二级圆锥圆柱齿轮减速器_2

一、设计一、设计题目：设计圆锥一圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥 -圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机减速器一运输带组成。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。(图1)1电动机；2联轴器；3减速器；4一卷筒；5传送带 、原始数据：运输带拉力F(KN)运输带速度V(m/s)卷筒径D (mm使用年限 (年)40000.8528010三、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(如除了传动，蜗杆传动，带传动等)；(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)零件工作图二张(输出轴及该轴上的大齿轮)，图号自定，比例1 ： 1。(3)设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为两级展开式圆锥一圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选择电动 机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机运输带功率为Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000 Kw=3.4KwPw=3.4Kw查表2-1 ,取一对轴承效率 刈轴7=0.99 ,锥齿轮传动效率”锥齿轮=0.96 ,斜齿圆柱齿轮传动效率n齿轮=0.97 ,联轴器效率 n联2.选择电动=0.99 ,得电动机到工作机间的总效率为机功率“总=4轴承锥齿轮齿轮2耳=0.99 4*0.96*0.97*0.992=0.88n 总=0.88电动机所需工作效率为P0= Pw/ 刈总=3.4/0.88 Kw=3.86KwP0=3.86Kw根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=4KwPed=4KW3.确定电动 机转速输送带带轮的工作转速为nw=(1000*60V)/兀 d=1000*60*0.85/兀*280r/min=58.01r/min由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥=23,圆柱齿轮传动传 动比i齿=36,则总传动比范围为i总=i锥i齿=23*(36)=618nw=58.01r/min电动机的转速范围为n0=nwi 总 w 58.01*(6 18)r/min=348.06 1044.18r/min由表8-2知，符合这T求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min考虑到1000r/min接近上限，所以本仞选用 750r/min 的电动机，其满载转速为720r/min,其型号为Y160M1-8nm=720r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i=n m/nw=720/58.01=12.41i=12.412.分配传动 比高速级传动比为i i=0.25i=0.25*12.41=3.10为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3,取i i=2.95低速级传动比为i2=i/i 1=12.41/2.95=4.21i 1=2.95i 2=4.21五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速nc=720r/minm=n0=720r/minn2=ni 1=720/2.95r/min=244.07r/minn3=n2/i 2=244.07/4.21r/min=57.97r/minnw=n3=57.97r/minm=n0=720r/minn2=244.07r/minnw=n3=57.97r/min2.各轴功 率p1=p0n 联=3.86*0.99kw=3.82kwB=p产 1-2=p1” 轴承”锥齿=3.82*0.99*0.96kw=3.63kw P3=p2 2-3=p2” 轴承“直齿=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw Pv=psn 3-w=p3 rl 轴承”耳=3.49*0.99*0.99kw=3.42kwp1=3.82kwP2=3.63kwP3=3.49kwR=3.42kw3.各轴转T0=9550p0/n 0=9550*3.86/720N mm=51.20N- mT0=51.20N - m矩Ti=9550pi/n i=9550*3.82/720N mm=50.67N- mTi=50.67N - mT2=9550P2/n 2=9550*3.63/244.07N mm=142.04N- mT2=142.04N - mT3=9550P3/n 3=9550*3.49/57.97N mm=574.94N mT3=574.94N - mTw=9550pJn 产9550*3.42/57.97N- mm=563.41N mTw=563.41N - m六、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表 4计算项目计算及说明计算结果1.选择材 料、热处理 方式和公差 等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW=217 255 , HBW=162 217.平 均硬度 HBW=236 , HBW=190.HBWAHBW=46.在 3050HB此间。选用 8 级精度。45钢小齿轮调质处理 大齿轮正火处理8级精度2.初步计算 传动的主要 尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为34kT1（ZEZH/BI）2d12、m.854RN（1-0.5a）21）小齿轮传递转矩为 Ti=50670N m m2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33）由表8-19 ,查得弹性系数 Ze=189.8 jMpa4）直齿轮，由图9-2查得节点区域系数 Zh=2.55）齿数比 N=i 1=2.956）取齿宽系数%=0.37）许用接触应力可用卜式公式卜 H =ZNaH lim / Sh由图8-4e、 a查得接触疲劳极限应力为口Hlim1=580pa尸Hlim2 =390 pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 _ _ _9N=60n1aLh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*10N=N/i 1=1.728*10 9/2.95=5.858*10 8由图8-5查得寿命系数Zni=1, Zn2=1.05;由表8-20取安全系数Sh=1,则有3.确定传动 尺寸t Hi =Zni;himi/Sh =1*580/1 =580Mpa卜 H2 =ZN2-Hlim2/SH =1.05*390/1 = 409.5Mpa取 t.- H =409.5Mpa初算小齿轮的分度圆直径d*有3 4kT1(ZEZH/!L)2 d1t 20 0.85 3(1 -0.5 r)24 1.3 50670 (189.8 2.5/409.5)2=3mm = 69.78mm0.85 0.3 2.95 (1 -0.5 0.3)2(1)计算载荷系数由表8-1查得使用系数 &=1.0,齿宽中点分度圆直径为dm1t=d1t(1-0.5R )=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm故 vm=7t dm1tm/60*1000=兀 *59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系 Kv=1.19 , 由图8-7查得齿向载荷分配系数K?=1.13 ,则载荷系数 K=KKK? =1.0*1.19*1.13=1.34(2 )对d1t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即K-,1.34d1=d1t3l 69.78 父3 =70.485mm Kt. 1.3(3)确定齿数选齿数 Z1=23,Za=uZ2.95*23=67.85，取 Z2=68,68. ：u2 96 2 95则 u = 68 =2.96,上=2.96 2.95 = 0.3% ,在允许范围内23u 2.95(4)大端模数 m m = -d1 = 70.485 = 3.06mm ,查表 8-23 ,Z123d1=mZ=3.5*23mm=80.5mm70.485d2=mZ=3.5*68mm=238mm(6)锥齿距为R=-1vu2 +1 J2.962 +1mm 70.374mm22(7)齿宽为b= r R =0.3*70.374mm=21.112mm取标准模数m=3.5mm(5)大端分度圆直径为取 b=25mmd1t 69.78mmd 1=70.485mmZ1=23Z2=57m=3.5mmd1=80.5mmd2=238mmR=70.374mmb=25mm齿根弯曲疲劳强度条件为Ei(1) K、b、m和巾R同前(2)圆周力为Ft =2Ti2 50670di(1 -0.5 r) 80.5 (1 -0.5 0.3)1481.0N(3)齿形系数Yf和应力修正系数YS u 2.96 cos1 =二0.9474u2 12.962 111cos 2 =0.32014.校核齿根 弯曲疲劳强 度u2 1,2.962 1即当量齿数为7 乙 23”。Zv124.3cos 10.9474Zv2 = Z2 = 68212.4cos 20.3201由图 8-8 查得 Yfi=2.65,Y f2=2.13，由图 8-9 查得 YSi=1.58 , Ys2=1.88(4)许用弯曲应力Yn 二 FlimSf由图 8-4 查得弯曲疲劳极限应力为二Flim1 =215Mpa,二Flim2 =170Mpa由图8-11查得寿命系数 Yn产Yn2=1，由表8-20查得安全系数 Sf=1.25 ,故匚%1仃51父215匕 li =172 MpaSF1.25r 1YN2Flim2V170* 人=N2 Flim2 =136MpaSf1.25“5居1_0.85bm(1 -0.现)_ 1.34-1481.0-2.65父1.580.85 父 25 M 3.5 父(1 -0.5M0.3)= 92.01Mpa oF1Y 1E YF2YS2tl2=F1-YF1YS1cc 2.13M1.88m= 92.01 mMpa2.65父1.58= 87.99Mpa c b L满足齿根弯曲强 度5.计算锥齿 轮传动其他 几何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmC=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m61 = arccos-F=u = arccos-.96= 18.667 口Ju2+1v 2.962 +1E1162 =arccos .=arccos)=71.333vu2 十 12.962 十 1da1=d1+2mcosW =80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mmda2=d2+2mcos62 =238+2*3.5*0.3201mm=240.241mmdf1 =d1-2.4mcos 61=80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mmdf2 =d2-2.4mcos 之=238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mmha=3.5mmhf =4.2mmC=0.7ma=18.667口2 = 71.333 da1=87.132mmda2=240.241mmdf1 =72.542mmdf2 =235.311mm、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理 方式和公差等大、小锥齿轮均选用 45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火 处理，由表 8-17得齿面硬度 HBM=217255, HBW=162217.平 均硬度 HBW=236, HBW=190.HBW-HBW=46.在 3050HB此间。选 用8级精度。45钢小齿轮调质处理 大齿轮正火处理8级精度因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d 3 2kT2U 1 ZEZHZZ：d3-1RUf1） 小齿轮传递转矩为 T2=146040N mm2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数K=1.43）由表8-19 ,查得弹性系数 Ze=189.8 JMpa4）初选螺旋角P=12-由图9-2查得节点区域系数 Zh=2.465）齿数比 N =i=4.21Z3=23Z4=976)查表8-18,取齿宽系数 a=1.17) 初选 Z3=23,贝U Z4=uZ3=4.21*23=96.83 ,取 Z4=97 则端面重合度为11%= |1.88 3.2(一十) cosPZ3 Z42.初步计算 传动的主要 尺寸11=1.88 -3.2(-) cos12_23 97=1.67轴向重合度为=0.318 dZ3tan ： =0.318 1.1 23 tan12 =1.71由图8-13查得重合度系数Z中= 0.7758）由图11-2查得螺旋角系数 Zp=0.999）许用接触应力可用下式计算L H =Zn二 Hlim /Sh由图 8-4e、 a 查得接触疲劳极限应力为二 Hlim1 =580pa,；Hlim2 = 390 pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*108N4=N/i 2=5.86*10 8/4.21=1.39*10 8由图8-5查得寿命系数 Zn3=1.05 , Zn4=1.13 ;由表8-20取安全系数Sh=1.0 ,则有t H3 =ZH30Hlm3/0 =1.05*580/1 =609Mpat H4 =ZH4；=Hlim4/SH = 1.13*390/1 = 440.7Mpa取 k H =440.7Mpa初算小齿轮的分度圆直径d&,得d3td3t. 66.59mm2= 12x1.4 m 14240m 4.21 + 1 m (189.8m 2.46父 0.775父 0.99)2、1.1 4.21 (440.7)2=66.59mm(1)计算载荷系数d3tnl2v 二60 1000由表8-21查得使用系数 K=1.0二 66.59 244.07 Em / s =0.85m/s ,由图60 10008-6查得动载荷系数Kv=1.08,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kp=1.11 ,由表8-22查得齿向载荷分配系数Ka=1.2,则载荷系数为K=K aKK , K - =1.0*1.08*1.11*1.2=1.44K=1.44出的对d3t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算d3t进行修正，即K1 443 66.59 3=67.22mm1Kt, 1.4(3)确定模数mnd3 cos :Z367.22 cos12 mm，2.86mm23按表 8-23 ,取 m=3mm(4)计算传动尺寸中心距为mn(Z3 z4)2cos :3 (23 97)()mm=184.03mm2 cos12mi=3mma=184mm取整，a = 184mm螺旋角为3.确定传动 尺寸P = arccos mn（Z3+Z4）=出空也1.969 口 2a2x184因P值与初选值相差不大，故对与P有美的参数无需进行修正则可得，d3 = mnz3 =3M 23mm = 70.531mm cosP cos11.969sd4 =mZ 3-97mm = 297.455mm cos 口 cos11.969 b = edd3 = 1.1父70.531 = 77.58mm,取 b4=78mma =b4+（510）mm,取 b3=85mmP =11.9699d3=70.531mmd4=297.455mmb4=78mmb3=85mm4.校核齿根 弯曲疲劳强 度齿根弯曲疲劳强度条件为 nkTYFYsYpwkL bm1） K、T3、mn和 d3 同前2）齿见 b=b4=78mm3）齿形系数Yf和应力修正系数 Yso当量齿数为zv3 = z3 =23= 24.6cos P cos3 11.969 口z = z4 =97= 103 6Zv4 3 口q丛103.6cos Fcos3 11.969s由图 8-8 查得 Yf3=2.62 , Yf4=2.24 ;由图 8-9 查得 Ys3=1.59 ,Ys4=1.824）由图8-10查得重合度系数 丫8=0.725）由图11-23查得螺旋角系数 Yp = 0.866）许用甯曲应力为g =YN?Flim SF由图 8-4f 、 b 查得弯曲疲劳极限应力%iim3=215Mpa,，m4=170Mpa由图8-11查得寿命系数 YN3=Yn4=1 ,由表8-20查得安全系数 殍=1.25,故匚Yn SaF lim 3 1M215r/|kr 3 丫尸3丫$3丫式 Pbmnds2 x1 44 M 142040=142040 M2.62x1.59x0.72x0.86Mpa78M3M70.531=63.93Mpa20.58+20.58* (0.03 0.05) mm=21.1州21.61mmdmin=20.58mm(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构， 该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两 端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2)联轴器与轴段。1轴段O 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差， 隔离振动，选用弹性柱销联轴器。 查表8-37,取载荷系数 K=1.5, 计算转矩为Tc=K A=1.5*50670Nmm=76005N- mm由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求： 公称转矩为250Nmm许用转速8500r/min，轴孔范围为1224mm 考虑到di20.58mm,取联轴器孔直径为 22mm轴孔长度L耳=52mrm4.结构设计Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX1 22*52GB/T5014 2003,相应的轴段。1的直径di=22mm其长度略小于孔宽度，取 Li=50mm(3)轴承与轴段。2和3的设计在确定轴段。2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 h= (0.07 0.1 ) di= (0.07 0.1 ) *30mm=2.1 3mm 轴段 的轴径 d2=d1+2*(2.13) mm=34.136mm其值最终由密封圈 确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s,可选用毡圈油封，查表8-27初选毡圈35JB/ZQ46061997,则d2=35mm轴承段直径为 40mm 经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用 轴套定位，轴套内径为 28mm外役既要满足苗封要求，又要满足 轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用 圆锥滚子轴承，初选轴承 30207,由表9-9得轴承内径d=35mm 外径D=72mm宽度B=17mm T=18.25mm,内圈定位直径 da=42mm 外径定位Da=65mmi!由上力作用点与外圈大端面的距离as=15.3mm,故d2=35mm联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=16mm该减速器锥齿轮的圆周速度 大于2m/s,故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴 承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=35mm其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该 处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=16mm(4)轴段O的设计该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=42mm该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度(5)齿轮与轴段。5的设计轴段Q上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段米用悬臂结构，d5应小于d4,可初te d5=32mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得 M=32.9mm锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为4 =10mm,轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要 取为56mm齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使 挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差 值为0.75mm,则L 5=56+ +C+T-L4-0.75=( 56+10+8+18.25-16-0.75)mm=75.5mm(6)轴段O与轴段O的长度轴段O的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚= =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mmi 取壁厚 6 =10mm , R+a=70.374+184=254.374mm600mm 取轴承旁联接螺栓为M20,d1=22mmL1=50mmd2=35mmL2=16mmd4=35mmL4=16mmd3=42mmd5=32mmL5=75.5mm1 =10mm箱体凸缘连接螺栓为M1G地脚螺栓为d# = M24,则有轴承端盖连接螺钉为0.4d = 0.4 m 24mm = 9.6mm ,取其值为 M1Q由表8-30可取轴承端盖凸缘厚度为Bd=12mm取端盖与轴承座间的倜整垫片厚度为 At=2mm；告诉轴承端盖连接螺钉，查表 8-29取螺栓GB/T5781 M10M35;其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂 外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖 表面距离K=10mm为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与 轴承左端面的距离取为 l4=25.5mm,取轴段。1端面与联轴左端面 的 距离为 1.75mm 贝U 有 Li=L 联 +K+B+1 4+T-L2-1.75mm=(62+10+12+25.5+18.25-16-1.75) mm=110mm轴段O段的长度与该轴的悬臂长度l 3有关。小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为|3=M+A+C+a=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm则两轴承对轴的力作用点间的距离为12=(2 2.5) 13=(2 2.5)*66.2mm=132.4 165.5mmL3 =l 2+2a3-2T=(132.4-165.5 ) +2*15.36-2*18.25mm =126 159.1mm取L3=130mm则有l2 =l 3+2T-2a 3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范围内，合格轴段O力作用点与左轴承对轴力作用点的间距 由图12-4可得l1=L1+L2-T+a 3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mmL1=110mml 3=66.2mmLs=130mml 2=135.9mml 1=93.8mm5.键连接带轮与轴段。1间米用A型普通平键连接，查表 8-31取其型 号为键8X56 GB/T1096 -1990,齿轮与轴段O 间米用A型普通平 键连接，型号为键 10 M 63 GB/T1096 -1990(1)画轴的受力简图轴的受力简图如图5所示(2)计算支承反力在水平面上为Fr1l3 -Fa1djm1510.366.2-120.4 68.425心 -2- -2 N -218.3l2135.9NR1h=218.3N6.轴的受力 分析R2H=Fr1 +Rh=510.3+218.3N=728.6N在垂直平囿上为DFt1l3 1481M66.2 zRv =N = 721.4Nl2135.9R2V =Ft1 +Rv =1481+721.4N =2202.4N轴承1的总支承反力为122，22R=R1H +R1V =218.3 +721.4 N =753.7N轴承2的总支承反力为R2 =J52 +R2V2 =5728.62 +2202.42 N =2319.8N(3)画学矩图弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为M aH=-R1Hl 2=-218.3*135.9Nmm=-29667Nmmb-b剖卸左侧为M bH = Fa1 dm1 =172.51 68.425 mm =5901.7Nmm 22在垂直平囿上为Mav = RVl2 =721.4m135.9N mm=98038.3N mmMbv =0N ,mm合成甯矩M a = JM 2aH + M 2ava-a 剖面为=d(29667)2 +98038.32 N ,mm= 102428.7N ,mm一.2. . . 2M b = Y M bH + M bvb-b 剖面左侧为 =5901.72 +02N *mm= 5901.7N mm(4)画转矩图转矩图如图5f所示，T1=50670Nmm因a-a剖回号矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为33叼 4nM 3533W -mm - 4207.1mm3232抗扭截面系数为33叼 4nM 353WT -8414.2mm31616甯曲应力为3728.6NRiv=721.4NRav=2202.4NRi=753.7NR2=2319.8NM=102428.7NmmMb=5901.7NmmTi=50670Nmm7.校核轴的 强度皿=590117Mpa=14MpaW 4207.1扭男应力为T1506701 = =Mpa = 6 0MpaWT 8414.2按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 a =0.6,则当量应力为仃e =，o2b +4(s )2 = Jl.42 +4x(0.6M6)2Mpa =7.3Mpa 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限 aB =650Mpa ,则由表8-32查得轴的许用穹曲应力kb】=60Mpa, be%b】强度满足要求轴的强度满足要 求8.校核键连 接的强度联轴器处键连接的挤压应力为4Ti4 父 50670 一31 Mpa -27.4Mpapd1hl 22x7x(56-8)齿轮处键连接的挤压应力为4Ti4父50670 一- 皿o-p2 -Mpa -14.9Mpapdshl 32x8x(63-10)取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33 查得卜=125Mpa150Mpa,仃pi 27.05+27.05*(0.03 0.05) mm=27.86 28.40mmdmin=27.05mmd1=30mmd5=30mmd2=d4=32mmL2=83mmL4=40mmd3=38mmBx=194mmL3=49mmL1=34mm轴的结构构想如图5所示(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用 两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2)轴段。及轴段O的设计该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段。1及轴段O上安装轴承，其直 径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=27.05mn 暂取轴承 30206,由表9-9得轴承内径 d=30mm外径 D=62mm 宽度 B=16mm内圈定位直径 da=36mm外径定位 Da=53mm轴上 力作用点与外圈大端面的距离a3=13.8mm,故di=30mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d5=30mm(3)齿轮轴段。2与轴段O的设计轴段。上安装齿轮3,轴段。上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于di和d5, 此时安装齿轮3处的轴径可选为 33mm经过验算，其强度不满 足要求，可初定 d2=d4=32mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位， 左端采用套筒固定，齿轮 2轮廓的宽度范围为(1.21.5 )d4=38.448mm取其轮毂宽度l4 =42mm ,其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=85mm故取 L2=83mm L4=40mm(4)轴段Q的设计该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为 (0.070.1)d 2=2.243.2mm,取其高度h=3mm 4.结构设 故ds=38mm计齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为EX=193.92mm,取R=194mrm则轴段O的长度为L3 = Bx - L4 -24-b3 =194-40-2*10-85mm=49mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置(5)轴段O及轴段O的长度由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为 =5mm,则轴段。的长度为L1=b+a+4+q-L2)= 17+5 + 10 + (85-83)mm= 34mm轴段C5的长度为L5=41mm11 =61.95mm12 = 80.6m m13 = 56.35mmL5 =B . ：. ：1 (L3 一=17 5 10 (49-40)mm =41mm(6)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=13.8m项则由图12-7可得轴的支点与受力点间的 距离为11 =T + +& +? -a3“ 85= 18.25 5 1013.8mm2=61.95mm由装配图知 12 = 80.6mm, 13 = 56.35mm 2735.键连接齿轮与轴段间采用 A型普通平键连接，查表 8-31取其型号为键12 M 100 GB/T1096-1990,齿轮与轴段。4间采用A型普通平 键连接，型号为键 12 M 45 GB/T1096 19906.轴的受 力分析(1)画轴的受力简图轴的受力简图如图 5所示(2)计算支承反力在水平面上为Fr3(l2 +l3) Fr2l3 + Fa2+ Fa3Rh=22ll +12 +L121 13731.6(80.6 +56.35) 111.7 父56.35 十 120.4父十432.6x51.22 NRih=586.2NR2H=33.7NRiv=1662.5NR2V=1179.8NRi=1762.8NR2=1180.3N54.55 +80.6+56.35= 586.2NR2H=Fr3-R1H-F r2=731.6-586.2-111.7N=33.7N在垂直平囿上为DFt3(12+13)+Ft213R1v ,11十12十131962.9m (80.6 +56.35) +879.39 父 56.35 N54.55+80.6+56.35= 1662.5NR2v = Ft3+Ft2-Rv= 1962.9+879.39 -1662.5N= 1179.8N轴承1的总支承反力为i22，22R1=RH +R1V =，节86.2 +1662.5 N =1762.8N轴承2的总支承反力为R2 =,；R2H2 +R2V2 =433.72 +1179.82N =1180.3N(4)画学矩图弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为M aH=-R1Hl 2=-586.2*54.55=-31977.2Nmma-a剖回右侧为daM aH = M aH + Fa3 aHaHa32 51231977.2+432.6黑N ,mm2=20902.6N mmb-b剖回右侧为 l d2MbH = M bH Fa2 2142.5= 1899 -120.4 xN *mm2= -6679.5N mmM bH = R2H l3=33.7m56.35N mm= 1899N ,mm在垂直平囿上为Mav =Rvl1 = 1662.5M54.55N mm=90689.4N mmMbv =R2vl3 =1179.8x56.35 =66481.7N mm合成甯矩Ma 7M 2aH +M 2ava-a 剖面左侧为=7(-31977.2)2 +90689.42 N ,mm= 96161.9N mmM a 7M，+M 2ava-a 剖面左侧为=J(20902.6)2 +90689.42N ,mm= 93067.1N mmMb = JM 2bH +M 2bvb-b 剖面左侧为=(6679.5)2 +66481.72 N ,mm= 66816.4N *mmM b = JM 2bH + M 2bvb-b 剖面右侧为=J18992 +66481.72 N *mm= 66508.8N *mm(4)画转矩图转矩图如图5f所示，F=50250NmmM=96161.9NmmMa=93067.1NmmMb=66816.4NmmM b=66508.8NmmT2=50250Nmm虽然a-a剖曲左侧弯矩大，但a-a剖曲右侧除作用后驾矩外 还作用有转矩，其轴颈较小，故 a-a剖面两侧均可能为危险面， 故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数 其抗弯截面系数为叼32 bt(d2 -12 n、223 1 2 M5M(22-513Wmm322d2322 M 22 3 =650mm7.校核轴 的强度抗扭截面系数为、“，nd32 bt(d21)2 元父223 1 2 x 5x(22 5)23WT =mm162d2162x223=1695.6 mm3a-a剖曲左侧弯曲应力为Ma 96161.9.,Cb = =Mpa =147.9MpaW650a-a剖曲右侧弯曲应力为%=蚂=9306L1Mpa=143 2MpaW650扭男应力为T2502502 = - =Mpa = 29 6MpaWT 1695.6按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩 按脉动循环处理，故取折合系数a -0.6,则当量应力为仃e = J。 +4(UT )2 =、：143.22 +4M(0.6M29.6)2Mpa= 147.5Mpa仃；cob,故a-a剖面右侧为安全截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限 ctb =650Mpa ,则由表8-32查得轴的许用弯曲应力&b】=60Mpa, oek,b强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键 连接的强 度齿轮2处键连接的挤压应力为4T24M 50250-% =Mpa =34.6Mpap d,hl 22M8M(45-12)产产取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33 查得卜1 =125Mpa150Mpa,仃41.54+41.54* (0.03 0.05) mm=42.7州 43.62m