1 1

6、确定 v 带的根数 z 1)计算单根 v 带的额定功率 Pr 由 d1 0 m 9m 和小带轮的转速 n 12 r/ m ,查课本表 8-4a 得p0=1.053kw。 40 in dkw。

Pr =1.08 kw

根据 n 12 r/ m ,i=3.55 和 A 型带，查课本表 8-4b 并由内插值法得 40 in 0 . 5 . p 0 8 1

查课本表 8-5 得 K =0.928,表 8-2 得 K L =0.96,于是 计算 V 带的根数 Z Pr = (0 k ( 35.86 p p k l= 1 0 w 0 ) . ) 9 .k kw 0 .8 29 510 0 =1.08p 3 . 6 Z c a . 3 3 3 p 18 . 0 r

选 Z=4 根带

故选 Z=4 根带。

7、计算单根V带的初拉力的最小值 F0) ( min 查课本表 8-3 可得 A 型带的单位长度质量 q 0kg ,故: . / 1 m 单根普通V带张紧后的初拉力为(2.5 k )Pca (2.5 0.928) (F0) 500 qv 2 [500 0.1 6.692 ]N min k zv 0.928 4 6.69

(F0) 119N min

(Fp) 928N min

=119N ( min 应使带的实际初拉力 F 0 > F0) 8、计算压轴力 F p 压轴力的最小值为 利用 P93 公式 5.33 可得:0 1 5 4 ( F 1 9 F2m 1i )ii ) 4 N ( z n s n2 1 n s 9 2 8 N p m i n p 2 2

计9、带轮的结构设计

算

及

说

明

结

果

小带轮：小带轮为实心式，因电动机的轴径 D=28 mm,所以选取 带轮中心孔的直径d0=28 mm,轮毂长度 L=45mm。 大带轮：大带轮为腹板式，中心孔 d=20mm,轮毂长度 L=60mm。 又因为电动机的外伸轴长 E=60mm, 所以 E-L= (60-45) mm=15 mm>10 mm, 保证了带轮与电动机之间有足够的空间，避免碰撞。

六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计 (1)选择材料、精度及参数 a . 按图 1 所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88) c . 材料选择。查图表

(P191 表 10-1) ,选择小齿轮材料为 45 钢(调质) , 硬度为 250 HBS,大齿轮材料为 45 钢(正火) ,硬度为 210 HBS,二 者的硬度差为 40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数 Z1 =18,则大齿轮齿数

8 级精度 小齿轮：45 钢(调质) 硬度：250 HBS 大齿轮：45 钢(正火) 硬度：210HBS

Z 1 =18 Z2= 64

Z 2 =3.55×18=63.9 取 Z 2 =64 u1 =3.55e .初选螺旋角β = 15

u1 =3.55

β = 15

2)按齿面接触强度设计 按下式试算

2k T u 1 Z Z d1t 3 t 1 1 H E d a u1 H 1)确定公式内的各计算数值 a . 试选载荷系数 k t =1.6 b. 计算小齿轮传递的转矩

2

①

k t =1.6

T1

9.55 105 P 9.55 2.85 Ⅰ N mm 2.875 105 N mm n1 2 473.33

T1 2.875 105 N mm

d =0.8

c. 由表 10-7 选取齿宽系数 d =0.8

计

算

及

说

明1

结

果1

d.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 e. 由 图 10-2 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限

Z E =189.8 MPa 2

H lim1 560 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim2 400MP a f. 由式 N=60nj Lh 计算应力循环次数 。

H lim1 560 MPa

H lim2 400MPa

N1 60n1 jLh =60×473.33×0.8×(8×16×300)=1.09× 109N2 N1 1.09 109 3.07 108 3.55 3.55

N1 =1.09 109 N1 =3.07 108

g.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 0.94; K HN 2 0.96 h.计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,于是

KHN1 0.94; KHN 2 0.96

K HN 1 lim1 0.94 560MPa 526.4MPa S K [ H ]2 HN 2 lim 2 0.96 400 MPa 470.4 MPa S [ H ]1 i. 查图表(图 10-30)选取区域系数 Z H =2.425 j. 查图表(P215 图 10-26)得

a1 =0.74 , a 2 =0.85

a a1 a 2 =1.59k. 许用接触应力

H =( H 1 + H 2 )/2

H =455.2 MPa

=(56.4+470.4)/2=455.2 MPa 2) 计算 a. 按式①计算小齿轮分度圆直径 d1t

d1t =45.26mm

d1t 3

2 1.6 2.875 10 3.55 1 2.425 189.8 2 ( ) mm 45.26mm 0.8 1.59 3.55 455.24

b. 计算圆周速度

v

d1t n160 1000

3.14 45.26 473.33 1.12m/s 60 1000

V=1.12m/s

计

算

及

说

明

结

果

c. 计算齿宽 b 及模数 mnt b= d d1t =0.8×45.26mm=36.21mm

b=36.21mmmnt =2.43mmh=5.46mm b/h=6.62

mnt = d1t cosβ / Z1 = 2.43mmh =2.25 mnt =2.25×2.43mm=5.46mm b/h=36.21/5.46=6.62 d. 计算纵向重合度

=0.318 d Z1 tanβ=0.318×0.8×18×tan 15 =1.23 e. 计算载荷系数 K 使用系数 K A =1, 根据 V1 =1.12m/s, 级精度查图表图 10-8 得动载系数 8

=1.23

Kv =1.09查图表表 10-4 得齿间载荷分布系数 K H 1.32 由图 10-13 查得 KF =1.27 由表 10-3 查得 KH KF =1.4 ,故载荷

系数 K=2.01

K K A KV KH KH =1×1.09×1.4×1.32=2.01f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 分度圆直径 d=46.26mm

d dt 3g. 计算模数 mn 。

K =42.87 Kt

3

2.01 =46.26mm 1.6

mn =2.48mm

mn = d1 cosβ / Z1 =46.26×cos 15 /18=2.48 mm3)按齿根弯曲疲劳强度设计 按式 mn 3

2 K1TY cos 2 YF YS 1 计算 d 1Z12 F

计1 确定计算系数 a. 计算载荷系数。

算

及

说

明

结K=1.94

果

K K A KV KF KF = 1×1.09×1.4×1.27=1.94b.根据纵向重合度 =1.59,从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y =0.87 c. 计算当量齿数

ZV 1 Z1 / cos3 18 / cos3 15 20.0 ZV 2 Z2 / cos3 64 / cos3 15 71.11b. 查取齿形系数 由表 10-5 查得 YF 1 =2.80 , YF 2 =2.238 c. 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 YS 1 =1.55 , YS 2 =1.752 d. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度 极限 FE1 =385MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 =400MPa ; 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 =0.93 , K FN 2 =0.95 。 由式

K N lim S

得 [ F ]1 =0.93×385/1.4 MPa=255.75 MPa

[ F ]1 =255.75 MPa

[ F ]2 =0.95×400/1.4 MPa=271.43 MPa

[ F ]2 =271.43 MPa

e. 计算大小齿轮的

YF YS

F

并加以比较

YF 1YS 1

F 1

=2.80×1.55/255.7=0.01697

YF 1YS 1

F 1

=0.01697

YF 2YS 2

F 2

=2.238×1.752/271.43=0.01445

YF 2YS 2

小齿轮的数值大

F 2

=0.01445

计2) 2、设计计算

算

及

说

明

结

果

2 1.94 2.875 104 0.87 cos2 150 mn 0.01697mm 1.44mm mm 0.8 182 1.593

mn =1.5

=1.34 mm 由以上计算结果，取 mn =1.5 ,按接触疲劳强度得的分度圆直径 d 1 =46.26 mm 来计算应有的齿数，于是由

Z1 d1 cos / mn =46.26×cos 15 /1.5=29.79取 Z1 =30 ,则 Z 2 u1Z1 =3.55×30=106

Z1 =30Z 2 =106

3、 几何尺寸计算 1) 计算中心距

a

( z1 z2 )mn (30 106) 1.5 mm 105.5mm 2cos 2 cos150

a =105mm

将中心距圆整为 105mm. 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角

arccos

mn ( Z1 Z 2 ) (30 106) 1.5 arccos 130 43'44'' 2a 2 105

=130 43' 44''

因 值改变不多，故参数 a , K , Z H 等不必修正 3) 计算大小齿轮的分度圆直径0 ' ''

d1 Z1mn / cos =30×1.5/cos13 43 44 =46.32mm d2 Z2 mn1 / cos =106×1.5/ cos13 43 44 =163.68mm0 ' ''

d1 =46.32mm d2 =163.68mm

4)

计算齿轮宽度

b d d1 =0.8×46.32mm=37.06mm圆整后取 B1 =40mm , B2 =45mm 5) 结构设计 由 e<2 mt1 ,小齿轮做成齿轮轴 由 160mm< d a 2 <500mm ,大齿轮采用腹板式结构

B1 =40mmB2 =45mm小齿轮做成齿轮轴 大齿轮采用腹板式结

构

计6) 、齿轮的几何参数 齿顶高： 齿根高：

算

及

说

明

结

果

ha=h*a×m=1×1.5=1.5mm hf= (h*a+c*)m=(1+0.25)×1.5=1.875mm

ha =1.5mm hf =1.875mm da1 =49.32mm df1=42.57mm da2=166.68mm

小齿轮齿顶圆直径 da1=d1+2ha=49.32mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=42.57mm 大齿轮齿顶圆直径 da2=d2+2ha=166.68mm 齿根圆直径 d f 2 =d2-2 hf =161.81mm 2. 低速级齿轮传动设计(直齿圆柱齿轮)(1)选择材料、精度及参数 a. 按图 1 所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用 8 级精度(GB10095-85) c. 材料选择 小齿轮：45 钢(调质) ,硬度为 250HBS 大齿轮：45 钢(正火) ,硬度为 210HBS d. 初选小齿轮齿数 Z3 =20 , Z 4 Z3i2 =20×3.23=64.6 取 Z4 65 e. 选取齿宽系数 d 2 =1 (2)按齿面接触强度设计 按下式试算

d f 2 =161.81mm

8 级精度 小齿轮：45 钢(调质) 硬度：250 HBS 大齿轮：45 钢(正火) 硬度：210HBS

Z3 =20 , Z4 652

K T u 1 Z d3t 2.32 3 t 2 2 2 E d 2 u2 H 1) 确定公式内各计算数值 a. 试选 K t 2 =1.3 b. 确定小齿轮传递的转矩 c. T2

95.5 105 P 95.5 105 2.63 Ⅱ N m =1.88× 105 N mm nⅡ 133.331 2

T2 =1.88×105 N mm

d. 查表 10-6 得 选取弹性影响系数 Z E =189.8 MPa

e. 查图表(P 图 10-21d)得小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim3 =560MPa ,

计 H lim4 =400MPaf. 确定应力循环次数

算

及

说

明

结

果

N1 60n1 jLh =60×473.33×0.8×(8×16×300)=1.09×109N1=1.09×109N2 N1 1.09 109 3.37 108 3.23 3.23

N2 = 3.37×108

查图表(图 10-19)取接触疲劳寿命系数

K HN 3 =0.94 , K HN 4 =0.96g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%,安全系数 S=1,于是

H 3 =0.94×560MPa=526.4MPa H 4 =0.96×400MPa=384MPa2)计算 a. 试算小齿轮分度圆直径 d3t ,代入 H 中的较小值 H 4 =384MPa 得

H 3 =526.4MPa H 4 =384MPa

K T u 1 Z d3t 2.32 3 t 2 2 2 E d 2 u2 H 5

2

d1t =97.92mm=2.32 3

1.3 1.88 10 3.55 1 189.8 2 ( ) 1 3.55 384

=97.92mm

b. 计算圆周速度 v

v

d1t nⅡ60 1000

3.14 97.92 133.33 m/s=0.68m/s 60 1000

v=0.68m/s

c. 计算齿宽 b

b= d 1t =1 97.92mm=97.92mm dd. 计算模数、齿宽高比

b=97.92mm

mt = d1t / Z1 = 97.92/20=4.90mmmt =4.90mmh =2.25 mt =2.25×4.90mm=11.03mm b/h=97.92/11.03=8.91 e. 计算载荷系数 根据 v=0.68 m/s ,8 级精度， 查图表(图 10-8)得动载荷系数 KV 2 =1.07 , h=11.03mm b/h=8.91

计

算

及

说

明

结

果

直齿轮 K H 2 K F 2 =1.4 , 直齿轮 K a =1;由表 10-2 查得使用系数

K A =1;由表 10-4 插值法查 8 级精度，查得 K H =1.34, 查图 10-13 取得齿向载荷分布系数 K F =1.27

;故载荷系数为

K = K A K V K a K H =2.01f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。

d3 dt 3

K =113.22mm Kt

g. 计算模数 m2 d3 / Z3 =113.22/20mm=5.67mm (3) 按齿根弯曲强度设计 计算公式为

m2

3

2 K 2T2 YF 2YS 2 d 2 Z32 F

⑨

1) 确定公式内各计算数值 a. 查图表(图 10-20c)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 3 =400MPa ,大 齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 4 =330MPa 。 b. 查图表(图 10-18)取弯曲疲劳寿命系数 K FN 3 =0.93, K FN 4 =0.95 c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S2 =1.4 ,于是

F 3 F 4

K FN 3 FE 3 S2

=0.93 × 400/1.4MPa=265.71MPa

K FN 4 FE 4 =0.95×330/1.4MPa=223.93MPa S2

d. 计算载荷系数 K 2 。由式⑥得 K 2 =1×1.07×1.4×1.27=1.91

计

算

及

说

明

结

果

e. 查取齿形系数。查表 10-5)得 YF 3 =2.80 YF 4 =2.26 f. 查取应力校正系数。查表 10-5)得 Ys 3 =1.55 , Ys 4 =1.74 g. 计算大、小齿轮的

YF YS

F

,并加以比较

YF 3YS 3

F 3

=0.01633

YF 4YS 4

F 4

=0.01756

大齿轮的数值大 2) 设计计算

m2 3

2 1.91 1.88 105 0.01756=3.16 mm 1 202

由以上计算结果，取模数 m2 =4mm。按分度圆直径 d3 =113.22mm 计算应有的齿 数得 Z3 d3 / m2 =113.22/4=28.25 取 Z3 =28 ,则 Z4 u2 Z3 =3.23×28=90.44 取 Z4 =90 (3)几何尺寸计算 1) 计算分度圆直径

m2 =4mm

Z3 =28

d 3 m2 Z 3 4×28mm=112mmd 4 m2 Z 4 4×90 mm=360mm2) 计算中心距

Z4 =90

a (d3 d4 ) / 2 236mm3) 计算齿轮宽度

d3 =112mm取 a 235mm

d4 =360mma 235mm

b3 d 2 d3 =1×112 mm=112mm取 B3 =115mm , B 4 =120 mm

B35)齿轮的几何参数

=115mm

,

B4 =120 mm

齿顶高：

ha=h*a×m=1×4=4mm

计齿根高：

算

及

说

明

结

果

hf= (h*a+c*)m=(1+0.25)×4=5mm ha= 4mm hf= 5mm da1= 120mm

小齿轮齿顶圆直径 da1=d1+2ha=120mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=102mm 大齿轮齿顶圆直径 da2=d2+2ha=368mm 齿根圆直径 df2=d2-2hf=350mm6)结构设计 大小齿轮都采用腹板式结构

df1f=102mm da2 =368mm

总结：高速级 z1=30 z2=106 m=1.5 低速级 z3=28 z4=90 m=4 高速级 齿轮 1 齿数 z(mm) 30 齿轮 2 106 163.68 166.92 161.81 55 齿轮 3 28 112 112 102 115 5 235 4 低速级 齿轮 4 90 160 368 350 120

d f 2 =350mm

分度圆直径(mm) 46.32 齿顶圆直径(mm) 49.32 齿根圆直径(mm) 42.57 齿宽(mm) 齿顶高(mm) 中心距(mm) 模数(mm) 螺旋角 60 1.5 105 1.5

130 43' 44''

七、轴的设计

计

算

及

说

明

结

果

A、中速轴(II 轴)的设计 II 已知 P =2.63kw, TII =188.38 N m , nII =133.33r/min , d3 =112mm Ⅱ 1.求作用在齿轮上的力

Ft 2 Ft1 =1206.05N , Fr 2 Fr1 =451.82N, Fa 2 Fa1 =29

4.0NFt 3 2TII =3363.93N d3

Fr 3 Ft 3 tan 200 =1224.37N轴上力的方向如下图所示

初步确定轴的最小直径 根据式(10)初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 查图表(P 表 15-3) ,取 [Tt ] =45 ,于是得

d IImin = 3

95.5 105 pII mm=27.56mm 。 0.2 [ T ] n II

此轴的最小直径显然是安装轴承处的最小直径,查机械设计课程设计表 9-19 角接 触球轴承表，选 7206AC,其尺寸为 d D B 30 62 16 , a=18.7mm 轴承 润滑，根据速度因素 dn 选择脂润滑。

3.轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案，如图

计

算

及

说

明

结

果

(2)确定轴的各段直径和长度 1)根据 dⅠ-II =30mm 取 dⅠ-II = dⅣ-Ⅶ 30mm,考虑到箱体内壁到小齿轮端面 的距离取 12.5mm,小齿轮与大齿轮之间的挡圈取 10mm,又有

B2

=40mm ,

B3

=120 , 得 箱 体 内 壁 距 离 为

L=12.5+2 B2 +10+10+ B3 +12.5=245mm。所以 LⅢ-Ⅳ =120-3=117mm,

LⅣ-Ⅴ =10mm, LⅤ-Ⅵ =40-2=38mm, LⅡ-Ⅲ =40-2+10+3=51mm。考虑到轴承内端面至箱体内壁距离为 10mm,小齿轮端面与箱体内壁距离 为 12.5mm , 轴 承 外 壁 宽 B=16mm , 得

L -II = LⅣ-Ⅶ =16+22.5+2=40.5mm 。 所 以 中 间 轴 总 长 ⅠL总 = d I II + LII III + LIII IV + LⅣ-Ⅴ + LⅤ-Ⅵ + LⅥ-Ⅶ =297mm。轴承与齿轮 2, 2' 之间采用挡油盘定位，取 dⅡ-Ⅲ = LⅤ-Ⅵ =36mm,齿轮 2 与齿轮 3 之间用套筒定位，取 d Ⅲ-Ⅳ =42mm ,齿轮 3 采用轴肩定位，取 h=3mm ,则 dⅣ-Ⅴ =52mm 。 根据轴承外径 D=62mm,选用凸缘式轴承端盖，齿轮与轴的周向定位均采用 A 型圆头平键联接,齿轮 2 处选用平键 b h L=10 8 28 ,齿轮 3 处选用平键 b h L=12 8 110 经校核，符合强度要求 5) 确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表(P 表 15-2) ,取轴端倒角为 1.0× 45 ,查表得取轴端倒角 2 45 ,各轴

肩圆周半径见轴零件图.

B、高速轴(Ⅰ轴)的设计

计

算

及

说

明

结

果

已知 PI =2.85kw , n I =473.33r/min , TI =57.5 N m

d1 =46.32mm1. 求作用在齿轮上的力

Ft1

2

T1 cos 2 =1206.05N d1

Fr1

Ft1 tan n tan 20 N=451.82 N 1206.05 cos cos13.7

Fa1 Ft1 tan =1206.05× tan 13.7 N=294.0N圆周力 Ft1 ,径向力 Fr1 及轴向力 Fa1 的方向如图所示

6) 初步确定轴的最小直径。先按式

dImin = 3

95.5 105 pI mm=18.56mm 0.2 [ T ] n I

初步估算轴的最小直径。

该轴直径 d≤100mm,有一个键槽，轴颈增大 5%~7%,安全起见， 取轴颈增大 5%则 dⅠ-Ⅱmin 1.05 dⅠ-Ⅱmin 1.05 18.56mm 19.49mm , 圆整后取 dⅠ-Ⅱ =20mm。

此轴的最小直径显然是安装带轮的最小直径,查机械设计课程设

计

算

及

说

明

结

果

计，

取带轮孔径为 20mm,所以最小轴径取 dⅠ-Ⅱ =20mm。7) 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1 根 据 带 轮 与 轴 配 合 ， d I II =20mm

, 由 带 轮 毂 长 60mm , 取

LI II =60mm, 带轮用轴肩定位 d II III =26mm。

2 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载 荷不大，故选用角接触球轴承。根据 dIII IV =30mm,查 GB/T276-1994 初步取 0 组游隙，0 级公差的角接触球轴承 7206AC,其尺寸为 d×D ×B=30mm×62mm×16mm ,故 dIII IV dVII VIII =30mm考虑到轴承内端面至箱体内壁距离为 10mm,小齿轮端面与箱体内壁距离为 10mm,轴承外壁宽 B=16mm ,得 LIII IV LVII VIII =36mm

由 箱 体 内 壁 宽 L=245mm , 小 齿 轮 齿 宽 B1=45mm, 得LⅤ-Ⅵ =245-2*45-10-10=135mm

由 指 导 书 表 4-1 知 箱 体 内 壁 到 轴 承 座 孔 端 面 的 距 离

L C1 C2 (5 8) mm ,取 L1 =58mm,采用凸缘式轴承盖，到 v带 的 距 离 为 30mm , 则 LII III =62mm. 所 以 轴 总 长 为

l =60+62+36+45+135+45+36=383mm。

因为 x

df

h d 3.285mm 2.5m 3.75mm ,故高速轴做成齿轮轴。 2 2 2

3 确定轴上圆角和倒角尺寸

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