二级圆柱齿轮减速器设计计算（毕业论文）

1 1 绪论 随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这 就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着 齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置. 它是机械设备的重要组成部分 和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各 行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参 数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水 平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美 及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。 1.1 本设计的目的及意义 目的： A 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩 固、 深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能 力。 B 学习机械设计的一般 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 ，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械 的设计原理和过程。 C 对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准 和 规范 编程规范下载gsp规范下载钢格栅规范下载警徽规范下载建设厅规范下载 等。 D 学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择 CAD 等制图工 具。 E 了解减速器内部齿轮间的传动关系。 意义： 通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题 的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专 业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了 解其基本原理 1．2 减速器的发展状况 减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大 B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 2 转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更 新换代快的特点。渐开线二级圆柱齿轮减速器具有体积小、重量轻、承载能力大、 传动平稳、效率高、所配电机范围广等特点，可广泛应用于各行业需要减速的设 备上。二级圆柱齿轮减速器的计算机辅助设计及制造（CAD/CAM）技术是当今设 计以及制造领域广泛采用的先进技术。通过本课题的研究，将进一步对这一技术 进行深入地了解和学习。 1．3 减速器的发展趋势 当今的减速器正向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命 长的方向发展。我国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发 展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率； 二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化，在现代机械中应用极为广泛。 减速机行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆 减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、条素装置、以及包括柔性传 动装置在内的各类复合传动装置等，产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、 船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。其作为传动机械行业里的一个重要 的分支，在机械制造领域中扮演着越来越重要的角色。近几年，随着中国产业经 济的迅猛发展，减速机行业在国内也取得了日新月异的进步。 1.4 研究内容 1）减速器的设计计算 (1)传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的分析和拟订 选择正确合理的传动方案。 (2)电动机的选择 选择电动机类型和结构形式，确定电动机的容量，确定电动机的转速。 (3)传动装置的运动和动力参数的计算 计算各轴的转速，功率，转矩。 (4)传动零件的设计计算 外部传动零件和内部传动零件的设计计算 (5)轴的设计计算 (6)轴承，联接件，润滑密封及联轴器的选择和验算 (7)箱体的结构设计计算 3 传动方案的拟定 带式输送机传动系统方案如图 1 所示 图 1 B6 型带式运输机及其二级圆柱齿轮减速器设计 数据编号 运输带工作拉力 F/N 运输带工作速度 v/m.s-1 卷筒直径 D/mm B6 2250 1．50 290 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 10年，小批量生产， 两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5％。 设计要求：1、完成设计 说明书 房屋状态说明书下载罗氏说明书下载焊机说明书下载罗氏说明书下载GGD说明书下载 一份，约 8000 字。 2、完成带式传输装置总体设计及减速器部装图、零件图。 3、完成减速器所有零件图及装配。 带式输送机由电动机驱动，电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入减速器 3，在 经联轴器 4传至输送机滚筒 5，带动输送带 6工作。传动系统中采用两级展开式 圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较 大的刚度，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。 2.1 电动机的选择。 按设计要求及工作条件选用 Y系列三相异步电动机卧式封闭结构 380V。 （1）电动机容量的选择。 根据已知条件由计算得知工作所需有效功率。 工作机所需功率; B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 4 1000 W F P   传动装置总体效率 1 2 3 4 50.99 0.99 0.96 0.96 0.99 2)        弹性联轴器效率 滚动轴承效率 闭式齿轮传动效率 卷筒效率 弹性联轴器( 效率 算得传动系统总效率 4 21 2 3 4 5     = 4 20.99 0.99 0.96 0.96 0.99    =0.833 工作机所需电动机功率 " dp =Fv／1000η =2250×1.50/1000×0.833=4.051kw 因为工作时有轻微振动，故电动机功率略大于 "dp "(1.3 1.5)d dp P  = 5.26—6.076 (kw) 由文献[1]表 20-5 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据可以确定，满足 rm PP  条件的电动机额定功率 mP 应取 5.5 kw。 （2）电动机转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速： nw= D v  100060 =6000×1.5/3.14×290=98.8 r/min 通常二级圆柱齿轮减速器传动比取 i =8—40 n d = inw=（8~40）×98.8=790.68—3953.4 r/min 由文献[1]表20-5初步选同步转速为1000 min r 1500 min r 和3000 min r 的电 机，对应于额定功率 mP 为 5.5kw的电动机号分别取 Y132S1-2型、 Y132S-4型和 Y132M2-6型三种。将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表： 方案号 电动机型号 额 定 功 率 （kw） 同 步 转 速 （ min r ） 满 载 转 速 （ minr ） 总传动比 电动机质 量/kg 一 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.91i 64 二 Y132S-4 5.5 1500 1440 1.50i 68 三 Y132M2-6 5.5 1000 960 i 85 通过对这三种方案比较：一 电机重量轻，但传动比大，传动装置外轮廓尺寸 5 大，结构不紧凑；二与三比较，综合考虑电动机和传动装置尺寸，质量，价格及 传动比，可以看出，如果传动装置结构紧凑，选用三方案最好即：Y132M2-6 系 列 2.2 传动比的分配。 带式输送机传动系统总传动比 i=nm/nw=960/98.8=9.72 所以两级圆柱齿轮减速器的总传动比  2312iii 9.72 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用侵油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面 硬度 HBS350,齿宽系数相等时。考虑面接触强度接近相等的条件，取两级圆柱 齿轮减速器的高速级传动比：i1= =3.689 低速级传动比为   1/2 iii 9.72/3.689=2.635 传动系统各传动比分别为： 0 1i  i1=3.689 i2=2.635 4 1i  2.3 传动系统的运动和动力参数计算： 传动系统各轴的转速，功率和转矩计算。 1轴（减速器高速轴）： 960 1 960 01 0 1  i n n min r " 1 1dP P  4.051×0.99=4.01kw T1=9550 1 1 n P =9550× 960 01.4 =39.89 N·m 2轴（减速器中间轴） 23.260 689.3 960 2 2 1  i n n min r 2 1 12 1 2 3P P P    =4.01×0.96×0.99=3.811kw T2=9550 2 2 n P =9550× 23.260 811.3 =139.86 N·m 3轴（减速器低速轴） 76.98 635.2 23.260 23 2 3  i n n min r P3= P2 23 =3.811×0.96×0.99=3.622kw B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 6 T3=9550 3 3 n P =9550× 76.98 622.3 =350.24 N·m 4轴（输送机滚筒轴） 76.98 1 76.98 4 3 4  i n n min r P4= P3 34 =3.622×0.96×0.99×0.99=3.41kw T4=9550 4 4 n P =9550× 76.98 41.3 =329.54 N·m (1-3) 轴输出功率和输出转矩 P1`=p1× 1=4.01×0.99=3.97kw P2`=p2× 2=3.811×0.99=3.77kw P3`=p3× 3=3.622×0.99=3.59kw T1`=T1× 1=39.89×0.99=39.49kw T2`=T2× 2=139.86×0.99=138.46kw T3`=T3× 3=350.24×0.99=346.74kw 将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表 1 轴名 功率（kw） 转矩（ N m ） 转 速 （ minr ） 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 1 4.01 3.97 39.89 39.49 960 1 0.96 2 3.811 3.77 139.86 138.46 260.23 3.689 0.96 3 3.622 3.59 350.24 346.46 98.76 2.635 0.96 4 3.41 3.37 329.54 226.24 198.76 1 0.98 对于所设计的减速器中两级齿轮传动，高速级和低速级均采用直齿圆柱齿轮 传动。 3 齿轮的设计 按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，分别进行高速级斜齿圆柱齿轮传动的 设计计算和低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算。 3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算， (1)选择材料及热处理，精度等级，齿数 1z 与 2z 齿宽系数 d ，并初选螺旋角 考虑减速器要求结果紧凑故大小齿轮均用 40Cr 调质处理后表面淬火，因载荷较 平稳，齿轮速度不是很高，故初选 7级精度，齿数面宜多取，选小齿轮齿数 z1=24， 大齿轮齿数 z2= =3.689×24=90，按软齿面齿轮非对称安装查文献[2]表 6.5， 7 取齿宽系数 d =1.0 。实际传动比 i12`=90/24=3.75，误差(i12`- i12)/ i12`=(3.75-3.689)/3.75=0.0162≤ ，在设计给定的±5%范围内可用。 3.2 按齿面接触疲劳强度设计， 由文献[2]式(6.11) 3 211 ) ][ ( 1 32.2 H E d t zKT d       (1)确定 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 中各式参数； 1）载荷系数 tK 试选 tK =1.5 2）小齿轮传递的转矩 1T T1=9.55× 1n P =9.55× 960 051.4 =4.0299× N·m 3）材料系数 Ez 查文献[2]表 6.3 得 MPazE 8.189 4）大，小齿轮的接触疲劳极限 2lim1lim HH  按齿面硬度查文献[2]图 6.8得 lim1 lim2600 560H HMPa MPa   5）应力循环次数 =60×960×1×300×16=2.7648× N2=N1/ =2.7648× /3.75=7.3728× 6)接触疲劳寿命系数 21 HNHN KK 查文献[2]图 6.6 得 1 2 0.90 0.92 HN HN K K   6）确定许用接触应力 ][][ 21 HH  取安全系数 1HS 1 lim1 1 2 lim2 2 0.90 600[ ] 540 1 0.92 560[ ] 532 1 HN H H H HN H H H K MPa S K MPa S           B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 8 取 1[ ] [ ]H H  (2)设计计算 1）试计算小齿轮分度圆直径 td1 取 ][][ 21 HH   3 2\40299*5.1 1 ) 532 8.198 ( 75.3 175.3 0.1 32.2   td =51.11mm 2）计算圆周速度 v v= 100060 1nπd1t   =2.568m/s 3）计算载荷系数 k 查文献[2]表 6.2 得使用系数 Ak =1 根据 v=2.568 m/s 按 7级精度查文 献[2]图 6.10得动载系数 vk =1.0 查图 6.13 得 k =1.08 则 k= Ak vk k ka=1×1.0×1.08×1=1.08 4）校正分度圆直径 1d 由文献[2]式（6.14） 31 1 t t k k tdd  = 3 5.1 08.1 ×49.06 mm=43.97mm d1t (3)计算齿轮传动的几何尺寸； 1）计算模数 m m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按标准取模数 m=2.5mm 2）两轮分度圆直径 21 dd 1d =mz1=2.5×24=60mm d2=mz2=2.5×90=225mm 3）中心距 a a=m(z1+z2)/2=2.5×(24+90)/2=142.5mm 4）齿宽 b b= d d1=1.0×60=60mm b1=b2+(5--10)mm b2=65mm b1=70mm 5）齿全高 h mmmh 625.55.225.225.2  9 3.3 校核齿根弯曲疲劳强度 由文献[2]式（6.12） ][ 2 3 2 1 1 FSaFa d F YY mz KT     (1)确定公式中各参数值; 1)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 2lim1lim FF  查文献[2]图 6.9 取 lim1 lim2240 260F FMPa MPa   2)弯曲疲劳寿命系数 21 FNFN KK 查文献[2]图 6.7 取 1 2 0.87 0.91 FN FN K K   3)许用弯曲应力 ][][ 21 FF  取定弯曲疲劳安全系数 4.1FS ,应力修正系数 0.2STY 1 lim1 1 2 lim2 2 [ ] 240 0.87 2 /1.4 298.3 [ ] 260 0.92 2 /1.4 338 FN ST F F F FN ST F F F K Y MPa S K Y MPa S               4)齿轮系数 21 FaFa YY 和应力修正系数 21 Sasa YY 查文献[2]表 6.4 得 1 2 1 2 2.62 2.18 1.59 1.79 Fa Fa sa sa Y Y Y Y     5)计算大小齿轮的 ][ 111 FsaFa YY  与 ][ 222 FsaFa YY  并加以比较取其中最大值代入公式计算 1 1 1 2 2 2 2.62 1.59 0.0140 [ ] 298.3 2.18 1.79 0.0115 [ ] 338 Fa sa F Fa sa F Y Y Y Y         小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 (2)校核计算 (3) ][ 2F =(2×1.08×40299×2.20×1.58)/1.0× =33.62MPa ][ 2F 所以 弯曲疲劳强度足够。（注：高速齿轮结构图见二维设计图） B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 10 4 低速级直齿圆柱齿轮传动。 4.1 选择齿轮材料及热处理方法，精度等级，齿数 21 zz 及齿宽系数 d 。 选择 45钢调质处理，齿面硬度分别为 220HBS，280HBS，属软齿闭式传动，载荷 平稳齿轮速度不高，初选 7级精度，小齿轮齿数 1z =30，大齿轮齿数 z2= =2.635 ×30=80，按软齿面齿轮非对称安装查文献[2]表 6.5，取齿宽系数 d =1.0 ，实 际传动比 i12`=80/30=2.67， 误差 i12`-i12)/ i12`=(2.67-2.635)/2.67=0.0131≤ ，在设计给定的±5% 范围内可用。 4.2 按齿面接触疲劳强度设计， 由文献[2]式(6.11) 3 211 ) ][ ( 1 32.2 H E d t zKT d       (4)确定公式中各式参数； 7）载荷系数 tK 试选 tK =1.5 8）小齿轮传递的转矩 1T T1=9.55× 1n P =9.55× 23.260 811.3 =139900 N·m 9）材料系数 Ez 查文献[2]表 6.3 得 MPazE 8.189 10）大，小齿轮的接触疲劳极限 2lim1lim HH  按齿面硬度查文献[2]图 6.8得 lim1 lim2600 580H HMPa MPa   11）应力循环次数 =60×260.23×1×300×16=74940000 N2=N1/ =74940000/2.67=28060000 11 12）接触疲劳寿命系数 21 HNHN KK 查文献[2]图 6.6 得 1 2 0.92 0.98 HN HN K K   13）确定许用接触应力 ][][ 21 HH  取安全系数 1HS 1 lim1 1 2 lim2 2 0.92 600[ ] 552 1 0.98 580[ ] 568 1 HN H H H HN H H H K MPa S K MPa S           取 1[ ] [ ]H H  (5)设计计算 5）试计算小齿轮分度圆直径 td1 取 ][][ 21 HH   3 239001*5.1 1 ) 552 8.198 ( 67.2 167.2 0.1 32.2   td =77.43mm 6）计算圆周速度 v v= 100060 1nπd1t   =1.0544m/s 7）计算载荷系数 k 查文献[2]表 6.2 得使用系数 Ak =1 根据 v=1.0544m/s 7 级精度查文 献[2]图 6.10得动载系数 vk =0.7 查图 6.13 得 k =1.08 则 k= Ak vk k ka=1×0.7×1.08×1=0.756 8）校正分度圆直径 1d 由文献[2]式（6.14） 3 1.1343 1.51 1 66.18 60.29t t kd d mm k     3 1 1 t t k k tdd  = 3 5.1 756.0 ×77.43 mm=49.04mm d1t (6)计算齿轮传动的几何尺寸； 6）计算模数 m B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 12 m=d1/z1=49.04/30=1.635mm 按标准取模数 m=2.5mm 7）两轮分度圆直径 21 dd 1d =mz1=2.5×30=75mm d2=mz2=2.5×80=200mm 8）中心距 a a=m(z1+z2)/2=2.5×(30+80)/2=137.5mm 9）齿宽 b b= d d1=1.0×75=75mm b1=b2+(5--10)mm b2=80mm b1=75mm 10）齿全高 h mmmh 625.55.225.225.2  4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 由文献[2]式（6.12） ][ 2 3 2 1 1 FSaFa d F YY mz KT     (4)确定公式中各参数值; 6)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 2lim1lim FF  查文献[2]图 6.9 取 lim1 lim2240 260F FMPa MPa   7)弯曲疲劳寿命系数 21 FNFN KK 查文献[2]图 6.7 取 1 2 0.86 1.02 FN FN K K   8)许用弯曲应力 ][][ 21 FF  取定弯曲疲劳安全系数 4.1FS ,应力修正系数 0.2STY 1 lim1 1 2 lim2 2 [ ] 240 0.86 2 /1.4 294.86 [ ] 260 1.02 2 /1.4 378.86 FN ST F F F FN ST F F F K Y MPa S K Y MPa S               9)齿轮系数 21 FaFa YY 和应力修正系数 21 Sasa YY 查文献[2]表 6.4 得 1 2 1 2 2.62 2.24 1.59 1.75 Fa Fa sa sa Y Y Y Y     10)计算大小齿轮的 ][ 111 FsaFa YY  与 ][ 222 FsaFa YY  13 并加以比较取其中最大值代入公式计算 1 1 1 2 2 2 2.62 1.59 0.0142 [ ] 294.86 2.216 1.774 0.0103 [ ] 282.86 Fa sa F Fa sa F Y Y Y Y         小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 (5)校核计算 ][ 2F =(2×0.756×13900×2.52×1.625)/1.0× =15.30MPa ≤ ][ 2F 所以 弯曲疲劳强度足够。（注：低速齿轮结构图参见二维设计图） 5 轴的设计与计算 在完成了带式传输机传动系统运动及动力参数的计算和减速器两级齿轮传 动的设计计算之后，接下来可进行减速器轴的设计，滚动轴承的选择，键的选择 和联轴器的选择。 5.1 高速轴（1 轴）的设计； （1）绘制轴的布置简图和初定跨距， 轴的布置入图 4 图（3）轴分部图 a1=117mm a2=137.5mm bh1=50mm bh2=45mm bl1=80mm bl2=75 考虑相邻齿轮设轴向不发生干涉，计入尺寸 s=10mm， 齿轮与箱体内壁设轴向不发生干涉，计入尺寸 k=10mm 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸 c=6mm B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 14 初取轴承宽度分别为 mmnmmnmmn 222220 321  3 根轴的支架跨度分别为 L1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=192mm L2=2(c+k)+bh1+s+bl2+n2=189mm L3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=194mm （2）高速轴（1 轴）的设计 ①� 择轴的材料及热处理； 轴上齿轮的直径较小，（ mmda 26.491  ）采用齿轮轴结构，轴的材料及热处 理和齿轮的材料及热处理一致，选用 40 rC 调质。 ②轴的受力分析 轴的受力简图如图示； （a）轴的受力简图 图中 Lab=192mm=L1 Lac=n1/2+c+k+bh1/2=51mm Lbc=Lab-Lbc=141mm （a）计算齿轮的啮合力， Ft1=2T1/d1=2*40299=1611.96N Fr1=Ft1*tanan/cosb=602.145N Fa1=Ft1*tanb=372.23N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图； 轴在水平面内的受力简图，如图示： (b) 轴在水平面内的受力简图 15 1 0 132 1629 1142 184 ( ) 178.6 0 59414 B BC AX t AB r ac A By AX BX CH AX AC BX BC M l F F N l F l M F N LAB M M M F l F l N m                左支点水平支反力 右支点垂直支反力 轴在水平面内的弯矩图如上图示 （c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图，如图示 (c) 轴在垂直面内的受力简图 1 2 233 ( ) 394 0 21838 20488 A r bc a AB AY BY CY AY AC CY BY BC F N F l M N l M M M F l N m M F l N m                AY BX 左支点轴向支反力F 右支点轴向支反力F 轴在垂直面内的弯矩图如上图示。 （d）求截面 C 处弯矩 * 59414H AX ACM F l N m   C 处垂直弯矩 1 2 2 2 1 1 2 2 2 2 21838 20488 63300 62847 V AY BC V BY AC V CH V CH M F l N m M F l N m C M M M N m M M M N m                 处合成弯矩 考虑启动，停机的影响，扭矩为脉动循环 3/ 53744/(0.1 32 ) 19.317ca ca aM w MP     B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 16 强度校核 45 号钢调质处理，由文献{2}表 11.2 查得 1[ ] 60MPa  ca p 1[ ]  故，弯扭合成强度满足要求 ③轴的初步计算； 由文献[2]中式（11.4）和式（11.6）得 mm TM d 3 1 22 ][ )(10      ( ) 20764C BCM M l B N m     按文献[2]中表 11.2，轴材料为 40Cr 调质 MP ab 735 按文献[2]中表 11.2，许用弯曲应力值得 1[ ] 60MPa  取折算系数 6.0 将以上数值代入轴计算截面（c 截面）直径计算公式 2 2 2 2 33 1 10 ( ) 10 20764 (0.6 26070) 22.52 [ ] 60 M T d mm           轴的最小直径 d1 3 n P C 3 960 4.051 121 mm=18.098mm ④轴的结构设计， 按经验公式，减速器输入轴的轴端直径， (0.8 ~1.2) (0.8 ~1.2) 22.52 17.8 ~ 27e md d mm    （ md 电动机轴端直径) 参考联轴器标准轴孔直径，取减速器高速轴的轴端直径 d 减=25mm 根据轴上零件的布置，安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度其中轴 颈，轴头结构尺寸与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35 30 35 40 47 mm 安装半联轴器处轴段直径：第一组: 25 28 30 30 35 mm 第二组：30 32 35 38 40 mm 第三组：32 35 38 40 42 mm （注：因此轴段安装的半联轴器与电动机轴安装的半联轴器为同一型号联轴 器，故此轴段直径应在电动机轴直径所在同一组数据中选定。） 安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸可参考文献[1]表 5-2 确定。 （注：在安装联轴器处，当直径 1d 受到轴颈直径和联轴器轴径限制时，允许 按 cdd )4~2(1  取值；或此处不计算轴肩，可借助于套筒实现联轴器的轴向定 17 位。） （注：减速器高速轴的结构参见二维设计图） 5.2 中间轴（2 轴）的设计； ①选择轴的材料及热处理， 选用 45 号钢调质， ②轴的受力分析 轴的受力简图（略）图中 Lab=189mm=L1 Lac=n2/2+c+k+bh2/2=49.5mm Lbc=Lab-Lbc=139.5mm Lbd= n2/2+c+k+bh1/2=67mm （a）计算齿轮的啮合力； Ft1=2T1/d1=1512N Fr1=Ft1*tanan/cosb=564.81N Fa1=Ft1*tanb=349.2N Ft3=2T2/d3=3729.6N Fr3= Ft3*tana=1357.46N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 轴在水平面内的受力简图 mNlFM mNlFMMM NFFFF N l lFlF F BDBXDX ACAXCXBXAX AXttBX AB BDtBCt AX         49.187832 435.1206870 47.280313.243815126.3729 13.2438 189 676.37295.1391512 23 32 (轴在水平面内的弯矩图略) （c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图，轴在垂直面内的受力 简图（略）； Fay=Fax=2438.13N 3 2 1 2 2 2 1125 355 170.6 599.4 0 170.6 53 9041.8 137 100 13700 2 599.4 58 3465.2 BY r r AY AY BY CY AY AC CY a DY BY BD F F F R N M M M F l N mm d M F N mm M F l N mm                            （轴在 垂直面内的弯矩图略） （d）求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图； B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 18 2 2 2 2 1663 2477 A AX AY B BX BY F F F N F F F N       (轴向力 aF 190.49N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两 端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承 B 上） 1 2 2 2 0 88142 88740 143571 2 96560 A B C C D t M M M N mm M N mm M N mm T F d N mm             （轴的合成 弯矩图，转矩图略） ③轴的初步计算； 由文献[2]中式（11.4）和式（11.6）得， 42.56mm ][ )(10 3 1 22     mm TM d   按文献[2]中表 11.2 轴的材料为 45 号钢调质 MP ab 640 按文献[2]表 11.2 许用弯曲应力值 得 MPa60][ 1  取折算系数 6.0 轴的最小直接为 d2 3 n P C 3 260.23 3.811 121 mm=27.4mm 在此轴段开有一个键槽时，直径增大 4%计算截面直径 26.04 29.55 c D d mm d mm   ④轴的结构设计； 按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径 (0.3 ~ 0.35) (0.3 ~ 0.35) 125 39 ~ 45.5dd a mm    按文献[1]表 5-1，取减速器中间轴的危险截面直径 mmdd 40 ，根据轴上零 件的布置，安装和定位的需要，初定各轴的直径及长度其中轴颈、轴头结构尺寸 应与轴上相关零件的结果尺寸。联系起来统筹考虑。 轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35 40 45 40 35 mm 安装齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度—2mm （注：减速器中间轴的结构见下图） 5.3 低速轴（3 轴）的设计； ①选择轴的材料及热处理， 选用 45 号钢调质 ②轴的受力分析 轴的受力简图所示 19 （a）轴的受力简图 图中 Lab=194mm=L3 Lbc=n3/2+c+k+bl2/2=64.5mm Lac=Lab-Lbc=129.5mm （a）计算齿轮的啮合力； Ft4=2T3/d4=2*13900/200=1399N Fr4=Ft4/tan20 =3843.72N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图， 轴在水平面内的受力简图如图所示 (b) 轴在水平面内的受力简图 mNlFMMM NFFtF N l l F ACAXCXBXAX AXBX AB BC AX     335.602340 87.9334 13.465 4Ft (轴在水平 面内的弯矩图略) （c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图； 轴在垂直面内的受力简图如图所示 B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 20 (c) 轴在垂直面内的受力简图 mNlFMcyMM NFFrF N l l Fay ACAyByAy Ayby AB BC     23.1654930 58.25654 94.1277 4Fr 轴在垂直面内的 弯矩图略) （d）求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图； Fa=1359.95N Fb=2730.26N Mc=176000 mN  T=Ft4*d4/2=1399*200/2=139900 mN  (轴的合力弯矩图、转矩图略) ③轴的初步计算； 由文献[2]式（11.4）和式（11.6）得 mm TM d 3 22 ][ )(10    按文献[2]中表 11.2 轴的材料为 45 号钢调质 b =640MPa 按文献[2]表 11.2 许用弯曲应力值得 MP a60][ 1  取折算系数 6.0 将以上数值代入轴计算截面（c 截面）直径计算公式： mm91.31 ][ )(10 3 22    mm TM d   在此轴段开有一个键槽时，直径增大 4%，计算截面直径 mmdc 39.31 轴的最小直径 d3 3 n P C 3 98.76 3.622 121 mm=37.23mm ④轴的结构设计； 按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径， 21 (0.3 ~ 0.35) (0.3 ~ 0.35) 121.25 36.375 ~ 43.4375dd a mm    按文献[1]表 5-1，取减速器低速轴的危险截面直径 mmdd 50 根据轴上零件的位置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中 轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：40 45 50 55 50 45 安装半联轴器处轴段直径：30 32 35 38 40 42 45mm 注:此轴段直径可根据结构需要按所列联轴器标准轴孔直径选定。 安装 齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度—2mm （注：减速器低速轴的结构参见二维设计图） 6 滚动轴承的选择； （1）高速轴（1 轴）上滚动轴承的选择； 按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴 承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为 hLh 43800 。 由前计算结果知：轴承所受径向力 Fr=602.145，轴向力 Fa=272.23，轴承工 作转速 n=960 minr 初选滚动轴承 6207 GB/T276-1994，按文献[3]中表 18-2 基本额定负荷 NCr 25500 基本额定静负荷 NCor 15200 Fa/ orC =372.23/15200=0.0245 e=0.22 Fa/Fr=372.23/602.23=0.618>e X=0.56 y=1.99 按文献[2]中表 8.7 冲击负荷系数 5.1Pf Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N = =16593.2N 因 rjs CC  ，故 6003 轴承满足要求 6207 轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9 （2）中间轴（2 轴）上滚动轴承的选择； 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴 B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 22 承组合式，轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为 hLh 43800 。 由前计算结果知：轴承所受径向力 Fr=1357.4N，轴向力 Fa=349.2N 轴承工作 转速 n=260.23 minr 初选滚动轴承 6207 GB/T276-1994，按文献[3]表 18-2，基本额定动负荷 NCr 25500 ，基本额定静负荷 NCor 15200 。 Fa/ orC =349.2/15200=0.02297 e=0.22 Fa/Fr=349.2/1357.4=0.2573>e X=0.56 y=1.99 按文献[2]中表 8.7 冲击负荷系数 5.1Pf Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N = =15469.1N 因 rjs CC  ，故 6007 轴承满足要求 6207 轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9 （3）低速轴（3 轴）上滚动轴承的选择； 按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴 承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为 hL =43800h。 由前计算结果知，轴承所受径向力 Fr=轴承工作转速 n=98.76 minr 初选滚动轴 承 6209 GB/T276-1994，按文献[3]表 18-2，基本额定动负荷 KNCr 5.31 , NCor 20500 按文献[2]中表 8.7 冲击负荷系数 5.1Pf Pr=Fr*fp=3843.72*1.5=5765.58N = =30556.59N 因 rjs CC  ，故 6008 轴承满足要求， 6009 轴承 D=85mm B=19mm d=45mm z=10 滚动轴承的选择应注意：高速轴（1 轴）上滚动轴承的 D 值≤中间轴（2 轴） 23 上滚动轴承的 D 值，中间轴（2 轴）上滚动轴承的 D 值≤低速轴（3 轴）上滚动 轴承的 D 值。 7 键联结和联轴器的选择； （1）高速轴（1 轴）上键和联轴器的选择； 由前计算结果知：高速轴(1 轴）的工作转矩 T=39.89N 工作转速 min960 rn  按文献[2]中表 10.1 工作情况系数 7.1~3.1AK 取 5.1AK 计算转矩 Tca=KaT=1.5*39.89 mN  =59.835 mN  选 LT 型弹性套柱销联轴器， 按文献 [1]中表 17-9 选 LT4 联轴器 .许用转矩 [ ] 63N m   ，许用转速 min5700][ rn  。 因 ][],[ nnTca   ，故该联轴器满足要求。 选 A 型普通平键 b=8mm h=7mm L=52mm 按文献[3]中表 15-26 初选键: 8×7 b=8mm h=7mm L =52mm 按文献[2]表 12.1 键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为 MPaMPa 90][110][   按文献[4]中式 7-1 和式 7-3 分别验算键的挤压强度和剪切强度  p=4000T/dhl=4000×39.89/25×7×25=36.47< ][  =2000T/dbl=2000×39.89/25×8×25=15.956< ][ 键的挤压强度和剪切强度满足要求。 （2）中间轴（2 轴）上键的选择； 由前计算结果知：中间轴（2 轴） 由 T2=139.86 mN  n=260.23 r/min 普通 A 型平键（轴右边一个） 由 d=40, l =68 选 bh=128,b=12, l =8 21 35 (5 ~10) 25 ~ 30l mm   按文献[3]中表 15-26 初选键 20031095/812  TGB b=12mm h=8mm L=70mm l=16mm。 按文献[2]中表 12.1 键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为 MPaMPap 90][110][   按文献[4]中式 7-1 和式 7-3 分别验算键的挤压强度和剪切强度  p=4000T/dhl=4000×139.86/40×8×70=23.625< ][ B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 24  =2000T/dbl=2000×139.86/40×12×70=7.875< ][ 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。 选 A 型普通平键（轴左边一个） 22 22 2240 68 70 (5 ~10) 60 ~ 65d mm L mm L mm     按文献[3]中表 15-26 初选键 20031095/812  TGB ： b=12mm h=8mm L=36mm 。 且键的挤压强度和剪切强度满足要求（略）。 （3）低速轴（3 轴）上键联接和联轴器的选择； 由前计算结果知：低速轴（3 轴）的工作转矩 T3=350.24 mN  ，工作转速 n=98.76 r/min。选 A 型普通平键 31 31 3138 80 80 (5 ~10) 65 ~ 70d mm L mm L mm     按文献[3]中表 15-26 初选键 20031095/812  TGB ：b=12mm h=8mm L=68mm 。 按文献[2]中表 12.1，键的许用挤压应力和剪切应力分别取为 MPaMPap 90][110][   。 按文献[4]中式 7-1 和 7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度，  p=4000T/dhl=4000×350.24/40×8×68=64.38< ][  =2000T