二级斜齿、带传动论文

目录

摘要..........................................................................I Abstract.....................................................................II 设计原始数据 ................................................................. 1 第一章 传动装置总体设计方案 .................................................. 1

1.1 传动方案 ............................................................................................................................ 1 1.2 该方案的优缺点 ................................................................................................................ 1 第二章 电动机的选择 .......................................................... 3

2.1 计算过程 ............................................................................................................................ 3

2.1.1 选择电动机类型 ..................................................................................................... 3 2.1.2 选择电动机的容量 ................................................................................................. 3 2.1.3 确定电动机转速 ..................................................................................................... 3 2.1.4 二级减速器传动比分配 ......................................................................................... 4 2.1.5 计算各轴转速 ......................................................................................................... 4 2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率 ............................................................................. 5 2.1.7 计算各轴的输入、输出转矩 ................................................................................. 5 2.2 计算结果 ............................................................................................................................ 6 第三章 带传动的设计计算 ...................................................... 7

3.1 已知条件和设计内容 ........................................................................................................ 7 3.2 设计步骤 ............................................................................................................................ 7 3.3 带传动的计算结果 ............................................................................................................ 9 第四章 齿轮传动的设计计算 ................................................... 10

4.1高速级齿轮传动计算 ....................................................................................................... 10 4.2低速级齿轮传动计算 ....................................................................................................... 14 第五章 轴的结构设计及校核 ................................................... 19

5.1 轴的材料选择及最小直径的估算 .................................................................................. 19 5.2 高速轴的结构设计与计算 .............................................................................................. 19

5.2.1 高速轴的结构设计 ............................................................................................... 19 5.2.2轴强度的校核计算 ................................................................................................ 21 5.2.3键联接选择与强度的校核计算 ............................................................................ 23 5.3 中间轴的结构设计与计算 .............................................................................................. 23

5.3.1 中间轴的结构设计 ............................................................................................... 23 5.3.2轴强度的校核计算 ................................................................................................ 24 5.3.3 键联接选择与强度的校核计算 ........................................................................... 30 5.4 低速轴的结构设计与计算 .............................................................................................. 31

5.4.1 低速轴的结构设计 ............................................................................................... 31 5.4.2 轴强度的校核计算 ............................................................................................... 32 5.4.3 键联接选择与强度的校核计算 ........................................................................... 34 5.5轴承的选择及校核 ........................................................................................................... 34

5.5.1轴承的选择 ............................................................................................................ 34 5.5.2轴承的校核 ............................................................................................................ 35 5.6 联轴器的选择 .................................................................................................................. 36 第六章 箱体的结构设计以及润滑密封 ........................................... 37

6.1 箱体的结构设计 .............................................................................................................. 37 6.2 轴承的润滑与密封 .......................................................................................................... 37 6.3 减速器润滑方式 .............................................................................................................. 38 设计小结.................................................................... 39 参考文献.................................................................... 40

摘要

本设计主要是关于带式运输机上的二级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计与计算，严格按照设计要求对减速机进行设计选型。

第一章主要讲的是传动装置总体设计方案，和该方案的优缺点。第二章主要主要讲的是，电动机的选择。第三章主要讲的是带传动的设计计算。第四章讲的是齿轮传动的设计计算。第五章讲的是轴的结构设计及校核。第六章讲的是箱体的结构设计以及润滑密封。

Abstract

This design is mainly the two stage expansions of cylindrical helical gear reducer design and calculation for a belt conveyor, in strict accordance with the design requirements of the design and selection of speed reducer.

The first chapter is mainly about the general design scheme of the driving device, and the

advantages and disadvantages of the scheme. The second chapter is mainly about the, the choice of motor. The third chapter is mainly about the design and calculation of belt drive. The fourth chapter is about the design and calculation of gear transmission. The fifth chapter is about the structure design and check the shaft. The sixth chapter is about the structure design of box sealing and lubrication.

设计原始数据

参数 滚筒直径 运输带速度 运输带工作扭矩 运输带工作拉力 符号 D V T F=1000T/0.5D 单位 MM m/s N·m N 数值 300 1 980 6533.333 第一章 传动装置总体设计方案

1.1 传动方案

传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。

方案简图如1.1所示。

图 1.1传动装置简图

展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。

1.2 该方案的优缺点

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

1

第三章 带传动的设计计算

3.1 已知条件和设计内容

设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速n1；大带轮带轮转速n2与传动比i。

3.2 设计步骤

（1）确定计算功率pca

查得工作情况系数KA=1.2。故有： pca=KAPD?9.60 kW （2）选择V带带型 据pca和n选用A带。

（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速

1）初选小带轮的基准直径dd，取小带轮直径dd1=90mm。 2）验算带速v，有： v???dd1?n060?1000

=6.88 m/s

因为6.88 m/s在5m/s—30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径dd2

dd2?i ?dd1?180mm 取dd2=180mm （4）确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)初定中心距a0=324mm 2)计算带所需的基准长度

(dd1?dd2)2 Ld0?2a0?(dd1?dd2)?

24a0? 7

=1078mm

选取带的基准长度Ld=1120mm 3）计算实际中心距 a?a0?Ld?Ld0?345m 2中心局变动范围：amin?a?0.015d?328.20 mm amax?a?0.03d?378.60 mm （5）验算小带轮上的包角

??180?(dd2?57.3??dd1)??165.05 ?>120?

a（6）计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr 由dd1?90mm和n0?1460.00 r/min查得 P0=1.07KW

据n0=1460.00 r/min，i=2.000 和A型带，查得 ?P0=0.17KW

查得K?=0.96，KL=0.91，于是： Pr=(P0+?P0)?KL?K? =1.08 KW 2）计算V带根数z Z?pca?8.87 Pr 故取9根。

（7）计算单根V带的初拉力最小值(F0)min 查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以

8

(F0)min?500?=129.13 N

(2.5?K?)Pca?qv2

K??z?v应使实际拉力F0大于(F0)min （8）计算压轴力Fp 压轴力的最小值为： (Fp)min=2z(F0)minsina 2 =2304.63 N

3.3 带传动的计算结果

把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。

表 3.1 带传动的设计参数

带型 小带轮直径 大带轮直径 带的根数 带速 A 90mm 180mm 9 6.88 m/s 中心距 包角 带长 初拉力 压轴力 345mm 165.05 ? 1120mm 129.13 N 2304.63 N

9

第四章 齿轮传动的设计计算

4.1高速级齿轮传动计算

选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数81，初选螺旋角??14?。

按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径

2d1t?3其中：

2KtT1u?1?ZHZE??d??u??[?H]????

Kt——载荷系数，选Kt?1.6

?d——齿宽系数，取?d?1

??——端面重合度，?????1???2，查得??1?0.75，??2?0.84，

则???1.59

u——齿轮副传动比，u?4.01 ZH——区域系数，查得ZH?2.433

ZE——材料的弹性影响系数，查得ZE?189.8MPa

12??H?——许用接触应力，??H????H?1???H?22

查得齿轮1接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa。 查得齿轮2接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa。

计算应力循环次数：（设2班制，一年工作365天，工作10年）

N1?60n1jLh?60?730.00 ?1?(2×8×365×10)?25.58 ?108

N2?N1?i26.38 ?108

查得接触疲劳寿命系数KHN1?0.89，KHN2?0.91

10

取失效概率为1%，安全系数S?1，得：

??H?1?KHN1?Hlim1?534MPa

S??H?2?KHN2?Hlim2?500.5MPa

S则许用接触应力

??H????H?1???H?2=517.25MPa

2有

2KtT1u?1?ZHZE?3??d1t??58.14 mm ??d??u?[?H]??圆周速度

?d1tn1v??1.54 m/s

60?1000齿宽

2b??dd1t?58.14 mm

模数

mnt?d1tcos??2.82 mm z1h?2.25mnt?6.35 mm

b/h?9.16

纵向重合度

???0.318?dz1tan??1.59

计算载荷系数K：

已知使用系数KA?1；

根据v?2.22 m/s，7级精度，查得动载系数Kv?1.08；

用插值法查得7级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH??1.42 ；

查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数KF??1.25； 查得齿间载荷分配系数KH??KF??1.2； 故载荷系数

11

K?KAKvKH?KH??1.84

按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

d1?d1t3计算模数mn：

K?42.27 mm Ktmn?按齿根弯曲强度：

d1cos??2.96 mm z1mn?32KT1Y?cos2?YFaYSa ?2????dz1??F计算载荷系数

K?KAKvKF?KF??1.89

根据纵向重合度???1.59 ，查得螺旋角影响系数Y??0.88 计算当量齿数

zv1?z1?21.89 3cos?z2?88.67 cos3?zv2?查取齿形系数：查得YFa1?2.72 ，YFa2?2.21 查取应力校正系数： YSa1?1.57，YSa2?1.779 查得齿轮1弯曲疲劳极限?FE1?500MPa 查得齿轮2弯曲疲劳极限?FE2?380MPa 取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.93，KFN2?0.95 计算弯曲疲劳使用应力：

取弯曲疲劳安全系数S?1.4，得

??F?1?KFN1?FE1?332.14 MPa

S 12

??F?2?KFN2?FE2S?257.86 MPa

计算齿轮的

YFaYSa

??F?并加以比较

YFa1YSa1??F?1?0.0129

YFa2YSa2??F?2?0.0152

齿轮2的数值大 则有：

2KT1Y?cos2?YFaYSamn?3??1.94 mm 2????dz1??F对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数mn?2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1?58.14 mm来计算应有的齿数。

则有：

z1?d1cos??29.56 ?30 mn取z1?30，则z2?120.20 ?120 几何尺寸计算

计算中心距：

a??z1?z2?mn=154.59

2cos?mm

将中心距圆整为155mm。

按圆整后的中心距修正螺旋角：

?z?z?m??arccos12n=14.59

2a因?值改变不多，故参数??、K?、ZH等不必修正。

计算齿轮分度圆直径：

13

d1?z1mn?62.00 mm cos?d2?z2mn?248.00 mm cos?计算齿轮1宽度：

b1??dd1?62.00 mm

圆整后取B1?65mm。 齿轮2宽度B2?60mm。

4.2低速级齿轮传动计算

选用斜齿圆柱齿轮，齿轮3材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮4材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮3齿数20，齿轮4齿数58，初选螺旋角??14?。

按齿面接触强度： 齿轮3分度圆直径

2d1t?3其中：

2KtT1u?1?ZHZE??d??u??[?H]????

Kt——载荷系数，选Kt?1.6

?d——齿宽系数，取?d?1

??——端面重合度，?????1???2，查得??1?0.75，??2?0.84，

则???1.59

u——齿轮副传动比，u?2.86 ZH——区域系数，查得ZH?2.433

ZE——材料的弹性影响系数，查得ZE?189.8MPa

12??H?——许用接触应力，??H????H?1???H?22

查得齿轮3接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa。

14

查得齿轮4接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa。

计算应力循环次数：（设2班制，一年工作365天，工作10年）

N1?60n1jLh?60?182.20 ?1?(2×8×365×10)?6.38 ?108

N2?N1?i22.23 ?108

查得接触疲劳寿命系数KHN1?0.9，KHN2?0.91

取失效概率为1%，安全系数S?1，得：

??H?1?KHN1?Hlim1?540MPa

S??H?2?KHN2?Hlim2?500.5MPa

S则许用接触应力

??H????H?1???H?2=520.25MPa

2有

2KtT1u?1?ZHZE?d1t?3?d??u??[?H]圆周速度

????93.88 mm ?2v?齿宽

?d1tn160?1000?0.90 m/s

b??dd1t?93.88 mm

模数

mnt?d1tcos??4.55 mm z1h?2.25mnt?10.25 mm

b/h?9.16

纵向重合度

???0.318?dz1tan??1.59

计算载荷系数K：

已知使用系数KA?1；

根据v?0.90 m/s，7级精度，查得动载系数Kv?1.01；

15

用插值法查得7级精度、齿轮3相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH??1.43 ；

查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数KF??1.3； 查得齿间载荷分配系数KH??KF??1.1； 故载荷系数

K?KAKvKH?KH??1.59

按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

d1?d1t3计算模数mn：

mn?K?93.64 mm Ktd1cos??4.54 mm z1按齿根弯曲强度：

mn?32KT1Y?cos2?YFaYSa ?2???F?dz1??计算载荷系数

K?KAKvKF?KF??1.44

根据纵向重合度???1.59 ，查得螺旋角影响系数Y??0.88 计算当量齿数

zv1?z1?21.89 3cos?z2?63.49 cos3?zv2?查取齿形系数：查得YFa1?2.72 ，YFa2?2.27 查取应力校正系数： YSa1?1.57，YSa2?1.736 查得齿轮3弯曲疲劳极限?FE1?500MPa 查得齿轮4弯曲疲劳极限?FE2?380MPa

16

取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.94，KFN2?0.96 计算弯曲疲劳使用应力：

取弯曲疲劳安全系数S?1.4，得

??F?1?KFN1?FE1?335.71 MPa

S??F?2?KFN2?FE2?260.57 MPa

S 计算齿轮的

YFaYSa

??F?并加以比较

YFa1YSa1??F?1?0.0127

YFa2YSa2??F?2?0.0151

齿轮4的数值大 则有：

2KT1Y?cos2?YFaYSamn?3????F?2.80 mm ?dz12??对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数mn?3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1?93.88 mm来计算应有的齿数。

则有：

z1?d1cos??30.29 ?30 mn取z1?30，则z2?85.86 ?86 几何尺寸计算

计算中心距：

a??z1?z2?mn=179.33

2cos?mm

将中心距圆整为180mm。

17

按圆整后的中心距修正螺旋角：

?z?z?m??arccos12n=14.84

2a因?值改变不多，故参数??、K?、ZH等不必修正。

计算齿轮分度圆直径：

d1?z1mn?93.10 mm cos?d2?z2mn?266.90 mm cos?计算齿轮3宽度：

b1??dd1?93.10 mm

圆整后取B1?95mm。 齿轮4宽度B2?90mm。

表4.1 各齿轮主要参数

名称 中心距 传动比 模数 螺旋角 代号 a i mn β 单位 mm mm ° ° 高速级 小齿轮 155 4.01 2 14.59 20 20 30 62.00 66.00 57.00 65 左旋 120 248.00 252.00 243.00 60 右旋 大齿轮 低速级 小齿轮 180 2.86 3 14.84 20 20 30 93.10 99.10 85.60 95 右旋 86 266.90 272.90 259.40 90 左旋 大齿轮 端面压力角 a 啮合角 齿数 a’ ° z mm mm mm mm HBS 分度圆直径 d 齿顶圆直径 da 齿根圆直径 df 齿宽 b 螺旋角方向 材料 齿面硬度

40Cr（调质） 45钢（调质） 40Cr（调质） 45钢（调质） 280 18

240 280 240 第五章 轴的结构设计及校核

5.1 轴的材料选择及最小直径的估算

根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：

dmin?A3Pmm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对n轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103—126，则取A=110。

Ⅰ轴d1?A3P1?24.11 mm n1P2?37.77 mm n2P3?52.91 mm n3Ⅱ轴d2?A3Ⅲ轴d3?A3考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为： Ⅰ轴d1min?d1?(1?7%)?25.79 mm Ⅱ轴d2min?d2?(1?10%)?43.44 mm Ⅲ轴d3min?d3?(1?10%)?60.85 mm

将各轴的最小直径分别圆整为：d1=30 mm，d2=45 mm，d3=60 mm。 减速器装配草图的设计

根据轴的零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器装配草图。

5.2 高速轴的结构设计与计算

5.2.1 高速轴的结构设计

高速轴的轴系零件如图所示

19

图5.1 高速轴的结构

（1）各轴段直径的确定

d11：轴1的最小直径，d11=d1min=30mm。

d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封），d12=33mm。

d13：滚动轴承处轴段，d13=35mm，选取轴承型号为角接触球轴承7007C。 d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=41。 d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的热处理工艺相同，均为45钢，调质处理。

d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=41mm。 d17：滚动轴承轴段，d17=35mm。 各轴段长度的确定

l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=44mm。 l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=55.6mm l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=12mm l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=122.5mm l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=65mm

l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mm l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=14mm

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图5.2高速轴的尺寸图 表5.1高速轴各段尺寸

直径 mm 长度 mm

d11 30 l11 44 d12 33 l12 55.6 d13 35 l13 12 d14 41 l14 122.5 d15 d16 d17 35 l17 14 62.00 41 l15 65 l16 20 5.2.2轴强度的校核计算 5.2.2.1轴的计算简图

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不知方式有关。其中L1=83.6mm，L2=161mm，L3=59.5。 5.2.2.2弯矩图

根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩 MV 图

?=99.50 N?m≈T???，齿轮分度圆直径d=93.10 已知T???=100.51 N?m，T???mm，

则

Fr?T????1000?1621.10 N d 21

FNV1?Frl3?437.44 N l3?l2M?FNV1l2?70.43 N?m

图 5.3 轴的载荷分析图

5.2.2.3扭矩图

扭矩图如图5.3所示。

22

5.2.2.4校核轴的强度

取??0.3，查得[?-1]?60MPa，t=4mm。

W??d3bt(d-t)232-2d?23382.81 mm3

M2?(?T)2M2?T2?ca?()?4()??[?-1]

W2WW所以

?ca?3.28 MPa?[?-1]?60MPa

故该轴满足强度要求。

5.2.3键联接选择与强度的校核计算

轴1上的键选择的型号为键C8×42 GB/T1096

键的工作长度为l=L-b/2=42-8/2=38mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得[?p]?150MPa，则其挤压强度

2T?103?p??35.27 MPa?[?p]?150MPa

kld满足强度要求。

5.3 中间轴的结构设计与计算

5.3.1 中间轴的结构设计

中间轴的轴系零件如图所示

图5.4 中间轴的结构

（1）各轴段直径的确定

23

d21：根据轴2的最小直径，滚动轴承处轴段，d21=45mm，选取轴承型号为角接触球轴承7009C。

d22：低速级小齿轮轴段，d22=51mm。 d23：轴环，根据齿轮的定位要求d23=57mm。 d24：高速级大齿轮轴段，d24=49mm。

d25：根据轴2的最小直径，滚动轴承处轴段，d25=45mm。 各轴段长度的确定

l21：由滚动轴承以及装配关系确定，取l21=36mm。 l22：由低速级小齿轮的宽度确定，取l22=95mm l23：轴环宽度，取l23=10mm

l24：由高速级大齿轮的宽度确定，取l24=58mm l25：由滚动轴承以及装配关系确定，取l25=40.5mm

图5.5中间轴的尺寸图 表5.2中间轴各段尺寸

直径 mm 长度 mm

d21 45 l21 36 d22 51 l22 95 d23 57 l23 10 d24 49 l24 58 d25 45 l25 40.5 5.3.2轴强度的校核计算

24

5.3.2.1轴的计算简图

1.轴上力的作用点位置和支点跨距的确定

齿轮对轴的力作用点按计划原则，应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的为角接触轴承型号为7009C，查数据可知他的负荷作用中心到轴承外端面的距离a=9mm，因此可以计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L≈221.5mm。低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离L1≈74.5mm；两齿轮的力作用点之间的距离L2≈87.5mm；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L3≈61.5mm。 2.绘制轴的力学模型图

初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如下。

a)力学模型图b)V面力学模型图c)V面弯矩图d)H面力学模型图e)H面弯矩图f)合成弯矩图g)弯矩图h)当量弯矩图

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图5.6 轴的力学模型及转矩弯矩图

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d37：轴3的最小直径，d37=d3min=60mm。 各轴段长度的确定

l31：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l31=40.5mm。 l32：由低速级大齿轮的宽度确定，取l32=90mm l33：轴环宽度，取l33=10mm

l34：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l34=85mm l35：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l35=16mm

l36：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l36=51.6mm l37：根据减速器的具体规格确定，取l37=84mm

图5.8低速轴的尺寸图 表5.3低速轴各段尺寸

直径 mm 长度 mm d31 65 l31 40.5 d32 72 l32 90 d33 78 l33 10 d34 72 l34 85 d35 65 l35 16 d36 63 l36 51.6 d37 60 l37 84 5.4.2 轴强度的校核计算 5.4.2.1 轴的计算简图

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不知方式有关。其中L1=101.6mm，L2=148mm，L3=77.5mm。 5.4.2.2弯矩图

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根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩 MV 图

?=1052.19 N?m≈T???，齿轮分度圆直径已知T???=1062.82 N?m，T???d=93.10 mm，则

Fr?T????1000?7964.26 N dFNV1?Frl3?2737.16 N l3?l2M?FNV1l2?431.10 N?m

图 5.9 轴的载荷分析图

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5.4.2.3 扭矩图

扭矩图如图5.9所示。 5.4.2.4校核轴的强度

取??0.3，查得[?-1]?60MPa，t=7.5mm。

W??d3bt(d-t)232-2d?36576.32 mm3

M2?(?T)2M2?T2?ca?()?4()??[?-1]

W2WW所以

?ca?14.66 MPa?[?-1]?60MPa

故该轴满足强度要求。

5.4.3 键联接选择与强度的校核计算

轴端联轴器键选择的型号为键20×84 GB/T1096

键的工作长度为l=L-b=84-20=64mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得[?p]?150MPa，则其挤压强度

2T?103?p??76.88 MPa?[?p]?150MPa

kld满足强度要求。

5.5轴承的选择及校核

5.5.1轴承的选择

Ⅰ轴选轴承为：7007C； Ⅱ轴选轴承为：7009C； Ⅲ轴选轴承为：7013C。 所选轴承的主要参数见表5.10。

图5.10轴承参数

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表 5.4 所选轴承的主要参数

基本尺寸/mm 轴承代号 d D 62 75 100 B 14 16 18 安装尺寸/mm da 41 51 72 Da 56 69 93 基本额定 /kN a 动载荷Cr 静载荷C0r mm 19.5 25.8 40 14.2 20.5 35.5 13.5 16 20.1 7007C 35 7009C 45 7013C 65 5.5.2轴承的校核

（一）滚动轴承的选择，根据载荷以及速度情况，选择轴承为角接触球轴承。选择的轴承型号为：7009C。其基本参数查表得：Cr=25.8kN,Cr0=20.5kN，e=0.38，Y=1.4，Y0=0.8。

（二）滚动轴承的校核

1.径向载荷Fr

根据轴的分析，可知：A点总支反力Fr1=FRA=7054.51 N，B点总支反力Fr2=FRB=6490.65 N。

2.轴向载荷Fa.

外部轴向力Fae=Fa3-Fa2=1305.46 N，从最不利受力情况考虑，Fae指向A处1轴承（方向向左）；轴承派生轴向力由角接触球轴承的计算公式Fd=Fr/(2Y)求出；Fd1=Fr1/(2Y)=2519.47 N（方向向右）；Fd2=Fr2/(2Y)=2318.09 N（方向向左）。

因为Fae+Fd2=3623.55 N>2519.47 N=Fd1，所以A处1轴承被压紧，B处2轴承放松。故：Fa1=Fae+Fd2=3623.55 N，Fa2=Fd2=2318.09 N。

3.当量动载荷P

根据工况（无冲击或轻微冲击），查得载荷系数fP=1.1。 1轴承：因Fa1/Fr1=0.51 >0.38=e，可知： P1=fP（0.4Fr1+YFa1）=8684.25 N

2轴承：因Fa2/Fr2=0.36 >0.38=e，可知： P2=fP（0.4Fr2+YFa2）=6425.74 N 4.验算轴承寿命

因P1>P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）

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×365（天）×16（小时）=58400h。

106ftCr?Lh?()=52681.00 h>58400h。

60n2P1其中，温度系数ft=1.2（轴承工作温度小于120度），轴承具有足够寿命。

5.6 联轴器的选择

由于设计的减速器伸出轴D?60 mm，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：

主动端：J型轴孔、A型键槽、d?60 mm、L? 84mm 从动端：J1型轴孔、A型键槽、d?60mm、L?84 mm

J60×84

选取的联轴器为：TL8 GB/T5843 J160×84

联轴器所传递的转矩T=1031.14 N?m，查得工况系数KA=1.9，联轴器承受的转矩为

Tca?KA?T?1959.18 N?m

查得该联轴器的公称转矩为40000N?m，因此符合要求。

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