三级减速器(包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速)的设计

目 录

机械设计基础课程设计任务书……………………………….1 一、传动方案的拟定及说明………………………………….3 二、电动机的选择…………………………………………….3 三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4 四、传动件的设计计算………………………………………..6 五、轴的设计计算…………………………………………….15 六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23 七、键联接的选择及校核计算……………………………….26 八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31

一、课程设计的内容

设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。

图2为参考传动方案。

DFv动力及传动装置图1 带式运输机传动装置

图2 参考传动方案

二、课程设计的要求与数据

已知条件：1．运输带工作拉力： F = 2.6 kN；

2．运输带工作速度： v = 2.0 m/s；

3．卷筒直径： D = 320 mm；

4．使用寿命： 8年；

5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。

三、课程设计应完成的工作

1．减速器装配图1张；

2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）； 3．设计说明书 1份。

四．应收集的资料及主要参考文献

机械制图、机械设计手册等书籍。

- 1 -

设计计算及说明 一、传动方案的拟定及说明 结 果 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动 减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和 拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW，即 nW601000v6010002119.4rmin D320 nW119.4rmin 一般常选用同步转速为3000rmin的电动机作为原动机，因此传 动装置总传动比约为16--23。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动 二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M-4吗系列三项异 步电动机。它为卧式封闭结构 2．电动机容量 1) 卷筒轴的输出功率ＰＷ PW2) 电动机输出功率Ｐd PdFv26002.05.2kW 10001000pW PW5.2kW  33245 传动装置的总效率 12212...为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效式中，率。由参考书1表2-4查得： 弹性联轴器10.99；滚子轴承20.98；圆柱齿轮传动 30.97；卷筒轴滑动轴承40.95；V带传动5=0.96 则0.990.9840.9720.950.960.784 0.784 Pd6.63kW - 2 -

设计计算及说明 5.26.63kW 故 Pd0.784pW结 果 3．电动机额定功率Ped 由[1]表20-1选取电动机额定功率Ped7.5kW 4．电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围i24~34，则 电动机转速可选范围为 nWi2119.4(21~34)2864.8~4059.6r/min nd可见只有同步转速为\\3000r/min的电动机均符合。选定电动机的 型号为Y132S2--2。主要性能如下表： 电机型号 额定功率 满载转速 起运转矩 最大转矩 Y132S2--2 7.5KW 2900r/min 2.0 2.2 i=24.29 5、计算传动装置的总传动比i并分配传动比 5.224.29（符合24设计计算及说明 各轴转速为： n0nm2900r/minnnnm29001450r/mini12结 果 n02900r/min n1450r/minn352r/minn119r/min n1450352r/mini24.12n352119r/mini32.95n2．各轴输入功率 按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即 P06.63kWP6.36kW 电动机的输入功率，P0Pd6.63kW第一根轴的功率，PPd56.630.966.36kW第二根轴的功率，PP236.360.980.976.05kW第三根轴的功率，PP236.050.980.975.75kW3．各轴输入转矩T(N•m) P6.05kWP5.75kW T09.55106P06.639.55106Nmm2.183104Nmmn02900T02.183104NmmT4.19110Nmm4 TT05i12.183104Nmm09624.191104NmmT1.642105Nmm5TT23i24.191104Nmm0.980.974.121.642105NmmT4.60310NmmTT23i31.642105Nmm0.980.972.954.603105Nmm 将计算结果汇总列表备用。 四、传动件的设计计算 1．设计带传动的主要参数。 已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷 平稳，所需传递的额定功率p=6.63kw小带轮转速n12900r/m 大带轮转速n21450r/m，传动比i12。 设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之 前已经按5选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法 进行） 1）、计算功率pa pa=KAP1.16.63kw7.29kw - 4 -

设计计算及说明 2)、选择V带型 根据pa、n1由图8-10《机械设计》p157选择 A型带（d1=112—140mm） 3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v 结 果 (1)、初选小带轮的基准直径dd，由（《机械设计》p155表8-6 和p157表8-8，取小带轮基准直径dd1125mm （2）、验算带速v v m/s19.0m/s ddn116010001252900601000 V=19.0m/s dd2=250mm 因为5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮符合推荐范围 （3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 dd2idd12125mm250mm， 初定dd2=250mm （4）、确定V带的中心距a和基准长度Ld a、 根据式8-20 《机械设计》p152 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 0.7(125250)a02(125250) 262.5a750 初定中心距a0=500mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 l0=2a0+2dd1dd2dd1dd224a0 =2×500+π×0.5×（125+250）+（250-125）（250-125）/4×500 ＝1597mm 由表8-2先带的基准长度ld=1600mm c.计算实际中心距 - 5 - 设计计算及说明 a＝a0+(ld -l0)/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm 中心距满足变化范围:262.5—750mm （5）.验算小带轮包角 1＝180°-（dd2-dd1）/a×57.3° ＝180°-（250-125）/501.5×57.3° ＝166°>90° 包角满足条件 （6）.计算带的根数 单根V带所能传达的功率 根据n1=2900r/min 和dd1=125mm 表8-4a 用插值法求得p0=3.04kw 单根v带的传递功率的增量Δp0 已知A型v带，小带轮转速n1=2900r/min 转动比 i=n1=dd1/dd2=2 n2结 果 a0=500mm ld=1600mm 1＝166° 查表8-4b得Δp0=0.35kw 计算v带的根数 查表8-5得包角修正系数k=0.96,表8-2得带长修正系数 kL=0.99 pr=(p0+Δp0)×k×kL=(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KW Z= pc=7.29/5.34=1.37 故取2根. Pr（7）、计算单根V带的初拉力和最小值 F0min＝500*(2.5k)pc+qVV=190.0N ZVk对于新安装的V带,初拉力为:1.5F0min=285N 对于运转后的V带,初拉力为:1.3F0min=247N - 6 -

设计计算及说明 （8）．计算带传动的压轴力FP FP=2ZF0sin(1/2)=754N 结 果 V带取2根. F0min=190.0N （9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V带轮的结构形式为:腹板式. C．结构图 （略） 2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算: FP=754N 取小齿轮z1=20，则z2=i2z1，z2=204.12=82.4，取z2=83并初 步选定β＝15° 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数Zh=2.425 c.由图10-26查得10.76, 20.84,则121.60 d.计算小齿轮的转矩:T14.189104Nmm。确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得 - 7 -

设计计算及说明 齿轮接触应力lim1=600MPa大齿轮的为lim2=550MPa h.由式10-13计算应力循环次数 N160n1jLh6014501(828365)4.065109 结 果 1.60 N24.065109.866108 4.129i.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90 KHN2=0.96 H1 =KHN1lim1/S=540Mpa H2= KHN2lim2/S=528 Mpa N14.065109 N29.866108 H=(H1+H2)/2=543 Mpa 3）、计算 （1）计算圆周速度: V=d1tлn1/60000=3.26m/s （2)计算齿宽B及模数mnt B=φdd1t=1X42.9mm=42.9mm mnt=d1tcosβ/z1=2.07mm H1540MpaH2528MPa V=3.26m/s H=2.25mnt=4.66mm B/H=42.9/4.66=9.206 （3）、计算纵向重合度 =0.318φdz1tanβ=1.704 （4）、计算载荷系数 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: KA1,KV1.15,KH1.45,KF1.35,KHKF1.2 故载荷系数 KKAKVKHKH11.151.451.22.001 （5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， - 8 -

设计计算及说明 由式10—10a 得 d1=d1t（6）、计算模数mnt mnt=d1 Cosβ/Z1=2.232mm 3结 果 k=46.22mm Kt=1.704 K=2.001 d1=46.22 4）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 mn132KT1YF1Ysa1cos2 a(u1)z12F1 (1)、计算载荷系数: KKAKVKFKF11.151.21.351.863 mn12mm (2)、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数 Y0.85 - 9 - (3)、计算当量齿数 齿形系数 2083 zv1，22.19z92.10 v233cos15cos15（4）、由[1]图10-5查得YFa12.72，YFa22.21 由表10-5 查得YSa11.57，YSa21.776 由图10-20C但得FE1=500 MPa FE2=380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限KFN1=0.85,KFN2=0.88 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: F1=KFN1FE1/S=303.57 MPa F2=KFN2FE2/S=238.86 MPa （5）、计算大小齿轮的YF1Ysa1F1，并比较 设计计算及说明 结 果 YF1Ysa1 F12.721.570.0147303.572.2681.7940.01704238.84YF2Ysa2YF2Ysa2 代入[1]式（11-15）计算。 F2且YF1Ysa1F1F2，故应将YF2Ysa2F2（6）、计算法向模数 2KT1YF1Ysa1cos2mn13a(u1)z12F1321.8634.189100.85cos150.017041.48211.62042对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径d1=46.22mm来计算应有的数,于是有: 取mn12mm； （7）、则z1d1cos46.22cos1522.32，故取z1=22 mn2.则z2=i2z1=90.64，取z290 （8）、计算中心距 a1mn(z1z2)2(2290)115.95mm 2cos2cos15取a1=116mm （9）、确定螺旋角 mn(z1z2)2a 2(2290)‘arccos15.0915524”21161arccosa1=116mm ‘115524” （10）、计算大小齿轮分度圆直径: Z1mn45.58mm cos15.09Z2mnd2=186.42mm cos15.09d1=（11）、确定齿宽 - 10 - 设计计算及说明 b2ad1145.5745.57mm 取B245mm，B150mm 5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定 结 果 d1=45.58mm d2=186.42mm 低速轴的齿轮计算 B245mm，B150mm 1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8 级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2）、取小齿轮z3=20，则z4=i3z32.9520=59 取z4=59，初 步选定β＝15° 3）、按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数zH2.425 c.由图10-26查得10.76,20.85, 则121.61 d.计算小齿轮的转矩: T21.6410Nmm 确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力lim1=600MPa大齿轮的为lim2=550MPa h.由式10-13计算应力循环系数 - 11 -

5 设计计算及说明 N160n1jLh603521(828365)9.867108 结 果 V=1.21m/s N29.867103.345108 2.958 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96 KHN2=0.97 H1 =KHN1lim1/S=576Mpa H2= KHN2lim2/S=533.5 Mpa H=(H1+H2)/2=554.8 Mpa 4）、计算 (1)、圆周速度: V=d1tлn1/60000=1.21m/s （2）、计算齿宽b及模数mnt B=φdd1t=1X65.87=65.87mm mnt=d1tcosβ/ z1 =3.18mm H=2.25mnt=7.16mm b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、计算纵向重合度 =0.318φdZ1tanβ=1.704 a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: KA1,KV1.12,KH1.458,KF1.36,KHKH1.2 故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 d1=d1t3k=70.48mm Kt K=1.960 - 12 - （5）计算模数mnt mnt=d1 cosβ/z3=3.404mm 设计计算及说明 5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 2KT1YF1Ysa1cos2mn13 2a(u1)z1F1结 果 a上式中KKAKVKFKF11.121.21.361.829 b根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.85 c计算当量齿数 齿形系数 zv12059，22.19z63.32 v2cos315cos315由[1]图10-5查得YF12.72，YF22.292 由图10-20C但得FE1=500 MPa FE2=380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限KFN1=0.86,KFN2=0.89 d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: F1=KFN1FE1/S=307.14 MPa F2=KFN2FE2/S=241.57 MPa YF1Ysa1e比较 F12.7151.5710.01363307.14YF2Ysa2F22.2121.7720.01623241.57，故应将YF2Ysa2且YF1Ysa1F1YF2Ysa2F2F2代入[1]式（11-15）计算。 f法向模数 2KT1YF1Ysa1cos2mn13a(u1)z12F15221.8291.56100.85cos1530.01652.263211.6120对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径d1=70.48mm来计算应有的数,于是有: - 13 -

设计计算及说明 取mn12.5mm z327.则z480 g中心距 a1mn(z1z2)2(2780)138.47mm 2cos2cos15结 果 mn12.5mm 取a1=138mm h确定螺旋角 mn(z1z2)2a 2(2780)arccos14.261415‘36“2138z327 z480 a1=138mm 1arccosi计算大小齿轮分度圆直径: Z3mn69.64mm cos14.26Z4mnd4=206.36mm cos14.26d3=11415‘36“ d3=69.64mm J 齿宽 B4ad3169.6469.64mm 取B470mm，B375mm 4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定 五、轴的设计计算 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 d4=206.36mm B470mm，B375mm 2T124.191104Ft11839Nd145.58Fr1Ft1tgn18.9tg20693Ncos1cos15524\"2T224.603104461Nd3206.36Ft2tgn4461tg201675Ncos2cos141536\"5Fa1Ft1tg11839tg15524\"496NFt2Fr2 Fa2Ft2tg24461tg141536\"1134N1．高速轴Ⅰ设计 - 14 -

设计计算及说明 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr， 调质处理，查表15-31，取A0100 2）初算轴的最小直径 dminA03p6.36100316.869mm n1450结 果 dmin=20mm 高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，dmin=18.375mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取dmin=20mm 高速轴工作简图如图(a)所示 首先确定个段直径 A段：d1=20mm 有最小直径算出） B段：d2=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的 C段：d3=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内 径 D段：d4=36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm E段：d5=45.58mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116 G段， d7=30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承 内径 F段：d6=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm - 15 - 设计计算及说明 第二、确定各段轴的长度 A段：L1=1.6*20=32mm,圆整取L1=30mm B段：L2=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm 结 果 C段：L3=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油 盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24） L3=B+△3+2=16+10+2=28mm G段：L7=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24） F段：L68mm，L6=△2-2=10-2=8mm E段：L550mm，齿轮的齿宽B150mm D段：L4=92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得L4=92mm 轴总长L=290mm 两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm， 2、轴Ⅱ的设计计算 1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr， 调质处理，查表15-31，取A0100 2）初算轴的最小直径 dminA03p6.03100325.78mm n352 L=290mm S=174mm - 16 -

因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，dmin=27.325mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取dmin=30mm 轴Ⅱ的设计图如下： 设计计算及说明 结 果 dmin=30mm 首先，确定各段的直径 A段:d1=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合 F段：d6=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合 E段：d5=38mm，非定位轴肩 B段：d2=48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合 C段：d3=64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D段：d4=50mm, 定位轴肩 然后确定各段距离： A段： L1=29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度 B段：L2=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C段：L3=75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 L5=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mmE段：（为了安装固定） F段：L6=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距 离 D段：L4=9.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度） S=174mm减去已知长度 得出 3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率P=5.58KW,转速n =119r/min,T=460300Nmm - 17 - 设计计算及说明 轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得A0=110 所以轴的直径: dminA03 P=39.65mm。因为轴上有两个键槽， n结 果 故最小直径加大12%，dmin=44.408mm。 由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3 轴孔的直径d1=45mm长度L=84mm 轴Ⅲ设计图 如下： dmin=45mm 首先，确定各轴段直径 A段: d1=45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合 B段: d2=60mm,非定位轴肩,h取2.5mm C段: d3=72mm,定位轴肩，取h=6mm D段: d4=68mm, 非定位轴肩，h=6.5mm E段: d5=55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合 F段: d6=60mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G段: d7=45mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A段: L1=46.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 B段: L2=68mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装 C段: L3=10mm, 轴环宽度，取圆整值 - 18 - 设计计算及说明 根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要 D段: L4=57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E段: L5=33mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 F段: L6=65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G段: L7=84mm,联轴器孔长度 轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知： 结 果 Ft1839N,Fr693N,Fa496N,Fp754N设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图： L181.75mm，L2132.25mm L348.25mm由材料力学知识可求得 水平支反力: FNH1703NFNH21136NMH65013Nmm垂直支反力: F'NV1Fa496N,Ma11304Nmm,FNV11360N,FNV287NFNH1703N MV161640Nmm，MV211822NmmMV3106917Nmm合成弯矩 FNH21136NMH65013Nmm M161640Nmm,M2134918Nmm,M3125132Nmm - 19 -

设计计算及说明 由图可知,危险截面在C右边 W=0.1d3=9469 结 果 ca=Mca/W=14.49MPa<70MPa 轴材料选用40Cr 查手册170MPa 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知： Ft1839N,Fr693NFa496NFt4461N,Fr1675NF'a1134N''ca=14.49MPa 是 FNH12446N,FNH2176NMH1148595Nmm,MH28552Nmm设该齿轮轴齿向两个都左旋，受力如右图： L160.75mm，L269.5mm L348.25mm由材料力学知识可求得 水平支反力: FNH12446N,FNH2176NMH1148595Nmm,MH28552Nmm垂直支反力: Ma39486Nmm,FNV1917N,FNV265NMV155708Nmm，MV295194NmmMV342513Nmm,MV48664Nmm - 20 -

合成弯矩 设计计算及说明 M115894Nmm,M2176472NmmM412174Nmm结 果 M115894Nmm,M2176472NmmM343365Nmm，M412174Nmm M343365Nmm，由图可知,危险截面在B右边 W=0.1d3=33774 ca=Mca/W=5.98MPa<70MPa 轴材料选用40Cr 查手册170MPa 符合强度条件! 第三根轴: 求轴上载荷 已知： ca =5.98MPa 图： Ft4461N,Fr1675N,Fa1134N设该齿轮齿向是右旋，受力如L162.25mm， L2121.25mm由材料力学知识可求得 水平支反力: FNH12948NFNH21513NMH186490Nmm垂直支反力: Ma117000Nmm,FNV11107N,FNV2568NMV168897Nmm， MV2185902Nmm合成弯矩FNH12948NFNH21513NMH186490Nmm - 21 - M1199810Nmm,M2263321Nmm 设计计算及说明 由图可知,危险截面在B右边 算得W=19300 结 果 M1199810Nmm,M2263321Nmm ca=Mca/W=19.77MPa<70MPa 轴材料选用40Cr 查手册170MPa 符合强度条件! 六、滚动轴承的选择及计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承 1）计算轴承的径向载荷： 22Fr1FrNH7032136021531N1FrNV1ca =19.77MPa Fr2F2rNH2F2rNV211368721139N222）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为： Fd1Fr1F478N,Fd2r2356N 2Y2YFr11531NFr21139N 因为FaFd2496N356N852NFd1356N 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 Fa1FaFd2852N、Fa2Fd1356N 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp1.5 因为Fa18520.56e0.37X10.4,Y11.6 Fr1531p1fpXFr1YFa12963 因为Fa23560.312e，X21,Y20 Fr21139 p2fpXFr2YFa21709 所以取PP22963N - 22 -

设计计算及说明 3）校核轴承寿命 106C10643.31033Lh()h()h87700h 60nP6014502963结 果 PP22963N 按一年300个工作日,每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。 2．Ⅱ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 22Fr1FrNH2446291722612N1FrNV1 Fr2F2rNH2F2rNV217665188N22Lh87700h 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为： FFFd1r1816N,Fd2r259N 2Y2YFr12612NFr2188N Fa21312N 因为Fd1Fa816N496N1312NF'aFd21193N 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 Fa2FaFd11312N、Fa1Fd259N 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp1.5 因为Fa1590.026e0.37X11,Y10 Fr12612p1fpXFr1YFa13918N Fa1Fd259N F13126.98e，X20.4,Y21.6 因为a2Fr2188 p2fpXFr2YFa23262N 所以取PP13918N 3）校核轴承寿命 106C10643.31033Lh()h()h142356h 60nP603523918- 23 - 按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适 设计计算及说明 用。 2．Ⅲ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 结 果 PP13918N 2rNV12rNV2Fr1F2rNH12rNH2F294811073149N15132681616N222Lh142356h Fr2FF2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为： FFFd1r11050N,Fd2r2539N 2Y2YFr13149NFr21616N 因为Fd1Fa1134N1050N2184NFd2539N 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 Fa2Fd11050N、Fa2FaFd12184N 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp1.5 因为Fa110500.3334e0.37X11,Y10 Fr13149p1fpXFr1YFa14724N Fa21050N Fa22184N 因为Fa221841.35e，X20.4,Y21.5 Fr21616 p2fpXFr2YFa25885N 所以取PP25885N 3）校核轴承寿命 Lh10C1090.8103()h()h128066h 60nP601195885663 PP25885N 按一年300个工作日,每天2班制.寿命26年.故所选轴承适用。 七、键联接的选择及校核计算 - 24 - 设计计算及说明 结 果 P4TPdhl125~150P70~80Lh128066h 钢 铸铁 P36.38 1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键A10×28，b×h×L=6×6×20 单键 键联接的组成零件均为钢，P=125MPa 4T42.183104PP36.38P=125MPa dhl20620满足设计要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键 键联接的组成零件均为钢，P=125MPa 4T41.642105P60.00Mpap125MPa dhl38836 满足设计要求 3．Ⅲ轴上 １）联轴器处 采用键A，b×h×L=14×9×70 单键 4T44.603105P64.94MpaP125MPa满足设计P60.00Mpa dhl45970 要求 2）联接齿轮处 采用A型键A bhL181156 单键 54T44.60310PP66.42MpaP＝125Mpa dhl451156满足设计要求 八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下： - 25 -

P64.94Mpa 设计计算及说明 结 果 P66.42Mpa （1）判断危险截面 在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴， 轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均 无需疲劳强度校核。 从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿 轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应 力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样 的，所以只需校核E段左右截面即可。 （2）.截面右侧： 抗弯截面系数w0.1d30.13634665.6mm3 抗扭截面系数Wt0.2d0.23693312mm 左截面上的扭矩T3为T341970Nmm 截面上的弯曲应力b截面上的扭转应力TM13491828.9MPa W4665.6T3419700.45MPa WT93312333 轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得：B685MPa;1335MPa;1185MPa 截面上理论应力系数及按附表3-2查取。因r2.0D500.043;1.389 d31d36b28.9MPaT0.45MPa 经查之为：2.25;1.80； 又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数q0.83;q0.81； 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为： - 26 - 设计计算及说明 结 果 K1q(1)10.83(2.251)2.04K1q(1)10.81(1.81)1.65皱眉经过表面硬化处理，即q1，则按式（3-12）及（3-12a） 得到综合系数为： Kk 2.04112.92； 0.720.921 1有附图3-2的尺寸系数0.72 由附图3-3的扭转尺寸系数为r0.85 K2.04K1.65轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：0.92； 1.651K112.03 0.850.92k1K2.92 0.72 40Cr的特性系数又由§3-1及§3-2得到0.10.2，取0.1;0.050.1取0.05 则界面安全系数： r0.85 SSSca1Kam33557.432.801.710.10 118568.4 km2.0310.90.0510.9SS2SS257.4368.4441.589.32故可知道其右端面安全； 同理可知：E段左端面校核为： 抗弯截面系数w0.1d30.150312500mm3 抗扭截面系数Wt0.2d30.250325000mm3 截面IV上的扭矩T3为T341910Nmm M12513210.00MP截面上的弯曲应力ba W12500S57.43S68.4Sca44 截面上的扭转应力TT3419103.353MPa WT25000- 27 - 设计计算及说明 由表15-1查得：B685MPa;1335MPa;1185MPa 又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数q0.83;q0.81； 有附表3-8用插值法查得： k结 果 0.8k2.124;其中k2.655 b10.00MPa T3.353MPa 的特性系数 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：0.92； Kk112.655112.74； 0.92k1K12.124112.21 0.92又由§3-1及§3-2得到40Cr0.10.2，取0.1;0.050.1取0.05 则界面安全系数： SSScaK12.74 33517.952.745.590.10 1Kam11859.84 km2.217.130.057.13SS2SS2K2.21 S17.95S9.84Sca8.617.959.848.61.520.47故E段左端截面的左端面都安全！ 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 符号 减速器及其形式关系 δ δ1 b b1 p 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 0.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm 1.5δ=12mm 1.5δ=12mm 2.5δ=20mm取30mm - 28 -

设计计算及说明 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 df n d1 0.036a+12=12.288mm取16mm a<250mm,n=4 0.75df=13.15mm取8mm (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm 150~200mm取180mm (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6 (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12 结 果 d2 连接螺栓d2的间距 l 轴承端盖螺钉直径 d3 窥视孔盖螺钉直径 d4 定位销直径 df、d2、d3至外机壁距离 d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 内机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 d c1 c2 R1 h L1 R1=C2=20 c1+c2+(5~8)=44 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 △1 ≥1.2δ=9.6mm取14mm △2 ≥δ=8mm取10mm m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm D2 - 29 -