1、目錄第 1 部分 設計任務書 1.1 設計題目 1.2 設計步驟 第 2 部分 傳動裝置總體設計方案 2.1 傳動方案 2.2 該方案的優缺點 第 3 部分 選擇電動機 3.1 電動機類型的選擇 3.2 確定傳動裝置的效率 3.3 選擇電動機容量 3.4 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 第 4 部分 計算傳動裝置運動學和動力學參數4.1 電動機輸出參數 4.2 高速軸的參數 4.3 中間軸的參數 4.4 低速軸的參數 4.5 工作機的參數 第 5 部分 減速器高速級齒輪傳動設計計算5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數5.2 按齒根彎曲疲勞強度設計 5.3 確定傳動尺寸 5.4 計算錐

2、齒輪傳動其它幾何參數 5.5 齒輪參數和幾何尺寸總結 第 6 部分 減速器低速級齒輪傳動設計計算6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數6.2 按齒面接觸疲勞強度設計 6.3 確定傳動尺寸 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 6.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸 6.6 齒輪參數和幾何尺寸總結 第 7 部分 軸的設計 7.1 高速軸設計計算 7.2 中間軸設計計算 7.3 低速軸設計計算 第 8 部分 滾動軸承壽命校核 8.1 高速軸上的軸承校核 8.2 中間軸上的軸承校核 8.3 低速軸上的軸承校核 第 9 部分 鍵聯接設計計算 9.1 高速軸與聯軸器鍵連接校核 9.2 高速軸與小錐齒輪鍵連接校核

3、9.3 中間軸與大錐齒輪鍵連接校核 4445666777710111212121215161717181823283333343537373737379.4 低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核9.5 低速軸與聯軸器鍵連接校核 第 10 部分 聯軸器的選擇 383810.1 高速軸上聯軸器 10.2 低速軸上聯軸器 第 11 部分 減速器的密封與潤滑38383911.1 減速器的密封 11.2 齒輪的潤滑 11.3 軸承的潤滑 第 12 部分 減速器附件 .12.1 油面指示器 12.2 通氣器 12.3 放油孔及放油螺塞12.4 窺視孔和視孔蓋 .12.5 定位銷 12.6 啟蓋螺釘 12.7 螺

4、栓及螺釘 第 13 部分 第 14 部分 第 15 部分39393939394040414141減速器箱體主要結構尺寸 設計小結 參考文獻 41414242第 1 部分 設計任務書二級圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力 F=2200N,速度v=1.1m/s，直徑D=240mm，每天工作 小時數： 8 小時，工作年限（壽命） ： 20 年，每年工作天數： 365 天，配備有三相交流電源， 電壓 380/220V。1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 減速器內部傳動設計計算6. 傳動軸的設計7. 滾動軸承校核8. 鍵聯接

5、設計9. 聯軸器設計10. 潤滑密封設計11. 箱體結構設計第 2 部分 傳動裝置總體設計方案2.1 傳動方案傳動方案已給定，減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器2.2 該方案的優缺點適用于入軸、出軸成直角布置二級圓錐圓柱齒輪減速機承載能力強，體積小，噪聲低， 的機械傳動中。第3部分選擇電動機380V, Y型。3.1電動機類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為3.2確定傳動裝置的效率查表得:聯軸器的效率：n 1=0.99滾動軸承的效率：n2=0.98閉式圓柱齒輪的效率:n 4=0.96閉式圓錐齒輪的效率:n 3=0.95工作機的效率：n w=0.96九=時1； %忙忙 =小

6、13.3選擇電動機容量工作機所需功率為電動機所需額定功率：工作轉速:GO X 1000 X V 60 X 1000 x 1,1rr X 240經查表按推薦的合理傳動比范圍，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：616,因此理論傳動比范圍為：616。可選擇的電動機轉速范圍為n d=ia x n w=(616) x 87.58=525-1401r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M1-6 的三相異步電動機，額定功率 Pen=4kW，滿載轉速為nm=960r/min，同步轉速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉速(r/mi n)滿載轉速(r/

7、mi n)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-243000289011111111!ill1ill> f 卅r電機主要外形尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺 寸地腳螺栓孔 直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL X HDAX BKDX EFX G132515X 315216 X 1781238 X 8010 X 333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速 nm和工作機主動軸轉速 nw,可以計算出傳動裝置總傳動比 為：%960（2）分配傳動裝置傳動比錐齒輪（高速級）傳動比h = 0.Z5

8、 X i = 274則低速級的傳動比為減速器總傳動比第4部分計算傳動裝置運動學和動力學參4.1電動機輸出參數03.06咕麗薊心礦煩（UKA =翊0如訕以4.2高速軸的參數/ = & X 7； - 3. 06 X 0.993. 03汕jjy =沖 0 = 960rps3. 03尸/If = 9550000 X = 95500004.3中間軸的參數9609550000 X切二5 X孟卞二網我g4.4低速軸的參數X J X 廣 J. 82 人 0.98 X 0.96 衛血4288931. 3圏沁*77?. &5S7. 59/rjj -9550000 X 三 9550000”4.5工作

9、機的參數X 冥U-k% = 2.65 X 0. 99 X 0.98 X Q, 98 X 0. 91各軸轉速、功率和轉矩列于下表軸名稱轉速 n/(r/min)功率P/kW轉矩 T/(N?mm)電機軸9603.0630440.62高速軸9603.0330142.19中間軸350.362.8276866.65低速軸87.592.65288931.38工作機87.592.42263854.32第5部分減速器高速級齒輪傳動設計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數=20 °。(1) 根據傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力取為a(2)參考表10-6選用7級精度。(3)材料選擇 由表10-

10、1選擇小齒輪40Cr (表面淬火)，齒面硬度4855HRC大齒 輪40Cr (表面淬火)，齒面硬度4855HRC(4)選小齒輪齒數 Z1=30,則大齒輪齒數 Z2=Z1 X i=30X 2.74=83。實際傳動比i=2.7675.2按齒根彎曲疲勞強度設計(1) 由式試算齒輪模數，即q 叫 X 1-0.5 X 申$ X 彳 X J；z + F 如1）確定公式中的各參數值。試選載荷系數KFt=1.3計算 YFaX YSa/ d F計算由分錐角$I = aivldJi (J = dirlcin 24) 2(10502*L = 90 - 20,05(12"=何勺啊fT計算當量齒數30ZCGS

11、二(占1)二(705(20,0502*)二"1川"% =二網他叫二2巾1上Bcos由圖查得齒形系數¥闢-2.曲局二 2. ;/r由圖查得應力修正系數也-匸必庁* - L &由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為%訕三6沁叫F血"&切冏由圖查取彎曲疲勞系數："曲言"-t人:牝？ = a囲取彎曲疲勞安全系數S=1.4,得如廣的f叫訕“遼旳1.40.88 X 620附眩X F陥I=0.0104«怙2 X孑畑=0.0101«兩者取較大值，所以xK,Fff 5flr 1=0.0105如2）試算齒輪模數

12、tf/r自% X Q帆 X laFT = 7（2）調整齒輪模數1）圓周速度VX Zj = 0/)24 X 30 - 2634mmM 坷 X (1 0.5 X 26-91 X 1 = 0+5 x 03)二 22mmH 次 Mg JTX 22.9 X 960ij =二 1,15甌 GO X 100060X 10002）齒寬3）齒高h及齒寬比b/h'b 117fi7眉刼r"血3）計算實際載荷系數 KF查圖得動載系數KV=1.073取齒間載荷分配系數：KFa =1查表得齒向載荷分布系數:KH3 =1.274查表得齒向載荷分布系數:KF3 =1.054由式實際載荷系數為K¥三

13、 K沖 X K” X Kpu X KF01.25 X 1.073 X 1 X 1.054 二 14144）計算按實際載荷系數算得的齒輪模數味777773-總他J X " 0.的曲取培-匕弘皿5.3確定傳動尺寸(1) 實際傳動比(2) 大端分度圓直徑dj = X m = 30 X 2.5 = 75増獨X m = G3 X 2.5 = 207+5mm(3) 齒寬中點分度圓直徑ti譏=i/j X 1 - 0.5 X 卩= 75x(1- 05 X 0.3) = 63.75mm=我2 X (1 0.5 X = 207.5 X (1 - 0.5 X 0-3) = 176J75mm(4) 錐頂距為

14、= * J/ 于-X 2. 757 f- 1 -打總 ZjfaaJ(5) 齒寬為b = (PrX R = 0/3 X 110J3 = 33.099mm取 b=33mm計算接觸疲勞許用應力(T H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為:計算應力循環次數= 60 X 71 X / X 60 X 960 x 1 x 3 x 365 x 20 = 3364 x 10'叫1 3364 X ina由圖查取接觸疲勞系數：雇審£ = 0.恥！*= 0.加q取失效概率為1%,安全系數S=1，得接觸疲勞許用應力如廣竺蝕亠嚀列“吋沖“嘰=竺如=世嚴“卩品J 蚣 X (j - a 5 X y X

15、 £ X=K x q 二 9：& FFMPw D J u故接觸強度足夠。5.4計算錐齒輪傳動其它幾何參數(1)計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚hf = z (E； +=:伽啊h =(嘰 + 勺)=m X(2h； + cj = 5.5pimzrms = - = 3.927mm(2) 分錐角(由前面計算)61 = 19,87 2 mm(2)計算齒頂圓直徑兔I =川1 十 2 X X COS(51) = 79.7mmd衛 M Mg 4 2 X fl血 X cos 52) = 209.2(3) 計算齒根圓直徑1 S 珀 _ 2 >c 片 X cos (61) = 帥曲樸 5 M

16、 2 - 2 X f” X cos (52) - 205Mmm注:力則=匸0廣丁 = o(4)計算齒頂角0 a1= 0 a2=atan(ha/R) °7'52"(5)計算齒根角0 f1= 0 f2=atan(hf/R)=133'27"(6) 計算齒頂錐角5 a1= 5 1+ 0 a1=21 ° 10'12"5 a2= 5 2+ 0 a2=71 ° 25'33"（7）計算齒根錐角5 f1= 501f1=18 ° 18'52" 5 f2= 50 f2=68 °

17、 34'13"5.5齒輪參數和幾何尺寸總結代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數mm2.52.5齒頂高系數ha*1.01.0頂隙系數c*0.20.2齒數z3083齒頂高hamx ha*2.52.5齒根高hfmx (ha*+c*)33分度圓直徑dd75207.5齒頂圓直徑dad+2x ha79.7209.2齒根圓直徑dfd-2 x hf69.36205.46分錐角519°52'19"70°7'40"齒頂角0 aata n(ha/R)1°17'52"1°17'52"齒根角0

18、fata n( hf/R)1 °33'27"1 °33'27"第6部分減速器低速級齒輪傳動設計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為a =20。，初選螺旋角B =15°。參考表10-6選用7級精度。(3)45 (調質)(4)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr （調質），齒面硬度217286HBS,大齒輪，齒面硬度197286HBS 選小齒輪齒數 Z1=29,則大齒輪齒數 Z2=Z1X i=29X 4=117。實際傳動比i=4.0346.2按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小

19、齒輪分度圓直徑，即P 5 r_77_卩H X 厶 X 2 K 勺f 旳*莎匸Xp冥1）確定公式中的各參數值試選載荷系數KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩：卩T = 955 X 10x = = 955 x 10®n2,82X= 76B66H65/V*nim350.36查表選取齒寬系數0d=1由圖查取區域系數 ZH=2.45查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8 MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數Z £"1 aL伽窗-叫而討=如&杯打 = arccos | = arccos - I = 2H.&ZI護泗冇+ 2 X q X制1的+ 2 X 315丿擰

20、琳2 = arccos II遠2 + 2 X虬；X 5昭f 117 X ly)s20.647=日代RS 117 + 2 X 1 xcojis)=越少嚴er2ntan 15"伽0* =梓八存=1女2%=""取汀=1M- ' -_ 卩-匸卿:什X “ 0廠-J X m 帀0. 774由公式可得螺旋角系數Z3o2 X （ran茂箭-（dnuj + 切x （皿斤口旺？ 一皿斤陽）2jr29 X Uan2S.b7B - tan2(.(A7) + 117 X (ianZ2,99* - CanZ0.647j=:=1.66U計算接觸疲勞許用應力由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸

21、疲勞極限分別為:計算應力循環次數”肥=6Q X Ti X / X = 60 X 350,36 x 1 x 8 x 365 x 29 = 1,228 x 10勺叫 1i.22B X 10al叫2 = =:= 3.069 X 1C由圖查取接觸疲勞系數:比鋤妄0. 996.張/.取失效概率為1%,安全系數S=1，得K/f眈 X 叫加2 1J 16 X 550=613.8M PuJ1取d H1和d H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即bj = 597.6M Pa2）試算小齒輪分度圓直徑叭r 2 X K出 X Fi 內 X X S X ZVX XII臚 X 7. J X 加磁處 7 <

22、7f2, 45 X /弘 & X 儀 G * 0T乂=44. 4Q6sini（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備。K X dE X n1?=60X 1000圓周速度V7? X 44.406 X 35広3660 X1000=0.814齒寬bp = Wj X clit = 1 X 44406 = 44.106mm2）計算實際載荷系數 KH查表得使用系數 KA=1.25查圖得動載系數 Kv=1.066齒輪的圓周力。T 76966,65346297 陽© r 1.25 X仇斗恥-扭血<mm查表得齒間載荷分配系數:KHa =1.4查表得齒向載荷分布系數:KH

23、3 =1.418實際載荷系數為K" s K沖 X Ky X Kro X 怖=125 x L066 X 14 x L410 = 2.6453) 按實際載荷系數算得的分度圓直徑4) 確定模數6.3確定傳動尺寸(1)計算中心距(2)按圓整后的中心距修正螺旋角3 acus(右 + 右)X j=147931*3 =14 ° 47'35"(3) 計算小、大齒輪的分度圓直徑5 52窗昨和(4) 計算齒寬取 B1=65mmB2=60mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為92 X K X T X X F矗 X X 如 X cos1) K、T、mn 和 d1 同

24、前齒寬 b=b2=60齒形系數YFa和應力修正系數YSa當量齒數為:小齒輪當量齒數:®292.二 一=二一;® = 32.t>U6COS /? COS 147931大齒輪當量齒數:117=® = 1Z9.45cos 147931查表得:查圖得重合度系數 Y =0.673查圖得螺旋角系數 YB =0.875查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖查取彎曲疲勞系數:取彎曲疲勞安全系數 S=1.4,得許用彎曲應力K加 X %聞 0.88 X 500際h = 5=314刼耐口K時 5血 0.917 X 380 kh = 5=帀=24&也如齒根彎曲疲勞強

25、度校核= 89.231 MPa <際2 x KxT X ¥ Fz X 畑 X 冥 Fp X cC p22 X X 7- X $2 X S X 氣 X Fp X g J fi 3_j= U5.7 MPq < Hf 護注冥7/1冥7jy V YFn2 5a2 if Q鞏X y一"左7財皿 < 如廣Fill * Sal齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)計算齒頂咼、齒根咼和全齒咼hf = in 天（町；+ 匚；）=2.5mmh = （hfi + 卯）=in X+ 匸;j = 4.5nim(2)

26、計算小、大齒輪的齒頂圓直徑"譏 42X/1 嚴63-99艱-心+ 2 M汗2仏02伽:(3) 計算小、大齒輪的齒根圓直徑"門 H g - 2 * /if 二 54.99 ""二 2 - 2 X hj = 237.02mm注:h仙-/. （?r q - 036.6齒輪參數和幾何尺寸總結參數或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數mn22法面壓力角a n2020法面齒頂高系數ha*1.01.0法面頂隙系數c*0.250.25螺旋角3左 14 ° 47'35"右 14° 47'35"齒數z29117齒頂高ha2

27、2齒根高hf2.52.5分度圓直徑d59.988242.022齒頂圓直徑da63.99246.02齒根圓直徑df54.99237.02齒寬B6560中心距a151151第7部分軸的設計7.1高速軸設計計算1. 已經確定的運動學和動力學參數轉速 n=960r/min ;功率 P=3.03kW;軸所傳遞的轉矩 T=30142.19N?mm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45調質，許用彎曲應力為d =60MPa3. 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 心Q MX J阪"如由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大 5%肚

28、=（1 + 0.05） X 1643 =I MIEMI查表可知標準軸孔直徑為30mm故取dmin=304. 確定各軸段的直徑和長度。Zu/ /I 丨1 / / / / 上(1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 軸器孔徑相適應，故需選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩 變動微小，故取 KA = 1.3,則：d12，為了使所選的軸直徑 d12與聯Tca = KAX T,查表，考慮載荷查標準GB T4323-2002或設計手冊,按照聯軸器轉矩Tea應小于聯軸器公稱轉矩的條件，選用LX3型聯軸器。半聯軸器的孔徑為30mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為用普通平鍵，A 型鍵，bx h = 8 X 7

29、mm(GB T 1096-2003)，鍵長 L=63mm。82mm。選(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 d23 = 35 mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d X DX T = 40X 80 X 19mm，故d34 = d56 = 40 mm。由手冊上查得 30208型軸承的定位軸肩 高度 h =17.5mm，貝U d45=35mm。(3)軸承端蓋厚度e=12,墊片厚度 t=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端 面與聯軸器端面有一定距離K=24,則23 = 21 + e + 12 + K = 2

30、+ 12 + 12 + 21 - 50 mm(4)取小齒輪距箱體內壁之距離1 =10m m。考慮箱體的鑄造誤差， 在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取=10mm，小齒輪輪轂寬度 L=42mm,則占* = 7 = 19 mmmm+ L + 1 = 10 + 10 + 42 + 1 = 63 mtn至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑303540454035長度8050198116635.軸的受力分析第一段軸中點到軸承中點距離I1=99.5mm，軸承中點到齒輪中點距離I2=99mm，齒輪受力中點到軸承中點距離 I3=55.5mm計算支承反力在水平平面上為皿血*137

31、5作1 X 坊-F貞 X 丁 0+6 X 55.5 - 117 X -143.97/V£ £995也=巧1 + g 二克4 +1 佔巴刀=467.9 7/V在垂直平面上為耳1 X tj 94G X 55*5卩阿二一=病 =530J2tA/Fn也=I'ti + 卩戰 1 = 940 + 530.33 =軸承1的總支承反力為F阿=略 + F気=J( H工勸左+ (530劇=念博惣k軸承2的總支承反力為% = J唸 +爲;=J(曲二如F十螢3= &二弘(1)計算彎矩在水平面上，a-a剖面為乩H A F曲I X【2 =- (143.97) X 9勺14253-03/

32、V'Z7i?nb-b剖面左側為= Fg 乂 巻=117 X 空F = *7293即在垂直平面上為艸前 S Fg X 產 530.33 X 99/V-mm = 5250ZG?Mmfn 艸站=OA/mm合成彎矩a-a剖面為+ 唸 =J(-挖53 刖 + 052 efl卅=肩g 9気嘶b-b剖面左側為=城+唸二J （訓翻.初4防=3專3賈顧轉矩1? = 30112-19/VmniFll6.校核軸的強度因a-a彎矩大，且作用有轉矩，故 a-a為危險剖面其抗彎截面系數為JT X d-1W = = 8941.64771711抗扭截面系數為TT X f3 16最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭合成強度進

33、行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理， 故取折合系數a =0.6,則當量應力為f 5p"5 = Zf X （空 V rr -杼查表得45調質處理，抗拉強度極限d B=640MPa,則軸的許用彎曲應力d -1b=60MPa , d ca< d -1b，所以強度滿足要求。7.2中間軸設計計算1. 已經確定的運動學和動力學參數轉速 n=350.36r/min ;功率 P=2.82kW;軸所傳遞的轉矩 T=76866.65N?mm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用40Cr調質，許用彎曲應力為d =70MPaA0=115。3. 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于中

34、間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取d 左 AO X ' = - 115 X 訃23. 0加由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmi n=40mm4. 確定軸的直徑和長度ILcd12和d56,因軸承同時故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 dmin = 23.05 mm ,30208，其尺寸為 dx DX T = 40X 80X 19mm，故 d12 =(1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑 受有徑向力和軸向力的作用， 由軸承產品目錄中選取圓錐滾子軸承d56 = 40 mm。d45 = 47 mm ；齒輪的右端與右軸承之間采用定距環定b2 = 40

35、mm,為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于軸肩高度h = (23)R,由軸徑d45 =取安裝大齒輪處的軸段的直徑 位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度 輪轂寬度，故取145 = 38 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，47 mm查表，取h = 5 mm ,則軸環處的直徑 d34 = 57 mm。軸環寬度b > 1.4h，取134 = 25 mm。左端滾動軸承采用定距環進行軸向定位。(4)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 65mm，貝U l23 =b3 65 mm，d23=d3=59.988mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為

36、b2=40mm，為了使定距環端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取 l45=38mm , d45=47mm。(5)取低速級小齒輪距箱體內壁之距離1 =10 mm ,高速級大齒輪距箱體內壁之距離2=12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取= 5 mm,則= 丁 + 4 + 坷 + 2 = 19 + 5 + 10 + 2= 34$5石=r + 0 + £ = 19 + 5 + 10 = 36 沖仙至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑4063.99574740長度346524

37、.638.4365.軸的受力分析低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）T 76866.65"可"X虧隔=2血2.7珈低速級小齒輪所受的徑向力ianvi牛二F/両=2562皿X而麗莎=9皿低速級小齒輪所受的軸向力耳3 =耳3 決伽0 - 2562731 X t(inl1J93V 二 677/VI3=46.2mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離I1=57.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離I2=76.3mm,高速級大齒輪中點至峙由承壓力中心距離計算支承反力在水平面上為、 % 行3 X(4 + GJ _ Fj ? X is + F竝 X 遷一 +

38、 F血 X176.375旳.9 恥964.2(15 X C7f>3 + 46,2) - 1(陽 X 46.2 +x t一 + 677 X57.5 + 763 + 46.2F出住=Frj - Fnz-F吃=964.205 - 0G729 -108=- 3L03/V式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為57.5 十 76.3 十 4氐2耳3 K + G)+ 耳2 X G 256Z.734 X(763 + 46,2)+ B72 x 46,2 帥二一R丁一三=丄卩心 片忸=+ 耳廠 F砒1 = 2562734 + 872 - 1967.9 = 1466.03/7軸承1的總支承反力為F用

39、=J魔屮臨=加二2孑軸承2的總支承反力為Fpf 十= J -：燈' 0& 丿RT W(1)計算彎矩在水平面上，a-a剖面左側為|A1 占* - F曲 X n =- 00729 X 57.5/V'nim - 5101 艮ItJ/Vwima-a剖面右側為心_ 59.9BK+ X y=-5101A8A/ mm + 677 X 有廠 mm 二-3t)71£24Mmmb-b剖面右側為 艸紡 S- F冷M2 * 5 31.00 X 仏2川訕僧 S 1135*9JV'mm叫心17 6 J 75財砧=M 扁-F血 X - = 1435/7A/mm - 29H X =

40、1435.9川皿巧WibJ Y在垂直平面上為艸別 M 尸加 X Ij = 1967*9 X 5757V-mm = 11315425JVmfr艸w M Nvz X 1廠 1466.03 X 4&砂mm - 67767.55/V mm/V mm合成彎矩，a-a剖面左側為/護十H3巧4芒? = as 績.嗣a-a剖面右側為二30713. 2 f 十 H 31 頁.2扌二 H 3抿、翎仙b-b剖面左側為J- 2如3.曲+虜=花Nb-b剖面右側為=J/ /-?.?. / 卡 67767. 5!? = 67782. 76 * &轉矩匹=76866-65/VmniFNVlFNV2PNi6.校

41、核軸的強度因a-a左側彎矩大，且作用有轉矩，故 a-a左側為危險剖面其抗彎截面系數為,3JT X d2W= = 18172.06mniJ b抗扭截面系數為TT X f3Wr = = 36344.13mm* 16最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理， 故取折合系數a =0.6,則當量應力為-(7 + 7 X ( (T V-貉旳查表得40Cr調質處理，抗拉強度極限d B=735MPa,則軸的許用彎曲應力d -1b=70MPa , d ca< d -1b，所以強度滿足要求。7.3低速軸設計計算1已經確定的運動學和動力學參數轉速 n=87.5

42、9r/min ;功率 P=2.65kW;軸所傳遞的轉矩 T=288931.38N?mm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45調質，許用彎曲應力為d =60MPaA0=112。3.按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取d左AO X '=-X訃二3L如Jzj59由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大 7%忖=(1 + 0-07) X 345 = 37 強 E 切查表可知標準軸孔直徑為38mm故取dmin=38輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 器孔徑相適應，故需選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩 動微小，故取KA = 1.3,貝

43、y :d1,為了使所選的軸直徑 d1與聯軸Tea = KAX T,查表，考慮載荷變查標準GB T4323-2002或設計手冊，82mm。選按照聯軸器轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，選用LX3型聯軸器。半聯軸器的孔徑為32mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為用普通平鍵， A型，bX h = 10X 8mm(GB T 1096-2003)，鍵長 L=63mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。 參照工作要求并根據 d23 = 43 mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子軸承30209,d X DX T = 45X 85 X 20mm，故 d34 = d

44、78 = 45 mm。l34=T=20mm。其尺寸為軸承采用軸肩定位，由手冊上查得 30209型軸承的定位軸肩高度 h = 2.5 mm ,d45 = 50 mm因此，取b4 = 60取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 47 mm;已知低速級大齒輪輪轂的寬度為mm ,為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取167 = 58 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R,由軸徑d67 = 47 mm ,故取h = 6 mm,則軸環處的直徑 d56 = 60 mm，取 l56=12mm。(4)軸承端蓋厚度e=12,墊片厚度 t=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋

45、的外端 面與聯軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm, C2=18mm,箱座壁厚5 =8mm,則=占十 G 十 9 +九十 e + 5+K-r-4= H + 20 十 1H + 2 + 12 十 5 + 24 - 20 -5 =64 mm(5)5)取低速級大齒輪距箱體內壁之距離2 =12.5 mm , mm ,高速級大齒輪和低速級23小齒輪距離 3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段 距離，取= 5 mm，貝U陽=血+ 4 + 2 = 20+ 5 + 1£5 + 2 = 39-5 mm$斗5 =+ 3 + 25 s 65 + 3 + 25 =

46、 70*5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑38434550604745長度80642070.5125839.55.軸的受力分析低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）288931,38T廠"可“X肓茹莎/即a右川低速級大齒輪所受的徑向力tanuW 說 0*低速級大齒輪所受的軸向力F妊斗=F卻 X lanfi = 2387.646 x二 631/V齒輪中點到軸承壓力中心距離I1=59mm,軸承壓力中心到齒輪中點距離I2=122mm，第段中點到軸承壓力中心距離I3=114.5mm計算支承反力在水平面上為也4242022F襯 X 4 -卜

47、鈕 X 的B.M弓 X 122-631 X -: =“ 、=183.64N L十4F廂=“4- F砒I = 89tJJ3 - 183.01 = 714.69/V式中負號表示該力方向與圖中所畫的方向相反在垂直平面上為環 X 4122F聊2 = 0" - F,vvi 耳 2337.646 - (160935) = 770296/V軸承1的總支承反力為F冷-(嗚+ 尸仏-J 6 f " 1600 $ 彳-10! 9.皿軸承2的總支承反力為% = J% + F爲二 J/；. 5/ 亠 77f?. 29# = 1056. g(1)計算彎矩在水平面上，a-a剖面左側為乩H = F出n

48、X I - 183X4 x 59/V-mm = L0Q3176/V mma-a剖面右側為艸州=5也"產 1056X6 X 122Nmm = 87192-lOA mm在垂直平面上為艸訕 MS =（1609J5） X 59/V-mm 工合成彎矩，a-a剖面左側為蚣=J唸 +巧V = Jo豳M活+卩加*）卅-W = 9556二S2X Wa-a剖面右側為豈二J#書十二j(R"92忻+ 9曲刃.窗)¥ 伽=柑旳H.9.斎*睥轉矩|r = 2Qe931J0Af mniFt46.校核軸的強度因a-a右側彎矩大，且作用有轉矩，故 a-a右側為危險剖面其抗彎截面系數為JT X d3

49、= = 2115 mmh3* t抗扭截面系數為Wr = = 42390mm IG最大彎曲應力為© = vV剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理， 故取折合系數a =0.6,則當量應力為=J / 十 d X X= la 込跆查表得45調質處理，抗拉強度極限b B=640MPa,則軸的許用彎曲應力d -1b=60MPa , d ca< d -1b，所以強度滿足要求。第8部分滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020840801863根據前面的計算，選用 30208軸承，內

50、徑d=40mm ,外徑D=80mm，寬度B=18mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37 O當 Fa/Frw e 時，Pr=Fr;當 Fa/Fr>e, Pr=0.4 x Fr+YX Fa軸承基本額定動載荷 Cr=63kN,軸承采用正裝。要求壽命為Lh=58400ho由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力:5 =城 + 曲,=J( H3. 9"交-(5力勸2 = 549、股、F吃=腫 + 如=/刑比 1耳2=吞=釗王-0. 31 J查表得 X1=0.4, 丫1=1.6, X2=1, 丫2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下

51、:0.4 X 54952 + 1.6 x 600.98 = 1181J8A?卩違=*2 ” ©2 + 丫2 X F冊=1 X 154K72 +0 X 4陽勺fi = 1542,72旳取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式10-_ = 64049.52h > 58400h 加匕丿由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸上的軸承校核查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37 O軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020840801863根據前面的計算，選用 30208軸承，內徑d=40mm ,外徑D=80mm，寬度B=18mm當 Fa/Frw e 時，P