基于ug带式输送机传动装置设计.doc

2010年度本科生毕业设计基于UG带式输送机传动装置设计院 系： 工学院 机械系 专 业： 机械工程及自动化 年 级： 学生姓名： 学 号： 导师及职称： 2010年6月2010 Annual Graduation Project of the College UndergraduateUG-based Design of Belt DrivesDepartment: College of Engineering Department of machineMajor: Machnical engineering and automationGrade: 2006Students Name: Student No.: Tutor: Associate Professor June, 2010毕业设计原创性声明本人所呈交的毕业设计是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本设计不包含其他个人已经发表或撰写过的研究成果。对本设计的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明并表示谢意。 作者签名： 日期： 2010年5月30日 毕业设计授权使用说明本设计作者完全了解红河学院有关保留、使用毕业设计的规定，学校有权保留设计并向相关部门送交设计的电子版和纸质版。有权将设计用于非赢利目的的少量复制并允许设计进入学校图书馆被查阅。学校可以公布设计的全部或部分内容。保密的设计在解密后适用本规定。作者签名： 指导教师签名：日期： 2010年5月30 日期： 2010年6月5日 毕业论文（设计）答辩委员会(答辩小组)成员名单姓名职称单位备注副教授主席（组长）)摘要本毕业设计的论文主要阐述对带式输送机进行总体设计及采用UG软件对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，绘制零件工作图，对齿轮减速器进行结构设计，绘制减速器工作图；二级圆柱齿轮减速器三维实体建模是利用UG软件的建模功能绘制减速器部件实体三维立体图，让制造者能从感性直观的看到的部件成品模型。再利用UG软件的制图功能绘制主要部件平面工程图，让制作者能客观的观察到模型的尺寸和各方面信息，指导模型制造。最后利用UG软件的装配功能将各部件组装成减速器的成品实物三维模型图，绘制总的装配工程图，完成本次设计。在论文中，首先，带式输送机进行了总体方案设计，接着，介绍了UG软件并阐述了带式输送机和二级圆柱齿轮减速器并对其主要部件零件三维建模绘制的过程然后减速器零件工程图的绘制的过程讲述，最后介绍减速器的装配图的组装过程。 关键词：带式输送机；UG；二级圆柱齿轮减速器；建模；工程图；装配 AbstractThe graduation project thesis elaborates on the belt conveyor design and the use of UG software on the main parts such as shafts, gears, boxes and other structural design, drawing parts working drawing, the structural design of the gear reducer, reducer drawing work plan. Two cylindrical gear reducer is the use of three-dimensional solid modeling software modeling UG draw three-dimensional map entities reducer parts, so that manufacturers can see the emotional and intuitive parts of finished model. UG software re-use the main components of drawing functions draw drawing plane, so that producers can objectively observe the size and model of information, guidance model manufacturing. Finally, the assembly functions of UG software components will be assembled into the finished product in-kind three-dimensional model reducer maps, general assembly drawings, and the completion of this design. In the paper, first, the overall design of belt conveyor then introduced and described UG software and secondary belt conveyor gear reducer and its main component parts and then three-dimensional modeling of the process of drawing Engineering Drawing parts reducer process described. Finally, the assembly graph reducer assembly.Keywords: Belt Conveyor;UG;2 Cylindrical Gear Reducer;Modeling;Engineering Graphics; Assembly目录前言1第一章 带式输送机总体方案设计31. 设计任务书31.1 已知条件31.2 设计任务：31.3 带式运输机设计方案的选择32. 电动机选择42.1 电动机容量的选择42.2 电动机转速的选择42.3 电动机型号的确定43传动装置的运动和动力参数53.1 传动装置的总传动比及其分配54V带的设计641 确定输送机载荷64.2选取V带型号74.3确定带轮直径,744 定中心距和基准带长74.5确定V带根数746 确定单根V带出拉力847 计算压轴力848 带轮结构设计85传动件设计计算（齿轮）85.1 选精度等级、材料及齿数85.2 按齿根弯曲强度设计105.3选精度等级、材料及齿数126轴的设计156.1输出轴的设计156.2中间轴的设计216.3 高速轴的设计：227连接的选择和计算258箱体及其附件的结构设计26第二章 利用UG NX4.0绘制减速器零件三维模型291. UG软件介绍291.1 UG软件概述291.2 UG功能模块292带式输送机概述302.1带式输送机介绍302.2 减速器312.3 二级圆柱齿轮减速器主要部件介绍313减速器零件三维模型绘制的过程323.1 轴套类零件的绘制323.2 齿轮类零件的绘制333.3盘盖类零件的绘制383.5 箱体的绘制404.利用模型图导出零件工程图45第三章 减速器的装配471减速器装配过程471.1装配之前471.2 装配步骤介绍472、创建爆炸视图52结论53参考文献55致谢57I红河学院本科毕业论文 (设计)前言带式输送机是在机械化，自动化生产过程中发展起来的一种新型装置。它的特点是可通过传送来完成各种预期的作业任务，在构造和性能上兼有人和机器各自的优点。带式输送机作业的准确性和各种环境中完成作业的能力，在国民经济各领域有着广阔的发展前景，是一种常见的机械设备, 其传动方式多为V 带传动+齿轮传动。在现代生产过程中，带式输送机被广泛的运用于自动生产线中。目前,带式输送机主要向大型化、智能化、成套化、系统化、综合化和规模化方向发展,而据有关资料统计,我国水泥、矿山企业特别是占全国水泥产量的70 %左右为小型企业,因此,研制出一种适合我国国情的带式输送机传动装置,对提高我国经济效益、降低经济成本具有重要意义。它是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。它用于水平运输或倾斜运输。通用带式输送机由输送带、托辊、滚筒及驱动、制动、张紧、改向、装载、卸载、清扫等装置组成。常用的有橡胶带和塑料带两种。 橡胶带适用于工作环境温度-1540C之间。物料温度不超过50C。向上输送散粒料的倾角1224。对于大倾角输送可用花纹橡胶带。塑料带具有耐油、酸、碱等优点，但对于气候的适应性差，易打滑和老化。带宽是带式输送机的主要技术参数；托辊分单滚筒（胶带对滚筒的包角为210230）、双滚筒（包角达350）和多滚筒（用于大功率）等。有槽形托辊、平形托辊、调心托辊、缓冲托辊。槽形托辊（由25个辊子组成）支承承载分支，用以输送散粒物料；调心托辊用以调整带的横向位置，避免跑偏；缓冲托辊装在受料处，以减小物料对带的冲击；滚筒分驱动滚筒和改向滚筒。驱动滚筒是传递动力的主要部件。分单滚筒（胶带对滚筒的包角为210230）、双滚筒（包角达350）和多滚筒（用于大功率）。1第一章 带式输送机总体方案设计1. 设计任务书1.1 已知条件输送带工作压力F=2700N，输送带工作速度V=1.4m/s，鼓轮直径D=260mm; 该输送机为两班制工作，连续单向运转，用于输送散粒物料，如谷物、型砂、煤等，工作载荷较平稳，使用寿命为十年，每年300个工作日。一般机械厂小批量生产。1.2 设计任务：（1）对带式输送机进行总体设计；（2）采用UG软件对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，并绘制零件工作图；（3）采用UG软件对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图；（5）编写设计说明书。1.3 带式运输机设计方案的选择 带式输送机是在机械化，自动化生产过程中发展起来的一种新型装置。它的特点是可通过传送来完成各种预期的作业任务，在构造和性能上兼有人和机器各自的优点。带式输送机作业的准确性和各种环境中完成作业的能力，在国民经济各领域有着广阔的发展前景。带式输送机是一种常见的机械设备, 其传动方式多为V 带传动+齿轮传动，传动装置主要由电动机、减速器、传送带构成。经过全方位分析选型，确定选择二级支持圆柱齿轮减速器为带式输送机变速装置，带式输送机工作原理如图所示。1（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动原理图）2. 电动机选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的交流电动机。2.1 电动机容量的选择工作机所需功率P=FV=2700N1.4m/s=3.780KW由题中条件查询工作情况系数KA，表得K A=1.2 。设计方案的总效率n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6，本设计中的：联轴器的传动效率（2个），轴承的传动效率 （4对），齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率，其中=0.99（两对联轴器的效率取相等），=0.99（123为减速器的3对轴承），=0.98（4为卷筒的一对轴承），=0.95（两对齿轮的效率取相等），=0.841。电动机的输出功率：Pw=kA*=1.2KW4.629KWPdPw/，=0.84110Pd4628.57/0.841W=5.504KW2.2 电动机转速的选择由v=1.4m/s 求鼓轮转速nwV =1.4 nw=102.94r/minnd（i1i2in）nw=102.94r/min由该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他传动比都等于1。由表知圆柱齿轮传动比范围为35。所以：nd =(i1*i2) nw=3252* nw ，所以nd的范围是（926.462573.5）r/min，初选为同步转速，为1430r/min的电动机。2.3 电动机型号的确定由表查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为6.0kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。=0.8411Pw=4.629KWPd5.504KWnw=102.94 r/min电机Y100L2-4表1 电动机参数电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L2-4,5.50414302.22.3383传动装置的运动和动力参数3.1 传动装置的总传动比及其分配(1) 传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw ，nw102.94r/min ，nm=1430r/min，i13.89(2) 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因为i13.89，取i14，估测选取 i1=4.5 ，i2=3.2速度偏差为0.5%，所以可行。(3) 各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算 电动机转轴速度：n0=1430r/min ，高速I； n1=1430r/min ，中间轴II ：n2=297.92r/min 低速轴III n3= =93.1r/min 鼓轮n4=93.1r/min。各轴功率：电动机额定功率： P0=Pd*=5.504KW (n01=1) 高速轴I： P1=P0*n12=P0* =5.5040.990.99= 5.395 KW (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中间轴II：P2=P1=P1*n齿*n轴承=5.5040.950.99=5.1765KW (n23=0.95*0.99=0.94) 低速轴III ：P3=P2*n34=P2*=5.17650.950.99=4.5788KW (n34= =0.95*0.99=0.94) 鼓轮：P4=P3*n45=P3*=4.57880.980.99=4.4424 KW（n45=0.98*0.99=0.96）传动比14 i1=4.5 ，i2=3.2各轴转矩：电动机转轴 T0=2.2 N高速I T1= =36.02N中间轴II T2= =165.93 N低速轴III T3= =469.68 N卷筒 T4=455.69 N其中Td=(n*m)表2 输送机各轴传动情况：项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min9293.193.1功率（kW）5.5045.3955.17654.57884.4424转矩（Nm）2.236.02165.93469.68455.69传动比114.53.21效率10.980.940.940.964V带的设计41 确定输送机载荷输送机载荷变动小，由表3.5查得工况系数=1.1=1.14.629KW=5.02KW4.2选取V带型号根据，参考表3.16带型及小带轮直径，选择A型V带4.3确定带轮直径,（1）选小带轮直径参考图3.16选取=19mm（2）验算带速=1.4m/s （小带轮转度）（3）确定从动轮基准直径=19=291.8mm取标准值=292mm（4）计算实际传动比=13.37（5）验算传动比相对误差理论传动比=13.89，传动比相对误差 =0.3%44 定中心距和基准带长（1）初定中心距0.7（）2（），218622（2）计算带的基准长度 2+（）+2=1025mm查表3.2标准值1000mm（3）计算中心距 500+=530mm（4）确定中心距调整范围 mm mm（5）验算包角 4.5确定V带根数（1）确定额定功率 由及查表3.6用插值法求得：=4.6(kw)（2）确定各修正系数 功率增量查表3.7(P16)得=0.038(kw)，包角系数查表3.8得=0.94，长度系数查表3.9得=0.99（3）确定V带根数 =2.5选择3根A型V带46 确定单根V带出拉力查表3.1得单位长度质量 =109.82N47 计算压轴力 =628.42N48 带轮结构设计 小带轮=19mm采用实心结构 大带轮=292mm采用孔板式结构 计算带轮轮宽B查表3.4（P84）B=（）+2=（）=50mm5传动件设计计算（齿轮）表3 高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数5.504KW1430r/min4.536.02Nm1.35.1 选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z296的；(2) 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（12.14）试算，即 dt2.32(3) 确定公式内的各计算数值试选Kt1.3由表12.13选取尺宽系数d1由表12.12查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa由图12.17c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；由式1013计算应力循环次数N160nth6014301（21030016）8.241010N2N1/4.51.831010此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时。由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。(4) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（12-15）得： H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa(5)计算 a. 试算小齿轮分度圆直径d1td1t =63.79b.计算圆周速度v=4.774m/sc. 计算齿宽b及模数mb=dd1t=163.79mm=63.79mmm=3.1895h=2.25mnt=2.253.1895mm=7.1764mmb/h=63.79/7.1764=8.8889d. 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1，根据v=4.774m/s,7级精度，由图12.9查得动载系数KV=1.15；由表12.10查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同：由表12.11得KHB=1.11+0.16(1+0.6d)d+0.4710b =1.11+0.16(1+0.6*12)*12+0.47*10-3*63.79=1.369由b/h=8.89，KHB=1.369查表12.14查得KFB =1.10由表12.10查得KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHaKHB=11.151.11.369=1.7318e.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=mm=70.189mmf.计算模数m m=mm=3.51mm5.2 按齿根弯曲强度设计由式(105)：m(1)确定计算参数由图12.23c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa 。由12.24查得弯曲寿命系数YN1=0.85，YN2=0.85 。计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数S=1.4 F1=（YN1*F1）/S=303.57MpaF2= （YN2*F2）/S=230.714Mpa计算载荷系数：K=KAKVKFKF=1.7318查取应力修正系数由图12.22得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79由图12.30可得YFa1=2.74，Fa2=2.172计算大、小齿轮的并加以比较=0.01399=0.01685 大齿轮的数值大。 (2) 设计计算m=3.877对结果进行处理取m=4Z1=d1/m=70.189/4=17.6大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.5*17.6=80a. 几何尺寸计算计算中心距：d1=z1m=18*4=72 ， d2=z2m=80*4 =320a=(d1+d2)/2=(320+72)/4=98，a圆整后取98mm 。计算大、小齿轮的分度圆直径：d1=70.4mm，d2=320mm 。计算齿轮宽度： b=dd1， b=72mm，B1=80mm，B2=72mm ， 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm 。b.验算Ft=2T1/d1=2*36.02*103/70.4=1023.3Nm/s 结果合适，表4 大小齿轮参数模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮470.48018大齿轮43207280表4的结构设计：以大齿轮为例。以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。表5 低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数5.1765KW297.92r/min4.444165.93Nm1.25.3选精度等级、材料及齿数（1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2100的；（2） 按齿面接触强度设计dt2.32*（3） 确定公式内的各计算数值试选Kt1.2由表12.13选取尺宽系数d1由表12.12查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa由图12.17d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60297.921（21030016）1.716109N2N1/4.444.29108此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时，由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95 。计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得： H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa（4）计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t=75.79a.计算圆周速度v=1.1817 m/sb.计算齿宽b及模数mb=dd1t=175.79mm=75.79mmm=3.7895h=2.25mnt=2.253.7895mm=8.526mmb/h=75.79/8.526 =8.889c.计算载荷系数K，已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.1817 m/s,7级精度，由1图12.9查得动载系数KV=1.05；由表12-11查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的计算公式相同固：KHB=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310b =1.12+0.16(1+0.6*12)*12+0.23*10-3*75.79=1.3777，由b/h=9.18，KHB=1.3777，查表12-14查得KFB =1.33，由表12-10查得KH=KH=1.1。故载荷系数：K=KAKVKHKH=11.051.11.3777=1.594d.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1=mm=81.12mm计算模数m： m =mm4.5按齿根弯曲强度设计。由式(105)： m2e. 确定计算参数由图12-23c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa 。由12-24查得弯曲寿命系数YN1=0.85，YN2=0.85 。计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4，见表10-12得：F1=（YN1*F1）/S=303.57MpaF2=（YN2*F2）/S=230.714Mpa计算载荷系数：K=KAKVKFKF=11.051.11.3777=1.594查取应力修正系数：由图12.21查得YFa1=2.8， YFa2=2.18由图12.22查得Ysa1=1.55，Ysa2=1.79计算大、小齿轮的并加以比较：=0.014297=0.01465所以，大齿轮的数值大。（5） 设计计算m=2.785对结果进行处理取m=2.8 ，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=81.12/2.828.9729大齿轮齿数 Z2=u* Z1=4.44*29=129（6）.几何尺寸计算计算中心距：d1=z1m=29*2.8=81 ， d2=z2m=129*2.8=361，a=(d1+d2)/2=(81+361)/2=221， a圆整后取221mm，d1=81.00mm计算齿轮宽度：计算大、小齿轮的分度圆直径：b=dd1，b=81mm，B1=86mm，B2=81mm，备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm验算：Ft=2T2/d2=2*165.93*103/81=4097 NN/mm，所以结果合适。 表6 大齿轮参数模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮2.8812086大齿轮2.836120816轴的设计6.1输出轴的设计表6 输出齿轮参数功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角5.504Kw469.68Nm93.1r/min361mm20（1）求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2602*tan20=845.44N初步确定轴的直径：m=2.8Z1=20Z2=80a=221mmd1=81mmd2=361mmB1=86mmB2=81mm=32.123N/mm先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取A0=112。于是有此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。（2） 联轴器的型号的选取查表14-1，取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*469.68=704.52Nm，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准：GB/T5843-2003，选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 Nm。半联轴器的孔径d1=55mm ，固取d1-2=55mm。（3） 轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a. 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=80mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=70.5mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=48mm 。b. 初步选择滚动轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承。又根据d2-3=60mm，选 61909号。右端采用轴肩定位，又根据d2-3=60mm和上表取d3-4=d7-8=60。轴肩与轴环的高度建议取为轴直径的0.070.1倍，所以在d7-8=60mm，l6-7=30 。c. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的鼓轮的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=67mm，齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.070.1倍）这里2602NGY5 凸缘联轴器61909号轴承去轴肩高度h=4mm。所以d5-6=54mm，轴的宽度去b=1.4h，取轴的宽度为L5-6=6mm 。d. 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm，固取L2-3=40mm 。e. 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm，小齿轮的轮毂长L=50mm则：L3-4 =T+s+a+(70-67)=3mm，L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm，至此已初步确定轴得长度。f. 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm，由手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见表4-1,L=56mm，同理按d1-2=44mm，b*h=10*8 ，L=70，同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。g. 确定轴的的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角半径。h. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算齿轮：Ft=2T1/d1=2*469.68/361*103=2602NFr= Ft tana = Ft tan20=845.44 N通过计算有FNH1=758N ，FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 NM ，同理有FNV1=330.267N ，FNV2=697.23N，MV=40.788NM ， NM 。表7 载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758N FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N弯矩MH= 93.61 NMV=40.788 N总弯矩M总=102.11 N扭矩T3=469.68Ni. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度），根据式15-5及表15-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）。计算轴的应力 ：FNH1=758N ，FNH2=1600.2，MH= 93.61 N，=102.11 N，（轴上载荷示意图）前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca-1，故安全。j. 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面：截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧，抗弯截面系数：抗扭截面系数：=7.187MpaW=9112.5mm3Wr=188225 mm3截面左侧的弯矩：截面上的扭矩为：T3=469.68 N截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：而轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因，经插值后可查得：， ，又由1附图3-1可得轴的材料的敏性系数为：，故有效应力集中系数按式（附3-4）为：，由1附图3-2得尺寸系数；由1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为：M=4.5 MPa=14.5 MPa， 于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。36.2中间轴的设计表8 总结以上的数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角5.1765Kw165.93Nm93.1r/min320mm20（1）求作用在齿轮上的力：Fr =Ft*tan=2358.17*tan20=322.53N（2）初步确定轴的直径：先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取A0=112。于是有：选轴承：（3）初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承：=13.606=886.15NFr=322.53N=23.53mm6005号轴承（4）轴的结构设计：a. 拟定轴上零件的装配方案；b. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：由低速轴的设计知 ，轴的总长度为，L=30+8+80+52+60+48=278mm由于轴承选定所以轴的最小直径为30mm，所以左端L1-2=30mm，直径为D1-2=25mm，左端轴承采用轴肩定位由查得，6005号轴承的轴肩高度为2.5mm，所以D2-3=30mm ，同理右端轴承的直径为D1-2=55mm，定位轴肩为2.5mm。在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=30mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm 。30mm为轴承里减速器内壁的厚度。又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm。同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm，由于第三轴的设计时距离也为12mm，所以在该去取距离为11mm。取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm，至此二轴的外形尺寸全部确定。c.轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接，按d4-5=30mm ，由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见表4-1,L=36mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。d.确定轴的的倒角和圆角：取轴端倒角为1.2*456.3 高速轴的设计：表9 输入齿轮参数：功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角5.395Kw36.02Nm1430r/min70.4mm20L=278mm，D1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm（1）求作用在齿轮上的力：Fr=Ft*tan=2602*tan20=845.44N（2）初步确定轴的直径：先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取A0=112。于是有：联轴器的型号的选取查表14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*36.02=54.03Nm，Tca=Ka*T3=1.5*36.02=54.03Nm，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63Nm。半联轴器的孔径d1=16mm ，固取d1-2=16mm。（3）联轴器的型号的选取：查表14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*36.02=54.03Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准：GB/T5843-2003（见表8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 Nm。半联轴器的孔径d1=16mm ，固取d1-2=16mm 。（4）轴的结构设计：A 拟定轴上零件的装配方案；B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度；a.为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm，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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mm 。b.初步选择滚动轴承：考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位，又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm。c.取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=55mm ；d.轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则L3-4 =12mm ，至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表15-2取1.0mm，=1023NFr =845.44NGY2 凸缘联轴器Ka=1.5Tca=54.03Nmd1=16mm（5）滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载