圆柱齿轮减速器设计.pdf

呼伦贝尔学院工程技术学院 目 录 一、设计任务书.(3)二、动力机的选择.(4)三、计算传动装置的运动和动力参数.(5)四、传动件设计计算（齿轮）(6)五、轴的设计.(12)六、滚动轴承的计算.(20)七、连结的选择和计算.(21)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(22)九、箱体及其附件的结构设计.(22)十、设计总结.(23)十一、参考资料.(23)呼伦贝尔学院工程技术学院 第 1 页(共 48 页)计算及说明 结果 一、课程设计任务书 一、设计题目：设计圆锥圆柱齿轮减速器 设计运输设备。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。输送带的拉力 F(KN)：4KN；滚筒直径 D（mm）：360mm；带速 V（m/s）：0.95m/s；该装 置连续单向传送，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35 度，输送带速度允许误差5%。两班制，工作寿命 8 年（设每年工作 300天），四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。（图 1）呼伦贝尔学院工程技术学院 第 2 页(共 48 页)二、原始数据：传送带拉力 F(KN)传送带速度 V(m/s)鼓轮直径D（mm）使用年限（年）4 0.95 360 8 三、设计内容和要求：1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。2.要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图一张（0 号或一号图纸）（2）零件工作图两张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例 11。（3）设计计算说明书一份。四、传动方案的拟定 运动简图如下：kwPw8.3 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 3 页(共 48 页)（图 2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输设备。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用角接触轴承。联轴器选用凸缘联轴器。二、动力机的选择（1）选择电动机类型 按工作要求用 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。（2）选择电动机容量 电动机所需工作功率，按参考文献1的（2-1）为 总wrPP 由式（2-1）得 8.3100095.01041000.3VFPw 传动装置的总效率 卷轴承联斜锥带总4 查教材，确定各部分效率为：联轴器效率 95.79总 kwPr5 min/42.50rnw 选用 Y132S-6型 电动机 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 4 页(共 48 页)99.0联，滚动轴承传动效率（四对）98.0轴承，95.0锥，95.0斜，96.0带。代入得%95.7596.00.98.99095.095.096.04总 则所需电动机功率为 kwpr57595.08.3 因载荷平稳，电机额定功率0P略大于rP即可，由指导书上第15章所示的Y系列三相异步电动机技术数据，选电动机的额定功率为 5.5kw,（3）确定电动机转速 min42.50min36095.0100060100060rrDvnw 由设计手册表 13-2 可知，错误!未指定书签。总传动比合理范围为160-16ai，故电动机转速的可选范围为 min2.806772.806min42.50)16016(rrninad 由推荐选择同步转速为 1500minr。由指导书表15.1 查得电动机数据列于表 1 中 表 1 电动机参数 型号 额定功率/kw 满载转速 r/min 轴径 D mm 中心高度 H mm Y132S-6 5.5 1440 38 132 传动比分配:4785.1421iii带 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 5 页(共 48 页)三计算传动装置的运动和动力参数（一）传动装置的总传动比及其分配 计算总传动比：根据电动机满载转速mn及工作机转速n，可得传动装置所要求的总传动比为 56.2842.501440nnim 首先，取V 带的传动比为 4；再合理分配各级传动比：对于圆锥-圆柱齿轮减速器，取锥齿轮传动的传动比785.114.725.025.01ii 则圆柱齿轮传动比 4785.114.712iii（二）各轴转速、输入功率、输入转矩(1)各轴输入功率 kwPPkwPP47.45.9098.08.48.496.05o锥轴承带 kwPP161.47.9099.0916.4斜轴承 05.4w轴承联PP(2)各轴转速 min1440rnnmo min360/irnno 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 6 页(共 48 页)min68.20135.24801rinnm min42.50min42.502rnnrinnIIIw(3)各轴输入转距 mmNPT3316014405105.591055.966电电电 mmNPTII1273301055.96 mmNPTIIII2116001055.96 mmNPTIIIIII7880001055.96 mmNPTwww52.7641055.96 表 2 运动和动力参数 参数 轴号 功率 kw 转速r/min 转矩 mmN 传动比 i 效率 O 轴 5.5 1440 33160 4 0.96 高速轴 4.8 360 127330 1.785 0.94 中速轴 4.47 20168 211600 4 0.96 低速轴 4.16 50.42 788000 1 0.98 工作机 轴 4.16 50.42 764520 四普通V 带的设计计算 已知条件：kwpca6 型三角带选用A:mmdmmddd3559021 mma6000 mmLd91.1927:基准长度 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 7 页(共 48 页)电动机与减速器间用普通 V 带传动，已知 Y 系列三相异步电动机，V 带传动轴所需满足的传动条件：4min14403316050带irnmmNTkwPoo；从动轴转速：360r/min；装置工作时较平稳，每天两班制工作，下面进行设计：1、确定计算功率 查教材表 8-7 查得2.1kA，故 652.1PkpAcakw 2、选择 V 带型号 根据kwPc6和转速 1440，查文献【1】图 8-11，选取 A 型三角带 3、初选带轮的基准直径dd1，并验算带速 v 由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径dd1=90mm，验算带速 v=1000601ndd=6.78m/s 因为 5m/s v 30m/s，故带速合适。4、计算大带轮直径dd2并根据教材表8-6 和表 8-8加以圆整 dd2=i带dd1=360mm 根据表 8-8，取dd2=355mm 5、初选 V 带的中心距a0和基准长度Ld o1113.156：包角 带型根取VA4 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 8 页(共 48 页)因为 0.7（dd1+dd2）a0)0min(F 11、计算压轴力Fp 压轴力的最小值 )(minFp=NzF44.11022sin021min)(五齿轮零件的设计计算(一)直齿圆锥齿轮传动设计 设计参数：785.1min3601273308.41irnmmNTkwP 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用 8 级精度（GB10095-88）(2)材料选择 由机械设计（第八版）表 10-1 1N81043.8 2N8107.4 MpaMpaHH5284.53921 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 10 页(共 48 页)大小齿轮材料均为 45 号钢（调质），小齿轮硬度为 250HBS，大齿轮硬度为 220HBS，二者材料硬度相差 30HBS。(3)选小齿轮齿数 24,则大齿轮84.4224785.1112ziz 古取432z 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式：1td32122.92(1 0.5)EFRRZKTu(1)确定公式内的各计算值 1)试选载荷系数1tk=1.3 2)小齿轮传递的转矩1T=127330mmN 3)取齿宽系数 0.33 查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5801lim 大齿轮的接触疲劳极限MPaH5501lim 4)查表 10-6 选取弹性影响系数218.189 MPaZE 5)由教材公式 10-13 计算应力值环数 8111043.883001613606060hjLnN 881122107.424431043.860iNjLnNh 6)查教材 10-19 图得：93.01HNK 96.02HNK mmdt94.1071 835.2K 取6m 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 11 页(共 48 页)7）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（10-12）得:H1=MPaSKHHN4.539158093.01lim1 H2=MPaSKHHN528155096,02lim1(2)设计计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得 1tdmm94.10735.233.05.0133.01273303.15288.18992.2322 2）计算圆周速度 V mmddRttm13.90)33.05.01(96.107)5.01(11 smndtm/7.110006036013.90100060v11 3）计算载荷系数 系数1AK，根据sm/7.1V，8 级精度查图表（图 10-8）得动载系数08.1VK查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数4.1FHKK根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表 10-9 得25.1beHK;875.125.15.15.1beHFHKKK 载荷系数835.2875.14.108.10.1HHVAKKKKK 4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 mmBmmBmmRmmdmmdmmdmmdmm696968.20883.6017.2943.21524.12025814421212121 12.8849.2721VVzz 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 12 页(共 48 页)3ttKddK=mm98.1393.1835.294.107331ttKKdd 5）计算模数m mm8.52498.139zd11m 查文献【3】表6-29，取6m 6）计算齿轮相关参数。17.29179.179.1arccos1arccos/27.210006036024.120100060v43.215)33.05.01(258)5.01(24.120)33.05.01(144)5.01(2584341442462211122112211uusmndm mddm mddm mm zdm mm zdmRmRm 83.6017.29909012 2121udRmm68.2082179.11442 mmRbR68.6868.20833.0 圆整取mmB692 mmB691 3、校核齿根弯曲疲劳强度(1)确定弯曲强度载荷系数 835.2875.14.108.11FFVAKKKKK(2)计算当量齿数。49.2717.29cos24cos111zzV 22.8883.60cos43cos222zzV MpaMpaFF07.28629.29821 MPaF24.711 MPaF17.362 锥齿轮所选 参数合格 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 13 页(共 48 页)(3)查取齿形系数查教材图表（表 10-5）57.21FY，15.22FY(4)查取应力校正系数查教材图表（表 10-5）6.11SY，74.12SY(5)查教材图表（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE4801,大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE4502(6)查教材图表（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数87.01FNK 89.02FNK(7)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数4.1S，由式FNFEFKS得 F1=MPaSKFFFN29.2984.148087.011 F2=MPaSKFFFN07.2864.145089.022(8)校核弯曲强度条件公式 zbmYYKTRSFF221)5.01(224)33.05.01(6696.157.2127330835.22)5.01(22212211111zmbYYKTRSFF 124.71FMPa 69)33.05.01(64374.115.2127330835.22)5.01(22222222212zmbYYKTRSFF 217.36FMPa 8 级精度 小齿轮 30CrMnSi 调质 硬度 1100HBS 大齿轮 30CrMnSi 调质 硬度 1100HB 1002543zz 1d 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 14 页(共 48 页)由上可知满足弯曲强度，故所选参数合适。(二)圆柱斜齿轮的设计计算 设计参数：4min68.20121160047.42irnmmNTkwPIIIIII 1 选定齿轮的精度等级、材料及齿数（1）圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用 8 级精度（GB10095-88）（2）材料选择 由机械设计（第八版）表 10-1大小齿轮材料均为 30CrMnSi（调质），小齿轮硬度为 1100HBS，大齿轮硬度为 1100HBS，二者材料硬度相差 10HBS。选小齿轮齿数253z,则大齿轮齿数100254324ziz（3）选取螺旋角。初选螺旋角14。2.按按齿面接触强度设计 按书上式（10-21）计算，即 321112HEHdttZZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值 1）查文献【3】试选4.1tK 3N8107.4 4N810177.1 1HMpa1023 MpaH10652 MpaH5.1039 td3m02.48 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 15 页(共 48 页)2）由教材图 10-30 选取区域系数433.2HZ 3）由教材表 10-7 选取齿宽系数1d 4）由教材图 10-26 查得 65.187.078.087.078.02121则，5）小齿轮转距mmNTTII2116001 6）查表10-6 选取材料弹性影响系数218.189 MPaZE 7）查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH8501lim 大齿轮的接触疲劳极限MPaH8001lim 8）由教材式（10-13）计算应力循环次数 83107.48300161268.2016060hIIjLnN 88232410177.14107.460iNjLnNh 9）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数96.093.043HNHNKK，；10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材式（10-12）得 MPaMPaSKHNH10231110093.01lim11 MPaMPaSKHNH10651110096.02lim22 MPaMPaHHH5.1039210651023221 K62.1 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 16 页(共 48 页)（2）计算 1）试计算小齿轮分度圆直径1td，有计算公式得 mmmmdt02.485.10398.189433.2456.112116004.12323 2）计算圆周速度 smsmndvIIt507.010006068.20102.481000603 3）计算齿宽 b 及模数ntm mmmmZdmmmdbtttd864.12514cos43.4902.48cos416.3802.4813333 4）计算纵向重合度 59.114tan258.0318.0tan318.03zd 5）计算载荷系数K 已知载荷平稳，由教材表 10-2 选取使用系数取1AK 根据smv507.0，8 级精度，由教材图 10-8 查得动载系数05.1vK；由表10-4 查得HK的计算公式和直齿轮的相同 故 295.1HK；由教材图10-13 查得18.1FK 由表 10-3 查得2.1FHKK。故载荷系数 62.1285.12.105.11HHvAKKKKK 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 17 页(共 48 页)6）计算接触疲劳强度 EHHZZubduK231T2）（MPa8.189433.24636.16464)14(21160062.122 4.68HMPa 满足接触疲劳强度。3、校核齿根弯曲疲劳强度（1）确定弯曲强度载荷系数 49.118.12.105.11FFVAKKKKK（2）根据纵向重合度,59.1从图查得螺旋角影响系数88.0Y（3）计算当量齿数。37.2714cos25cos3333zzV 46.10914cos100cos3344zzV（4）查取齿形系数查教材图表（表 10-5）575.23FY，18.24FY（5）查取应力校正系数查教材图表（表 10-5）599.13SY，796.14SY（6）查教材图表（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE62013,大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE6204 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 18 页(共 48 页)（7）查教材图表（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数88.03FNK 89.04FNK（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数4.1S，由式FNFEFKS得 F3=MPaSKFFFN71.3894.162088.033 F4=MPaSKFFFN14.3944.162089.044（9）计算大.小齿轮的 1SFYY并加以比较 01055.071.3896.157.21SFYY 0099.014.39479.118.2233fSFYY 小齿轮的数值大（2）设计计算 88.101055.065.1258.014cos88.021160049.12322。nm 取2nm 取分度圆直径 50.41 456.24214cos41.50cos11。nmdz 取251z 1002z 4.几何尺寸计算（1）计算中心距 mmd56.26min 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 19 页(共 48 页)83.12814cos22)10025(cos2)(21。nmzza 取 a=129(2)按整数后中心距修正螺旋角 305.142)(arccos21amzzn 固因改变不多.k.hz不用改变（3）计算大小齿轮分度圆直经 6.51305.14cos225cos11nmzd mm4.206305.14cos2100cos22nmzd（4）计算齿轮宽度 328.4041.508.01dbd 取整412B451B 六、轴的设计计算（一）高速轴的设计 已知参数：785.1min3601273308.41irnmmNTkwP 1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 mmddRm24.120)33.05.01(144)5.01(11 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 20 页(共 48 页)NNFFNNFFNNdTFtatrmt72.37517.29sin20tan93.2117sintan1.67317.29cos20tan93.2117costan93.211724.120127330221111111 2.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取1120A，于是得 mmmmnPAdII56.263608.4112330min 图 1 高速 3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 1。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，由教材图 8-14 得：大带轮与轴配合的毂孔长度dL)25.1(1，-段长度应比毂孔长度略短一些，现取mml50。选用 7207AC 型轴承 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 21 页(共 48 页)2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据mmd57.25min，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7207AC，查得其尺寸为177235BDd故mmd35,mml17。mmd32,mmd3012。3）这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由文献【3】表 7-2 查得 定位轴肩高度：a=(0,07-0.1)d 轴环宽度：b=1.4a 7207AC 型轴承的定位轴肩高度mm40d a，因此取mm40dV-IV。4）取安装齿轮处的轴段 VIIVI 的直径mm32dVII-VI；为使套筒可靠地压紧轴承，56 段应略短于轴承宽度，故取mmLIVV15。5）由文献【2】表 11-10：轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与大带轮右端面间的距离取mmL10，mmLIIIII32。6)由文献【3】表 7-3 及文献【1】：锥齿轮轮毂宽度 为 35mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 22 页(共 48 页)mmLVIIVI50，mmLVIV60（3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由教材表6-1 查得平键截面mmmmhb810，键槽用键槽铣刀加工，长为 36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；同样，大带轮处平键截面为mmmmmmlhb5078与轴的配合为67kH；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2C，轴肩处的倒角可按28.0RR适当选取。4、求轴上的载荷（已知66ABL 77BCL 48CDL）呼伦贝尔学院工程技术学院 第 23 页(共 48 页)图 2 高速轴的载荷分析 从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的HM，VMM及的值列于下表（参看图 2）。满足要求高速轴强度 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 24 页(共 48 页)表 3 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH64.13372NFNH57.34552N NFNV88.8121 NFNV34.292 弯距 M mmNMHC64.101660 mmNMVC4.46096 总弯距 mmNM31.1116234.4609664.101660221 扭距T mmNT127330 NFNFNFart41.204564.380855.8201333 mmd46.31min 选用 7208AC 型轴承 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 25 页(共 48 页)5、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度，根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 MPaWTMca50301.0127330131.11162332221 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由教材表15-1 得MPa601。因此1ca，故安全。（二）中速轴的设计 已知参数：4min68.20121160047.42irnmmNTkwPIIIIII 1 求作用在齿轮上的力 大锥齿轮上受的力 NFFNFFNFFraartt1.67372.37593.2117121212 因已知中速轴小斜齿轮的分度圆直径为 mmzmdn6.51305.14cos252cos33 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 26 页(共 48 页)NFFNFFNNdTFtantrt41.2045tan64.3080costan55.82016.51211600223333323 图 3 中速轴结构图 2初步确定轴的最小直径 先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据教材表15-3，取1120A，于是得 mmmmnPAd46.3168.20147.4112330min 3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 3。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级 7208AC，其 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 27 页(共 48 页)尺寸为的mmmmmmBDd188040。故mmdd40。2）取安装大锥齿轮处的轴段-的直径mmdIIIII43，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。参考文献【1】图 10-39：知齿轮轮毂的宽度为 42mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mml40，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度dh07.0,故取mmh5.3，则轴直径mmdIVIII50。3)取安装大齿轮处的轴段-的直径mmdVIV44，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 45，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mml43，齿轮左端采用轴肩定位，取mmh5.3，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离mma101，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为mma162，齿轮与齿轮之间的距离为mmc20，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是 s,取mms6.已知滚动轴承宽度mmB16。挡油环宽度为 10mm；则 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 28 页(共 48 页)mmmmasBlmmmmasBl50)10216616(10)4345(44)10210616(10)4042(21 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位 锥齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d由教材表 6-1 查得平键截面mmmmmmlhb28812,键槽用键槽铣刀加工，长为 28mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为66mH。同理，由教材表6-1查得平键截面mmmmmmlhb30810,键槽用键槽铣刀加工，长为 26mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为66mH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6k。4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考教材表 15-2，取轴端倒角为2C，各轴肩处的圆角半径在28.0RR选取 4求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 3）做出轴的计算简图（图 4），在确定轴承的支点位置时mmLAB80，mmLBC45，mmLCD72根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图 6）。从轴的结构图以及弯 中速轴的强度 满足要求 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 29 页(共 48 页)距图和扭距图中可以看出截面 B 和 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 B 和 C 处的MMMVH，及，的值列于下表（参看图 6）。表 4 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH7.20573NFNH66.13984 NFNV2.42573 NFNV27.60674 弯距M mmNMHC12.176190 mmNMVC15.436843 总弯距 mmNM98.47103515.43684312.176190221 扭距T mmNT211600 NFNFNFart41.204564.380855.8201444 mmd72.48min 选用 GYS7 型 凸缘联轴器 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 30 页(共 48 页)图 4 中速轴载荷分析 选用 7212AC 型轴承 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 31 页(共 48 页)5 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度，根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 MPaWTMca32221441.02116006.098.471035 MPa27.57 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由教材表15-1 得MPa601。因此1ca，故安全。（三）.低速轴的设计 已知参数：kwPIII16.4，min42.50rnIII，mmNT788000 1求作用在齿轮上的力 受力分析和力的对称性可知 NFFNFFNFFaarrtt41.204564.308055.8201343434 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 32 页(共 48 页)图 5 低速轴结构图 2初步确定轴的最小直径 先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据教材表 15-3，取1120A，于是得 mmmmnPAdIIIIII72.4842.5016.4112330min 可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d（图 4）。为了使所选的轴d与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距IIIAcaTKT，查教材表 14-1，考虑到转距变化很小，故取5.1AK，则 mmNmmNTKTIIIAca.10182.17880005.16 按照计算转距caT应小于联轴器公称转距条件，查指导书，选用 GYS7 型凸缘联轴器，其公称转距为1600000N.mm。故取mmd50，半联轴器长度mmL112，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL1001。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 5。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 33 页(共 48 页)1）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据mmdIII55，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承 7212AC，其内径为 60mm 的,故mmddVIIVIIIIII60；右端滚动轴承采用轴肩定位，故取mmdIIII70。2）取安装齿轮处的轴段d是直径mmdVIV64，齿轮的左端用轴肩定位，故mmdVIV74已知齿轮轮毂宽度为 72mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mmlVIV63。3）参考文献【2】表 11-10，螺钉直径选 10mm，端盖大径取 160，轴承端盖的总宽度为 40mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml12,故取mml74。4）取齿轮距箱体内壁之距离14mma1,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是 s,取8mms，挡油环取 10mm.已知滚动轴承宽度17mmB，故 mmlmmlmmmmdasBlIVIIIVIIVI621056)21016817(2(3）轴上零件的周向定位 低速轴的强度满足要求 NFNFrr69.345527.156521 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 34 页(共 48 页)齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按VIVd由教材表 6-1 查得平键截面mmmmhb1118,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm；选择齿轮轮毂与轴配合为66rH。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面mmmmmm1101016。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6k。(4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考教材表 15-2，取轴端倒角为2C，各轴肩处的圆角半径在2mm-0.8选取 4求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 5）做出轴的载荷分析（图 6），在确定轴承的支点位置时mmLAB114，mmLBC112，mmLCD76根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图 6）。可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 c 处的MMMVH，及，的值列于下表。NFNFdd87.234938.106421 NFNFaa87.234959.272521 NPNP259.38013264.331421 hLh9.205561 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 35 页(共 48 页)表 5 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH68.5925，NFNH96.24876 NFNV48.40645，NFNV07.41376 弯距 M mmNMHC7.934976 mmNMVC64.422172 总弯距 mmNMC925.102587064.4221727.93497622 扭距 T mmNTIII 788000 图 6 低速轴的载荷分析 NFNFrr4.62264.482843 NFNFdd39655.283743 NFNFaa17.48783.321543 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 36 页(共 48 页)5、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度，根据教材式（15-5）及上表(5)中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 MPaWTMIIICca09.43641.07880006.0925.10258703222 前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由教材表 15-1 得MPa601。因此1ca，故安全。七.计算轴承寿命(一)高速轴上轴承的寿命校核 已知参数min360,72.375rnNFa，查教材可知角接触球轴承 7207AC 的基本额定动载荷 C=29000N。1.求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF 由图 4 及表 5 可知，NNFFFNNFFFNHNVrNHNVr69.345534.2957.345527.156588.81264.133722222222221211 2.求两轴承的计算轴向力21aaFF 和 对于 7207AC，按教材中表 13-7，轴承派生轴向力rdFF68.0，因此可算得 NNFFNNFFrdrd87.234969.345568.068.038.106427.156568.068.02211 按教材中式（13-11）得 NFFFFFFdadadd21.166138.106472.37587.2349112121 NPNP04.684955.520943 hLh24.112182 NFNFrr56.482746.410765 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 37 页(共 48 页)NFFNFFdada87.234959.272521.166138.10642211 3.求轴承当量载荷21PP和 eFFeFFrara8.603455.6987.234978.127.156559.27252211 则对于轴承1 1.40X1 7.80Y1 轴承 2 1X2 0Y2 按教材中式（13-8a），当量动载荷)(ardYFXFfP。由于轴承有轻微冲击，查教材表 13-6，取1.1pf，则 NFYFXfParp)59.72527.8027.565141.0(1.1)(11111 N3264.3143 NNFYFXfParp259.3801)069.34551(1.1)(22222 4.计算轴承寿命 由教材式（13-4）知角接触轴承3。因为12PP，所以按轴承 2 的受力大小校核 hPCnLh9.20556295.43801290003606010601036261(二)中速轴上轴承的寿命校核 已知参数 min68.2013.13721.67341.204523rnNFFFaaa，NFNFdd74.328207.279365 NFNFaa48.483807.279365 NPNP32.531043.452565 呼伦贝尔学院工程技术学院 第 38 页(共 48 页)查文献【2】表 6-6：可知角接触球轴承 7208AC的基本额定动载荷 C=35200N。1.求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF 由图 4 及表 5 可知，NNFFFNNFFFNHNVrNHNVr4.622627.606766.13984.47282.42577.205722242442223233 2.求两轴承的计算轴向力21aaFF 和 对于 7208AC，按教材中表 13-7，轴承派生轴向力r