机械设计减速器设计说明书范本(00002).pdf

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1、 机械设计减速器设计说明书 系 别：专 业：学生姓名：学 号：指导教师：职 称：目 录 第一部分 设计任务书.4 第二部分 传动装置总体设计技术方案.5 第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 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 齿轮传动的设计.9 5.1 高速级齿轮传动的设计计算.9 5.2 低速级齿轮传动的设计计算.16 第六部分 开式齿轮传动的设计.23 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.27 7.1 输入轴的设计.28 7.2 中间轴的设计.32 7.3 输出轴的设计.38 第八部分 键联接的选择及

2、校核计算.44 8.1 输入轴键选择与校核.44 8.2 中间轴键选择与校核.44 8.3 输出轴键选择与校核.44 第九部分 轴承的选择及校核计算.45 9.1 输入轴的轴承计算与校核.45 9.2 中间轴的轴承计算与校核.46 9.3 输出轴的轴承计算与校核.46 第十部分 联轴器的选择.47 10.1 输入轴处联轴器.48 10.2 输出轴处联轴器.49 第十一部分 减速器的润滑和密封.49 11.1 减速器的润滑.49 11.2 减速器的密封.50 第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.51 设计小结.53 参考文献.54 第一部分 设计任务书 一、初始数据 设计展开式二级斜齿圆柱

3、齿轮减速器，初始数据 F=15000 N，V=0.26m/s，D=450mm，设计年限（寿命）：10 年，每天工作班制（8 小时/班）：2 班制，每年工作天数：300 天，三相交流电源,电压 380/220V。二.设计步骤 1.传动装置总体设计技术方案 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.齿轮的设计 6.开式齿轮的设计 7.轴的设计 8.滚动轴承和传动轴的设计 9.键联接设计 10.箱体结构设计 11.润滑密封设计 12.联轴器设计 第二部分 传动装置总体设计技术方案 一.传动技术方案特点 1.组成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮和

4、工作机组成。2.特点：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.确定传动技术方案：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-工作机。二.计算传动装置总效率 a=0.9920.9940.9720.950.96=0.808 1为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮传动的效率,4为开式齿轮传动的效率，5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择 3.1 电动机的选择 圆周速度 v:v=0.26m/s 工作机的功率 pw:pw=FV1000=150000.261000=3.9 KW 电动机所需工作功率为:pd=p wa=3.90.808=4.83 KW 执

5、行机构的曲柄转速为:n=601000VD=6010000.26450=11 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为 i0=26，二级圆柱齿轮减速器传动比 i=840，则总传动比合理范围为 ia=16240，电动机转速的可选范围为 nd=ian=(16240)11=1762640r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为 Y132M2-6 的三相异步电动机，额定功率为 5.5KW,满载转速 nm=960r/min，同步转速 1000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高 外形尺寸 地脚螺栓安装尺寸 地脚螺栓孔直径 电动机轴伸出

6、段尺寸 键尺寸 H LHD AB K DE FG 132mm 515315 216178 12mm 3880 1033 3.2 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，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/11=87.27（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中 i0,i1分别为开式齿轮传动和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取 i0=5，则减速器传动比为:i=ia/i0=87.27/5=17.5 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.3i=1.317.5=4.77 则低速级的传动比为:i

7、23=ii12=17.54.77=3.67 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速:输入轴：nI=nm=960=960 r/min 中间轴：nII=nI/i12=960/4.77=201.26 r/min 输出轴：nIII=nII/i23=201.26/3.67=54.84 r/min 小开式齿轮轴：nIV=nIII=54.84 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd=4.830.99=4.78 KW 中间轴：PII=PI=4.780.990.97=4.59 KW 输出轴：PIII=PII=4.590.990.97=4.41 KW 小开式齿轮轴：PIV=PIII=4.

8、410.990.99=4.32 KW 则各轴的输出功率：输入轴：PI=PI0.99=4.73 KW 中间轴：PII=PII0.99=4.54 KW 中间轴：PIII=PIII0.99=4.37 KW 小开式齿轮轴：PIV=PIV0.99=4.28 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td 电动机轴的输出转矩:Td=9550p dn m =95504.83960=48.05 Nm 所以：输入轴：TI=Td=48.050.99=47.57 Nm 中间轴：TII=TIi12=47.574.770.990.97=217.9 Nm 输出轴：TIII=TIIi23=217.93.670.990.97=7

9、67.95 Nm 小开式齿轮轴：TIV=TIII=767.950.990.99=752.67 Nm 输出转矩为：输入轴：TI=TI0.99=47.09 Nm 中间轴：TII=TII0.99=215.72 Nm 输出轴：TIII=TIII0.99=760.27 Nm 小开式齿轮轴：TIV=TIV0.99=745.14 Nm 第五部分 齿轮传动的设计 5.1 高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 z1=2

10、2，大齿轮齿数 z2=224.77=104.94，取 z2=105。（4）初选螺旋角=14。（5）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 d 1t 32K HtT 1 du1uZ HZ EZ Z H2 1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=1.6。计算小齿轮传递的转矩 T1=47.57 N/m 选取齿宽系数d=1。由图查取区域系数 ZH=2.44。查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos14)=20.561 at1=a

11、rccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos22cos20.561/(22+21cos14)=30.647 at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)=arccos105cos20.561/(105+21cos14)=23.178 端面重合度：=z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2 =22(tan30.647-tan20.561)+105(tan23.178-tan20.561)/2=1.647 轴向重合度：=dz1tan/=122tan(14)/=1.746 重合度系数：Z 由式可得螺旋角系数 Z=cos =cos14 =0

12、.985 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=6096011030028=2.76109 大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=2.76109/4.77=5.8108 查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.9。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:H1=K HN1 Hlim1S =0.876001 =522 MPa H2=K HN2 Hlim2S =0.95501 =495 MPa 取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触

13、疲劳许用应力，即 H=H2=495 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d 1t 32K HtT 1 du1uZ HZ EZ Z H2 =321.647.57100014.77+14.772.44189.80.6890.9854952 =42.028 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 v v=d 1tn 1601000 =45.039960601000 =2.11 m/s 齿宽 b b=dd 1t =142.028 =42.028 mm 2）计算实际载荷系数 KH 由表查得使用系数 KA=1.25。根据 v=2.11 m/s、8 级精度，由图查得动载系数

14、 KV=1.12。齿轮的圆周力 Ft1=2T1/d1t=2100047.57/42.028=2263.729 N KAFt1/b=1.252263.729/42.028=67.33 N/mm 100 N/mm 查表得齿间载荷分配系数 KH=1.4。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=1.46。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.251.051.41.46=2.683 3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1=d 1t3K HK Ht =70.64732.6831.6 =83.932 mm 及相应的齿轮模数 mn=d1cos/z3=83.932cos13/2

15、3=3.556 mm 模数取为规范值 m=3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距 a=()z3+z4 mn2cos =()23+84 32cos13 =164.717 mm 中心距圆整为 a=165 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos()z3+z4 mn2a =arccos()23+84 32165 =13.419 即：=13258 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=z 3m ncos =233cos13.419 =70.935 mm d2=z 4m ncos =843cos13.419 =259.066 mm（4）计算齿轮宽度 b=dd1=170.935=70.

16、935 mm 取 b2=71 mm、b1=76 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件 F=2K FT 2Y FaY SaY Y cos2 dm3nz23 F 1）确定公式中各参数值 计算当量齿数 ZV3=Z3/cos3=23/cos313.419=24.989 ZV4=Z4/cos3=84/cos313.419=91.266 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan13.419cos20.482)=12.599 当量齿轮重合度：v=/cos2b=1.651/cos212.599=1.733 轴面重合度：=dz3ta

17、n/=123tan13.419/=1.747 重合度系数：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.733=0.683 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY=1-120=1-1.74713.419120 =0.805 由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.63 YFa2=2.21 YSa1=1.6 YSa2=1.8 计算实际载荷系数 KF 由表查得齿间载荷分配系数 KF=1.4 根据 KH=1.46，结合 b/h=10.52 查图得 KF则载荷系数为 KF=KAKvKFKF=1.251.051.41.43=2.628 计算齿根弯曲疲劳许用应力F 查得小齿轮和大齿轮的弯

18、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=0.85、KFN2=0.88 取安全系数 S=1.4，得 F1=K FN1 Flim1S =0.855001.4 =303.57 MPa F2=K FN2 Flim2S =0.883801.4 =238.86 MPa 2）齿根弯曲疲劳强度校核 F1=2K FT 2Y FaY SaY Y cos2 dm3nz23 =210002.628217.92.631.60.6830.805cos213.419133232 =175.536 MPa F1 F2=2K FT 2Y FaY SaY Y c

19、os2 dm3nz23 =210002.628217.92.211.80.6830.805cos213.419133232 =165.942 MPa F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数 z3=23、z4=84，模数 m=3 mm，压力角=20，螺旋角=13.419=13258，中心距 a=165 mm，齿宽 b3=76 mm、b4=71 mm。6.齿轮参数归纳总结和计算 代号名称 计算公式 低速级小齿轮 低速级大齿轮 模数 m 3mm 3mm 齿数 z 23 84 螺旋角 左 13258 右 13258 齿宽 b 76mm 71mm 分度圆直径 d 70.935mm 259

20、.066mm 齿顶高系数 ha 1.0 1.0 顶隙系数 c 0.25 0.25 齿顶高 ha mha 3mm 3mm 齿根高 hf m(ha+c)3.75mm 3.75mm 全齿高 h ha+hf 6.75mm 6.75mm 齿顶圆直径 da d+2ha 76.935mm 265.066mm 齿根圆直径 df d-2hf 63.435mm 251.566mm 第六部分 开式齿轮传动的设计 1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择。由表选择小齿轮材料为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

21、小齿轮齿数 z1=22，大齿轮齿数 z2=225=110，取 z2=109。（4）初选螺旋角=。（5）压力角=20。2.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即 m nt 32K FtT 4Y Y cos2 dZ21Y FaY SaF 1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KFt=1.6。计算小齿轮传递的转矩 T4=752.67 N/m 选取齿宽系数d=1。计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos)=20 at1=arccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos22cos20/(22+21c

22、os)=30.537 at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)=arccos109cos20/(109+21cos)=22.67 端面重合度：=z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2 =22(tan30.537-tan20)+109(tan22.67-tan20)/2=1.723 轴向重合度：=dz1tan/=122tan()/=0 基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tancos20)=0 当量齿轮重合度：v=/cos2b=1.723/cos20=1.723 重合度系数：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/

23、1.723=0.685 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY=1-120=1-0120 =1 计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3=22/cos3=22 ZV2=Z2/cos3=109/cos3=109 由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.69 YFa2=2.17 YSa1=1.58 YSa2=1.83 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。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=6054.8411030028=1.58108 大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u

24、=1.58108/5=3.16107 由图查取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88、KFN2=0.91 取安全系数 S=1.4，得 F1=K FN1 Flim1S =0.885001.4 =314.29 MPa F2=K FN2 Flim2S =0.913801.4 =247 MPa Y Fa1Y Sa1F1 =2.691.58314.29 =0.0135 Y Fa2Y Sa2F2 =2.171.83247 =0.0161 因为大齿轮的Y FaY SaF 大于小齿轮，所以取 Y FaY SaF=Y Fa2Y Sa2F2 =0.0161 2）试算齿轮模数 m nt 32K FtT 1Y Y co

25、s2 dZ21Y FaY SaF =3210001.6752.670.6851co s212220.0161 =3.8 mm（2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v d1=mntz1/cos=3.822/cos=83.6 mm v=d 1n 1601000 =83.654.84601000 =0.24 m/s 齿宽 b b=dd 1 =183.6 =83.6 mm 齿高 h 及宽高比 b/h h=(2han*+cn*)mnt=(21+0.25)3.8=8.55 mm b/h=83.6/8.55=9.78 2）计算实际载荷系数 KF 由表查得使用系数 KA=1.25。根

26、据 v=0.24 m/s、8 级精度，由图查得动载系数 KV=1.02。齿轮的圆周力 Ft1=2T4/d1=21000752.67/83.6=18006.459 N KAFt1/b=1.2518006.459/83.6=269.24 N/mm 100 N/mm 查表得齿间载荷分配系数 KF=1.4。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=1.171，结合 b/h=9.78查图，得 KF=1.141。则载荷系数为：KF=KAKVKFKF=1.251.021.41.141=2.037 3）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 mn=m nt3K FK Ft =3.832.037

27、1.6 =4.119 mm 模数取为规范值 m=4.5 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距 a=()z1+z2 mn2cos =()22+109 4.52cos =294.75 mm 中心距圆整为 a=1.58 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos()z1+z2 mn2a =arccos()22+109 4.521.58 =0 即：=000（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=z 1m ncos =224.5cos0 =99 mm d2=z 2m ncos =1094.5cos0 =490.5 mm（4）计算齿轮宽度 b=dd1=199=99 mm 取 b2=99 mm

28、、b1=104 mm。4.主要设计结论 齿数 z1=22、z2=109，模数 m=4.5 mm，压力角=20，螺旋角=0=000，中心距 a=1.58 mm，齿宽 b1=104 mm、b2=99 mm。6.齿轮参数归纳总结和计算 代号名称 计算公式 低速级小齿轮 低速级大齿轮 模数 m 4.5mm 4.5mm 齿数 z 22 109 螺旋角 左 000 右 000 齿宽 b 104mm 99mm 分度圆直径 d 99mm 490.5mm 齿顶高系数 ha 1.0 1.0 顶隙系数 c 0.25 0.25 齿顶高 ha mha 4.5mm 4.5mm 齿根高 hf m(ha+c)5.625mm

29、5.625mm 全齿高 h ha+hf 10.125mm 10.125mm 齿顶圆直径 da d+2ha 108mm 499.5mm 齿根圆直径 df d-2hf 87.75mm 479.25mm 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计 7.1 输入轴的设计 1.输入轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1 P1=4.78 KW n1=960 r/min T1=47.57 Nm 2.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=45.039 mm 则:Ft=2T 1d 1 =247.57100045.039 =2112.4 N Fr=Fttan ncos =2112.4tan20

30、0cos12.3390 =787 N Fa=Fttan=2112.4tan12.3390=461.8 N 3.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 dmin=A03P 1n 1 =11234.78960 =19.1 mm 输入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=KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取 KA=1.5，则:Tca=KAT1=1.547.57=71.4 Nm 按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条

31、件，查规范 GB/T 4323-2002 或 手册，选用 LT5 型联轴器。半联轴器的孔径为 25 mm 故取 d12=25 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 44 mm。4.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）为了满足联轴器的轴向定位要求，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。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=44 mm，为了保证轴端挡圈只压在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=42 mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有

32、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 d23=30 mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承 7207C，其尺寸为 dDT=357217 mm，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 7207C 型轴承的定位轴肩高度 h=3.5 mm，因此，取 d45=d67=42 mm。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=51 mm，d56=d1=45.039 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

33、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=8 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=76 mm，则 l45=b3+c+s-15=76+8+16+8-15=97 mm l67=+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 7207C 轴承查手册得 a=15.7 mm 齿宽中点距左支点距离 L2=(51/2+32+97-15.7)mm=138.8 mm 齿宽中点距右支

34、点距离 L3=(51/2+9+32-15.7)mm=50.8 mm 2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1=FtL3L2+L3 =2112.450.8138.8+50.8 =566 N FNH2=FtL2L2+L3 =2112.4138.8138.8+50.8 =1546.4 N 垂直面支反力（见图 d）：FNV1=FrL3+Fad1/2L2+L3 =78750.8+461.845.039/2138.8+50.8 =265.7 N FNV2=Fad1/2-FrL2L2+L3 =461.845.039/2-787138.8138.8+50.8 =-521.3 N 3）计算轴的弯矩

35、，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH=FNH1L2=566138.8 Nmm=78561 Nmm 截面 C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=265.7138.8 Nmm=36879 Nmm MV2=FNV2L3=-521.350.8 Nmm=-26482 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=M2H+M2V1 =86786 Nmm M2=M2H+M2V2 =82904 Nmm 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

36、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=0.6，则有：ca=McaW =M21+()T32W =867862+()0.647.57100020.145.0393 MPa =10 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：7.2 中间轴的设计 1.求中间轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2 P2=4.59 KW n2=201.26 r/min T2=217.9 Nm 2.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=214.96 mm 则:Ft1=2T 2d 2

37、 =2217.91000214.96 =2027.4 N Fr1=Ft1tan ncos =2027.4tan200cos12.3390 =755.3 N Fa1=Ft1tan=2027.4tan12.3390=443.3 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=70.935 mm 则:Ft2=2T 2d 3 =2217.9100070.935 =6143.7 N Fr2=Ft2tan ncos =6143.7tan200cos13.4190 =2298.8 N Fa2=Ft2tan=6143.7tan13.4190=1465 N 3.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

38、料为 45 钢，调质处理，根据表，取：A0=107，得:dmin=A03P 2n 2 =10734.59201.26 =30.3 mm 4.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）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 dmin=30.3 mm 由轴承产品目录中选取角接触球轴承 7207C，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

39、知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度 B=46 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45=44 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=1.6 mm，故取h=4 mm，则轴环处的直径 d34=48 mm。轴环宽度 b1.4h，取 l34=14.5 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 7207C 型轴承的 定位轴肩高度 h=3.5 mm，因此，取 d23=40 mm。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=76 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，

40、此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l23=74 mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离=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 mm l67=T2T+s+2.5+2=17+8+16+2.5+2=45.5 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 7207C 轴承查手册得 a=15.7 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1=(46/2-2+43-1

41、5.7)mm=48.3 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2=(46/2+14.5+76/2)mm=75.5 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3=(76/2+45.5+-15.7)mm=67.8 mm 2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1=Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3 =2027.4(75.5+67.8)+6143.767.848.3+75.5+67.8 =3690.3 N FNH2=Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3 =2027.448.3+6143.7(48.3+75.5)48.3+75.5+67.8 =4480.8 N 垂直面支

42、反力（见图 d）：FNV1=Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3 =755.3(75.5+67.8)+443.3214.96/2-2298.867.8+146570.935/248.3+75.5+67.8 =271.3 N FNV2=Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3 =755.348.3-443.3214.96/2-2298.8(48.3+75.5)-146570.935/248.3+75.5+67.8 =-1814.8 N 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 B、C 处的水平弯矩：MH1=FNH1L1

43、=3690.348.3 Nmm=178241 Nmm MH2=FNH2L3=4480.867.8 Nmm=303798 Nmm 截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=271.348.3 Nmm=13104 Nmm MV2=FNV2L3=-1814.867.8 Nmm=-123043 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=M2H1+M2V1 =178722 Nmm M2=M2H2+M2V2 =327769 Nmm 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

44、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=0.6，则有：ca=McaW =M21+()T22W =1787222+()0.6217.9100020.1403 MPa =34.6 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：7.3 输出轴的设计 1.求输出轴上的功率 P3、转速 n3和转矩 T3 P3=4.41 KW n3=54.84 r/min T3=767.95 Nm 2.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=259

45、.066 mm 则:Ft=2T 3d 4 =2767.951000259.066 =5928.6 N Fr=Fttan ncos =5928.6tan200cos13.4190 =2218.3 N Fa=Fttan=5928.6tan13.4190=1413.7 N 3.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 dmin=A03P 3n 3 =11234.4154.84 =48.3 mm 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

46、转矩 Tca=KAT3，查表，考虑转矩变化小，故取 KA=1.5，则:Tca=KAT3=1.5767.95=1151.9 Nm 按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查规范 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 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-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

47、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 d23=68 mm，由轴承产品目录中选取角接触球轴承 7214C，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向定位。由手册上查得 7214C 型轴承的定位轴肩高度 h=4.5 mm，因此，取 d45=79 mm。3）取安装

48、齿轮处的轴段 VI-VII 段的直径 d67=75 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为 B=71 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=69 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 b1.4h，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

49、=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=46 mm，则 l45=B2+c+5+2.5+s-l56-15=46+12+5+2.5+16+8-12-15=62.5 mm l78=T+s+2.5+2=24+8+16+2.5+2=52.5 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 7214C 轴承查手册得 a=25.3 mm 齿宽中点距左支点距离 L2=(71/2+12+62.5+39-25.3)mm=123.7 mm

50、齿宽中点距右支点距离 L3=(71/2-2+52.5-25.3)mm=60.7 mm 2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1=FtL3L2+L3 =5928.660.7123.7+60.7 =1951.6 N FNH2=FtL2L2+L3 =5928.6123.7123.7+60.7 =3977 N 垂直面支反力（见图 d）：FNV1=FrL3+Fad2/2L2+L3 =2218.360.7+1413.7259.066/2123.7+60.7 =1723.3 N FNV2=Fad2/2-FrL2L2+L3 =1413.7259.066/2-2218.3123.7123.7+60