機械設計減速器設計說明書系另IJ:專業:學生姓名:學號:指導教師:職稱:TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一部分設計任務書4\o"CurrentDocument"第二部分傳動裝置總體設計方案5\o"CurrentDocument"第三部分電動機的選擇5.1電動機的選擇5\o"CurrentDocument".2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比6\o"CurrentDocument"第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數7\o"CurrentDocument"第五部分V帶的設計9\o"CurrentDocument"V帶的設計與計算9\o"CurrentDocument"帶輪的結構設計11第六部分齒輪傳動的設計13\o"CurrentDocument"高速級齒輪傳動的設計計算13\o"CurrentDocument"低速級齒輪傳動的設計計算20\o"CurrentDocument"第七部分傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計28\o"CurrentDocument"7.1輸入軸的設計28\o"CurrentDocument"中間軸的設計32\o"CurrentDocument"輸出軸的設計38\o"CurrentDocument"第八部分鍵聯接的選擇及校核計算44\o"CurrentDocument"輸入軸鍵選擇與校核44\o"CurrentDocument"中間軸鍵選擇與校核44\o"CurrentDocument"輸出軸鍵選擇與校核44\o"CurrentDocument"第九部分軸承的選擇及校核計算45\o"CurrentDocument"1輸入軸的軸承計算與校核45\o"CurrentDocument"中間軸的軸承計算與校核46\o"CurrentDocument"輸出軸的軸承計算與校核46\o"CurrentDocument"第十部分聯軸器的選擇47\o"CurrentDocument"第十一部分減速器的潤滑和密封48\o"CurrentDocument".1減速器的潤滑48\o"CurrentDocument".2減速器的密封49第十二部分減速器附件及箱體主要結構尺寸50設計小結52參考文獻53第一部分設計任務書一、初始數據設計展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數據T=440Nm,n=32r/m,設計年限（壽命）：5年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數:300天，三相交流電源，電壓380/220V。二.設計步驟.傳動裝置總體設計方案.電動機的選擇.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.計算傳動裝置的運動和動力參數.設計V帶和帶輪.齒輪的設計.滾動軸承和傳動軸的設計.鍵聯接設計.箱體結構設計.潤滑密封設計.聯軸器設計第二部分傳動裝置總體設計方案一.傳動方案特點.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。二.計算傳動裝置總效率5in24Tl32rl4“5=0.96X0.994X0.972X0.99X0.96=0.825為V帶的效率,為軸承的效率,巾為齒輪嚙合傳動的效率,巾為聯軸器的效率,不為工作裝置的效率。第三部分電動機的選擇1電動機的選擇工作機的轉速n：n=32r/min工作機的功率”，：2XTnn2X440X3.14X3260X1000=60X1000=1,47KW電動機所需工作功率為：Pd=7^=0^25=L78KW工作機的轉速為：n=32r/nun經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比11=2?4,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比12=8?40,則總傳動比合理范圍為1a=16?160,電動機轉速的可選范圍為卬=七><11=(16~160)X32=512~5120r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y90L-2的三相異步電動機，額定功率為2.2KW,滿載轉速nm=2840r/nun,同步轉速3000r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HLXHDAXBKDXEFXG90mm335X190140X12510mm24X508X203.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比:由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比為:

ia=iim/n=2840/32=88.75（2）分配傳動裝置傳動比:la=loX1式中10,11分別為帶傳動和減速器的傳動比c為使V帶傳動外廓尺寸不致過大,初步取io=4.5,則減速器傳動比為：1=1/0=88.75/4.5=19.72取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為：H2=7^="3X19.72=5.06則低速級的傳動比為：119.72.八出=m=。=3.9第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各釉轉速：輸入軸：ill=iim/io=2840/4.5=631.11i/inin中間軸：nn=m/ii2=631.11/5.06=124.73r/mm輸出軸:no=nn/123=124.73/3.9=31.98r/minI：作機軸：niv=nm=31.98r/min（2）各軸輸入功率：輸入軸：Pi=PdXr|i=1.78X0.96=1.71KW中間軸：Pn=PiXi]2Xn3=1.71X0.99X0.97=1.64KW輸出軸：Pm=PnXr|2XT]3=1.64X0.99X0.97=1.57KW工作機軸：Piv=PmX[]2X[]4=1.57X0.99X0.99=1.54KW則各軸的輸出功率：輸入軸:Pi=PiX0.99=1.69KW中間軸：Pn'=PnX0.99=1.62KW中間軸：Pm'=PinX0.99=1.55KW工作機軸：Piv'=PivX0.99=1.52KW⑶各軸輸入轉矩：輸入軸：Ti=TdXioXT]1電動機軸的輸出轉矩：pd1.78Td=9550X—=9550X云啟=5.99Nmzo4U11m所以：輸入軸：Ti=TdXioX1]1=5.99X4.5X0.96=25.88Nm中間軸：Tn=TiXii2XX“3=25.88X5.06X0.99X0.97=125.75Nm輸出軸：Tin=TuX123X1]2Xi]3=125.75X3.9X0.99X0.97=470.96Nm工作機軸：Tiv=TmX中X中=470.96X0.99X0.99=461.59Nm輸出轉矩為：輸入軸：Ti'=TiX0.99=25.62Nm中間軸：Tn'=Tu義0.99=124.49Nin輸出軸：Tin'=TmX0.99=466.25Nm工作機軸：Tn；=TivX0.99=456.97Nm第五部分V帶的設計V帶的設計與計算L確定計算功率Pea由表查得工作情況系數Ka=L1,故Pea=KAPd=1.1X1.78kW=1.96kW.選擇V帶的帶型根據Pea、Um由圖選用Z型。.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V1）初選小帶輪的基準直徑ddi。由表，取小帶輪的基準直徑ddi=56mm。2）驗算帶速V。按課本公式驗算帶的速度「ddl%nX56X284060X1000=60X1000uVs=8,321nzs因為5ni/s<v<30ni/s,故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據課木公式，計算大帶輪的基準且徑dd2=loddi=4.5X56=252mm根據課本查表，取標準值為dd2=250mnL.確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）根據課本公式，初定中心距a°=500mm。2）由課本公式計算帶所需的基準長度_。11<乂（dd2-ddl）2Ld。x2a0+y（ddl+dd2）+4a0n(250-56)2=2X500+yX(56+250)十、4x50〃?1499nun由表選帶的基準長度Ld=1540mm03）按課本公式計算實際中心距a。。a弋ao+(Ld-Ldo)/2=500+(1540-1499)/2nun2520mm按課本公式，中心距變化范圍為497~566mm。.驗算小帶輪上的包角aIai?180°-(dd2-ddi)X57.3°/a=180°-(250-56)X57.3°/520=158.6°>120°.計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由ddi=56nun和iim=2840r/nuii,查表得Po=0.33kW。根據nm=2840r/min,10=4.5和2型帶，查表得APo=0.04kW。查表得Ka=0.94,查表得Kl=1.54,于是Pr=(Po+AP0)K?Kl=(033+0.04)X0.94X1.54kW=0.54kW2）計算V帶的根數zz=Pco/Pr=1.96/0.54=3.63取4根。.計算單根V帶的初拉力Fo由表查得Z型帶的單位長度質量q=0.06kg/m,所以(2.5-Km)P'a7caFo=500-2V

(2.5-0.94)X1.96)=500X'…、/二/一+0.06X8.322N=53.02N.計算壓軸力FPFP=2zF0sm(ai/2)=2X4X53.02Xsm(l58.6/2)=416.73N9.主要設計結論帶型Z型根數4根小帶輪基準直徑ddl56mm大帶輪基準直徑dd2250mmV帶中心距a520mm帶基準長度Ld1540mm小帶輪包角?1158.6°帶速8.32m/s單根V帶初拉力F053.02N壓軸力Fp416.73N5.2帶輪結構設計1.小帶輪的結構設計1）小帶輪的結構圖

2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d電動機軸直徑DD=21mm24mm分度圓直徑ddl56mmdaddl+2ha56+2X260mmdl(1.8、2)d(1.8、2)X2448mmB(z-1)Xe+2Xf(4-1)X12+2X750mmL(1.5~2)d(L5~2)X2448mm2.大帶輪的結構設計1）大帶輪的結構圖

2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d輸入軸最小直徑D=I611U1116mm分度圓直徑ddl250nundaddl+2ha250+2X2254nundl(L8~2)d(1.8?2)X1632nunB(z-l)Xe+2Xf(44)X12+2X750nmiL(1.5~2)d(1.5~2)X1632mm第六部分齒輪傳動的設計第六部分齒輪傳動的設計6.1高速級齒輪傳動的設計計算.選精度等級、材料及齒數（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數zi=24,大齒輪齒數Z2=24X5.06=121.44,取Z2=1210（4）初選螺旋角0=14°o（5）壓力角a=20°。2.按齒而接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即3/2KH（T1u±lfZHZEZsZP\dit三A/XTXvWd\[%]71）確定公式中的各參數值。①試選載荷系數Knt=L3。②計算小齒輪傳遞的轉矩Ti=25.88N/m③選取齒寬系數6d=1o④由圖查取區域系數Zh=2.44。⑤查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa%⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Zi。端面壓力角：at=aictan(tanan/cosp)=aictaii(taii20°/cos14")=20.561Qatl=arccos[zicosat/(zi+211an*cosp)]=aiccos[24Xcos20.561°/(24+2X1Xcosl4°)]=29.982°aat2=arCCOS[Z2COSat/(Z2+211an#COSP)]=aiccos[121Xcos20.56r/(121+2X1Xcosl4°)]=22.853°端而重合度：8a=[zi(tana3ti-tanat)+Z2(tanaat2-tanat)]/2n=[24X(taii29.982°-tan20.561o)+121X(tan22.853°-tan20.561°)]/2n=1.663軸向重合度：邱=4>dZitanp/n=1X24Xtan(14")/n=1.905重合度系數：⑦由式可得螺旋角系數Zp=#osB=，cosl4=0.985⑧計算接觸疲勞許用應力[gh]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為QHixml=600MPa、QHhm?=550MPao計免應力循環次數：小齒輪應力循環次數:Ni=60iikth=60X631.11X1X5X300X1X8=4.54X10s大齒輪應力循環次數：N2=60iikth=Ni/u=4.54X108/5.06=8.98X10-查取接觸疲勞壽命系數:Khni=0.9、Khn2=O.93?取失效概率為1%,安全系數S=l,得:

[Gh]1=KHN10Hlunl0.9X600=540MPaK[Gh]1=KHN10Hlunl0.9X600=540MPaKHN20Hlini2[同2= §0.93X550 j =511.5MPa取[oh]i和[gh]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[qh]=[。吐=511.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑2X1.3X25.88X10005.06+1(2.44X189.8X0.664X0.985121X5.06*1511.5}=30.459mm（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①圓周速度v=1.01ni/s714產]_K=1.01ni/s60X1000=60X1000②齒寬bb=*ddlt=1X30.459=30.459mm2）計算實際載荷系數Kh①由表查得使用系數Ka=1.25。②根據v=1.01m/s、8級精度，由圖杳得動載系數Kv=1.08。③齒輪的圓周力Fd=2Ti/dit=2X1000X25.88/30.459=1699334N

KARi/b=1.25X1699334/30.459=69.74N/rnin<100N/nmi查表得齒間載荷分配系數Kh?=1.4o④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，Khp=1.339。則載荷系數為：Kh=KaKvKhoKhp=1.25X1.08XL4X1339=2.5313）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑=38.033mm=38.033mm及相應的齒輪模數mn=dicosp/zi=38.033Xcosl4°/24=1.538nun模數取為標準值m=2nmio3.幾何尺寸計算(1)計算中心距(zl+z2)nui(24+121)X2a=q-=773=149.434mm2cosp2Xcosl4中心距圓整為a=150mm。（2）按閱整后的中心距修正螺旋角(zl+z2)nuiP=arccos —(zl+z2)nuiP=arccos —arccosv2X150-=14.843°即：p=14°50’35"zan1ndi=zan1ndi= 7Tcosp24X2cosl4.8430=49.655mmz2mn121X2d:=T=ly1QA^o=250.345nuncospCOS14.843(4)計算齒輪寬度b=CTdXdi=1X49.655=49.655mm取b2=50mm、bi=55mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度(1)齒根彎曲疲勞強度條件2KFT1YFaYSaY￡Y3cos2PQF=3-2W0]1)確定公式中各參數值①計算當量齒數Zvi=Zi/cos3p=24/cos314.843=26.569Zva=Z2/cos3p=121/cos314.843=133.955②計算彎曲疲勞強度的重合度系數K基園螺旋角：0b=arctan(tanpcosat)=arctan(tanl4.843°Xcos20.561°)=13.936,當量齒輪重合度：￡av=￡a/cos2Pb=1.663/cos213.936°=1.765軸面重合度：印=<l)dZitanp/Ji=lX24Xtanl4.843°/兀=2.025重合度系數：Y?=0.25十0.75/￡皿=0.25+0.75/1.765=0.675③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YpB14.843Yp=1-￡P|2q=1-2.025X=0.75④由當量齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFai=2.58YFa2=2.16YSai=1.62Ysa2=L83⑤計算實際載荷系數Kf由表查得齒間載荷分配系數KFa=1.4根據Khp=1.339,結合b/h=11.11查圖得Kfp=1.309則載荷系數為Kr=KaKvKfoKfp=1.25X1.08X1.4X1.309=2.474⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力［of］查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為bFhml=500MPa、QFlun2由圖查取彎曲疲勞壽命系數Kfni=0.85、KFN2=0.89取安全系數S=L4,得KFN10F111111［同=§r、KFN2°Fhm2［田］2=g2）齒根彎曲疲勞強度校核2KFTlYFaYSaYsYPcos2p2X1000X2.474X25.88X2.58X1.62X0.675X0.75cos214.843°0.85X5001.40.89X380-L4-=303.57MPa=241.57MPa=54.946MPaW［qf］i380MPa。321X2JX24Z2KFTlYFaYSaYeYPcosP6dmi/i2X1000X2.474X25.88X2.16X1.83X0.675X0.75cos214.843°二321X2JX24Z=51.964MPaW[gf]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。.主要設計結論齒數zi=24、Z2=121,模數m=2mm,壓力角a=20°,螺旋角p=14.843°=14°50'35",中心距a=150mm,齒寬bi=55mm、b?=50mm。.齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數m2mm2mm齒數z24121螺旋角B左14°50135”右14°50'35"齒寬b55mm50mm分度圓直徑d49.655mm250.345mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高hamXha2mm2mm齒根高hfmX(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2Xha53.655mm254.345mm

齒根網直徑dfd-2X齒根網直徑dfd-2Xhf44.655mm245.345mm6.2低速級齒輪傳動的設計計算.選精度等級、材料及齒數（1）選擇小齒輪材料為40cl（調質），齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數Z3=25,大齒輪齒數Z4=25X3.9=97.5,取乙=98。（4）初選螺旋角。=13°o（5）壓力角a=20°o.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數值。①試選載荷系數K氏=1.3。②計算小齒輪傳遞的轉矩T2=125.75N/m③選取齒寬系數6d=l。④由圖查取區域系數Zh=2.45o⑤查表得材料的彈性影響系數Ze=189.8MPa12o⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數乙。端面壓力角：at=aictan(tanan/cosp)=aictan(taii20°/cosl3°)=20.482°aatl=aiCCOS[Z3COSat/(Z3+211an*COSp)]=arccos[25Xcos20.482°/(25+2X1XcosB0)]=29.661°aat2=aiCCOS[Z4COSat/(Z4+211an*COSP)]=arccos[98Xcos20.482°/(98+2X1Xcosl3°)]=23.293°端面重合度：8a=[Z3(tanaati-tanat)+Z4(tana3t2-tanat)]/2n=[25X(tan29.661°-tan20.482°)+98X(taii23.293°-taii20.482°)]/2n=1.668軸向重合度：cp=<1)dZjtanp/n=1X25Xtan(13°)/n=1.837重合度系數：/)品/4-1.668L837==7^-(14837)+,=0,671⑦由式可得螺旋角系數Zp=yjcosB=>/cosl3=0.987⑧計算接觸疲勞許用應力[gh]杳得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為bHixml=600MPa、6111m2=550MPa。計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數:N3=60iikth=60X124.73X1X5X300X1X8=8.98X107大齒輪應力循環次數：N4=60iikth=Ni/u=8.98X107/3.9=2.3X107查取接觸疲勞壽命系數:Khni=0.93、Khn2=0.95o

取失效概率為1%,安全系數S=l,得:rIK取失效概率為1%,安全系數S=l,得:rIKHN1°HhmlL^hJi= §0.93X6001=558MPar[KHN2°Hlim2[Qh]2= §_0.95X550二1=522.5MPa取[qh]i和[oh]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[oh]=[cth]2=522.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑_3/2XL3X125.75X10003.9+1(2.45X189.8X0.671X0.98715=1X3.9Xl522.5)=52.257mm（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①圓周速度vndltn2ndltn2V=60X1000_■X52.257X124.73二60X1000=0.34m/s②齒寬bb=.d.=1X52.257=52.257mmaIt2）計算實際載荷系數Kh①由表查得使用系數Ka=1.25。②根據v=0.34m/s、8級精度，由圖查得動載系數Kv=1.02。③齒輪的圓周力Fri=2T2/dit=2X1000X125.75/52.257=4812.752NKAFti/b=1.25X4812.752/52.257=115.12N/nmi>100N/nun查表得齒間載荷分配系數KHa=1.4O④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，Khp=1.454o則載荷系數為：Kh=KaKvKhoKhp=1.25X1.02X1.4X1.454=2.5953）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑及相應的齒輪模數nin=dicosp/zs=65.797Xcosl3°/25=2.564nun模數取為標準值m=3mm。.幾何尺寸計算（1）計算中心距（z3+z4）nm（25+98）X3a=q-==189.348mm2cos32Xcosl3中心距網整為a=190nun。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（z3十z4）nm（25十98）X3P=aiccosL—=310005-=13.827°232XlyU即：p=13°49’37"（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑z3mn25X3di==q”。=77.236nimcosPcosl3.827z4mn98X3d2=t=110C。=302.765mincospcosl3.827（4）計算齒輪寬度b=<1>dXdi=1X77.236=77.236nnn取b?=78mm、bi=83mm。.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件2KFT2YFaYSaYspcos23.GF=0W回］*dmnz31）確定公式中各參數值①計算當量齒數Zv3=Zs/cos3p=25/cos313.827=27.303Zv4=ZVcos3P=98/cos313.827=107.029②計算彎曲疲勞強度的重合度系數Ye基圓螺旋角：Pb=aictan（tanpcosat）=aictan（tan13.827°Xcos20.482°）=12.984r當量齒輪重合度：8av=￡a/cos2Pb=1.668/cos212.984°=1.757軸面重合度：印=<t>dZjtanp/n=1X25Xtanl3.827°/n=1.959重合度系數:

Ye=0.25+0.75/￡av=0.25+0.75/1.757=0.677③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YpYp==I_959X"7=0.774④由當量齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數丫加=2.56YFa2=2.17Ysal=1.62Ysa2=L83⑤計算實際載荷系數Kf由表查得齒間載荷分配系數Kra=1.4根據Knp=1.454,結合b/h=11.56查圖得Kfp=1.424則載荷系數為Kf=KaKvKfcxKfp=1.25X1.02X1.4X1.424=2.542⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力[of]380MPao查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為6皿1=500MPa、380MPao由圖查取彎曲疲勞壽命系數Kfni=0.89、Kfn:=0.93取安全系數S=L4,得r、Kr、KFN10Fliml

口中= s KFN2°F11H12

［同2= §2）齒根彎曲疲勞強度校核2KvT0YrYQYYocos2PF2FaSa￡b ；~F2gfi=0.89X500—有一=317.86MPaJL?10.93X380——=252.43MPa_2義XOOX2.542X125.75義2.56XL62X0.677X0.774cos213.82701X33X252=77.632MPaW[cF]i2KFT2YFaYSaY￡Ypcos2P*dmnz32X1000X2.542X125.75X2.17X1.83X0.677X0.774cosz13.827°=321X3JX25Z=74.335MPa.[gf]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。.主要設計結論齒數Z3=25、乙=98,模數m=3mm,壓力角a=20°＞螺旋角P=13.827°=13°49'37”,中心距a=190mm,齒寬b3=83mm、b4=78mmo.齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數m3mm3mm齒數z2598螺旋角B左13°49'37”右13°49'37”齒寬b83mm78mm分度圓直徑d77.236mm302.765mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高hamXha3mm3mm齒根高hfmX(ha+c)3.75mm3.75mm

全齒高hha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2Xha83.236mm308.765mm齒根圓直徑dfd-2Xhf69.736mm295.265mm第七部分傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計7.1輸入軸的設計.輸入軸上的功率Pi、轉速川和轉矩TiPi=1.71KWm=631.11r/muiTi=25.88Nm.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為：di=49.655niin則:Fr=FtX2T]dl2X25.88X1000= 49.655=Fr=FtX2T]dl2X25.88X1000= 49.655=1042.4Ntauan

cos3=1042.4X0tan200cosl4.843=392.5NFa=Fttanp=1042.4Xtanl4.843°=276.1N.初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取

Ao=112,得:dmm=AoX3P13|1Ao=112,得:dmm=AoX3——=112Xa/7mT=15,6nun\l1.11nl輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5樂故選取:dm=16nun.軸的結構設計圖.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取11=111段的直徑d23=21mm：左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26nmio大帶輪寬度B=50mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故『II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現取112=48mm。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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據d"=21mm,由軸承產品目錄中選擇角接觸球軸承7205C,其尺寸為dXDXT=25X52X15mm,故d34=d78=25mm,取擋油環的寬度為15,則134=178=15+15=30ninio軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得7205c型軸承的定位軸肩高度h=3mm,因此，取d45=d67=31mm。3）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。所以卜6=B=55mm,ds6=di=49.655min4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取123=5011111】。5）取齒輪距箱體內壁之距離八=16nun,低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm。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s,取s=8mm,已知低速小齒輪的寬度b3=83mm,則145=b3+c+A+s-15=83+12+16+8-15=104nun167=A+s-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據7205C軸承查手冊得a=12.711UH帶輪中點距左支點距離Li=（50/2+50+12.7）iniii=87.7nim齒寬中點距左支點距離L2=（55/2+30+104-12.7）nun=148.8mm齒寬中點距右支點距離L3=（55/2+9+30-12.7）111111=53.8nini2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：「FtL31042.4X53.8Fnhi=L27L3=148.8-53.8=276.8NFtL21042.4X148.8Fni^=L2H3=-148.8^53.8"=76y6N垂直面支反力（見圖d）：FiL3+Fad1/2-Fp(L1+L2十L3)L2+L3392.5X53.8+276.1X49.655/2-416.73X(87.7十148.8+53.8)-59.1NFrL2-Fadl/2+FpLl392.5X148.8-276.1X49.655/2十416.73X87.7F"=L2+L3=148.8+53.8434.8N3)計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：Mh=FnhL=276.8X148.8Nnun=41188Nnmi截面A處的垂直彎矩：Mvo=FpLi=416.73X87.7Nnim=36547Nmin截面C處的垂直彎矩：Mvi=FnviL2=-459.1X148.8Nnirn=-68314NnunMv2=FNV2L3=434,8X53.8Nnun=23392Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截而C處的合成彎矩:Ml=yMH+MV1=79770NnmiM2=a/M^+My2=47367Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式(14-4),取a=0.6,則有:

ClTl)2、7977o2十ClTl)2、7977o2十(0.6X25.88X1000)20.1X49.6553MPa=6.6MPa^[o-i]=60MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W?時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎拉受力圖如下:7.2中間軸的設計1.求中間軸上的功率P?、轉速n?和轉矩T?P2=1.64KW112=124.73i7nunT2=125.75Nm2.求作用在齒輪上的力己知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2=250.345111111則:=1004.6N2T2=1004.6N一二250345d2tanaFL"哥0taii20=1004.6tanaFL"哥cosl4.843Fai=Ftitanp=1004.6Xtan14.843°=266.1N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:ds=77.236imn則:2X125.75X1000d377.2362X125.75X1000d377.236=3256.3Ntana%=Ft2X店tana%=Ft2X店11=32563Xtau200=1220.5Ncosl3.827Fa2=Ft2tanp=32563Xtanl3.827°=801N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取:Ao=107,得:dmm=A.0X3匡歷話124.73=25.3nimn2.L56)45L23J.U2「4.軸的結構設計圖165.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度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52和d56,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照I：作要求并根據&跡=25.3nun由軸承產品目錄中選取角接觸球軸承7206C,其尺寸為dXDXT=30X62X16nun,故di2=d56=30mm。2)取安裝大齒輪處的軸段VTI的直徑山5=35mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B=50mm,為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取1"=48mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2?3)R,由軸徑d45=35nun查表，得R=1.6mm,故取h=4mm,則軸環處的直徑d34=43mm。軸環寬度b21.4h,取1；4=14.5mm。3)左端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得7206c型軸承的定位軸肩高度h=3mm,因此，取d23=35mm。4)考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=83mm,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I=81mm。5)取齒輪距箱體內壁之距離A=16niiii,高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm。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s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=16mm,則112=T十A十s十2=16+16+8+2=42nun167=T2T+s+A+2.5+2=16+8+16+2.5+2=44.5nun至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a):根據7206C軸承查手冊得a=14.2mni高速大齒輪齒寬中點距左支點距離Li=(50/2-2+44.5-14.2)niiii=53.3mm中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2=(50/2+14.5+83/2)nmi=81nun低速小齒輪齒寬中點距右支點距離Ls=(83/2-2+42-14.2)iimi=67.3mm2)計算軸的支反力：水平面支反力(見圖b)：Ftl(L2+L3)+Ft2L31004.6X(81+67.3)十3256.3X67.3Fnhi=L1+L2+L3=53.3十81十67.3=1826N「FHLl+Ft2(Ll十L2)1004.6X53.3十3256.3X(53.3+81)Fnh2=L1+L2+L3=53.3+81+67.3=24349N垂直面支反力(見圖d)：廣Fr1(L2+L3)十Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2FNXq=L1+L2+L3

=189.5N=-1031.7N378.3X(81+67.3)+266.lX250.345/2-1220.5X67.3+801X77.236/2

533+81+67.3=189.5N=-1031.7NFi1L1-Fa1d2/2?Fi2(L1+L2)?Fa2d3/2

L1+L2+L3378.3X533-266.1X250.345/2-1220.5X(53.3+81)-801X77.236/2533+81+67.33）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面B、C處的水平彎矩:Mhi=FnhiLi=1826X533Nnun=97326NnunMh2=FNH2L3=2434.9X67.3Nimn=163869Ninin截面B、C處的垂直彎矩：Mvi=FnviLi=189.5X53.3Nnun=10100NnunMv2=FNV2L3=-1031.7X673Nnun=-69433Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩:MlMl=M41MlM2=@42*2=97849Nmm=177972Nmm作合成彎矩圖（圖f）°4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式(14-4),取a=0.6,則有:Mcabg=w°T2)2 [978492十(0.6Mcabg=w°T2)2 [978492十(0.6X125.75X1000)20.1X353MPa=28.8MPa^[c-i]=60MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：

a)a)7.3輸出軸的設計.求輸出軸上的功率P3、轉速1】3和轉矩13

Ps=1.57KW113=31.98r/nunT3=470.96Nm.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:2T3Ft=d2T3Ft=d4tananR=RX標2X470.96X1000302.765=3111.1N0taii20=3111.IXq=1166.1NcosB.827Fa=Fttanp=3111.1Xtanl3.827°=7653N.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取:Aomin=AoX3min=AoX3P33/T57-=112X^/3T98=41mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處釉的直徑由2,為了使所選的軸直徑52與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Ts=KaT3,查表，考慮轉矩變化小，故取Ka=L5,則:Tea=KaT3=1.5X470.96=706.4Nm按照計算轉矩Tc應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT8型聯軸器。半聯軸器的孔徑為45mm故取52=45mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84mine..軸的結構設計圖.根據軸向定位的要求確定軸的各段宜徑和長度1）為了滿足半聯釉器的軸向定位要求，bII軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑d23=50nun：左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55nlm.半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故『II段的長度應比L略短一些，現取h2=82rniiio2）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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據d23=50mni,由軸承產品目錄中選取角接觸球軸承7211c，其尺寸為dXDXT=55nunXlOOmmX21mm,故d34=d7s=55mm,取擋油環的寬度為15,則I”=21+15=36mm左端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得7211C型軸承的定位軸肩高度h=4.5min，因此,取山5=64mm。

3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=60mm：齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=78mm,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％=76mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=（2?3）R,由軸徑d67=60nim查表，得R=2mm,故取h=6mm,則軸環處的宜徑d56=72mm。軸環寬度b21.4h,取156=12mm。4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有一定距離，取3=50nmic5）取齒輪距箱體內壁之距離八=16nun,低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm。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s,取s=8mm,己知滾動軸承的寬度T=21mm高速大齒輪輪轂寬度B2=50mm,則145=B2+c+5+2.5+Ah-s-156-15=50+12+5+2.5+16+8-12-15=66.5nmi178=T+s+A+2.5+2=21+8+16+2.5+2=49.5mni至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。.軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據7211C軸承查手冊得a=20.9mm齒寬中點距左支點距離L2=（78/2+12+66.5+36-20.9）nmi=132.6mm齒寬中點距右支點距離L3=（78/2-2+49.5-20.9）mm=65.6mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：=1029.7NFnhi=L2+L3132.6+65.6FtL3_=1029.7NFnhi=L2+L3132.6+65.6=2081.4N_FtL2_311L1X132.6=2081.4NFnh2=L2+L3=132.6+65.6垂直面支反力（見圖d）:=970.5N=-195.6NFiL3+Fad2/21166.1X65.6+7653X=970.5N=-195.6N"=~L2+L3-=132.6+65.6Fad2/2-FrL2765.3X302.765/2-1166.1X132.62=L2+L3-=132.6+65.63）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:Mh=FnhiL2=1029.7X132.6Nnim=136538Nnirn截面C處的垂直彎矩：Mvi=FnviLz=970.5X132.6Nnun=128688NimnMv2=FNV2L3=-195,6X65.6Nnun=-12831Nnun分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩:Mi=m]+m91=187625Nnmi

riV1M?==137140NnunriVZ作合成彎矩圖（圖f）°4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式(14-4),取a=0.6,則有:McaOca=w0T3)2 4876252w=McaOca=w0T3)2 4876252w=一(0.6X470.96X1000)20.1X643MPa=12.9MPa^[c-i]=60MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：9)第八部分鍵聯接的選擇及校核計算輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平犍尺寸為：bXhX1=5minX5mmX45mm,接觸長度:1=45-5=40mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T=0.25hld[GF]=0.25X5X40X16X120/1000=96NmT^Ti,故鍵滿足強度要求。中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：bXhX1=lOnniiX8nmiX45nini,接觸長度:1'=45-10=35mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T=0.251ild[GF]=0.25X8X35X35X120/1000=294NmT2T2,故鍵滿足強度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：bXhX1=lOmmX8mmX70mm,接觸長度:1=70-10=60nun,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T=0.251ild[QF]=0.25X8X60X35X120/1000=504NmT2T2,故鍵滿足強度要求。8.3輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：bXhX1=18mmXllmmX70mm,接觸長度:1=

70-18=52mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.