JS03兩級圓柱齒輪減速器說明書

1、兩級圓柱齒輪減速器目 錄一 設計任務書 1二 機械傳動裝置的總體設計 21傳動方案的分析 22. 選擇電動機 23. 傳動裝置的總傳動比及其分配 34. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3三 減速器傳動設計 4（一）齒輪設計 41. 高速齒輪設計 42. 低速齒輪設計 8（二）軸的設計 41. 初步確定最小軸徑 122. 聯(lián)軸器的選擇 133. 軸的強度計算 144. 軸的結構設計 155. 軸的強度校核 17（三）軸承的壽命校核 19（四）鍵連接的選擇及校核 41. 鍵的選擇 202. 高速軸上鍵的校核 213. 中間軸上鍵的校核 214. 低速軸上鍵的校核 21四 減速器箱體及附件設計221

2、. 減速器的潤滑 222. 箱體尺寸 22五 參考文獻 24設計任務書1 課程設計的題目：兩級圓柱齒輪減速器2 課程設計的目的：1 ）綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和 解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和和擴寬所學的知識；2 ）通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意 識和競爭意識，熟悉掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問 題和解決冋題的能力。3 ）通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手 冊等有關設計資料，進行全面的機械設計技能的訓練。3 已知條件：設計題目：兩級圓柱齒輪減速器設計一個鑄工車間用碾砂機上的齒輪減速器，起傳動簡圖如 圖a所示。單班工作，每班8小時，

3、其載荷變化如圖b所示，工 作壽命為10年，（每年工作300天），立軸的速度允許誤差為土 5% 開式錐齒輪的傳動比i=4,小批生產。立軸所需的扭矩為1000N/m 立軸轉速為36r/min。圖1（b） 載荷變化圖4 結題項目：1）裝配工作圖1張（A0或A1圖紙）;2）零件工作圖13張（如傳動零件、軸承、箱體等）；3）設計計算說明書一份。二 機械傳動裝置的總體設計1 傳動方案的分析選用方案2-7。該方案采用二級圓柱齒輪減速，其第一級選用傳動平穩(wěn)的斜齒輪嚙合；第二級同樣采用斜齒輪。從結構角度 看，該方案具有結構緊湊，與執(zhí)行機在空間上有一定的間隔，減 少了相互之間的干擾。從受力角度看，對軸向剛度要求高

4、。另外, 該方案還具有傳動比大，相對成本低，易維護等優(yōu)點。2 電動機的選擇電動機類型和結構形式的選擇根據設計要求，在無特殊要求下一般選擇三相異步交流電動 機，最常用的是丫系列籠型三相異步交流電動機。其優(yōu)點：效率 高，工作可靠，結構簡單，方便維護，價格低，由于啟動性能好， 適用于要求較高轉矩的場合。電動機的容量選擇1）工作機所需要的的功率為PwTnw ,1000 36 ,kw kw 955095503.7696kw2）從電動機到工作機的傳動總效率為3.77kw123 n式中：1為聯(lián)軸器的傳動效率（取）2為滾動軸承的傳動效率（?。?為齒輪傳動的傳動效率（取）4為圓錐齒輪傳動的傳動效率（?。?帶入數(shù)

5、據計算得到，總傳動效率為2320.7912340.79。3）電動機的輸出功率Pd為Pdpw3.7696kw 4.77kw0.794.77kw電動機轉速的選擇在課程設計指導書表2-2 （常用減速器的類型和特點）中查 得，圓柱齒輪傳動比的范圍為 =860,在表2-1 （常用機械傳 動的單級傳動比推薦值）中查得，圓錐齒輪傳動比i2=23,故得到電動機輸出的轉速的范圍為ndI1I2nw （8 60） （2 3） 36 （576 6480）（r/min）一般常用同步轉速為 1500 r/min 或1000 r/min，而3000 r/min也滿足要求，其具體情況如表1所示。表1電動機參數(shù)的選擇方案方 案

6、電動機 型號額定 功率（KW異步 電動機轉速電動 機質 量（Kg）總 傳 動 比圓柱齒 輪傳動 比錐齒 輪傳 動比1Y132M-414408140104642900由表中的數(shù)據可知，兩個方案均可行。方案1的轉速為選用Y132M-4 電機1440r/min，較普通,價格較低，其傳動比也不大，傳動裝置結構 尺寸較??；方案2的傳動比太大，傳動裝置的結構尺寸太大，因 此選定電動機型號為丫132M-4,其具體的參數(shù)如表2所示。表2 Y132M-4電動機的主要技術數(shù)據3 傳動裝置的總傳動比及其分配1）傳動裝置的總傳動比n mi nw2）分配各級傳動比由i iii2i3.in知，總傳動比等于各級傳動比之積。

7、在此，i iii2i3，式中ii,i2為圓柱齒輪傳動比，i3為圓錐齒輪傳動比。 對于兩級圓柱齒輪減速器，為了兩級的大齒輪有相近的浸油 深度，高級傳動比與低級傳動比可按下列方法分配：i1（1.11.5）i2帶入數(shù)據，取 i11.25i2,i34，則可得：i13.33,i23。4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)14403640軸為3軸，則n。nw1440r / minn。1440 r / minn。1440n?437.r / mini13.33E1440.144r/ mini1i 2102）各軸輸入功率1）各軸的轉速電動機為0軸，減速器高速軸為1軸，中間軸為2軸，低速i 4011 3.3312 3n

8、01440r/ minn11440r / minn2437r / mi nn3144r /min系列代號機座 中心 高長 度 代 號極 數(shù)額疋 功 率、卄 +、，滿載轉速質量外型Y系列三籠型封相異步132S4144068閉自扇電動機冷式按電動機的額定功率Ped計算各軸的輸入功率，即PPed 7.5kwRPed 1 5.5 0.99kw 7.275kw將以上的計算結果整理后列成表格， 如表3所示，供以后的 設計計算時使用。表3各軸的轉速，功率，轉矩，傳動比及效率統(tǒng)計項目電動機軸高速軸中間軸低速軸轉速（r/min ）1440144028872功率（KW）轉矩（）傳動比134效率P2R2 37.27

9、50.980.95kw6.77kwP3P22 36.770.980.95kw6.3kw3）各軸的轉矩P。n。T。955049.74KN mT19550R48.25KN mT29550P2n?147.95KN mT39550P3n3412.08KN mP07.5kwPi 7.275kwP26.77kwP36.3kwT0 49.74kwT148.25kwT2 147.9kwT3 412.1kw三減速器傳動設計（一） 齒輪設計1.高速級齒輪設計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）齒輪類型：斜齒圓柱齒輪；2）齒輪精度等級：7級精度（減速器速度不高）；3） 齒輪材料的選擇：小齒輪材料為40Cr （調質

10、），硬度為 280 HBS;大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS;4） 齒輪齒數(shù)的選擇：小齒輪齒數(shù)Zi=20;大齒輪齒數(shù)乙=3X 20=60 ;5） 初選螺旋角12。按齒面接觸強度設計按式（10-21）試算，即d1t 31.1.1確定公式內的各計算數(shù)值1）選取載荷系數(shù)K =;2）計算小齒輪傳遞的轉矩為95.5 105 R44.825 1 0 N.mm;3）由表10-7選取齒寬系數(shù)4）重合度查圖10-26得,1.5 （不對稱配置）;0.762,20.885，貝U120.7620.8851.647 ;5）區(qū)域系數(shù)查圖10-30選取Zh 2.45 ；16） 由表10-6查得材料的彈性影響

11、系數(shù)ZE 189.8MPa 2 ;7）由表10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限Hiim1 740MPa，大齒輪接觸疲勞強度極限Hiim2 570MPa ;8）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N1 60n1jLh60 1440 1 8 300 10 2.074 109N260n 2jLh 6.912 1089）由圖10-19選取接觸疲勞系數(shù)Khn1 0.91, Khn2 0.94 ；10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12 ）得到許用 接觸應力為H 1H 2K HN1 ? lim10.91 SKHN2lim2 0 94s740673.40MPa570

12、535.80MPa1.1.2設計計算1）計算小齒輪分度圓的直徑d1t（ 最大不超過大齒輪的倍，然后代入計算）（h取二者的平均值，但d1t3 1.3 4.825 1043 12189.8 2.451.5 1.647604.634.21mm2)計算圓周速度d1t n13.14 34.21 144060 10003)4)60 1000計算齒輪寬度b d d1t 1.5 34.21mm計算齒寬與齒高之比2.58m/ s551.32mm模數(shù)mt3421 COS12 mm20齒高h2.25mt2.25 1.67齒寬與齒高之比1.67mm3.75mm“219.123.755）計算載荷系數(shù)根據V m/s ,7

13、級精度齒輪，查圖10-8得動載系數(shù)Kv 1.1;直齒輪，Kh Kf 1 ； 由表10-2查得使用系數(shù)Ka 1 ;由表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時, Kh 1.55。由 bh 9.12，Khb 1.417查圖 10-13 得 Kf 1.55，故載荷 系數(shù)KKaKvKh Kh 1 1.1 1.4 1.55 2.3876）按實際載荷系數(shù)計算得到小齒輪分度圓直徑ad1t 3 /上 41.65mm Kt7）計算模數(shù)m 色 2.08Z1按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為3 2KT1Y COS2YFa1Ysa1m 312dz1 f1.2.1確定公式內的各計算數(shù)值1）

14、計算載荷系數(shù)KK KaKvKf Kf 1 1.1 1.4 1.552.3872）計算縱向重合度 0.318 dtan2.03，查機械設計書圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y 0.92 ；3）計算當量齒數(shù)Zv121.85cosZV2364.11cos4）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa11.57,YFa2 2.25 ；5）查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Ysa12.72,Ysa2 1.74 ；6）查取彎曲疲勞壽命系數(shù)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KfN1 0.9，KfN2 0.92，取安全系數(shù)S 1.37）計算彎曲疲勞許用應力KfN 1 FE1S0.9 6001.3415.38MPa

15、K FN2 FE2 0.92 560 F2 _FN2_fe2396.31 MPa2 S8）查取許用彎曲應力 查機械設計書FE1 600MPa, FE2 560MPa ；9）計算大、小齒輪的YFaYSa1.3208 頁圖 10-20 得YFa1YSa1F 1YFa2YSa2并加以比較F1.57 2.72 0.0103415.382.25 1.74 0.00987396.31計算得到小齒輪的數(shù)值大。1.2.2設計計算將小齒輪的數(shù)據帶入設計公式計算得到1.5 202 1.6472 2387 825 10000 92 COS212 .01279 1.58mm設計結果1.3.1模數(shù)、齒數(shù)的確定對比計算結

16、果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，取由彎曲強 度算得的模數(shù)，并就近圓整為標準值 m=按接觸強度算得的分度 圓直徑d141.65mm算出小齒輪齒數(shù)Z1d1 cos41.65 cos14 202.0算出大齒輪齒數(shù)Z2既滿足3 20601齒面接觸疲勞強度，又滿足了這樣設計出的齒輪，齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免了浪費。Z120z2601) 中心距(Z1 Z2)ma 2 cos將中心距圓整為82mm。2) 按分度圓整后的中心距修

17、正螺旋角(Z1 z?)m arccos2a（2060）81.78mm2 cos1412.68a 82mm1.3.2幾何尺寸的確定因 值改變不多，故可以不修改參數(shù)、K、Zh等。3）計算大小齒輪的分度圓直徑did24）齒輪寬度zim202.0coscos 12z?m60 2.0coscos 12bdd1 1.540.89mm122.68mm40.8961.33mm計算及圓整后，將大齒輪的齒寬在圓整值的基礎上人為的減 小5 10mm，以防止大小齒輪應配合誤差產生軸向錯位時導致嚙 合齒寬減小而增加大齒輪單位齒寬的工作載荷， 故取B1 62mm，d140.89mmd2122.68mmB2 57mm。2

18、低速級齒輪設計B1 62mmB257 mm選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）齒輪類型：斜齒圓柱齒輪；2）齒輪精度等級：7級精度（減速器速度不高）；3） 齒輪材料的選擇：小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為 280 HBS;大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS;4） 齒輪齒數(shù)的選擇：小齒輪齒數(shù)乙=20;大齒輪齒數(shù)Z2=X 20=66 ;5） 初選螺旋角14 。按齒面接觸強度設計按式(10-21)試算，即d3t3 2KT21(ZhZe)2(h)2.1.1確定公式內的各計算數(shù)值1)2)3)4)選取載荷系數(shù)Kt = ;計算小齒輪傳遞的轉矩為95.5 105 P2T2n2由表10-7選

19、取齒寬系數(shù) 重合度查圖10-26得11.4795 104 N.mm;5)6)7)d0.763,2120.763 0.88區(qū)域系數(shù)查圖10-30選取Zh 2.43 ;由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1.5 （不對稱配置）;0.88，則1.643 ;Ze 189.8MPa12 ;Hlim38)由表10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 750MPa，大齒輪接觸疲勞強度極限 Hlim4 590MPa ; 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)Hlim4Ni 60mjLh 60 437 1 8 300 106.293 108N260 n2jLh 2.074 1089）由圖10-19選取接觸疲勞系數(shù)

20、Khn1 0.95,Khn2 1.09 ;10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12 ）得到許用d 3t1.5 2 14.795 1043.33 13.332189.8 2.43 47.68mm677.82）3）4）模數(shù)1.5 1.643計算圓周速度Vd3tn23 60 1000計算齒輪寬度bdd3t 1.5 47.68mm 71.52mm計算齒寬與齒高之比47.68 cos14mt mm 2.31mm3.1460 1000憶68 437 mS 1.09m/s20齒高h 2.25mt2.25 2.31 5.21mm齒寬與齒高之比接觸應力為H 3K HN 1 l

21、im10.95750712.5MPaSH 4K HN2 lim 21.09590643.1MPaS2.1.2設計計算1）計算小齒輪分度圓的直徑d3t（ h取二者的平均值，但最 大不超過大齒輪的倍，然后代入計算）：b 47.68bh 9.15/h 5.215）計算載荷系數(shù)根據V m/s，7級精度齒輪，查圖10-8得動載系數(shù)Kv1.08 ；斜齒輪，Kh Kf 1；由表10-2查得使用系數(shù)Ka 1 ； 由表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，Kh1.5。由bh 9.15，Khb 1.5查圖10-13得Kf1.5，故載荷系K K AKvKh Kh 1 1.08 1 1.51.9446）按

22、實際載荷系數(shù)計算得到小齒輪分度圓直徑d3 d3t魚 51.98mm7）計算模數(shù)d32.599Z3按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為m 312KT3Y cos2Y Y1 Fa 1 saf2 dZ12.2.1確定公式內的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)kKKaKvKfKf 1 1.081 1.51.9442）計算縱向重合度0.318 d z tan2.37，查機械設計書圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y 0.87 ；3）計算當量齒數(shù)Zvi 3321.89cosZV4372.25cos4）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa32.72,YFa42.24 ；5）查取應力校正系數(shù)由表 1

23、0-5 查得 Ysa31.57,Ysa4佔5 ；6）查取彎曲疲勞壽命系數(shù)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 0.92，Kfn4 0.96，取安全系數(shù)S 1.37）查取許用彎曲應力查機械設計書 208 頁圖 10-20 得FE3 630MPa, FE4 440MPa ；8）計算彎曲疲勞許用應力F 3F】4KFN1 FE1SK FN2 FE2S0.92 6301.30.96 440 1.3445.85Ma324.92MPa9）計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較F1.57 2.72445.85丫 Fa4YSa42.24 1.750.01214F 4324.92丫Fa3丫Sa3F 30.00

24、958計算得到大齒輪的數(shù)值大。222設計計算將小齒輪的數(shù)據帶入設計公式計算得到3 2 1.944 14.795 10000 0.87 cos2140.01214m 3 22.07mm1.5 202 1.643設計結果2.3.1模數(shù)、齒數(shù)的確定對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，取由彎曲強 度算得的模數(shù)，并就其圓整為標準值 m=按接觸強度算得的分度 圓直徑d151.98mm算出小齒輪齒數(shù)Z3d3 cos51.98 cos1

25、4 202.5Z43.33 20 66既滿足1齒面接觸疲勞強度，又滿足了算出大齒輪齒數(shù)這樣設計出的齒輪，2.3.2幾何尺寸的確定1）中心距(Z3 Z4)ma 2cos將中心距圓整為111mm。按分度圓整后的中心距修正螺旋角2）因3）(2066)25110.79mm2 cos14（Z3 Z4）m arccos 2a值改變不多，故可以不修改參數(shù) 計算大小齒輪的分度圓直徑20 2.514.42、K、Zh 等。d3Z3md4cosZ4mcos1466 2.551.53mm170.05mmcoscos14齒輪寬度b計算及圓整后，將大齒輪的齒寬在圓整值的基礎上人為的減小 510mm，以防止大小齒輪應配合誤

26、差產生軸向錯位時導致嚙合 齒寬減小而增加大齒輪單位齒寬的工作載荷，故取B3 78mm，dd31.551.5377.29mmZ320z466a 111mm14.42d351.53mmd4170.05mm齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免了浪費。B4 73mm。（二）軸的設計1 初步確定最小軸徑B1 78mmB2 73mm已經計算得到各軸的功率，轉速、轉矩及各齒輪的分度圓直 徑，故此可以初步確定各軸的最小直徑，按扭矩設計的計算公式 為d Ao 16 也25 618.3mm P n1）對軸1分析選取軸的材料為調質處理的 45號碳鋼。由機械設計手冊查 得，t25 45, Ao 126 103,取J

27、 40MPa,A。126，則d1min A03 P1 126 3 7.275mm 21.62mm. 1440由于軸1外伸端聯(lián)接聯(lián)軸器，有鍵槽，因此將其放大6%得d1min22.92mm。2）對軸2分析 選取軸的材料為調質處理的40Cr。由機械設計手冊查得,t35 55, A0112 97,取t 50MPa,A。112，則2minI o 77112 437mm 27.92mm3）對軸3分析選取軸的材料為調質處理的40Cr。由機械設計手冊查得,t 35 55, A0 112 97,取t 50MPa, A0 100，則d1min 25mmd2min 30mmd3min 40mm高速軸選聯(lián)軸器LT5由

28、于軸1外伸端聯(lián)接聯(lián)軸器，有一個鍵槽，軸徑在（30100mm）之間，其軸徑需要增加 6% 得dsmin 37.35mm4）最小軸徑的確定故初步選取三個軸的最小軸徑分別為d1min 25mm，d2min30mm，dsmin 40 mm2 聯(lián)軸器的選擇1）高速軸的聯(lián)軸器選擇對于高速軸，由機械手冊表選擇聯(lián)軸器工作情況系數(shù) k=，貝U： 高速軸（即軸 1） 聯(lián)軸器轉矩TC1 kT01.7 48.2582.025N m。根據工作要求選取柱銷聯(lián)軸器，由軸徑d1min 25mm和心 80.025N m選取彈性套柱銷聯(lián)軸 器型號為LT,5聯(lián)軸器gbt4323 1984，其允許最大轉矩Tn 125N m，即Tci

29、 Tn，其主要技術參數(shù)如表 4所示表4軸1 （高速軸）的聯(lián)軸器參數(shù)表型號允許許用DDLL1重量轉矩轉速mmmmmmmm（Kg）LT512546002513082602）低速軸的聯(lián)軸器選擇對于低速軸，由機械手冊表選擇聯(lián)軸器工作情況系數(shù) k=,則:低速軸（即軸 3）上聯(lián)軸器轉矩 Tc2 kTm 1.2 412.08494.49N m。根據工作要求選取彈性套低速軸選聯(lián)軸器LT7柱銷聯(lián)軸器，由軸徑d3 40mm和TC2 494.49N m選取聯(lián)軸器型 號為LT7聯(lián)軸器gbt4323 1984，其允許最大轉矩 Tn 500N ?m即Tc2 ，其主要參數(shù)如表5所示。型號允許許用DDLL1重量轉矩轉速mmm

30、mmmmmKgLT7500360040190112843 軸的強度計算表5軸1 （低速軸）的聯(lián)軸器參數(shù)表取三個軸的剪切彈性模量為G 80GPa，圓軸扭轉角為5 /m及t 40MPa進行強度和剛度校核計算。由強度條件TmaxmaxWt由剛度條件TmaxGl；D 316Tmax316 14489 626.4mm 3.14 40 101）對軸1進行校核 由強度條件得 3 3.14 40 10 由剛度條件得 32Tmax 180432 48.25 180 2_492 22.0mm G 2 80 103.141.5 故取軸1軸承處直徑選擇35mm 2）對軸2進行校核 由強度條件得 D 3 16Tmax

31、由剛度條件得32Tmax 180 G 2故軸2軸承處直徑選擇3）對軸3進行校核 由強度條件得,32 144.89 180“ “4 9228.98mm.80 1093.1421.540mmd軸承i35mmD16 395.41636.93mm3.14 40 10由剛度條件得d軸承240mm32Tmax 180- 32 395.411804,24 92 37.25mm G 2,80 1093.1421.5故軸3軸承處直徑選擇45mm4 軸的結構設計擬定軸上的裝配方案d軸承345mmLf圖3軸的裝配方案設計確定軸的各段直徑和長度1）已知段的直徑和長度高速軸上 L1160,d1125; L14 B162

32、,d14d140.89;中間軸上 L22 B257; L24 B378,d24 d351.53;低速軸上 L3180,d3140;L34 B4732）初選軸承的型號依據軸強度校核的軸徑和軸承的工作情況，軸1選圓錐滾子軸承，其參數(shù)如表6所示.代DDB額定載荷脂潤滑n重量號mmmmmm(KN(r/mi n )(Kg)302073572175300軸2選圓錐滾子軸承，其參數(shù)如表7所示。表730208軸承參數(shù)代DDB額定載荷脂潤滑n重量號mmmmmm(KN(r/min )(Kg)302408016500008表6 30207軸承參數(shù)軸3選圓錐滾子軸承，其參數(shù)如表8所示高速軸30207軸承代DDB額定載

33、荷脂潤滑n重量號mmmmmm(KN(r/min )(Kg)302094585194500表7 30209軸承參數(shù)3）中間軸各段軸徑和長度的確定中間軸30208軸承為了軸齒輪和大齒輪的配合，需要在軸 2段制造出軸肩，其 高度為 h （0.07 0.1）d3,取 h 5mm，又已知 d21 35mm，故 d2240mm,d23 45mm ，軸肩寬度為 b 1.4h ，取低速軸30209軸承L23 b 7mm。又查機械設計手冊表 4-1知，齒輪端面至箱體內壁的距離2（一般取10），故取2 10mm ；軸承端面至箱體內壁的距離（軸承用脂潤滑時）31012,取3 10mm ，故L2523 B軸承236m

34、m ,考慮到齒輪1和齒輪2的配合問5題，故 L2123 B軸承238.5mm。24）高速軸各段軸徑和長度的確定同理進行分析可得到L13L1623 B軸承1 37mm，而通過幾何計算可得到L15 L24 L23 L22 L14 80mm ；在 d11和d13之間制造一軸肩，其d12 30mm，其長度需要根據外接 的設備決定，在此取 L12 26mm。5）低速軸各段軸徑和長度的確定5同理進行分析可得到L3523 B軸承3541.5mm，取2d34 45mm；軸肩 d33 60mm，長度 b 1.4h1.4 （60 45）21，取L33 40.5mm;而通過幾何計算可得到L32 L12 L13 L1

35、4 L15 L33 L34 80mm。6 ）各段軸長度確定由于在軸承處得軸長度應該在原長度的基礎上減小一些，故 將計算和所查取的數(shù)據進行最后處理，得到最終的各段軸長度如 表8所示。表8各段軸的最終長度數(shù)據軸Li1Li2Li3Li4Li5Li6中間 軸365777834高速 軸602835628035低速 軸80804573405 軸的強度校核受力分析根據對軸的受力分析，軸2最難校核，故對軸2進行校核, 其受力分析如圖4所示。在萱力內受力圖4中間軸的受力分析圖首先，對輪齒的受力分析，取法向壓力角為n 20 ,將斜齒輪上的力分解為徑向力、圓周力和軸向力，貝U在大齒輪上 有Ft2 2T2411.96

36、Nd2Fr2Fa2在軸齒輪上有Ft2 tann897.49NcosFt2ta n512.68NFt3 25742.48 Nd3tann“Fr3Ft3n2154.0Ncos2Fa3Ft3tan21431.71N其次，在水平方向進行受力分析，在B點，由平衡方程得到:R AX 1 ABFt2l BCFt 31 BD計算得到 lAC 56.5mm,lCD 74.5mm,lDB 65mm，貝UFt2l BC Ft3l BDl ABR AX3621NRbx Ft2 Ft3 Rax 5554.63N然后計算水平方向上各處的彎矩，其彎矩圖如圖M AX M DX 04所示。M CX R AXl AC 20458

37、6.5N mmMDxRbxIbd 361050.95N mm再次，在垂直方向進行受力分析，并計算垂直方向上各處的 彎矩，有R AYLd2廠 IL ILd3Fa2亠Fr3lBC Fr3lBD Fa3 _2 2424.21N1 ABM AYM DY0M CY1R AY求兩軸承受到的徑向載荷FM和Fr2AC23967.86N mmM CY2R BY1BCFr3l CD86067.06N mmM DY1R AY 1 ADFr2lCD11291.49.06N mmM DY2R BY1BD109441.8N mmR byFr3 Fr2 Ray 1683.72 N計算垂直方向上各處的彎矩，其彎矩圖如圖4所示

38、。最后，求合力和合彎矩力，在 A、D處所受合力為Ra、Rax2 Ray2 3645.76NR b Rbx Rby 5804 .21 N合成彎矩的大小為M C1M cx2M CY1205985.66NmmM C2i. M cxM CY2221953.09NmmM D1Mdx2M DY1361227.44Nmmq廠cd圖5中間軸的彎矩圖和扭矩圖按彎扭合成應力校核軸強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的強度， 即危險截面。根據上圖計算的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取I M max(Tmax)2ca0.6，軸的計算應力為3772732(0.6 147950)20.1

39、51.533MPa28.32MPa已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由機械設計書表 15-1 查得J 70MPa。因此ca 1，故軸的強度符合要求，是安全的。（三）軸承的選取與壽命校核已知參數(shù)n 437 r min，查手冊可知圓錐滾子軸承Lh 1 8 300 1024000h。30208基本額定載荷ca28.32軸強度合格表9 軸承的受力情況表Fnh1 3621NF NV1424.21NFnh2 4533.16NFNV21683.72N則軸承的徑向載荷為Fr1.FNV1高速軸上鍵的校核 Fnh12、.3621已知傳遞的轉矩為T 48.25N.m，軸徑為d 25mm， 寬度b=8mm高度h=7

40、mm鍵長L=28mm材料為45鋼，有輕微 424.212 N 3645.76 NFr2.、_FNH22； 4533.162 1683.722 N 4835.75N2 求軸承當量載荷Pl和P沖擊，由手冊得許用擠壓應力p=100200Mpa,取其平按參考文獻2式（13-9a ）得，當量動載荷PfdFr。查參考文獻2表13-6，取fp 1.2，則PlfpFr1 1.2 3645.76N4374.91NP2fpFr2 1.2 4835.75N 5802.9N3 校核軸承壽命由參考文獻2式（13-4）10。3因為P P2，所以按軸承2受力大小校核106 0.8260 437故所選軸承滿足壽命要求。.10

41、6a CLh 60n P2428005802.91032443813h24000h（四）鍵連接的選擇及校核1 鍵的選擇1）軸1上的鍵內徑 d=25mm b=8mm,h=7mm選擇一般鍵連接00.036t=4mm,b =3.3mm,鍵長 28mm.2）軸2上的鍵Lh 24438h軸承合格內徑 d=42mm b=12mm,h=8mn選擇一般鍵連接00.043t=5mm,b=3.3mm,鍵長 36mm.3）軸3上的鍵內徑 d=50mm b=14mm,h=9mn選擇一般鍵連接00.043軸1選用25 8 7 鍵t=5.5mm, t1 =3.8mm鍵長 40mm.內徑 d=40mm b=12mm,h=8

42、mn選擇一般鍵連接00.043t=5mm,b=3.3mm,鍵長 50mm.軸2選用42 12 8鍵軸3選用50 14 9 鍵均值， p =150Mpa。 鍵的工作長度l=L-b=28mm-10mm=18mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度 k= 7mm=3.5mn由公式可得332T 1032 48.25 103p61.27MPa p 150MPap kld 3.5 18 25p故擠壓強度足夠，滿足要求。3 中速軸上鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為 T 144.89N.m，軸徑為 dn 42mm，寬度 b=12m高度 h=8,L=36。 鍵的材料為45鋼，有輕微沖擊，由手冊查得許用擠壓應力

43、p=100200Mpa,取其最小值，p=100Mpa。鍵的工 作長度 匸L-b=36-12=24 mm，齒輪鍵槽的接觸高度 k= =4mm由參考文獻2式3 2T 10p kld(6-1 )可得32 147.95 10 71.87MPa p4 24 42110MPa61.27MPa高速軸的鍵合格故擠壓強度足夠，滿足要求。4 低速軸上鍵的校核1 ）低速軸上鍵的校核已知軸與傳遞的轉矩為T 395.41N.m，軸徑為d 寬度b=14mm高度h=9mm, L =40mm材料為45鋼， 擊，由手冊查得許用擠壓應力p=100值長度l=L-b=40-14mm=26mm 槽接觸高度k=332T 102 412.

44、08 10p 135.18MPakld4.5 26 50故擠壓強度夠,滿足要求。2）已知軸與傳遞的轉矩為T 395.41N.m，軸徑為50mm， 有輕微沖 200Mpa,取最小=4.5mmp 150MPa71.78MPa中間軸的鍵合格d 40mm， 寬度b=12mm高度h=8mmj_=50mm材 料為45鋼，有輕微 沖擊， 由手冊查得許用擠壓應力p=100200Mpa,取最小值 長度 l=L-b=50-12mm=38mm 槽接觸高度 k= =4mm32 412.08 103130.06 MPa p150Mpa4 38 40p滿足要求。l=L-b=50-12mm=38mm32T 103p kld 故擠壓強度夠，減速器箱體及附件設計1減速器的潤滑1 ）齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度為 V=2.58m/s12 m/s，所以采用浸油潤135.18MPa低速軸