机械设计课程设计-二级展开式直齿圆柱齿轮减速器（全套图纸三维）.pdf

二级减速器课程设计二级减速器课程设计 说明书说明书 设计课题：设计课题：展开式二级圆柱齿轮减速器 姓姓 名名： 学学 号号： 学学 院院： 机电与能源工程学院 班班 级级： 机制 111 班 指导老师指导老师： 日日 期期： 2014 年 5 月 - 1- 目录目录 一、设计任务书一、设计任务书 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 2 二、传动方案的分析与拟订二、传动方案的分析与拟订 - - - - - - - - - - - - - - - 2 三、设计内容三、设计内容 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 3 （一） 、传动装置的运动和动力参数计算（一） 、传动装置的运动和动力参数计算 - - - - - - - - - - - - - 3 1. 电动机的选择电动机的选择 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 3 2. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 - - - - - - - - - - 4 3. 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 - - - - - - - - - - - - - - 4 4. 将以上数据列表将以上数据列表 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 （二） 、齿轮的设计（二） 、齿轮的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 1. 高速齿轮的设计高速齿轮的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 2. 低速齿轮的设计低速齿轮的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 9 （三）轴的设计与各轴轴径计算（三）轴的设计与各轴轴径计算 - - - - - - - - - - - - - - - - 12 1. 轴的选择与结构设计轴的选择与结构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 12 2.轴的校核轴的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 17 （四） 、轴承的校核（四） 、轴承的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 22 （五） 、键连接强度校核（五） 、键连接强度校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 24 （六） 、箱体主要结构尺寸（六） 、箱体主要结构尺寸 - - - - - - - - - - - - - - - - - 24 （七） 、减速器附（七） 、减速器附件及件及说明说明 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 25 （八八）减速器的）减速器的密封密封和和润滑润滑 - - - - - - - - - - - - - - - - - 29 四、设计四、设计小小结结 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 30 五、参五、参考文献考文献 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 30 - 2 - 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 全套图纸，全套图纸，三三维加维加 153893706 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。输送机两班制连 续单向运载，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限为 10 年（每 年 300 天） ，大修期 3 年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批 生产。运输带速度允许误差为5%。 直尺圆柱齿轮 i01 减速器设计基础数据 输送带工作拉力 f(n) 2900 运输带速度 v(m/s) 1.5 卷筒直径 d(mm） 400 二、传动方案的分析与拟订二、传动方案的分析与拟订 - 3 - 图 1-1 带式输送机传动装置运动简图 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。传动系统中采用二级展开式圆柱齿 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。 三、设计内容三、设计内容 设计内容设计内容 计算计算及及说明说明 结结果果 - 4 - 1. 电动机 的选择 电动机 的选择 (1). 选择电 动机类型 (2). 确定电 动机功率 （3）. 确定 电动机转速 （一） 、传动装置的运动和动力参数计算（一） 、传动装置的运动和动力参数计算 按已知条件和工作要求选用y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机 y132m1-6。 kw vf 1000 =，式中，nf0029=，smv/5 . 1=，94 . 0 = kw smnvf 4.63 94 . 0 1000 /5 . 10029 1000 = = = 电动机的输出功率o按如下公式计算 kw =o 式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。 由公式计算 23 cgrc =式中， c 为电动机和 i 轴之间联轴器的效率； r 为一 对滚动轴承的效率； g 为一对齿轮的效率； c 为轴和工作轴之间联轴器的效率， 由118 页表 2-4 得89 . 0 = cc ，995. 0= r ，97 . 0 = g 。 89 . 0 97 . 0 99 . 0 89 . 0 23223 2 = grc 故 kw kw kw20 . 5 0.89 63 . 4 = = o 因载荷平稳，电动机额定功率 m 只需略大于o即可。按1327 页中表 8- 184y 系列 闭式三相异步电动机技术数据，选电动机的额定功率为 m =5.5kw 卷筒轴作为工作轴，其转速为： min62 . 1 7 400 5 . 1106106 44 r d v n m = = = kw63. 4= kw5.20=o m =5.5kw min62. 17r n = - 5 - 2. 计算传 动装置的 总传动比 和分配各 级传动比 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 （2）. 分配 传动装置各 传动比 3. 计算传 动 装 置 的 运 动 和 动 力参数 计算传 动 装 置 的 运 动 和 动 力参数 （1）. 各轴 转速的计算 （2）. 各轴 输入功率的 计算 （3）. 各轴 输入转矩的 计算 传动装置总传动比：传动装置总传动比： 按111 页中表 2- 3 推荐的各传动机构传动比的二级展开式圆柱齿 轮减速器传动比范围为53 =i，所以总传动比 i =3355=925,可见电动机转速 的可选范围为min591.51572.9463.66)259( rnin= 符合这一范围 的同步转速有min750r、min1000r、min1500r，为减少电动机的重量和价格， 由1327 页中表 8- 184 选常用的同步转速为min1000r的 y 系列电动61231， 其满载转速为min069rn = 。 总传动比：总传动比：40.13 71.62 069 = n n i m 对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近 的条件分配传动比， 因此， 速器高速级和低速级的传动比分别取914. 1 =i，3.2 2 =i。 由120 页式（2- 6）计算，得 轴i：min069 i rnn m = 轴ii：min292 19 . 4 069 1 i ii r i n n= 轴iii：min56 . 1 7 3.2 229 2 ii iii r i n n= 工作轴：min56 . 1 7 iii rnn= 由121 页中式（2- 7）计算，得电动机轴：p=po=5.20kw 轴i：kw c 07 . 5 995 . 0 89 . 02 . 5 i =o 轴ii：kw4.894995 . 0 97 . 0 07 . 5 griii = 轴iii：kw723 . 4 995 . 0 97 . 0 894 . 4 griiiii = 工作轴：kw6 . 498 . 0 959 . 0723 . 4 criii = 由121 页中式（2- 8）计算，得 轴i：mn n = =50.44 960 5.07 99509550 i i i min069rn = 40.13=i 4.19 1 =i 3.2 2 =i min069 i rn = min 292 ii r n= min 71.56 iii r n= min 56. 17 r n= p=5.20kw kw07. 5 i = kw894 . 4 ii = kw723. 4 iii = kw6 . 4= mn=44. 05 i - 6 - 4. 将以上 数据列表 将以上 数据列表 （二） 、齿 轮的设计 （二） 、齿 轮的设计 1. 高速齿 轮的设计 高速齿 轮的设计 1）. 选选定定齿齿 轮轮类型类型、 精精度度 等等级、级、 材料及材料及 齿数齿数 2）. 按按齿齿面面 接接触触强度计强度计 算算 轴ii：mn n = =83.032 229 4.894 99509550 ii ii ii 轴iii：mn n = =629.95 71.56 4.723 99509550 iii iii iii 工作轴：mn n = =89.613 71.56 4.6 99509550 电动机轴：mn n = =51.73 069 5.2 99509550 m o o 轴名 参数 电动机轴 i 轴 ii 轴 iii 轴 工作轴 转速 n （r/min） 960 960 229 71.56 71.56 功率 p （kw） 5.2 5.07 4.894 4.723 4.6 转矩 t （nm） 51.73 50.44 20383 629.95 613.89 传动比 i 1 4.19 3.2 1 效率 0.9751 0.96515 0.96515 0.9751 （二） 、齿轮的设计（二） 、齿轮的设计 a. 选用直齿圆柱齿轮传动。 b. 大、小齿轮都选用软齿面。由2188 页查表 9-2 选大小齿轮的材料均为 45 钢， 小齿轮调质，齿面硬度为 230hbs，大齿轮常化，齿面硬度为 190hbs。 c. 选取精度等级。带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用八级精度。 d. 选小齿轮齿数52 1 =z，大齿轮齿数0515291 . 4 112 =ziz。 根据如下设计计算公式进行试算，即 3 2 1 1 12 + h eh d z u u d mn =83.032 ii mn =95.296 iii mn =89.613 to=51.73 mn 52 1 =z 501 2 =z - 7 - （1）. 确定 公式内的各 计算数值 （2）. 计算 并确定齿轮 参数 试选载荷系数5 . 1=t。 计算小齿轮传递的转矩mnmn n = =44. 05 069 3.09 1055. 91055. 9 6 1 1 6 1 由 2201页中表9-12， 由于两支承相对于小齿轮作不对称布置， 故选取齿宽系数1= d 。 由2200 页中表 9-11 查得材料的弹性影响系数 2/1 ae 8 . 189z=。 由2206 页中图 9- 23（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 a1hlim 1000=；大齿轮的接触疲劳强度极限 a2hlim 1000=。 按如下公式计算应力循环次数 9 h11 10657 . 21030082106960jln60n=）（ 89 112 105986.63.2/10657 .2i /nn=式中，j为齿轮每转一圈时， 同一齿面啮合的次数； h l为齿轮的工作寿命（单位为h，一年工作 300 天） 。 由2203 页中图 9- 21 取接触疲劳寿命系数0.92k 1hn =，69 . 0k 2hn =。 接触疲劳许用应力计算，取失效概率为 1%，安全系数 s=1，得： aah1hlim1hn1h 0921/01000.92s/= aah2hlim2hn2h 960100069 . 0s/= 取较小值 ah2h 920= 试 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 t 1 d， 代 入 h 中 较 小 的 值 mm36.806 920 8 .1895 . 2 19. 4 119. 4 1 10044. 55 . 12zz i 1i2 d 3 2 4 3 2 h eh 1 1 d 1 t 1 = + = + 计算圆周速度smv1.850 100060 069806 . 6 3 100060 nd 1 t 1 = = = 5 . 1=t mn=44. 05 1 1= d 2/1 a e 8 .189z = a 1hlim 1000 = a 2hlim 1000 = 9 1 10657 . 2n= 8 2 10 5986. 6n = 0.92k 1hn = 69 . 0k 2hn = ah 920= mm806. 63d t 1 = smv1.850= - 8 - 3）. 几何尺 寸计算 几何尺 寸计算 （1）. 分度 圆直径 （2）. 中心 距 （3）. 齿宽 计算齿宽 36.806mm806.361db 1td = 计算齿宽和齿高之比 11.1125. 252125. 2zm25. 2dhb 1dt 1d = 计算载荷系数，根据smv1.850=，八级精度， 由2194 页中图 9- 13 查得动载荷系数50 . 1=v； 由2195 页表 9-6 查得0 . 1=； 由2193 页中表 9- 5 查得使用系数0 . 1=a； 由2196 页表 9- 7 查得 406 . 1 806 . 6 31032 . 0)6 . 01 (18 . 0 11 . 1 1023 . 0 )6 . 01 (18 . 0 11 . 1 3 322 =+= += b dd ，则取 =1.45；由2197 页中 图 9- 17 查得38. 1 f = ； 载荷系数为 523. 145. 10 . 150 . 11 hva = 。 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由如下公式计算得 mm993 . 6 3 5 . 1 523 . 1 806 . 6 3dd 3 3 t t 11 = = 计算模数的大小mm480 . 1 36.993/25zdm 11 =。 由2198 页表 9-9 查标准 模数系列，取2m =。 mm05522mzd 11 = mm0125012mzd 22 = ()()mm1302210052dda 21 =+=+= mm05051db 1d = 取mm05b2=，则mm55b1=。 mm806. 63b= 11.11hb= 50 . 1=v 0 . 1= 0 . 1=a 064 . 1= 38. 1 f = 523. 1= 36.993mmd1= 2m = mm05d1= 10mm2d2= 30mm1a = mm05b = 55mmb1= 50mmb2= - 9 - 4）. 按齿根 弯曲疲劳强 度校核 按齿根 弯曲疲劳强 度校核 （1）. 确定 公式中的各 参数 （2）. 校核 计算 载荷系数 0 . 1 a =；0 . 1=；38. 1 f = 由2194 页图 9-13 查得，50 . 1=v，有 449. 138. 10 . 150 . 11 fva = 圆周力n 6 . 0172501044 . 0 52d12f 3 1t = 齿形系数 fa 和应力校正系数 sa 由2198 页表 9-10 查得， 62 . 2 1 =fa，59. 1 1 =sa；用线性差值求 2fa ， 2sa ，有 176. 22 =fa,1.794 2 =sa 许用弯曲应力由2202 页图 9-20 得28 . 0 1 =fn，85 . 0 2 =fn 由2204 页图 9-22 得 af = 005 1lim ， af =050 2lim ；取安全系数4 . 1= f s，则 aafffnf s=9324 . 100528 . 0 1lim11 aafffnf s=3044 . 105085. 0 2lim22 1 33 3 77.65 205 95 . 12.62 6 . 0172944 . 1 fa safat f bm yyf = = = 2 33 3 72.58 205 794 . 1 176 . 2 6 . 0172494 . 1 fa safat f bm yyf = = = 大小齿轮齿根弯曲疲劳强度均满足。 449. 1= n6 .0172ft= 176 . 2 2 =fa 794 . 1 2 =sa a f = 932 1 a f =304 2 1 1 77.65 fa f = 2 2 72.58 fa f = - 10 - 2. 低速齿 轮的设计 低速齿 轮的设计 1）. 选选定定齿齿 轮轮类型类型、 精精度度 等等级、级、 材料及材料及 齿数齿数 2）. 按按齿齿面面 接接触触强度计强度计 算算 （1）. 确定 公式内的各 计算数值 a. 选用直齿圆柱齿轮传动。 b. 大、小齿轮都选用软齿面。由2188 页查表 9-2 选大小齿轮的材料均为 45 钢， 小齿轮调质，齿面硬度为 230hbs，大齿轮常化，齿面硬度为 190hbs。 c. 选取精度等级。带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用八级精度。 d. 选小齿轮齿数24 3 =z，大齿轮齿数8 . 67243.2 324 =ziz，圆整后取为 80。 根据如下设计计算公式进行试算，即 3 2 1 1 12 + h eh d z u u d 试选载荷系数5 . 1=t。 计算小齿轮传递的转矩 mn =83.032 2 由2201 页中表 9-12， 由于两支承相对于小齿 轮作不对称布置，故选取齿宽系数1= d 。 由2200 页中表 9-11 查得材料的弹性影响系数 2/1 ae 8 . 189z=。 由2206 页中图 9- 23（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 a3hlim 0100 =；大齿轮的接触疲劳强度极限 a4hlim 0100 =。 按如下公式计算应力循环次数 8 h23 106.5952103008229260jln60n=）（ 88 234 10061 . 2 3.2/106.5952i /nn=式中，j为齿轮每转一圈时，同一齿 面啮合的次数； h l为齿轮的工作寿命（单位为h，一年工作 300 天） 。 由2203 页中图 9-21 取接触疲劳寿命系数0.92k 3hn =，69 . 0k 4hn =。 接触疲劳许用应力计算，取失效概率为 1%，安全系数 s=1，得： aah3hlim3hn3h 9201/01000.92s/= aah4hlim4hn4h 9601/100069 . 0s/=x 取较小值 ah4h 920= 24 3 =z 80 4 =z 5 . 1=t mn =83.032 2 1= d 2/1 a e 8 .189 z = a 3hlim 1000 = a 4hlim 1000 = 8 8 3 10 6.5952n = 8 8 4 10 061. 2n = 0.92k 3hn = 69 . 0k 4hn = - 11 - （2）. 计算 并确定齿轮 参数 3）. 几何尺 寸计算 几何尺 寸计算 （1）. 分度 圆直径 （2）. 中心 距 试 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 t3 d， 代 入 h 中 较 小 的 值 mm767. 95 920 8 .1895 . 2 3.2 13.2 1 1083.0325 . 12zz i 1i2 d 3 2 3 3 2 h eh 2 2 d 2 t 3 = + = + 计算圆周速度smv0.717 100060 22959.767 100060 nd 2t3 = = = 计算齿宽 mm767 . 9 5767 . 9 51db 3td = 计算齿宽和齿高之比67.1025. 224125. 2zm25. 2dhb 3dt 3d = 计算载荷系数，根据smv0.57=，八级精度， 由2194 页中图 9- 13 查得动载荷系数40 . 1=v； 由2195 页表 9-6 查得0 . 1=； 由2193 页中表 9- 5 查得使用系数0 . 1=a； 由2196页表9- 7查得 1.41259.7671032 . 0 )6 . 01 (18 . 0 11 . 11023 . 0 )6 . 01 (18 . 0 11 . 1 3 322 =+ +=+= b dd ,则取 =1.45；由2197 页中图 9- 17 查得38. 1 f = ； 载荷系数为 085 . 154 . 10 . 140 . 11 hva = 。 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由如下公式计算得 59.873mm 5 . 1 508 . 1 59.767dd 3 3 t t33 = = 计算模数的大小 2.4952459.873zdm 33 =。由2198 页表 9-9 查标准模数系列，取3m =。 72mm243mzd 33 = 240mm803mzd 44 = ()()156mm2024722dda 43 =+=+= mm767. 95dt 3= smv0.717= mm767. 95b= 67.10hb= 40 . 1=v 0 . 1= 0 . 1=a 124 . 1= 38. 1 f = 508. 1= 59.873mmd3= 3m = 72mmd3= 240mmd4= 156mma = - 12 - （3）. 齿宽 4）. 按齿根 弯曲疲劳强 度校核 按齿根 弯曲疲劳强 度校核 （1）. 确定 公式中的各 参数 （2）. 校核 计算 72mm721db 3d =； 取72mmb2=，则77mmb1=。 载荷系数 0 . 1 a =；0 . 1=；38. 1 f = sm0.8 100060 213.372 100060 nd 23 = = = v 由2194 页图 9-13 查得，60 . 1=v，有 4352. 138. 10 . 140 . 11 fva = 圆周力 t f3582n7210128.942d2f 3 32t = 齿形系数 fa 和应力校正系数 sa 由2198 页表 9-10 查得，56 . 2 3 =fa，58 . 1 3 =sa；用线性差值求 4fa ， 4sa ， 有2.226 4 =fa，1.764 4 =sa 许用弯曲应力 f 由2202 页图 9-20 得85 . 0 3 = fn ，87. 0 4 = fn 由2204 页图 9-22 得 af = 005 3lim ， af =050 4lim ；取安全系数 4 . 1= f s，则 aafffnf s=3044 . 100585. 0 3lim33 aafffnf s=3114 . 105087. 0 4lim44 3 33 3 103.6 372 75 . 172 . 2 3582634 . 1 fa safat f bm yyf = = = 4 33 44 34 94.1 75 . 172 . 2 837 . 1232 . 2 103.6 fa safa safa ff yy yy = = 大小齿轮齿根弯曲疲劳强度均满足。 72mmb = 77mmb1= 72mmb2= sm8 . 0=v 3524 . 1= 3582nft= 56 . 2 3 =fa 58 . 1 3 =sa 387 . 1 4 =sa 1.764 4 =sa a f = 304 3 a f = 131 4 3 3 103.6 f af = 4 4 94.1 f af = - 13 - 1. 轴的选 择 与 结 构 设计 轴的选 择 与 结 构 设计 （1） .初步确 定各轴的最 小直径 （2） .联轴器 的尺寸选取 （三）轴的设计与各轴轴径计算（三）轴的设计与各轴轴径计算 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。 先按2370 页式（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。 输入轴：取110 0 =a，mm n p ad i i 6 . 71 069 3 021 3 3 0min = 入 中间轴：取110 0 =a，mm n p ad ii ii 3 . 33 229 4.894 021 3 3 0min = 中 输出轴：取110 0 =a，mm n p ad iii iii 495 . 8 4 71.56 723 . 4 110 3 3 0min = 出 l 输入输入轴轴端联端联轴器选轴器选取取 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 1联 d，为了使所选的输入轴直径 1轴 d 与联轴器 1 的孔径 1联 d相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 iaca tkt=，查2346 页表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 3 . 1= a k，则：mntkt iaca =38.79229.843 . 1 按照计算转矩 ca t应小于联轴器公称转矩的条件，查标准1317 页 gb/t 5014-2003， 选用gy3型凸缘联轴器， 其公称转矩为mntn=112。 半联轴器的孔径mmd32 1 = 联 ， 故取mmd32= 轴入 ，半联轴器长度mml60 1 = 联 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mml28 2 = 联 。 l 输出输出轴轴端联端联轴器选轴器选取取 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 2联 d， 为了使所选的输入轴直径 2轴 d 与联轴器 2 的孔径 2联 d相适应，故需同+ 时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 iiiaca tkt= ，查2346 页表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 3 . 1= a k，则：mntkt iiiaca =540.124415.483 . 1 按照计算转矩 ca t应小于联轴器公称转矩的条件，查标准1318 页 gb/t 5014-2003， mm d 7.61 min = 入 mm d 3 .33 min = 中 mm d 495. 84 min = 出 mn tca = 38.792 mn tca =540.124 - 14 - （3）.确定 轴的结构与 尺寸 选用 gy6 型凸缘联轴器，其公称转矩为mntn= 900。半联轴器的孔径 mmd40 2 = 联 ，故取mmd40= 轴出 ，半联轴器长度mml112 1 = 联 ，半联轴器与轴配 合的毂孔长度mml84 2 = 联 。 输入轴结构设计输入轴结构设计 v 轴的选轴的选取及取及计算计算 因为输入轴通过联轴器与电动机的轴径相联，查联轴器标准，选联轴器为凸缘联 轴器。标准型号 gy3，与联轴器相联的轴径选取为mmd32= 轴入 。即 i-ii 轴段直径 取mmd iii 32= 。半联轴器与轴配合的毂孔长度mml28 1= ，为了保证轴段挡圈 只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故取mml iii 28= 。 轴i-ii段 右 端 需 制 出 一 轴 肩 ， 故 取 轴ii-iii段 的 直 径 3832) 1 . 007. 0(232 )0.10.072 =+= += iiiiiiiiiii ddd（ ,取mml iiiii 05= 。 轴 iii-iv 段放置轴承，取，mmd iviii 40= ，mml iviii 51= 。 轴 iv-v 段为中间轴上大齿轮 1 余留装配空间 mmd viv 46= ，mml viv 061= 。 轴 v-vi 段放置小齿轮 1，因根据之前计算得mmd48 1= ，直接将输入轴制作为 齿轮轴。取mmd viv 54= ，已知小齿轮 1 宽度为mmb55 1 =，故取mml viv 55= 。 轴 vi-vii 段为轴承端挡圈定位，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选 用深沟球轴承。参照工作要求并根据mmd iiiii 04= ，由1292 页表 8-155 深沟球轴 承（gb/t276-1994）产品目录中选取代号为 6008 系列轴承,其尺寸为 mmmmmmbdd516840=于是取mmdd vivviivi 64= ，取 mml viivi 715 2 =+= 。 轴段 vii-viii 放置轴承，取mmd viiivii 40= ，取mmll iviiiviiivii 51= 。 mmd iii 32= mml iii 28= mmd iiiii 83= mml iiiii 50= mmd iviii 40= mml iviii 51= mmd viv 64= mml viv 061= mmd viv 45= mml viv 55= mmd viivi 46= mml viivi 71= mmd viiivii 40= mml viiivii 51= - 15 - 输入轴示意图 v 轴上零件的周向定位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1217 页表 8-61 查得轴段 mmd iii 32= 半联轴器与轴的连接， 选用平键为mmmmhb810=， 长为mm70， 半联轴器与轴的配合为 6 7 k h 。 深沟球轴承与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。 v 确定确定轴上轴上圆角圆角和和倒角倒角尺寸尺寸 参考2364 页表 15-2 各轴肩处的圆角半径见输入轴示意图。 中间中间轴结构设计轴结构设计 根据前述所算的中间轴最小的轴径为mmd 3 . 33 min 中 。 v 轴的选轴的选取及取及计算计算 轴 vi-vii 段为轴承端定位，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深 沟球轴承。由1292 页表 8-155 深沟球轴承（gb/t276-1994）产品目录中选取代号为 6009系 列 轴 承 , 其 尺 寸 为mmmmmmbdd167545=， 取 轴 段 mmd45vii-vi=，长mml36 vii-vi =。由于轴承宽度比 vi-vii 轴长度小，因此需 要 装 一 轴 套 以 便 于 齿 轮 定 位 ， 轴 v-vi 段mml17 v-vi =轴 承 定 位 ， 取 mmd51v-vi=。 轴 v-iv 段为装配小齿轮 3，直接将中间轴制作为齿轮轴，根据上述计算小齿轮 3mml51iv-v=，dv-iv=74mm。 轴 iii-iv 段右端需制出一轴肩，取mmd iviii 57= ，mml iviii 15= 。 轴 iii-ii 段 放 置 大 齿 轮 2 ， 因 根 据 之 前 计 算 得mmiidiii51=， mmiiliii47=。 mm d 45 vii-vi = mml36 vii-vi = mm d 51 v-vi = mml17 v-vi = dv-iv=51mm mml74iv-v= mmd iviii 57= mml iviii 15= - 16 - 轴 i-ii 段取mmiidi45=，mmiili36=。 中间轴示意图 v 轴上零件的周向定位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1217 页表 8-61 查得平键截面 mmmmhb1016=，键槽用键槽铣刀加工，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中 性，长为mm40，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 6 7 k h ，此处选轴的直径尺寸公差为 6m。 v 确定确定轴上轴上圆角圆角和和倒角倒角尺寸尺寸 参考2364 页表 15-2 各轴肩处的圆角半径见中间轴示意图。 输出输出轴结构设计轴结构设计 v 轴的选轴的选取及取及计算计算 因为输出轴通过联轴器与卷筒以及输送带相联，查联轴器标准，选联轴器为凸缘 联轴器。标准型号 gys6，与联轴器相联的轴径选取为mmd50= 轴入 。即 i-ii 轴段直 径取mmd iii 50= 。半联轴器与轴配合的毂孔长度mml112 1 = 联 ，为了保证 轴段挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故取mml iii 112= 。 轴i-ii段 右 端 需 制 出 一 轴 肩 ， 故 取 轴ii-iii段 的 直 径 mmddhdd iiiiiiiiiiiiii 6057) 1 . 007. 0(22=+= , 取mmd iiiii 60= ， mml iiiii 47= 。 轴 iii-iv 段放置轴承， 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球 轴承。 参照工作要求并根据mmd iiiii 50= ， 由1292 页表 8-155 深沟球轴承 （gb/t276 mmiidiii51= mmiiliii47= mmiidi45= mmiili36= mmd iii 50= mml iii 112= mmd iiiii 60= mml iiiii 47= - 17 - -1994 ） 产 品 目 录 中 选 取 代 号 为6010系 列 轴 承 , 其 尺 寸 为 mmmmmmbdd168050=取，mmd iviii 65= ，mml iviii 18= 。 轴 iv-v 段为轴承端定位，并且为输出轴上大齿轮 2 余留装配空间，取 mmd viv 71= ，mml viv 69= 。 轴 iv-v 段右端需制出一轴肩用于大齿轮 2 的定位，而对于轴 v-vi 段， mmd viv 66= ，当轴肩作为齿轮定位时，可适当增大轴肩段的直径，因此，取 mmd viv 66= ，mml viv 12= 。 轴 vi-vii 段安装大齿轮 2，取mmd viivi 71= ，mml viivi 69= 。 轴 段 vii-viii 放 置 轴 承 ， 并 通 过 轴 承 和 套 筒 来 定 位 大 齿 轮 2 ， 取 mmd viiivii 65= ，取mml viiivii 38= 。 输出轴示意图 v 轴上零件的周向定位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1217 页表 8-61 查得与半联轴 器相连轴上的平键截面mmmmhb812=，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mm92，故选择联轴器轮毂与轴的配合为 6 7 k h ， 深沟球轴承与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；而与齿轮相连轴上的平键截面mmmmhb1016=，键槽用键槽铣刀加工， 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，长为 55mm，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 6 7 r h 。 v 确定确定轴上轴上圆角圆角和和倒角倒角尺寸尺寸 参考2364 页表 15-2 各轴肩处的圆角半径见输出轴示意图。 mmd iviii 65= mml iviii 18= mmd viv 71= mml viv 69= mmd viv 66= mml viv 12= mmd viivi 71= mml viivi 69= mm d viiivii 65= mm l viiivii 38= - 18 - 2. 轴 的 校 核 轴 的 校 核 (1). 高速轴 的校核 按弯扭合成进行轴的强度校核： (1).画画轴的轴的受受力力简图，如下图所示简图，如下图所示 (2).计算轴的计算轴的受受力力 ndtf t 11471052/73.512/2 3 11 = ； nff tr 5 . 41720tan1147tan= o ； （3）.计算总计算总弯矩弯矩 垂直面垂直面： 0= f ，0 21 =+ rnvnv fff； 0= m ，()04545147 1 =+ rnv ff； 解得，nfnv34.66 1= ，nfnv72.216 2 = mmnmv=98.975114734.66 水平面水平面： nft1147= nfnv34.66 1= n fnv 72.216 2 = mmn mv =98.9751 - 19 - (2). 中间轴 的校核 0= f ，0 21 =+ tnhnh fff； 0= m ，()04545147 1 =+ tnh ff； 解得，nfnh27.182 1= ，nfnh42.595 2 = mmnmh=69.2679314727.182 总弯矩mmnmmm hv =+=+=21.2851369.2679398.9751 2222 1 mmn =29840 1 ()() aca mp w tm 76 . 1 561 . 0 202206 . 021.28513 3 2 2 2 1 2 1 = + = + = 选用 45 号钢的 a mp60 1 = 1 ca安全。 按弯扭合成进行轴的强度校核： （1）.画画轴的轴的受受力力简图，如下图所示简图，如下图所示 （2）.计算轴的计算轴的受受力力 ndtft10071025694.12822 3 221 = ； nff tr 5 .36620tan1007tan 11 = o ； ndtft3070108494.12822 3 322 = nff tr 4 .111720tan3070tan 22 = o （3）.计算总计算总弯矩弯矩 垂直面垂直面： n fnh 27.182 1= n fnh 42.595 2 = mmn m h = 69.26793 mmn m = 21.28513 1 aca mp76. 1= nft1007 1= nfr5 .366 1= n ft 3070 2 = n fr 4 .1117 2 = - 20 - 0= f ，0 2121 =+ rrnvnv ffff； 0= m ，()060)6087(608745 211 =+ rrnv fff； 解得，nfnv21.467 1= ，nfnv23.633 2 = mmnm v =8 .379936023.633 水平面：水平面： 0= f ，0 2121 =+ ttnhnh ffff； 0= m ，()()0606087608745 211 =+ ttnh fff； 解得，nfnh87.1282 1= ，nfnh56.1739 2 = mmnmh=6 .1043736056.1739 总弯矩mmnmmm hv =+=+=75.111073 6 . 104373 8 . 37993 2222 2 mmn =128940 2 n fnv 21.467 1= n fnv 23.633 2 = mmn m v = 8 .37993 n fnh 87.1282 1= n fnh 56.1739 2 = mmn mh = 6 . 104373 mmn m = 75.111073 2 - 21 - (3). 低速轴 的校核 ()() aca mp w tm 98.13 441 . 0 955806 . 0 6 . 104373 3 2 2 2 2 2 2