二级减速器课程设计二级圆柱斜齿减速器

课程设计说明书机械设计(机械设计基础)设计题目 二级圆柱斜齿减速器 前言减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置，在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器，减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。汽轮机的减速器都采用斜齿轮，斜齿一般具有渐开形，新的减速器齿轮采用螺线形斜齿轮。汽轮机减速器齿轮是将斜齿轮成组的组装在一起成为人字形齿轮组，用来平衡斜齿轮工作时的轴向推力，从而保证齿轮啮合良好。在有些小型汽轮机的减速器上，靠发电机侧的大齿轮轴承，除有支承作用外，在轴承两侧还浇铸有乌金，并开有倾斜油槽，与装在大齿轮轴上的两个推力盘组成推力轴承，来承受轴向推力。大齿轮工作时的轴向推力，可能来自发电机，也可能是斜齿轮工作时残余的轴向不平衡推力。机械设计课程设计任务书题目 设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器学生姓名_ 指导教师_张旦闻_1、电动机 2、小皮带轮 3、减速箱 4、联轴器 5、皮带轮6、大带轮 7、高速齿轮 8、低速齿轮 9运输带设计参数:运输带工作拉力:F=1200N 运输带工作速度:V=1.5m/s卷筒直径:D=200mm工作条件: 连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘； 运输带速度允许误差土5； 两班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑) 。加工条件: 生产20台，中等规模机械厂，可加工 78级齿轮。设计工作量: 1减速器装配图1张(A0或A1)； 2零件图13张； 3设计说明书1份。目录 第1章 工作机器特征的分析1第2章 传动方案的设计1第3章 选择电动机13.1 求电机至工作机之间的传动装置的总效率23.2计算电机所需功率23.3确定电动机的转速33.4电动机的外形和安装尺寸3第4章 确定传动机中传动比和分配传动比44.1计算传动装置总传动比44.2计算传动装置的分传动比4第5章 带轮设计5第6章 计算传动装置的运动及动力参数8第7章 齿轮传动设计97.1.高速级齿轮传动设计97.2.低速级齿轮传动设计15第8章 轴的设计218.1中间轴的设计228.2高速轴的设计328.3低速轴的设计42第9章 减速器箱体主要结构尺寸52第10章 心得体会53第11章 参考文献54第一章 工作机器特征的分析 由设计任务书可知：该减速箱用于卷筒输送带，工作速度不高（V=1.5m/s）,输送带工作拉力不大(F=1200N),因而传递的功率也不会太大。由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(10年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。第2章 传动方案的设计 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点： (1)电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且V带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。（2）斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（3）高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：（1）皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。（2）齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。第3章 选择电动机3.1 求电机至工作机之间的传动装置的总效率传动系统简图如图3.1：图3.1传动系统简图总效率：（V带）=0.96，（滚动轴承）=0.99，（齿轮）=0.97，（联轴器）=0.99，,（平摩擦传动）=0.90。（数据摘自参考文献3）即： V带传动效率：0.96滚动轴承（润滑最佳时一对）传动效率：0.99齿轮传动效率：0.97弹性联轴器传动效率：0.99平面带与卷筒摩擦传动效率：0.90 3.2计算电机所需功率已知运输带工作拉力F=1200N、运输带的速度V=1.5m/s，求运输带的功率已知平面带与卷筒摩擦传动效率：0.90 求出工作机的功率 电动机的功率： 3.3确定电动机的转速已知运输带工作拉力F=1200N，平面带与卷筒摩擦传动效率=0.90可以求得卷筒圆周力F1，卷筒的转速n 二级减速器的传动比i=8-40，所以电动机的转速范围为: nd=in=（840）143.32=（1146.565732.8）r/min根据电动机功率和电动机转速查（机械设计简明手册）符合条件的电动机有：表3-1型号功率/KW转速（r/min）Y100L2-4314203.4电动机的外形和安装尺寸 中心高度H长宽高L(安装尺寸AB轴伸尺寸DE平键尺寸FG100380282.52451601402860824图3.2 Y100L24型电动机外形图第4章 确定传动机中传动比和分配传动比 4.1计算传动装置总传动比 式为电动机满载时转速（r/min），n为卷筒转速（r/min）4.2计算传动装置的分传动比已知中传动比，求两级减速器传动比：因为为斜齿轮传动比 则取V带传动比=1.2 由得： =3.067为高速级传动比，为低速级传动比第5章 带轮设计计算项目计算说明计算结果5.1设计带轮的功率，选取V带类型查表7-7得工作情况系数,根据依据、，从图7-9中选用A型普通V带。A型普通V带5.2确定带轮基准直径由表7-8查得主动轮的最小基准直径，根据带轮的基准直径系列，取。根据式，计算从动轮基准直径： 根据基准直径系列，取。dd1=100mmdd2=118mm5.3验算带的速度根据得 速度在5-25m/s内，适合v1=7.432m/s5.4确定普通V带的基准长度和传动中心距根据得初步确定中心距。根据计算带的初选长度：根据表7-3选取带的基准长度根据式计算带的实际中心距为根据 、，中心距可调整范围为： a0=300mmL0=942.7mmLd=1000mma=328.65mm5.5验算主动轮上的包角根据 主动轮上包角大于1200，包角适合。=176.8605.6计算V带的根数Z由A型普通V带，、，查表7-4得；由，查表7-6得;由，查表7-5得;由，查表7-3得.则根据有： 取Z=4根。Z=45.7计算初拉力F0根据式，查表7-2得q=0.010kg/m，有：F0=114N5.8计算作用在轴上的压力FQ根据得：FQ=911.7N5.9带轮结构设计与技术设计 注：以上表格及数据均摘自参考文献1。 图5.1带轮的结构示意图第6章 计算传动装置的运动及动力参数对电动机： 对于轴： 对于II轴： 对于III轴： 对工作机： 表6-1 带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果参数轴名电动机轴轴轴轴工作机轴转速/(r/min)14201183385.7143143功率P/kW32.851.742.632转矩T/(Nm)202368175.6133传动比i1.23.0672.691效率0.960.970.970.99第7章 齿轮传动设计7.1.高速级齿轮传动设计 已知传递功率，小齿轮转速，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明计算结果(1)选择材料及热处理查参考文献3中表8-7，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217255，取HBS1=240，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表8-8知，HBS1HBS1=240HBS2=190精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角HBS2=40，合适。选8级精度（GB1009588）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许5%的变化范围）。初选螺旋角(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度v使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径确定齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa1、YFa2应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式818知设计公式：由式得： 查参考文献3中表8-13得：查参考文献3中表8-14，取u=3.067由参考文献5中图8-19得：=由参考文献5中式（8-2）得：由参考文献5中图8-8得：ZN1=1，ZN2=1由参考文献3中表8-10 SHmin=1由参考文献3中表8-9得接触接触疲劳极限Hlim1=350+HBS1=(350+240)MPa=590MPaHlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由参考文献5中式8-3得：由于H2H1，所以应取较小值H2代入计算 = m/s查参考文献5中表8-5得：KA=1根据vz1/100=2.48930/100=0.7467m/s，查参考文献5中图810得：KV=1.07由参考文献5中图8-11得：由参考文献5中图8-13得：由参考文献5中式8-10得：根据参考文献3中表8-1，取标准值圆整为 =15.60890圆整后取=50mm，=55mm由参考文献5中式8-19知校核公式为：由，可得查参考文献5中表8-7，YFa1=2.48，YFa2=2.18查参考文献5中表8-7，YSa1=1.64，YSa2=1.79查参考文献5中图8-20得：由参考文献3中表8-9得：=320+0.45HBS1=(320+0.45240)MPa=416MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74190)MPa=324.60MPa由参考文献5中式（8-2）得：/u=3.4109/3.067=1.11108由参考文献5中图8-9得：YN1=1，YN2=1由参考文献3中表8-10 ，SFmin=1 由得：da1= da2= mmT1=23NmZE=189.8u=3.067ZH=2.45ZN1=1ZN2=1SHmin=1dt1=40.19mmv=2.489m/sKV=1.07K=1.498d1=42.135mmd1=46.72mmd2=143.28mm=55mm=50mmYFa1=2.48YFa2=2.18YSa1=1.64YSa2=1.79YN1=1YN2=1=416MPa=324.6MPadb1=43.7mmdb2=134mmda1=49.72mmda2=146.27mmdf1=41.33mmdf2=137.87mmha=1.5mmhf1=2.7mmh=4.2mmst=2.45mmpt=4.89mmptb=4.577mm7.2.低速级齿轮传动设计已知传递功率，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明计算结果(1)选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表8-7，小齿轮选用45钢，调质，HBS3=217255，取HBS3=240，大齿轮选用45钢，正火，HBS4=162217，取HBS4=190。由表88知，HBS3HBS4=40，合适。选8级精度（GB1009588）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许5%的变化范围）。初选螺旋角HBS3=240HBS4=190(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度v使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径确定齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa3、YFa4应力修正系数YSa3、YSa4重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式8-18知设计公式：由式得：查参考文献3中表8-13得：查参考文献3中表8-14，取u=2.7由参考文献5中图8-19得：=由参考文献5中式（8-2）得：由参考文献5中图8-8得：ZN3=1，ZN4=1由参考文献3中表8-10 SHmin=1由参考文献3中表8-9得接触接触疲劳极限Hlim3=350+HBS3=(350+240)MPa=590MPaHlim4=200+HBS4=(200+190)MPa=390MPa由参考文献5中式8-3得：由于H4H3，所以应取较小值H4代入计算 = m/s查参考文献5中表8-5得：KA=1根据vz3/100=2.730/100=0.81m/s，查参考文献5中图8-10得：KV=1.08由参考文献5中图8-11得：6由参考文献5中图8-13得：由参考文献5中式8-10得：根据参考文献3中表8-1，取标准值圆整为 =15.1560圆整后取=60mm、=65mm由参考文献5中式8-19知校核公式为：由，可得查参考文献5中表8-7，YFa3=2.51，YFa4=2.21查参考文献5中表8-7，YSa3=1.62，YSa4=1.775查参考文献5中图8-20得：由参考文献3中表8-9得：=416MPa =184+0.74HBS4=(184+0.74190)MPa=324.60MPa由参考文献5中式（8-2）得：/u=1.11109/2.69=4.13108由参考文献5中图8-9得：YN3=1，YN4=1由参考文献3中表8-10 ，SFmin=1 由得：da3= da4= mmu=2.7ZN3=1ZN4=1SHmin=1KA=1KV=1.08=65mm=60mmYFa3=2.51YFa4=2.21YSa3=1.62YSa4=1.775YN3=1YN4=1SFmin=1=324.6MPadb3=58.166mmdb4=157mmda3=66.16mmda4=1717.84mmdf3=54.96mmdf4=160.64mmha=2mmhf=3.6mmh=5.6mmst=3.25mmpt=6.51mmptb=6.09mm第8章 轴的设计各级齿轮传动参数如表8-1所列:表8-11234齿数z法向模数mn/mm端面模数mt/mm齿宽b/mm螺旋角齿向分度圆直径d/mm转速n/（r min-1）301.51.565515.60890右旋46.721183921.51.565015.60890左旋143.28385.73022.076515.1560左旋62.16385.78122.076015.1560右旋167.841438.1中间轴的设计计算项目计算和说明计算结果1、 选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书5表15-2查得其强度值：，；许用应力由表15-6查得：，=200MPa=95MPa=55MPa2、计算轴的载荷圆周力轴向力 径向力高速轴所传递的转矩TI I=68000Nm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：TII=68NmFt2=949NFt3=2188NFa2=65NFa3=596NFr2=358NFr3=825N3、 估算轴径，选取轴承型号选取轴承型号轴的圆周速度轴承润滑由参考书5表15-3知：45钢，由式知：考虑用到滑动轴承，取，若选用角接触轴承，型号为7306AC由参考书3查得有关数据为：外径D=72mm，孔径，轴承采用脂润滑，根据参考书3选用毡圈密封d轴径=30mm4、 轴的结构设计选用键连接参考图8.1，考虑到轴上零件从轴的两端依次安装（大齿轮、左套筒、左端轴承由左端装配；小齿轮、右套筒和右端轴承由右端装配）及轴向固定，各轴段相应直径和长度为：轴承处直径：（由转矩粗估基本主轴颈，再考虑滑动轴承标准定出）轴承处长度：（为轴承宽度B+2mm+套筒长度11mm+3mm，取）齿轮处直径：（考虑齿轮结构尺寸和装拆方便，齿轮孔径大于所通过的轴颈）齿轮处长度：，（由齿轮轮毂宽度决定，为保证套筒紧靠齿轮端面，使齿轮在轴向固定，其轴段长度应略小于轮毂长度） 轴环直径： （两齿轮分别用轴环两端面定位，根据轴径为28mm。按参考书3推荐值，取，故轴环直径） 轴环处宽度：，（轴环宽度一般为，取）两轴承间的总长度： =163mm轴承与箱体内壁距离S=5mm 齿轮与箱体内壁距离a=10mm选用普通键连接，按参考书3按轴径查相应键的尺寸为：及，其中，轴上槽深毂上槽深做轴的结构图如图8.1所示d1=d5=30mml1=l5=35mmd2=d4=34mml2=47mml4=62mmd3=40mml3=5mmS=5mma=10mm5、 轴的受力分析确定跨度求轴的支反力，做轴的受力图水平支反力垂直面支反力作弯矩图，转矩图水平弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图 转矩图 转矩L1=49mmL2=59.5mmL3=56.5mmFBH=1720.6NFAH=146.4NFBV=-296NFAV=-171NMCH=69403.6NmmMDH=97213.9Nmm6、 按弯矩和转矩的合成应力校核轴的强度由图8.1(f)知，截面D处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面D的当量弯矩： 由式得查参考书5表15-6得截面D的强度足够=28.15MPa=55MPa7、 验算轴的疲劳强度截面的抗弯模量W抗扭截面模量WT弯矩作用下的安全系数转矩 作用下的安全系数综合安全系数由图8.1(f)可知，D截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度 该截面轴径，槽宽，槽深，则此截面的抗弯、抗扭截面模量W、WT分别为： 此截面的应力幅平均应力（忽略由轴向力作用产生的）此截面的查参考书5得：由表1-10等效系数：， 由表1-7尺寸系数：， 由表1-8表面质量系数： 由表1-12许用安全系数： 由表1-4应力集中系数：键槽处: ，；配合处： ，；按规定取中最大值,则， 满足疲劳强度要求W=3312mm3WT=7242mm3=56.62MPa8、轴承寿命校核计算内部轴向力计算轴承所受的轴向载荷计算轴承当量动载荷计算轴的寿命径向载荷: 轴向载荷方向指向右侧轴承对7306AC型轴承，查表参考书1表11-10，有故右侧轴承有“压紧“的趋势，左侧轴承有被”放松“的趋势，于是查参考书1表11-6，知7306AC轴承（）的判别系数，故 再由参考书1表11-6，查得,因而轴承的当量动载荷为=2132.29N查参考书1表11-8，得，取中间值。查表11-7，得。查参考书3得7306AC的又因为要3年一大修，故3年换一次轴承 所以左端轴承寿命约为222119.9h，右端轴承寿命约为20919.5h。这对轴承的工作寿命为20919.5hF1=1426.68NF2=1745.88NFa=658NS1=970.14NS2=1187.2NFa2=1628.14NFa1=970.14NP1=970.14NP2=2132.29N9、 轴的零件工作图图8.1中间轴的受力分析及弯矩图(a)计算简图；（b）水平面受力图；（c）水平弯矩图；（d）垂直面受力图；（e）垂直面弯矩图；（f）合成弯矩图；（g）扭矩图8.2高速轴的设计计算项目计算和说明计算结果1、 选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书5表15-2查得其强度值：，；许用应力由表15-6查得：，=200MPaMPaMPa2、计算轴的载荷圆周力轴向力 径向力高速轴所传递的转矩TI=23Nm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：TI=23NmFt1=984.589NFa1=257.067NFr1=372.08N3、估算轴径，选取轴承型号选取轴承型号轴的圆周速度轴承润滑由参考书5表15-3知：45钢，由式知：考虑用到滑动轴承，取，若选用角接触轴承，型号为7305AC由参考书3查得有关数据为：外径D=47mm，孔径，轴承采用脂润滑，根据参考书3选用毡圈密封d轴径=25mmv=1.55m/s4、 轴的结构设计选用键连接参考图8.2，考虑到轴上零件从轴两端依次安装（齿轮、左套筒、左端轴承由左端装配；右套筒和右端轴承由右端装配）及轴向固定，各轴段相应直径和长度为：轴承处直径：（由转矩粗估基本主轴颈，再考虑滑动轴承标准定出）轴承处长度：（为轴承宽度B+套筒长度15mm+3mm），（为轴承宽度B+套筒长度15mm）齿轮处直径：（考虑齿轮结构尺寸和装拆方便，齿轮孔径大于所通过的轴颈）齿轮处长度：（由齿轮轮毂宽度决定，为保证套筒紧靠齿轮端面，使齿轮在轴向固定，其轴段长度应略小于轮毂长度） 轴环直径： （两齿轮分别用轴环两端面定位，根据轴径为27mm。按参考书3推荐值，取，故轴环直径） 轴环处宽度：，（轴环宽度一般为，取）装端盖处直径： 长度：（轴承端盖和箱体之间应有调整垫片，取其厚度为2mm，轴承端盖厚度取17mm，端盖和带轮之间有一定间隙，取15mm。综合考虑，取伸出箱体部分轴径： 轴长：自由段直径： 长度:(中间轴长度减去轴承处长度再减去轴环和齿轮处长度) 轴承与箱体内壁距离S=5mm 齿轮与箱体内壁距离a=10mm选用普通键连接，按参考书3按轴径查相应键的尺寸为：及，其中，轴上槽深毂上槽深则该处齿轮处齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为：因为3.8672.5mn,故该轴设计成齿轮轴，则有，做轴的结构图如图8.2所示d3=d7=25mml3=34mml7=32mmd4=28mml4=52mmd5=32mml5=5mmd2=20mml2=48mmd1=18mml1=34mmd6=28mml6=59mmS=5mma=10mmt=3.5mmt1=2.8mm5、 轴的受力分析确定跨度求轴的支反力，做轴的受力图水平支反力垂直面支反力作弯矩图，转矩图水平弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图 , 转矩图 转矩L1=73.5mmL2=51.5mmL3=113.5mmFBH=1025.4NFDH=-485.82NHBV=682.09NFDV=302.49N6、 按弯矩和转矩的合成应力校核州的强度由图8.2(f)可知，截面C处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面C的当量弯矩： 由式得查参考书5表15-6得截面C的强度足够=45.83MPa=55MPa7、 验算轴的疲劳强度截面的抗弯模量W抗扭截面模量WT弯矩作用下的安全系数转矩 作用下的安全系数综合安全系数由图8.2(f)可知，C截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度 该截面轴径，槽宽，槽深，则此截面的抗弯、抗扭截面模量W、WT分别为： 此截面的应力幅平均应力（忽略由轴向力作用产生的此截面的查参考书5得：由表1-10等效系数：， 由表1-7尺寸系数：， 由表1-8表面质量系数： 由表1-12许用安全系数： 由表1-4应力集中系数：键槽处: ，；配合处： ，；按规定取中最大值,则， 满足疲劳强度要求W=1368.35mm3WT=2930.85mm3=51.41MPa8、轴承寿命校核计算内部轴向力计算轴承所受的轴向载荷计算轴承当量动载荷计算轴的寿命径向载荷:轴向载荷方向指向左侧轴承对7305AC型轴承，查表参考书1表11-10，有故右侧轴承有“压紧“的趋势，左侧轴承有被”放松“的趋势，于是查参考书1表11-6，知7204AC轴承（）的判别系数，故 再由参考书1表11-6，查得,因而轴承的当量动载荷为 查参考书1表11-8，得，取中间值。查表11-7，得。查参考书3得7305AC的又因为要3年一大修，故3年换一次轴承 所以左端轴承寿命约为14672h，右端轴承寿命约为77226h。这对轴承的工作寿命为14672hF1=1361.46NF2=558.19NFa=257NS1=925.79NS2=379.57NFa2=636.57NFa2=925.79NP2=782.67NP1=1361.46N8、 绘制轴的零件工作图图8.2高速轴的受力分析及弯矩图(a)计算简图；（b）水平面受力图；（c）水平弯矩图；（d）垂直面受力图；（e）垂直面弯矩图；（f）合成弯矩图；（g）扭矩图8.3低速轴的设计计算项目计算和说明计算结果1、 选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书5表15-2查得其强度值：，；许用应力由表15-6查得：，=200MPaMPa=55MPa2、计算轴的载荷圆周力轴向力 径向力高速轴所传递的转矩TI=175600Nmm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：TI=175.6NmFt4=2092.47NFa1=566.79NFr4=780.45N3、估算轴径，选取轴承型号选取轴承型号轴的圆周速度轴承润滑联轴器的选择联轴器的转速由参考书5表15-3知：45钢，由式知：考虑用到滑动轴承，取，若选用角接触轴承，型号为7210AC，由参考书3查得有关数据为：外径D=90mm，孔径，轴承采用脂润滑，根据参考书3选用毡圈密封按带式运输减速器的工作要求，轴上所支撑的零件主要是齿轮、轴端得联轴器以及轴承,转矩。查参考书4表4-3，取载荷系数，根据计算的转矩、最小轴径及轴的转速，查参考书3得：联轴器的型号选用凸缘联轴器，YL9，螺栓用6个，螺栓型号M10因为，联轴器选择合理d轴径=50mmv=0.3744m/s4、轴的结构设计选用键连接参考图8.3，考虑到轴上零件从轴两端依次安装（齿轮、右套筒、右端轴承由右端装配；左套筒和左端轴承由左端装配）及轴向固定，各轴段相应直径和长度为：轴承处直径：（由转矩粗估基本主轴颈，再考虑滑动轴承标准定出）轴承处长度：（为轴承宽度B+套筒长度15mm+3mm），（为轴承宽度B+ 套筒长度15mm+1mm）齿轮处直径：（考虑齿轮结构尺寸和装拆方便，齿轮孔径大于所通过的轴颈）齿轮处长度：（由齿轮轮毂宽度决定，为保证套筒紧靠齿轮端面，使齿轮在轴向固定，其轴段长度应略小于轮毂长度） 轴环直径： （两齿轮分别用轴环两端面定位，根据轴径为60mm。按参考书3推荐值，取，故轴环直径） 轴环处宽度：，（轴环宽度一般为，取）联轴器处处直径：，轴长度比联轴器的毂孔长度（112mm）短可保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上故该段轴长取为110mm,即端盖处直径：联轴器固定靠轴段6的轴肩来定位的，为了保证定位可靠，轴段5应比轴段7直径大取轴端直径为47mm 长度：（轴承端盖和箱体之间应有调整垫片，取其厚度为2mm，轴承端盖厚度取15mm，端盖和带轮之间有一定间隙，取15mm。综合考虑，取 自由段直径： 长度:(中间轴长度减去轴承处长度再减去轴环和齿轮处长度) 轴承与箱体内壁距离S=5mm 齿轮与箱体内壁距离a=10mm选用普通键连接，按参考书3按轴径查相应键的尺寸为：，其中，轴上槽深毂上槽深做轴的结构图如图8.3所示d1=d5=50mml5=38mml1=35mmd4=55mml4=57mmd3=65mml3=10mmd7=42mml7=110mmd6=47mml6=35mmd2=55mml2=40mmS=5mma=10mmt=6.0mmt1=4.3mm5、 力分析确定跨度求轴的支反力，做轴的受力图水平支反力垂直面支反力作弯矩图，转矩图水平弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图 转矩图8.3（g）转矩L1=103.5mmL2=56.5mmFBH=802.13NFAH=-21.68NHAV=1046.235N6、 矩和转矩的合成应力校核州的强度由图8.3(f)知，截面C处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面C的当量弯矩： 由式得查参考书5表15-6得截面C的强度足够=10.09MPa=55MPa7、 轴的疲劳强度截面的抗弯模量W抗扭截面模量WT弯矩作用下的安全系数转矩 作用下的安全系数综合安全系数由图8.3(f)可知，C截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度 该截面轴径，槽宽，槽深，则此截面的抗弯、抗扭截面模量W、WT分别为： 此截面的应力幅平均应力（忽略由轴向力作用产生的）此截面查参考书5：由表1-10等效系数：， 由表1-7尺寸系数：， 由表1-8表面质量系数： 由表1-12许用安全系数： 由表1-4应力集中系数：键槽处: ，；配合处: ，；按规定取中最大值,则， 满足疲劳强度要求W=10413.29mm3WT=390840.515mm3=6.28MPa=0.225MPa=17.47=323.64S=17.448、轴承寿命校核计算内部轴向力计算轴承所受的轴向载荷计算轴承当量动载荷计算轴的寿命径向载荷:=1318.34N轴向载荷方向指向右侧轴承对7210AC型轴承，查表参考书1表11-10，有故右侧轴承有“压紧“的趋势，左侧轴承有被”放松“的趋势，于是查参考书1表11-6，知7210AC轴承（）的判别系数，故 再由参考书1表11-6，查得,因而轴承的当量动载荷为 =1046.45N =1652.8N查参考书1表11-8，得，取中间值。查表11-7，得。查参考书3得7205AC的又因为要3年一大修，故3年换一次轴承 所以左端轴承寿命约为922203h，右端轴承寿命约为232619h。这对轴承的工作寿命为232619hF1=1046.45NF2=1318.34NFa=556.79NS1=711.69NS2=896.47NFa2=1278.38NFa2=711.69NP1=1046.45NP2=1652.8N=31290N9、绘制轴的零件工作图图8.3低速轴的受力分析及弯矩图(a)计算简图；（b）水平面受力图；（c）水平弯矩图；（d）垂直面受力图；（e）垂直面弯矩图；（f）合成弯矩图；（g）扭矩图第9章 减速器箱体主要结构尺寸代号名称设计计算结果箱座（体）壁厚