二斜齿圆柱齿轮减速器方案

第一部分传动装置的总体设计、传动方案确定了传动方案，减速 器的类型为二级展开式 圆柱直齿轮减速器na=0.821、电动机直接由联轴器与减速器连接2、减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器3、方案简图如下：二、电动机的选择1 、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机， 封闭式结构，电压380V, 丫型。2 、选择电动机的容量有电动机至运输带的传动总效率为：?-十-4*2*2*a =12341、2、3、4分别是轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率nnnn分别取 1=0.98、2=0.97、3 =0.99、4 =0.96n=71.222r/min电动机型号Y132M1-6= 96 /min二 233 r min二 71.2538 r min= 3.667630171 KWP2 = .4864 KWP3 =3.31421 KWP4 = 3.21546 KWTd = 36 .8538 N M=36.48527931 *MT2 =142.8935748 N *MT 444 .1792473 N - MT4 二 430.9427057N M9N1 =1.3824 10 hN2 =3.315108hI =562.5MPa】2 =568.4MPach = 4379mmv =2.1996 %b = 43.76mmmt = 1.9mmh = 4.275mmb/h =10.236K 二 1.933d 52 .34 mmm = 2.27bF 二 267.14MPaJf 2 二 273 .21 MPaK =1.873m = 1.7457mmZt = 26所以?d1000a16901.79 1000 0T823、确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为601000 V6010001.79/ ：: 480= 3.704 KW=71 .222min按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比i2 =840,故电动机转速的可选范围nd = i2 汉 n = (8 40) x71.222= (569.774692 2848.873481)rmin符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500r/mi n.根据容量和转速，有指导书 P145查出取型号：Y132M1-6三、确定传动装置的总传动比和分配传动比电动机型号为丫132M1-6 n m= 960 %in1、总传动比 ia =仏 = 960=13 479n 71.2222、分配传动装置传动比有公式 ia “1 i2 i, =（1.3 1.4）i2求得 h = 4.119232、i2 = 3.272214835四、计算传动装置的运动和动力参数1、计算各轴转速轴 1 n1 - 960min9604.12=233.0097rmind 1 = 52 mm d 2 = 218 mm ai = 135 Bt = 60 mm B2 = 50 mm 选用直齿圆柱齿轮传动 N3 =3351 108 N 4 =1.056108 h3 = 706.8MPa J H L = 638.4MPa dat = 64.45 mm v =0.7862 msb 二 64.45mm h = 5.177mm K = 1.85 d3 = 72.49mm m 二 2.58mm t F 3 =273.43MPaL 二 273.214MPaK =1.05m = 1.79mmZ3 =20z4 = 65d 3 二 80mmd 4 = 260 mm a2 二 170 mm Bt = 80 mm B2 = 70 mm d 30 mm 选用深沟球轴承6008L1 = 80 mm d3 = 40mm L3 二 13mm d 4 = 46 mm L4 =110 d 2 = 35 m m d 5 = 46 mm L2 二 47mm, L3 二 13mm, L5 二 4mmn3i 2n2 _ 233.00973.27= 71.2568min2、计算各轴输入功率R =pd3 =3.70467694 0.99= 3.667630171 KWP2 二 P1= 3.486449241 KW12 =3.6676301710.980.97P3 =P212 =3.4864492410.98 0.97= 3.314218648 KW卷筒轴P4 = P331 =3.314218648 0.99 0.98= 3.21545932 KW2、计算各轴输入转矩由动机输出转矩T厂9550电=9550進型电动机输出转矩nm960= 36.85381748N *M1-3轴的输入转矩T1 =Td 3 = 36.853817480.99= 36.48527931 N *MT212 h =36.485279310.98 0.974.12=142.8935748 N MT3 =T212 i2 =142.89357480.980.973.27= 444.1792473 N *M卷筒轴输入转矩T4 二T331 =444.1792473 0.99 0.98= 430.9427057 N *M1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率公差m6倒角145圆角半径0.6mmFt1 二 1403 .279 NFr1 二 510.752N数据见左表“_ca =9.327Fr =1069 NLh =157964 . 24000b h 1=10 8 70二 p =10.14MPa : 110MPad min = 27 .5978 mm选用深沟球轴承6009d D B = 457516dr = d5 =45d 2 = 50 mmL2 = 78 mm,L4 = 48 mmL3 = 15mm，L1 =38mm，L5 = 43 mm第二段键b h14 9 60第四段键b h14 9 40倒角145圆角半径为0.6mm 计算数据见左表二 ca =12.023Fr =2107 .734P = 2318.50782NLh =5315324000键b h I =14 9 60二 p =27 .612 MPa 110 MPa键b h I =14 9 40C 48 .85 MPa 转矩T(N*M转速r/min）传动比效率输入输出输入输出电机轴3.7036.859601. 00.97轴3.673.5936.4835.7596014.120.94轴3.493.42142.8183.6233.02903.270.95轴3.313.25444.2430.971.2375卷筒轴3.213.18430.94418.071.221.00.98运动和动力参数计算结果整理如下第二部分传动零件的设计计算一、高速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2 ）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度VGB10095-883）材料选择：有机设书表 10-1选择小齿轮材料为45 钢 调质），硬度为 255HBS大齿轮材料为 45钢调b = 8.789 MPaT 二 7.841MPa匚 B = 640MPa匚=275MPa.j = 155MPa? - - 2.0= 1.32q二=0.82q 二 0.85K ；一一 = 2.5136K 1.5324 c =0.1-=0.05Sca =11.1446 “ S = 1.5W = 12500 mm33WT 25000mm6 =6.4075MPaT 二 5.716MPa匚 B =640MPa=275MPa=155MPaK 一 = 2.346956522K 1.8949Sca - 15 .2920、S = 1 .5d min = 40 .2774 mmd7 二 50mmL7 = 110 mm深沟球轴承6010d D B=60 95 18d1 = d5 = 50mmd 2 = 51 mmd 3 = 56 mmd 4 = 50 mmd 6 二 45 mmL5 = 14 mmL1 = 43 mm,L2 = 68 mm,L3 = 10 mm,L4 二 97 mm,L6 = 49mm质），硬度为220HBS二者材料硬度差为 35HBS4、选小齿轮齿数为Z1 = 23大齿轮齿数Z2 =Z1 *i =23*4.12 =952按齿面接触强度设计由设计计算公式10-9a ）进行试算，即直径公差m6 数据计算见左表 -ca =12.14二 2534 .4 NLh =14093524000齿轮4的键b h l =16 10 60 ；p =67.3MPa : 110 MPa 联轴器上键b h I =14 9 100=8mm r =8mm b=12mm b1=12mm b2=20mm df=M16 n=6 d1=M8 d2=M12 d3=M8 d4=M6 d=8mm=10 mm =2 = 10 mm = 3=12 mm .：4 = 15mm t = 6mmZE）确定公式内的各计算数值11）2）3）试选载荷系数Kt =1-3计算小齿轮传递的转矩= 3.648510 4 N mm由表10-7选取齿宽系数 d =14）有表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa 25）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim 1 =625 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限-H lim 2 = 580 MPa ；6) 由式10-13计算应力循环次数N1 =60n 1 jLh = 60 960 1(2 8 300 5)9= 1.382410 hN2 二“打 =1.3824 109 亠 4.12 =3.355 108h7) 由图10-19查得结束疲劳寿命系数KHN1 7.9 KHN2 7988）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1，由式10-12）得I J 二! 12 =o.9 625 =562.5MPaSLh 2 = KN=0.98 580 =568.4MPas2）计算J ）试算小齿轮分度圆直径dit，代入-H】中较小的值KtT U 仃 Zedu _j2.323rd u= 43.7603300ftnm 1.3X3.6485X10 4.12+1=2 32 314.12|189.856252 ）计算圆周速度v：；.d 1t nv43.76 960 m 2.1996 ms60 1000 60000 s s3 ）计算尺宽bb = d *d1t =1 43.76 = 4376mm4 ）计算尺宽与齿高比b/h模数m =d1t 沢 z, =4376+ 23= 1.9mm齿高h =2.25mt =2.25 1.9 = 4.275mmb/h =43.76亠4.275 = 10.2365 ）计算载荷系数根据v = 2.1996m/s，七级精度，由图10-8机设书）查得动载系数Kv =1.09直齿轮，假设K AFt /b : 100 N / mm。由表10-3查得KHa = KFa =1由表10-2查得使用系数K A =1.25有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K =1.120.18（10.6 d2） 20.23 10=1.419由 b/h=10.24, K h 一： =1.419 查图 10-13 得 K f，1.35，故载荷系数K =KAKVKH =1.25 1.09 1 1.419 =1.9336按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式d1 =d1t10-10a ）得二 52.34mm7 ）计算模数m=52.3423 =2273按齿根弯曲强度设计由式10-5）得弯曲强度的设计公式为2KT1 (YFaY d z：F 1Sa（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6e1 =440 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；fe 2 =425 MPa ；2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 = 0.85 K FN 2= 0 9, 03）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12）得宁二曾MP“267.14MPa竿严普MPa4计算载荷系数KK = KaKvKf -K =1.25 1.11 11.35 =1.8735查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.69 ； $2= 2.1826 )查取应力校正系数由表 10-5 查得Ysa1 =1.575；Ysa2 =1.789YFa1Ysa1269 叽 0.01586267.14YFa2YSa22*182 789 =。.。他？273.21小齿轮的数值大。(2)设计计算:2(厂 2 咏 4.737 104 0.01586d 专Jf 1m 沙竺(YaYsa1 23=1.7457nm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，因为齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数1.7457并就近圆整为标准值m=2m，按接触强度算得分度圆直径d1 = 52 .34 mm，算出小齿轮齿数Zi大齿轮齿数Z2 =UZ1 =4.1226 =107根据中心距的要求取 Z2=1O9这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强 度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避 免浪费。4几何尺寸计算 1 )计算分度圆直径dt = zm = 262 = 52 mmd2 = z2m = 1092 = 218mm2)计算中心距a1 =(d1 d2)/2=(52 218)/2 =135 mm(3)计算齿轮宽度b = d d1 = 52mm取 Bt =60mm ; B2 =50mm5验算Ft2Tt -di23.6491054= 1351.5NJFtb11351.560= 22.525 N / mm :：: 100 N / mm，合适二、低速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度VGB10095-883） 材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45 钢调质），硬度为250HBS大齿轮材料为45钢调 质），硬度为220HBS二者材料硬度差为 30HBS4、选小齿轮齿数为Z3 =28，大齿轮齿数z4 二 z3 * U = 283.27 = 91.562按齿面接触强度设计由设计计算公式10-9a ）进行试算，即d3t -2.32 3KtT2 U -1 Ze 2d U = 11 ）确定公式内的各计算数值1试选载荷系数Kt =1.32计算小齿轮传递的转矩T2 =1.42893510 5 N mm3由表10-7选取齿宽系数d =14）有表10-6查得材料的弹性影响系数Z e =189 .8MPa5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限二Hiim3 620MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 二 Him 4 =570 MPa ；6）由式10-13计算应力循环次数N3 二 N2 =3.355 1C8山3=3.355 108 “ 3.27 =1.026 10冷7）由图10-19查得结束疲劳寿命系数Khn3 =1.14Khn4 128）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1，由式10-12）得l?H 3 二2=1.14 620 =706.8 MPaS4 二 Khn4 Hlim4 =1.12 570 = 638.4MPas按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式.8%3 = 72.49mm7 ）计算模数mm = dy = 72.4%8 = 2.58mm3按齿根弯曲强度设计由式10-5）得弯曲强度的设计公式为1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 3 = 435 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限- fe 4 二 425 MPa ；2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12）得K fn 3 FE 3S0.88 435 MPa = 273.43MPat FK fn 4“- FE 4S0.9 4251.4= 273.214MPa1.44计算载荷系数KK =KAKVKF 一 KF7 =1.25 1.04 1 1.4 =1.055查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa3 =2.55 ； YFa4 =2.2196 ）查取应力校正系数由表 10-5 查得Ysa3 -1.61 ；Ysa4 =1.7797）计算大、小齿轮的丫浮并加以比较= 0.015YFa 3YSa3 _ 2 .551 61Fa4YSa4F啤 3 一 273.432.219 1.7790.0144273.214小齿轮的数值大。（2设计计算:m _33 2KT2 “aYSa、32 1.05 1.4289 1052Z31 2820.015 = 1.79mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，因为齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 即模数与 齿数的乘积）有关，再根据中心距的取整关系，可取由 弯曲强度算得的模数4,按接触强度算得分度圆直径d3 = 79.34mm，算出小齿轮齿数z3 =20，大齿轮齿数乙二 UZ3 二 20 3.27 二 65这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强 度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避 免浪费。4几何尺寸计算1 ）计算分度圆直径d3 = Z3m = 204 = 80 mmd4 =z4m =65 4 = 260mm2)计算中心距a2 =(d3 d4)/2 =(80 260)/2 =170 mm(4)计算齿轮宽度b 二 dd3 二80mm取 B 80 mm ；B2 = 70mm5验算2T2d32 1.4289 10580二 3572.25N1 3572.2580=44.65N / mm : 100 N / mm，所以合适第三部分轴的设计一高速轴的设计1、选择轴的材料因为减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特 殊要求故选择常用材料45钢，调质处理.2、初步计算轴的最小直径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用 初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确rp定轴径d,计算公式：d _A。3，选用45号调质V n钢，查机设书表15-3，得Ao =112；3.667d _1123= 17.507 mmV 960在第一部分中已经选用的电机 丫132M2-6,D=38查指导书P128,选用联轴器LH3,故d1，0mm。3、轴的结构设计1 ）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：IM . ”I r1 ；21-2 ）各轴的直径和长度1 ）、联轴器采用轴肩定位 d 30 mm，半联轴器与 轴的配合的毂孔长度 L=82mm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 L80mm ；2 ）、初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高， 载荷大，故选用深沟球轴承6008，d D B = 40mm 68mm 15mm，故d3 =40mm, L3 = 13mm ；3 ）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可取6-8mm还考虑到轴承定位直径，故 d4 = 46mm ， L4 =110 mm ；4 ）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变 化较小，稍有偏差即可，其变化应为 1-3，第二段轴上 要加密圭寸圈，所以按密圭寸圈标准选择，即d2 =35mm ，d46mm, de = 46mm，d 40mm，L2 = 47 mm 丄5 = 4mm 丄6 = 4, L7 = 313 ）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，dt = 30mm , Lt = 80mm，查表选用键为b h L =10 8 70,滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径尺寸公差 m64）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角145 ，各轴肩出圆角半径为 0.6mmFr 二 1005.232365.872 =1069N2当量动载荷PP = fp *Fr= 1.1 1069 =1175 .9 N 查表得P =1.13）演算轴承寿命Lh =10617103660(册宀157964沁所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承60088）键的校核1 ）选用键的系列b h I =10 8 70T=36.49N*mm2 ）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力t 100 120 MPa，取t J-110MPa，键的工作长度L=L-b=60mm键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4由下式2T 103236490 p 一 kid一 4 6030=10.14MPa ：110MPa，所以合适中速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力匚I - 60MPa，屈服极限匚s =355 MPa。2、初步计算轴的最小直径根据表15-3，取A0 =112，于是有dmin =A3；电 =112X*32486= 27.5978 mm和口V 233根据轴承的尺寸选定dmin = 45mm。3、轴的结构设计1 ）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下I11!1 IVVVI2 ）各轴的直径和长度1）根据dmin = 45mm，选用深沟球轴承6009,尺寸参数 d D B =45 75 16得di =d5 =45mm为了使齿轮3便于安装，故取d2 =50 mm，轴承第三段启轴向定位作用，故d3 = 58 mm，第四段装齿轮2，直径d 4 = 50mm ；2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以L2 =78mm,L4 =48mm，根据结构需要L3 =15mm， L1 = 38mm， L5 = 43mm。3）轴上零件的轴向定位齿轮的轴向定位都采用普通平键连接，根据d2 =50 mm ， L2 =78mm，查表6-1得第二段键的尺寸为b h I =14 9 60，第四段键尺寸为b h I =14 9 40，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m64 ）轴上零件的轴向定位轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与套筒定位，齿轮用套筒与轴肩定位；5）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角145，各轴肩出圆角半径为 0.6mm6 ）求轴上的载荷1 ）求轴上的力受力分析如下图所示:Fr3210FNH3, Ft2fNH4Ft3计算结果见下表载荷水平面H垂直面V支持FFnh3 =188.44N,fnv3 = 68.59 N，FnH4 =1980.62NFnv4 = 720.89N弯矩MMH1 =11306.21N *mmM V1 =4115.12N *mmM H 2 =138643.57N *mmM V2 =50462.13N *mmM1 uQM +M= 1203182N *mm总弯矩-M2 =杯2 +M：2= 14754141N扭矩T =4.441792X1Q 4 N mm6）按弯矩合成应力校核轴的强度综上所述，校核危险截面，根据式15-5）及商标所给数据，并取a=0.6ca-12.023 M2 (aT)2 _ (1475 103)2 (0.6 444179)23W0.1 45W 二其中.3d320.1d3前面以选定轴的材料为45调质），查15-1得J - 60MPa，因此匚ca1安全。7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=2 X 8X 300X 5=24000由所选轴承系列6209，可查表知额定动载荷C=31.5R 二.(188.4)2(1980.62)2 = 2107.734382 N2当量动载荷PP 二 fp *Fr =1.12107 .734382 = 2318 .50782 N查表得fP =1.13）演算轴承寿命10660h(P)106 ( 21 103)360 233(2318.50)= 53153 24000所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6009 IV受扭矩作用、虽然键槽、轴肩及 过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强 度，但因为轴的最小径是按扭转强度较为宽裕的确 定的，所以截面III IV均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II和III处过盈配合引起的应力集中最为严重； 从受载的情况来看，截面II、III之间虽然应力最 大，截面III和IV应力情况相近，V、VI截面不 受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校 核。截面II III之间虽然应力大，但是应力集中 不大，而这里轴径也较大，故不必校核。所以只需 校核II截面左右两侧即可截面II左侧W =0.1d3 =0.1 453 mm3 = 9112.5mm3抗扭截面系数3333Wt =0.2d3 =0.2 453 mm3 = 18225mm3截面II右侧的弯矩M=80093.9N截面II上的扭矩 TII -142.8936Nm截面II上的弯曲应力为M8.789MP W截面上的扭转切应力比二 7.841MPWT轴的材料为45#钢，调质处理。由表15-1查得；B =640MPa= 275MPa 4 =155MPa截面上因为轴肩而形成的理论应力集中系数r 2 5-二及：r按附表3-2查取。因d= 0.055D 50T 二仁11，经插值后可查得:- - 2.0=1.32又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q ；- = 0.82 q =0.85故有效应力集中系数按式 机械设计书 附3-4 ）为k ；一一 = 1 q ；_( ： ；_ _ 1) =10.82(2.0 _1) =1.82k 1 q (1) = 10.82(1.32 _1) = 1.272由附图3-2得尺寸系数；;一.75由附图3-3得扭转尺寸系数；.二.88轴按磨削加工，由附图3-2得表面质量系数为丄二-心2轴未经表面强化处理，即-q二1，则按式3-12) 及3-12a )得综合系数值为K 比 丄 _1 = 2.5136K = -1 =1 .5324又由3-1及3-2得碳钢的特性系数:.-0.1 0.2 取-0.1=0.05 0.1 取 =0.05所以轴在截面II右侧的安全系数为= 12.447s25.024K CT + 屮 Ia. mS -S：11.1446 S =1.52可知其安全截面II右侧 抗弯截面系数3333W =0.1d=0.1 50 mm = 12500mm抗扭截面系数3 333Wt =0.2d=0.2 50 mm =25000 mm截面II右侧的弯矩M=80093.9N截面II上的扭矩Tn =142.8936N *m截面II上的弯曲应力为jEPa截面上的扭转切应力TTiiWT= 5.716MPa轴的材料为45#钢，调质处理。由表15-1查得二 B =640MP = 275MPa j =155MPa截面上因为轴肩而形成的理论应力集中系数:飞及-按附表3-2查取。因 过盈配合处的kJ:值，由附表3-8用插入法求出 并取k ./ ；. 8k丿g于是得k；_/ ；一=2.26 k / ； =1.808轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为巾92故得综合系数为K；：.-二乞 丄-1 二 2.346956522爲 1K. -1-1.8949所以轴在截面II右侧的安全系数为-=18.2868mT 4S127.8863K cr + 屮 Ia. m一 ： 15.2920 S =1.5.s2 s2故该轴在截面II左右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，该轴的设计计算 结束。低速轴的设计1选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力J-60MPa ,屈服极限二s = 35別卩8。2 、初步确定轴的最小直径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力仁A。确定轴径d,计算公式：n，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得A0 =1129.41dmin _112 93.61=40.2774mm初选联轴器LH4,初定轴的最小直径dmin =40.2774 mm3、轴的结构设计1 ）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：r-ttPp2 ）各轴的直径和长度1 ）联轴器采用轴肩定位 d 50mm,半联轴器与轴 的配合的毂孔长度 L=112mm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 L? = 110mm2 ）初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小， 载荷大，故选用深沟球轴承 6010，d D B =50mm 80mm 16mm,故 di 二 d5=50mm,为了便于齿轮安装d 2 = 51 mm，为了使齿轮有较好的轴向 定位，取 d 3 = 56 mm , d 4 = 50 mm , d 6 = 45 mm ；轴承B=16mm为了便于安装，L5 =14mm，其他长度由轴2的计算方法求得L1 = 43mm, L2 = 68mm, L3 = 10mm, L4 = 97mm, L = 49 mm3 ）轴上零件的轴向定位齿轮的轴向定位采用普通平键连接，根据L2 -79 mm，选择轴上的键为 b h I =16 10 60，根 据L7 =110 mm ，选择与轴段 7 的键为b h I =14 9 100，滚动轴承与轴采用过度配合来保 证，直径公差m64 ）轴上零件的轴向定位轴承采用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴 向定位则采用轴肩与套筒定位；5 ）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角145 ，各轴肩出圆角半径为 0.6mmrNHSXFNH6FNV5Z10KNV6-FN 5计算结果如下表载荷水平面H垂直面V支持FNh5 190.78N,Fnv5 = 433.40N,力Fnh 6 = 2381.56NFnV6 = 866.82NF弯矩MM h =166709 N *mmM v = 60677 N *mm总弯矩M = JmH + M： = 177408.1938N *mm扭矩T =444.18x10 4 N *mm6 ）按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式15-5）及商标所给数据，并取a=0.6ca_ ,M 2 (aT)2-W(177408 +(0.6 汉 44418020.1 x623-12.14d332:0.1d3前面以选定轴的材料为45调质），查15-1得匕A I - 60MPa，因此二ca1安全。7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=2 X 8X 300X 5=24000由所选轴承系列6012,可查表知额定动载荷C=31.5KNF二 2381 .562866 .82 2 = 2534 .40 N2当量动载荷PP = fp Fr =1.1 2534 .4 2787.84 N查表得fp =1.13）演算轴承寿命Lh 芒(C)106-v-7 (210 )3 =1149442400060n p 60x71.2567 2787.84所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承60108）键的校核齿轮4上的键1 )选用键的系列b h I =16 10 602 ）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料t J- 100 -120 MPa，取是钢，由教材查得许用应力bp 】=110MPa，键的工作长度 L=L-b=44mm键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=5有式32T 102444180c p67.3MPa 110 MPa，所以p kid54450合适与联轴器相连的键3)选用键的系列b h l =14 9 1004）键的工作长度L=L-b=86mm键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.52T 103cr =P kid2 44418049.35MPa ：110MPa4.5 100 40所以合适第四部分主要尺寸及数据箱体尺寸：机座壁厚、：=8mm机盖壁厚=8mm机座凸缘厚度b=12mm机盖凸缘厚度b仁12mm机座底凸缘厚度b2=20mm地脚螺钉直径df=M16地脚螺钉数目n=6轴承旁联接螺栓直径d仁M8 机盖与机座连接螺栓直径 d2=M12轴承端盖螺钉直径d3=M8窥视孔螺钉直径d4=M6定位销直径d=8mm大齿轮顶园与内机壁距离.冷=10 mm齿轮端面与内机壁距离 厶2 =10 mm端面的距离15 mm所有轴承都用油脂润滑轴承端盖和齿轮31-3 = 12mm齿轮2端面和齿轮3端面的距离=轴承端盖凸缘厚度t=6mm