1、1机械设计课程设计设计题目：带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器学院： 专业： 班级： 姓名： 学号： 成绩： 指导老师： 职称： 设计时间： 年 01 月 01 日至年 01 月 15 日年 月 日2目 录一、设计任务书3二、电机的选择计算.4三、运动和动力参数的计算.4四、传动零件的设计计算.51、闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算52闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算9五、轴的设计计算111、减速器高速轴 1 的设计142、减减速器低速轴 2 的设计.153、减速器低速轴 3 的设计.20六、滚动轴承的选择与寿命计算.241、减速器高速 1 轴滚动轴承的选择与寿命计算.242、减速器低速 2 轴滚动
2、轴承的选择与寿命计算263、减速器低速 3 轴滚动轴承的选择与寿命计算.27七、键联接的选择和验算28八、联轴器的校核.29九、润滑油的润滑方式选择29十、减速器箱体附件选择设计30十一、主要设计尺寸30十二、参考文献34十三、小结.353机械设计任务书设计题目:带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器设计数据及其要求:运输带拉力 F=2300N:运输带速度 :V=1.5m/s；滚筒直径 D=400mm机器的工作环境:清洁，最高温度 350C 器的载荷特性: 平稳;连续单向运转，两班制，工作寿命 15 年（每年工作 300 天） 。其他设计要求:1、允许带运输速度误差士 5%; 2、小批量生产.图 1-1
3、工作量：1.设计说明书一份；2.减速器装备图一张；3.减速器零件图 13 张。4二、电机的选择计算:1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选取 Y 系列三相异步电动机2、选择电动机的容量工作机所需的功率为:kwFVpw45.310.2（11） 该公式中 pw 代表工作机所需的功率， F 代表输送带拉力，而 V 代表输送带速度。输送带与滚筒也有传动的效率，一般 =0.96098，此处由于工作条件好，载荷1平稳，取其为 0.98 ；查参考文献【2】表 34 知，弹性联轴器的效率 =0.99，2一对 7 级精度圆锥滚子轴承的效率 = 0. 98，一对滚动轴承的效率 = 0. 99，闭4式 7 级精
4、度直齿圆锥齿传动效率 =0.975=0.98 0.98 0.97=0.87 5432129.059.0（12）所需电动机所需的功率Pd=Pw/ =3 .45/0.87=3.97kw (13) 3,确定电动机的转速查参考文献2表 4-3,闭式圆柱齿轮传动比推荐为 35，闭式圆锥齿轮传动比推荐为 23，则圆锥圆柱齿轮减速器的传动比 i 总 =615,而工作机卷筒的转速为:（14）min756.1401.3.606rdvnw 所以电动机转速的可选范围为i/)8.96.2()56(7.1rind总（15）符合这一范围的同步转速有 750r/min 和 1000r/min.现以电动机数据及计算的总传动比
5、列于下表 1-1表 1-1方案 电机类型额定功率p/kw同步转速 r/min满载转速 r/min电机质量参考价格（元）总传动比 ia1 Y123M1-64 1000 960 750 1433 31.400.87Pr=3.97kw71.756r/mwn(429.91074.8)dr/m372 Y160M1-84 750 720 90 1800 20.054、选择电动机的型号根据上表数据分析，Y132M1-6 型电动机合服要求,一方面价格便宜，另一方面质量较轻，便于运输。三、动和动力参数的计算1.分配传动比设传动装置的总传动比为 i，根据电动机的满载转速 和工作机所需转速 ,mnwn按下式计算：（
6、16）wmni其中 ，根据（14）计算结果知 ，带入数据可知i960rnm in65.71rnw总传动比 i=13.4。(2)分配各级传动比根据机械设计手册推荐的齿轮传动比范围，圆柱齿轮 -5，锥齿轮32i，321i（17）21i为了避免圆锥齿轮过大，制造困难，推荐 ，且 ，直齿轮圆锥齿ii25.013轮传动比 =3,直齿轮圆柱齿轮传动比 =4.46。1i 2i(3)实际总传动比 i 实= =3 4.46=13.3821i=0. 02 H2，. 计算取 H1= H2=5460Mpac.按齿面接触强度设计小齿轮大端模数(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计):z1=24 ，则 Z2=Z l i l
7、2=24 3=72.实际传动比 u=Z2/Z1=72/24=3，且 u=tan 2=cot 1=3,2=71.565 ， 1=18.435则小圆锥齿轮的当量齿数zml=zl/cos1=24/cos18.435=25.3，m2=z2/cos 2=72/cos71.565 (113)=227.68T0=39493N.mmT1=39100 N.mmT2=111600N .mmT3=435799N .mmT4=459100N .mmN1=4.147 910N2=1.382 H1=540Mpa H2=517 Mpa3(4)表主教材表（10-6） ，有 ZE=189. 8 ，取 Kt=1.32Imp又T1
8、=39100N.mm，u= 3， R1=0.333计算小锥齿轮分度圆直径:3R12HEt1 )5.0)(.(KTz9.2d uRR(114)带入数据可得 65.it(115)mdritm 18.52)3.01(2).01( C.齿轮参数计算:(1)计算圆周速度:v= n 1/60000=3.14 52.188 960/60000=2.62 m/s （116） m(2)计算齿轮的动载系数 K根据 v=2 62，齿轮七级精度由文献110-8 得动载荷系数 Kv=1 .12由主教材表(10-2)得使用系数 KA=1.25取齿间载荷分配系数 1HF取由主教材表（10-9）得系数 KH be=1.25
9、则KH =KH be 1.5=1.875. （117）齿轮的载荷系数 K=KA Kv KHa KH = 1.25 1.12 1 1.875=2.625 （118）(3)按齿轮的实际载荷系数所算得的分度圆直径由式文献1(10-10a 得)(119)m845.73.1625.Kd3tt1 m=d1/z1=78.845/24=3.285d.齿轮弯曲疲劳强度设计（120）(1)由文献1图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 1=500Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380 Mpa(2)由文献1图 10-8 查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1=0. 85，KFN2=0.87.(3
10、)计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数 S=1. 4d1t=62.625mm。845.71dm=3.2853 Fl=KF1* FE1/S=0. 85 500/1.4=303.57 （121） F2=KF2* FE2/S=0.87 3800/1.4=236.14 （122）(4)计算载荷系数 KH =KF =1 .875K=KA KV KF KF =1.25 1.12 1 1.875=2.625 (123)(5)查取齿形系数（124）coszmdZv298.5411v6.7cos22vZ查文献1表 10-5 查得 YFa 1=2. 614，YFa2=2.114查得应力校正系数 YSa1=1.5
11、91, YSa2=1.884计算小齿轮的 并加以比较FYSa* =2.614 X 1.591/303.57=0.013691 Fa=2.114 X 1.884/236.14=0.016872YS* H2，. 计算取 H1= H2=576 Mpa(3)按齿面接触强度设计小齿轮模数(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计):取齿数 Z1=20，则 Z2=Z1 i 12=20 4. 46=89.2，取 Z2=89:实际传动比 u=Z2/Z1=89/20=4.45,由文献1表 11-5 有 ZE=189. 8 Mpa,由文献1取 Kt=1.5又 T1=38136. 8，u= 4.46，由文献（1）表 10
12、7 齿宽系数 d=1（133t2HEt1dTKz.2du35）带入上述数据可得 652.itd.齿轮参数计算:(1)计算圆周速度:v= dlnl/60000=3.14 63.652 320/60000=1.066m/s (136) (2)计算齿宽 bb= d dlt=1 62.24=62.24mm （137）(3)计算齿宽与齿高之比 b /h模数 mt=dlt/zl=63.652/20=3.183 （138）H=2 .25mt=7.162b/h=63.652/7.162=8.887(4)计算载荷系数 Kd1t=63.652mmv=1.066m/sb=62.24mmK=1.724m=3.4945
13、mm3根据 v=1. 066m/s，齿轮七级精度由文献1图 10-8 得 Kv=1. 05由文献（1）表 10-2 得使用系数 KA=l.25对于直齿圆柱齿轮 KH = =l KH由文献（1）表 10-4 插值法得 7 级精度小齿轮相对支承非对称布置 KH =1.314由 b/h=8 87， KH =1. 42，查得文献1 图 10-13 得 KF =1. 35齿轮的载荷系数K=KA Kv KH KH =1.25 1.05 1 1.314=1.724 （139）按齿轮的实际载荷系数所算得的分度圆直径由文献1式(10-10a 得)(140) m890.63.172465.Kd3tt1 m=dl/
14、z1=68.890/20=3.4945mm （141）e.按齿轮弯曲强度设计（142）(1)由文献1图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 =500 Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 =380 Mpa(2)由文献1图 10-8 查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN 1=0. 87，KFN2=0. 91.(3)计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数 S=1. 4 F1=KF1* FEl/S=0.87 500/1.4=310.714MPa （143） F2=KF2* FE2/S=0.885 3800/1.4=247.00 MPa （144）(4)计算载荷系数 KF =1. 35
15、K=KA KV KF KF =1.25 1 .05 l 1.253=l.645 (145)(5)查取齿形系数由文献（1）表 10-5 查得 YFal=2.65，YFa2=2. 18(6)查得应力校正系数由文献（1）表 105 查得 YSal=1.58 ，YSa2=1.79(7)计算小齿轮的 并加以比较FYSa* =2.80 1.55/310.714=0.013971 aK=1.645m=2.5Z1=28Z2=125d1=70mmd2=313mm3=2.202 1.754/240.214=0.01586F2YSa* Tc=59. 7 N. m,许用转速n=4700r/minn=960 r/min
16、所以联轴器符合使用要求。d.作用在小锥齿轮的受力:(l)圆周力 Ftl=2Tl /dml=2 39100/65=1144.6154 N(2)径向力 Frl= Ftltan cos 1=1144.6154 tan20 cos 18.435 =395.009N(3)轴向力 Fal= Ftltan sin 1Ftl=1144.6154 NFrl=390.009NFal= 131.670N3=1144.615 tan20 sinl8.435 =131.670Ne.轴的结构设计（装配见装配图）图(I)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一
17、轴肩 d =30mm,故12取 II-III 的直径 :d =35mm,右端用连接轴承，取 ,半联轴器与轴配合的23 md403毅孔长度为 L 1=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 I-II 轴段应比 L1 略短一些，取 l =58mm。2)初步选定滚动轴承因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并并取 =40mm,，由文献2 表 12.4 轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标34d准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30208，其主要参数为:d=40mm，D=80mm，T=19. 75mm, B=18mm, C=16mm,
18、，da =47mm,所以mind =40mm,d =36mm, d =40mm, l = =30.25mm。34455634563)取安装套筒处的 45 处的直径 d =36mm, ，在 67 处取其直径 dl1034,其长度 。m867ml10674)由轴承盖端的总宽度为 26mm ,套筒宽度 10m 确定,取 l =30mm。23至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(2 ) 轴上零件的周向定位L1=35.75mmL2=52mm3齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。为了保证齿轮与轴具有良好的配合的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ，67nH同样半联轴器与轴相连，配合也为 。滚动轴
19、承与轴的周向定位是67nH有过渡配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为 m6.(3)取轴端倒角为 2 45。 ，各轴肩处的圆角半径为 R2。f.求轴上的载荷。该轴受力计算简图如图 1. 2b，齿轮 1 受力图 （1）求垂直面内的支撑反力:l 处轴承的 T=25. 25mm a 19. 5mm.34L2=1 +2(T-a)=13+2 19.75=52mm 5L1=（25.25-19.75+10+20）=32.85mm根据实际情况取 L2=74mm，估取 L3=55mmMB=0 F = Ft(L2+L1)/L1=1144. 615(35.75+52)/52=1931. 539 N1NHY=0， .
20、 =Ft -F -=1144.615-1931.539=-786.923N21NH根据弯矩方程可得轴承一处弯矩为 MH=40920.48N (2)水平面内的支撑反力:3MB=0， . =Fr(L1+L2)-Faldml/2/L2=395.009(35.75+52)1NVF-97.54 65/2/52=584.284 N，Z=0, = Fr- =395.009N-584.284N=-189.275N2V1V根据弯矩方程可得 MV1=4318.773N,MV2=-9842.3N(3)合成弯矩:M=40920.48*40920.48+9842.3*9842.3=42087.487N(4)作轴的扭矩图
21、如图 1. 2c 所示，计算扭矩:T=T1=39100Nmm 表载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F（N） FNH1=-786.923NFNH2=-786.923NFNV1=584.28NFNV2=-189.275N弯矩（N.mm） MH=40920.48N MV1=-9842.3NMV2=-4318.773Nmm总弯矩（N.mm） M1=42087.487Nmm扭矩（N.mm） T=39100Nmm(5)校核高速轴 I进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。根据文献 【1】中式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.
22、6。式中 M=M1,T1=39100Nmm。则： （1a58.6)(212ca MPWT53）前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献【1】表 15-1 查的 =60Mp。因此 ，所以满足强度要求。1 ca2.减速器中速轴 2 的设计a.选择材料:由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质碳素结构钢，调质处理，由文献【1】表 15-1 b -1=60Mpa。b.1）求轴 II 上的功率，转速和转矩P2=3.74kw,n2=320r/min.T2=111600Nmm2） 初步确定轴的最小直径先按文献【1】式 15-2 初步估算轴的最小直径，据文献【1】表 15-3，取A ，于是得：0
23、mnpd76.3204.320min 由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大 57%，dmin=11.76mmFt2=1144.615 NFr2=131.670NFa2=395.009NFt3=31888.570NFr3=1159. 906N3故 d =11.76 (1+57%)=12.34812.58mm。minc.作用在大锥齿的受力 :(1)圆周力 Ft2=Ftl=1144. 615 N,(2)径向力 Fr2=Fal=131. 670N(3)轴向力 Fa2=Frl=395. 009Nd.作用在小直齿的力:(1)圆周力 F t3=2T2/d1=2 111600/70=3188.571N(2)径
24、向力 Fr3= Ft3 tan =3188. 57 tan20 =1159. 906Ne.轴的结构设计(1)拟定结构方案如下图（装配方案见装配图）:图根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选定滚动轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用,故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据为了便于轴承的选择和强度的要求选择，轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚md3012子轴承 30306。由文献【3】表 6-7 得其主要参数为:d=30mm，D=72mm ，T=20. 75mm, B=19mm, C=16mm, , da =37mm,所以取套筒的厚度为 8mm，min
25、，另外在上图中轴承的最左端要安装圆螺母，又要安装轴承端盖，d06712再综合考虑取 。 ml212)因为安装小直齿轮，其齿宽为 75mm，直径为 70mm, 所以，d =36mm, l23=71mm。2333)轴的 12 和六七段设置挡油环和套筒，其中挡油环的长度为 12. 75mm, 套筒的长度为 14. 5mm,高度为 10mm,所以取， =40mm,l =30mm。67d674）在 45 处安装大锥齿轮，大锥齿轮的宽度 ， ，至此，ml504d425至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 6-7(mm)l62 71 18 50 10 40D(mm)
26、 30 36 34 42 48 30(2)轴上零件的周向定位大锥齿齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按 由文献【1】表 6-1 查得平键截23d面 b ,键槽用槽铣刀加工，长为 45mm.在 45 处由文献【1】表 6-1 查的：812h平键键面 b ，长为 63mm。为了保证齿轮与轴具有良好的配合的对中0性，故选择齿轮轮与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来67nH保证的。此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(3)取轴端倒角为 2 45 ，各轴肩处的圆角半径为 R2.f.求垂直面内的支撑反力:该轴受力计算简图如下图所示：图L3=69.45mmL2=65mmL1=64.45mm3轴承的
27、 T=20. 75mm, a 15.3m, l =71mm, l =50mm2345L3=(40+16+8+20.75-15.3) =69. 45mm取圆锥齿受力点在轴上的长度 lm=10mmL2=(37.5+17.5+50-10)mm=65mmL1=(20.75-15.3)+8+13. 35+(75-37.5)mm=64.45mm水平面内 MBH=0. =Ft2(L2+L3)+Ft1L3/(L1+L2+L3)=3120(69.45+65)2NHF+1144. 6154 69.45 /(64.45+65+ 69.45)=2476.324N. Y=0， =Ft2+Ft1- =1788.292N1
28、Nh2NHF水平面内根据弯矩方程可以解得：MH1=159599.08Nmm,MH2=124196.9Ng.水平面内的支撑反力:MBV=0.，FHV2=Fr2(L3+L2)+Fr1L1-Fa1dm2/2/(L1+L2+L3)=1134.962 (65+69.45)+131. 67 69. 45-395.009 97.5/(64.45+65+ 69.45)=592. 256NZ=0，FHV1=Fr2+ Fr3-RAz=97.54+1070.91-342.95=825. 5N，垂直面内也可以跟据弯矩方程可以解得：MV1=38170.899Nmm,MV2=8322.069Nmm,MV3=46835.4
29、47Nmm，h.合成弯矩: NmMvHIi 25.1640)()(227222vH3.)()(33i.作轴的扭矩图如图所，计算扭矩:T=T2=116000Nmm表载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F（N） FNH1=1788.292FNH2=2476.324FNV!=674.376FNV2=592.256弯矩 M(Nmm) M1159599.08MH2=124196.9MV1=38170.899MV2=8322.069MV3=46835.447总弯矩 M(Nmm) M1=164100.225M2=124475.406M3=132734.431扭矩 T(Nmm) T=116000W=2700m
30、m 3W =5400 mmTMpab927.163j.校核中速轴 2 强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。根据文献 【 1】中式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6。式中 M=M1,T=11600Nmm,轴的计算应力为:MpaWTMca 17.35)()(221前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献【1】表 15-1 查的 =60Mp。因此 ，所以满足强度要求。所以满足强度要求。1 cak.精确校核轴的疲劳强度(所用的表来自文献1)(1)判断危险面虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度确定
31、的，因此这个截面不是危险面。只有在截面 C 处有较大的应力集中，因此必须对其进行精确校核。(2)截而 B 左侧抗弯截面系数 W=0.1d =0.1 30 =2700 mm （133354）抗扭截面系数 W =0.2d =0.2 30 =5400mm （1T3355）截而 B 右侧的弯矩 M 为：M= Nm629.45703.691截面 C 上的扭矩T=T2=111600Nmm。截面上的弯曲应力（1MpapaWb .1270.56）截面上的扭转切应力 paT67.54012轴的材料为 45 钢，调质处理由文献【1】表 15-1 查得:B=640MPa， s=355MPa， =275MPa, =1
32、55 MPa11截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按文献【1】附表 3-2 查取。因 =0.33， ,经查文献【1】表 1-2 用插值法可得301dr2.306dD=2.15， =1.7又由轴的材料的敏感系数为 =0.82, =0.85q故有效应力集中系数按文献【1】附表 3-4MpaT67.20k =1.943k =1.595346.2K85913k =1+ ( -1)=1+0.82 (2.15-1)=1.943 q（157）K =1+ ( -1)=1+0.85 (1.7-1)=1.595 （158）由文献【1】附图 3-2 尺寸系数 =0.86;由附图 3-3 的扭转尺寸系数 =
33、0.9， 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表而质量系数为= =0.92轴未经表面强化处理，即 =1，则得综合系数为q（159）859.1346.2kK又由 3-1 及 3-2 节得碳钢的特性系数=0.10.2，取 =0.1=0.050.1，取 =0.05于是，计算安全系数 S 值，按文献115-6 到 15-8 式得:ca925.61maK（160）87.1maS（170）5.19.52SSca（171）故可知其安全。(3)截面 B 的右侧：抗弯截面系数 W 和抗扭截面系数 W T2.93162.0.4513dT弯矩 M 及弯曲应力为：195.872.6caSW=4665.6mm 3W =93
34、31.2 mmT2.5916.caS3M= NmM59.183645.6971MpapaWb 7.2.83T Nm103paT96.12.32过盈配合处的 于是的;,8.08, kk t插 值 ， 并 取】 附 图由 文 献 【则 ， 。86.1 4.1.0按磨削加工，由文献【1】附图 3-4 得表面质量系数为:= =0.92故得综合系数为：62.195.kK所以截面 B 的安全系数为5.1maS9.1aK5.123.52SSSc故该轴 B 右侧的强度也是足够的。至此，轴的设计计算即告结束，故所选轴安全。3.减速器高速轴 3 的设计a.选择材料:由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质
35、碳素结构钢，调质处理，按文献1表 8-3 查得 B=640Mpa, b =60Mpa1b.由扭矩初算轴的最小直径:机用的减速器低速轴通过联轴器与滚筒的轴相连接，其传递功率为 3. 665kw，转速为 71.75r/min。Dmin=40.81mmFt4=3120N3由文献【1】表 15-3 查得 A =110,所以0mnpd81.405.7631320min c. 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径 ，为了便于选择轴的直12d径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩= ，查文献【1】表 14-1，考虑转caTNKA 553 038.61087.4矩变化很小，
36、故取 ，则：A按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩条件，由文献【3】表 8-5 选用 LT8caT型弹性柱套住销联轴器，其公称转矩为 710Nmm。半联轴器孔径 =45mm，1d故取 ，半联轴器的与轴的配合毂孔长度 L1=84mm。md4512图d. 作用在小直齿的力:(1)圆周力 Ft4=Ft3=3120N(2)径向力 Fr4=Fr3=1134.962Ne. 轴的结构设计(1)拟定结构方案如上图（装配方案见装配图） 。 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 处与联轴器右端需制出一轴肩，由于d =45 mm,且在 2-3 段的直径 2-3 的
37、直径，d =49mm；左端用轴端挡圈定12 23位，按轴端挡圈定位,按轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Fr4=1134.962N312 轴段应比 L1 略短一些，取 l =82mm。122)初步选定滚动轴承，因轴承只承有径向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求并根据 d =49mm,由文献【3】表 6-1 轴承产品目录中初步选取 0 基2本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承选用型号为 6211,其主要参数为:d=55mm，D=100mm ，B=21mm, da =57mm，故min 而,57834md。ml21783)取安装齿轮处的轴端 4-5 的直径 d 60mm,齿轮的左端
38、之间采用套筒定位。45大直齿的齿的宽度为 70mm，为了使套筒端面可靠定位也压紧齿轮，此轴的端面应略短于轮毂宽度，故取 的长度。齿轮右端采用轴肩ml673045定位，轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,取 h=5mm,则轴环处直径 。轴md7056环宽度 b 取 。,4.1hml0564)由轴承盖端的总宽度为 20mm,根据轴承端的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 =30mm,故取l所以取 l =45mm。l253235）取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离 C=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内
39、壁一段距离S=8mm,已知滚动轴承宽度 B=21mm。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离 S=8mm,已知滚动轴承宽度 B=8mm，大锥齿轮轮毂 L=50mm,则：mlsaCLlSB84)670(56734至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(2)轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 由文献【1】表 6-1 查45d的平键截面 。键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm 保证齿轮与轴具18hb有良好的配合的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ，同样半联轴器与67nH轴相连，配合也为 ,选用平键为 。滚动轴承与轴的周向定位是有67kH709
40、14过渡配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为 m6.(3)取轴端倒角为 2 45 ，各轴肩处的圆角半径为 R2。f.求轴上的载荷。该轴受力计算简图如图 1. 2b，齿轮 1 受力L1=70. 75mmL2= 139. 5mm3图a.求垂直面内的支撑反力:L1=48-10.5+32=70.5mmL2= 10.5+84+10+32=139. 5mmMA=0RCy= Ft4 Ll/(L1+L2)=3120 70.5/(70.5+139.5)=1047.428 NY=0， RAy= Ft4-RCy=3120-1047.428=2072.5714N，根据弯矩方程可得：NmHB28.146b.水平面内的
41、支撑反力MA=0,RCz=Fr4 L 1/(L1+L2)=1134.962 70.5/(70.5+139.5)=381.023NZ=0， RAz= Fr4-RCz=1070.91-637.9=753.939N根据弯矩方程可得：NmHB71.5322c.合成弯矩:3NmHBM69.15483221d.作轴的扭矩图如图 1. 2c 所示，计算扭矩:T= T3= 487800N .mm表载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F（N） RCy=1047.428Ray=2072.5714RCz=381.023NRAz=753.939弯矩 M（Nmm） HB1=146116.28Nmm HB2=53152.
42、71Nmm总弯矩(Nmm) M=155483.69Nmm扭矩 T（Nmm） T=T3=487800Nmm6.校核低速轴 3进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。根据文献 【 1】中式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6。式中 M=M1,T=487800Nmm,轴的计算应力为:MpaWTMca 198.7)()221前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献【1】表 15-1 查的 =60Mp。因此 ，所以满足强度要求。所以满足强度要求。1 ca六、滚动轴承的选择与寿命计算轴承的最低额定寿命 L =15 30
43、0 16=72000hH1.减速器高速 I 轴滚动轴承的选择与寿命计算(1)高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取 d=40 mm,由2表 12.4 选用型号为 30208,其主要参数为:d=40 mm，D=80mm ，Cr=63000 N，e =0. 37，Y=1.6,C0r=74000N(2)计算轴承 1 的受力(如图)(3)支反力3图由前轴 1 的计算值知：RBy=-786.923N ,RBz=189.275NRCy=1931.539N,RCz=584.284NFa1=131.670NNmRBzyRB365.80922CC71(4)对两轴承计算轴向力
44、 Fa1 和 Fa2派生轴向力 Fd1= =809.365/3.2=252.927N (172)YFI2Fd2= =2017.977/3.2=630.617N (173)接下来分析轴向窜动，根据 Fd1+Fa=384.5790.31Fa2/RC=630.617/2017.977=0.3120.31由文献【1】表 13-5 查的 X1=X2=0.4，由文献【3】查的 Y1=Y2=1.6应轴承运转少量冲击，按文献【1】表 13-6, f =1.0-1.2,取 f =1.2,则：ppP1=f (X1 RB+Y1 Fa1)=1064.025 (174)pP2=f (X2 RC+Y2 Fa2)=4177
45、.2221 （175）L=17195.3h3(6)应算轴承寿命计算轴承寿命时 P1 Fd2,故而可知轴承有左窜动的趋势。则：Fa1=Fd1+Fa2=1065.06NFa1=Fd1=670.051N(5)求轴承的当量动载荷 P1 和 P2L=2198842h3Fa1/RB=1065.06/2546.195=0.4180.31Fa2/RC=670.051/1911.222=0.3500.31由文献【1】表 13-5 查的 X1=X2=0.4，由文献【3】查的 Y1=Y2=1.6 应轴承运转少量冲击，按文献【1】表 13-6, f =1.0-1.2,取 f =1.2,则：ppP1=f (X1 RB+
46、Y1 Fa1)=3650.5104N pP2=f (X2 RC+Y2 Fa2)=2275.562N (6)应算轴承寿命计算轴承寿命时 P1 P2,故按 P2 计算，hpcnLh 7202198460130所以中速轴 2 的轴承满足要求。3.减速器低速第 3 轴滚动轴承的选择与寿命计算(1)高速轴的轴承既只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取 d=55mm,由文献【3】表 6-1 选用型号为 6211,其主要参数为:d=55mm, D=90mm，Cr=30200N ， C0r=21.8KN(2)计算轴承 3 的受力(如图)(3图（3）支反力由前轴 3 的计算值知：RAy=1047.428N ,RAz=381.03NRCy=2072.57N,RCz=753.939N NmRBzyRB578.1422CC0L=10100000h选键规格 b h=8 7选键规格 b h=108选键规格 b h=1283（4）求轴承的当量动载荷 P1 和 P2因为是深沟球轴承，因而无轴向力，由公式计算：P1=f RB=1337.4936N p
