展开式二级圆柱齿轮减速器

展开式二级圆柱齿轮减速器(E7)齐齐哈尔大学普通高等教育机械设计课程设计题目题号：展开式二级圆柱齿轮减速器（ E7）学 院：机电工程学院专业班级：学生姓名：指导教师：李明成 绩：2014年 12 月 24 日机械设计课程设计成绩评阅表题 目评分 项目分值评价标准评 价 等 级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题 合理 性 题目 新颖 性1 0课题符合本 专业的培养 要求，新颖、 有创新基本符合，新 颖性一般内容 和方 案技 术先 进性1 0设计内容符 合本学科理 论与实践发 展趋势，科 学性强。方 案确定合 理，技术方 法正确有一定的科 学性。方案及 技术一般文字 与 图纸 质量20设计说明书结构完整， 层次清楚， 语言流畅。设计图纸质 量高，错误 较少。设计说明书 结构般，层 次较清楚，无 董大语法错 误。图纸质量一 般，有较多错 误独立 工作 及创 造性20完全独立工 作，有一定 创造性独立工作及 创造性一般工作 态度20遵守纪律， 工作认真， 勤奋好学。工作态度一 般。答辩 情况20介绍、发言 准确、清晰， 回答问题正 确，介绍、发言情 况一般，回答 问题有较多 错误。评价 总分总体 评价注：1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。2、每项得分=分值X等级系数（等级系数：A为1.0, B 为 0.8, C 为 0.6, D 为 0.4）3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不 及格”之一。摘要减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件，齿轮 传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递 运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术 方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高，结构紧凑，维护方便等优点。因此， 它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用，常用在动力机与工作机之间的传动装置，本次 设计的是带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器。首先运用 AutoCAD 进行传统的二维平面设 计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制。通过课程设计，树立正确的设计思 想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设 计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤。关键词：圆柱齿轮 轴系 传动效率 齿轮传动 减速器设计目录第一章 设计任务书 51.1 设计题目 51.2. 设 计 任 务 . 51.3. 具体作 业 . 51.4. 数 据 5第二章 电动机的选择 62.1, 选择电动机的类型和结构式 62.2 ，选择电动机的容 量 . 72.3 ，确定电动机的转 速 . 7第三章 传动装置运动及动力参数计算 . 83.1 传动比分 配 93.2 传动装置的运动和动力参数 10第四章 传动零件的设计计算 . 154.1 带传动的设计 174.2 高速级齿轮设计计算 194.3 低速级齿轮设计计算 20第五章 轴的设计及计算 215.1 高速轴（1 轴）设计. 235.2 中速轴（2 轴）设计. 255.3 低速轴（3 轴）设计. 27第六章 滚动轴承的选择和计算 306.1 高速轴轴 承 306.2 中速轴轴 承 316.3 低速轴轴 承 32第七章 减速器结构及其附件的设计 32心得体会及参考书目. 391 电动机2 V带传动3 二级圆柱齿轮减速器4 联轴器5 带式运输机第一章展开式二级圆柱齿轮减速器的设计齐齐哈尔大学机械设计课程设计任务书姓名：班级：机械班学号：2011. 设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮 减速器。传动装置简图如右图所示。（1）带式运输机数据见数据表格。（2）工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运 转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速 度误差为土 5%（3）使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。（4）生产批量及加工条件小批量生产。2. 设计任务1）选择电动机型号；2）确定带传动的主要参数及尺寸；3）设计减速器；4）选择联轴器。3. 具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）3）设计说明书一份4.数据表运输机工作轴转矩80859095808590808590T/(N m)0000000000运输带 工作速 度1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4v /(m/s)运输带 滚筒直 径 D /mm360370380390400410360370380390运输 机工作轴转矩T= 900/(N m)运输带工作速度v= 1.2/(m/s)运输带滚筒直径D= 360/mm第二章 电动机的选择2.1,选择电动机的类型和结构式选用三相鼠笼是异步电动机，有传动方案选择圆柱齿轮，无特殊要求，采用丫 系列电机，为防止杂质侵入电机内部，电动机采用封闭式。2.2，选择电动机的容量运输机的工作转速nw型 60 1.263r / mi nD 3.14 0.36运输机的所需功率Pw Inwkw 90-63 5.9kw95509550电动机之运输机之间传动装置的总效率12345678查表1-7 得各传动机构和摩擦副效率(从传输机到电动机)取滚动轴承(球)13570.99联轴器20.99齿轮副460.97V带80.960.995 0.972 0.960.859所需电机功率：PdPw6.87kw0.8592.3 ,确定电动机的转速io为带传动比,取24ii为高速级传动比，35i3为低速级传动比，35ii (1.31.4)i2则为减小电动机的结构尺寸，查表12-1得查表12-3得n=11706000额定功率中心高度降低成本，取取电动机型号电动机基本参数7.5KW132mmn=1500r/minY132M-4满载转数 1440r/min表2-1电动机参数选择电动机型号额定 功率满载 转速堵转 转矩最大 转矩Y132S2-27.529202*02 2Y132M-47-514402, 2Z2额定功率单位为KVy满载转速单位为r/min ,堵转转矩与最大转矩单位都为N m第三章传动装置运动及动力参数计算3.1传动比分配传动装置的总传动比要求为inmn144022.863式中：nm -电动机满载转速，r/min.多级传动中，总传动比为：iio hi2分配传动比要考虑以下几点：(1)齿轮各级传动比要在要求的范围内:i=3-5,带传动比范围：i=2-4;(2)应使传动装置结构尺寸最小、重量最轻.(3)应使各传动尺寸协调,结构匀称合理.避免干涉碰撞.可采用推荐的ii(1.3 1.5)i2,取 ii=1.4 i2,取带传动比i02则1.4I尤；2.85求得 ii 竺丄4i0 i22 2.85但是在实际传动中有误差,一般允许相对误差为(3 5)%.3.2传动装置的运动和动力参数设计计算传动件时 率推算到各轴上.各轴转速nin2n3nmionin2i4402_nmio iinmi2720r / min1440180r/min2 444063.2r / mini0 ii i22 4 2.85，ni，分别表示1，2，3轴的转速，r/min .1 轴为高速轴，3轴低速轴;i0，i1 ， i2分别表示带轮与高速轴,高、中速轴，中、低速轴间的传动比;,要用各轴的转速、转矩或功率，因此要将工作机上的转速、转矩或功各轴功率R Pd8i 6.87 0.96 0.996.53kwP2 P436.53 0.97 0.996.27kwP P2656.27 0.97 0.996.02kwP，P2，i，2，3轴输入功率；i, 2, 3, 4，5，6,7，8表示各传动机构和摩擦副效率;各轴转矩电动机输出转矩：Td9550 旦 45.6N mnmT Tdi0 8 i 86.7NmT2 T|ii 4 3333NmT3 TJ2 6 5 9ii.5Nm1,2,3轴的输入转矩,N.m 。I轴（电动机轴）：P 0=Pd=6.8747 KWn 0=nm=1440 r/minT o=955O Po/no =9550 6.877/1440=45.6 N mU轴（高速轴）：P i=F0 n 1=6.8747 0.96=6.53 KWn 1=n0/i 0 =1440/2=720 r/minT 1=9550 Fi/n 1 =9550 6.877/720=86.7 N m川轴（中间轴）：F 2=R n 12=Pi n 2 n 3=6.877 x 0.99 x 0.97=6.27 KWn 2=n1/i 12 =720/4 =180 r/minT 2=9550 P2/n 2 =9550 x 6.27/180=333 N mW轴（低速轴）：F 3=F2 n 23=F2 n 2 n 3=6.27 x 0.99 x 0.97=6.02 KWn 3=n2/i 23 =180/2 =63.2 r/minT 3=9550 F3/n 3 =9550 x 6.02/63.2=911.5 N mV轴（滚筒轴）：F 4=卩3，n 34=F3，n 2 n 4=6.02 x 0.99 x 0.99=5.90 KVn 4=n3/i 34 =63.2/1=63.2 r/minT 4=9550 F4/n 4 =9550 x 6.02/63.2=909.66 N m见表 2-2 为各轴运动和动力参数数值，详细介绍各轴的功率、转速、及转矩等值。表 2-2 各轴运动和动力参数轴名功率 F/Kw转矩 T/Nm转速n/（r/min）传动比 i效率n输入输出输入输出电动机轴6.87545.61440高速轴6.536.4786.786.0672020.99中间轴6.276.21333330.218040.99低速轴6.025.96911.590363.22.850.97滚筒轴5.95.84909.66901.3663.210.96第四章 传动零件的设计计算4.1带传动的设计(1) 确定计算功率由机械设计表8-6查得工作情况系数Ka=1.1，故FCaKAPd1.1 7.5577.557KW(2) 选取普通V带带型根据FCa,确定选用v带，由表8-6得，A型初选小带轮的直径dd1.并验算带速v.1) 初选小带轮的直径dd1，由表8-6和表8-8.取小带轮的基准直径dd1 90mm.dd1 n190 14402) .验算带速 V.V 60阪60 10006.78m/S5m/ s v 30m/s.故带速合适3) .大带轮的基准直径dd2dd2 i0dd1 2 90180mm 已圆整。(3) 确定V带的基准长度和传动中心距1) .根据 0.7 dd1 dd2a0 2 dd1 dd2 ，初步确定中心距 a=300mm2) .计算带所需的基准长度21030.65mmL2_ dddd2 dd1Ld02a0_ dd1dd22 4a。由表8-2得取Ld 1000mm3) .计算实际中心距aa a0 -Ld285mm2中心矩的变动范围amin0.015Ld 270mmamax0.03Ld 315mm(5)验算主动轮上的包角a1a118057.3 161.9 90： a主动轮上的包角合适。(6)计算V带的根数z1).计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 90mm 和 n11440r / min 查表 8-4a 得 p01.07kw根据 ni 1440r/min, i 2和 A 型带.查表 8-4b 得 Po 0.17kw查表 8-5 得 k 0.95 表 8-2 得 kl0.89于是 pr (p0 p) k kl1.05kw2).计算v带根数P0P0 Ka KlPr7 55775577.197 .取 8 根1.05(7) 计算单根V带的初拉力的最小值(F)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m(F)min500(2.5 k)pca qv2k 2v(2.5 0.95) 7.55725000.1 6.7820.95 8 6.78118.3N应该使带的实际拉力F。(F)min(8)计算作用在轴上的压轴力Fp1619(Fp)min2zF0 sin-1 2 8 118.3 sinN 1869N2 2a1（9）带轮结构设计小带轮采用实心失，大带轮采用腹板式 调整高速轴的转速和转矩nm1440720r / mini02T1Tdi 0 8145.6 2 0.96 0.9986.7N m4.2高速级齿轮设计计算（一） 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选取直齿圆柱齿轮传动。2）带传动为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88 ）3）材料选择：小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数z, =24，则大齿轮齿数Z2 iizi 96，取z2 =96。（二）按齿面接触强度设计由设计公式d1tKJ u 12.323II d u2Ze（1 ）定公式内的各计数数值并计算1、 选取载荷系数Kt1.3.2、计算小齿轮传递的转距T18.661 104 N.mm3、选取齿宽系数d 1。4、材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa2。5、齿面硬度查10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ；大 齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPa。6、计算应力循环次数N160n2jLh 60 720r / min 11 8 300 101.04 109N2 N1 i 2.59 1087、接触疲劳寿命系数Khn 10.90, K HN2 0.94。8、计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，K HN1 HlimlSK HN 2 H lim2S0.90 600MPa 540MPa0.94 550MPa 517MPadit2.323 KJ u 12Ze2.323 1.3 8.661 104JT2189.851761.873mm 计算圆周速度Vd160 100061.873 72060 10002.33m/ s10、计算齿宽bb d d1t 1 61.87361.873mm11、计算齿宽与齿高之高比b/hmt % z61.873 24 2.578mmh 2.25mt 2.25 2.5785.8mmbh 61.8735.8 g12、计算载荷系数根据v=2.33m/s,7 级精度，得Kv 0.95直齿轮，假设KaF b 100N /mm。得Kh Kf 1由表10-2得使用系数Ka 17级精度，非对称布置223Kh 1.12 0.18 1 0.6 dd0.23 10 b2231.12 0.18(1 0.6 1 ) 10.23 1061.8731.423由 b h 10.67, Kh1.423 Kf 1.40，则载荷系数KKaKvKh Kh 1 0.95 1 1.423 1.35213、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 d1t 3 K 61.873 31.352 1.3 62.6879、试算小齿轮分度圆直径dit(三)14、 计算模数m按齿根弯曲强度设计m dZ 62.68%4 2.61弯曲强度计算公式mYFaYsa(1) 确定公式内各计算数值1、小齿轮的弯曲疲劳极限fei 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限fe2 380MPa o2、由图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85, Kfn2 0.883、计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4KFN1 FE10.85 500303.57MPaS1.4KFN2 FE20.88 380238.86MPaS1.4F 1F 24、计算载荷系数K5、查10-5得齿形系数YFa12.65,YFa2 2.18KKaKvKf Kf 1 0.95 1 1.4 1.33& 查10-5得应力校正系数 YSa11.58,Ysa21.797、计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较FYFa1YSa1265580.01379F 1303.57Fa 2YSa2218 仃90.01634F 2238.86大齿轮的数值大(2) 设计计算3 2 1.33 8.661 104V 1 2420.01634 1.87mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数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，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=2.0,直径d1 62.687mm算处小齿轮齿数d1z131.3431mZ2i1Z14 31124核算i1Z21244Z131（四）几何尺寸计算1）计算分度圆直径4 31 2.0 62.0mmd2m 124 2.0 248.0mm(2) 计算 中心距 a di d2 262 248 2 155mm（3）计算齿轮宽度b dd11 62 62mm取 B275mm, B1 80mm。(4) 验算Ft2T1a42 8.661 10622793.87Nb1 2793.87 n/mm 45.06N / mm 100N/mm62合适（5）齿轮结构为标准型的。调整第三级传动比，及中速轴的转速和转矩nm订214402.85 4126.3r/minT2Tdi0i11348332.94 Nn3nmi 0讣214402 4 2.8563.16r / minT2Tdi0 i1 i2814365911.21N ?m4.3低速级齿轮设计计算（一）选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选取直齿圆柱齿轮传动。（2）传输机为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（3）材料选择：小齿轮材料为40 Cr钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材 料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4 ） 选小齿轮齿数Z3=23，则大齿轮齿数Z4 UZ3 65.55，取Z4=66。（二）按齿面接触强度设计 2由设计公式d2t 2.32 心丁2 u 1 d UH（2）确定公式内的各计数数值1、选取载荷系数Kt 1.3.2、计算小齿轮传递的转距T2333N.mm3、选取齿宽系数d 1 04、材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa2。5、齿面硬度查10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4 550MPa6、计算应力循环次数N3N460n2jLh 60 180r /min 1N、9.09 107 88 300 1082.59 10KHN1 Hlim3SK HN 2 H lim4Sd3tu 1uZeH3 1.3 333 1033.852.852189.8544.596.09mm计算圆周速度V0.905m/ sd2t n296.09 180v60 1000 60 10002、计算齿宽bd d2t 1 96.0996.09mm3、计算齿宽与齿高之高比b/hmt dZ 96.0/234.178mmh 2.25mt 2.25 4.1789.400mmbh 96.099.40010.225、 计算载荷系数根据 v=0.905m/s,7 级精度，得 Kv 1.05直齿轮，假设KAFt b 100N / mm。得Kh Kf 1.2使用系数Ka 1.257级精度，非对称布置Kh1.12 0.1810.6 d2d20.23 10 3b1.12 0.18(10.6 12) 120.23 10 3 96.091.43由b h10.22, Kh1.43得：Kf1.355，则载荷系数K 心心心Kh1.05 1.25 1.2 1.432.25& 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d3 d3t 3 K Kt 96.09 3 2.25 1.3 115.377、计算模数 m m d3z 96.09234.18(三) 按齿根弯曲强度设计弯曲强度计算公式(1) 确定公式内各计算数值1、小齿轮的弯曲疲劳极限fe3 535MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限fe4 385MPa。2、由图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn3 0.90, Kfn4 0.923、计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4KFN1 FE10.9 535343.93MPaF 1S1.4KFN 2 FE20.92 385253MPaF 2S1.44、计算载荷系数K K 心心心 心 1.25 1.05 1.2 1.3552.135、查10-5得齿形系数YFa12.69,YFa22.20& 查10-5得应力校正系数 Ysa11.575,Ysa2 1.787、计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较FYFa1YSa1269 停50.0123F 1343.93Fa 2Sa222 1.780.0155F 2253大齿轮的数值大（2）设计计算0.0155 3.48mm3 2 2.13 337.44 103V 1 232对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数m大于由齿根弯曲疲 劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数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，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=3.5,直径d396.09算处齿数Z3da27.45428z4i2z32.852879.880核算 i2 Z80 2.857Z328（四）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d3 Z3m 28 3.5 98mm d4 Z4m 80 3.5 280mm(2)计算中心距 a d3 d4 298 280 , 2 189mm(3)计算齿轮宽度b dd31 98 98mm取 B493mm, B3 98mm。更 2 333 1036795.9N(4) 验算Ft d398KaR 1.25 6795.998N / mm 86.68N / mm 100N/mmb合适(5) 齿轮结构为标准型的(6) 因减速器的低速轴与运输机连接用的联轴器，由于轴的转速较底不必要求具有较小的 转动惯量，但传递的转矩较大，又因为减速器与工作机不在同一底座上，要求有较大的轴线 偏移补偿，因此，选用无弹性的扰性联轴器，选用滚子链式联轴器。由 T3 911.5N ?m ,取 Ka 1.5Tea Ka?T31367.25N ?mn363.2r /min查表8-4取型号GL9第五章轴的设计及计算5.1高速轴设计R 6.53kw , m 720r/min , T186.7N?m ,a 结构设计取轴的材料为45钢（调质），查表15-3 ,取A0=11550dmin aoJBV n1|6.53115?mm 23.98mm:720因为有键槽，r1贝U d1min d1min 17%17%23.9825.66mm2圆整，取如山26 mm1 确定各轴段直径d12:最小轴段，d12 dmin 26mmd23:轴肩2处对带轮定位，d23 d12 7 mm 33mm d34 :轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴 承仅承受径向力，处取轴承型号6307，其主要参数d D T 35 80 21， d34 35mm，壬 21mm该轴跨距 L,2(c k) B, s B3 T,40 80 15 98 21254mmd45:由轴承对轴肩要求，查6307得，d45 44mmde?:同理 d34,d67 d34 44mmd78:同理 d34， d?8 d34 35mm2 确定各轴段长度112：由与12轴段配合的带轮宽B=52mm, l12 B 2mm (52 2)mm 50mml23:查表 11-1，地脚螺栓 df 0.036a 12mm 20mm得轴承旁连接螺栓d10.75df15mm，取 df 16mm由表 11-2 得q 22mm, c220mm箱体轴承孔长Lc1 c2(50)9 22 20 9 60mm轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取L 20mm则 l23 L e L c l126010 20 52164I34：与轴承配合，取I34 T 21mmI56:轴环宽度I56 15mm167 ：由与之相配合的齿轮1宽B1 80mm得l67 B1 2mm (80 2) mm 78mml78 : l78 T| c k (215 15)mm 41mml45 L1 T1 c k B1 l56(254 2120 80 15) mm 118mm3 确定轴上倒角和圆角 c 2 45o,R 1.6b 按许用弯曲应力校核轴强度(1)轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的 作用点位置ABl78E2l67241212782l BCl1(ck)旦25422lCDl23l12216450222269.52180(5 15)183.5mm2299.5mm绘轴的受力图(如下图)(3) 计算轴上的作用力 齿轮1的啮合力组 2 867 10%2312Nd175Fr1Ft1?tan2312 tan 20751.2NV带作用的压轴力Fp 1869N计算支反力水平面内fax fcx Ft1 0fax fcx 2312N 0Ft1 ?1 AB解得弯矩Fcy?Iac2312N 69.5mm FcX 275mmFax 1727.70NFCX 584.31NM BX Fax?Iab 120075.15N ?mmM AX M ex 0垂直面内Fay Fcy Fr1 Fp 0Fay 匕丫 751.2 N 1869 N 0Fr1 ?lAB Fcy ?lAC Fp?lAD 0751.2 69.5 FCY 275 1869 339 0解得Fay 996.32NFcy2114.12NM BY Fay ?lAB 69244.24N ?mm弯矩 M ay 0Mcy 185965.5N两平面合成，得M B ,120075.1圧 692442138610.15NM C02 185965.52 185965.5N ?mmTi 86.7 N ?mFA 1994.39NFC 2193.38N受力弯矩图1 -tl Ec严I AV1 3. 5” J 99.5 F un1 p chJ867 OOfliom计算当量弯矩 因为材料为45钢（调质），由表15-1查得60MPa应力校正系数0.6B,C为危险截面,分别校核caB138610.1520.6 86700 2MPa 17.38MPa10.1 443caC185965.520.6 86700 2MPa 45.04MPa10.1 353c截面强度足够，高速轴安全；5.2中速轴设计P26.27kw , n2180r / min , T2333N ?ma 结构设计-E s F &g 取轴的材料为45钢(调质)，查表15-3 ,取A0=115圆整，取dmin 38mm4 确定各轴段直径d12:最小轴段为使之与轴承相适应，选轴承型号6308，d D T 40 90 23，贝U 血 40mm,T? 23mm该轴跨距L22(c k) B, s B3 T240 80 15 98 23256mmd?3:轴肩2为过渡部位，区分加工表d23 di2 4mm 40 4 44mmd34:轴肩3处对齿轮2有轴向定位要求，取 d34 d23 6mm 44 6 50mmd45:同理与 d23， d45 d23 44mmd56:同理 di2,d67 di2 40mm5 确定各轴段长度li2：与轴承配合段，Ii2T2ck2mm3mm(2351523)mm 48mmI23：与齿轮2配合段l23 B2mm 3mm 3mm (80233)mm72mml45:与齿轮3 配合，取l45B33mm(983)mml56:与轴承 配合，l56 T2 c k 3mm (23 5 15 3)mm 46 mmI34：轴环宽度 l34 L2T2li2l45 l56(2562348729546)mm 18mm6 确定轴上倒角和圆角 c 2 45o,R 1.6b 按许用弯曲应力校核轴强度(2)轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上两齿轮力 的作用点位置IehL2 256 mmEFFGl12l232T22I34l232l4524872232187229572.5mm101.5mmlGhI56 T2 95 46 23 82mm222 2绘轴的受力图(3)计算轴上的作用力齿轮1的啮合力Ft22T2d22 333 1000 mm2482685.48NF汽2 333 1000 6795.92N9811II11Fr3Ft3 ?tan6795.92tan 20o2473.51N计算支反力水平面内FEXFt2Ft3fhx0Fex2685.48N 6795.92 FHX0Fr2Ft2 ?tan2685.48 tan 20o 977.44NFt2 ?lEF Ft3 ?lEGFHX ?lEH 02685.48N72.5mm6795.92N 174mmfHX256mm0Fex4141.58NFhx5339.82N弯矩 M FXFex ?Ief 300264.55 NM GX 435195.33N垂直面内FHY 0FEY Fr 2 Fr 3 FHY 0FEY 977.44N 2473.51NFr 2 ?lEF Fr3 ?lEG FHY ?lEH 0977.44 72.5N ?mm 2473.51 174N ?mm FHY 256mm 解得FEY 91.67NFHY 1404.40NM FY 6646.08N ? mm弯 矩 FYM GY 115160.8N ? mm 两平面合成，得M F 300338.09N ? mmMG 450174.39N ?mmT2 333000 N ?mmFE 4142.59NFH 5521.41NXQF exF 45G-rHZT hf fnyFr?7!30026耳-ionFT4 35195, 33flnnn56546” 抵何TO I Fr,1 15150, 8N1DKJrrTTrnTTn I 丨 im 丨丨 111 IM II IEmrnntT300333, 09伽rrnTrnTflT 111TIk3 3 3 QO&Niiia计算当量弯矩 因为材料为45钢（调质），由表15-1查得60MPa应力校正系数 0.6G,FcaG为危险截面，Mg2T2 2W分别校核caF450173.3920.6 333000 230.1 44MPa300338.3920.6333000 2 MPaG截面危险57.8MPa1WF截面强度足够； 重新设计轴段45的直径0.1 44342MPa 1为保证轴的强度及键的削弱，取d23 d45 50mm贝U， d34 d45 7mm 57mm ；校核G截面强度450173.39220.6 3330000.1 503MPa39.40MPa1重新设计后，G截面安全5.3低速轴设计P36.02kw , n363.2r/min , E 911.5N ?m ,a 结构设计取轴的材料为45钢(调质)，查表15-3 ,取A0=108dmin A01O8602mm 49.32mmV n3-63.2因为有键槽，则 d3mind3min 1 7%1 7%49.32 52.78mm圆整，取d1min 53mm1)定各轴段直径d12:最小轴段，与联轴器GL9相适应，取di2 55mmd23:轴肩2处对半联轴器有轴向定位，d23 di2 7mm 62mmd34:轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，因d23 62mm，查表6-1，处取轴承型号6013，其主 要参数 d D T 65 100 18，d34 65mm，T3 18mm 该轴跨距 L32(c k) B s Bs T340 80 15 98 18 251mmd45:由轴承对轴肩要求，查表6-1型号6013得，d45 72mmd78:同理 d34，d78 d34 65mmd67:对轴承轴肩的要求通过套筒来实现，d67 d78 565 5 70mmds6:轴肩8对齿轮4有轴向定位要求，d56 d67 10 80mm2) 定各轴段长度1伐：由与12轴段配合的半连轴器孔长B=84mm,l12 B 2mm (84 2)mm 82mmI23：查表 11-1，地脚螺栓 df 0.036a 12mm 20mm得 轴承旁连接螺栓 d10.75df 15mm，取df 16mm由表 11-2 得C| 22mm, c2 20mm箱体轴承孔长 Lc1 c2 (5 10) 9 22 20 9 60mm轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取L 20mm贝U I23 L e L c I3460 10 20 5 18 67mmI34：与轴承6013配合，取I34 T3 18mml56:轴环宽度I56 15mm167 ：由与之相配合的齿轮4宽B4 93mm得I67 B4 3mm (93 3)mm 90mmI78 : I78 T3 c k 2 3(18 5 15 2 3)mm 43mmI45 L3 T3 I34 I56 I67 I78 (251 18 18 14 90 43)mm 104mm3)确定轴上倒角和圆角 c 2 45o,R 2b 按许用弯曲应力校核轴强度(3)轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置IPRL3251mmIopI12II34238267 18117mm223 2221 PQ5 I1452156I8 103 14 90 i7imm2 2 2IQRI67 | T3 901878432 22279mm绘轴的受力图(3)计算轴上的作用力齿轮4的啮合力Ft42T3d42 911.5 1000mm2806510.71NFr4Ft4 ?tan6510.71 tan 202369.71N计算支反力水平面内Fpx Frx Ft4 0Frx Fpx 6510.71N 0解得厂PX2075.13NPXF RX4535.58N弯矩M qxFRX ?lQR 358310.82 N ?mmM PXM RX0垂直面内FPY FRY Fr4 0Fpy Fry 2369.71N0Fr4?lQRfry?lQP 02369.71 N 79 mm FRY171mm解得厂PY1274.93NPYF RY1094.78NM qyFPY ?lQR100719.47N?mmFt4?lPQ FRX ?lPR6510.71N 171mm Frx 251mm0M PYMqy 0两平面合成，得Mq358310.822 ( 100719.47)2372197.60N ?mmT3911500NFP 2435.49NFr 4665.84Nfyck90 P1825 490.5 R/pF 心 r/11 r rxry1 rpI |F rxNx |F t肝37217.Fy AFrdAMy f、;ry7 A1 1 1-IQ0719.u计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得! 60MPa应力校正系数 0.6Q为危险截面，分别校核caQW372197.60220.6 91150030.1 70MPa19.29MPa1Q截面强度足够，低速轴安全；第六章滚动轴承的选择和计算6.1高速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6307，因轴承支点跨距300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为Fa 1975N，Fc 2265.5N。转速m 720r/min得当量动载荷P FrFc2265.5 N查表 13-4 得 ft1.00传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数fp 1.1查表6-1得6037的基本额定动载荷Cr 33.2kN10660 720所以匚10 d60n fp p预期计算寿命：L 10LhLh选取窄一点的轴承62071.00 33.2 1031.1 2265.5300 8 24000h查表6-1得 基本额定动载荷Cr 25.5kN354734.39h106 fQr1061.00 25.5 103 360n fpp 60 7201.1 2265.56207合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。L1；24800h L h6.2中速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6308，因轴承支点跨距300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为 Fe 3638.59N，Fh 4641.92N。转速匕180r/min得当量动载荷P Fr Fc 2265.5 N查表 13-4 得 ft1.00传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数fp 1.1查表6-1得6013的基本额定动载荷Cr 40.8kN所以106 ftCr60n fp p亘侦 40.8 10347237h60 1801.1 4641.92L：L；选取窄一点的轴承6208查表6-1得 基本额定动载荷Cr 29.5kNL2h106 ftCr60n fpP106 1.00 25.5 10360n1.1 4641.9217192hL但按三年间修期则Lh3 3 300 87200hL2h 2Lh3，六年更换一次6208合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙6.3低速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6013，因轴承支点跨距300mm采用两端固定的轴承组合两轴承分别受的径向力为Fp 1969N，Fr 3971.67 N。转速帀63.20r/min得当量动载荷P Fr 3971.67N查表 13-4 得 ft1.00传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数fp 1.1查表6-1得6013的基本额定动载荷 Cr 32.0kN，所以l3 吃型60n fp p预期计算寿命：L 10106603001.00 32.0 10363.21.1 3971.678 24000h3102655hLh Lh轴承6013合适。第七章减速器结构及其附件的设计1 箱体尺寸参考课程设计书上的参数，可计算出尺寸如下: 尺寸表名称符号减速器型式及尺寸关系箱座厚度89mm箱盖厚度8 18mm箱盖凸缘厚度bl12mm箱座凸缘厚度b13.5 mm箱座底凸缘厚度b220 mm地脚螺钉数目n4地脚螺钉直径df20mm轴承