普通车床减速器优化设计

- 1 - 三门峡职业技术学院 机电一体化技术专业毕业设计 普通车床减速器优化设计 设 计 者 xxx 系 部 机电工程系 年 级 10 级 学 号 100101070520 指导教师 xxx 完成日期 2012 年 6 月 - 2 - ZQH 350 减速器的设计 摘 要： 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩。本文按照零件工艺设计 的基本流程，经过对比论证，选择了实用正确的工艺路线。本文对上箱体的结构进行了设计，并且对减速器的每一根轴都进行了详尽的设计，包括对减速器传动所需的键都做了详尽的设计。 关键字：箱体 高速轴 低速轴 齿轮 底座 传送带 ZQH-350 the design of the speed reducer Speed reducer is between the prime mover and work machine independent closed transmission device, used to reduce speed and increase torque. This text, according to the parts of the basic flow process design, by comparison demonstrates, choose the practical process route of right. In this paper, the case on the structure design, and to each of the shaft speed reducer is the detailed design, including the reducer drive the key made detailed design. Key words: Cabinet。 High speed shaft 。 Low speed shaft Gear Base Conveyor belt - 3 - 目录 ZQH 350减速器的设计计算 .3 （一）总体参数设计计算 3 一 总体结构布局设想 .3. 二 箱体结构 3. 三 减速器附件 5 四 减速器润滑 5 五 初选减速器 6 （二）齿轮装配图设计 7 一 设计高速级两齿轮 .7 二、设计低速级两齿轮 .12. （三）轴的设计计算 .15 一 高速轴设计计算 .15 二、中间轴设计计算 23 三、低速轴设计计算 28 四 选定变速级两轴上从动齿轮的结构形式、尺寸及配合 37 五 选择确定各轴的轴承盖 38 六 减速器箱体的分类形式 41 结构分析 .44. 总技术要求 45 - 4 - 、 ZQH 350减速器的设计计算 ： （一）总体参数 设计计算 一、总体结构布置设想： 1. 确定减速器内壁净宽：根据工作范围和实用性能，首先，选择减速器形式和装配形式，确定总体尺寸（长、宽、高、中心矩） .根据中心矩设计高、低速级齿轮，根据齿轮宽度和减速器宽度尺寸，分布齿轮安装位置，确定齿轮间、齿轮与箱壁间的间隙 . 2. 确定支撑点间矩： 初选轴承，根据箱体净宽，确定轴承与箱体侧壁间隙，从而确定支撑点间矩 . 3. 设计轴： 根据轴的计算公式先 计算 出 最小轴径， 然后根据优先数标准值，取标准轴径， 再 根据轴上零件孔径和宽度设计 轴 的结构 . 先计算高速轴，再计算中轴，最后 计算低速轴。 4.确定减速器高度与轴处孔径： 根据轴承外径、齿轮齿顶圆直径， 查起重机设计手册 确定减速器高度、长度与轴孔处直径 . 5.确定其他结构： 根据减速器形式选择视孔尺寸、油针组件、放油装置等 . 二、箱体结构： 箱体是减速器重要零件，它是由箱盖和底座组成，为了满足减速器能正常工作应满足以下要求： 1.具有足够的刚度 - 5 - 箱体要求承受由于传动零件啮合并通过轴及轴承而作用的载荷，所以在箱体外部，尤其是轴承孔处常用加强筋可增加箱体散热面积，凸台便于螺栓和螺母，有足够的支撑面积 .同时，轴承孔的两旁螺栓 应当比别处稍大的直径，并尽可能靠近轴承孔 . 2.保证安装精度 为了保证轴线相互位置的正确，箱体上的轴承孔要镗削精确，同一轴线上所有轴承孔设计成相同直径的通孔 .为了精确固定箱盖和底座，并使螺栓不受横向载荷，可在部分面的凸缘上打两个锥形定位销，箱体上要有锥销孔 . 3.保证箱体部分面的紧密性 应将部分面刮平，并在装配前涂上洋干玻璃或水玻璃，但不能加垫片，以免破坏轴承孔精度 .轴承采用飞溅法润滑 .油沟应引向轴承室润滑油经过轴承滚动后进入油池 . 4.易于检查轮齿啮合情况 为了便于检查轮齿的啮合情况及向箱内加油，在箱盖设 有观察孔 .观察孔应在啮合处附近 . 5.底座应有除油装置 为了排除脏油和清洗油池底部，在底座上设有排油孔，沿排油孔的方向倾斜，平时排油孔用油塞堵住 . 6.搬运装置 为了提升箱盖或搬运整个机械，在箱体上应设有提升钩或吊环 . 7. 铸造箱体的结构尺寸见下表： 符号 名称 尺寸 符号 名称 尺寸 底座壁厚 8 C1 箱体外臂至螺栓中心线间矩离 26 - 6 - 1 箱盖壁厚 8 C2 箱体底座外臂至中心线矩离 21 b 底座上部凸缘厚度 14 L2 螺栓孔的钻孔深度 30 b, 箱盖凸缘厚度 14 a 齿顶圆与箱 体的内壁最小间隙 11 P1P 底座下部凸缘厚度 22 a1 齿轮端面与箱体内壁最小间隙 20 m 底座加强经厚度 8 k 底座上部或下部凸原宽度 58 m1 底盖加强经厚度 8 D1 轴承分部圆直径 160 d 地脚螺栓直径 M16 D2 轴承座突出部分直径 220 d1 轴承旁连接螺栓 M12 dp 吊环螺栓直径 20 d2 底座与盖连接螺栓 M10 x 相连接部分尺寸 3 d3 轴承改固定螺栓 M12 D0 孔直径 35 d4 视孔盖固定螺栓 M10 三、减速器附件 1油面指 示器 油面指示器是用来检查油池内油面高度，此减速器决定用油尺 . 2排气装置 减速器在工作时，气产生高温而使箱体内的压力增大降低使用寿命，采用排气装置 .以便使箱体内受热膨胀的空气排出，排气孔均在侧面 . 3观察孔盖 观察孔平时用盖盖住，为了避免飞溅的油外渗，盖与箱体之间应当加垫，为了加油时过虑润滑油，观察孔处装置过滤网 4轴承盖的作用 遮盖轴承室，以阻止润滑油外漏，并防止杂物进入轴承，而且用轴承盖的内端固 - 7 - 定轴承外围和承受轴向力，有透盖，闷盖，根据结构选用 . 四 、减速器润滑 1润滑 减速器齿轮圆周速度 V 12 采用油池润滑，并保证中间轴齿轮轮齿浸入油中，以保证飞溅润滑 . 2润滑方式 为保证传动零件与轴承同时润滑，采用飞溅润滑 . 3润滑油选择 一般减速器采用 HJ-40， HJ-50 机诫油根据圆周速度及载荷情况确定所许黏度润滑油 . 五 、初选减速器 1根据 n=1420转 /分 P=7.5 应选 ZQH35型减速器 2减速器基本尺寸确定 根据中心矩为 350mm 查 起重机 设计手册中册 P346表 8 424得，渐开线齿基本尺寸见下表： 型号 A A1 A2 B H L H0(mm) G(公斤 ) ZL35 350 250 200 290 405 730 200-1 200 3.参数计算： 1）各轴功率 P：电机 P0=7.5KW（已知） 效率 ： 联轴器 =0.99； 齿轮 =0.97； 轴承 =0.99（查机械设计课程设计 P91表11 1） P=P0 总 （查机械设计课程设计 P85表 2-4） - 8 - 轴： P1=P0 联 轴 =7.5 0.99 0.99=7.35KW 轴： P2=P1 轴 齿 =7.35 0.99 0.97=7.06KW ： P3=P2 轴 齿 =7.06 0.99 0.97=6.78KW 2）各轴转速（ n） .传动比 ： i 总 =31.5 i 高 =6.3 i 低 =5.0 查 起重机设计手册 中册 P344表 21 2得： 轴 n1=1420r/min 轴 n2=n1/i 高 =1420/6.3=225r/min 轴 n3=n2/i 低 =225/5=45r/min 3)各轴的扭矩（ T）： T=9550P/n (NM) 已知 T1=9550P1/n1=9550 7.35/1420=50.1 N.M T2=9550P2/n2=9550 7.06/222=304.4 N.M T3=9550P3/n3=9550 6.78/44=1472.3N.M 1） 各轴效率： 1= 联轴器 * 轴承 =0.99 0.99=0.98 2= 轴承 * 齿轮 =0.99 0.97=0.96 3= 轴承 * 齿轮 =0.99 0.97=0.96 根据以上计算结果列出减速器参数表： 轴 功率 P（ KW） 转速n(rpm) 扭矩 T（ NM） 传动比 i 效率 7.25 1420 50.1 6.3 5.0 0.98 7.06 222 304.4 0.96 6.78 44 1472.3 0.96 - 9 - (二 )齿轮装配图设计 一、设计高速级两齿轮 ： 1定齿轮类型、精度等级、材料及齿数： 1）按所选传动方案，选用斜齿圆柱吃齿轮传动 . 2）考虑此减速器的功率不大，故大、小齿轮材料 45#，小齿作调质处理 235HBS，大齿作正火处理 210 HBS，大、小齿轮再作表面淬火处理 40-50HRC. 3）选取精度等级 .因采用表面淬火，齿轮的变形不大，不需磨削，故初选 8级精度，由教材 P146表 10-3. 4）选小齿轮齿数 Z1=14，则大齿轮齿数 Z2=i Z1=6.3 14=88.2取 Z2=88. 5）选取螺旋角 ,初选螺旋角 =8 . 当量齿数 ZV 为： ZV1=31COSZ =14.4 ZV2=32COSZ =90.7 2. 按齿面接触强度设计： 由教材 P165， 10-20 式： c o s17.112213FdSFZYYKTM 确定公式内的各计算数值： - 10 - 1）试选载荷系数 查机械设计基础表 7-10 K=1.4 2）小齿轮传递的转矩 T1=50.15N*m 3）由 机械设计 基础 表 7-14，选取齿宽系数 d=0.8 4）由 机械设计基础 表 7-12，查得： YF1 =3.22 YF2=2.18 5）由 机械设计基础表 7-13， 查得： YS1=1.47 YS2=1.80 6)许用弯曲应力 F 按机械设计基础图 7-26 查 limF 小齿轮按 16MnGr5 查取，得 mpaF 8801lim mpaF 7402lim 由机械设计基础 表 7-9查得 SF=1.4 N1=60njLn=60*1420*1*(10*50*5*8)=1.7*109 N2=N1/i=1.7*109/6.3=2.7*108 查机械设计基础图 7-23得 YN1=YN2=1 由机械设计基础公式 7-16得 i m221l i m1110*42.752980.1*18.2*10*53.762947.1*22.3*5294.1740*6294.1880*mpaYYmpaYYmpaSFYmpaSFYFSFFSFFNFFNF 故 c o s17.112213FdSFZ YYKTM =2.4mm 由机械设计基础表 7 2取标准数值 M=3mm 7） 确定中心距 A 及螺旋角 cos*2)( 21 ZZmA =149.03mm 将中心矩圆整为 150 mm 确定螺旋角 OA ZZm 11.82 )(*a r c c o s 21 此值与初选的值相差不大，故不必重新计算，修正 o11.8 1. 校核齿面接触疲劳强度 - 11 - *)1(17.3121HEH UdbUKTZ 确定相关参数与系数： 1） 分度圆直径 d d1= mmZm 6.56co s* 1 d2= mmZm 242co s* 2 2)齿宽 b b= mmdd 456.56*8.01 取 b2=53mm b1=61mm 3)齿数比 u U=i=6.3 4)许用接触应力 H 由机械设计基础图 7-25查得 mpaH 15001lim mpaH 12202lim 由机械设计基础图 7-9查得 SH=1.2 由机械设计基础图 7-24查得 ZN1=1 ZN2=1.4 由机械设计基础 公式 7-15得 HHNH SZ 1lim11 * =1250mpa HHNH SZ 2lim22 * 1057mpa 由机械设计基础表 7-11查得弹性系数 ZE=189.8 故 UdbUKTZEH 121*)1(17.3 =657.3mpa 2 HH 齿面接触疲劳强度校核合格。 5） 验算齿轮圆周速度 U U=1000*60 11nd=1 0 0 0*601 4 2 0*6.56*14.3 =4.21 sm - 12 - 由机械设计基础表 7-7知，选 8级精度 是合适的。 高速级两齿轮参数表： 名称 代号 主动齿轮 从动齿轮 中心矩 a 150mm 传动比 i 6.3 模数 m 3 螺旋角 8 齿数 z 14 88 齿顶圆直径 da 63mm 248mm 分度圆直径 d 56.6mm 242mm 齿根圆直径 df 49mm 235mm 齿宽 b 61mm 53mm 6）选择制造精度和确定公差 （ 1） 选择制造精度 因为是一般的齿轮啮合由机械设计课程设计 P185 表 17-15，选精度等级为8-7-7 GB10095-88 运动精度： 8及 平稳精度和接触精度： 7及 （ 2）选择表面粗糙度 A齿面齿侧光洁度 R值均为 6.3 B齿顶圆面光洁度 R均为 12.5. C其余表面 R均为 2.5 - 13 - （ 3）选定圆跳动 主动齿轮：径跳： ED=0.04 被动齿轮：端跳： ET=0.011 径跳： ED=0.065 端跳： DF=0.006 （ 4）检查项目与公差 项目 代号 备注 齿圈径向跳动公差 Fr 36 50 P186 表 17-19 径向 综合公差 Fi 50 71 齿形公差 fi 11 13 齿距极限偏差 fpt 14 16 基节极限偏差 fpb 13 14 齿向公差 F 16 28 P187 表 17-20 公法线长度变动公差 Fw 28 36 P187 表 17-21 齿厚极限偏差 Es -112 -168 -160 -256 P189 表 17-27 公法线长度极限偏差 Ew -84 -140 -128 -192 P193 表 17-28 - 14 - 基准面径向和端面跳动 18 22 P1195 表 17-30 技 术要求： 1 齿轮周缘去毛刺 2正火处理齿面硬度 HB=210 小齿轮调质处理 HB=235 3齿轮精度及公差等级为 8-7-7 GB10095-88 二、设计低速级两齿轮： 1定齿轮类型、精度等级、材料及齿数： 1）按所选传动方案，选用斜齿圆柱吃齿轮传动 . 2）考虑此减速器的功率不大，故大、小齿轮材料 45#，小齿作调质处理 235HBS，大齿作正火处理 210 HBS，大、小齿轮再作表面淬火处理 40-50HRC. 3）选取精度等级 .因采用表面淬火，齿轮的变形不大，不需磨削，故初选 9级精度，由教材 P146表 10-3. 4）选小齿轮齿数 Z1=16，则大齿轮齿数 Z2=i Z1=5 16=80 5）选取螺旋角 ,初选螺旋角 =8 . 当量齿数 ZV 为： ZV1=31COSZ =16.49 ZV2=32COSZ =82.47 2. 按齿面接触强度设计： 由教材 P165， 10-20 式： c o s17.112213FdSFZYYKTM 确定公式内的各计算数值： - 15 - 1）试选载荷系数查机械设计基础表 7-10 K=1.4 2）小齿轮传递的转矩 T1=304.4N*m 3）由机械设计基础表 7-14，选取齿宽系数 d=0.8 4）由机械设计基础表 7-12，查得： YF1 =3.03 YF2=2.25 5）由机械设计基础表 7-13，查得： YS1=1.51 YS2=1.77 6)许用弯曲应力 F 按机械设计基础图 7-26 查 limF 小齿轮按 16MnGr5 查取，得 mpaF 8801lim mpaF 7402lim 由机械设计基础表 7-9查得 SF=1.4 N1=60njLn=60*225*1*(10*52*5*8)=2.8*108 N2=N1/i=2.8*108/5=5.6*107 查机械设计基础图 7-23得 YN1=YN2=1 由机械设计基础公式 7-16得 i m221l i m1110*53.752977.1*25.2*10*27.762951.1*22.3*5294.1740*6294.1880*m p aYYm p aYYm p aSFYm p aSFYFSFFSFFNFFNF 故 c o s17.112213FdSFZ YYKTM =3.47mm 由机械设计基础表 7 2取标准数值 M=4mm 7） 确定中心距 A及螺旋角 cos*2)( 21 ZZmA =193.939mm 将中心矩圆整为 150 mm 确定螺旋角 OA ZZm 11.82 )(*a r c c o s 21 此值与初选的值相差不大，故不必重新计算，修正 o11.8 3.校核齿面接触疲劳强度 - 16 - *)1(17.3121 HEH Udb UKTZ 确定相关参数与系数： 1) 分度圆直径 d d1= mmZm 7.64co s* 1 d2= mmZm 6.323co s* 2 2)齿宽 b b= mmdd 527.64*8.01 取 b2=60mm b1=68mm 3)齿数比 u : U=i=5 4)许用接触应力 H 由机械设计基础图 7-25查得 mpaH 15001lim mpaH 12202lim 由机械设计基础图 7-9查得 SH=1.2 由机械设计基础 图 7-24查得 ZN1=1 ZN2=1.4 由机械设计基础公式 7-15得 HHNH SZ 1lim11 * =1250mpa HHNH SZ 2lim22 * 1057mpa 由机械设计基础表 7-11查得弹性系数 ZE=189.8 故 UdbUKTZEH 121*)1(17.3 =1035mpa 2 HH 齿面接触疲劳强度校核合格。 5）验算齿轮圆周速度 U U=1000*60 11nd=1000*60 222*7.64*14.3=0.76 sm 由机械设计基础表 7-7知，选 9级精度 是合适的。 - 17 - 低速级两齿轮参数表： 名称 代号 主动齿轮 从动齿轮 中心矩 a 200mm 传动比 i 5.0 模数 m 4 螺旋角 8.11 齿数 z 16 80 齿顶圆直径 da 72.7mm 331.6mm 分度圆直径 d 64. 7mm 323.6mm 齿根圆直径 df 52.2mm 311.1mm 齿宽 b 68mm 60mm 6）齿轮制造精度与公 差 由机械设计手册中册 P402表 8 126得： 选公差组，由表 8-127，选精度等级为 7级，齿面光洁度为 7. 由 P415表 8-132得下表 项目 代号 切向相邻齿综合公差 f41 17 17 径向相邻齿综合公差 f42 22 22 齿形公差 ff 14 14 - 18 - 周节极限偏差 fpt 16 16 （三）轴的设计计算 一、高速轴设计计算： 1. 选择轴的材料 减速器功率不大，考虑到采用齿轮轴，由机械设计基础教材P229 表 13-3，选用与齿轮同材料的 45#锻钢 .由表 13-1查的 B=610N/MM 2.热处理方法 查教材 P223表 13-1 材料 牌号 热处理 毛胚直径（ mm） 硬度（ HBS） 抗拉强度 B 屈服 S 弯曲疲劳 -1 剪切疲劳 -1 优质碳素钢 45# 正火 100 170-217 600 300 240 140 3.按转矩最小直径 由教材 P229中， 13-2式： 3111 nPAd 由教材，表 13-3取 A=118 ；3111 nPAd = 20.41 mm 因在危险截面有键槽，应将计算得轴径加大 5 ， 而且他还和联轴器相连，所以由机械设计手册 查 取 d=25 mm 4. 轴的结构设计 1）确定轴的直径 与联轴器相联的轴段是最小直径，取 d6=25mm，联轴器定位轴间的高度取 h=5mm，则d1=35mm，右端轴承定位轴间高度取 h=3.5mm，则 d4=42mm，由于高速轴的小齿轮的齿 - 19 - 根圆直径为 df1=49.1mm，所以高速轴为齿轮轴， d2=d1=62.6mm，齿轮的定位轴间高度取 h=3mm，则 d3=48mm。 2）轴上零件的轴 向尺寸及其位置 轴承宽度 b=20mm，齿轮宽度 B1=61mm，联轴器宽度 B2=84mm，轴承端盖宽度为12mm.箱体内侧与轴承端面间隙取 1 =2mm，齿轮与箱体内侧的距离为 20mm，3=15+68+20=103mm，联轴器与箱体之间间隙 2 =50mm 与之对应的轴各段长分别是 L1=44mm, L2=59mm, L3=7mm, L4=95mm, L5=20mm, L6=68mm, L7=82mm 轴承的支撑跨度为： L=L1+L2+L3+L4=205mm L总 =375mm 5.验算轴的疲劳强度 1) 画输出轴的受力简图 2) 画水平平面的弯矩图，通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得， FAH=4238N FBH=1827N 则， MCH=72FAH=72*4238=305136N.mm 3) 画竖直平面的弯矩图， 通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得 ， FAV=924N FBV=1336N 则 MCV1=72FAV=72*924=66528N.mm MCV2=167FbV=167*1336=223112N.mm 4) 画合成弯矩图 mmNMMMCCVCH .3123041221 - 20 - mmNMMMC CVCH .378 0042222 5）画转矩图 T=5.01*104N.mm 6）画当量弯矩图，转矩按脉动循环，取 a=0.6 则 aT=0.6*5.01*10000=30060N.mm Mec1= 221 )(aTM C =313747N.mm Mec2= 222 )(aTM C =379197N.mm 由 当量弯矩图可知 C 截面为 危险截面，当量弯矩最大值为 Mec=379197 N.mm 7）验算轴的直径 3 11.0 Mecd=41mm 因为 C截面是齿轮轴直径为 62.6mm， 查标准 强度足够 2） 绘制轴的零件图 6.选联轴器并校核联轴器 选弹性柱销联轴器（ GB6014-85） ，由机械设计课程设计 P159 表 16-5 考虑到联轴器要传递不同轴径的扭矩，根据 T1=49.43N m， 轴径 ?25mm 选 TL4型： 型号 公称扭矩 试用转速 轴孔直径 轴孔长度 D b 转动惯量 质量 TL4 63 4600 25 52 106 23 0 604 K 由机械设计手册中册 P276表 17-2 得： M计 = M额 n M 式中， 查 P19表 3-1得， =1.5； n查 P40表 4-11得， n =1.6； - 21 - M额查 P94得， M额 =975N/ n=975 7.5/1420=5.15kg.m 则 M计 =1.5 5.15 1.6=12.36 N mm M=63N mm ，故满足！ 7.初选制动器并校核 : 根据制动轮外径 D=106 mm，由机械设计手册中册 P299表 18-8选快式电磁铁制动器： 型号 制动 轮直径D 制动力矩JC%=100 电磁铁力矩 电磁铁型号 重量（公斤） JWZ-100 100 100 30 MZD1-100 12 1)制动力矩及制动安全系数校核 查起重机设计手册 起升机构制动器的制动力矩需满足： M 制 K 制 *M 制静 式中， K 制查 P98 表 8-17 得， K 制 =2.0； M 制静 =Q 起 D. ./2mi=1000 0.1 0.95/（ 2 1 31.5） =1.5kg M 制 =16kgm；则 M 制 2.0 1.5=3.0 kgm 2) 校核制动时间 t 制 =1/( M 制 -M 制静 ) 0.975 Q 起 U2 .+nK(GD 电 2+GD 联 2)/375 式中， Q 起 =1000kg； U=36/60m/s；n=1420r/min； GD 电 2+GD 联 2=0.39N*M； K=1.1；则 t 制=0.975 1000（ 36/60） 2 0.95/1420+（ 1420 2 0.39） /375/（ 6.03-3.015）=1.221s 查 P99表 8-18和 8-19得， t 制 =1.5s； 故， t 制 t 制 8.初选键并校核其强度 : 查机械工程手册（ 5） P27-47 表 27*3-1 - 22 - 键用于轴端与联轴器连接，选用普 通平键 C型键 . 其尺寸见 P27-5 表 27*3-4和表 27*3-5得： （单位： mm） 轴 D 键 b h 轴槽深 t 鼓楼深 t k 半径 r C L 25 87 4.0+0.2 3.3+0.2 3.2 0.16 0.25-0.40 18-90 因联轴器 L=50，选键长 L=30, 故应标记为：键 C 8 30 GB1096-79 校核方式由 P27-48 表 27*3-2： 键工作面的挤压 P=2Mt/Dkl P 式 中 ： Mt=4 D=29430 N mm ； 5 mm ； k=3.2 mm ； l= L -b/2=41 ； b=8 mm ； .0 由 P27-49表 27*3-3得： P=70 N/ mm2 P=249430/253.241=30 N/ mm 2P=70 N/ mm2 9.选定并校核轴承寿命 1) 由 机械设计基础 P258 得 L=27/2+14+40=67.5mm L=226mm T=55.88KN Cor=38.5KN dm=41.24 mm 径向力 Fr=899N 轴向力 Fa=598N n=1420r/min d1=30mm 故有 :226+2598/2 -216=249.8 2) 因采用 双列滚珠 轴承 30306E 再参照 P259 30306 取之点参数 A=16 l=67.5+(16-55.8/2)=55.6mm - 23 - Fr1=899(249.8+55.6) -59841.24/2/249.8=1050N Fr2=Fr1-Rr=1050-899=151N 3) 轴向力 查 P251 表 14-5得 Fs=Fr/2r ； Y=1.9 Fs1=1050/(21.9)=276N Fs2=151/(21.9)=40N Fs1+Fa=276+598=874N Fs2=40N Fa1=Fs1=276N Fa2=Fa+Fs1=598+276=874N 4) 当量动负荷 Fa1/Cor=276/38500=0.007 Fa2/Cor=874/38500=0.023 e=0.31 Fa1/Fr1=276/1050=0.26 e=0.31 Fa2/Fr2=1874/151=5.79 e=0.31 轴承 1的系数由 P253 表 14-6 X=1 Y=0 当量 动负荷 P1=Fr1=1050N 轴承 2的系数 X=0.44 Y=1.9 P2=0.44Fr2+1.9Fa2=0.44151+1.9874=1727N 5) 按寿命计算轴承的所需额定动负荷 Lh 由 P256 表 14-8 得 Lh=10000h 磙子轴承 =10/3 负荷复数 Fp由 P255 表 14-7得 fp=1.2 按受负荷最大的轴承计算 C=(172760 1420 10000)/(106 1.2)=4.43 104N Cr=5.58 104N 则 C Cr 满足要求 ! 6) 静力强度 校核 P0=X0Fr+YOFa 查 P257 表 14-9得 X0=0.5 Y0=0.22cota 0.88 - 24 - 轴承 1 P01=0.5 1050+0.88 276=768N Fr1=1050N 取两者中大值，故： P01=1050N 轴承 2 P02=0.5 151+0.88 874=845N Fr2=151N 取两者中大值，故： P02=845N 查 P257 表 14-10得 S0=1.2 Cor/P01=38500/1050=37 S0=1.2 合格！ 7) 校核极限转速 查 P258 图 14-27得： f1=1.0 P1/Cr=1050/55800=0.0188 0.10 Fa1/Fr1=276/1050=0.262 查图 14-28得 f2=0.4 Fa2/Fr2=874/151=5.79 得 f2=0.3 油润滑 nlim=7000r/min 轴承 1 f1f2nlim=1 0.4 7000=2800 r/min 轴承 2 f1f2nlim=1 0.3 7000=2100 r/min F1f2nlim N=1420 r/min 故选此轴承满足要求！ 10.确定轴的公差与配合及技术要求 1) 确定轴 1的配合公差 按公差配合要求轴与孔的配合应优先采用基孔制 轴与 联 轴器可自由拆卸工作时相对静止，采用间隙配合 查公差值为： 25 0.039 - 25 - 两轴承与轴的配合处均采用过渡配合选取： 30+0.025-0.009 2) 键槽宽度公差： 80-0.036 键槽深度公差： 4.0+0.20 3) 确定轴 1的形状位置公差 齿轮轴的径向跳动公差和联轴器的跳动公差均选里 8级 轴颈处圆度均为 8级 ，轴颈处的同轴度也是 8级 ，所以侧键槽对称度也选 8级 ： 齿轮轴的径向跳动公差 0.03 联轴器轴的 径向跳动公差： 0.025 两轴颈处的圆度： 0.011 mm 左轴径向对于右轴颈的： 0.03 mm 健侧面的对称度： 0.015 mm 4) 确定轴 1的粗糙度 轴与轴承配合处的光洁度为 ： 1.6 联轴器配合处的光洁度度： 6.3 健两侧工作面的光洁度 :6.3 底面与健接触： 25 其余表面 :12.5 11. 技术要求 1) 材料今调制处理硬度 HB=220-250 2) 为注远角均为 R2 3) 轴两端均采用 B3.15/10 GB145-1985的 中心孔 4）全部倒角为 C1.5 - 26 - 二、中间轴设计计算 1. 选择轴的材料 减速器功率不大，考虑到采用齿轮轴，由机械设计基础教材P229 表 13-3，选用与齿轮同材料的 45#锻钢 .由表 13-1查的 B=610N/MM 2.热处理方法 查教材 P223表 13-1 材料 牌号 热处理 毛胚直径（ mm） 硬度（ HBS） 抗拉强度 B 屈服 S 弯曲疲劳 -1 剪切疲劳 -1 优质碳素钢 45# 正火 100 170-217 600 300 240 140 3.按转矩最小直径 由教材 P229中， 13-2式 ： 3221 npAd 由教材，表 13-3取 A=118 ；32121 nPAd = 37.22 mm 因在危险截面有键槽，应将计算得轴径加大 5 ， 它是与齿轮配合的， 取 整 d=40 mm 4. 轴的结构设计 1）确定轴的直径 与 轴承 相联的轴段是最小直径，取 d1=40mm，联轴器定位轴间的高度取 h=5mm，则d1=35mm， 与齿轮配合的轴段直径 d2=45mm 齿轮的定位轴肩高取 h=5mm,则d3=55mm,d4=45mm. 2）轴上零件的轴 向尺寸及其位置 轴承宽度 b=20mm，齿轮宽度 B1=53mm,B2=68mm，轴承端盖宽度为 18mm.箱体内 - 27 - 侧与轴承端面间隙取 2mm，齿轮与箱体内侧的距离为 20mm， 与之对应的轴各段长分别是 L1=20mm, L2=88mm, L3=5mm, L4=14mm, L5=73mm 轴承的支撑跨度为： L=L1+L2+L3+L4+L5=205mm L总 =225mm 5.验算轴的疲劳强度 1） 画输出轴的受力简图 2） 画水平平面的弯矩图，通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得， FAH=4238N FBH=1827N 则， MCH=72FAH=72*4238=305136N.mm 3） 画竖直平面的弯矩图，通过列竖直平面的受力平衡方程，可求 得 ，FAV=924N FBV=1336N 则 MCV1=72FAV=72*924=66528N.mm MCV2=167FbV=167*1336=223112N.mm 4） 画合成弯矩图 mmNMMMCCVCH .3123041221 mmNMMMC CVCH .378 0042222 5）画转矩图 T=3.04*105N.mm 6）画当量弯矩图，转矩按脉动循环，取 a=0.6 则 aT=0.6*3.04*10000=182400N.mm Mec1= 221 )(aTM C =361668N.mm - 28 - Mec2= 222 )(aTM C =419710N.mm 由当量弯矩图可知 C 截面为危险截面，当量弯矩最大值为 Mec=419710 N.mm 7）验算轴的直径 3 11.0 Mecd=34.42mm 因为 C截面 有一键槽，所以需要将直径加大 5% 则 d=36.5mm，而 C截面 的设计直径为 40mm,查标准强度 足够。 8） 绘制轴的零件图 6.初选键并校核其强度 : 查机械工程手册（ 5） P27-47 表 27*3-1 键用于轴端与联轴器连接，选用普通平键 C型键 . 其尺寸见 P27-5 表 27*3-4和表 27*3-5得： （单位： mm） 轴 D 键 b h 轴槽深 t 鼓楼深 t k 半径 r C L 25 12 8 4.0+0.2 3.3+0.2 3.2 0.16 0.25-0.40 18-90 因为齿 轮宽 B=53mm 选键长 L=30mm, 故应标记为：键 C 12 30 GB1096-79 校核方式由 P27-48 表 27*3-2： 键工作面的挤压 P=2Mt/Dkl P 式中 ： Mt=49430 N mm ； D=25 mm ； k=3.2 mm ； l= L -b/2=41 ； b=8 mm ； - 29 - 由 P27-49表 27*3-3得： P=70 N/ mm2 P=2 49430/25 3.2 41=30 N/ mm2P=70 N/ mm2 7. 选定并校核轴承寿命 1） 由 L=190mm T=63.8 103KN dm=161.34mm 径向力 Fr=2464N 轴向力 Fa=1667N n=225r/min d1=40mm l=190+286.2/2 -219.5=64.8mm 2） Fr1=246564.8 -1667161.34/2/64.8=1685.52N Fr2=Fr1-Rr=1685.52-2464=4149.52N 3） 轴向力 查 P251 表 14-5得 Fs=Fr/2r ； Y=1.7 Fs1=1685.52/(21.7)=495.74N Fs2 =4149.52/(21.7)=1220.45N Fs1+Fa=495.74+1667=2162.74N Fs2=1220.45N Fa1=Fs1=495.74N Fa2=Fa+Fs1=598+495.74=2162.74N 4） 当量动负荷 Fa1/Cor=495.74/63.8 103=0.0078 Fa2/Cor=2162.74/63.8 103=0.034 e=0.35 Fa1/Fr1=495.74/1685.52=0.29 e=0.35 Fa2/Fr2=2162.74/4149.52=0.52 e=0.35 轴承 1的系数由 P253 表 14-6 X=1 Y=0 当量动负荷 P1=Fr1=1685.52N 轴承 2的系数 X=0.44 Y=1.9 P2=0.44Fr2+1.9Fa2=0.444195.74+1.92162.74=5502.45N 5） 按寿命计算轴承的所需额定动负荷 - 30 - Lh 由 P256 表 14-8 得 Lh=10000h 磙子轴承 =10/3 负荷复数 Fp由 P255 表 14-7得 fp=1.2 按受负荷最大的轴承计算 C=(5502.45 60 225 10000)10/3/(106 1.2)=3.78104N Cr=8.62 104N 则 C Cr=3.78 104 满足要求 ! 6） 静力强度校核 P0=X0Fr+YOFa 查 P257 表 14-9得 X0=0.5 Y0=0.22cota 0.88 轴承 1 P01=0.5 1685.52+0.88 2162.74=1247.33N Fr1=1685.52N 取两者中大值，故： P01=1685.52N 轴承 2 P02=0.5 4149.52+0.88 2162.74=3977.97N Fr2=4149.52N 取两者中大值，故： P02=4149.52N 查 P257 表 14-10得 S0=1.2 Cor/P01=63.8 103/4149.52=15.38 S0=1.2 静强度合格！ 7） 校核极限转速 P1/Cr=5502.45/86200=0.064 0.10 查 P258 图 14-27得： f1=1.0 Fa1/Fr1=2162.74/ 4149.52=0.52 查图 14-28 得 f2=0.8 Fa2/Fr2= 495.74/ 1685.52=0.29 得 f2=1.0 油润滑 nlim=5600r/min 轴承 1 f1f2nlim=1 1 5600=5600 r/min 轴承 2 f1f2nlim=1 0.8 5600=4480 r/min F1f2nlim n=225 r/min - 31 - 故选此轴承满足要求！ 8.确定轴的公差与配合及技术要求 1） 两轴承与轴配合处均采用过渡配合，选取 35+0.025-0.009 2） 齿轮与轴的配合处，采用间隙定位配合，选取 40+0.011-0.017 3） 键的宽度公差 120-0.043 键的厚度公差 5.5+0.20 4） 形状位置公差确定 轴颈处圆度均为 8级 ，齿轮轴颈处圆轴度也为 8级 ，两键槽侧面对称度为 8级 两轴颈处的圆度： 0.007 mm 右轴齿轮处相对于轴颈处的同轴度： 0.020 mm 侧键面的对称度： 0.02 mm 5） 表面粗糙度的确定 轴与轴承配合处的粗糙度为： 1.6 键两侧面工作的粗糙度： 6.3 地面不与键接触选： 2.5 其余表面： 12.5 6） 技术要求 材料经调质处理硬度 HB=220-250 未注倒角均为 1.5 45 加工时轴两端均采用保留中心孔 9.设计轴套 1） 选择轴 2的轴套 D 轴 =40 mm d=40 mm D=60 mm B=14.2 mm - 32 - 2）粗糙度 两侧粗糙度 6.3 与轴接触粗糙度 6.3 其余面 2.5 3）技术要求 两端面之间平行度不大于 0.06 mm 未注倒角均为 2 45 三、低速轴 设 计计算 1. 选择轴的材料 减速器功率不大，考虑到采用齿轮轴，由机械设计基础教材P229 表 13-3，选用与齿轮同材料的 45#锻钢 .由表 13-1查的 B=610N/MM 2.热处理方法 查教材 P223表 13-1 材料 牌号 热处理 毛胚直径（ mm） 硬度（ HBS） 抗拉强度 B 屈服 S 弯曲疲劳 -1 剪切疲劳 -1 优质碳 钢 45# 正火 100 170-217 600 300 240 140 3.按转矩最小直径 由教材 P229中， 13-2式： 31 nPAd 由教材，表 13-3取 A=118 ； 31 nPAd = 62.79 mm 因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，应将计算得轴径加大 5 ， d=62.79*105%=65.93mm 选择凸缘联轴器，取其标准内孔直径 d=65mm - 33 - 4. 轴的结构设计 1）确定轴的直径 与联轴器相联的轴段是最小直径，取 d1=65mm，联轴器定位轴间的高度取 h=2.5mm，则 d2=70mm，右端轴承定位轴间高度取 h=5mm，则 d3=80mm，与齿轮齿轮配合的轴段直径 d5=75mm,齿轮的定位轴肩高度取为 h=5mm,d4=85mm 2）轴上零件的轴向尺寸及其位置 轴承宽度 b=30mm，齿轮宽度 B1=60mm，联轴器宽度 B2=84mm，轴承端盖宽度为20mm.齿轮与箱体 内侧的距离为 20mm，联轴器与箱体之间间隙 50mm 与之对应的轴各段长分别是 L1=82mm, L2=100mm, L3=90mm, L4=5mm, L5=80mm, L6=30mm 轴承的支撑跨度为： L=L1+L2+L3+L4=205mm L总 =385mm 5.验算轴的疲劳强度 1)画输出轴的受力简图 2)画水平平面的弯矩图，通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得， FAH=4238N FBH=1827N 则， MCH=72FAH=72*4238=305136N.mm 3) 画竖直平面的弯矩图，通过列竖直平面的受力平衡方程，可求 得 ，FAV=924N FBV=1336N 则 MCV1=72FAV=72*924=66528N.mm MCV2=167FbV=167*1336=223112N.mm - 34 - 4)画合成弯矩图 mmNMMMCCVCH .3123041221 mmNMMMC CVCH .378 0042222 5）画转矩图 T=1.47*106N.mm 6）画当量弯矩图，转矩按脉动循环，取 a=0.6 则 aT=0.6*1.47*100000=882000N.mm Mec1= 221 )(aTM C =9356.59N.mm Mec2= 222 )(aTM C =959589.mm 由当量弯矩图可知 C 截面为危险截面，当量弯矩最大值为 Mec=959589N.mm 7）验算轴的直径 3 11.0 Mecd=55.87mm 因为 C 截面 有一键槽，所以需要将直径加大 5%，则 d=55.87*105%=58.67,而截面的涉及直径为 85mm， 查标准 强度足够 8） 绘制轴的零件图 6.初选键并校核其强度 : 查机械工 程手册（ 5） P27-47 表 27*3-1 键用于轴端与 卷筒 连接，选用普通平键 C 型键 . 其尺寸见 P27-5 表 27*3-4和表27*3-5得： （单位： mm） 轴 D 键 b h 轴槽深 t 鼓楼深 t k 半径 r C L 25 20 12 4.0+0.2 3.3+0.2 3.2 0.16 0.25-0.40 18-90 因为法兰宽 B=65mm,选键长 L=60 - 35 - 故应标记为：键 C 12 60 GB1096-79 校核方式 由 P27-48 表 27*3-2： 键工作面的挤压 P=2Mt/Dkl P 式中 ： Mt=49430 N mm ； D=25 mm ； k=3.2 mm ； l= L -b/2=41 ； b=8 mm ； 由 P27-49表 27*3-3得： P=70 N/ mm2 P=249430/253.241=30 N/ mm 2P=70 N/ mm2 键用于轴间与齿轮连接，选用普通平键 A型键 . 其尺寸见 P27-5 表 27*3-4和表 27*3-5得： （单位： mm） 轴 D 键 b h 轴槽深 t 鼓楼深 t k 半径 r C L 85 18 12 9.0+0.2 5.4+0.2 5.8 0.4 0.6-0.8 63-250 因齿轮宽度 B=60 mm，选键长 L=55 mm故：键 C 18 55 GB1096-79 校核方式由 P27-48 表 27*3-2： 键工作面的挤压 P=2Mt/Dkl P Mt=1438870N mm ； D=85 mm ； k=5.8 mm ； l= L -b/2=59 ； b=22 mm ；由 P27-49表 27*3-3得： P=100 N/ mm2 P=21438870/855.859=98.9 N/ mm2P=70 N/ mm2 7. 选定并校核轴承寿命 1） 由 L=190mm T=1438.87 103KN dm=333.33mm - 36 - 径向力 Fr=3024N 轴向力 Fa=2158N n=45r/min d1=65mm l=190+2238/2 -232=364mm 2） Fr1=3204364 -2158333.33/2/364=1227.83N Fr2=Fr1-Rr=1050-899=151N 3） 轴向力 查 P251 表 14-5得 Fs=Fr/2r ； Y=1.9 Fs1=1050/(21.9)=276N Fs2=151/(21.9)=40N Fs1+Fa=276+598=874N Fs2=40N Fa1=Fs1=276N Fa2=Fa+Fs1=598+276=874N 4） 当量动负荷 Fa1/Cor=276/38500=0.007 Fa2/Cor=874/38500=0.023 e=0.31 Fa1/Fr1=276/1050=0.26 e=0.31 Fa2/Fr2=1874/151=5.79 e=0.31 轴承 1的系数由 P253 表 14-6 X=1 Y=0 当量动负荷 P1=Fr1=1050N 轴承 2的系数 X=0.44 Y=1.9 P2=0.44Fr2+1.9Fa2=0.44151+1.9874=1727N 5）按寿命计算轴承的所需额定动负荷 Lh 由 P256 表 14-8 得 Lh=10000h 磙子轴承 =10/3 负荷复数 Fp由 P255 表 14-7得 fp=1.2 按受负荷最大的轴承计算 C=(172760 1420 10000)/(106 1.2)=4.43 104N Cr=5.58 104N 则 C Cr 满足要求 ! - 37 - 6）静力强度校核 P0=X0Fr+YOFa 查 P257 表 14-9得 X0=0.5 Y0=0.22cota 0.88 轴承 1 P01=0.5 1050+0.88 276=768N Fr1=1050N 取两者中大值，故： P01=1050N 轴承 2 P02=0.5 151+0.88 874=845N Fr2=151N 取两者中大值，故： P02=845N 查 P257 表 14-10得 S0=1.2 Cor/P01=38500/1050=37 S0=1.2 合格！ 7）校核极限转速 查 P258 图 14-27得： f1=1.0 P1/Cr=1050/55800=0.0188 0.10 Fa1/Fr1=276/1050=0.262 查图 14-28得 f2=0.4 Fa2/Fr2=874/151=5.79 得 f2=0.3 油润滑 nlim=7000r/min 轴承 1 f1f2nlim=1 0.4 7000=2800 r/min 轴承 2 f1f2nlim=1 0.3 7000=2100 r/min F1f2nlim N=1420 r/min 故选此轴承满足要求！ 8. 确定轴的公差与配合及技术要求： 1） 确定轴 3的配合公差 按公差配合的要求轴与孔配合选用机孔制 ： 两轴与轴承的配合处均采用过渡配合选取 70+0.045-0.023 - 38 - 齿轮与轴的配合处采用间隙配合选取 75+0.045-0.023 轴与连轴器可自由拆卸，工作相对静止，采用间隙配合 65+0.039-0.020 连轴器处：键的宽度公差： 18 0.026 键的深度公差： 7.0+0.20 齿轮处： 键的宽度公差： 22 0.026 键的深度公差： 9.0+0.20 2） 形状位置公差 轴颈处外圆圆度为 8级 ，齿轮轴颈处也 8 级 ，两键对称度也 8级 两轴颈处圆度 0.08 mm 齿轮相对于轴颈处圆度 0.04 mm 齿轮轴处的轴肩跳动度 0.01 3） 表面粗糙度确定 轴与轴承的配合处光洁度 1.6 轴两侧工作表明面光洁度 6.3 底面不与键接触 2.5 连轴器轴颈处光洁度 6.3 其余表面 12.5 4） 技术要求 材料 调质 处理 硬度 HBS=220-250 未注圆角 1.5 45 轴两端面均加工保留 A型中心孔 9.设计轴套 - 39 - 1） 选轴 3轴套 d轴 =75 mm d=75 mm D=90 mm B=14 mm 2）粗糙度 两侧粗糙度 6.3 与轴接触粗糙度 6.3 其余面 2.5 3）技术要求 两端面之间平行度不大于 0.06 mm 未注倒角均为 2 45 10.轴承支座的设计 采用类比法类比三建机械厂生产的整体式轴承座 结构形式及安装尺寸如下图所示 A校核危险截面 :由结构力学知识 ,得知 A-A截面为危险截面 1求惯性矩 由 P173 公式 J2=bh3 /12式中 b=50 h=28 b=20 h=144 则 J2=bh 3/12=2(5 283/12+8.62 5 2.8)+14.43/12)=2586.84cm4 校核危险点 由工程力学 P175 公式 max=Mmaxymax/J2 式中 ymax=0.1 Mmax=0.16 9800=1568NM =6.06MPa - 40 - 则 max=Mmaxymax/J2=1568 0.1/2586.84=6.06MPa 由 P115 查得 HT =3454MPa 因 max=6.06MPa =34 54MPa,故强度足够。 b 选择螺栓 因此轴承座螺栓所受的挤压力大于剪切力，故只是进行挤压校核。 由工程力学 P134 剪切强度条件： = /F 式中 =60MPa =1000kg 则 4 p 4 ?9 . 8 ?1000d = = = 6 0 ? 1 0 6 ? 3 . 1 4up0.02m=20mm d=20mm c 确定螺母型号尺寸 选择螺母为普通六角螺母（ GB52-76）由 d=20mm.选择螺母尺寸如下： S=30mm D=34.6mm H=16mm 标注：螺母 M20。 GB52-76 d 确定垫圈型号 尺寸 选定线圈为 A型（ GB97-76） 由 d=20mm.查机械制图 P310确定尺寸如下： D=21mm D=37mm S=3mm e 确定螺栓的型号 有效长度 L及各部分尺寸。 选择螺栓为六角螺栓（ GB30-76）由螺母厚度 H=16mm. 垫圈厚度 S=3mm. 连接件厚度为 40mm.伸出长度为 0.3d. .则有效长度 L=16+3+40+6=65mm.又由d=20mm查机械制图 P305确定螺栓尺寸如下： S=30mm H=13mm D=34.6mm v=1mm C=2mm L0=40mm 标注：螺母 M20 65 GB30-76 f 与支承轴表面的配合公差 由机械原理机械零件选用第一种过渡配合 100H7/m6. 则由机械制图 P326 - 41 - 查得 100+0.0400 100+0.0400 轴承表面光洁度确定 轴承座支承表面光洁度为 3.12.与轴承盖配合。面为 6.3，其余 0 h 技术要求 与轴承配合处不允许有沙眼：轴承座。 跟部不允许有沙眼，拨模斜度为 1： 25.清理去毛刺。 j 形位 公差的确定 两端面相对于底座面的垂直度为 7级，轴承孔面的圆度为 7级，则由机械原理机械零件查得：两轴承座端面相对于底面的垂直度为 0.01。轴承配合面的圆度为 0.08。 四、选定变速级两轴上从动齿轮的结构形式、尺寸及配合： 1.确定中间轴上齿轮的结构及尺寸 由机械设计基础教材 P170首选锻造齿轮。因 da=255mm,为了减轻重量，节约材料，选用辐板式齿轮。由 d 轴 =48mm，确定 D1=1.6d=1.6 48=76.8mm； 0=3.9 2.5=9.75mm 8-10mm； l=1.25 48=60mm b=45mm； D2=243.75- 0=243.75-9.75=234 mm； D0=0.5(D1+D2)=0.5 (234+76.8)=155.4 mm； d2=0.25(D2-D1)=0.25 (234-76.8)=39.3 mm； - 42 - c=0.3 b=0.3 45=13.5 mm； n=0.5m=0.5 2.5=1.25mm n 45 =56.25 ；r=5 mm 2. 配合处的公差与粗糙度 1） 配合处的公差和粗糙度 轴与孔配合 45+0.0250 粗糙度：轴孔面 6.3 2） 结构工 艺，轴板槽，轮毂边的斜模斜度 1： 20 3. 确定低速轴上齿轮的结构及尺寸 由机械设计基础教材 P170首选锻造齿轮。因 200 da=322mm 500mm,为了减轻重量，节约材料，选用辐板式齿轮。由 d 轴 =85mm，确定 D1=1.6d=1.6 85=136mm； 0=4 3.5=14mm 8-10mm； l=1.5 136=204mm b=75mm； D2=306.25- 0=306.25-14=292.25 mm； D0=0.5(D1+D2)=0.5 (136+292.25)=214.125 mm； d2=0.25(D2-D1)=0.25 (292.25-136)=39 mm； c=0.3 b=0.3 75=22.5 mm； n=0.5m=0.5 3.5=1.75mm n 45 =78.75 ；r=5 mm 4. 配合处的公差与粗糙度 1）配合处的公差与粗糙度 轴与孔配合为 85+0.0350 - 43 - 粗糙度轴与孔面 6.3 2） 结构工艺 辅板槽 轮毂边的拔模斜度 1： 20 五、选择确定各轴的轴承盖 1.确定高速轴的轴承盖： 由机械课程设计 P36 图 4-21，材料选铸铁，并根据轴所选用的轴承 36108E（ d=35mm,D=62mm），选 螺钉 式。 1）输出轴端选用 3型透盖：（单位： mm） 轴承外径 D=62 螺钉直径 d3=8 端盖上螺钉数目 4 d0=d3+1=9 D0=D+2.5d3=82 D2=D0+2.5d3=102 e=1.2d3=9.6 e1=10 D4=54 M=25 d1=37 1公差配合及粗糙度 端盖深入端配合公差： 62-0.036-0.023 端盖深入端厚度： 38.30-0.05 2粗糙度 端盖深入端配合面： 6.3 端盖外圆角： 25 其余面： 0 2）另一端选用 2型闷盖： （单位： mm） 轴承外径 D=62 螺钉直径 d3=8 端盖上螺钉数目 4 d0=d3+1=9 - 44 - D0=D+2.5d3=82 D2=D0+2.5d3=102 e=1.2d3=9.6 e1=10 D4=54 M=25 1公差与配合及粗糙度： 端盖外深入外经 62+0.036-0.023 端盖深入端长度公差： 170-0.025 2粗糙度： 端盖深入端分端面 Ra值： 6.3 最大外圆直径 Ra:25 其余表面 Ra 值： 0 2.确定中间速轴的轴承盖： 由机械课程设计 P36 图 4-21，材料选铸铁，并根据轴所选用的轴承 36108E（ d=35mm,D=68mm），选嵌入式。选用 2型闷盖： （单位：mm） 轴承外径 D=68 螺钉直径 d3=8 端盖上螺钉