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机械设计课程设计说明书(二级齿轮传动减速器)模版

机械设计课程设计说明书(二级齿轮传动减速器)模版


机械设计课程设计计算说明书

学院:动力与机械学院 专业:机械设计制造及其自动化 班级: 姓名: 学号:

目录
一、设计任务书 ....................................... 2 二、传动方案的分析及说明 ............................. 2 三、电动机的选择 ..................................... 4 四、确定传动方案的总传动比及分配各级的传动比 ......... 5 五、计算传动方案的运动和动力参数 ..................... 6 六、V 带传动的设计计算 ............................... 8 七、齿轮传动的设计计算 .............................. 11 八、轴的设计计算 .................................... 21 九、滚动轴承的选择及计算 ............................ 32 十、键联接的选择及校核计算 .......................... 34 十一、联轴器的选择 .................................. 36 十二、附件的选择 .................................... 36 十三、减速器箱体的结构设计尺寸 ...................... 38 十四、润滑与密封 .................................... 38 十五、参考资料目录 ................................... 4 十六、设计小结 ...................................... 40

1

一、设计任务书
1、设计题目:带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 2、技术参数: 编号 4 带的有效拉力 F (N) 16000 带速 v (m/s) 0.37 卷筒直径 D (mm) 350

注:运输带与卷筒以及卷筒与轴承间的摩擦阻力已在 F 中考虑。 3、工作条件:单向连续转动,有轻微冲击载荷,室内工作,有粉尘。一班 制 (每天 8 小时工作) 使用三相交流电为动力, , 期限 10 年 (每年按 365 天计算) , 三年可以进行一次大修。小批量生产,输送带速度允许误差为±3%。 4、生产条件:中等规模机械厂,可加工 7-8 级精度的齿轮和蜗杆,进行小 批量生产(或单件) 。

二、传动方案的分析及说明
根据要求及已知条件, 对于传动方案的设计选择 V 带传动和二级闭式圆柱齿 轮传动。V 带传动布置于高速级,能发挥它传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优 点。 二级闭式圆柱齿轮传动能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作, 且维护方便。 V 带传动和二级闭式圆柱齿轮传动相结合,能承受较大的载荷且传动平稳,能实 现一定的传动比,满足设计要求。 传动方案运动简图:

2

3

三、电动机的选择
1、选择电动机类型 根据工作要求和工作条件选用 Y 系列(IP44)封闭式笼型三相 异步电动机,电压 380V。 2、选择电动机容量 由已知条件,带的有效拉力 F ? 16000 N,带速 v ? 0.37 m/s, 电动机所需工作功率为:
F ? 16000 N v ? 0.37 m/s

Pd ?
工作机所需功率为:

Pw

?

kW

Pw ?
传动装置的总效率为:

Fv kW 1000

3 ? ? ?1 ??2 ??32 ??4

根据参考资料[2]中表 2-3 确定各部分效率:V 带传动效率

?1 ? 0.96 ,滚动轴承传动效率(一对)? 2 ? 0.99 ,闭式齿轮传动
效率?3 ? 0.97 ,联轴器效率? 4 ? 0.99 ,带入得

? ? 0.96? 0.993 ? 0.972 ? 0.99 ? 0.868
所需电动机功率为:
Pd ? Fv 16000? 0.37 ? ? 6.82 kW 1000 ? 1000? 0.868

? ? 0.868

Pd ? 6.82 kW

因为冲击载荷轻微,电动机的额定功率 Ped 略大于 Pd 即可,由参 考资料[2]中表 17-1,Y 系列电动机技术参数数据,选电动机的 额定功率 Ped ? 7.5 kW。 3、确定电动机的转速 滚筒轴工作转速:nw ? 滚筒直径 D ? 350 mm
60 ?1000 v 60 ?1000 ? 0.37 ? ? 20.19 r/min min πD ? ? 350
4
nw ? 20.19 r/

通常,V 带传动的传动比 i1' ? 2 ~ 4 ;二级圆柱齿轮减速器的传动
' 比为 i2 ? 8 ~ 40 ,则总传动比的范围为 i ' ? 16 ~ 160,故电动机转

速的可选范围为
' nd ? i ' ? nw ? 323.04 ~ 32304 r/min .

符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min,1500r/min 和 3000r/min。现以同步转速 3000r/min,1500r/min,1000r/min 及 750r/min 四种方案进行比较。由参考资料[2]中表 17-1 查得 的电动机数据及计算出的总传动比列于下表。 方案 电动机型号 额定功率
Ped /kW

1 Y132S2-2 7.5kW

2 Y132M-4 .5kW

3 Y160M-6 7.5kW

4 Y160L-8 7.5kW

同步转速 r/min 满载转速 r/min 电动机质量 /kg 总传动比 ia

3000 2900 70 143.64

1500 1440 81 71.32

1000 970 119 48.04

750 720 145 35.66

表中,方案 1 和方案 2 电动机重量轻,价格也较便宜,但总传 动比大,传动装置外廓尺寸大、制造成本高、结构不紧凑,故 电动机型号 不可取。而方案 3 和方案 4 相比较,综合考虑电动机和传动装 为 Y160M-6 额定功率 置的尺寸、重量、价格以及总传动比,可以看出,如为使传动 Ped ? 7.5 kW 装置结构紧凑,选用方案 4 较好;如考虑电动机重量和价格, 满载转速 则应选用方案 3。现选用方案 3,即选定电动机型号为 Y160M-6。 n m ? 970 r/m

四、确定传动方案的总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
n 970 ia ? m ? ? 48.04 nw 20.19
5

in

传动比
ia ? 48.04

2、分配各级的传动比 由参考资料[2]中表 2-1 取 V 带传动的传动比 i0 ? 3 , 则减速器的 传动比 i 为
i? ia 48.04 ? ? 16.01 i0 3

V 带传动
i0 ? 3

减速器
i ? 16 .01

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比

i1 ? 1.4i ? 1.3?16.01 ? 4.562
则低速级的传动比
i2 ? i 16.01 ? ? 3.529 i1 4.562

高速级
i1 ? 4.562

低速级
i2 ? 3.529

五、计算传动方案的运动和动力参数
将传动装置中各轴从高速轴到低速轴一次编号,定为 0 轴(电 动机轴) 、Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴(卷筒轴) ;相邻两轴间的 传动比表示为 i01 , i12 , i23 , i34 ;相邻两轴间的传动效率表示为

?01 ,? 12 ,? 23 ,?34 ;各轴的输入功率为 P1 , P2 , P3 , P4 ;各轴
的转速为 n1 , n 2 , n3 , n 4 ;各轴的输入转矩为 T1 ,T2 ,T3 ,T4 。 0 轴(电机轴) :
P0 ? Pd ? 6.82 kW n0 ? nm ? 970 r/min P0 ? 6.82 kW n0 ? 970 r/m

P 6.82 T0 ? 9550 0 ? 9550? ? 67.15 N? m n0 970

in
T0 ? 67.15

Ⅰ轴(高速轴) :

N? m
P ? 6.55 kW 1 n1 ? 323.33 r

P ? P0 ??01 ? P0 ??1 ? 6.82? 0.96 ? 6.55 kW 1
n1 ? n0 970 ? ? 323.33 r/min i01 3

/min
6

P 6.55 T1 ? 9550 1 ? 9550? ? 193.46 N? m n1 323.33

T1 ? 193.46

N? m
P2 ? 6.29 kW n2 ? 70.87 r

Ⅱ轴(中间轴) :

P2 ? P ??12 ? P ??2 ??3 ? 6.55? 0.99? 0.97 ? 6.29 kW 1 1
n 323.33 n2 ? 1 ? ? 70.87 r/min i12 4.562

/min
T2 ? 847.60

P 6.29 T2 ? 9550 2 ? 9550? ? 847.60 N? m n2 70.87

N? m
P3 ? 6.04 kW n3 ? 20.08 r

Ⅲ轴(低速轴) :

P ? P2 ??23 ? P2 ??2 ??3 ? 6.29? 0.99? 0.97 ? 6.04 kW 3
n3 ? n2 70.87 ? ? 20.08 r/min i23 3.529

/min
T3 ? 2872 61 .

P 6.04 T3 ? 9550 3 ? 9550? ? 2872 61 N? m . n3 20.08

N? m

Ⅵ轴(卷筒轴) :

P4 ? P ??34 ? P ??2 ??4 ? 6.04? 0.99? 0.99 ? 5.92kW 3 3
n4 ? n3 20.08 ? ? 20.08 r/min i34 1

P4 ? 5.92 kW n4 ? 20.08 r

/min
T4 ? 281554 .

P 5.92 T4 ? 9550 4 ? 9550? ? 2815 54 N? m . n4 20.08

N? m

7

运动和动力参数的计算结果汇总列于下表中: 轴名 输入功率 /kW 转矩 /( N? m ) 转速 /(r/min) 传动比 效率 3 0.96 4.562 0.96 3.529 0.96 1 0.96 970 323.33 70.87 20.08 20.08 67.15 193.46 847.60 2872.61 2815.5 电机轴 6.82 Ⅰ轴 6.55 Ⅱ轴 6.29 Ⅲ轴 6.04 卷筒轴 5.92

六、V 带传动的设计计算
由前面已知 P0 ? 6.82 kW,转速 n0 ? 970r/min,传动比 i0 ? 3 ,每 天工作 8 小时。 1、确定计算功率 Pca 由参考资料[1]中表 8-7 查得工作情况系数 K A ? 1.1 ,故

P0 ? 6.82 kW n0 ? 970 r/m

in
i0 ? 3

K A ? 1.1

P ? K A P ? 1.1? 6.82 ? 7.502kW ca 0
2、选择 V 带的带型 根据 Pca 、 n0 由参考资料[1]中的图 8-11 选用 B 型。 3、确定带轮的基准直径 d d ,并验算带速 v 1)初选小带轮的基准直径 d d 1 。由参考资料[1]中的表 8-6 和表 8-8,取小带轮的基准直径 d d 1 ? 132mm。 2)验算带速 v 。按参考资料[1]中的式(8-13)验算带的速度
v?

Pca ? 7.502k

W 选用 B 型带

d d 1 ? 132mm
v ? 6.704 m/

?d d 1n0
60 ?1000

?

? ?132 ? 970
60 ?1000

? 6.704 m/s

因为 5m/s< v <30m/s,故带速合适。 3)计算大带轮的基准直径。根据参考资料[1]中的式(8-15a) ,

s

8

计算大带轮的基准直径 d d 2

dd 2 ? i0dd1 ? 3 ?132 ? 396mm
根据参考资料[1]中的表 8-8,圆整为 dd 2 ? 400 mm。 新的传动比为 i0 ?
d d 2 400 ? ? 3.03 。 d d 1 132

dd 2 ? 400 mm

新的传动比
i0 ? 3.03

4、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d 1)根据参考资料[1]中的式(8-20) ,初选中心距 a0 ? 700mm。 2)由参考资料[1]中的式(8-22)计算带所需的基准长度

Ld 0 ? 2a0 ?

?
2

(d d 1 ? d d 2 ) ?

(d d 2 ? d d 1 ) 2 4a0
(400? 132)2 ? 2261 32 mm . 4 ? 700

? 2 ? 700?

?
2

? (132? 400) ?

由参考资料[1]中的表 8-2 选带的基准长度 Ld ? 2240mm。 3)按参考资料[1]中的式(8-23)计算实际中心距 a 。
L ? Ld 0 2240 ? 2261 .32 a ? a0 ? d ? 700 ? ? 689 .342 ? 689 mm 2 2

Ld ? 2240 m

m

a ? 689mm

中心距的变化范围为 655-756mm。 5、验算小带轮上的包角 ?1
57.3? 57.3? ? ?1 ? 180 ? (d d 2 ? d d 1 ) ? ? 180 ? (400? 132) ? a 689
?

?1 ? 157.7?

? 157.7? ? 120?

6、计算带的根数 z 1)计算单根 V 带的额定功率 Pr 。 由 d d 1 ? 132mm 和 n0 ? 970 r/min 查参考资料[1]中的表 8-4a 利用 插值法得 P0 ? 1.89 kW。
i 根据 n0 ? 970r/min,0 ? 3 和 B 型带, 查参考资料[1]中的表 8-4b
9

P0 ? 1.89 kW

得 ?P0 ? 0.30 kW。 查参考资料[1]中的表 8-5 利用插值法得 K? ? 0.94 , 查参考资料 [1]中的表 8-2 得 K L ? 1.00 ,于是

?P0 ? 0.30 k

W
K? ? 0.94
K L ? 1.00
Pr ? 2.06 kW

P ? ( P ? ?P ) ? K? ? KL ? (1.89 ? 0.30) ? 0.94?1.00 ? 2.06 kW r 0 0
2)计算 V 带根数 z

z?
取 4 根。

Pca 7.502 ? ? 3.64 Pr 2.06

z ?4

7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 (F0 ) min 由 参 考 资 料 [1] 中 的 表 8-3 得 B 型 带 的 单 位 长 度 质 量
q ? 0.18 kg/m,所以 q ? 0.18 kg/

( F 0) min ? 500?
? 500 ?

(2.5 ? K? ) Pca ? qv2 K? ? z ? v

m

(2.5 ? 0.94) ? 7.502 ? 0.18 ? 6.704 2 ? 240 .23 N 0.94 ? 4 ? 6.704

最小初拉力
(F0 )min ?

应使带的实际出拉力 F0 ? (F0 ) min 。 8、计算压轴力 F p 压轴力的最小值为
157.7? ( Fp )min ? 2 z ( F0 )min sin ? 2 ? 4 ? 240.23? sin ? 1885 56 N . 2 2

240.23N

?1

最小压轴力

( Fp )min ?
1885.56N

9、带轮结构设计 1)小带轮设计

小带轮轴孔 由 Y160M 动机可知其轴伸直径为 d ? 42 mm,因小带轮与其装配, 直径 故小带轮的轴孔直径 d1 ? 42 mm。由参考资料[4]中的表 6.1-25 可知小带轮结构为实心轮。 2)大带轮设计 大带轮轴孔直径取 d 2 ? 38 mm,由参考资料[4]中的表 6.1-25 可
10

d1 ? 42 mm

大带轮轴孔 直径
d 2 ? 38 mm

知大带轮结构为六孔板式。

七、齿轮传动的设计计算
(一)高速级齿轮 由前面已知输入功率 P ? 6.55 kW,小齿轮转速 n1 ? 323.33r/min, 1 小齿轮传递的转矩 T1 ? 193.46 N? m ,传动比 i1 ? 4.562 ,工作寿 命 10 年(每年按 365 天计算) ,每天工作 8 小时,单向连续转 动,有轻微冲击载荷。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)按传动方案,选用圆柱直齿轮传动。 2)运输机为 一般工 作机器,速度 不高, 故选用 8 级精度 (GB10095-88) 。 3)材料的选择。由参考资料[1]中的表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 280HBS,大齿轮的材料为 45 钢(调制) 硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS。 4)选小齿轮齿数为 z1 =21,大齿轮齿数 z2 ? 4.562? 21 ? 95.8 ,取
z 2 =96。 z1 =21 z 2 =96

2、按齿面接触疲劳强度设计 按参考资料[1]中设计计算公式(10-9a)进行试算,即

d 1t ? 2.32?

3

KT1 u ? 1 Z E 2 ? ?( ) ?d u [? H ]
K t =1.5

(1)确定公式中的各计算数值 1)试选载荷系数 K t =1.5。 2)由参考资料[1]中的表 10-7 选取齿宽系数 ? d =1。 3 ) 由 参 考 资 料 [1] 中 的 表 10-6 查 的 材 料 的 弹 性 影 响 系 数
Z E ? 189.8MPa2 。
1

? d =1
Z E ? 189.8

4)由参考资料[1]中的图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触
11

MPa

疲 劳 强 度 极 限 ? H lim1 =600MPa ; 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 ? H lim1 =

? H lim 2 =550MPa。
5)由参考资料[1]中的式(10-13)计算应力循环次数。

600MPa

? H lim 2 =
550MPa

N1 ? 60n1 jLh ? 60? 323.33?1? (8 ? 365?10) ? 5.66?10
N2 ? 5.66?109 ? 1.24?108 4.562

8

6) 由参考资料[1]中的图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =1.04;
K HN 2 =1.13。

K HN 1 =1.04 K HN 2 =1.13

7)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%, 安全系数 S=1, 由参考资料[1]中的式 (10-12) 得
K HN 1? lim1 ? 1.04 ? 600 ? 624 MPa S K ? [? H ]2 ? HN 2 lim2 ? 1.13 ? 550 ? 621 .5 MPa S [? H ]1 ?

[? H ]1 ? 624

MPa
[? H ]2 ? 522.5

(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d 1t ,代入 [? H ] 中较小的值。

MPa

d1t ? 2.32?

3

1.5 ?193.46?103 5.562 189.8 2 ? ( ) ? 74.412mm 1 4.562 621.5

d 1t ? 74 .412 mm

2)计算圆周速度。

v ? 1.260

v?

?d1t n1
60 ?1000

?

? ? 74.412 ? 323 .33
60 ?1000

? 1.260 m/s

m/s
b ? 83 .537

3)计算齿宽 b

b ? ?d ? d1t ? 1? 74.412 ? 74.412mm
4)计算齿宽与齿高之比

mm

b h

d 74.412 ? 3.543mm 模数 mt ? 1t ? z1 21
齿高 h ? 2.25mt ? 2.25 ? 3.534 ? 7.97 mm
12

mt ? 3.543
mm h ? 7.97 mm

b 74 .412 ? ? 9.34 h 7.97

b ? 9.34 h

5)计算载荷系数。 根据 v ? 1.260 m/s,8 级精度,由参考资料[1]中的图 10-8 查得
Kv =1.06m/s; Kv =1.06

m/s
K H? ? 1 K F? ? 1
K A =1.25

直齿轮, K H? ? K F? ? 1 ; 由参考资料[1]中的表 10-2 查得 K A =1.25; 由参考资料[1]中的表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相 对轴承非对称布置时, KH? ? 1.464 。 由
b ? 9.34 , KH? ? 1.464 查 参 考 资 料 [1] 中 的 图 10-13 得 h

KH? ? 1.464

K F? =1.40;故载荷系数

K F? =1.40
K ? 1.9398

K ? K AKv KH? KH? ? 1.25?1.06?1?1.464 ? 1.9398
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由参考资料[1] 中式(10-10a)得

d1 ? d1t
7)计算模数 m

3

3 K 1.9398 ? 74.412? ? 81.071mm Kt 1.5

d1 ? 81.071

mm

m?

d1 81.071 ? ? 3.86 mm z1 21

m =3.86mm

3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由参考资料[1]中的式(10-5)得弯曲强度的设计公式为

m?

3

2 KT1 YFaYSa ( ) ?d z12 [? F ]

(1)确定公式内的各计算数值 1)由参考资料[1]中的图 10-21c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限 ? FE1 =500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 2 =380MPa; 2 ) 由 参 考 资 料 [1] 中 的 图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数

? FE1 =500
MPa

? FE 2 =380
MPa

13

KFN1 ? 0.87 , K FN 2 ? 0.90 ;
3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由参考资料[1]中的式(10-12)得
K ? 0.87 ? 500 [? F ]1 ? FN1 FE1 ? ? 310 .71 MPa S 1.4 K ? 0.90 ? 380 [? F ]2 ? FN 2 FE 2 ? ? 244 .29 MPa S 1.4

KFN1 ? 0.87 K FN 2 ? 0.90
[? F ]1 ?

310.71MPa
[? F ]2 ?

4)计算载荷系数 K 。

K ? K AKv KF? KF? ? 1.25?1.06?1?1.40 ? 1.855
5)查取齿形系数。 由参考资料[1]中的表 10-5 查得 YFa1 =2.76, YFa 2 =2.19。 6)查取应力校正系数。 由参考资料[1]中的表 10-5 查得 YSa1 =1.56, YSa 2 =1.786。 7)计算大、小齿轮的

244.29MPa K ? 1.855
YFa1 =2.76 YFa 2 =2.19 YSa1 =1.56 YSa 2 =1.786

YFaYSa 并加以比较。 [? F ]

YFa1YSa1 ? [? F ]1
0.01386

YFa1YSa1 2.76?1.56 ? ? 0.01386 [? F ]1 310.71
YFa2YSa 2 2.19?1.786 ? ? 0.01601 [? F ]2 244.29
经比较,大齿轮的数值大。 (2)设计计算
3

YFa 2YSa 2 ? [? F ]2
0.01601

m?

2 ?1.855?193.46?103 ? 0.01601? 2.965 1? 212

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,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,仅与齿轮的直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取 由弯曲强度算得的模数 2.965 并就近圆整为标准值 m ? 3 mm,按 接触强度算得的分度圆直径 d1 ? 81.071mm,算出小齿轮齿数
14

m ? 3 mm

z1 ?

d1 81.071 ? ? 27.024 m 3

取 z1 ? 28 。 大齿轮齿数 z2 ? 4.562? 28 ? 127.736,取 z2 ? 128。 新的传动比 i1 ?
128 ? 4.571 28

z1 ? 28

z2 ? 128

新的传动比
i1 ? 4.571

4、几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径
d1 ? 84 mm

d1 ? z1m ? 28 ? 3 ? 84 mm
d2 ? z2m ? 128? 3 ? 384 mm
(2)计算中心距
a? d1 ? d 2 84 ? 384 ? ? 234 mm 2 2

d 2 ? 384 mm

a ? 234 mm

(3)计算齿轮宽度

b ? ?d d1 ? 1? 84 ? 84 mm
取 B 2 =85mm, B1 =90mm。 (4)齿顶高: ha ? m ? 3 mm (5)齿根高: hf ? 1.25m ? 1.25? 3 ? 3.75 mm (6)齿顶圆直径:

B 2 =85mm B1 =90mm

ha ? 3 mm

hf ? 3.75 mm

da1 ? d1 ? 2ha ? 84 ? 2 ? 3 ? 90 mm da 2 ? d2 ? 2ha ? 384? 2 ? 3 ? 390mm
(7)齿根圆直径:

da1 ? 90 mm

da 2 ? 390 mm

d f 1 ? 76.5
mm

d f 1 ? d1 ? 2hf ? 84 ? 2 ? 3.75 ? 76.5 mm d f 2 ? d2 ? 2hf ? 384? 2 ? 3.75 ? 376.5 mm
5、高速级齿轮计算结果如下表:

d f 2 ? 376.5
mm

15

参数 齿数 模数 分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 齿宽 b 传动比 中心距 (二)低速级齿轮

齿轮 1 28 3 84 76.5 90 90 4.571 234

齿轮 2 128 3 384 376.5 390 85

由前面已知输入功率 P2 ? 6.29 kW,小齿轮转速 n2 ? 70.87 r/min, 小齿轮传递的转矩 T2 ? 847.60 N? m ,传动比 i2 ? 3.529 ,工作寿 命 10 年(每年按 365 天计算) ,每天工作 8 小时,单向连续转 动,有轻微冲击载荷。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)按传动方案,选用圆柱直齿轮传动。 2)运输机为 一般工 作机器,速度 不高, 故选用 8 级精度 (GB10095-88) 。 3)材料的选择。由参考资料[1]中的表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 280HBS,大齿轮的材料为 45 钢(调制) 硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS。 4)选小齿轮齿数为 z 3 =27,大齿轮齿数 z4 ? 3.529? 27 ? 95.283, 取 z 4 =95。 2、按齿面接触疲劳强度设计 按参考资料[1]中设计计算公式(10-9a)进行试算,即
z 3 =27
z 4 =95

d3t ? 2.32?

3

KT2 u ? 1 Z E 2 ? ?( ) ?d u [? H ]

(1)确定公式中的各计算数值
16

1)试选载荷系数 K t =1.5。 2)由参考资料[1]中的表 10-7 选取齿宽系数 ? d =1。 3 ) 由 参 考 资 料 [1] 中 的 表 10-6 查 的 材 料 的 弹 性 影 响 系 数
Z E ? 189.8MPa2 。
1

K t =1.5

? d =1
Z E ? 189.8

4)由参考资料[1]中的图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触 MPa 疲 劳 强 度 极 限 ? H lim3 =600MPa ; 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 ? H lim3 =

? H lim 4 =550MPa。
5)由参考资料[1]中的式(10-13)计算应力循环次数。

600MPa

? H lim 4 =
550MPa

N3 ? 60n2 jLh ? 60? 70.87?1? (8 ? 365?10) ? 1.24?10
N4 ? 1.24?108 ? 3.52?107 3.529

8

6 ) 由 参 考 资 料 [1] 中 的 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数
K HN 3 =1.13; K HN 4 =1.21。 K HN 3 =1.13 K HN 4 =1.21

7)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%, 安全系数 S=1, 由参考资料[1]中的式 (10-12) 得
K HN 3? lim3 ? 1.13 ? 600 ? 678 MPa S K ? [? H ]4 ? HN 4 lim4 ? 1.21 ? 550 ? 665 .5 MPa S [? H ]3 ?

[? H ]3 ? 678
MPa
[? H ]4 ? 665.5

(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d3t ,代入 [? H ] 中较小的值。

MPa

d3t ? 2.32?

3

1.5 ? 847.60?103 4.529 189.8 2 ? ( ) ? 118.340mm 1 3.529 665.5

d3t ? 118.340
mm

2)计算圆周速度。

v?

?d3t n2
60 ?1000

?

? ?118 .340 ? 70.87
60 ?1000

? 0.439 m/s

v ? 0.439

m/s

3)计算齿宽 b
17

b ? ?d ? d3t ? 1?118.340 ? 118.340mm

b ? 118 .340

b 4)计算齿宽与齿高之比 h
模数 mt ?

mm

d3t 118.340 ? ? 4.383mm z3 27

齿高 h ? 2.25mt ? 2.25 ? 4.383 ? 9.86 mm
b 118 .340 ? ? 12.00 h 9.86

mt ? 4.383
mm h ? 9.86 mm
b ? 12.00 h

5)计算载荷系数。 根据 v ? 0.439 m/s,8 级精度,由参考资料[1]中的图 10-8 查得
Kv =1.02m/s;

Kv =1.02

直齿轮, K H? ? K F? ? 1 ; 由参考资料[1]中的表 10-2 查得 K A =1.25; 由参考资料[1]中的表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相 对轴承非对称布置时, KH? ? 1.468。 由
b ? 12.00 , KH? ? 1.468 查 参 考 资 料 [1] 中 的 图 10-13 得 h

m/s
K H? ? 1 K F? ? 1
K A =1.25

KH? ? 1.468

K F? =1.39;故载荷系数

K ? K AKv KH? KH? ? 1.25?1.02?1?1.468? 1.8717
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由参考资料[1] 中式(10-10a)得

K F? =1.39
K ? 1.8717

d3 ? d3t
7)计算模数 m

3

3 K 1.8717 ? 118.340? ? 127.403mm Kt 1.5

d3 ? 127.403

m?

d3 127.403 ? ? 4.719 mm z3 27

mm
m =4.719mm

3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由参考资料[1]中的式(10-5)得弯曲强度的设计公式为

18

m?

3

2 KT2 YFaYSa ( ) ?d z32 [? F ]

? FE 3 =500
MPa

(1)确定公式内的各计算数值

1)由参考资料[1]中的图 10-21c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 ? FE 4 =380 限 ? FE 3 =500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 4 =380MPa; 2 ) 由 参 考 资 料 [1] 中 的 图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 MPa

KFN 3 ? 0.90 K FN 4 ? 0.94

KFN 3 ? 0.90 , K FN 4 ? 0.94 ;
3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由参考资料[1]中的式(10-12)得
K FN 3? FE 3 0.90 ? 500 ? ? 321 .43 MPa S 1.4 K ? 0.94 ? 380 [? F ]4 ? FN 4 FE 4 ? ? 255 .14 MPa S 1.4 [? F ]3 ?

[? F ]3 ?

321.43MPa
[? F ]4 ?

4)计算载荷系数 K 。

255.14MPa
K ? 1.772

K ? K AKv KF? KF? ? 1.25?1.02?1?1.39 ? 1.772
5)查取齿形系数。 由参考资料[1]中的表 10-5 查得 YFa 3 =2.57, YFa 4 =2.19。 6)查取应力校正系数。 由参考资料[1]中的表 10-5 查得 YSa 3 =1.60, YSa 4 =1.785。 7)计算大、小齿轮的

YFa 3 =2.57 YFa 4 =2.19 YSa 3 =1.60 YSa 4 =1.785

YFaYSa 并加以比较。 [? F ]

YFa3YSa 3 2.57 ?1.60 ? ? 0.01279 [? F ]3 321.43 YFa4YSa 4 2.19?1.785 ? ? 0.01532 [? F ]4 255.14
经比较,大齿轮的数值大。 (2)设计计算
3

YFa3YSa 3 ? [? F ]3
0.01279

YFa 4YSa 4 ? [? F ]4
0.01532

m?

2 ?1.772? 847.60?103 ? 0.01532? 3.982 1? 272
19

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,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,仅与齿轮的直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取 由弯曲强度算得的模数 3.982 并就近圆整为标准值 m ? 4 mm,按 接触强度算得的分度圆直径 d3 ? 127.403mm,算出小齿轮齿数
z3 ? d3 127 .403 ? ? 31.85 m 4
m ? 4 mm

取 z3 ? 32 。 大齿轮齿数 z4 ? 3.529? 32 ? 112.928,取 z4 ? 113。 新的传动比 i2 ?
113 ? 3.531 32

z3 ? 32
z4 ? 113

新的传动比
i2 ? 3.531

4、几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径

d3 ? z3m ? 32? 4 ? 128mm
d4 ? z4m ? 113? 4 ? 452 mm
(2)计算中心距
a? d3 ? d 4 128 ? 452 ? ? 290 mm 2 2

d3 ? 128mm
d 4 ? 452 mm

a ? 290 mm

(3)计算齿轮宽度

b ? ?d d3 ? 1?128 ? 128mm
取 B 4 =130mm, B3 =135mm。 (4)齿顶高: ha ? m ? 4 mm (5)齿根高: hf ? 1.25m ? 1.25? 4 ? 5 mm (6)齿顶圆直径:

B 4 =130mm

B3 =135mm

ha ? 4 mm

hf ? 5 mm

da3 ? d3 ? 2ha ? 128? 2 ? 4 ? 136 mm d42 ? d4 ? 2ha ? 452? 2 ? 4 ? 460mm
(7)齿根圆直径:
20

d a 3 ? 136mm
d42 ? 460mm

d f 3 ? d3 ? 2hf ? 128? 2 ? 5 ? 118mm d f 4 ? d4 ? 2hf ? 452? 2 ? 5 ? 442mm
5、低速级齿轮计算结果如下: 参数 齿数 模数 分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 齿宽 b 传动比 中心距 128 118 136 135 3.531 290 齿轮 3 32 4 452 460 390 130 齿轮 4 113

d f 3 ? 118mm d f 4 ? 442mm

八、轴的设计计算
(一)Ⅰ轴(高速轴)的设计计算 1、求轴上的功率、转速和转矩 由前面得, P ? 6.55 kW, n1 ? 323.33r/min, T1 ? 193.46 N? m 1 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径 d1 ? 84mm,则

Ft1 ?

2T1 2 ?193.46?103 ? ? 4606 19 N . d1 84

Ft1 ? 460619 .
N
Fr1 ? 167652 .

Fr1 ? Ft1 tan? ? 460619? tan20? ? 167652 N . .
压轴力 Fp =1885.56N 3、初步确定轴的最小直径。 先按参考资料[1]中的式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取 轴的材料为 45 钢,调质处理。根据参考资料[1]中的表 15-3,

N
Fp =1885.56

N

21

取 A0 =112,于是得:
A0 =112

d ? A0

3

P 6.55 1 ? 112? ? 30.53 mm n1 323.33

3

因为轴上应开 2 个键槽,所以轴径应增大 10%-15%,取 15%,故
d ? 30.53? (1 ? 15%) ? 35.11mm,又此段轴与大带轮装配,综合考

d =35.11mm
虑两者要求取 d min =38mm。 4、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较,选用下图所示的装配方案。
d min =38mm

(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)Ⅰ-Ⅱ轴段与大带轮装配,其直径 dⅠⅡ ? 38 mm,为了满足大带 轮的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ 段的直径 dⅡ-Ⅲ ? 45 mm;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡 圈直径 D ? 55 mm。查参考资料[4]中的表 6.1-21 知大带轮宽

dⅠⅡ ? 38 mm dⅡ-Ⅲ ? 45 mm
D ? 55 mm

B =80mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面
上,故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比 B 略小一些,现取 l -Ⅱ ? 78 mm。 Ⅰ 2)初步估算轴承端盖的总宽度为 35mm,根据轴承端盖的拆装及 便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与大带轮左端 面的距离 l =50mm,故取 lⅡ-Ⅲ ? 85mm。 3)初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用,故选用

B =80mm
l -Ⅱ ? 78 mm Ⅰ

lⅡ-Ⅲ ? 85mm

选择 6210 型 深沟球轴承。参照工作要求并根据 dⅡ-Ⅲ ? 45 mm,由轴承产品目 轴承 录中初步选择 6210 型轴承,由参考资料[4]得其尺寸为
d ? D ? B ? 50 mm ? 90 mm ? 20 mm
22

dⅢ-Ⅳ ? 50 mm dⅦ-Ⅷ ? 50 mm

故 dⅢ-Ⅳ ? dⅦ-Ⅷ ? 50 mm。 4)取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径 dⅦ-Ⅷ ? 55 mm,齿轮的左端 与轴承之间采用挡油环定位。已知齿轮轮毂的宽度 B1 =90mm,为 了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴应略短于轮毂宽度,故 取 lⅦ-Ⅷ ? 87 mm。 齿轮的右端采用轴肩定位, 轴肩高度 h 〉 0.07 d , 故取 h =5mm,则轴环处的直径 dⅤ?Ⅵ =65mm。轴环宽度 b ? 1.4h , 取 lⅤ?Ⅵ =10mm。 5)取齿轮与箱体内壁之距离 a=15mm,根据参考资料[3]取轴承

dⅦ-Ⅷ ? 55 mm

lⅦ-Ⅷ ? 87 mm
h =5mm

dⅤ?Ⅵ =65mm
lⅤ?Ⅵ =10mm
a =15mm

?3 ? 12 mm

内端面至箱体内壁的距离 ?3 ? 12 mm,取 lⅢ-Ⅳ ? B ? ?3 ? 3 ? 35mm。 lⅢ-Ⅳ ? 35mm 6)由前面知,低速级小齿轮轮宽 B3 =135mm,取中间轴两齿轮间 的距离为 c=15mm,则

lⅣ-Ⅴ ? c ? B3 ? a ? 2 ? lⅥ-Ⅶ -3 ? 15 ? 135? 15 ? 2 ?10 ? 3 ? 150mm
取 dⅣ-Ⅴ ? 55 mm。 (3)轴上零件的周向定位

dⅣ-Ⅴ ? 55 mm

b?h ? 10 mm ? 8mm 齿轮、带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 dⅤ-Ⅶ 由参考资 键长 70mm 料[1]中的表 6-1 查得平键截面 b ? h ? 10 mm ? 8mm ,键槽用键槽 配合为 H 7 n6 铣刀加工长为 70mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的 10 mm ? 8mm ? 63mm H7 对中性, 故选择带轮与轴之间的配合为 ; 同样带轮与轴的连 H7 n6 H7 k6 接用平键 10 mm ? 8mm ? 63mm ,带轮与轴之间的配合为 。滚 直径尺寸公 k6 动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的,此处选轴的 差为 m5

直径尺寸公差为 m5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 由参考资料[1]中的表 15-2,取轴端倒角为 2×45°,轴环两侧 轴肩的圆角半径为 R2,其余轴肩处为 R1.6。 5、求轴上的载荷
23

2×45° R2、R1.6

首先,根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图 作出轴的弯矩图和扭矩图。

计算数值如下表:

24

载荷 支反力 F

垂直面 V

水平面 H

FNV 1 ? 339559N . FNV 2 ? 121060N .

FNH 1 ? 420.03N FNH 2 ? 314205N .

弯矩 M

MV ? 27843838N ? mm H1 ? 3444246N ? mm . M .
M H 2 ? 42417675N ? mm .

总弯矩

M1 ? 28056054N ? mm . M 2 ? 42417675N ? mm .

扭矩 T

T1 ? 193460 ? mm N

? ca ? 26.43
MPa
2

6、按弯扭合成应力校核轴的强度

? ca ?

M ? (?T1 ) 42417675 ? (0.6 ?193460 . ) ? ? 26.43 MPa 3 W 0.1? 55
2 2 2 2

前已选定轴的材料为 45 钢,调制处理,由参考资料[1]中的表 [? ?1 ] =60MPa 15-1 查得 [? ?1 ] =60MPa。因此 ? ca < [? ?1 ] ,故安全。 (二)Ⅱ轴(中间轴)的设计计算 1、求轴上的功率、转速和转矩 由前面得, P2 ? 6.29 kW, n2 ? 70.87 r/min, T2 ? 847.60 N? m 2、求作用在齿轮上的力

Ft 2 ? 460619 .
N

Ft 2 ? Ft1 ? 460619 N .
Fr 2 ? Fr1 ? 167652 N .

Fr 2 ? 1676 52 .

N

已知低速级小齿轮的分度圆直径 d3 ? 128mm,

Ft 3 ? 1324375 .
N

Ft 3 ?

2T2 2 ? 847.60?10 ? ? 1324375N . d3 128
3

Fr 3 ? 482033 .
25

Fr 3 ? Ft 3 tan? ? 1324375? tan20? ? 482033N . .
3、初步确定轴的最小直径。 先按参考资料[1]中的式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取 轴的材料为 45 钢,调质处理。根据参考资料[1]中的表 15-3, 取 A0 =112,于是得:

N

A0 =112

d ? A0

3

P2 ? 112? n2

3

6.29 ? 49.96 mm 70.87
d min =60mm

因为轴上应开 2 个键槽,所以轴径应增大 10%-15%,取 15%,故
d ? 49.96? (1 ? 15%) ? 57.454mm,取 d min =60mm。

4、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较,选用下图所示的装配方案。

1)初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用,故选用 选择 6312 型 轴承 深沟球轴承。参照工作要求并根据 d min ? 60mm,由轴承产品目录 dⅠⅡ ? 60 mm 中初步选择 6312 型轴承,由参考资料[4]得其尺寸为
d ? D ? B ? 60 mm ?130 mm ? 31mm

dⅤ-Ⅵ ? 60 mm dⅡ-Ⅲ ? 65 mm dⅣ-Ⅴ ? 65 mm lⅦ-Ⅷ ? 82mm

故 dⅠⅡ ? dⅤ-Ⅵ ? 60 mm。 2)取安装齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直径为 65mm,齿轮与轴 承之间采用挡油环定位,两齿轮间用轴环定位。已知齿轮 2 轮 毂的宽度 B2 =85mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴应 略短于轮毂宽度,故取 lⅦ-Ⅷ ? 82 mm。已知齿轮 3 轮毂的宽度

B3 =130mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴应略短于
轮毂宽度,故取 lⅡ-Ⅲ ? 132 mm。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩
26

lⅡ-Ⅲ ? 132 mm

高度 h 〉0.07 d ,故取 h =6mm,则轴环处的直径 dⅢ-Ⅳ =77mm。轴 环宽度 b ? 1.4h , 取 lⅢ-Ⅳ =15mm。 3)取齿轮 3 与箱体内壁之距离 a=15mm,根据参考资料[3]取轴 承内端面至箱体内壁的距离 ?3 ? 12 mm,取

h =6mm

dⅢ-Ⅳ =77mm
lⅢ-Ⅳ =15mm

l -Ⅱ ? 61mm Ⅰ

l -Ⅱ ? B ? ?3 ? a ? 3 ? 31? 12 ? 15 ? 3 ? 61mm。 Ⅰ
4)由前面易得箱体内壁间的距离为
a ? B1 ? 10 ? 150? 3 ? 268mm



lⅤ-Ⅵ ? 268- a - B3 -15- B2 ? 3 ? ?3 ? B ? 64 mm
(3)轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 dⅣ-Ⅴ ? 65 由参考资

lⅤ-Ⅵ ? 64 mm

b?h ? 料[1]中的表 6-1 查得齿轮 2 处平键截面 b ? h ? 18mm ?11mm , 18 mm ? 11mm

键槽用键槽铣刀加工长为 63mm。同时为了保证齿轮与轴之间配 合有良好的对中性, 故选择齿轮与轴之间的配合为
H7 ; 同样齿 n6

轮 3 与轴的连接用平键 18mm ?11mm ?110 mm , 齿轮 3 与轴之间 的配合为
H7 。 滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现 n6

的,此处选轴的直径尺寸公差为 m5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 由参考资料[1]中的表 15-2,取轴端倒角为 2×45°,圆角半径 为 R2。 5、求轴上的载荷 首先,根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图 作出轴的弯矩图和扭矩图。

27

计算数值如下表:

28

载荷 支反力 F

垂直面 V

水平面 H

FNV 3 ? 786151N . FNV 4 ? 998843N .

FNH 3 ? 421.84N FNH 4 ? 272197N .

弯矩 M

MV 1 ? 69181288N ? mm M H1 ? 3712192N ? mm . . MV 1 ? 109872730N ? mm M H 2 ? 29941670N ? mm . .

总弯矩

M1 ? 69280812N ? mm . M 2 ? 11379412N ? mm .

扭矩 T

T2 ? 847600 ? mm N

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
2 M 2 ? (?T2 )2 1138794122 ? (0.6 ? 8476002 . ) ? ca ? ? ? 45.41MPa 3 W 0.1? 65

? ca ? 45.41
MPa

前已选定轴的材料为 45 钢,调制处理,由参考资料[1]中的表 15-1 查得 [? ?1 ] =60MPa。因此 ? ca < [? ?1 ] ,故安全。 (一)Ⅲ轴(低速轴)的设计计算 1、求轴上的功率、转速和转矩 由前面得, P ? 6.04 kW, n3 ? 20.08 r/min, T3 ? 2872 61 N? m . 3 2、求作用在齿轮上的力

Ft 4 ?
13243.75N
Fr 4 ?

Ft 4 ? Ft 3 ? 1324375 N . Fr 4 ? Fr 3 ? 482033N .
3、初步确定轴的最小直径。 先按参考资料[1]中的式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取 轴的材料为 45 钢,调质处理。根据参考资料[1]中的表 15-3,

4820.33N

29

取 A0 =112,于是得:

d ? A0

3

P3 ? 112? n3

3

6.04 ? 75.04 mm 20.08

因为轴上应开 2 个键槽,所以轴径应增大 10%-15%,取 10%,故 输入轴的最小直径显然是安装联 d ? 75.04? (1 ? 10%) ? 82.54 mm, 轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应, 故需同时选联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca ? K AT3 ,查参考资料[1]中的表 14-1,取
K A =1.5,则 Tca ? K AT3 ? 1.5 ? 287261 ? 4308915N ? m . .

按 照 计 算 转 矩 Tca 应 小 于 联 轴 器 公 称 转 矩 的 条 件 , 查 标 准 GB/T5014-2003 或手册,选用 HL6 型弹性柱销联轴器,其公称转 矩 6300000 N ? mm ,孔径为 85mm,故 d min ? 85 ,半联轴器长度(Y 型)172mm,半联轴器与配合的毂孔长度为 L1 ? 132mm。 4、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较,选用下图所示的装配方案。

根据前面两根轴的步骤,最终确定如下: 1)选择滚动轴承 6219 型, d ? D ? B ? 95mm ?170 mm ? 32 mm 2 ) dⅠⅡ 85 mm , dⅡ-Ⅲ ? 92 mm , dⅢ-Ⅳ ? dⅦ-Ⅷ ? 95 mm , - ?

dⅣ-Ⅴ ? dⅥ-Ⅶ ? 105 mm, dⅤ-Ⅵ ? 117mm。
3 ) l -Ⅱ 130 mm , lⅡ-Ⅲ ? 80 mm , lⅢ-Ⅳ ? 47 mm , Ⅰ ?

lⅣ-Ⅴ ? 102 mm, lⅤ-Ⅵ ? 15 mm, lⅥ-Ⅶ ? 127 mm, lⅦ-Ⅷ ? 67.5 mm。

30

(3)轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按 d 由参考资 料[1]中的表 6-1 查得齿轮处平键截面 b ? h ? 28mm ?16 mm ,键 槽用键槽铣刀加工长为 110mm。 同时为了保证齿轮与轴之间配合 有良好的对中性, 故选择齿轮与轴之间的配合为
H7 ; 同样联轴 n6

器与轴的连接用平键 22 mm ?14 mm ?110 mm , 联轴器与轴之间的 配合为
H7 。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现 k6

的,此处选轴的直径尺寸公差为 m5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 由参考资料[1]中的表 15-2,取轴端倒角为 2.5×45°,圆角半 径为 R2。 5、求轴上的载荷 首先,根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图 作出轴的弯矩图和扭矩图。

31

计算数值如下表:

载荷 支反力 F

垂直面 V

水平面 H

FNV 5 ? 428241N . FNV 6 ? 896134N .

FNH 1 ? 155867N . FNH 2 ? 326166N .

弯矩 M

MV ? 96782466N ? mm H ? 35225942N ? mm . M .

总弯矩 扭矩 T

M ? 1029937 .51N ? mm

T3 ? 2872610 ? mm N

6、按弯扭合成应力校核轴的强度

? ca ?

M 2 ? (?T3 )2 1029937512 ? (0.6 ? 28726102 . ) ? ? 17.34 MPa 3 W 0.1?105

前已选定轴的材料为 45 钢,调制处理,由参考资料[1]中的表 15-1 查得 [? ?1 ] =60MPa。因此 ? ca < [? ?1 ] ,故安全。

九、滚动轴承的选择及计算
1、 I 轴(高速轴)上的轴承:
32

由前面初选 6210 轴承,其寿命计算如下: 预期寿命: L'h ? 10? 365? 8 ? 29200h 已知 n =323.33r/min, C =35000N, ? ? 3 , ft ? 1.0 , f p ? 1.2 , 轴承 1 上的当量动载荷
2 2 P ? FNV 1 ? FNH 1 ? 3395 .59 2 ? 420 .032 ? 3421 .47 N 1

轴承 2 上的当量动载荷
2 2 P2 ? FNV 2 ? FNH 2 ? 1210 .60 2 ? 3142 .052 ? 3367 .20 N

所以

106 ft C 3 106 1.0 ? 35000 3 Lh ? ( ) ? ?( ) ? 319319 h> L'h . 60n f p P2 60? 323.33 1.2 ? 342147 .
故 I 轴上的轴承 6210 在有效期限内安全。 2、II 轴(中间轴)上的轴承: 由前面初选 6312 轴承,其寿命计算如下: 预期寿命: L'h ? 10? 365? 8 ? 29200h 已知 n =70.87r/min, C =81800N, ? ? 3 , ft ? 1.0 , f p ? 1.2 , 轴承 3 上的当量动载荷
2 2 P3 ? FNV 3 ? FNH 3 ? 7861 .512 ? 421 .84 2 ? 7872 .82 N

轴承 4 上的当量动载荷
2 2 P4 ? FNV 4 ? FNH 4 ? 9988 .432 ? 2121 .97 2 ? 10352 .67 N

所以

106 ft C 3 106 1.0 ? 81800 3 Lh ? ( ) ? ?( ) ? 671344 h> L'h . 60n f p P4 60? 70.87 1.2 ?1035267 .
故 Ⅱ轴上的轴承 6212 在有效期限内安全。 3、Ⅲ轴(低速轴)上的轴承: 由前面初选 6219 轴承,其寿命计算如下: 预期寿命: L'h ? 10? 365? 8 ? 29200h

33

已知 n =20.08r/min, C =110000N, ? ? 3 , ft ? 1.0 , f p ? 1.2 , 轴承 5 上的当量动载荷
2 2 P5 ? FNV 5 ? FNH 5 ? 4537 .212 ? 1651 .412 ? 4828 .40 N

轴承 6 上的当量动载荷
2 2 P6 ? FNV 6 ? FNH 6 ? 8706 .54 2 ? 3168 .92 2 ? 9265 .31 N

所以

Lh ?

106 ft C 3 106 1.0 ? 35000 3 ( ) ? ?( ) ? 8037843 h> L'h . 60n f p P6 60? 20.08 1.2 ? 9265 31 .

故 Ⅲ轴上的轴承 6219 在有效期限内安全。

十、键联接的选择及校核计算
1、I 轴(高速轴)上的键 (1)键的选择 由前面,已选齿轮 1 与轴用键 16×70 联接,带轮与轴用键 10 ×8 联接。 (2)键的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢,由参考资料[1]中的表 6-2 查得许 用挤压应力为 [? p ] =100-120MPa,取 [? p ] =110MPa。 1)齿轮上的键 工作长度
l ? L ? b =70-16=54mm

键与轮毂键槽接触高度 k ? 0.5h =0.5×10=5mm 由参考资料[1]中的式(6-2)可得
σp ? 2T1 2 ?193.46?103 ? ? 26.06MPa ? [σ p ] ? 110MPa kld 5 ? 54? 55

故此键能安全工作。 2)带轮上的键
l ? L ? b =63-10=53mm
34

键与轮毂键槽接触高度 k ? 0.5h =0.5×8=4mm 由参考资料[1]中的式(6-2)可得
σp ? 2T1 2 ?193.46?103 ? ? 48.03MPa ? [σ p ] ? 110MPa kld 4 ? 53? 38

故此键能安全工作。 2、II 轴(中间轴)上的键 (1)键的选择 由前面,已选齿轮 2 与轴用键 18×63 联接,齿轮 3 与轴用键 18 ×110 联接。 (2)键的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢,由参考资料[1]中的表 6-2 查得许 用挤压应力为 [? p ] =100-120MPa,取 [? p ] =110MPa。 1)齿轮 2 上的键 工作长度: l ? L ? b =63-18=45mm 键与轮毂键槽接触高度 k ? 0.5h =0.5×11=5.5mm 由参考资料[1]中的式(6-2)可得
σp ? 2T2 2 ? 847.60?103 ? ? 105.37MPa ? [σ p ] ? 110MPa kld 5.5 ? 45? 65

故此键能安全工作。 2)齿轮 3 上的键 工作长度: l ? L ? b =110-18==92mm 键与轮毂键槽接触高度 k ? 0.5h =0.5×11=5.5mm 由参考资料[1]中的式(6-2)可得
σp ? 2T2 2 ? 847.60?103 ? ? 51.54MPa ? [σ p ] ? 110MPa kld 5.5 ? 92? 65

故此键能安全工作。 3、 III 轴(低速轴)上的键 (1)键的选择 由前面,已选齿轮 4 与轴用键 28×110 联接,半联轴器与轴用
35

键 22×110 联接。 (2)键的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢,由参考资料[1]中的表 6-2 查得许 用挤压应力为 [? p ] =100-120MPa,取 [? p ] =110MPa。 1)齿轮 4 上的键 工作长度: l ? L ? b =110-28=82mm 键与轮毂键槽接触高度 k ? 0.5h =0.5×16=8mm 由参考资料[1]中的式(6-2)可得
σp ? 2T3 2 ? 2872 61?103 . ? ? 83.41MPa ? [σ p ] ? 110MPa kld 8 ? 82?105

故此键能安全工作。 2)半联轴器上的键 工作长度: l ? L ? b =110-22==88mm 键与轮毂键槽接触高度 k ? 0.5h =0.5×14=7mm 由参考资料[1]中的式(6-2)可得
σp ? 2T3 2 ? 2872 61?103 . ? ? 98.61MPa ? [σ p ] ? 110MPa kld 7 ? 82?105

十一、联轴器的选择
由前面轴的设计计算中已选定 LX6 型弹性柱销联轴器。

十二、附件的选择
1、窥视孔及其视孔盖 为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙,并向箱 体内注入润滑油,应在箱体的适当位置设置窥视孔。窥视孔设 在上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部位的地方。平时,窥视 孔的视孔盖用螺钉固定在箱盖上。窥视孔的大小应适当(以手 能伸入箱内为宜) ,以便检查齿轮的啮合情况。为防止污染物进 入箱内及润滑油渗漏,盖板底部垫有纸质封油垫片。
36

2、通气器 减速器工作时,箱体内温度升高,气体膨胀,压力增大, 为使箱内受热膨胀的空气能自由排出,以保持箱体内外压力平 衡,不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等缝隙渗漏,通常在 箱体顶部装设通气器。 3、轴承盖 为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷,轴承座孔 两端用轴承盖封闭。 4、定位销 为了精确地加工轴承座孔,同时为了在每次拆装箱盖时仍 保持轴承座孔制造加工时的位置精度,应在精加工轴承孔前, 在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销。对称箱体应呈非对称 布置,以免错装。 5、油面指示器 为了检查减速器内油池面的高度,以便经常保持油池内有 适量的油量,一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位,即低 速级传动件附近,装设油面指示器。采用的指示器是油标尺。 6、放油螺塞 换油时,为了排放污油和清洗剂,应在箱座底部、油池的 最低位置处开设放油孔,平时用螺塞将放油孔堵住,放油螺塞 和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。 7、启盖螺钉 为了加强密封效果,通常在装配时于箱体剖分面上涂以水 玻璃或密封胶,因而在拆卸时往往因胶结紧难于开箱。为此常 在箱盖连接凸缘的适当位置,加工出 1-2 个螺孔,旋入启盖用 的圆柱端或半圆端的启盖螺钉。旋动启盖螺钉可将箱盖顶起。 启盖螺钉的大小可用于凸缘连接螺栓。 8、起吊装置 为便于搬运,需在箱体设置起吊装置,如在箱体上铸出吊

37

耳、吊钩或安装吊环螺钉等。

十三、减速器箱体的结构设计尺寸
由参考资料[3]中的表 3-2 取箱体的尺寸值如下表:
名称 机座厚度 机盖壁厚 机座凸缘厚 机盖凸缘厚 机座底凸缘厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁螺栓直径 机盖与基座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承盖螺栓直径 窥视孔盖螺栓直径 定位销直径 螺栓到机壁距离C1 螺栓到凸缘外缘距离C2 轴承旁凸台半径 凸台高度 外壁至轴承座端面距离 大齿轮齿顶圆与箱内壁间的距离 齿轮端面与内机壁间的距离 机座肋厚 轴承端盖外径D2 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓的距离 减速器所用尺寸(mm) 11 11 16.5 16.5 27.5 M24 6 M20 M12 200 M10 M8 M10 见表2 见表2 24 75 56 15 15 10 10 12 约等于轴承端盖外径

螺栓直径 M8 M10 M12

C1 13 16 18

C2 11 14 16

沉头直径 螺栓直径 20 M8 24 M10 26 M12

C1 13 16 18

十四、润滑与密封
(一)润滑方式

38

齿轮采用飞溅润滑,三对滚动轴承采用脂润滑。 (二)密封类型的选择 1、轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。 2、箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。 3、轴承箱体内、外侧的密封 (1)轴承箱体内侧采用挡油环密封。 (2)轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。

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十五、参考资料目录
[1]濮良贵,纪名刚. 机械设计. 第八版. 北京:高等教育出版社,2009. [2]王大康,卢颂峰. 机械设计课程设计. 第 2 版. 北京:北京工业大学出 版社,2009. [3]骆素君. 机械设计课程设计实例与禁忌. 北京:化学工业出版社,2009. [4]闻帮椿. 机械设计手册. 第 5 版. 北京:机械工业出版社,2010.

十六、设计小结
机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计 使我从各个方面都受到了机械设计的训练, 对机械的有关各个零部件有机的结合 在一起得到了深刻的认识。 由于在设计方面我们没有经验,理论知识学的不牢固,在设计中难免会出现 问题,如:在选择计算标准间是可能会出现误差,如果是联系紧密或者循序渐进 的计算误差会更大,在查表和计算上精度不够准确。 课程设计运用到了很多知识,例如将理论力学,材料力学,机械设计,机械 原理,互换性与测量技术等,是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。 通过可程设计, 基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路,对计算机绘图 方法有了进一步的加深,基本能绘制一些工程上的图。 在设计的过程中, 培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和 应用生产实际知识解决工程实际问题的能力, 在这些过程中我也深刻地认识到了 自己在知识的理解和接受应用方面的不足, 在今后的学习过程中我们会更加努力 和团结。总之,纸上得来终觉浅,绝知此事要躬行!

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