展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计机械设计减速器设计说明书.pdf

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1、百度文库-好好学习，天天向上机械设计减速器设计说明书机械设计减速器设计说明书-1系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目目录录百度文库-好好学习，天天向上第一部分设计任务书.4第二部分传动装置总体设计方案.5第三部分电动机的选择.5电动机的选择.5确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分V带的设计.9 V 带的设计与计算.9带轮的结构设计.11第六部分齿轮传动的设计.1 3高速级齿轮传动的设计计算.13低速级齿轮传动的设计计算.19第 七 部 分传 动 轴 和 传 动 轴 承 及 联 轴 器 的 设计.2 5输入轴的设计.25中间轴的设计.3

2、0输出轴的设计.35第八部分键联接的选择及校核计算.4 1-2百度文库-好好学习，天天向上输入轴键选择与校核.41中间轴键选择与校核.41输出轴键选择与校核.41第九部分轴承的选择及校核计算.4 2输入轴的轴承计算与校核.42中间轴的轴承计算与校核.43输出轴的轴承计算与校核.43第十部分 联轴器的选择.44第十一部分 减速器的润滑和密封.45减速器的润滑.45减速器的密封.46第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.47设计小结.49参考文献.50-3百度文库-好好学习，天天向上第一部分第一部分设计任务书设计任务书一、初始数据一、初始数据设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T=850

3、 Nm，V=s，D=370mm，设计年限（寿命）：10 年，每天工作班制（8 小时/班）：1 班制，每年工作天数：300 天，三相交流电源,电压 380/220V。二二.设计步骤设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计 V 带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计-4百度文库-好好学习，天天向上第二部分第二部分传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案一一.传动方案特点传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V 带、减速器、工作机组成。2.特

4、点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V 带具有缓冲吸振能力，将V 带设置在高速级。选择 V 带传动和展开式二级直齿圆柱齿轮减速器。二二.计算传动装置总效率计算传动装置总效率a=1为 V 带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。第三部分第三部分电动机的选择电动机的选择1 1电动机的选择电动机的选择皮带速度 v:v=s工作机的功率 pw:28502TVpw=1000D=370=KW-5百度文库-好好学习，天天向上电动机所需工作功率为:pd=错误错误!KW执行机构的曲柄转速为:6

5、01000V601000n=r/minD370经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i1=24，二级圆柱直齿轮减速器传动比 i2=840，则总传动比合理范围为 ia=16160，电动机转速的可选范围为 nd=ian=(16160)=10336r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y132M-4 的三相异步电动机，额定功率为,满载转速 nm=1440r/min，同步转速 1500r/min。确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传

6、动装置总传动比为:ia=nm/n=1440/=（2）分配传动装置传动比:ia=i0i式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0=2，则减速器传动比为:i=ia/i0=2=取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=错误错误!则低速级的传动比为:-6百度文库-好好学习，天天向上i23=错误错误!第四部分第四部分计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nm/i0=1440/2=720 r/min中间轴：nII=nI/i12=720/=r/min输出轴：nIII=nII/i23=r/min工作机轴：nIV=n

7、III=r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd=KW中间轴：PII=PI=KW输出轴：PIII=PII=KW工作机轴：PIV=PIII=KW则各轴的输出功率：输入轴：PI=PI=KW中间轴：PII=PII=KW中间轴：PIII=PIII=KW工作机轴：PIV=PIV=KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Tdi0电动机轴的输出转矩:-7百度文库-好好学习，天天向上Td=9550=错误错误!Nmnm所以：输入轴：TI=Tdi0=2=Nm中间轴：TII=TIi12=Nm输出轴：TIII=TIIi23=Nm工作机轴：TIV=TIII=Nm输出转矩为：输入轴：TI=TI=Nm中间轴：TII=

8、TII=Nm输出轴：TIII=TIII=Nm工作机轴：TIV=TIV=Nmpd第五部分第五部分 V V 带的设计带的设计 V V 带的设计与计算带的设计与计算1.确定计算功率 Pca由表查得工作情况系数 KA=，故Pca=KAPd=kW=kW2.选择 V 带的带型根据 Pca、nm由图选用 A 型。3.确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v-8百度文库-好好学习，天天向上 1）初选小带轮的基准直径 dd1。由表，取小带轮的基准直径 dd1=112 mm。2）验算带速 v。按课本公式验算带的速度dd1nm6010001121440m/s=m/s601000=因为 5 m/s v 1206.计算带

9、的根数 z-9百度文库-好好学习，天天向上 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。由 dd1=112 mm 和 nm=1440 r/min，查表得 P0=kW。根据 nm=1440 r/min，i0=2 和 A 型带，查表得P0=kW。查表得 K=，查表得 KL=，于是Pr=(P0+P0)KKL=+kW=kW 2）计算 V 带的根数 zz=Pca/Pr=取 3 根。7.计算单根 V 带的初拉力 F0由表查得 A 型带的单位长度质量 q=kg/m，所以F0=错误错误!=错误错误!=N8.计算压轴力 FPFP=2zF0sin(1/2)=23sin(168/2)=N9.主要设计结论带型小带轮基准直径

10、dd1V 带中心距 a小带轮包角1单根V带初拉力F0533mm168-10A 型112mm根数大带轮基准直径dd2带基准长度 Ld带速压轴力 Fp3 根224mm1600mms百度文库-好好学习，天天向上带轮结构设计带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2）小带轮主要尺寸计算代号名称内孔直径 d分度圆直径 dd1dad1BL2.大带轮的结构设计1）大带轮的结构图计算公式电动机轴直径 Ddd1+2ha2)d(z-1)e+2f2)d代入数据D=38mm112+22)38(3-1)15+292)38尺寸取值38mm112mm76mm48mm76mm-11百度文库-好好学习，天天向上2

11、）大带轮主要尺寸计算代号名称内孔直径 d分度圆直径 dd1dad1BL计算公式输入轴最小直径dd1+2ha2)d(z-1)e+2f2)d代入数据D=25mm224+22)25(3-1)15+292)25尺寸取值25mm224mm50mm48mm50mm第六部分第六部分齿轮传动的设计齿轮传动的设计高速级齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数-12百度文库-好好学习，天天向上（1）选择小齿轮材料为 40Cr（调质），齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度为 240HBS。（2）一般工作机器，选用 8 级精度。（3）选小齿轮齿数 z1=29，大

12、齿轮齿数 z2=29=，取 z2=110。（4）压力角=20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1 uZ1HZEZ2udH1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=。计算小齿轮传递的转矩T1=N/m选取齿宽系数d=1。由图查取区域系数 ZH=。查表得材料的弹性影响系数 ZE=MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。端面压力角：a1=arccosz1cos/(z1+2ha*)=arccos29cos20/(29+21)=a2=arccosz2cos/(z2+2ha*)=arccos110cos20/(110+21)=端面重合度：=z1(t

13、ana1-tan)+z2(tana2-tan)/2-13百度文库-好好学习，天天向上=29-tan20)+110-tan20)/2=重合度系数：错误错误!Z计算接触疲劳许用应力H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600 MPa、Hlim2=550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=6072011030018=109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=109/=108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=、KHN2=。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:KHN1Hlim1H1=错误错误!=528 MPaSKHN2Hlim2H2=错误错

14、误!=MPaS取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=MPa2）试算小齿轮分度圆直径3d1t2KTZ Z ZHt 1u1H E 2u dH=错误错误!=62 mm（2）调整小齿轮分度圆直径-14百度文库-好好学习，天天向上1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 vd1tn158720=m/s601000v=齿宽 b=601000b=dd1t=162=62 mm2）计算实际载荷系数 KH由表查得使用系数 KA=。根据 v=m/s、8 级精度，由图查得动载系数 KV=。齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2100062=NKAFt1/b=62=N/mm 100 N/mm

15、查表得齿间载荷分配系数 KH=。由表用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t及相应的齿轮模数mn=d1/z1=29=mm模数取为标准值 m=2 mm。3.几何尺寸计算-153KH=62错误错误!=mmKHt百度文库-好好学习，天天向上（1）计算分度圆直径d1=z1m=292=58 mmd2=z2m=1102=220 mm（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=(58+220)/2=139 mm（3）计算齿轮宽度b=dd1=158=58 mm取 b2=58、b1=63。4.校核齿

16、根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件2KFT1YFaYSaYF=F3 2dmnz11）确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数 YY=+=+=由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=YFa2=YSa1=YSa2=计算实际载荷系数 KF由表查得齿间载荷分配系数 KF=根据 KH=，结合 b/h=查图得 KF-16百度文库-好好学习，天天向上则载荷系数为KF=KAKvKFKF=计算齿根弯曲疲劳许用应力F查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500 MPa、Flim2=380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=、KFN2=取安全系数 S=，得KFN1Flim1F

17、1=错误错误!=MPaSKFN2Flim2F2=错误错误!=MPaS2）齿根弯曲疲劳强度校核2KFT1YFaYSaYF1=3 2dmnz1=21000=MPa F13212 292KFT1YFaYSaYF2=3 2dmnz1=21000=MPa F23212 29齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数 z1=29、z2=110，模数 m=2 mm，压力角=20，中心距 a=139 mm，齿宽 b1=63 mm、b2=58 mm。6.齿轮参数总结和计算-17百度文库-好好学习，天天向上代号名称模数 m齿数 z齿宽 b分度圆直径 d齿顶高系数 ha顶隙系数 c齿顶高 ha齿根高 hf全齿高

18、 h齿顶圆直径 da齿根圆直径 df计算公式mham(ha+c)ha+hfd+2had-2hf高速级小齿轮2mm2963mm58mm2mm62mm53mm高速级大齿轮2mm11058mm220mm2mm224mm215mm低速级齿轮传动的设计计算低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为 40Cr（调质），齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度为 240HBS。（2）一般工作机器，选用 8 级精度。（3）选小齿轮齿数 z3=30，大齿轮齿数 z4=30=，取 z4=88。（4）压力角 =20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮

19、分度圆直径，即-18百度文库-好好学习，天天向上d1t32KHtT2 uZ1HZEZ2udH1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=。计算小齿轮传递的转矩T2=N/m选取齿宽系数d=1。由图查取区域系数 ZH=。查表得材料的弹性影响系数 ZE=MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。端面压力角：a1=arccosz3cos/(z3+2ha*)=arccos30cos20/(30+21)=a2=arccosz4cos/(z4+2ha*)=arccos88cos20/(88+21)=端面重合度：=z3(tana1-tan)+z4(tana2-tan)/2=30-tan20)+88-

20、tan20)/2=重合度系数：错误错误!Z计算接触疲劳许用应力H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600 MPa、Hlim2=550 MPa。计算应力循环次数：-19百度文库-好好学习，天天向上小齿轮应力循环次数：N3=60nkth=6011030018=108大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=N1/u=108/=107查取接触疲劳寿命系数:KHN1=、KHN2=。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:KHN1Hlim1H1=错误错误!=558 MPaSKHN2Hlim2H2=错误错误!=MPaS取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=MPa

21、2）试算小齿轮分度圆直径3d1t2KTZ Z ZHt 2u1H E 2u dH=错误错误!=mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 v90v=m/s601000601000齿宽 bb=dd1t=1=mm2）计算实际载荷系数 KHd1tn2-20百度文库-好好学习，天天向上由表查得使用系数 KA=。根据 v=m/s、8 级精度，由图查得动载系数 KV=。齿轮的圆周力Ft3=2T2/d1t=21000=NKAFt3/b=N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数 KH=。由表用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=。由此，得到实际载荷系数K

22、H=KAKVKHKH=3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3=d1t及相应的齿轮模数mn=d3/z3=30=mm模数取为标准值 m=3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=303=90 mmd4=z4m=883=264 mm（2）计算中心距a=(d3+d4)/2=(90+264)/2=177 mm（3）计算齿轮宽度3KH=错误错误!=mmKHt-21百度文库-好好学习，天天向上b=dd3=190=90 mm取 b4=90、b3=95。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件2KFT2YFaYSaYF=F3 2dmnz31）确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重

23、合度系数 YY=+=+=由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=YFa2=YSa1=YSa2=计算实际载荷系数 KF由表查得齿间载荷分配系数 KF=根据 KH=，结合 b/h=查图得 KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=计算齿根弯曲疲劳许用应力F查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500 MPa、Flim2=380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=、KFN2=取安全系数 S=，得-22百度文库-好好学习，天天向上KFN1Flim1F1=错误错误!=MPaSKFN2Flim2F2=错误错误!=MPaS2）齿根弯曲疲劳强度校核2KFT2YFaYSaYF1=3 2

24、dmnz321000=MPa F13213 302KFT2YFaYSaYF2=3 2dmnz321000=MPa F23213 30齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数 z1=30、z2=88，模数 m=3 mm，压力角=20，中心距 a=177 mm，齿宽 b1=95 mm、b2=90 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称模数 m齿数 z齿宽 b分度圆直径 d齿顶高系数 ha计算公式高速级小齿轮3mm3095mm90mm高速级大齿轮3mm8890mm264mm-23百度文库-好好学习，天天向上顶隙系数 c齿顶高 ha齿根高 hf全齿高 h齿顶圆直径 da齿根圆直径 dfmham(h

25、a+c)ha+hfd+2had-2hf3mm96mm3mm270mm第七部分第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计传动轴和传动轴承及联轴器的设计输入轴的设计输入轴的设计1.输入轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1P1=KWn1=720 r/minT1=Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1=58 mm则:2T121000Ft=N58d1Fr=Fttan =tan20=N3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表，取A0=112，得：-24百度文库-好好学习，天天向上3dmin=A0P1=112错误错误!=mmn1输入

26、轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大 5%，故选取:d12=25 mm4.轴的结构设计图5.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，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故取II=III 段的直径 d23=30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35 mm。大带轮宽度 B=48 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故 I-II 段的长度应比大带轮宽度 B 略短一些，现取 l12=46 mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23=30 mm，由轴承产品目录中选择深

27、沟球轴承 6207，其尺寸为dDT=357217 m1m，故 d34=d78=35 mm，取挡油环的宽度为 15，则l34=l78=17+15=32 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207 型轴承的定位轴肩高度h=mm，因此，取 d45=d67=42 mm。-25百度文库-好好学习，天天向上 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以 l56=B=63 mm，d56=d1=58 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取 l23=50 mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16 mm，低速小齿轮和高速

28、小齿轮之间的距离 c=12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8 mm，已知低速小齿轮的宽度 b3=95 mm，则l45=b3+c+s-15=95+12+16+8-15=116 mml67=+s-15=9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 6207 深沟球轴承查手册得 T=17 mm带轮中点距左支点距离 L1=(48/2+50+17/2)mm=mm齿宽中点距左支点距离 L2=(63/2+32+116-17/2)mm=171 mm齿宽中点距右支点距离 L3=(63/2+9+32-1

29、7/2)mm=64 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FtL3FNH1=L2+L3=错误错误!=NFtL2FNH2=L2+L3=错误错误!=2201 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1=FrL3-Fp(L1+L2+L3)=错误错误!=NL2+L3-26百度文库-好好学习，天天向上FrL2+FpL1FNV2=L2+L3=错误错误!=N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH=FNH1L2=171 Nmm=140870 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0=FpL1=Nmm=119902 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=171 Nmm=-28

30、4527 NmmMV2=FNV2L3=64 Nmm=83898 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的合成弯矩：M1=M2=作合成弯矩图（图 f）。4）作转矩图（图 g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=，则有：Mcaca=W=2M1+(T1)2W22MH+MV1=317490 Nmm22MH+MV2=163961 Nmm=错误错误!MPa=MPa=60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：

31、计算 W 时，忽略单键槽-27百度文库-好好学习，天天向上的影响）。轴的弯扭受力图如下：中间轴的设计中间轴的设计-28百度文库-好好学习，天天向上1.求中间轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2P2=KWn2=r/minT2=Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2=220 mm则:2T221000Ft1=N220d2Fr1=Ft1tan=tan20=N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=90 mm则:2T221000Ft2=7132 N90d3Fr2=Ft2tan=7132tan20=N3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处

32、理，根据表，取：A0=107，得:3dmin=A0P2=107错误错误!=mmn24.轴的结构设计图-29百度文库-好好学习，天天向上5.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。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径 d12和 d56,因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dmin=mm 由轴承产品目录中选取深沟球轴承 6207，其尺寸为 dDT=357217 mm，故 d12=d56=35 mm。2）取安装大齿轮处的轴段 V-VI 的直径 d45=40 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度 B=58 mm，为了可靠的

33、压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45=56 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R，由轴径d45=40 mm 查表，得R=mm，故取h=4mm，则轴环处的直径 d34=48 mm。轴环宽度 b，取 l34=mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得 6207 型轴承的定位轴肩高度 h=mm，因此，取 d23=40 mm。-30百度文库-好好学习，天天向上 4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为 B=95 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l23=93 mm。5）取齿轮距箱

34、体内壁之距离=16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离 c=12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8 mm，已知滚动轴承宽度 T=17 mm，则l12=T+s+2=17+16+8+2=43 mml67=T2T+s+2=17+8+16+2=mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 6207 深沟球轴承查手册得 T=17 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1=(58/2-2+43-17/2)mm=mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2=(58/2+95/2)mm=91 mm低速小齿轮齿

35、宽中点距右支点距离 L3=(95/2+-17/2)mm=mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：Ft1(L2+L3)+Ft2L3=错误错误!=NL1+L2+L3Ft1L1+Ft2(L1+L2)FNH2=错误错误!=NL1+L2+L3FNH1=垂直面支反力（见图 d）：Fr1(L2+L3)-Fr2L3FNV1=错误错误!=NL1+L2+L3Fr1L1-Fr2(L1+L2)FNV2=错误错误!=-1394 NL1+L2+L3-31百度文库-好好学习，天天向上3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 B、C 处的水平弯矩：MH1=FNH1L1=Nmm=289253 NmmMH2=FNH2L3=N

36、mm=451762 Nmm截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=Nmm=-8555 NmmMV2=FNV2L3=-1394 Nmm=-117793 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 B、C 处的合成弯矩：M1=M2=作合成弯矩图（图 f）。4）作转矩图（图 g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=，则有：Mcaca=W=2M1+(T2)2W22MH1+MV1=289379 Nmm22MH2+MV2=

37、466866 Nmm=错误错误!MPa=MPa=60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：-32百度文库-好好学习，天天向上输出轴的设计输出轴的设计-33百度文库-好好学习，天天向上1.求输出轴上的功率 P3、转速 n3和转矩 T3P3=KWn3=r/minT3=Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=264 mm则:2T321000Ft=N264d4Fr=Fttan3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得3dmin=A0P3=

38、112错误错误!=mmn3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT3，查表，考虑转矩变化小，故取 KA=，则:Tca=KAT3=Nm按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 4323-2002或手册，选用 LT10型联轴器。半联轴器的孔径为 63 mm 故取 d12=63 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 107 mm。4.轴的结构设计图-34百度文库-好好学习，天天向上5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-

39、II 轴段右端需制出一轴肩，故取II-III 段的直径 d23=68 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=73 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II 段的长度应比 L 略短一些，现取l12=105 mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23=68 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承 6214，其尺寸为dDT=70mm125mm24mm，故 d34=d78=70 mm，取挡油环的宽度为 15，则 l34=24+15=39 mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴

40、向定位。由手册上查得6214 型轴承的定位轴肩高度 h=mm，因此，取 d45=79 mm。3）取安装齿轮处的轴段 VI-VII 段的直径 d67=75 mm；齿轮的右端与右轴-35百度文库-好好学习，天天向上承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为 B=90 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l67=88 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h=(23)R，由轴径 d67=75 mm 查表，得 R=2 mm，故取 h=6 mm，则轴环处的直径 d56=87 mm。轴环宽度 b，取 l56=12 mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面

41、与半联轴器右端面有一定距离，取 l23=50 mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离 c=12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s=8 mm，已知滚动轴承的宽度T=24 mm 高速大齿轮轮毂宽度B2=58 mm，则l45=B2+c+5+s-l56-15=58+12+5+16+8-12-15=mml78=T+s+2=24+8+16+2=mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 6214 深沟球轴承查手册得 T=24 mm齿宽中点距左支点距离 L2=(90

42、/2+12+39-24/2)mm=mm齿宽中点距右支点距离 L3=(90/2-2+2)mm=mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FtL3FNH1=L2+L3=错误错误!=NFtL2FNH2=L2+L3=错误错误!=N-36百度文库-好好学习，天天向上垂直面支反力（见图 d）：FrL3FNV1=L2+L3=错误错误!=NFrL2FNV2=L2+L3=错误错误!=N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH=FNH1L2=Nmm=372855 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV=FNV1L2=Nmm=135628 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图

43、e）。截面 C 处的合成弯矩：M=作合成弯矩图（图 f）。4）作转矩图（图 g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=，则有：Mcaca=W=2M1+(T3)2W22MH+MV=396757 Nmm=错误错误!MPa=11 MPa=60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：-37百度文库-好好学习，天天向上-38百度文库-好好学习，天天向上第八部分第八部分键联接的选择及校核计算

44、键联接的选择及校核计算输入轴键选择与校核输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bhl=8mm7mm40mm，接触长度:l=40-8=32 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=dF=73225120/1000=168 NmTT1，故键满足强度要求。中间轴键选择与校核中间轴键选择与校核1）中间轴与高速大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bhl=12mm8mm50mm，接触长度:l=50-12=38 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=dF=83840120/1000=NmTT2，故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bhl=12mm8mm90m

45、m，接触长度:l=90-12=78 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=dF=87840120/1000=NmTT2，故键满足强度要求。输出轴键选择与校核输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：bhl=20mm12mm80mm，接触长度:l=-39百度文库-好好学习，天天向上80-20=60 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=dF=126075120/1000=1620 NmTT3，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：bhl=18mm11mm100mm，接触长度:l=100-18=82 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=dF=118

46、263120/1000=NmTT3，故键满足强度要求。第九部分第九部分轴承的选择及校核计算轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=1018300=24000 h输入轴的轴承计算与校核输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷 P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5 查得径向动载荷系数 X 和轴向动载荷系数 Y 分别为：X=1，Y=0 所以:P=XFr+YFa=1+0=N2）求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:C=P3）选择轴承型号:60n1360720Lh=24000=11136 N661010-40百度文库-好好学习，天天向上查课本表 11-5，选择:6207 轴承，

47、Cr=KN，由课本式 11-3 有：106C10/3Lh=P60n1=错误错误!=105Lh所以轴承预期寿命足够。中间轴的轴承计算与校核中间轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷 P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5 查得径向动载荷系数 X 和轴向动载荷系数 Y 分别为：X=1，Y=0 所以:P=XFr+YFa=1+0=N2）求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:C=P3）选择轴承型号:查课本表 11-5，选择:6207 轴承，Cr=KN，由课本式 11-3 有：106C10/3Lh=P60n1=错误错误!=104Lh所以轴承预期寿命足够。60n1360Lh=24000=1681

48、2 N661010输出轴的轴承计算与校核输出轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷 P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5 查得径向动载荷系数 X 和-41百度文库-好好学习，天天向上轴向动载荷系数 Y 分别为：X=1，Y=0 所以:P=XFr+YFa=1+0=N2）求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:C=P3）选择轴承型号:查课本表 11-5，选择:6214 轴承，Cr=KN，由课本式 11-3 有：106C10/3Lh=)P60n1=错误错误!=106Lh所以轴承预期寿命足够。60n1360Lh=24000=11244 N661010第十部分第十部分联轴器的选择联轴器的选择1

49、.载荷计算公称转矩：T=T3=Nm由表查得 KA=，故得计算转矩为：Tca=KAT3=Nm2.型号选择选用 LT10型联轴器，联轴器许用转矩为 T=2000 Nm，许用最大转速为 n=2300 r/min，轴孔直径为 63 mm，轴孔长度为 107 mm。-42百度文库-好好学习，天天向上Tca=Nm T=2000 Nmn3=r/min n=2300 r/min联轴器满足要求，故合用。第十一部分第十一部分减速器的润滑和密封减速器的润滑和密封减速器的润滑减速器的润滑1）齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于低速大齿轮的圆周速度 v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸

50、入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于 10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于 30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于低速大齿轮全齿高 h=mm 10 mm，取浸油深度为 10mm，则油的深度 H 为H=30+10=40 mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为 220润滑油，粘度荐用值为 177 cSt。2）轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，