带式输送机设计机械设计课程设计报告（WPS打开） - 图文

东 莞 理 工 学 院

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算 学生姓名： 学 号： 201341101109 系 别： 机械工程学院

专业班级：2013机械设计制造及其自动化1班 指导教师: 韩利芬 教授

起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日

东 莞 理 工 学 院

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算 学生姓名： 学 号： 201341101109 系 别： 机械工程学院

专业班级：2013机械设计制造及其自动化1班 指导教师: 韩利芬 教授

起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日

机械设计课程设计任务书

一 设计题目(一)

带式输送机传动装置的设计与计算 D V F 二、传动布置方案

带式输送机的传动装置如下图所示,为一级带传动, 两级斜齿圆柱齿轮传动。

三、传动装置工作条件

已知带式输送机驱动滚筒的 圆周力(牵引力) F 、带速V、卷 筒直径D，输送机在常温下连续 单向工作, 载荷较平稳, 工作寿 命8年，每年300个工作日，每日工作8小时。 四、原始数据

学 号 F(kN) V(m/s) D(mm) 学 号 F(kN) V(m/s) D(mm) 学 号 F(kN) V(m/s) D(mm) 学 号 F(kN) V(m/s) D(mm) 学 号 F(kN) V(m/s) D(mm) 1 2.5 340 13 3 1.7 340 25 2.9 320 37 2.7 360 49 1.8 350 2 2.8 280 14 2.3 1.7 340 26 1.9 360 38 2.4 320 50 1.7 340 3 2.1 1.7 320 15 2.7 320 27 2 1.7 320 39 2.3 300 51 1.4 300 4 3 1.95 380 16 2.4 300 28 2.9 1.7 380 40 2.7 280 52 1.9 320 5 1.9 1.7 300 17 3 1.7 280 29 2 300 41 2.3 340 53 1.4 300 6 2.3 1.45 380 18 2.5 380 30 1.9 300 42 2.5 280 54 1.3 290 7 2.5 1.7 300 19 2.1 380 31 2.2 1.7 300 43 2.4 1.7 320 55 1.6 300 8 2.7 1.7 300 20 2.2 360 32 2.3 360 44 2.7 1.95 380 56 1.5 360 9 2 280 21 2.3 1.7 380 33 2.5 300 45 2.2 1.7 300 57 1.3 270 10 2.8 380 22 2.8 1.7 300 34 2.9 320 46 2.0 1.45 380 58 11 2.2 320 23 2.6 1.95 340 35 2.2 1.7 380 47 2.2 1.7 300 59 2.1 260 12 2.1 320 24 2 1.7 380 36 2.4 1.7 300 48 2.4 1.7 300 60 2.65 280

1.45 1.45 1.45 1.95 1.95 1.45 1.45 1.45 1.45 1.45 1.45 1.45 1.45 1.95 1.95 1.95 1.95 1.95 1.95 1.95 1.95 1.95 1.45 1.45 2.35 1.85 2.75 2.25 2.85 2.65 2.35 2.55 2.75 2.15 310 1.65 1.35 1.45 五、设计要求

1.按比例绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或A1） 2.按比例绘制零件图两张 3.编写设计计算书一份

说明：①要求在设计计算中加强计算机应用，至少采用计算机辅助绘图完成一张图纸。

②学生按表中学号对应数据进行设计。

目 录

1.传动装置总体设计……………………………………………………………………………

1.1 选择电动机………………………………………………………………………… 1.2 传动装置的传动比………………………………………………………………… 1.3 传动装置的运动和动力参数计算……………………………………………… 2. 普通V带传动设计…………………………………………………………………… 3. 减速器内部传动设计……………………………………………………………………

3.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计………………………………… 3.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计………………………………… 4. 减速器箱体结构尺寸计算…………………………………………………………… 5. 轴的设计…………………………………………………………………………………… 5.1 I轴（输入轴）的设计……………………………………………………………… 5.2 II轴（中间轴）的设计……………………………………………………………… 5.3 III轴（输出轴）的设计…………………………………………………………… 6. 滚动轴承的选择与计算………………………………………………………………… 7. 键连接的选择与强度校核…………………………………………………………… 8. 联轴器的选择…………………………………………………………………………… 9. 减速器附件的选择……………………………………………………………………… 10. 润滑与密封……………………………………………………………………………… 设计小结……………………………………………………………………………………… 参考文献………………………………………………………………………………………

设计计算及说明 1结果 1.1电动机的选择 1.1.1电动机类型和结构形式的选择 按工作条件和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，为卧式闭环结构，电源电压为380V。 1.1.2电动机转速的选择 60?1000V60?1000?1.45nw?nIV???98.95rmin 滚筒（工作机）的转速：??D3.14?280根据表2-1，V带传动的常用传动比范围为2~4；根据表2-2，两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围为3~5；则总传动比的合理范围i=18~100,所以电动机转速的可选范围 ''nd?ianw?(18~100)?98.95?(1781.1~9895)rmin 1.1.3电动机容量的确定 为了计算电动机的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总效?滚?0.99??0.96；?联?0.99；率，即传动装置的总效率??，由表12-8，得：?；?齿?0.97则： ????联??滚??齿????0.99?0.993?0.972?0.96?0.868 则所需电动机的输出功率Pd?Pw?3.02?3.479 kW 0.86832??根据额定功率Ped>=Pd=3.479kw,以及满足工作机转速的情况下，选取电机同步转速为3000r/min。 1.1.4电动机选择参数 查表19-1，选用Y112M-2型三相异步交流电动机，由表19-3得具体参数如下： (1)额定功率：4kW (2)满载转速nm：2890r/min (3)外形尺寸：400mm*245mm*265mm (4)电动机中心高：112mm (5)轴伸尺寸：60mm (6)轴伸直径：28mm ia?29.21 iD?2 1.2传动装置的传动比 1.2.1总传动比的确定 由电动机满载转速nm=2890r/min及工作机转速nw=98.95r/min， 可得传动装置的总传动比为： i1?4.44 i2?3.29 ia?nm/n??2890/98.95?29.21

第 2 页 共 39 页

设计计算及说明 结果 1.2.2各级传动比的分配 取带传动比iD?2，则由总传动比ia?iD?i 得齿轮系传动比i?ia/iD?29.21/2?14.605?i1?i2? 由两级展开式圆柱齿轮减速器传动比分配原则：i1?(1.3~1.5)i? 系数取1.35时，联立??解得i1?4.44，i2?3.29 ?0??0.95 P??3.305kWn??1445 r/min T??21.843 N.m 1.3传动装置的运动和动力参数计算 Td?9550Pd/nm?11.496N?m ?12?0.96 PKWⅡ?3.173nⅡ?325.450r/minTⅡ?93.108N?m?0??带传动效率=0.95；P??Pd??01?3.479?0.95?3.305kW n??nm/iD?2890/2?1445r/min；T??9550P?/n??21.843N?m kW ?12??齿??滚?0.97?0.99?0.96;PⅡ?P???12?3.305?0.96?3.173nⅡ?n?/i1?1445/4.44?325.450r/min;TⅡ?9550PⅡ/nⅡ?93.108?m kW?23??齿??滚?0.97?0.99?0.96;PⅢ?PⅡ??23?3.173?0.96?3.046nⅢ?nⅡ/i2?325.45/3.29?98.921r/minTⅢ?9550PⅢ/nⅢ?294.066N?m ?23?0.96 PⅢ?3.046kWnⅢ?98.92r/min ?34??联??滚?0.99?0.99?0.98；PkW Ⅳ?PⅢ??34?3.046?0.98?2.985.177N?m nⅣ?nⅢ?98.921r/min；TⅣ?9550PⅣ/nⅣ?288表2 运动和动力参数 TⅢ?294.066N?m轴号 电动机轴 I轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 功率 P/kW 3.479 3.305 3.173 3.046 2.985 转矩T/N.m 11.496 21.843 93.108 294.066 288.177 转速n/r.min-1 2890 1445 325.450 98.921 98.921 ?34?0.98 传动比i 2 4.44 3.29 1 效率? 0.95 0.96 0.96 0.95 nⅣ?98.921r/min PkWⅣ?2.985TⅣ?288.177N?m

第 3 页 共 39 页

设计计算及说明 结果 2.普通V带传动设计 （1）确定计算功率Pca 根据设计的工作条件由表8-8查得工作情况系数KA?1.0，故计算功率 Pca?4kW A型V带 dd1?100mmPca?KAP?1.0?4?4kW （2）选择V带的带型 根据Pca、小带轮转速n1?2890r/min，由157页图8-11选用普通V带的带型为A型带。 （3）确定带轮的基准直径dd，并验算带速ν v?15.12ms ①由表8-7知A型V带最小基准直径(dd)min?75mm，由8-9初选小带轮即取主动轮的基准直径dd1?100mm ②验算带速ν：ν??dd1n160?1000???100?289060?1000?15.12ms ?7ms?ν?25ms ③计算从动轮的基准直径 故带速合适 dd2?iDdd1?2?100?200mm根据表8-9圆整为200。 （4）确定V带的中心距a和基准长度Ld ①根据式8-20，初定中心距a0必须满足0.7?dd1?dd2??a0?2?dd1?dd2?， 即满足210?a0?600，初定中心距a0?400mm。 ②计算带所需的基准长度： 2?dd2?dd1??? Ld0?2a0??2?dd1?dd2?24a0?2?400??100?200???200?100?4?4002 ?1277.25mm 由表8-2选带的基准长度Ld?1430mm，KL?0.96 Ld?Ld02③实际中心距a?a0? 1430?1277.25?400??476.375mm 2amin?a?0.015Ld?476.375?0.015?1430?454.925mm

第 4 页 共 39 页

amax?a?0.03Ld?476.375?0.03?1430?519.275mm （5）验算小带轮上的包角α1 α1?180???dd2?dd1? 57.3?a 57.3??180???200?100??167.97??120?476.375 故包角合适。 （6）确定带的根数z ①计算单根V带的额定功率Pr 由dd1?100mm和 n1?2890ms，查表8-4得P0?2.0905kW 根据 n1?2890rmin,i?2和A型带，查表8-5得?P0?0.35125kW 查表8-6，选取包角修正系数kα?0.98，由表8-2得kL?0.96，于是 Pr??P0??P0??kα?kL?(2.0905?0.35125)?0.98?0.96?2.297kW ②计算V带的根数z z?Pca4??1.7 Pr2.297 因此，选取V带根数2根 （7）计算单根V带的初拉力 由表8-3得A型带的单位长度质量q?0.105kg F0?500?500?m，所以 ?2.5?Kα?Pca?qν2Kαzν0.98?2?15.12?2.5?0.98??4?0.105?15.122?126.585N （8）计算带传动的压轴力 α167.97?Fp?2zF0sin1?2?2?126.585?sin?503.55N 22 综上所述，选用A型普通V带2根，带基准长度1430mm。带轮基准直径 dd1?100mm，dd2?200mm，中心距控制在455~519mm。小带轮包角 α1?167.97?，单根V带初拉力F0?126.585N，压轴力Fp?503.55N。

第 5 页 共 39 页

标准圆柱斜齿轮 3.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计 8级精度 3.1.1．选定齿轮类型、材料及齿数 1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱斜齿轮 ，8级精度 闭式软齿2）材料选择： 面 齿轮材料选用闭式软齿面。参考表10-1，选取小齿轮材料为40Cr,调质小齿轮材处理，硬度取值为280HBS；大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度取值为240HBS。料为40Cr 二者材料硬度差为40HBS。 280HBS 大齿轮材3）选小齿轮齿数Z1?24，故大齿轮齿数 料为45钢 240HBS Z2?i1?Z1?4.44?24?106.56，取值107 ?4）选取螺旋角：初选螺旋角??14? （8????25?） 3.1.2按齿面接触强度设计 1）确定公式中的各计算值 T?13.减速器内部传动设计 ①试选载荷系数KHt?1.3 ②计算小齿轮传递的力矩 3.2?105 N?mm9.55?106PI95.5?105?3.305 T1???21842.7即2.2?104N?mm n11445③小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取齿宽系数Φd?1.0 12Φd?1.0 ZE?189.8MPa12ZH?2.433④由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa（均采用锻钢制造） ⑤由图10-20选取区域系数ZH?2.433 ⑥由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z? ?t?arctan(tan?n/cos?)?arctan(tan20?/cos14?)?20.562? ??at1?arccos[z1cos?t/(z1?2hancos?)]?arccos[24?cos20.562/(24?2?1?cos14)]?29.974??at2?arccos[z2cos?t/(z2?2hancos?)]??? ?arccos[107?cos20.562/(107?2?1?cos14)]?23.130??? ???[z1(tan?at1?tan?t)?z2(tan?at2?tan?t)]/2??[24?(tan29.974??tan20.562?)?107?(tan23.130??tan20.562?)]/2? ?1.657

第 6 页 共 39 页

设计计算及说明 结果 ????dz1tan?/??1?24?tan(14?)/??1.905 Z??Z??0.666 ??4-??（1-??）??3??4-1.6571.905（1-1.905）??0.665 31.657⑦由公式10-23可得螺旋角系数z? z??cos??cos14??0.985 z??0.985 ⑧由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2?550MPa。 ⑨计算应力循环次数 N1?60n1jLh?60?1445?1?（8?300?8）?1.66?109 N11.66?109 N2???3.74?108 i14.44 ⑩由图10-23取接触疲劳寿命系数 KHN1?0.90,KHN2?0.92 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S?1 ?σH?1?KHN1σHlim1?0.90?600?540MPa S1 ?σH?2?KHN2σHlim2?0.92?550?506MPa S1取?σH?1和?σH?2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 ?σH??506 MPa2）计算小齿轮分度圆直径d1t 2KHtT1i1?1?ZHZEZ?Z?d1t?3????σH?Φdi1??????242?1.3?2.2?104.44?1?2.433?189.8?0.666?0.985??3????14.44?506?2 ?29.286mm3）调整小齿轮分度圆直径 ①计算圆周速度 ν??d1tn160?1000?3.14?29.286?1445?2.215ms 60?1000 ②计算齿宽b?Φdd1t?1?29.286?29.286mm ③根据ν?2.215ms，8级精度，查图10-8得动载系数Kv?1.12

第 7 页 共 39 页

设计计算及说明 结果 ④查表10-3，8级精度斜齿轮KH??KF??1.4 ⑤计算载荷系数 由表10-2查得使用系数KA?1.0 由表10-4用插值法查得KHβ?1.448 故载荷系数 KH?KAKvKH?KH??1.0?1.12?1.4?1.448?2.27 ⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 d1?d1t3 KH2.27?29.286?3?35.265mm KHt1.335.265?cos14?mn?d1cos?/z1??1.426mm24 3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 ①试选载荷系数KFt?1.3 ②由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y? ?b?arctan(tan?cos?t)?arctan(tan14??cos20.562?)?13.140? ??????/cos2?b?1.657/cos213.140??1.747 Y??0.25?0.75/??v?0.25?0.75/1.747?0.680 ③由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y? Y??1-????/120??1-1.905?14?/120??0.778 ④计算YFaYSa[σF]：当量齿数zv1?z1/cos3β?24??cos14???26.27 3 zv2?z2/cos3β?107??cos14???117.13 3 由图10-17查得齿形系数 YFa1?2.62 YFa2?2.185 由图10-18查得应力校正系数 YSa1?1.6 YSa2?1.81 由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1?500MPa；

第 8 页 共 39 页

设计计算及说明 结果 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim2?380MPa。 由图10-22查取弯曲疲劳寿命KFN1?0.86,KFN2?0.88。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4 ?σF?1?KFN1σFlim1?0.86?500?307.14MPa ?σF?2S1.4Kσ0.88?380?FN2Flim2??238.86MPa S1.4 YFa1YSa12.62?1.6??0.0136[σF]1307.14； YFa2YSa22.185?1.81??0.0165[σF]2238.86 因为大齿轮的2）试算齿轮模数 YFaYSa[σF]大于小齿轮，所以取大齿轮的值为YFaYSa[σF]的值 2KFtT1Y?Y?cos2?YFaYSamnt?3??dz12[σF]42?2?1.3?2.2?10?0.68?0.778?cos14?3?0.01651?242 ?0.935mm3）调整齿轮模数 0.935?24?23.127mm ①计算d1?mntz1/cos???cos14?d1n13.14?23.127?1445??1.749ms根据圆周速度ν?60?100060?1000 8级精度，查图10-8得动载系数Kv?1.09 ②计算齿宽b?Φdd1?23.127mm 计算齿宽与齿高之比bb23.127???10.993mm h2.25mnt2.25?0.935并根据表10-4用插值法查得KHβ?1.446，查图10-13得KFβ?1.5 ③计算载荷系数： KF?KAKvKF?KF??1?1.09?1.4?1.5?2.289 ④由式10-13可按实际载荷系数算得的齿轮模数

第 9 页 共 39 页

mn?mnt3KF2.289?0.935?3mm?1.129mmKFt1.3 取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=1.5,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 z1?d1cos?/m?35.265?cos14?/1.5?23.46 ，取z1?24 则大齿轮齿数z2?i1z1?4.44?24?106.56，取z2?107 z1?24与z2?107互为质数。 3.1.4几何尺寸计算 ①计算中心距 a?(z1?z2)mn(24?107)?1.5??101.26mm ?2cos?2?cos14 考虑模数由1.129mm增大圆整至1.5mm，为此将中心距减小圆整为100mm。 ②按圆整后的中心距修正螺旋角 (z?z)m(24?107)?1.5??arccos12n?arccos?10.735?2a2?100 ③计算小、大齿轮分度圆直径 d1?mnz1/cos??1.5?24/cos10.735??36.64mm d2?mnz2/cos??1.5?107/cos10.735??163.36mm ④计算齿轮宽度 b?Φdd1?1?36.641?36.64mm 取b2?37mm、b1?42mm. 3.1.5齿面接触疲劳强度校核 1）确定公式中的各计算值 ①由??10.735?，查图10-20选取区域系数ZH?2.45 ②?t?arctan(tan?n/cos?)?arctan(tan20?/cos10.735?)?20.327? ??at1?arccos[z1cos?t/(z1?2hancos?)]?arccos[24?cos20.327/(24?2?1?cos10.735)]?29.916???

第 10 页 共 39 页

??at2?arccos[z2cos?t/(z2?2hancos?)]?arccos[107?cos20.327?/(107?2?1?cos10.735?)]?22.954? ???[z1(tan?at1?tan?t)?z2(tan?at2?tan?t)]/2??[24?(tan29.916??tan20.327?)?107?(tan22.954??tan20.327?)]/2??1.69③由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z? ????dz1tan?/??1?24?tan(10.735?)/??1.45 Z????4-??（1-??）??3??4-1.691.45（1-1.45）??0.71531.69 ④由公式10-23可得螺旋角系数z? z??cos??cos10.735??0.991 ⑤根据圆周速度 ν??d1n160?1000?3.14?36.64?1445?2.771ms，8级精60?1000度，查图10-8得动载系数Kv?1.12 ⑥由b1?42mm查表10-4用插值法得KHβ?1.45 ⑦ 故载荷系数KH?KAKvKH?KH??1.0?1.12?1.4?1.45?2.2736 ⑧由式10-22，得 42KHT1i1?12?2.2736?2.2?104.44?12σH?2??ZZZZ??HE??3i11?36.6434.44Φdd1?2.45?189.8?0.673?0.989?488.58MPa??σH??506MPa 满足齿面接触疲劳强度 3.1.4齿根弯曲疲劳强度校核 1）确定公式中的各计算值 ①由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y? ?b?arctan(tan?cos?t)?arctan(tan10.735??cos20.327?)?10.08? ??????/cos2?b?1.69/cos210.08??1.743 Y??0.25?0.75/??v?0.25?0.75/1.743?0.68 ②由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y? Y??1-????/120??1-1.45?10.735?/120??0.87

第 11 页 共 39 页

③当量齿数zv1?z1/cos3β?24??cos10.735???25.305 3zv2?z2/cos3β?107??cos10.735???112.82 3由图10-17查得齿形系数 YFa1?2.65 YFa2?2.24 由图10-18查得应力校正系数 YSa1?1.59 YSa2?1.81 ④3.1.5中已知Kv?1.12，KHβ?1.45，并根据齿宽与齿高之比 bb42???12.44mm，查图10-13得KFβ?1.40 h2.25mn2.25?1.5 ⑤计算载荷系数： KF?KAKvKF?KF??1?1.12?1.4?1.40?2.195⑥根据式10-17，得到 2KFT12?2.195?2.2?1042σF1?YYYYcos??32Fa1Sa1??1?1.53?242?dmnz1?2.65?1.59?0.68?0.87?cos210.735??119.54MPa??σF?1σF22KFT12?2.195?2.2?1042?YYYYcos??32Fa2Sa2??1?1.53?262?dmnz1 ?2.24?1.81?0.68?0.87?cos210.735??98.013MPa??σF?2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 3.1.5主要设计结论 齿数：z1?24、z2?107、压力角??20?、螺旋角??10.735?即10?44，06，， 中心距a?100mm，齿宽b1?52mm、变位系数x1?x2?0、模数mn?1.5mm、 b2?47mm 小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。

第 12 页 共 39 页

3.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计 3.2.1．选定齿轮类型、材料及齿数 1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱斜齿轮 ，8级精度 2）材料选择： 齿轮材料选用闭式软齿面。参考表10-1，选取小齿轮材料为40Cr,调质处理，硬度取值为280HBS；大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度取值为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4）选小齿轮齿数Z1?24，故大齿轮齿数 Z2?i2?Z1?3.29?24?78.96，取值79 ?4）选取螺旋角：初选螺旋角??14? （8????25?）3.2.2按齿面接触强度设计 1）确定公式中的各计算值 ①试选载荷系数KHt?1.3 ②计算小齿轮传递的力矩 9.55?106PII95.5?105?3.173 T2???93108.5即9.3?104N?mm nII325.45③小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取齿宽系数Φd?1.0 ④由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa（均采用锻钢制造） ⑤由图10-20选取区域系数ZH?2.433 ⑥由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z? 12?t?arctan(tan?n/cos?)?arctan(tan20?/cos14?)?20.562? ??at1?arccos[z1cos?t/(z1?2hancos?)]?arccos[24?cos20.562/(24?2?1?cos14)]?29.974??at2?arccos[z2cos?t/(z2?2hancos?)]??? ?arccos[79?cos20.562/(79?2?1?cos14)]?23.958??? ???[z1(tan?at1?tan?t)?z2(tan?at2?tan?t)]/2??[24?(tan29.974??tan20.562?)?79?(tan23.958??tan20.562?)]/2? ?1.641????dz1tan?/??1?24?tan(14?)/??1.905 Z??

??4-??（1-??）??3??4-1.6411.905（1-1.905）??0.670 31.641第 13 页 共 39 页

⑦由公式10-23可得螺旋角系数z? z??cos??cos14??0.985 ⑧由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2?550MPa。N1?60nIIjLh?60?325.45?1?（8?300?8）?3.75?108 ⑨计算应力循环次数 N13.75?108 N2???1.14?108 iII3.29 ⑩由图10-23取接触疲劳寿命系数 KHN1?0.96,KHN2?0.98 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S?1 ?σH?1?KHN1σHlim1?0.96?600?576MPa ?σH?2取S1Kσ0.98?550?HN2Hlim2??539MPaS1 ?σH?1和?σH?2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 2）计算小齿轮分度圆直径d1t 2KHtT1i1?1?ZHZEZ?Z?3d1t?????σH?Φdi1??????242?1.3?9.3?103.29?1?2.433?189.8?0.670?0.985??3????13.29?539?2 ?46.628mm3）调整小齿轮分度圆直径 ?d1tnII3.14?35.639?325.45??0.607ms①计算圆周速度 ν?60?100060?1000 ②计算齿宽b?Φdd1t?1?46.628?46.628mm ③根据ν?0.607ms，8级精度，查图10-8得动载系数Kv?1.035 ④查表10-3，8级精度斜齿轮KH??KF??1.4 ⑤计算载荷系数 由表10-2查得使用系数KA?1.0

第 14 页 共 39 页

由表10-4用插值法查得KHβ?1.444 故载荷系数 KH?KAKvKH?KH??1.0?1.035?1.4?1.444?2.092 ⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 d1?d1t3 KH2.092?46.628?3?54.641mm KHt1.354.641?cos14?mn?d1cos?/z1??2.2mm24 3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 ①试选载荷系数KFt?1.3 ②由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y? ?b?arctan(tan?cos?t)?arctan(tan14??cos20.562?)?13.140? ??????/cos2?b?1.641/cos213.140??1.730 Y??0.25?0.75/??v?0.25?0.75/1.730?0.684 ③由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y? Y??1-????/120??1-1.905?14?/120??0.778 ④计算YFaYSa[σF]：当量齿数zv1?z1/cos3β?24??cos14???26.27 33 zv2?z2/cos3β?79??cos14???86.48 由图10-17查得齿形系数 YFa1?2.62 YFa2?2.22 由图10-18查得应力校正系数 YSa1?1.6 YSa2?1.78 由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1?500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim2?380MPa。 由图10-22查取弯曲疲劳寿命KFN1?0.86,KFN2?0.88。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4

第 15 页 共 39 页

?σF?1?KFN1σFlim1?0.86?500?307.14MPa ?σF?2S1.4Kσ0.88?380?FN2Flim2??238.86MPa S1.4 YFa1YSa12.62?1.6??0.0136[σF]1307.14 YFa2YSa22.22?1.1.78??0.0165[σF]2238.86 因为大齿轮的4）试算齿轮模数 YFaYSa[σF]大于小齿轮，所以取大齿轮的值为YFaYSa[σF]的值 2KFtT1Y?Y?cos2?YFaYSamnt?3?2?dz1[σF]42?2?1.3?9.3?10?0.684?0.778?cos14?3?0.016521?24 ?1.514mm5）调整齿轮模数 1.514?24?37.448mm ①计算d1?mntz1/cos??cos14??d1nII3.14?37.448?325.45??0.638ms根据圆周速度ν?60?100060?1000 8级精度，查图10-8得动载系数Kv?1.05 ②计算齿宽b?Φdd1?37.448mm 计算齿宽与齿高之比bb37.448???10.993mm h2.25mnt2.25?1.514并根据表10-4用插值法查得KHβ?1.45，查图10-13得KFβ?1.40 ③计算载荷系数： KF?KAKvKF?KF??1?1.05?1.4?1.40?2.058 ④由式10-13可按实际载荷系数算得的齿轮模数 mn?mnt3KF2.058?1.514?3mm?1.765mmKFt1.3取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=2.0,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数

第 16 页 共 39 页

z1?d1cos?/m?54.641?cos14?/2.0?26.51 ，取z1?27 则大齿轮齿数z2?i2z1?3.29?27?88.83，取z2?89 z1?24与z2?107互为质数。 3.2.4几何尺寸计算 ①计算中心距 a?(z1?z2)mn(27?89)?2.0??119.551mm ?2cos?2?cos14将中心距减小圆整为120mm。 ②按圆整后的中心距修正螺旋角 (z?z)m(27?89)?2??arccos12n?arccos?14.835?2a2?120 ③计算小、大齿轮分度圆直径 d1?mnz1/cos??2?27/cos14.835??55.86mm d2?mnz2/cos??2?89/cos14.835??184.14mm b?Φdd1?1?55.86?55.86mm . 取b2?56mm、b1?62mm ④计算齿轮宽度 3.2.5齿面接触疲劳强度校核 1）确定公式中的各计算值 ①由??14.835?，查图10-20选取区域系数ZH?2.43 ②?t?arctan(tan?n/cos?)?arctan(tan20?/cos14.835?)?20.632? ??at1?arccos[z1cos?t/(z1?2hancos?)]?arccos[27?cos20.632/(27?2?1?cos14.835)]?29.152??at2?arccos[z2cos?t/(z2?2hancos?)]??? ?arccos[89?cos20.632?/(89?2?1?cos14.835?)]?23.656? ???[z1(tan?at1?tan?t)?z2(tan?at2?tan?t)]/2??[27?(tan29.152??tan20.632?)?89?(tan23.656??tan20.632?)]/2??1.651③由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z? ????dz1tan?/??1?27?tan(14.835?)/??2.278

第 17 页 共 39 页

Z???4-??4-1.6512.278（1-??）???（1-2.278）??0.6163??31.651 ④由公式10-23可得螺旋角系数z? z??cos??cos14.835??0.983 ⑤根据圆周速度 ν??d1nII60?1000?3.14?55.86?325.45?0.95ms，8级精60?1000度，查图10-8得动载系数Kv?1.05 ⑥由b1?62mm查表10-4用插值法得KHβ?1.457 ⑦ 故载荷系数KH?KAKvKH?KH??1.0?1.05?1.4?1.457?2.142 ⑧由式10-22，得 42KHT1i1?12?2.142?9.3?103.29?12σH?2??ZZZZ??HE??3i11?55.8633.29Φdd1?2.43?189.8?0.616?0.983?482.15MPa??σH??539MPa 满足齿面接触疲劳强度 3.2.4齿根弯曲疲劳强度校核 1）确定公式中的各计算值 ①由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y? ?b?arctan(tan?cos?t)?arctan(tan14.835??cos20.632?)?13.922? ??????/cos2?b?1.651/cos213.922??1.752 Y??0.25?0.75/??v?0.25?0.75/1.752?0.678 ②由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y? Y??1-????/120??1-2.278?14.835?/120??0.718 ③当量齿数zv1?z1/cos3β?27??cos14.835???29.890 3zv2?z2/cos3β?89??cos14.835???98.528 3由图10-17查得齿形系数 YFa1?2.54 YFa2?2.23 由图10-18查得应力校正系数 YSa1?1.63 YSa2?1.81

第 18 页 共 39 页

④3.1.5中已知Kv?1.05，KHβ?1.457，并根据齿宽与齿高之比 bb62???13.78mm，查图10-13得KFβ?1.41 h2.25mn2.25?2 ⑤计算载荷系数： KF?KAKvKF?KF??1?1.05?1.4?1.41?2.073⑥根据式10-17，得到 2KFT12?2.073?9.3?1042σF1?YYYYcos??32Fa1Sa1??1?23?272?dmnz1?2.54?1.63?0.678?0.718?cos214.835??124.52MPa??σF?1σF22KFT22?2.073?9.3?1042?YYYYcos??32Fa2Sa2??1?23?272?dmnz1 ?2.23?1.81?0.678?0.718?cos214.835??121.391MPa??σF?2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 3.2.5主要设计结论 齿数：z1?27、z2?89、压力角??20?、螺旋角??14.835?即14?50，06，， 中心距a?120mm，齿宽b1?62mm、变位系数x1?x2?0、模数mn?2.0mm、 b2?56mm 小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。 第4章 减速器箱体结构尺寸计算 箱座壁厚：??0.025a?3?0.025?120?3?6?8，取8 考虑铸造工艺，所以壁厚都不应小于8，因此取??8 箱盖壁厚：?1?(0.8~0.85)??(0.8~0.85)?8?(6.4~6.8)?8 ，取8 箱座凸缘厚度：b?1.5??1.5?8?12mm 箱盖凸缘厚度：b1?1.5?1?1.5?8?12mm 箱座底凸缘厚度：b2?2.5??2.5?8?20mm 第 19 页 共 39 页 地脚螺栓直径：df?0.036a?12?0.036?120?12?16.32mm，取18mm 地脚螺栓数目：n?4 轴承旁联接螺栓直径：d1?0.75df?0.75?18?13.5mm，取14mm 箱盖与箱座联接螺栓直径 ：d2?(0.5~0.6)df?(0.5~0.6)?18?9~10.8mm 取10mm 联接螺栓d2的间距：l取180mm 轴承端盖螺钉直径 ：d3?(0.4~0.5)df?(0.4~0.5)?18?7.2~9mm，取8mm 视孔盖螺钉直径 ：d4?(0.3~0.4)?df?(0.3~0.4)?18?5.4~7.2mm，取6mm 定位销直径 ：d?(0.7~0.8)d2?(0.7~0.8)?10?7~8mm，取8mm 由表4-2，得df、d1、d2至外箱壁距离：c1?24mm，df、d2至凸缘边缘距离：c2?22mm 轴承旁凸台半径：R1?c2?22mm 凸台高度：h 外箱壁至轴承座端面距离 ：l1?c1?c2?5~8?24?22?5~8?51~54mm，取53mm 大齿轮圆顶（蜗轮外圆）与内机壁距离：?1取10 齿轮端面与内机壁距离：?2取10 箱盖、箱座助厚：m1?0.85?1?0.85?22?18.7mm ，m?0.85??0.85?24?20.4mm 轴承端盖外径：D2?D?5~5.5d3? 轴承旁联接螺栓距离：s?D2 第5章 轴的设计

第 20 页 共 39 页

5.1 I轴（输入轴）的设计 5.1.1已经确定的运动学和动力学参数 转速n1?1445rmin；功率PI?3.305KW ；轴所传递的转矩TI?21843N?mm 5.1.2确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢（调质）。根据表15—3，取A0?112 初步估算轴的最小直径dmin?A03PI3.305?112?3mm?14.8mm n11445 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% dmin?(1?0.05)?14.8?14.874mm 输入轴的最小直径显然是安装带传动大带轮处的直径d????，由于带轮非标准件，按优先数系选取标准直径为20mm。 a.轴的结构分析 由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，长L=28mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度。 外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm 轴承端盖厚度e?1.2?d3?1.2?8?10mm 调整垫片厚度?t?2mm 箱体内壁到齿轮端面距离??10mm d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1?20mm。

第 21 页 共 39 页

d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大4mm，d2?24mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3?25mm，选取轴承型号为角接触轴承7205AC d4：考虑轴承安装的要求，查表15-4[1]得7205AC轴承安装要求da?31mm，根据轴承安装尺寸选择d4?31mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6?d4?31mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7?d3?25mm。 各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1?40mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2?84mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3?15mm。 L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4?88mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5?51mm。 L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6?16mm。 L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7?17mm。 轴段 1 2 24 84 3 25 15 4 31 88 5 36 51 6 31 16 7 25 17 直径20 (mm) 长度40 (mm) 5.1.4弯-扭合成强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 分度圆直径：d1?36.64mm

第 22 页 共 39 页

作用在齿轮上的力：圆周力：Ft1?2T12?21843?N?1192.3N d136.64tan?tan20?1192.3??441.69N cos?cos10.735 径向力：Fr1?Ft1 轴向力：Fa1?Ft1tan??1192.3?tan10.735?226.04N 第一段轴中点到轴承中点距离La?111.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb?121mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc?50mm。 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 在水平面内 轴承A处水平支承力： Fr1?Lb?Fa1?Lb?Lcd136.64441.69?121?226.04?2?2?336.27N 121?50FAH?轴承B处水平支承力：FBH?Fr1?FAH?441.69?336.27?105.42N 在垂直面内 轴承A处垂直支承力：FAV?Fr1?Lb121?441.69??312.54N Lb?Lc121?50Lc50?1192.3??348.62N Lb?Lc121?50轴承B处垂直支承力：FBV?Ft1?轴承A的总支承反力为： 22FA?FAH?FAV??336.27?2??312.54?2?459.08N 轴承B的总支承反力为： 22FB?FBH?FBV?105.422?348.622?364.21N d.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH?0N?mm 截面B在水平面上弯矩：MBH?0N?mm 截面C左侧在水平面上弯矩： d36.64MCHL?FAH?Lc?Fa1?1?336.27?50?226.04??12672.447N 22

第 23 页 共 39 页

截面C右侧在水平面上弯矩：MCHR?FAH?Lc?336.27?50?16813.5N 截面D在水平面上的弯矩：MDH?0N?mm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV?0N?mm 截面B在垂直面上弯矩：MBV?0N?mm 截面C在垂直面上弯矩：MCV?FAV?LC?312.54?50?15627N?mm 截面D在垂直面上弯矩：MDV?0N?mm f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：MA?0N?mm 截面B处合成弯矩：MB?0N?mm 截面C左侧合成弯矩： 22MCL?MCHL?MCV?12672.4472?156272?20119.49N?mm 截面C右侧合成弯矩： 22MCR?MCHR?MCV?16813.52?156272?22954.24N?mm 截面D处合成弯矩：MD?0N?mm N?mm g.转矩和扭矩图 ：T1?21843作弯矩，扭矩图如下：

第 24 页 共 39 页

5.1.4按弯扭合成强度校核轴的强度 其抗弯截面系数为W?最大弯曲应力为????d1332???36.64332?4826.65mm3 M22954.24??4.76MPa W4826.65查表得40Cr，调质处理，则轴的许用弯曲应力[σ]=70MPa，σ<[σ]，所以强度满足要求。 5.2. Ⅱ轴（中间轴）的设计 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n2=325.45r/min；功率P2=3.173kW；轴所传递的转矩T2=93108N?mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表15-1[2]选用45，调质处理，许用弯曲应力为[σ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。 d?A0?3P23.173?115?3?24.57mm n2325.45由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离t远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。 与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。 确定各段轴直径 d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206AC d2：过渡轴段，故选取d2=36mm。 d3：轴肩段，故选取d3=40mm。 d4：过渡轴段，故选取d4=36mm。

第 25 页 共 39 页

d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=30mm。 各轴段长度的确定 L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L1=36mm。 L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=60mm。 L3：轴肩段，取L3=6mm。 L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=42mm。 L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L5=37mm。 轴段 直径(mm) 长度(mm) 1 30 36 2 36 60 3 40 6 4 36 42 5 30 37 （5）弯扭合成强度校核 a.画中速轴的受力图 如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 分度圆直径：d2?163.36mm,d3?55.86mm 作用在齿轮上的力：圆周力：Ft2?2T22?93108?N?1139.91N d2163.362T22?93108?N?3333.62N d355.86 Ft3? 径向力：Fr2?Ft2tan?tan20?1139.91??422.28N cos?高cos10.735tan?tan20?3333.62??1255.18N cos?低cos14.835 Fr3?Ft3 轴向力：Fa2?Ft2tan?高?1139.91?tan10.735?216.11N Fa3?Ft3tan?低?3333.62?tan14.835?882.96N c.计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到齿轮2中点距离La?55mm，齿轮2到齿轮3中点距离Lb?57mm,齿轮3中点到轴承中点距离Lc?49mm 轴承A在水平面内支反力

第 26 页 共 39 页

FAH?Fr3?La?2Fr2?Lb?Fa2?La?Lb?Lcdd2?Fa3?322163.3655.86?882.96?22 1255.18?55?2?422.28?57?216.11??55?57?49?392.6N轴承B在水平面内支反力 FBH?Fr3?FAH?Fr2?1255.18?392.6?422.28?440.3N 轴承A在垂直面内支反力 FAV?Fr3?La?Fr2?(La?Lb)1255.18?55?422.28?(55?57)??722.55N La?Lb?Lc55?57?49轴承B在垂直面内支反力 FBV?Fr3?(Lb?Lc)?Fr2?Lc1255.18?(57?49)?422.28?49??954.91N La?Lb?Lc55?57?49轴承A的总支承反力为： 22FA?FAH?FAV?392.62?722.552?822.32N 轴承B的总支承反力为： 22FB?FBH?FBV?440.32?954.912?1051.53N d.绘制水平面弯矩图 截面A和截面B在水平面内弯矩MAH?MBH?0 截面C右侧在水平面内弯矩MCHR??FAH?Lc??392.6?49??19237.4N?mm 截面C左侧在水平面内弯矩 d163.36MCHL?Fa2?2?FAH?Lc?216.11??392.6?49??1585.5N?mm 22截面D右侧在水平面内弯矩 d55.86MDHR?FBH?La?Fa3?3?440.3?55?882.96???444.57N?mm 22截面D左侧在水平面内弯矩MDHL?FBH?La?440.3?55?24216.5N?mm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩MAV?MBV?0N?mm 截面C在垂直面内弯矩MCV?FAV?Lc?722.55?49?35404.95N?mm 截面D在垂直面内弯矩MDV?FBV?La?954.91?55?52520.05N?mm f.绘制合成弯矩图

第 27 页 共 39 页

截面A和截面B处合成弯矩MA?MB?0N?mm 截面C右侧合成弯矩 22MCR?MCHR?MCV?19237.42?35404.952?40293.78N?mm 截面C左侧合成弯矩 22MCL?MCHL?MCV?1585.52?35404.952?35440.43N?mm 截面D右侧合成弯矩 22MDR?MDHR?MDV?444.572?52520.052?52521.93N?mm 截面D左侧合成弯矩 22MDL?MDHL?MDV?24216.52?52520.052?57834.20N?mm f.绘制扭矩图T2?93108N?mm 5.2.3校核轴的强度 因轴截面D左边处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 d3363?3.14??4578.12 其抗弯截面系数为W???3232M64226.27??14Mpa W4578.12查表15-1[2]得45钢调质处理，则轴的许用弯曲应力[σ-1]=60MPa，σ<[σ-1]，所以强度满足要求。 最大弯曲应力为??

第 28 页 共 39 页

5.3. Ⅲ轴（输出轴）的设计 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n3=98.921r/min；功率P3=3.046kW；轴所传递的转矩T3=294066N?mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。 d?A0?3P23.046?115?3?36.01mm n298.921由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=45mm （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析。 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=14×9mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为43mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。 各轴段直径的确定 d1：用于连接链轮，直径大小为链轮的内孔径，d1=45mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定链轮轴向定位，根据链轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=50mm,查表16-11[1]，故用：O形橡胶密封圈42.5错误！未找到引用源。 d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=55mm，选取轴承型号为角接触轴承7211AC d4：考虑轴承安装的要求，查得7211AC轴承安装要求da=64mm，根据轴承安装尺寸选择d4=64mm。 d5：轴肩，故选取d5=69mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径d6=62mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=55mm。 各轴段长度的确定 L1：根据链轮的尺寸规格确定，选取L1=(1.5~2)d1，故取67.5mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=62mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=21mm。

第 29 页 共 39 页

L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=64mm。 L5：轴肩，选取L5=10mm。 L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=60mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=33.5mm。 轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径45 50 55 64 69 62 55 (mm) 长度67.5 60 21 64 10 60 43 (mm) （5）弯-扭合成强度校核 a.画低速轴的受力图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径） 分度圆直径：d4?184.14mm 作用在齿轮上的力：圆周力：Ft4?2T32?294066?N?3193.94N d4184.14 径向力：Fr4?Ft4tan?tan20?3193.94??1202.58N cos?cos14.835 轴向力：Fa4?Ft4tan??3193.94?tan14.835?845.96N c.计算作用在轴上的支座反力 第一段轴中点到轴承中点距离Lc=91.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=114.5mm，齿轮中点到轴承中点距离La=64.5mm d.支反力 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=1007.1N FAH?Q?(La?Lb?Lc)?Fr4?La?Fa4?La?Lb?Lcd42184.142?1005.91N 1007.1?(64.5?114.5?91.5)?1202.58?64.5?845.96??64.5?114.5?91.5FBH?Q?FAH?Fr4?1007.1?1005.91?1202.58??1201.39N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV FAV?Ft4?La64.5?3193.94??1150.89N La?Lb64.5?114.5第 30 页 共 39 页

FBV?Ft4?Lb114.5?3193.94??2043.05N La?Lb64.5?114.522?FAV?1005.912?1150.892?1528.53N 轴承A的总支承反力为：FA?FAH22?FBV?1201.392?2043.052?2370.1N 轴承B的总支承反力为：FB?FBHe.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： MAH?Q?La?1007.1?64.5?64957.95N?mm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩： MCHL?FBH?La??1201.39?64.5?77489.66N?mm 错误！未找到引用源。 在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：在垂直面上，轴截面C所受弯矩： MCV?FAV?Lb?1150.89?114.5?131776.91N?mm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩： 22MA?MAH?MAV?64957.952?0?64957.95N?mm 截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩： 22MCL?MCHL?MCV?77489.662?131776.912?152871.85mm 截面C右侧合成弯矩： 22MCR?MCHR?MCV?397.882?131776.912?131777.51N?mm 截面D处合成弯矩：g.绘制扭矩图T=294066N.mm 作弯矩图，扭矩图如下

第 31 页 共 39 页

5.3.3.校核轴的强度 因c处轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 d3523????13804.16mm3 其抗弯截面系数为W???3232M176500.81??12.78Mpa W13804.16查表15-1[2]得45钢调质处理，许用弯曲应力[σ-1]=60MPa，σ<[σ-1]，所以强度满足要求。 最大弯曲应力为?? 6.滚动轴承的选择和寿命计算 6.1高速轴上的轴承寿命计算 轴承型号 7205AC 内径 25mm 外径 52mm 宽度 15mm 基本额定动载荷 15.8kN 要求寿命为Lh?8?300?8?19200h(8年）。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

第 32 页 共 39 页

F?r1R2?RAV?AH2336.27?312.542222?459.08N Fr2?R2BH?RBV?2105.42?348.62?364.21N FFFd1?0.68?Fr1?0.68?459.08?312.17N ?0.68?Fr2?0.68??247.66N错误！未找到引用源。 ?Fa1?Fd2?226.04?247.66?473.7N d2由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 a1Fa1?;??247.66NFa2Fd2Fr1473.7247.66?1.03;Fa2??0.68 459.08Fr2364.21查表13-5[2]得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表13-6[2]得错误！未找到引用源。=1，,查表13-4[2]可知ft=1 P?f(X?F?Y?Fr1d1r11a1)?1?（0.41?459.08?0.87?473.7）?600.34N a2Pr2?f(X?F?Y?Fd2r22)?1?364.21?364.21N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 ?(Lh?1060n6ft?CrPr3)??(60?14451061?15800)600.343?210261.78h?19200h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 6.2中间轴上的轴承寿命计算 轴承型号 7206AC 内径 30mm 外径 62mm 宽度 16mm 基本额定动载荷 22kN 轴承基本额定动载荷Cr=22kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=192000h。 Fa2Fd2Fd1F轴承1 r2FFa3Fr1轴承B 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： Fr1?

RAH?RAV?22392.62?722.55?822.32N 第 33 页 共 39 页

2Fr2?RBH?RBV?22440.32?954.91?1051.53N 2FFFd1?0.68?Fr1?0.68?822.32?559.18N ?0.68?Fr2?0.68?1051.53?715.04N错误！未找到引用源。 ?Fd1?559.18 d2由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 a1FFFPPa2?Fd1?Fa?559.18?216.11N?775.29N ?559.18775.29?0.68;Fa2??0.73 822.32Fr21051.53a1r1查表13-5[2]得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87 查表13-6[2]得错误！未找到引用源。=1，,查表13-4[2]可知ft=1 r1??f(X?F?Y?Fd1r11d2r22a1)?1?（1?822.32?0?559.18）?822.32N )?1?(0.41?1051.53?0.87?775.29)?1105.63Nr2f(X?F?Y?F3a2 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 ?(Lh?1060n6ft?CrPr)?60?325.45106?(1?22000)1105.633?357952.53?19200h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 6.3低速轴上的轴承寿命计算 轴承型号 7211AC 内径 55mm 外径 100mm 宽度 21mm 基本额定动载荷 50.5kN 轴承基本额定动载荷Cr=50.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=19200h。 Fa2Fd2Fd1轴承A F r 2FFa3Fr1轴承B 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 22Fr1?FAH?FAV?1005.912?1150.892?1528.53N

第 34 页 共 39 页

22Fr2?FBH?FBV?1201.392?2043.052?2370.1N FFd1?0.68?Fr1?0.68?1528.53?1039.40N ?0.68?Fr2?0.68?2370.1?1611.67N错误！未找到引用源。 d2由于Fa?Fd1?845.96?1039.40?1885.36?Fd2 计算可知，轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”。 FFFPPa1?Fd1?1039.40N;Fa2?Fd1?Fa?1885.36N ?1039.401885.36?0.67;Fa2??0.80 1528.53Fr22370.1a1r1查表13-5[2]得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87 查表13-6[2]得错误！未找到引用源。=1，查表13-4[2]可知ft=1 r1??f(X?F?Y?Fd1r11d2r22a1)?1?1528.53?1528.53N )?1?(0.41?2370.1?0.81?1885.36)?2498.8N r2f(X?F?Y?F6a2取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 ?(Lh?1060nft?CrPr3)??(60?98.9211061?50500)2498.83?1390720.6?19200h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第7章 键连接的选择与校核 7.1高速轴与大带轮键连接校核 选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据d1?20mm，选取键C6?36（GB/T1096?2003)，单圆头普通平键，h?6 键的工作长度l?L?b?36?6?30mm，大带轮材料为铸铁，由课本表6-2查得键的许用挤压应力[?p]?60Mpa，键连接工作面的挤压应力 4000T4000?21.843??27.2Mpa?[?p]?60 hld6?30?20所选键满足强度要求。 ?p? 7.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据d2?36mm，选取

第 35 页 共 39 页

键b?h?10?（8GB/T1096?2003)，A型键即圆头普通平键，键长L?56mm 键的工作长度l?L?b?56?10?46mm，低速级小齿轮材料为40Cr，由课本表6-2查得键的许用挤压应力[?p]?120Mpa，键连接工作面的挤压应力 4000T4000?93.108??28.11Mpa?[?p]?120 hld8?46?36所选键满足强度要求。 7.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 ?p?选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据d4?36mm，选取键b?h?10?（8GB/T1096?2003)，A型键即圆头普通平键，键长L?40mm 键的工作长度l?L?b?40?10?30mm，高速级大齿轮材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力[?p]?120Mpa，键连接工作面的挤压应力 4000T4000?93.108??43.11Mpa?[?p]?120 hld8?30?36所选键满足强度要求。 7.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 ?p?选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据d6?62mm，选取键b?h?18?11（GB/T1096?2003)，A型键即圆头普通平键，键长L?56mm 键的工作长度l?L?b?56?18?34mm，低速级大齿轮材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力[?p]?120Mpa，键连接工作面的挤压应力 4000T4000?294.066??50.7Mpa?[?p]?120 hld11?34?62所选键满足强度要求。 7.5低速轴与联轴器键连接校核 ?p?选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据d1?45mm，选取键C14?63（GB/T1096?2003)，单圆头普通平键，h?9 键的工作长度l?L?b?63?14?49mm，联轴器材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力[?p]?120Mpa，键连接工作面的挤压应力

第 36 页 共 39 页

4000T4000?294.066??59.27Mpa?[?p]?120 hld9?49?45所选键满足强度要求。 ?p? 第八章 联轴器的选择 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3;计算转矩Tc=K×T=1.3?294.066?382.29N?m （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为TL7弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=500N?m，许用转速[n]=3600r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=382.29N?m

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/gv93.html