课程设计5之二级减速器设计.doc

课课 程程 设设 计计 二级锥齿轮减速器设计二级锥齿轮减速器设计 班级：班级：_ 学好：学好：_ 姓名：姓名：_ 老师：老师：_ 年年 月月 日日 2 1 1、设计任务书、设计任务书 题目：矿用耙斗装岩设备传动装置设计 1.设计条件 1）机器功用 将开采的散块岩石，用耙斗装到运输机上；2）工作情况 通过离合器控制耙斗的工作和返回，工作中载荷不均，有中等冲击；3）运动要求 耙斗运动速度误差不超过 7%；4）工作能力 储备余量 15%；使用寿命 8 年，每年 300 天，每天 8 小时，主动滚筒。返回滚筒定期交换；6）检修周期 半年小修，两年大修；7）生产批量 单件、小批量生产；8）生产厂型 中等机械厂。2.原始数据 题号 I5 主滚筒工作拉力（kN）7.5 主滚筒圆周速度（m/s）1.2 主滚筒工作直径（mm）280 3.设计任务 1）设计内容 电动机选型；传动件设计；减速器设计；离合器选型设计；滚筒轴系设计；滚筒设计；其他。2）设计工作量 传动系统安装图1张；减速器装配图1张；零件图两张；设计计算说明书一份。4.设计要求 1)要求减速器设计成锥-圆柱齿轮减速器。2）设计时要求要有一对斜齿轮。3 计算项目及说明 结果 2.2.传动方案的拟定传动方案的拟定 1）该设备不需要立式结构，故采用卧式减速器。2）由于该设备工作中载荷不均，有中等冲击，轴线相互垂直传动，故减速器为锥圆柱齿轮。3）根据工作机构滚筒的工作直径和工作速度计算滚筒转速。60 1000v60 1000 1.2n81.85r min280D 准备选用 1000minr的 Y 系列电动机，因此初步的总传动比 1000 81.8512.22i,按12.22i 选定二级齿轮减速器。4）为加工方便采用水平剖分式。5）由于离合器和圆锥齿轮传动的轴向力存在，故 I、II、III 轴处均采用两个圆锥滚子轴承；6）电动机与输入轴之间采用凸缘联轴器,输出轴和工作机构之间采用选用机械拉键离合器。传动方案最后确定为上图所示型传动方案最后确定为上图所示型 4 3.3.选择电动机选择电动机 3.13.1 选择电动机的类型和结构形式选择电动机的类型和结构形式 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，Y 系列，封闭式结构，电压 380V，频率 50Hz。3.23.2 选择电动机容量选择电动机容量 工作机主动轴功率：根据公式WW1000F VP,F为主滚筒工作拉力，V为主滚筒工作速度。由此得出：W7500 1.2W9 W1000Pkk 传动装置的总效率：123n=式中 1联轴器的效率 10.99 2圆锥滚子轴承的效率（2 对）20.98 3角接触轴承的效率 30.99 4圆锥齿轮的传动传递效率 40.96 5圆柱齿轮传动的传递效率 50.97 6卷筒的效率 60.96 7离合器的效率 70.99 则 12372=0.99 0.980.99 0.96 0.97 0.96 0.960.83 wPp d=WWk84.10k83.09 电动机所需功率：W9 WPk 0.83 5 ddKp1.1510.8412.46P 3.33.3 确定电动机的转速确定电动机的转速 滚筒的工作转速为：min85.812802.1100060v100060nrD 按机械设计课程上机与设计表 5-1 查得圆锥圆柱齿轮减速器直齿锥齿轮的传动比一般范围为：a8 22i，故电动机转速 d8 22654.8 1800.7 r/minnn 根据额定功率edPdP，且转速满足 d654.8/min1800.7/minrnr，按机械设计课程上机与设计表 16.2 选得电动机型号为Y180L-6 其主要性能如下表：电动机 型号 额定功率/kW 满载转速 minr 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y180L-6 15 970 1.8 2.0 4.4.传动比的分配传动比的分配 4 4.1.1 传动装置总传动比传动装置总传动比 总传动比97011.8581.85mnin d12.46P Y180L-6 11.85i 6 4.24.2 分配各级传动比分配各级传动比 按直齿轮圆柱齿轮传动比 a0.250.25 11.854.46ii锥 又因锥齿轮的传动比34，故取3.3i锥 则11.853.593.3i柱 5.5.计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 5 5.1.1 各轴转速计算各轴转速计算 由传动比分配结果计算轴速imnni 0970minrn o19709701minminInrrni n293.94minIIr 3293.9481.883.59 minminIIIInrrni wn81.88minIVIIIrnn 5 5.2.2 各轴功率计算各轴功率计算 由机械效率计算各轴功率dPP d12.46kWP d1212.46 0.99 0.9812.09 WIPPk 2412.09 0.96 0.9811.37 WIIIPPk 3.3i锥 3.59i柱 0970minrn 970minIrn n293.94minIIr81.88minIIIrn n81.88minIVr d12.46kWP 12.09 WIPk 11.37 WIIPk 7 3511.37 0.99 0.9710.81 WIIIIIPPk 5 5.3.3 各轴转矩计算各轴转矩计算 95509550 12.09119.03N mn970IIIPT 95509550 11.37369.41mn293.94IIIIIIPTN 95509550 10.811260.81N mn81.88IIIIIIIIIPT 轴号 r/minn（）转速 r/minn（）输出功率 kWP（）输出扭矩(N m)T 传动比 i 电机轴 970 12.46 119.03 I 轴 970 12.09 369.41 1 II 轴 293.94 11.37 223.12 3.3 III 轴 81.88 10.81 1260.81 3.59 滚筒轴 81.88 10.38 1210.66 1 6.6.传动件的设计计算传动件的设计计算 6.1 6.1 圆锥直齿齿轮传动的计算圆锥直齿齿轮传动的计算 6 6.1.1.1.1 选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数 由机械设计表 6.2 选取 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火 计算许用接触应力H 10.81 WIIIPk 119.03N mIT 369.41mIITN1260.81N mIIIT 1HBS260HBS2HBS240HBS 8 由HlimHNHmin=SZ 式中，H试验齿轮的接触疲劳强度极限，2N/mm,HminS接触强度计算的最小安全系数，通常HminS11.5 NZ接触强度计算的寿命 接触疲劳极限limH 查图 6-4 得:2Hlim1700N/mm,2Hlim2550N/mm 接触强度寿命系数NZ 其中应力循环次数 N 由式 6-7 91N=60 970 18 300 81.68 10 821NN/i=5.09 10 所以由图 6-5 得N1Z=N2Z=1 接触强度最小安全系数minSH取 1 则2H1=700 1/1N/mm 2H2=550 1/1N/mm 计算许用弯曲应力F FlimFNXFmin=SY Y 式中Flim试验齿轮的弯曲疲劳强度极限 2Hlim1700N/mm2Hlim2550N/mm 911.68 10N 825.09 10N N1Z=N2Z=1 Hlim1S 2H1700 N/mm2H2550 N/mm2H550N/mm 9 FminS弯曲强度计算的最小安全系数，minS1.43F NY弯曲强度计算的寿命系数 XY弯曲强度计算的尺寸系数 弯曲疲劳强度极限limF查图 6-7 得 2Flim1=540N/mm 2Flim2=420N/mm 弯曲强度计算的寿命系数 查 6-8 图得 N1Y=N2Y=1 弯曲强度计算的尺寸系数 查图 6-9（设模数 m 小于5mm）得X=1Y 弯曲强度计算的最小安全系数minSF取 1.4，则 F1=540 1 1/1.4 F2=420 1 1/1.4 6 6.1.2.1.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 确定齿轮传动精度等级，预估计圆周速度t7/vm s，参考表 6.7、表 6.8 选择 II 公差组 7 级 小轮大端分度圆直径1d，由式 6-20 22dm1EH312dmH2111KTuZ Zduu 2Flim1540 N/mm2Flim2420 N/mm H1H21YY X1Y Flim1.4S 2F1450 N/mm2F2300N/mm II 公差组 7 级 10 其中AVKK K K AK使用系数 VK动载系数 K齿向载荷分布系数 EZ材料弹性系数 HZ节点区域系数 齿宽系数dm 查表 6.14 取dm0.55 小轮齿数1z 在推荐值中2040中选26 大轮齿数213.3 2685.8ziz圆整取 齿数比 21/89/263.31uzz 传动比误差/3.31 3.3/3.30.0030.05u u（）小轮转矩1T 66119.55 10/9.55 1012.09/970TP n 载荷系数K AVKK K K AK使用系数 查表 6.3 VK动载系数 由推荐值1.051.4 K齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2 载荷系数K AV1 1.2 1.11.98KK K K dm0.55 126z 286z 3.31u 1119030 N mmT A1.5K V1.2K 1.1K 1.98K 11 材料弹性系数EZ 查表 6.4 节点区域系数HZ 查图 6-3，故 223120.552 1.98 119030 3.311 189.8 2.510.55 3.315503.3041d 齿轮模数m 11/101.27/263.895mmmdz按表 6.6 取圆整 小轮大端分度圆直径114 26dmz 小轮平均分度圆直径m1d dm1m11220.55/1100/113.311ddu 圆周速度 mm1 1/6000089.72 970/600004.55m/svd n 齿宽b dmm10.55 89.7249.34mmbd 6 6.1.3.1.3 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 由式 6-21 2dm1FFaSaF21211KTY Ybd mu 式中FaY齿形系数 SaY应力修正系数 当量齿数vz 2E189.8 N/mmZ H2.5Z 1101.27mmd 4 mmm 1104 mmd 189.72 mmmd 4.55m/smv 50mmb 12 21111/cos26vuzzu 222122.14 3.31vvzz u 齿形系数FaY 查表 6.5 小轮Fa1Y 大轮Fa2Y 应力修正系数SaY 查表 6.5 小轮Sa1Y 大轮Sa2Y 故2F122 1.98 1190300.5512.57 1.59550 104 43.311 2F222 1.98 1190300.5512.21 1.7750 104 43.311 6 6.1.4.1.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 大轮大端分度圆直径2d 224 86dmz 锥距R 2212/2Rdd 小轮大端顶圆直径1112cosaddm 大轮大端顶圆直径2222cosaddm 6.26.2 斜齿圆柱齿轮传动的计算斜齿圆柱齿轮传动的计算 6 6.2.1.2.1 选定齿轮齿轮类选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数型、精度等级、材料及齿数 由表 6.2 选 小齿轮 40Cr 调质 127.16vz 2296.49vz Fa12.57Y Fa22.21Y Sa11.595Y Sa21.77Y 2F1107.69 N/mm2F2102.77 N/mm齿根弯曲强度满足 2344 mmd 179.69 mmR a1111.66 mmd a2351.66 mmd 13 大齿轮 45 正火 6.2.1.16.2.1.1 计算许用接触应力计算许用接触应力H 由式 66 HlimHNHmin=SZ 式中，H试验齿轮的接触疲劳强度极限，2N/mm,HminS接触强度计算的最小安全系数，通常HminS11.5 NZ接触强度计算的寿命 接触疲劳极限Hlim 查图 6-4 得：2Hlim1650 N/mm,2Hlim2550 N/mm 接触强度寿命系数NZ 其中应力循环次数 N 由式 6-7 12N=60n60 293.94 1(8 300 8)hjL 2N=1N/i 所以由图 6-5 得 N1Z1 N2Z1.09 接触强度最小安全系数HminS取 1，则 H1=650 1/1 H2=550 1.09/1 6.2.1.26.2.1.2 计算许用弯曲应力计算许用弯曲应力F 由式 612 FlimFNXFmin=SY Y 1HBS=260HBS 2HBS=210HBS 2Hlim1650 N/mm2Hlim2550 N/mm 81N=3.3810 2N=79.4310 N1Z1 N2Z1.09 HminS=1 2H1=650 N/mm2H2=600 N/mm2H=600 N/mm 14 式中Flim试验齿轮的弯曲疲劳强度极限 FminS弯曲强度计算的最小安全系数 FminS1.4 3 NY弯曲强度计算的寿命系数 XY弯曲强度计算的尺寸系数 弯曲疲劳强度极限Flim查图 6-7 得 2Flim1=420 N/mm 2Flim2=320 N/mm 弯曲强度计算的寿命系数 查 6-8 图得 N1Y N21Y 弯曲强度计算的尺寸系数 查图 6-9（设模数 m 小于 5mm）得 X=1Y 弯曲强度计算的最小安全系数FminS（1.43）取 1.4 则 F1=420 1 1/1.4 F2=320 1 1/1.4 6 6.2.2.2.2 按齿面接触强度设计由设计按齿面接触强度设计由设计 确定齿轮传动精度等级，按 3111(0.013 0.022)/vnP n 2Flim1=420 N/mm2Flim2=320 N/mm N1Y=N2Y=1 X=1Y FminS1.2F1=300 N/mm2F2=229 N/mm II 公差组 7 级 15 估取圆周速度t4 m/sv，参考表 6.7、表 6.8 选取 小轮分度圆直径1d，由式 6-15 得 EH2131Hd21()ZZZZKT udu 齿宽系数d 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 小齿轮齿数3Z 在推荐值 2040 中选 大齿轮齿数4Z 433.59 2589.75ZiZ 尽量与2Z互为质数取 89 齿数比43/89/25uZZ 传动比误差/3.59 3.56/3.590.0080.05u u（）小轮转矩2T 62269.55 10/9.55 1011.37/293.94N mmTP n 载荷系数K AVKK K K AK使用系数 查表 6.3 VK动载系数 由推荐值1.051.4 K齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2 K齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2 d0.8 325Z 489Z 3.56u 合适 2369410 N mmT 1.5K 1.2K 1.1K 1.1K 16 载荷系数K KK K K=1.2 1.1 1.1 1.5 材料弹性系数Z 查表 6.4 节点区域系数Z 查图 6.3 重合度系数Z 由推荐值0.850.92 螺旋角系数Z 由coscos12Z EH2233Hd21()ZZZZKT udu 23189 2.45 0.782 2.18 369410 3.56 1()6000.83.56 齿轮法面模数nm n33cos/97.8 cos12/253.83 mmmdz 按表 6.6 圆整 标准中心距a n340()/(2cos)3(2589)/(2cos12)233.09mmam ZZ 圆整，取233mm 分度圆螺旋角 n34arccos()/2 arccos3(2589)/(2 233)12m ZZa 分度圆直径1d 33/cos3 25/cos12102.23 mmdmZ 圆周速度v 2.18K 2189.8/mmZ H2.45Z Z=0.78 Z=0.99 397.8mmd 4mmm 233mma 12 3102.23mmd 17 32/60000102.23 293.94/60000vd n 齿宽b d30.8 102.2381.78 mmbd 大齿轮宽4b 4bb 小齿轮宽3b 34(510)bb 6 6.2.3.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 由式 6-16 2FaSaF3n2FFKTY Y Y Ybd m 当量齿数vZ 33v13/cos25/cos 1226.7ZZ 33v24/cos89/cos 12ZZ 齿形系数FaY 查表 6.5 小轮Fa1Y 大轮Fa2Y 应力修正系数SaY 查表 6.5 小轮Sa1Y 大轮Sa2Y 1.57m/sv 480mmb 385mmb v126.7Zv295.1Z Fa12.62Y Fa22.20Y Sa11.59Y Sa21.79Y 18 不变位时，端面啮合角 tarctan(tan20/cos12)20.41 端面模数/cos123.91tnmm 重合度a a3at1t4at2t1(tantan)(tantan)2zz a13.91 25cos20.4125(tan(arccos)tan20.41)23.91 252 4 3.91 89cos20.4189(tan(arccos)tan20.41)3.91 892 4 重合度系数 a0.250.75/Y 螺旋角系数Y由推荐值0.850.92 F12 2.18 369410 2.62 1.59 0.68 0.89/(80 102.23 3.91)F22 2.18 369410 2.20 1.79 0.68 0.89/(80 102.23 3.91)6.2.46.2.4 齿轮其他主要尺寸计算齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径4d 44/cos3 89/cos12ndm z 根圆直径fd a1.74 0.68Y 0.89Y 2F1126.98 N/mm 2F2120.04 N/mm齿根弯曲强度满足 4363.95mmd 19 3321002 1.25 4ffddh 442363.952 1.25 4ffddh 顶圆直径ad 3321002 4aaddh 442363.952 4aaddh 7.7.齿轮作用力的计算齿轮作用力的计算 7.17.1 高速级的齿轮作用力的计算高速级的齿轮作用力的计算 7.1.17.1.1 已知条件已知条件 高速轴传递的转矩1119030N mmT，转速1970 r/minn，小齿轮大端分度圆直径1104mmd，1cos0.957，1sin0.289，116.81 7.1.27.1.2 锥齿轮锥齿轮的作用力的作用力 圆周力为 11t1dmm11222/(1)12 119030 N2653.3N89.72TTFddu 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 r1t11tancos 2653.3 tan200.957N=924.5 NFF 其方向为由力的作用点指向轮 1 的传动中心 轴向力为 390mmfd 4353.95mmfd 3108mmad 4371.95mmad t12653.3 NF r1924.5 NF 20 a1t11tansin 2653.3 tan200.289N279.3 NFF 其方向沿轴向从小锥齿轮的大端指向大端 法向力 t1n12653.3 N2771.7 Ncoscos20FF 7.1.37.1.3 锥齿轮锥齿轮 2 2 的作用力的作用力 锥齿轮 2 上的圆周力，径向力和轴向力与锥齿轮 1 上的圆周力，轴向力和径向力大小相等，作用方向相反 即 t1t2FF r1a2FF a1r2FF 7.27.2 低速级齿轮作用力的计算低速级齿轮作用力的计算 7.2.1 7.2.1 已知条件已知条件 中 间 轴 传 递 的 转 矩2369410 N mmT，转 矩2293.94 r/minn，低 速 级 斜 齿 圆 柱 齿 轮 的 螺 旋 角14。为斜齿圆柱齿轮 3 的轴向力与锥齿轮 3 的轴向力相互抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径3102.23mmd 7.2.2 7.2.2 齿轮齿轮 3 3 的作用力的作用力 (1)圆周力为 2t3327227.0 NTFd 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 a1279.3 NF n12771.7NF t37227.0 NF 21 r3t3tan2689.2 NcosnFF 其方向为由力的作用点指向轮 3 的转动中心 轴向力为 a3t3tan1536 NFF 其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮 3 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向 法向力为 t3n37862.6 NcoscosnFF 7.2.37.2.3 齿轮齿轮 4 4 的作用力的作用力 从动轮 4 的各个力与主动轮 3 上相应的力大小相等，作用方向相反，即：t1t2FF r1r2FF a1a2FF 8 8 轴系的设计计算轴系的设计计算 8.18.1 高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算 8.1.18.1.1 已知条件已知条件 高速轴传递的功率1P12.09 kw，转矩1T119.03N m，转速1n970r/min，小齿轮大端分度圆直径1d104mm，齿宽中点处分度圆直径 dmm11220.55d/(1)104/(1)89.72 mm13.311du r32689.2 NF a31536NF n37862.6 NF 22 齿轮宽度b50 mm。8.18.1.2.2 选择轴的材料：选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选用常用材料 45 钢，调质处理 8.1.38.1.3 初算轴径初算轴径 查表 9-8 得C106135，取中间值 118，则 133min112.09dc11526.66970Pmmmmn 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 126.6626.660.03 0.0527.46 27.99dmmmmmm 8.1.48.1.4 轴的结构设计轴的结构设计 轴的结构如图轴的结构如图 轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用部分式结构，该减速器发热小，轴长小，故轴承采用两端固定方式。按轴上的零件的安装顺序，从最细处开始设计。联轴器与轴段：轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器连接两轴的安装误差，隔离振动，45 钢，调质处理 min26.66mmd 23 选用弹性联轴器。查表 8-37，取载荷系数A1.5K，计算转矩为 cA 11.5 119030 N mm178545 N mmTK T 由表8-38查得GB/T5041 1985中的HL2型联轴器符合要求：公称转矩为315N m，许用转速为5600r/min，轴孔范围为2035 mm，考虑127.99 mmd，取联轴器意孔直径为30 mm，轴孔长度82 mmL联，Y 型轴孔 A 型键，联轴器从动端代号为 LX2 28 62 GB/5014 2003,相应的轴段的直径130 mmd，其长度略小于意孔宽度，取80 mmL 1。轴承与轴段和的设计：在确定轴段的轴径时，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，经过计算，这样取的轴径太大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为28mm。此处选用圆锥滚子轴承，初选轴承30207，由表 9-9 得轴承内径35 mmd，外径72 mmD，宽度17 mmB，18.25 mmT，内圈定位直径a42 mmd,外圈定位直径a65 mmD，轴上力的作用点与外圈大端面的距离315.3 mma，故235 mmd，联轴器定位轴套顶到内圈端面，则该处轴段长度略短于轴承内圈宽度，取216 mmL，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435 mmd，其右侧为齿轮 1 的定位轴套，所以该处轴段的长度应比轴承内圈的宽度内圈宽度略短，故取216 mmL。轴段的设计:该处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342 mmd，该处长度与轴的悬臂长度有关，130 mmd 80 mmL 1 235 mmd 216 mmL 435 mmd 216 mmL 24 故稍后计算。齿轮与轴段的设计：轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，故5d应小于4d,可初定532 mmd。由于齿轮直径比较小，采用实心式，齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离32.9 mmM，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为110 mm，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚8 mmC，齿轮大端侧径向端面与轮毂右侧面的距离按齿轮结构需要取为 57mm，取轴与齿轮配合段比轮毂孔略短，差值为 0.75mm，则 514510.75LCTL 51 10 8 18.25 16 0.75mm（）70.5 mm 轴段与轴段的长度：取下箱座壁厚9 mm，取轴承旁连接螺栓为M20，箱体凸缘连接螺栓为M16，地脚螺栓为M24d，取轴承端盖连接螺钉为M10，查得轴承端盖凸缘厚度为d12 mmB，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t2 mm，高速轴轴承端盖连接螺钉查得GB/T5781 M10 x35.取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离10 mmK，为了便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承右端面的距离取为425.5 mml，取轴段端面与联轴器右端面的距离为1.75mm，则有 1d2l41.75mmLLKBTL联（）82 10 1225.5 18.25 16 1.75mm（）=130 mm 轴段的长度与该轴的悬臂长度3l有关，小齿轮受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 313lMCa 342 mmd 532 mmd 575.5 mmL 10 mm 1130 mmL 25 30 10 8 15.3mm=（）63.3 mm 则两轴承对轴的力作用点间的距离为 232 2.5ll（）2 2.563.3mm（）126.6158.25 mm 32322llaT 120.7152.35 mm2 15.3mm 2 18.25 mm （）120.7152.35 mm 取3130 mmL，则有 23322lLTa 130 mm2 18.25 mm 2 15.3 mm 135.9 mm 在其范围内取，合格 轴段力作用点与左轴承力作用点间的距离：11282/2 1.75 mmlLLTa 110 16 18.25 15.3 41 1.75mm（）103.8 mm 8.1.58.1.5 键连接键连接 电机由轴段间采用 A 型普通平键连接，查表 8-31 取其型号为键8 76 GB/T1096 1990,齿轮与轴间采用A型普通平键连接，型号为键10 55 GB/T1096 1990 8.1.68.1.6 轴的受力分析轴的受力分析 画轴的受力简图：轴的受力简图如轴的受力简图如下下：363.3 mml 2135.9 mml 1103.8 mml 26 计算支承反力：在水平面上为：11 31H122924.5 63.3279.3 89.72338.4135.9mradF lFRlN H21H1925.4338.41262.9rRFRNNN 在垂直平面上为：1 3V12925.4 338.41235.9135.9tF lRNNl V21V12653.31235.93889.2tRFRNNN 轴承 1 的总支承反力为：22221H1V1338.41235.91281.4RRRN 轴承 2 上的总支承反力为 22222H2V21262.93889.24089.1RRRN 画弯矩图：在水平面上，a-a 剖面为：HaH1 2338.4 135.9mm45988.6mmMR lNN b-b 剖面左侧为：1Hb189.72279.3mm12529.4mm22madMFNN在垂直平面上为：VaV1 21235.9 135.9mm167958.8mmMR lNN H1338.4 NR H21262.9NR V11235.9 NR V23889.2NR 11281.4 NR 24089.1 NR 27 Vb0MNmm 合成弯矩：a 剖面为：2222aHaVa(45988.6)167958.8174141.1mmMMMN b-b 剖面左侧为：2222bHbVb(12529.4)012529.4mmMMMN 画转矩图：转矩图如下图所示，119030mmTN8.1.78.1.7 校核轴的强度校核轴的强度 因 a-a 剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a 剖面为危险面 其抗弯截面系数为：3333435W=mm4207.1mm3232d 174141.1 N mmaM b12529.4N mmM 119030 N mmT 28 抗扭截面系数为：3333435W=mm8414.2mm1616Td 弯曲应力为：ab174141.1=MPa41.4MPa4207.1MW 扭剪应力为：1T119030=MPa14.1MPa8414.2TW 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=0.6，则当量应力为：2222eb441.44 0.6 14.1MPa=43.7MPa（）（）由表 8-26 查得 45 钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa，则由表 8-32 查得轴的许用弯曲应力-1 b60MPa，e-1 bSS 则两轴承的轴向力分别为：a12+A=1557.1NFS a22=1277.8NFS 计算当量动载荷：因为a11/1281.4/1281.41.2FRe，轴承 1 的当量动载荷为：11a10.41.6 0.4 1281.4N 1.6 1557.1N3003.9NPRF 因为a22/1277.81/4089.10.31FRe，轴承 2 的当量动载荷为:224089.1NPR 因为12PP，故只需校核轴承 2，2PP。轴承在100以下工作，查表 8-34 得T1f。对于减速器，查表 8-35 的载 A 30 荷系数P1.5f 校核轴承寿命：轴承 2 的寿命为：101066T33h1P10101 54200L=()()6060 970 1.2 4089.1 24510hf Cnf P 减速器预期寿命为：hL=8 300 819200h hhL L，故轴承寿命足够。8.28.2 中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算 8.2.18.2.1 已知条件已知条件 中间轴传递的功率210.57 KWP，转速2293.94r/minn，锥齿轮大端分度圆直径2344 mmd,其齿宽中点处分度圆直径dmm222/(1)296.79 mm1ddu，390 mmd 齿轮宽度385 mmb 8.2.28.2.2 选择轴的材料选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料 45 钢，调质处理 8.2.38.2.3 初算最细处轴径初算最细处轴径 查表得 C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值 C=110，则 233min211.37110 mm=37.2 mm293.94PdCn 寿命满足要求 45 钢，调质处理 min=37.2 mmd 31 8.2.48.2.4 结构设计结构设计 轴的轴的结构结构如图如图 轴承部件的结构设计 该轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从mind处开始设计 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆周滚子轴承。轴段和上安装轴承，其直径应既便宜轴承安装，又符合轴承内径系列。根据min37.2dmm暂取轴承 30207，由表 9-9 得轴承内径d40mm，外径D80mm，总宽度T19.7mm，内 圈 宽 度B18mm，内 径 定 位 直 径47admm，外圈定位直径73aDmm，轴承对轴上力作用点与外圈大端面的距离316.9amm，故140dmm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则540dmm 140mmd 540mmd 32 齿轮轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2。为了便宜齿轮的安装，2d和4d应分别略大于1d和5d，此时安装齿轮 3处的轴径可选为38mm，经过验算，其强度不满足要求，可暂定2442ddmm进行计算 由于齿轮 3 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 轮毂的宽度范围大约为41.21.55467.5d（），取其轮毂宽度455lmm，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒断面能够顶到齿轮断面，轴段和轴段的长度应分别比相应齿轮的轮毂略短，3110 mmb 故取283 mmL，453Lmm 轴段的设计 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为20.07 0.13.154.5 mmd（）,取其高度为4 mmh，故353 mmd。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为1，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得其宽度为180 mmxB，则轴段的长度为 3431222mmxLBLb 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端盖下的调节垫片使其处与正确的安装位置 轴段及轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内的端面距箱体内壁的距离取为=5，则轴段的长度为 1132()mm35 mmLBbL（18+5+10+85-83）轴段的长度为 5134()mm35 mmLBlL（18+5+10+55-53）轴上力作用点的间距 2442 mmdd 455 mml 283 mmL 453 mmL 180 mmxB 312 mmL 135 mmL 535 mmL 33 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离15.3amm，则由图 12-7 可得轴的支点及受力点间的距离为 3113285 (16.9mm=60.3 mm2blTa 19.7+5+10+）根据同样的计算方法得287.5 mml，344.8 mml 8.2.58.2.5 键连接键连接 齿轮与轴肩采用 A 型普通平键连接，查表 8-31 得键的型号分别键12 75/1096 1990GB T和键12 45/1096 1990GB T 8.2.68.2.6 轴的受力分析轴的受力分析 画轴的受力简图 计算支承反力 在水平面上为 3m2323r2 32a3H1123223614.9 NraddFllF lFFRlll H23121204.5 NrHrRFRF 式中负号与图中所画方向相反 在垂直方向 3232 3V11235581.5 NttFllF lRlll 160.3 mml 287.5 mml 344.8 mml H13614.9 NR H21204.5 NR V15581.5 NR 34 V232V14298.8 NttRFFR 轴承 1 的总支承反力为 221H1V16649.9 NRRR 轴承 2 的总支承反力为 222H2V24464.5 NRRR 画弯矩图 弯矩图 12-8c、d、e 所示 在水平面上，aa剖面左侧为 HaH1 1217978.47 N mmMR l aa剖面的右侧为 3HaHa3139465.8 N mm2adMMF bb剖面右侧为 HbH2 353961.6 N mmMR l V24298.8 NR 16649.9 NR 24464.9 NR 35 2HbHb210502.4 N mm2adMMF 在垂直平面上为 VaV1 1336564.5 N mmMR l VbV2 1196586.2 N mmMR l 合成弯矩，aa剖面左边为 22aHaVa400986.6 N mmMMM aa剖面右侧为 22aHaVa364316.3 N mmMMM bb剖面左侧为 22bHaVb219375 N mmMMM bb剖面右侧为 22bHaVb20003.2 N