二级减速器机械设计课程设计.doc

二级减速器课程设计 说明书 姓名： 学号： 学院： 班级： 2011.3.5 - 1 - 目目 录录 设计任务书： .3 第一章 电动机的选择及运动参数的计算 4 1.1 电动机的选择 .4 1.2 装置运动及动力参数计算 .5 第二章 直齿圆柱齿轮减速器的设计 7 2.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 .7 2.2 低速轴上的大小齿轮传动设计 10 第三章 轴的设计各轴轴径计算 .14 3.1 轴的选择与结构设计 14 3.2 中间轴的校核 19 3.3 其他两轴的简单校核 27 第四章 滚动轴承的校核 .28 4.1 深沟球轴承的详细寿命校核 28 4.2 深沟球轴承的简略寿命校核 30 第五章 键联接的校核 .30 5.1 键的详细校核 30 5.2 键的简略校核 31 第六章 联轴器的校核 .32 6.1 轴联轴器的详细校核 32 - 2 - 第七章 润滑和密封方式的选择 .33 7.1 齿轮润滑 33 7.2 滚动轴承的润滑 33 第八章 箱体及设计的结构设计和选择 .34 第九章 减速器的附件 .35 9.1 窥视孔和视孔盖 35 9.2 通气器 36 9.3 轴承盖 36 9.4 定位销 36 9.5 油面指示装置 37 9.6 放油孔和螺塞 37 9.7 起盖螺钉 38 9.8 起吊装置 38 结束语 39 参考文献 40 - 3 - 机械课程设计任务书及传动方案的拟订机械课程设计任务书及传动方案的拟订 一、设计任务书 设计题目设计题目: :二级展开式直齿圆柱齿轮减速器二级展开式直齿圆柱齿轮减速器 工作条件及生产条件: 该减速器用于带式运输机的传动装置。工作时有轻微振动，经 常满载，空载启动，单向运转，两班制工作。运输带允许速度差为5%。减速器小批 量生产，使用期限为 15 年（每年 300 天） ，大修期 3 年。 直尺圆柱齿轮 i10 减速器设计基础数据 输送带工作拉力 f(n) 2300 运输带速度 v(m/s) 1.50 卷筒直径 d(mm） 320 二、传动方案的分析与拟定 图 1-1 带式输送机传动方案 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动 力传至输送机滚筒,带动输送带工作。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 都采用直齿圆柱齿轮传动。 - 4 - 设计内容计算与说明结果 第第 1 1 章章 电动电动 机的选择及运机的选择及运 动参数的计算动参数的计算 1.1 电动机的 选择 第一章第一章 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算 1.1 电动机的选择 1.1.1 选择电动机 （1）选择电动机类型 按一直工作要求和条件选用 y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相 异步电动机。 （2）确定电动机功率 工作装置所需功率按1式（2-2）计算 w p kw w ww w f p 1000 v 式中，工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴nfw2300smvw/5 . 1 承的效率取。代入上式得：94 . 0 w kw f p w ww w 67 . 3 94 . 0 1000 5 . 12300 1000 v 电动机的输出功率按1式（2-1）计算kw 式中，为电动机 0 p w p p 0 轴至卷筒轴的传动装置总效率。 由1式（2-4），由1表 2-4 取，滚动轴承效率 crg 32 ，8 级精度齿轮传动（稀油润滑）效率，滑块联轴器995. 0 r 97 . 0 g 效率，则98 . 0 c 8946. 098 . 0 995 . 0 97 . 0 232 32 crg 故 kw p p w 1024 . 4 8946. 0 67. 3 0 因载荷平稳，电动机额定功率，只需略大于即可。按1表 8-184 w pp 中 y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率。kwpm5 . 5 （3）确定电动机转速 kwpw67 . 3 8946 . 0 kwp1024 . 4 0 - 5 - 1.2 装置运动 及动力参数计 算 卷筒轴作为工作轴，其转速为 min/5247.89 320 5 . 1106106 44 r d v n w w 按1表 2-1 推荐的各传动机构传动比范围： 单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为53 g i ,可见电动机转速的可选范围为：2595533 i min/1175.22387223.8055247.89)259(rnin w 符合这一范围的同步转速有 1000r/min，1500r/min 两种，为减少电动机 的重量和价格，由1 表 8-184 选常用的同步转速为 1000r/min 的 y 系列 电动机 y132m2-6，其满载转速，所选电动机详细数据如min/960rnm 表 1-1 所示。电动机的安装结构型式以及其中心高，外形尺寸，轴伸尺 寸等均可由1表 8-186，1表 8-187 中查到，这里从略。 表 11 电动机技术数据及计算总传动比 转速 (r/min) 型 号 额定功率 (kw) 同步满载 堵转转矩 /额定转 矩 最大转矩/ 额定转矩 质量 (kg) y132m2-65.510009602.02.284 1.2 装置运动及动力参数计算 1.2.1 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 72.10 5247.89 960 w m n n i （2）分配传动装置各级传动比 由1式（2-5） ，根据工艺合理性，取传动比 gb iii ，4 1 g i68 . 2 4 72.10 2 g i 1.2.2 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速由1式（2-6） i 轴 min/960 0 rn i n n m m i i ii 轴 min/240 41 960 0 r ii n i n n iii m iii m ii i min/5247.89rnw min/1175.2238 7223.805 r n 72.10i 4 1 g i 68 . 2 2 g i min/960rni min/240rnii - 6 - iii 轴 min/5547.89 68 . 2 41 960 0 r iii n i n n iiiiiiii m iiiii m iii i 工作轴 min/5547.89rn i n n m iiiw iii w （2）各种输入功率由1式（2-7） i 轴 kwppp ci 02. 498 . 0 1024 . 4 000 1 ii 轴 kwppp grciiiiii 8802. 397 . 0 995 . 0 98 . 0 1024 . 4 0 iii 轴 kwppp grciiiiiiiiii 7450 . 3 97 . 0 995 . 0 98 . 0 1024. 4 22 22 0 工作轴 kwppp cgrcwiiiiiiw 6701 . 3 98 . 0 97 . 0 995 . 0 98 . 0 1024 . 4 22 23 0 （3）各轴输入轴矩由1式（2-8） i 轴 mni n p i n p n p t ci m ii mi i i 995.39 960 0204 . 4 9550955095509550 0 0 00 0 ii 轴 mnii n p n p t grciiii mii ii ii 400.154 240 8802 . 3 955095509550 0 0 iii 轴 mniii n p n p t grciiiiiiiii miii iii iii 362.399 5547.89 7450 . 3 955095509550 22 0 0 工作轴 mn n p t w w w 375.391 5547.89 6701 . 3 95509550 电动机轴与输出转矩 mn n p t m 810.40 960 1024 . 4 95509550 0 0 将以上算得的运动和动力参数列表如下： min/5547.89rniii min/5547.89rnw kwpi02. 4 kwpii8802 . 3 kwpiii7450. 3 kwpw6701 . 3 mnti995.39 mntii400.154 mntiii362.399 mntw375.391 mnt810.40 0 - 7 - 第二章第二章 直齿直齿 圆柱齿轮减速圆柱齿轮减速 器的设计器的设计 2.1 高速轴上 的大小齿轮传 动设计 表 12 运动和动力参数 第二章第二章 直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 2.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）按 一、 中传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（gb1009588） 。 3）材料选择。由2表 10-1 选择小齿轮 1 材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs；大齿轮 1 材料为 45#钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度 差为 40hbs。 4）选小齿轮 1 齿数，大齿轮 1 齿数。24 1 z96244 2 z 2.1.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式2（10-9a）进行试算，即 3 2 1 1 ) ( 1 32 . 2 h e d t t z u utk d （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数。3 . 1 t k 2）计算小齿轮 1 传递的转矩 mmn n p t i i 4 0 100810 . 4 960 1024 . 4 95509550 3）由2表 10-7 选取齿宽系数。1 d 4）由2表 10-6 查的材料的弹性影响系数。 2 1 8 . 189 mpaze 5）由2图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮 1 的接触疲劳强度极限 轴 名 参数 电动机 轴 i 轴ii 轴iii 轴工作轴 转速 n（r/min） 96096024089.554789.5547 功率 p（kw） 4.10244.023.88023.74503.6701 转矩 t（ ）mn 40.81039.995154.400399.362391.375 传动比 i 142.681 效率 0.980.970.970.98 24 1 z 96 2 z 3 . 1 t k mmn ti 4 100810. 4 1 d 2 1 8 . 189 mpaze mpa h 600 1lim mpa h 550 2lim - 8 - ；大齿轮 1 的接触疲劳强度极限。 mpa h 600 1lim mpa h 550 2lim 6）由2式 10-13 计算应力循环次数。 9 11 10147 . 4 )1530082(19606060 h jlnn 9 9 2 1003675 . 1 4 10147. 4 n 7）由2图 10-19 取接触疲劳寿命系数。95 . 0 ;90 . 0 21 hnhn kk 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数，由2式（10-12）得1s mpampa s khn h 5406009 . 0 1lim1 1 mpampa s khn h 5 .52255095 . 0 2lim2 2 （2）计算 1）试算小齿轮 1 分度圆直径 mm mm z u ukt d h e d 8081.47 ) 5 . 522 8 . 189 ( 4 14 1 100810. 43 . 1 32. 2) ( 1 32 . 2 3 2 4 3 2 1 2)计算圆周速度 v。 smsm nd v t /403 . 2 / 100060 9608081.47 100060 11 3）计算齿宽 b mmmmdb td 8081.478081.471 1 4)计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mmmm z d m t t 992 . 1 24/8081.47 1 1 齿高 mmmmmh t 482 . 4 992 . 1 25 . 2 25. 2 667.10 482 . 4 8081.47 h b 5)计算载荷系数。 根据，8 级精度，由2图 10-8 查得动载系数；smv/403 . 2 12 . 1 v k 直齿轮，；1 fh kk 由2表 10-2 查得使用系数；1 a k 9 1 10147 . 4 n 9 2 1003675 . 1 n 95 . 0 ;90 . 0 2 1 hn hn k k mpa h 540 1 mpa h 5 . 522 2 mmd8081.47 smv/403 . 2 mmb8081.47 mmmt992 . 1 mmh482 . 4 667.10 h b 12. 1 v k 1 fh kk 1 a k 458 . 1 h k - 9 - 由2表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮 1 相对支撑非对称布置时， 。458. 1 h k 由，,查2图 10-13 得,故载667.10 039. 6 4190.64 h b 458 . 1 h k40 . 1 f k 荷系数 633 . 1 458 . 1 112 . 1 1 hhva kkkkk 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2式（10-10a）得 mm k k dd t t 584.51 3 . 1 633. 1 8081.47 3 3 11 7）计算模数。m mmmm z d m149 . 2 24 584.51 1 1 2.1.3 按齿根弯曲强度设计 由2式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 ) ( 2 f safa d yy z kt m (1)确定公式内的各计算数值 1）由2图 10-20c 查得小齿轮 1 的弯曲疲劳强度极限；mpa fe 500 1 大齿轮 1 的弯曲强度极限；mpa fe 380 2 2）由2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数；88. 0,85 . 0 21 fnfn kk 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数，由2式（10-12）得4 . 1s mpampa s k fefn f 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 mpampa s k fefn f 86.238 4 . 1 38088. 0 22 2 4）计算载荷系数 k。 568 . 1 40 . 1 112 . 1 1 ffva kkkkk 5）查取齿形系数 由2表 10-5 查得 。190. 2;65. 2 11 fafa yy 6）查取应力校正系数 由2表 10-5 查得 。785. 1;58. 1 11 sasa yy 40 . 1 f k 633 . 1 k mmd584.51 1 mmm149. 2 mpa f 57.303 1 mpa f 86.238 2 568 . 1 k 190 . 2 ;65 . 2 1 1 fa fa y y 785 . 1 ;58 . 1 1 1 sa sa y y - 10 - 2.2 低速轴 上的大小齿轮 传动设计 7）计算大、小齿轮的并加以比较。 f safay y 01379. 0 57.303 58 . 1 65. 2 1 11 f safay y 01637 . 0 86.238 785 . 1 190 . 2 2 22 f safa yy 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 57 . 1 01637. 0 241 100810 . 4 568 . 1 2 ) ( 2 3 2 4 3 2 1 1 mm yy z kt m f safa d 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的 承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即 模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.55 并就近圆整 为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算mmm75. 1mmd584.51 1 出小齿轮 1 齿数 30477.29 75 . 1 584.51 1 1 m d z 大齿轮 1 齿数 120304 2 z 这样设计的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲 疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 2.1.4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 mmmmmzd 5 . 5275 . 1 30 11 mmmmmzd21075. 1120 22 （2）计算中心距 mm dd a25.131 2 210 5 . 52 2 21 （3）计算齿轮宽度 mmmmdb d 5 . 52 5 . 521 1 取。mmbmmb60,55 12 2.1.5 结构设计及绘制齿轮零件图（从略） 01379 . 0 1 11 f safay y 01637 . 0 2 22 f safa yy 57 . 1 m mmm75. 1 mmd584.51 1 30 1 z 120 2 z mmd5 .52 1 mmd210 2 mma25.131 mmb 5 . 52 mmb mmb 60 ,55 1 2 - 11 - 2.2 低速轴上的大小齿轮传动设计 2.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)按 一、 中传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（gb1009588） 。 3)材料选择。由2表 10-1 选择小齿轮 2 材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs；大齿轮 2 材料为 45#钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度 差为 40hbs。 4)选小齿轮 2 齿数，大齿轮 2 齿数，取28 1 z04.752868 . 2 2 z 。75 2 z 2.2.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式2（10-9a）进行试算，即 3 2 2 1 ) ( 1 32 . 2 h e d t t z u utk d (1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数。3 . 1 t k 2)计算小齿轮 2 传递的转矩 mmn n p t ii ii ii 4 10400.15 240 8802. 3 95509550 3)由2表 10-7 选取齿宽系数。1 d 4)由2表 10-6 查的材料的弹性影响系数。 2 1 8 . 189mpaze 5)由2图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮 2 的接触疲劳强度极限 ；大齿轮 2 的接触疲劳强度极限。mpa h 600 1lim mpa h 550 2lim 6)由2式 10-13 计算应力循环次数。 9 21 10668.17)1530082(12406060 h jlnn 9 9 2 105925 . 6 68 . 2 10668.17 n 7)由2图 10-19 取接触疲劳寿命系数。95 . 0 ;90 . 0 21 hnhn kk 8)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数，由2式（10-12）得1s mpampa s khn h 5406009 . 0 1lim1 1 28 1 z 75 2 z 3 . 1 t k mmn tii 4 10400.15 1 d 2 1 8 . 189mpaze mpa h 600 1lim mpa h 550 2lim 9 1 10668.17n 9 2 105925. 6n 95 . 0 ;90. 0 2 1 hn hn k k mpa h 540 1 mpa h 5 . 522 2 - 12 - mpampa s khn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 (2)计算 1)试算小齿轮 2 分度圆直径 mm mm z u utk d h e d t 799.76 ) 5 . 522 8 . 189 ( 68 . 2 168 . 2 1 10400.153 . 1 32. 2) ( 1 32 . 2 3 2 4 3 2 2 2)计算圆周速度 v。 smsm nd v t /965. 0/ 100060 240799.76 100060 21 3)计算齿宽 b mmmmdb td 799.76799.761 1 4)计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mmmm z d m t t 743 . 2 28/799.76 1 1 齿高 mmmmmh t 171 . 6 743 . 2 25 . 2 25 . 2 445.12 171. 6 799.76 h b 5)计算载荷系数。 根据，8 级精度，由2图 10-8 查得动载系数；smv/965 . 0 08 . 1 v k 直齿轮，；1 fh kk 由2表 10-2 查得使用系数；1 a k 由2表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮 2 相对支撑非对称布置， 。458. 1 h k 由,查2图 10-13 得；故载445.12 171 . 6 799.76 h b 458. 1 h k42 . 1 f k 荷系数 575 . 1 458 . 1 108 . 1 1 hhva kkkkk 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2式（10-10a）得 mm k k dd t t 070.85 3 . 1 575. 1 799.79 3 3 11 mmd799.76 smv/965. 0 mmb799.76 mmmt743 . 2 mmh171 . 6 445.12 h b smv/965 . 0 08. 1 v k 1 fh kk 1 a k 458 . 1 h k 42 . 1 f k 575 . 1 k mmd070.85 1 mmm038 . 3 - 13 - 7)计算模数。m mmmm z d m038 . 3 28 070.85 1 1 2.2.3 按齿根弯曲强度设计 由2式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 ) ( 2 f safa d yy z kt m (1)确定公式内的各计算数值 1)由2图 10-20c 查得小齿轮 2 的弯曲疲劳强度极限；大mpa fe 500 1 齿轮 2 的弯曲强度极限；mpa fe 380 2 2)由2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数；88. 0,85. 0 21 fnfn kk 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数，由2式（10-12）得4 . 1s mpampa s k fefn f 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 mpampa s k fefn f 86.238 4 . 1 38088 . 0 22 2 4)计算载荷系数 k。 534 . 1 42 . 1 108. 11 ffva kkkkk 5)查取齿形系数 由2表 10-5 查得 。23 . 2 ;55 . 2 11 fafa yy 6)查取应力校正系数 由2表 10-5 查得 。76 . 1 ;61 . 1 11 sasa yy 7)计算大、小齿轮的并加以比较。 f safay y 01352 . 0 57.303 61 . 1 55 . 2 1 11 f safa yy 01643 . 0 86.238 76 . 1 23 . 2 2 22 f safa yy 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 147. 201643. 0 281 10400.15534 . 1 2 ) ( ) ( 2 3 2 4 3 2 1 2 mm yy z tk m f safa d mpa fe 500 1 mpa fe 380 2 88 . 0 ,85. 0 2 1 fn fn k k mpa f 57.303 1 mpa f 86.238 2 534 . 1 k 23 . 2 ;55 . 2 1 1 fa fa y y 76 . 1 ;61 . 1 1 1 sa sa y y 01352 . 0 1 11 f safa yy 01643 . 0 2 22 f safa yy 147. 2m - 14 - 第三章第三章 轴的轴的 结构设计和计结构设计和计 算算 3.1 轴的选择 与结构设计 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的 承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即 模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.55 并就近圆整 为标准值按接触强度算得的分度圆直径，算出mmm5 . 2mmd070.85 1 小齿轮 2 齿数 34028.34 5 . 2 070.85 1 1 m d z 大齿轮 2 齿数 9212.913468 . 2 2 z 这样设计的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲 疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 2.2.4 几何尺寸计算 (3)计算分度圆直径 mmmmmzd855 . 234 11 mmmmmzd2305 . 292 22 （4）计算中心距 mm dd a 5 . 157 2 23085 2 21 （5）计算齿轮宽度 mmmmdb d 85851 1 取。mmbmmb90,85 12 2.2.5 结构设计及绘制齿轮零件图（从略） 第第 3 3 章章 轴的结构设计和计算轴的结构设计和计算 3.1 轴的选择与结构设计 轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它 又通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一 个以轴为基准的组合体轴系部件。 3.1.1 初步确定各轴的最小直径 先按2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45#钢，调 质处理。根据2表 15-3， 输入轴：取116 0 a mmm5 . 2 mmd070.85 1 34 1 z 92 2 z mmd85 1 mmd230 2 mma 5 . 157 mmb85 mmb mmb 90 ,85 1 2 mmd697.18 min 入 - 15 - mm n p ad i i 697.18 960 02 . 4 116 3 3 0min 入 中间轴：取112 0 a mm n p ad ii ii 32.28 240 8802. 3 112 3 3 0min 中 输出轴：取108 0 a mm n p ad iii iii 4868.37 5547.89 7450. 3 108 3 3 0min 出 3.1.2 联轴器的尺寸选取 1）输入轴端联轴器选取 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的输 1联 d 入轴直径与联轴器 1 的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 1轴 d 1联 d 联轴器的计算转矩，查2表 14-1，考虑到转矩变化很小，故 iaca tkt 取，则：3 . 1 a k mmntkt iaca 5 . 51993399953 . 1 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准1gb/t 5014- ca t 2003 或手册，选用 l3x 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径，故取，mmntn1250000mmd38 1 联 mmd38 轴入 半联轴器长度。mml82 1 联 2）输出轴端联轴器选取 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的输 2联 d 入轴直径与联轴器 2 的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 2轴 d 2联 d 联轴器的计算转矩，查2表 14-1，考虑到转矩变化很小，故 iaca tkt 取，则：3 . 1 a k mmntkt iiiaca 6 .5191703993623 . 1 mmd32.28 min 中 mmd4868.37 min 出 3 . 1 a k mmntca 5 . 51993 mmd38 轴入 mml82 1 联 3 . 1 a k mmntca 6 . 519170 - 16 - 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准1gb/t 5014- ca t 2003 或手册，选用 gb/t_5014-2003 lx3 型弹性柱销联轴器，其公称转 矩为。半联轴器的孔径，故取mmntn1250000mmd45 2 联 ，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长mmd45 轴出 mml112 1 联 度。mml84 2 联 3.1.3 确定轴的结构与尺寸 （一）输入轴结构设计 1）轴的选取及计算 1.因为轴通过联轴器与电动机的轴径相联，查联轴器标准，选联轴器 为弹性柱销联轴器。标准型号 lx3，与联轴器相联的轴径选取为 。即 i-ii 轴段直径取。半联轴器与轴配合的mmd38 轴入 mmd iii 38 毂孔长度，为了保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不是压在mml82 1 联 轴的端面上，故 i-ii 段的长度应比略短一些，先取。 1联 lmml iii 80 2.i-ii 轴段右端需制出一轴肩，故取 ii-iii 段的直径,取mmd iiiii 42 。mml iiiii 50 3.轴 iii-iv 段的左端用轴承端挡圈定位 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单 列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录mmd iiiii 42 中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的3单列深沟球轴承 6009ce,其 尺寸为，故 iii-iv 轴段取直径mmmmmmbdd167545 ，而。mmd iviii 45 mml iviii 35 4.轴段 iv-v 放置小齿轮 1，因根据之前计算得，且因mmd 5 . 52 1 ，因此直接将小齿轮 1 制作为齿轮轴。小齿轮同时可定位mmd iviii 45 轴段 iii-iv 处轴承。已知小齿轮 1 宽度为故取mmb60 1 mml viv 60 5.轴段 v-vi 为为中间轴上小齿轮 2 余留装配空间，于是取，mmd viv 50 取。mml viv 110 6.轴段 vi-vii 放置轴承，取，取。mmdd iviiiviivi 45 mml viivi 18 mml112 1 联 mml84 2 联 - 17 - 输入轴的尺寸如图所示 图 3-1 输入轴示意图 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2表 6-1 查得轴段 半联轴器与轴的连接，选用平键为，长mmd iii 38 mmmmhb812 为，毂槽深度。半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与mm70mmt5 6 7 k h 轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。6m 3）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表 15-2 各轴肩处的圆角半径见图 3-1。 （2）中间轴结构设计 根据前述所算的中间轴最小的轴径为。mmd32.28 min 中 1）轴的选取及计算 1.轴段 i-ii，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的 3单列深沟球轴承 6009ce,其尺寸为，mmmmmmbdd167545 取轴段，长。mmd iii 45 mml iii 5 . 39 2.轴段 ii-iii 为装配大齿轮 1，左端设置轴肩固定轴段 i-ii 轴承，取 ，长根据上述计算大齿轮 1 齿宽，取长mmd iiiii 50 mmb55 2 。mml iiiii 53 3.轴段 iii-iv 设置轴环以定位大齿轮 1 和小齿轮 2，轴环高度，dh07. 0 因，取轴环宽度，取。mmd iiiii 50 mmd iviii 57 hb4 . 1mmb iviii 10 4.轴段 iv-v 为装配小齿轮 1。因小齿轮 1 的直径与轴段 iv-v 直径相近， 故直接加工成齿轮轴，轴段mml viv 90 - 18 - 5.轴段 v-vi，左端设置轴肩作为装配大齿轮 2 时的合理性工艺，同时此 轴段安装轴承。取,长。mmdd iiiviv 45 mml viv 5 . 32 中间轴的尺寸如图所示 图 3-2 中间轴示意图 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2表 6-1 iiiii d 查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，为了保证齿轮mmmmhb914 与轴配合有良好的对中性，长为，毂槽深度，故选择齿轮mm50mmt5 轮毂与轴的配合为，此处选轴的直径尺寸公差为。 6 7 k h 6m 3)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表 15-2 各轴肩处的圆角半径见图 3-2。 （3）输出轴结构设计 1)轴的选取及计算 1.轴段 i-ii，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的 3单列深沟球轴承 6010ce,其尺寸为，mmmmmmbdd168050 取轴段，长。mmd iii 50 mml iii 39 2.轴段 ii-iii，为大齿轮 1 余留空间，根据前面两根轴的设计数据，考 虑装配时合理性，同时为右端轴段 iii-iv 上安装的大齿轮 2 定位。取轴 段，长。mmd iiiii 66 mml iiiii 66 3.轴段 iii-iv，此轴段安装大齿轮 2，取轴段，长mmd iviii 52 。mml iviii 83 4.轴段 iv-v，放置轴承且定位大齿轮 2，取轴段，长mmd viv 50 。mml viv 35 - 19 - 3.2 中间轴 的校核 5.轴段 vi-vii 右端用轴承端盖密封，取轴段，长mmd viivi 48 。mml viivi 50 6.轴段 vii-viii，此轴段与滚筒用弹性联轴器相连，根据上述已计算出 数据取轴段，长。mmd viiivii 45 mml viiivii 110 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2表 6-1 iviii d 查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，为了保证齿mmmmhb1016 轮与轴配合有良好的对中性，长为，故选择齿轮轮毂与轴的配合mm80 为；同样，按由2表 6-1 查得平键截面， 6 7 k h viivi d mmmmhb914 键槽用键槽铣刀加工为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性， ，长为 ，故选择配合为，此处选轴的直径尺寸公差为。mm100 6 7 k h 6m 3)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表 15-2 各轴肩处的圆角半径见图 3-3。 图 3-3 输出轴示意图 3.2 中间轴的校核 3.2.1.1 求轴上受力情况 由上述已知： 大齿轮 1 的轴径为，轴毂长度为，连接键取平键mmd210 2 mmb55 2 截面，长为。毂槽深度mmmmhb914mm50mmt5 1 。小齿轮 2 轴径为，轴毂长度为，连接键取平键截mmd85 1 mmb90 1 面，长为，毂槽深度。mmmmhb914mm80mmt5 1 - 20 - 3.2.1.1 做出轴的计算简图与剪力图 假设水平方向向右为正，竖直方向向上为正。弯矩顺时针为正。 由前计算，已知高速级大齿轮 1 的分度圆直径为 mmmmmzd21075. 1120 22 而根据2式（10-3）,式中啮合角对标准齿轮 20 n d t f ii t 48.1470 210 15440022 2 nff tr 21.53520tan48.1470tan 因齿轮为直齿轮，则nfa0 式中：齿轮所受的圆周力，n； t f 齿轮所受的径向力，n； r f 齿轮所受的轴向力，n。 a f 由前计算，已知高速级小齿轮 2 的分度圆直径为 mmmmmzd855 . 234 11 而根据2式（10-3）,式中啮合角对标准齿轮 20 n d t f i t 94.3632 85 1544002 2 1 nff tr 28.132220tan94.3632tan 因齿轮为直齿轮，则nfa0 式中：齿轮所受的圆周力，n； t f 齿轮所受的径向力，n； r f 齿轮所受的轴向力，n； 。 a f 由以上数据得出州的示意图 图 3-4： mmd210 2 nft48.1470 nfr21.535 nfa0 mmd85 1 nft94.3632 nfr28.1322 nfa0 - 21 - 受力示意图 3-4 经计算得出nfnf nhnh 98.965,51.891 21 如图 3-5-1 计算简图： 计算简图 3-5-1 如图 3-6-1 剪力图： 剪力图 3-6-1 经计算得出nfnf nvnv 18.2053,28.109 21 如图 3-5-2 计算简图： nf nf nh nh 98.965 ,51.891 2 1 nf nf nv nv 18.2053 ,28.109 2 1 - 22 - 计算简图 3-5-2 如图 3-6-2 剪力图： 剪力图 3-6-2 3.2.1.2 做出轴的弯矩图 根据计算简图 3-6 得水平面上弯矩图 3-7a,垂直面上弯矩图 3-7b，总弯 矩图 3-7c 弯矩图 3-7 根据以上图示，计算得总弯矩 - 23 - mmnm87.4275464.415288.42752 22 1 mmnm2597.153869865.135049935.73737 22 1 3.2.1.3 做出轴的扭矩图 mmn d ft t 1 . 11239421021.535 2 2 mmn d ft t 8 . 1123938528.1322 2 2 扭矩如如图 3-8 扭矩图 3-8 3.2.2 按弯扭合成盈利校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的扭矩和弯矩的界面即危险 截面的强度，根据2式（15-5）及上述计算数据，以及轴单向旋转，扭 转切应力为脉动循环应变力，取，轴的计算盈利6 . 0 mpa w tm ii ca 84.15 481 . 0 )1544006 . 0(2597.153869)( 3 2222 前已选定轴的材料为 45#钢，调质处理，由2表 15-1 查得 。因此，故安全。mpa60 1 1 ca 3.2.3 精确校核轴的疲劳强度 1）确定危险截面 各个轴段均只受扭矩作用，虽然键槽轴肩以及过渡配合引起的盈利集中 均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕 确定的，所以各轴段均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 ii，iii 处过盈配合引起 的应力集中最严重；从受载的强度来看