机械设计课程设计-展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器F=5200V=0.52D=400.docx

大连民族大学课程设计机械设计课程设计任务说明书 设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器全套图纸加扣3012250582机械设计及其自动化专业144班设计者：学号：指导老师：2016年10月26日目录一.电动绞车传动装置设计及传动方案的拟定2二、电动机的选择计算4三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算5四、齿轮的设计计算及校核7五、轴的设计计算和其相应轴承的选择24六、轴的校核30七、滚动轴承的寿命验算33八、键的选择及校核34九、联轴器的选择计算37十、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择38十一、设计体会38十二、参考文献40一.电动绞车传动装置设计及传动方案的拟定课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。题目：1.题目：设计带式运输机传动装置的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器2、工作条件两班制工作；每班工作8小时，常温下连续、单向运转，载荷稍微波动；输送带滚轮效率为0.96。3、使用期限使用期限为10年。4、生产批量及生产条件小批量生产，无铸钢设备。5、要求完成工作量.减速器装配图一张(A0)。.设计说明书一份。.零件图若干。.草图6、设计的技术数据：钢丝绳曳引力： F=5200N钢丝绳速度： V=0.52 m/s滚筒直径： D=400mm滚筒长度; L=800mm 设计内容：.电动机的选择与运动参数设计计算；.斜齿轮传动设计计算；.轴的设计及校核；.装配草图的绘制.键和联轴器的选择与校核；.滚动轴承的选择及寿命验算；.装配图、零件图的绘制；.设计计算说明书的编写。二、电动机的选择计算根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V，Y系列。1.选择电动机功率滚筒所需的有效功率：=FV=60000.48=2.704kw 传动装置的总效率：=承5 闭合3 联2 滚筒1=0.800查机械设计指导书表17-9得式中: 滚筒效率： = 0.96 联轴器效率： = 0.99斜齿轮啮合效率： = 0.98滚子轴承效率： =0.98传动总效率: =0.800所需电动机功率 := =2.704/0.800=3.38kw 2.选取电动机的转速滚筒转速 =24.83r/min查机械设计指导书表27-1,取Y132M-6比较合理其n0=960r/min，满载功率为4.0kw三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、分配传动比总传动比: =/ =960/24.83=38.663 设：高速传动比l1,中间轴传动比i2,低速传动比i3,外传动比为i外 外传动比取 则减速的传动比：i外= 38.663/3.0=12.888 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意大齿轮不能碰着低速轴，试取：=4.1 低速轴的传动比：= 12.888/4.1=3.143 2、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴 P0=4.0KW n0=960r/min T0=9550P0/n0=95504/960=39.79 轴:即减速器高速轴 P1= 40.99=3.960KW n1= 960 r/min T1=9550P1/n1=95503.960/960=39.39 轴：即减速器中间轴 P2= P1=3.49600.980.99=3.803kw n2= n1/=960/4.1=234.15r/min T2=9550P2/n2=95503.803/234.15=15.11 轴：即减速器的低速轴 P3= P2=3.8030.980.99=3.652kw n3= n2/i23=234.15/3.143=74.5r/min T3=9550P3/n3=95503.652/74.5=468.14Nm 轴：即减速箱外与低速轴相连的轴P4=P3=3.6520.980.99=3.543kw n4=n3=74.5 r/min T4=9550P4/n4=95503.543/74.5=454.17 Nm轴：即传动滚筒轴 P5= P4=3.5430.980.98=3.403kw n5= n4 =24.83r/min T4=9550P5/n5=95503.403/24.83=1312.69Nm 将上述计算结果汇于下页表：表3-1 各 轴 运 动 及 动 力 参 数轴序号功 率P/ KW转 速n/(r/min)转 矩T/N.m传动形式传动比i效率0轴4.096039.79联轴器1.0099轴3.96096039.39齿轮传动4.48097轴3.803234.15155.11齿轮传动3.319097轴3.65274.5468.14联轴器1.0099轴3.54374.5454.17轴3.40324.831312.69齿轮传动2.9890.96四、齿轮的设计计算及校核一、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：1.原始数据：高速轴的输入功率 ： 4.0kW小齿轮转速 ： 960 r/min 传动比 ： 4.1 单向传动，工作载荷平稳，每天工作8小时，预期工作10年。选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用40Gr钢，调质处理，取硬度为280HBS大齿轮材料选用45钢，调质处理，硬度取240HBS。 齿轮精度等级为7级初选小齿轮齿数Z1=23，大齿轮Z2=4.123=94.3，取Z2=95。 Z2 ， Z2为互质数压力角=20，螺旋角=142.按齿面接疲劳强度设计： 计算小齿轮分度圆直径设计公式: d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 确定公式中各参数： 初选klt=1.3 参考文献1表10-20 ZH=2.433 参考文献1表10-7 d=1,变位系数X1=X2=0重合度系数Zqt=arctan(tan/cos)=20.562at1=arcos【Z 1cos t/(Z 1+2H*cos)】=30.295at1=arcos【Z 2cos t/(Z 2+2H*cos)】=23.430端面重合度：=dz1tan/=1.825Zq=（1-）4-3+=0.679式10-23 得螺旋角系数Z=cos=0.985转矩T1=3.939104Nmm参考文献1表10-7，选取齿宽示数d=1参考文献1表10-5 得材料弹性系数ZE=189.8 Mpa齿轮的许用应力【】=KNlims s=1计算应力循环次数Nhh参考文献1图5-10得 =0.90, =0.95查表得:=600Mpa，=550MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力=KHN1HN1S =540Mpa =KHN2HN2S=523Mpa 取两者中较小值作为该齿轮许用应力 【】=523 Mpa计算小齿轮的分度圆直径： d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 =35.408mm调整小齿轮的分度圆直径：计算实际载荷示数前的数据准备=1.78m/s齿宽b=35.408mm计算实际载荷系数:查表得使用系数 =1由七级精度 v=1.78m/s 由图10-8查得动载荷系数=1.06齿轮的圆周力=2/=2.225103N /b=62.84100N/mm参考文献1表10-3 得齿轮满载分配系数K=1.4 参考文献1表10-4 得齿轮满载分配系数K=1.416载荷系数 =2.101求得按实际载荷示数计算的齿轮模数d1=dlt3KHKHt=41.552mm相应的齿轮模数：m=d1cos/Z1=1.753mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 计算齿轮模数设计公式：Mnt=32kltT1YCOS dZ12YfaYsaF 确定各参数值试选载荷系数 KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数b=arctan(tabcost)=13.14v=x/cosb=1.551Y=0.25+0.75/V=0.735根据文献1式10-19，螺旋角系数Y=1-120=0.787计算 YfaYsa【F Zv1=Z1/cos=25.18 Zv2=Z2/cos=103.99参考文献1图10-17 查得齿形系数 YFa1 =2.67 YFa2=2.19参考文献1图10-18 查得应力修正系数 Ysa1=1.59 Ysa2=1.81由文献1图10-24c查得齿轮弯曲疲劳极限: Flim1=500 Flim2=380参考文献1图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数s=1.4F1=KFN1lim1S=303.57mpa F2=KFN2lim2S=238.86MPaYFN1Ysa1F1=0.0140 YFN2Ysa2F2=0.0166取较大值 YFN2Ysa2F2=0.0166计算模数 m32KFtT1YYCOSdZ1YFaYSaF=1.335mm调整齿轮模数计算实际载荷示数前的数据准备圆周速度： d1=mntz1/cos=31.645mm =1.59m/s齿宽b =31.645mm齿轮高宽比b/h h=(2h*+c*) mnt=3.004mm b/h=26.2873.18825=10.53计算实际载荷：kFV=1.59m/s，查得动载荷系数KV=1.04由=2/=2.489kNKAFT1/b=78.65N/mm100N/mm参考文献1表10-3 得齿面载荷分配系数 KF=1.4参考文献1表10-4 得齿面载荷分配系数 K =1.416结合b/h=1053 查表10-13得 KF=1.35满载系数 KF=KAKVKFKF=1.966求得按实际载荷示数计算的齿轮模数 Mn=MNt3KFKFt=1.532对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根疲劳强度计算的，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准模数中取m=2mm4.尺寸计算确定：为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=41.225mm来计算小齿轮的齿数，即;Z1=d1cos/mn=20.16,取z1=21，则z2=z1=86.1，取z2=86，z1与z2互质d1=Z1mcos=43.18mm d2=Z2mcos=176.82mmd= (Z1+Z2)m2cos=110.276mm 考虑到模数的取值有所增大，将中心距取为110mm将圆整后得中心距修正旋转角=arcos(Z1+Z2)m2a=13.412 5.总结模数m=2中心距d=110mm=13.412齿数Z1=21分度圆d1=43.18mm齿宽b1=50mm齿数Z2=86分度圆d2=176.8mm齿宽b2=45mm二、中速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1.原始数据：中速轴的输入功率 ： 3.803kW小齿轮转速 ： 234.15r/min 传动比 ： 3.143 单向传动，工作载荷平稳，每天工作8小时，预期工作10年。 选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用40Gr钢，调质处理，取硬度为280HBS；大齿轮材料选用45钢，调质处理，硬度取240HBS。 齿轮精度等级为7级初选小齿轮齿数Z1=21，大齿轮Z2=3.14321=66.15，取Z2=67。 Z2 ， Z2为互质数压力角=20，螺旋角=14 2.按齿面接疲劳强度设计：计算小齿轮分度圆直径设计公式: d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 确定公式中各参数： 初选klt=1.3 选齿宽系数d=1参考文献1表10-20 ZH=2.433查得材料影响系数ZE=189.8MPa 参考文献1表10-7 d=1,变位系数X1=X2=0计算接触疲劳强度用重合的系数Zqt=arctan(tan/cos)=20.562at1=arcos【Z 1cos t/(Z 1+2H*cos)】=31.01at1=arcos【Z 2cos t/(Z 2+2H*cos)】=24.503端面重合度：=dz1tan/=1.667Zq=（1-）4-3+=0.708式10-23 得螺旋角系数Z=cos=0.985转矩T1=1.547105Nmm参考文献1表10-5 得材料弹性系数ZE=189.8 Mpa齿轮的许用应力【】=KNlims s=1计算应力循环次数N109 h参考文献1图5-23得 =1.05, =1.1查表得:=600Mpa，=550MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力=KHN1HN1S =630Mpa =KHN2HN2S=605Mpa 取两者中较小值作为该齿轮许用应力 【】=605Mpa计算小齿轮的分度圆直径： d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 =53.096mm调整小齿轮的分度圆直径：=0.653m/s齿宽b=53.096mm计算实际载荷系数:查表得使用系数 =1.由7级精度 v=0.653m/s 由图10-8查得动载荷系数=1.01齿轮的圆周力=2/=5.827103N /b=109.8100N/mm参考文献1表10-3 得齿轮满载分配系数K=1.2 参考文献1表10-4 得齿轮满载分配系数K=1.420载荷系数 =1.721d1=dlt3KHKHt=58.30mm相应的齿轮模数：m=d1cos/Z1=2.694mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计计算齿轮模数设计公式：Mnt=32kltT1YCOS dZ12YfaYsaF 确定各参数值试选载荷系数 KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数b=arctan(tabcost)=13.14v=x/cosb=1.704Y=0.25+0.75/V=0.690参考文献1式10-19，螺旋角系数Y=1-120=0.806计算 YfaYsa【F Zv1=Z1/cos=22.99 Zv2=Z2/cos=73.34参考文献1图10-17 查得齿形系数 YFa1 =2.72 YFa2=2.25参考文献1图10-18 查得应力修正系数 Ysa1=1.58 Ysa2=1.72参考文献1图10-24c查得齿轮弯曲疲劳极限: Flim1=500 Flim2=380参考文献1图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.86 KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数s=1.4F1=KFN1lim1S=307.14 F2=KFN2lim2S=238.86MPaYFN1Ysa1F1=0.0140 YFN2Ysa2F2=0.0162取较大值 YFN2Ysa2F2=0.0162计算齿轮模数计算模数 m32KFtT1YYCOSdZ1YFaYSaF=1.98mm调整齿轮模数计算实际载荷前的数据准备圆周速度： d1=mntz1/cos=42.85mm =0.526m/s齿宽b =42.85mm齿轮高宽比b/h h=(2h*+c*) mnt=4.455mm b/h=42.854.455=9.62计算实际载荷：kFV=0.526m/s，查得动载荷系数KV=1.01由=2/=7.221103NKAFT1/b=168.5 N/mm100N/mm参考文献1表10-3 得齿面载荷分配系数 KF=1.2参考文献1表10-4 得齿面载荷分配系数 K =1.416结合b/h=9.62 查表10-13得 KF=1.51满载系数 KF=KAKVKFKF=1.830求得按实际载荷示数计算的齿轮模数 Mn=MNt3KFKFt=2.22mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根疲劳强度计算的，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准模数中取m=2.5mm4.尺寸计算确定为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.30mm来计算小齿轮的齿数，即;Z1=d1cos/mn=22.63,取z1=23，则z2=z1=72.45，取z2=73，z1与z2互质d1=Z1mcos=58.94mm d2=Z2mcos=187.20mmd= (Z1+Z2)m2cos=123.673mm 考虑到取的模数有所增大，将中心距取为123mm将圆整后得中心距修正旋转角=arcos(Z1+Z2)m2a=12.680 5.总结模数m=2.5中心距d=123mm=12.680齿数Z1=23分度圆d1=58.94mm齿宽b1=65mm齿数Z2=73分度圆d2=187.2mm齿宽b2=60mm三、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1.原始数据：低速轴的输入功率 ： 3.543kW小齿轮转速 ： 73.8r/min传动比 ： 2.989单向传动，工作载荷平稳，每天工作8小时，预期工作10年。 选择齿轮材料精度等级：齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用40Gr钢，调质处理，取硬度为280HBS；大齿轮材料选用45钢，调质处理，硬度取240HBS。 齿轮精度等级为7级初选小齿轮齿数Z1=21，大齿轮Z2=2.98921=62.769，取Z2=62。 Z2 ， Z2为互质数压力角=20，螺旋角=142.按齿面接疲劳强度设计： 计算小齿轮分度圆直径设计公式: d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 确定公式中各参数： 初选klt=1.3 选齿宽系数d=1参考文献1表10-20 ZH=2.5参考文献1得材料影响系数ZE=189.8MPa 参考文献1表10-7 d=1,变位系数X1=X2=0计算接触疲劳强度用重合的系数Zqt=arctan(tan/cos)=20.562at1=arcos【Z 1cos t/(Z 1+2H*cos)】=31.009at1=arcos【Z 2cos t/(Z 2+2H*cos)】=24.78=dz1tan/=1.667Zq=（1-）4-3+=0.503参考文献1式10-23 得螺旋角系数Z=cos=0.985转矩T1=4.566105Nmm参考文献1表10-5 得材料弹性系数ZE=189.8 Mpa齿轮的许用应力【】=KNlims s=1计算应力循环次数N108 h参考文献1图5-23得 =0.90, =0.95查表得:=600Mpa，=550MPa参考文献1式(5-28)计算许用接触应力=KHN1HN1S =540Mpa =KHN2HN2S=523Mpa 取两者中较小值作为该齿轮许用应力 【】=523Mpa计算小齿轮的分度圆直径： d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 =68.47mm调整小齿轮的分度圆直径：计算实际载荷示数前的=0.267m/s齿宽b=68.47mm计算实际载荷系数:查表得使用系数 =1由7级精度 v=0.267m/s 由图10-8查得动载荷系数 =1.002齿轮的圆周力=2/=1.36104N /b=198.62100N/mm参考文献1表10-3 得齿轮满载分配系数K=1.2 参考文献1表10-4 得齿轮满载分配系数K=1.423载荷系数 =1.71按照实际载荷示数求小齿轮分度圆直径d1=dlt3KHKHt=62.982mm相应的齿轮模数：m=d1cos/Z1=2.91mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 求齿轮模数设计公式：Mnt=32kltT1YCOS dZ12YfaYsaF 确定各参数值试选载荷系数 KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数b=arctan(tabcost)=13.14v=x/cosb=1.698Y=0.25+0.75/V=0.691参考文献1式10-19，螺旋角系数Y=1-120=0.872计算 YfaYsa【F Zv1=Z1/cos=22.98 Zv2=Z2/cos=67.86参考文献1图10-17 查得齿形系数 YFa1 =2.74 YFa2=2.27参考文献1图10-18 查得应力修正系数 Ysa1=1.57 Ysa2=1.76参考文献1图10-24c查得齿轮弯曲疲劳极限: Flim1=500 Flim2=380参考文献1图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数s=1.4F1=KFN1lim1S=303.57 F2=KFN2lim2S=238.86MPaYFN1Ysa1F1=0.0136 YFN2Ysa2F2=0.0167取较大值 YFN2Ysa2F2=0.0167计算齿轮模数模数 m32KFtT1YYCOSdZ1YFaYSaF=2.95mm调整齿轮模数求实际载荷示数前的数据准备圆周速度： d1=mntz1/cos=63.846mm =0.248m/s齿宽b =63.846mm齿轮高宽比b/h h=(2h*+c*) mnt=5.973mm b/h=63.85/5.973=10.689计算实际载荷：kFV=0.248m/s，查得动载荷系数KV=1.01由=2/=1.43104NKAFT1/b=223.97 N/mm100N/mm参考文献1表10-3 得齿面载荷分配系数 KF=1.2参考文献1表10-4 得齿面载荷分配系数 K =1.422结合b/h=10.689 查表10-13得 KF=1.34满载系数 KF=KAKVKFKF=1.624按照实际载荷示数求得齿轮模数 Mn=MNt3KFKFt=2.667、对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根疲劳强度计算的，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准模数中取m=3mm4.尺寸计算确定为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.982mm来计算小齿轮的齿数，即;Z1=d1cos/mn=20.37,取z1=21，则z2=z1=62.769，取z2=62，z1与z2互质d1=Z1mcos=64.77mm d2=Z2mcos=191.2mmd= (Z1+Z2)m2cos=128.311mm 考虑到取的模数有所增大，将中心距取为128mm将圆整后得中心距修正旋转角=arcos(Z1+Z2)m2a=13.429 5.总结模数m=3中心距d=128mm=13.429齿数Z1=21分度圆d1=64.77mm齿宽b1=70mm齿数Z2=62分度圆d2=191.2mm齿宽b2=65mm五、轴的设计计算和相应轴承的选择1减速器高速轴的设计计算（1）选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理（2）按扭矩初步估算轴端直径原始参数 ：P1=3.960kw n1=960r/min T1=3.939104Nmm d1=43.18mm=20 =13.412作用在齿轮上的力Ft=2T1/d1=1824N径向力：Fr=Fttan/cos=682N轴向力：Fa=Frtan=163N初步确定轴的最小直径，查表15-3，取A0=106dmin=A03P1n1=16.99mm考虑轴上有一个键槽，直径增加5%7%dmin=A03P1n1=17.85mm为了使轴与联轴器相适应同时选择联轴器型号：联轴器转矩Ta=KAT1 查表得KA=1.3Ta=1.33.939104Nmm=51207NmmTa选择应该小于联轴器的公称转矩，选用L-1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm，半联轴器孔径di=19mm，联轴器长度L=42mm。配合毂孔长L1=30mm。齿轮轴的尺寸做出高速轴零件图：分析图确定轴各段的参数：d1=20 L1=30: d2=24 L2=2.8: d3=22 L3=27: d4=25 L4=50: d5=30 L5=78：d6=25 L6=86初选轴承GB/T292-94角接触轴承，代号7005AC基本尺寸： d=25mm D=47mm B=12mm2.减速器中速轴的设计1 选择轴的材料：轴的材料为45号钢，调制处理2 按照扭矩初步估算轴端直径：原始参数：P2=3.803kw n2=234.15r/min T2=1.547105Nmm齿轮2，分度圆直径 d2=176.82mm，=20，=13.412齿轮3，分度圆直径 d3=58.94mm，=20=12.680作用在齿轮2上的力Ft=2T2/d2=1750N径向力：Fr=Fttan/cos=655N轴向力：Fa=Frtan=156N作用在齿轮3上的力Ft=2T2/d4=5249N径向力：Fr=Fttan/cos=1958N轴向力：Fa=Frtan=440N初步确定轴的最小直径，查表15-3，取A0=106dmin=A03P2n2=26.84mm考虑轴上有两个键槽，直径增加10%15%dmin=A03P2n2=29.53mm中速轴的尺寸： 做出中速轴的零件图:分析图确定轴各段的尺寸：d1=30 L1=41.5: d2=37 L2=43: d3=44 L3=7.5: d4=30 L4=102初选轴承GB/T292-94角接触轴承，代号7006AC基本尺寸： d=30mm D=55mm B=13mm3.减速器低速轴的设计选择轴的材料：轴的材料为45号钢，调制处理按照扭矩初步估算轴端直径：原始参数：P3=3.543kw n3=74.5r/min T3=4.566105Nmm齿轮4，分度圆直径 d=187.20mm，=20，=12.680作用在齿轮4上的力Ft=2T3/d=4878N径向力：Fr=Fttan/cos=1820N轴向力：Fa=Frtan=409N初步确定轴的最小直径，查表15-3，取A0=106dmin=A03P3n3=38.4mm考虑轴上有两个键槽，直径增加10%15%dmin=A03P2n2=42.24mm低速轴的尺寸：做出低速轴的零件图：分析图确定各段的尺寸：d1=40 L1=63: d2=45 L2=26: d3=50 L3=63.5: d4=57 L4=58: d5=67 L5=7：d6=57 L6=58.5：d7=50 L7=32初选轴承GB/T292-94角接触轴承，代号7010AC基本尺寸： d=50mm D=80mm B=16mm为了使轴与联轴器相适应，同时选择联轴器型号：联轴器转矩Ta=KAT1 查表得KA=1.3Ta=1.34.566105Nmm=498580NmmTa选择应该小于联轴器的公称转矩，选用LT7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500000Nmm，半联轴器孔径di=40mm，联轴器长度L=65mm。配合毂孔长L1=112mm。4.外低速轴的设计选择轴的材料：轴的材料为45号钢，调制处理按照扭矩初步估算轴端直径：原始参数：P4=3.543kw n4=74.5r/min T4=4.566105Nmm齿轮5，分度圆直径 d=64.77mm，=20，=13.429作用在齿轮5上的力Ft=2T4/d=4878N径向力：Fr=Fttan/cos=1820N轴向力：Fa=Frtan=409N初步确定轴的最小直径，查表15-3，取A0=112dmin=A03P3n3=38.4mm考虑轴上有两个键槽，直径增加10%15%dmin=A03P2n2=42.24mm确定轴各段的参数：d1=60 L1=47: d2=65 L2=60: d3=77 L3=12: d4=57 L4=800: d5=70 L5=7：d6=60 L6=18初选轴承GB/T292-94角接触轴承，代号7012AC基本尺寸： d=60mm D=95mm B=18mm六、轴的校核 我们在这里对第一根高速轴进行校核。 1.按弯扭合成校核轴的强度 做出轴的空间受力简图如下： 2.轴上的受力分析 齿轮的圆周力：Ft=2T1/d1=239390/43.18=1824.5N 齿轮的径向力：Fr=Fttan/cos=1824tan20/cos13.412=682.5N 齿轮的轴向力：Fa= Fttan=1824tan13.412=435.0N3.计算作用于轴上的支反力 水平面内的支反力： FHA=FHB=Ft/2=1824/2=912N 垂直面内的支反力： FVA=1/lAB(FrlAB/2+Fad1/2)390.5N FVB=Fr-FVA=292N 4.画弯矩图，并计算轴的弯矩 MV1=lACFVA=48812Nmm MV2=lACFVA-Fad1/2=39420Nmm 计算MH MH=lACFHA=114000Nmm M1=MH2+MV12=124010Nmm M2=MH2+MV22=120623Nmm 5.画扭矩图 6.校核轴的强度 根据条件得0.7，考虑键的影响d需乘上0.94根据式： cM12+(T)20.1d38.6Mpa 又因为45号钢轴材料【-1】=59Mpa，故C处轴径安全。七、滚动轴承的寿命验算原始数据输入：轴上齿轮上的切向力：Ft=1824N， Fr =682N，轴向力：Fa =163N，分度圆直径：d=43.18mm，转速n=960r/min，轻微冲击Lh=28103650.3=17520h初选轴承7005AC两轴承受到的径向载荷：Fr1和Fr2 Fr1v=（Fr73-Fad/2）/（73+145）=212.67N Fr1H=73Ft/（73+145）=610.78N Fr2v= Fr- Fr1v=469.33N Fr2H= Ft- Fr1H=1213.22N Fr1=2Fr1v2+Fr1H=646.74N Fr2=2Fr2v2+Fr2H=1300.83N只需对轴承B进行强度校核。查滚动轴承样本得： 额定动载荷：C=11.2kN 额定静载荷：C0=7.08Kn此处Fa/ C0=0.023，故取e=0.39 由于Fa/Fr=163/682=0.23e取 X=1， Y=0. 因轴承运转轻微冲击，按表13-6，fd=1.1 则有： p= fd（X2Fr+Y2Fa）=750.2N验算寿命：在此，我们不考虑工作温度的影响，有：C=P360Lhn106=7.525KNC因此轴承寿命满足要求。八、键连接的选择及校核同联轴器相连的键：键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=20mm和轴段长为38mm以及半联轴器的长度L=35mm，选取键键的 公称尺寸 键宽b/mm 键高h/mm 键长L/mm 6 6 28 校核：齿轮和齿轮轴都是钢，用键构成静连接。齿轮精度为7级，装齿轮处的直径为20mm，需要传递的转矩T=39.39Mpa，轻微冲击。所以按照接触工作面上的挤压应力进行强度校核计算。键的尺寸： 圆头普通平键（A）型 6628 轴t1=3.5 毂t2=2.8键，轴，毂的材料都是钢。查表6-2 得许用挤压应力（p）=100120Mpa。取其平均值（p）=110Mpa。键的工作长度l=L-b=28-6=22mm由式6-1可得：p=4000T/hld=59.68（p）所以所选键1合适。同中速齿轮相连的键：键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=37mm和轴段长为43mm，选取键键的 公称尺寸 键宽b/mm 键高h/mm 键长L/mm 10 8 32 校核：齿轮和齿轮轴都是钢，用键构成静连接。齿轮精度为7级，装齿轮处的直径为37mm，需要传递的转矩T=154.7Mpa，轻微冲击。所以按照接触工作面上的挤压应力进行强度校核计算。键的尺寸： 圆头普通平键（A）型 10832 轴t1=5.0 毂t2=3.3键，轴，毂的材料都是钢。查表6-2 得许用挤压应力（p）=100120Mpa。取其平均值（p）=110Mpa。键的工作长度l=L-b=32-10=22mm由式6-1可得：p=4000T/hld=95.02（p）所以所选键2合适。同低速齿轮相连的键：键及键槽参数的确定采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。则根据轴的直径d=57mm和轴段长为58mm，选取键键的 公称尺寸 键宽b/mm 键高h/mm 键长L/mm 16 1050 校核：齿轮和齿轮轴都是钢，用键构成静连接。齿轮精度为7级，装齿轮处的直径为57mm，需要传递的转矩T=456.6Mpa，轻微冲击。所以按照接触工作面上的挤压应力进行强度校核计算。键的尺寸： 圆头普通平键（A）型 161050 轴t1=6.0 毂t2=4.3键，轴，毂的材料都是钢。查表6-2 得许用挤压应力（p）=100120Mpa。取其平均值（p）=110Mpa。键的工作长度l=L-b=50-16=34mm由式6-1可得：p=4000T/hld=94.24（p）所以所选键3合适。九、联轴器的选择计算在减速器高速轴与电动机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性套柱销联轴器。减速器中高速轴转距：39.39根据：电动机轴直径d=19mm，选择联轴器：LX1由指导书表17-5：T= 250Nm，n=8500 r/min由表查得：KA= 1.3Tca=KA T= 1.339.