二级展开式减速器课程设计计算说明书.pdf

.目 录 一 减速器设计说明书 5 二 传动方案的分析 5 三 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 6 一、电动机的选择 6 二、传动装置总传动比确实定及各级传动比的分配 7 三、运动参数和动力参数计算 7 四 传动零件的设计计算 8 一、V 带传动设计 8 二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 12 一高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 12 二低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 17 三斜齿轮设计参数表 21 五 轴的设计计算 22 一、轴的构造设计 22 二、轴的构造设计 25 三、轴的构造设计 27 四、校核轴的强度 29 六 轴承的选择和校核 33 七 键联接的选择和校核 35 一、轴大齿轮键的选择 35 二轴大齿轮键的校核 35 八 联轴器的选择 36 九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 36 一、传动零件的润滑 36 二、减速器密封 37 十 减速器箱体设计及附件的选择和说明 37 一、箱体主要设计尺寸 37 二、附属零件设计 40 十一 设计小结 44 十二 参考资料 44 一减速器设计说明书 一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。二、条件：输送机由电动机驱动，经传动装置驱动输送带移动，整机使用寿命为1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带214563F v.6 年，每天两班制工作，每年工作 300 天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为 0.96，要求有过载保护，按单位生产设计。三、设计容：设计传动方案；a)减速器部件装配图一(0 号图幅)；b)绘制轴和齿轮零件图各一；c)编写设计计算说明书一份。二传动方案的分析 三 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 一、电动机的选择 1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用 y 系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量 1工作机卷筒上所需功率 Pw Pw=Fv/1000=4200*1.2/1000=5.04kw(2)电动机所需的输出功率 为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动设齿轮精度为7级、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由2表1-7查得1=0.99，2=0.98，3=0.99，4=0.95，5=0.96，则传动装置的总效率为 总=1223345=0.99*0.982*0.993*0.95*0.96=0.8414 3.选择电动机转速 由2表 13-2 推荐的传动副传动比合理围 普通 V 带传动 i带=24 圆柱齿轮传动 i齿=35 则传动装置总传动比的合理围为 i总=i带i齿 1i齿 2 i总=243535=18100 电动机转速的可选围为 nd=i总wn=18100D2.1100060=1810041014.32.1100060r/min=1006.685592.67r/min 根据电动机所需功率和同步转速，查2表 12-1，符合这一围的常用同步加速有1500minr、1000minr。选用同步转速为:1500 r/min 选定电动机型号为:Y112M-4.二、传动装置总传动比确实定及各级传动比的分配 1.传动装置总传动比 总i=wmnn=75.2593.551440 式中 nm-电动机满载转速:1440 r/min;nw-工作机的转速:55.93 r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i带i齿 1i齿 2 分配原则：1i带i齿 2i带=24 i齿=35 i齿 1=1.31.5i齿 2 根据2表2-3，V形带的传动比取i带=2.6 ，则减速器的总传动比为 i=9.90 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1=3.59 低速级的传动比 i齿2=i/i齿1=2.76 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 mnn01440 r/min n=nm/i带=1440/2.6 r/min=553.85 r/min n=n/i齿1=553.85/3.59 r/min=154.28 r/min n=n/i齿 2=154.28/2.76r/min=55.90r/min 2.各轴输入功率 P0=Pd=5.99 KW P=Pd4=5.990.95 KW=5.69KW P=P23=5.690.98 0.99 KW=5.52 KW P=P23=5.520.98 0.99 KW=5.36 KW 3.各轴输入转矩 T0=9550Pd/n0=39.73mN T=9550P/n=98.11mN T=9550P/n=341.69mN T=9550P/n=915.71mN 表 1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 工程 轴号 功率 kw 转速minrn 转矩mNT 传动比 0 轴 5.99 1440 39.73 2.6.轴 5.69 553.85 98.11 3.59 轴 5.52 154.28 341.69 2.76 轴 5.36 55.90 915.71 四 传动零件的设计计算 一、V 带传动设计 1.设计计算表 工程 计算或选择依据 计算过程 单位 计算或确定结果(1)确定计算功率Pca Pca=AKPd 查1表 8-7 取2.1AK 91.799.52.1cap 91.7cap(2)选择带的型号 查1图 8-11 91.7cap min/14400rn 选用 A 型带(3)选择小带 轮 直 径1dd min1dddd 查1表 8-6及 8-8 mm 1dd90(4)确定大带 轮 直 径2dd 2dd=带i1dd 234906.22dd 查1表 8-8 2dd=236 mm 2dd=236(5)验算传动 比 误 差i iddiidd12%85.0%1006.2902366.2i i0.85%(6)验算带速v 10006011ndvd 90 14406.7860 1000v sm=6.78(7)初定中心距0a)()27.0(210dddda 0a=(0.72)(90+236)=228.2652 mm 0a=360.(8)初算带长0L)(222100ddddaL 02124)(adddd 0L=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)2/(4360)=1246.3 mm 0L=1246(9)确定带的 基 准 长度dL 查1表 8-2 因为0L=1246，选用 A 型带 取dL=1250 mm dL=1250(10)计算实际中心距离a取整详细DWG图纸请加：三二1 爸爸五四 0六 a=362mm(11)安装时所需最小中心距mina取整 mina=362+0.015mm34325.3431250 mina=343(12)紧或补偿伸长量所需最大中心距maxa maxa=400mm(13)验算小带轮包角1 1a=89.156(14)单根 V 带的根本额定功率0P 查1表 8-4a 插值法 0P=1.06 kw 详细DWG图纸请加：三二1 爸爸五四 0 六 0P=1.06(15)单根 V 带额定功率的增量0P 查1表 8-5b 插值法 0P=0.17 kw 0P=0.17.(16)长度系数LK 查1表 8-2 由1250dL得93.0LK(17)包角系数K 查1表 8-5 插值法 K0.94(18)单位带长质量q 查1表 8-3 q=0.10 q=0.10(19)确定V带根数Z LocacaKKPPPPPZ00 3.351.060.1460.98 0.962.96Z 765.693.094.0)17.006.1(19.7Z 根 Z7(20)计 算初拉力0F 20)15.2(500qvKvZPFca 31.13078.61.019.778.6794.0)94.05.2(50020F N 0F=130.31(21)计 算带 对 轴 的压力pF 2sin210ZFFp 37.1787289.156sin31.130720F N pF1787.37 2.带型选用参数表 带型 )(1mmdd )(2mmdd )(smv )(mma )(1 )(根数Z )(NFp feZBmm2)1()(带轮宽 A 90 236 6.78 362 159.89 7 1787.37 B=(7-1)15+210=110 3带轮构造相关尺寸 工程 计算或选择依据 计算过程 单位 计算或确定结果.(1)带轮基准宽 bd 查1表 8-10 因选用 A 型，故取11db mm 11db(2)带轮槽宽 b 2tan2adhbb 2/38tan8.2211b mm b=12.93(3)基准宽处至齿顶距离 ha 查1表 8-10 75.2minah mm 80.2ah(4)基准宽处至槽底距离 hf 查1表 8-10 7.8minfh mm 9fh (5)两 V 槽间距 e 查1表 8-10 3.015e mm 15e.0(6)槽中至轮端距离f 查1表 8-10 min10f mm f=10(7)轮槽楔角 查1表 8-10 因为ad118，所以38 度 38(8)轮缘顶径ad adahdd22 ad6.2418.22236 mm ad241.6(9)槽底直径fd fdfhdd22 fd=236-29.0=218 mm fd218(10)轮缘底径 D1 21fdD 查1表8-10，得200622186,61minD取 mm 1D200(11)板孔中心直径 D0)(5.0110dDD 0D=0.5(200+60)=130 mm 0D130(12)板孔直径 d0)()3.02.0(110dDd 4228)60200()3.02.0(0d mm 0d40(13)大带轮孔径d 查3表 12-1-12 根据2dd=236，Z7,所以取 d=30 mm d=30(14)轮毂外径 d1 dd)28.1(1 605430)28.1(1d mm 1d60(15)轮毂长 L dL)25.1(604530)25.1(L mm L=60(16)辐板厚 S 查3表 12-1-12 S(0.50.25)B=15.7127.5 mm S25.(17)孔板孔数 查3表 12-1-12 628.6402513014.300dSDn 个 6n 二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 一高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 工程 计算或选择依据 计算过程 单位 计 算 或 确定结果 1选齿轮精度等级 查1表 10-8 选用 7 级精度 级 7 2材料选择 查1表 10-1 小齿轮选用 45 号钢调质处理硬度为 250HBS 大齿轮选用 45 号钢调质处理硬度为 220HBS 小齿轮250HBS 大齿轮220HBS 3 选择齿数 Z)4020(1Z 12iZZ 12ZZU 241Z取 8357.822459.322ZZ取 458.32483U 个 122Z 2Z91 U3.458 4选取螺旋角 208 取14 度 14 5按齿面接触强度设计 1试选Kt 7.13.1tK 取tK1.6 tK1.6(2)区 域 系 数ZH 由1图 10-30 43.2HZ 43.2HZ 3a 由1图 10-26 查得a1=0.77 a2=0.87 211.64 1.64(4)计算小齿轮 传 递 的 转矩T1 查表 1 4110811.9T Nmm 4110811.9T(5)齿宽系数d 由1表 10-7 15.17.0d d1.0.(6)材料的弹性 影 响 系 数ZE 由1 表 10-6 8.189EZ 21MPa 8.189EZ(7)齿 轮 接触 疲 劳 强 度极限limH 由1图 10-21c 由1图 10-21 1limH550 2limH540 MPa 1limH550 2limH540 8应力循环次数 N 由1式 10-13 8111057.9)630082(185.5536060hLjnN8121077.2/UNN 811057.9N 821077.2N 9接触疲劳 强 度 寿 命系数KHN 由1图 10-19 KHN1=1.05 KHN2=1.12 KHN1=1.05 KHN2=1.12 10计算接触 疲 劳 强 度许用应力H 取 失 效 概 率 为，平安系数为S=1，由1式 10-12得 5.577155005.11lim11SKHHNH 8.604154012.12lim22SKHHNH MPa H=(577.5+604.8)=591.15 11试算小齿 轮 分 度 圆直径td1 按1式1021试算 3211)(12HEHdttZZuuTkd 03.53)15.5918.18943.2(59.3159.364.1110811.96.12324 mm td1=53.03 12计算圆周速度 v 10006011ndvt 54.110006085.55303.5314.310006011ndvt m/s v1.54.13计算齿宽 B 03.5303.5311tddb B1=60 B2=55 mm B1=60 B2=55 14 模 数ntm 14.22414cos03.53cos11Zdmtnt h=2.25mnt=2.252.14=4.815 b/h=53.03/4.815=11.01 度 mnt=2.14 h=4.815 b/h=11.01 15计算纵向重合度=0.318dz1tan 903.114tan241318.0 1.903 16计算载荷系数 K 由1表 10-2 查得使用系数1AK 根据 v=1.54 m/s，级精度，由1图查得动载荷系数VK1.08 由1表查得 KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.2310-3b=1.420 由1图查得 KF=1.33 假定mmNdFKtA/1001，由1表查得FHKK1.4 故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.081.41.42=2.15 K=2.15 17按实际的 载 荷 系 数校 正 分 度 圆直径 由1式 10-10 52.586.1/15.203.53/3311ttKKdd mm 1d58.52 18计算模数nm 11coszdmn 37.22414cos52.58nm mm nm2.37 6按齿根弯曲强度设计 1计算载荷系数 K K=KAKVKFKF K=11.081.4 1.33=2.01 K=2.01 2螺旋角影响系数Y 根据纵向重合度=1.903 ，从 1 图10-28 Y0.88 Y0.88.3计算当量齿数 ZV 3coszzv 30.2614cos24cos3311zzv94.9014cos83cos3322zzv 1vz=26.30 2vz=90.94 4齿形系数 YFa 由1表 YFa1=2.591 YFa2=2.198 YFa1=2.591 YFa2=2.198 5应力校正系数 YSa 由1表 YSa1=1.597 YSa2=1.781 YSa1=1.597 YSa2=1.781 6齿轮的弯 曲 疲 劳 强度极限FE 由1图 10-20b 由1图 10-20c 1FE400 2FE350 MPa 1FE400 2FE350 7弯曲疲劳 强 度 寿 命系数1FNK 由1图 10-18 利用插值法可得 1FNK0.90 2FNK0.95 1FNK0.90 2FNK0.95 8计算弯曲疲劳许用应力F 取弯曲疲劳平安系数 S1.3，由式10-12 得 92.2763.140090.0111SKFEFNF77.2553.135095.0222SKFEFNF MPa 92.2761F77.2552F 9计算大小 齿 轮 的FSaFaYY并 加以比拟 015.092.276597.1591.2111FSaFaYY 0153.077.255781.1198.2222FSaFaYY 结论：大齿轮的FSaFaYY系数较大，以大齿轮的计算 FSaFaYY0.0153 10齿根弯曲 强 度 设 计计算 由1式 10-17 213212cosFSndFKTYY YmZ=1.743 mm nm1.743 结论：比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算.的法面模数，取nm2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.52 mm 来计算应有的齿数。于是由,39.28214cos52.58cos11nmdz取1z29，则Z2=Z1i齿 1=293.59=104.11 取Z2=104 3几何尺寸计算 1计算中心距a cos2)(21nmzza 14cos22)10429(a=137.1 将中心距圆整为 137 mm a=137 2按圆整后 的 中 心 距修 正 螺 旋 角 amzzn2)(arccos21 88.1313722)10429(arccos因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。度 13.88 3计算齿轮 的 分 度 圆直径d cosnzmd 74.5988.13cos2291d 26.21488.13cos21042d mm 1d59.74 2d214.26 4计算齿轮 的 齿 根 圆直径df 2.5fnddm由 74.5425.274.595.211nfmdd 26.20925.226.2145.222nfmdd mm 1fd54.742df209.26 5计算齿轮宽度 B b=dd1 b=1.059.74=59.74 圆整后取：B1=65 B2=60 mm B1=65 B2=60 6验算 NNdTFt6.328474.5910811.922411 mmNmmNmmNbFKtA/100/98.54/74.596.32841 所以适宜 二低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 工程 计算或选择依据 计算过程 单位 计 算 或 确定结果 1选齿轮精度等查1表 10-8 选用 7 级精度 级 7.级 2材料选择 查1表 10-1 小齿轮选用 45 号钢调质处理，硬度为 250HBS 大齿轮选用 45 号钢调质处理硬度为 220HBS 小齿轮 250HBS 大齿轮 220HBS 3选择齿数 Z)4020(3Z 34iZZ 34ZZU 253Z 70,692576.24取Z 8.22570U 个 253Z 704Z U=2.8 4选取螺旋角 208 取14 度 14 5按齿面接触强度设计 1试选Kt 8.12.1tK 取tK1.6 tK1.6 2区域系数ZH 由1图 10-30 43.2HZ 43.2HZ 3 由1图 10-26 查得30.78a a4=0.88=0.78+0.88=1.66 1.66(4)计算小齿轮传递的转矩T 查表 1 51042.3T Nmm 51042.3T(5)齿宽系数d 由1表 10-7 15.17.0d d1.0(6)材料的弹性影响系数ZE 由1表 10-6 8.189EZ MPa1/2 8.189EZ(7)齿轮接触疲劳强度极限limH 由1图 10-21c 由1图 10-21 1limH550 2limH540 MPa 1limH550 2limH540 8应力循环次数 N 由1式 10-13 8331067.260hLjnN72341054.9齿iNN 831067.2N 741054.9N 9接触疲劳强度寿命系数 KHN 由1图 10-19 KHN1=1.08 KHN2=1.14 KHN1=1.08 KHN2=1.14 10 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，平安系数为 S=1，由H3=3lim3HNHKS MPa H=604.8.H 1式得 594 6.6154lim44SKHHNH 8.60426.615594243HHH 11试算小齿轮 分 度 圆 直 径td3 按1式1021试算 53.80)(123223HEHdttZZuuTkd mm td380.53 12计算圆周速度 v 10006023ndvt 65.010006028.15453.8014.3v m/s v=0.65 13计算齿宽B 53.803dbd B3=85 B4=80 mm B3=85 B4=80 14模数ntm 13.3cos33Zdmtnt h=2.25mnt=2.253.13 7.04 b/h=80.53/7.04=11.44 度 ntm3.13 h 7.04 b/h=11.44 15计算纵向重合度=0.318dz3tan 0.3181.025an14=1.98 =1.98 16计算载荷系数 K 由1表 10-2 查得使用系数1AK 根据 v=0.65s，级精度，由1图查得动载荷系数VK1.1 由1表查得 KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.2310-3b=1.43 由1图查得 KF=1.35 假定mmNdFKtA/1001，由1表查得FHKK1.4 故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.11.41.43=2.20 K=2.20.17按实际的载荷系数校正分度圆直径 d3 由1式 10-10 55.896.120.253.803333ttKKdd mm 3d89.55 18计算模数nm 33coszdmn 33coszdmn=3.48 mm nm=3.48 6按齿根弯曲强度设计 1 计算载荷系数 K K=KAKVKFKF K=1.01.11.41.35=2.079 K=2.079 2 螺旋角影响系数Y 根据纵向重合度=1.981图 10-28 Y0.88 Y0.88 3 计算当量齿数 ZV 3coszzv 37.27cos333zzv 63.76cos344zzv 3vz=27.37 4vz76.63 4齿形系数YFa 由1表 YFa3=2.563 YFa4=2.227 YFa3=2.563 YFa4=2.227 5 应力校正系数 YSa 由1表 YSa3=1.604 YSa4=1.763 YSa3=1.604 YSa4=1.763 6 齿轮的弯曲疲 劳 强 度 极 限FE 由1图b 由1图 3FE400 4FE350 MPa 3FE400 4FE350 7 弯曲疲劳强度 寿 命 系 数FNK 由1图 3FNK0.92 4FNK0.96 3FNK0.92 4FNK0.96 8 计算弯曲疲劳许用应力F 取弯曲疲劳平安系数S1.3，由式得 368140092.0333SKFEFNF 336135096.0444SKFEFNF MPa 3F 368 4F 336.9 计算大小齿轮 的FSaFaYY并加以比拟 0112.0368604.1563.2333FSaFaYY 0117.0336763.1227.2444FSaFaYY结论：大齿轮的FSaFaYY系数较大，以大齿轮的计算 FSaFaYY=0.0117 10齿根弯曲强度设计计算 由1式 37.2cos232322FSFdnYYZYKTm nm=2.37 结论：比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm2.5 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3=89.55 应有的齿数。于是由 76.345.214cos55.89cos33nmdZ 取3z35，则 Z4=Z3i齿 2=35*2。8=98 取 Z4=98 3几何尺寸计算 1 计算中心距a cos2)(43nmzza 34.17114cos25.2)9835(a 将中心距圆整为 171 mm a=171 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 amzzn2)(arccos43 54.1317125.2)9835(arccos因值 改 变 不 多，故 参 数、K、HZ等不必修正。度 54.13 3 计算齿轮的分度圆直径 d cosnzmd 00.9014cos5.2*353d 00.25214cos5.2*984d mm 3d90.00 4d252.00 4 计算齿轮的齿根圆直径 df 2fnddm 75.835.2*5.200.905.233nfmddmm 3fd83.75 4fd=245.75.75.2455.2*5.200.2525.244nfmdd 5 计算齿轮宽度 B b=dd3=1.0*90.00=90.00 圆整后取：B3=95 B4=90 mm B3=95 B4=90 6验算 NdTFt760000.9010*42.3*22532 mmNmmNmmNbFKtA/100/44.80/00.907600*1 故适宜 三斜齿轮设计参数表 传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽 螺旋角 高速级 斜齿圆柱齿轮 2nm 291Z1042Z 137amm 651Bmm mmB602 88.13 低速级 斜齿圆柱齿轮 5.2nm 353Z984Z mma171 953B 904B 54.13 五 轴的设计计算 一、轴的构造设计 1选择轴的材料及热处理方法 查1表 15-1 选择轴的材料为优质碳素构造钢 45；根据齿轮直径mm100，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径 查1370P的扭转强度估算轴的最小直径的公式：39.2239.2785.55369.5)103126(2.01055.933110336nPAnPdmm.再查 1表 15-3，0126 103A 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大%7%5)73.2303.29(dmm 3确定各轴段直径并填于下表 名称 依据 单位 确定结果 1d)73.2303.29(dmm 且由前面的带轮的设 计 可 得，带 轮 的 孔 径 为30，)73.2303.29(dmm 1d30 mm 1d30 2d 344.3230*)1.007.0(*230)1.007.0(2112ddd 查 2表 7-122d35 mm 2d35 3d 因为3d处装轴承，所以只要3d2d即可，选取 7 类轴承，查 2表 6-6，选取 7208AC，故3d40 mm 3d40 4d mmddd486.453)1.007.0(234 mm 4d46 5d 由于是齿轮轴所以等于高速级小齿 轮 的 分 度 圆 直 径：mmd74.595 mm mmd74.595 6d 36dd40 mm 6d40 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 220P2“润滑方式，及说明书“12 计算齿轮圆周速度vv=1.54sm2，应选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表 名称 依据 单位 确定结果.箱体壁厚 查 2158P表 11-1 83025.0a mm 8 地脚螺栓直径fd及数目 n 查 2158P表 11-1 0.036120.036 1231216.43fda 查 2表 3-13，取fd20，4,250na故 fd16 4n 轴承旁联接螺栓直径1d 查 2158P表 11-1 121675.075.01fdd 查 2表 3-9，取1d16 mm 1d12 轴承旁联接螺栓 扳 手 空 间1C、2C 查 2158P表 11-1 16;20min2min1CC mm 162021CC 轴承盖联接螺钉直径3d 查 2158P表 11-2 mmdf5.88.6)5.04.0(查 2表 11-10，得当取 370 100,8Dd当时 mm 38d 轴承盖厚度e 查 2表 11-10 96.98*2.12.1100703ed，eD时当 mm 时当10070D，9e 小齿轮端面距箱 体 壁 距 离2 查 2204P102 mm 2=10 轴承端面至箱体壁距离3 查 2208P因为选用脂润滑，所以1283 mm 310 轴承支点距轴承宽边端面距离 a 查 2表 6-6，选取 7208AC 轴承，故23a mm 23a 5.计算各轴段长度。名称 计算公式 单位 计算结果.1l 由 于 与 大 带 轮 配 合，则：mml6362)32(651 mm 1l63 2l 由公式52816208)85(21取CCL 562592181052252720842eBLlAC mm 2l56 3l 由公式mmBlAC3222101822472083 mm 3l32 4l 由公式511022/606510234。）（Bl轮毂 mm 4l110.5 5l 齿轮 1 轮毂宽度：mmBl6515轮毂 mm 5l65 6l 由公式6720842218 1010240AClBmm mm 6l40 L总长 mmllllllL5.365654321 mm L365.5 l支点距离 mmalllll5.19723*2460655.110322)22(6543 mm l197.5 二、轴的构造设计 1选择轴的材料及热处理方法 查1表 15-1 选择轴的材料为优质碳素构造钢 45；根据齿轮直径mm100，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径 查1370P的扭转强度估算轴的最小直径的公式：.303362.01055.9nPAnPd=(126103)mm)94.3352.41(28.15452.53 再查 1表 15-3，0126 103A 3确定各轴段直径并填于下表 名称 依据 单位 确定结果 1d 由于和轴承配合，取标准轴径为：mmd451 mm 1d=45 2d 由于和齿轮配合，取mmd502 查 2表 1-6，取2d50 mm 2d=50 3d 60)1.007.0(2443ddd 查 2表 1-6，取3d=60 mm 3d=60 4d 与高速级大齿轮配合，取：mmd524 mm mmd524 5d 5d1d=45 mm 5d45 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2二“滚动轴承的润滑，及说明书“六、计算齿轮速度vsmv2，应选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表 名称 依据 单位 确定结果 轴承支点距轴承宽边端面距离 a 选用 7209AC 轴承，查 2表 6-6 得mma7.24 mm mma7.24 5.计算各轴段长度 名称 计算公式 单位 计算结果 1l 43222472091ACBl由 mm 1l43 2l 93295232轮毂Bl mm 2l93 3l 1015833l，l取 mm 3l10 4l 齿轮配合长度：mmBl58260222轮毂 mm 4l58.5l mmBlAC5.4522260652472095 mm 5l45.5 L总长 mmlllllL5.24954321 mm L249.5 l 支 点 距离 mmaLl1.196)27.24(25.249)2(2 mm l196.1 三、轴的构造设计 1选择轴的材料及热处理方法 查1表 15-1 选择轴的材料为优质碳素构造钢 45；根据齿轮直径mm100，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径 查1370P的扭转强度估算轴的最小直径的公式：303362.01055.9nPAnPd=mm14.4767.5790.5536.5)103126(3 再查 1表 15-3，0126 103A 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大%7%5 3确定各轴段直径并填于下表 名称 依据 单位 确定结果 1d 138.24,d 由于与联轴器配合，配合轴径为d1=60mm mm 1d60 2d 考虑联轴器定位：mmddd724.68)1.007.0(*12060)1.007.0(2112 查 2表 7-12，取2d70 mm 2d70 3d 为了轴承装配的方便：23dd，取符合轴承标准孔径大小为mmd753 mm 3d75 4d 考虑轴肩定位，查1表 1-16，取标准值4d=86 mm 4d86.5d 考虑齿轮的定位：mmddd6.9392.88)1.007.0(2566 mm 5d92 6d 由于与齿轮配合6d=80mm mm 6d=80 7d 由于轴承配合：7d3d75 mm 7d75 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2 二“滚动轴承的润滑，及说明书“六、计算齿轮速度v，smv2，应选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表 名称 依据 单位 确定结果 轴承支点距轴承宽边端面距离 a 选用 7015AC 轴承，查 2表 6-6 得6.36a mm 6.36a 5.计算各轴段长度 名称 计算公式 单位 计算结果 1l 选 联 轴 器 轴 孔 长 度 为107mm，则：mml)32(1071 mm 1l105 2l 由公式 4725250721542eBlAC mm 2l47 3l 由公式mmBlAC3922102322472153 mm 3l39 4l 由公式mml73210654 mm 4l73 5l 由公式mml)158(5 mm 5l10 6l 配合齿轮 4：mmBl)290(246轮毂 mm 6l88 7l 5.5122/)9095(24272157ACBl mm 7l51.5 L总长 mmlllllllL5.4137654321 mm L413.5.l支点距离 mmallllll3.184)2(276543 mm l184.3 四、校核轴的强度 齿轮的受力分析：斜齿轮上的圆周力：dTFt2；径向力：costantrFF；轴向力：tantaFF 分别将:代入以上 3 式，得：表 4.4 和轴长度有关的参数 齿轮 2 上的圆周力 齿轮上的径向力 齿轮上的轴向力 3189.49 1195.80 788.14 齿轮 3 上的圆周力 齿轮上的径向力 齿轮上的轴向力 4958.7 2720.77 1750.14 求支反力、绘弯矩、扭矩图 轴受力简图 图 4.6 轴的受力图 其中，23ttFF、方向均向外；23rrFF、方向都指向轴心；3aF向左，2aF向右。1.垂直平面支反力，如图 a)轴向力23,aaFF平移至轴心线形成的弯矩分别为：2.垂直平面弯矩图，如图 b)计算特殊截面的弯矩：3.水平平面支反力，如图 c)4.水平平面弯矩图,如图 d)计算特殊截面的弯矩：5.合成弯矩图,如图 e)6.扭矩图,如图 f)2按弯扭合成校核轴的强度.1确定轴的危险截面 根据轴的构造尺寸和弯矩图可知：截面 3 受到的合力矩最大，且大小为：mNMM27.4013,再考虑到两个装齿轮的轴段42dd,因此截面 3 为危险截面。2按弯矩组合强度校核轴危险截面强度 轴的抗弯截面系数dtdbtdW2)(3223，初选键：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3 取6.0，则：查表 15-1 得1=60mpa,因此1ca,故平安。六 轴承的选择和校核 1轴轴承的选择 选择轴轴承的一对7309AC 轴承，校核轴承，轴承使用寿命为 6 年，每年按 300天计算。6.1.2 根据滚动轴承型号，查出rC和orC。6.1.3 校核轴轴承是否满足工作要求 1.画轴承的受力简图 图 5.1 轴承的受力图 2.求轴承径向支反力1rF、2rF 1垂直平面支反力vF1、vF2 2水平面支反力hF1、hF2 3合成支反力1rF、2rF 3.求两端面轴承的派生轴向力1dF、2dF 4.确定轴承的轴向载荷1aF、2aF 由于1227.383296227.2870daedFNFF.因此轴承 1 被放松：NFFda69.431911 轴承 2 被放松：NFFFaaed69.528196269.431921 5.计算轴承的当量载荷1rP、2rP 查1 表 13-5：可得：e=0.68 eFFra681.049.6352/69.4319/11 查1表有：87.0,41.011YX 取2.1Pf 得：NFYFXfParPr18.7635)69.431987.049.635241.0(2.1)(11111 eFFra25.199.4220/69.5281/22 查1表有：87.0,41.022YX，取2.1Pf，得：因此轴承 1 危险。6.校核所选轴承 由于两支承用一样的轴承，故按当量动载荷较大的轴承 1 计算，滚子轴承的e0.68，查1表 13-6 取冲击载荷系数Pf1.2，查1表 13-7 取温度系数tf1.0，计算轴承工作寿命：结论：选定的轴承合格，轴承型号最终确定为：7209AC 七 键联接的选择和校核 一、轴大齿轮键的选择 一般 8 级精度以上尺寸的齿轮有定心精度要求，因此均选用普通圆头平键 A型,根据键槽所在段轴径为分别为mmdmmd50;5221：查2107P，选用，大齿轮键1：101611hb 小齿轮