一级圆柱斜齿减速器课程设计164.8%2.5%210%154.doc
一级圆柱斜齿减速器课程设计164.8%2.5%210%154
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减速器课程设计
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一级圆柱斜齿减速器课程设计164.8%2.5%210%154,减速器课程设计
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设计一带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于铸造车间运输型砂。 单级斜齿圆柱齿轮减速器 1 电动机； 2 带传动； 3 减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 传送带 已知条件： （ 1） 工作情况： 单班制工作，连续单向运转，工作有轻微振 动， 允许输送带速度误差为 5%； （ 2） 使用寿命： 10年（其中轴承寿 命为 3年以上）； （ 3） 动力来源： 电力，三相交流，电压 380/220V； （ 4） 卷轴效率： 0.96（包括卷轴与轴承的效率损失）； （ 5） 原始数据： 运输带工作拉力 F=4.8kN 运输带速度 v=2.5m/s 卷轴直径： D=210mm。 设计工作量： （ 1） 设计计算说明书一份； （ 2） 减速器装配图一张； （ 3） 零件工作图两张。 目 录 一、 运动参数的计算 5 二、 带传动的设计 6 nts 三、 齿轮的设计 8 四、 轴的设计 12 五、 齿轮结构设计 18 六、 轴承的选择及计算 19 七、 键连接的选择和校核 23 八、 联轴器的选择 24 九、 箱体结构的设计 24 十、 润滑密封设计 26 十一、 参考文献 27 计算及说明 结果 一、运动参数的计算 1、电动机的选择 nts 1）选 择电动机 类型 根据工作要求和条件，选用 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。 按工作要求和条件，选用 Y系列 异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y型。 2） 选 择电动机功率 电动机到滚筒的总效率为543321 54321 、分 别是 V带、轴承、齿轮、联轴器 、滚筒的传动效率。 分别取 96.01 、 99.02 、 97.03 、 99.04 、 96.05 代入得 859.096.099.097.099.096.0 3 所以 kWVF 62.2859.01 0 0 0 5.2900*1 0 0 0 *0 因电动机额定功率 edP 略大于 0P 即可，由附表 3 1 查出 Y 系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率 kwPed 3 。 3）确定电动机转速 工作机滚筒转速为 m i n/1.19125014.3 5.2100060100060 rD Vn w 根据 附表 2 3 推荐的 V 带传动的传动比合理范围 421 i ，单级圆柱齿轮传动 632 i ，则传动比合理范围 24621 iii ，故电动机转速的范围为m i n/458611471.191)246( rnin wg ，符合这一范围的同步转速有 1500、 3000r/min，着重考虑电动机的质量和价格 ，由附表 3-1 选取同步转速为 1500r/min的三相异步电动机， 型号为 Y100L2-4 二 、计算传动装置的总传动比并 分配 各级 传动比 电动 机型号为 Y100L2-4， m in/1420 rn m 总传动比 43.71.1911 4 2 0 wmnni 859.0 kwP 62.20 kwPed 3 、 电动机型号： Y100L2-4 nts 分配各级传动比 为使带传动的外廓尺寸不致过大，取其传动比 21 i ， 则齿轮减速器的传动比为 72.3243.712 iii 三、计算传动装置的运动和动力参数 0轴（电动机） 因 kwP 62.20 ， m in/1 42 00 rn ，故 mNnPT 6.171420 62.2*9550*9550000 1轴（高速轴） kwPP 52.296.062.2011 0 m in/71021 4 2 00101 rinn mNnPT 9.33710 52.2*9550*9550111 2轴（低速轴） kwPPP 42.297.099.052.23211212 m in/9.19072.37101212 rinn mNnPT 1.1219.190 42.2*9550*9550222 3轴（滚筒轴） kwPPP 37.299.099.042.2* 4222323 m in/9.1 9 01 9.1 9 02323 rinn mNnPT 6.1189.190 37.2*9550*9550333以 上计算结果列表如下 ： 轴名 功率 P/kW 转矩/(N m) 转速n/(r/min) 传动比 i 效率 0 轴 2.62 17.6 1420 2 0.96 21 i 72.32 i kwP 62.20 m in/1 42 00 rn mNT 6.170 kwP 52.21 m in/7101 rn mNT 9.331 kwP 42.22 min/9.1902 rn mNT 1.1212 kwP 37.23 min/9.1903 rn mNT 6.1183 nts 1 轴 2.52 33.9 710 3.72 0.96 2 轴 2.42 121.1 190.9 1 0.98 3 轴 2.37 118.6 190.9 二 、 带传动的设计 1、 确定计算功率cP由 课本附 表 6-8得 ： 1.1AK kwPKP Ac 3.31.13 式中 AK 为工作情况系数， P 为传递的额定功率 ,即电机的额定功率 . 2、 选择 普通 V带 的 型号 根据 kwPc 3.3， m in/1 42 00 rn ,查课本图 6-7选用 A型 普通 V带。 3、确定两带轮的 基准直径21 dd dd 、根据课本表 6-2选取1 100dd mm 。 大带轮基准直径为 mmdnnd dd 2001007101420112 0 由表 6-2知其为标准值，则实际传动比 、从动轮的实际转速分别为 210020012 ddddim in/710214201201 rinn 从动轮的转速误差值为 0%1 0 07 1 0 7 1 07 1 0 在 5%内，为允许值。 4、验算带速 V smndV d /43.7100060 142010014.3100060 01 带速 在 5 25m/s范围内，故 V带合适 5、确定中心距 a 和带的基准长度 dL 初定中心距 0a ： )(2)(7.0 21021 dddd ddadd 1.1AK kwPc 3.3 mmd d 1001 mmd d 2002 nts 取 mma 5000 。得： 02122100 4)()(22 addddaL dddd 5004 )100200(2 )200100(14.3500221 2 4 0 . 5 m m52 3 5 . 51000 由表 6-3选取基准长度 mmLd 1400。 实际中心距为 mmLLaa d 75.5042 5.124012505002 00 取 mma 504 考虑安装、调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围。中心距 a 的变动范围为 mmLaa d 25.4851250015.0504015.0m i n mmLaa d 5.541125003.050403.0max 6、验算小带轮包角1 1 6 93.57-1 8 0 121 a dd dd ， 1201 合适。 7、计算 V 带根数 z 根据 mmdd 1001 、 m in/1 42 00 rn ，查表 6-5，用线性插值法得kwP 30.10 。由表 6-6 查得功率增量为 kwP 17.00 。由表 6-3 查得带长度修正系数 kwK L 93.0 ，由表 6-7查得包角系数 kwK 98.0，因而得普通 V带的根数为 46.293.098.0)17.03.1(3.3)( 000 Lcc KKPPPPPz圆整得 3z 根。 8、 求单根 V带的初拉力0F及带轮轴上的压力QF由表 6-1 查得 A 型普通 V 带的每米长质量 mkgq /10.0 ，则单根 V 带的初拉力为 NqvKzvPF c 36.19443.71.0)198.05.2(43.733.3500)15.2(500 220 作用在带轮轴上的压力为 NzFF Q 79.11602169s i n36.194322s i n2 10 9、带轮结构设计 （ 1） mmfezB 5010215)13(2)1( nts 、小带轮的设计 采用材料 HT150铸铁 D1=100mm 3d， d为电机轴的直径 d=38mm， 且1D 300mm，故采用腹板式。腹板上不开孔。 a)、部分结构尺寸确定： d1=1.8d=1.8 38=69mm 0 . 2 0 . 2 6 3 1 2 . 6C B m m 11 2 1 0 0 2 2 . 5 1 0 5waD D h m m L=1.8d=1.8 38=69mm 、大带轮的设计 由于 D2=300mm， 故采用孔板式。 a）、有关结构尺寸如下： d=38mm; 第 I轴直径 d1=1.8 38=69mm L=1.8d=38 1.8=69mm 22 2 3 0 0 2 2 . 5 3 0 5waD D h m m nts 三 .齿轮的设计 1、选择齿轮材料及精度等级 因传动功率较大，故选用硬齿面齿轮 组合。小齿轮用 516 CrMn渗碳淬火，硬度为 HRC6256 ；大齿轮用 Cr40 表面淬火，硬度为 HRC5550 。选择齿轮精度等级为 8级。 2、按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2121c o s17.1FSFn zYYKTm 确定有 关参数与系数： 转矩 mNnPT 461161 1039.3710 52.21055.91055.9 载荷系数 K 查表 7-10取 K=1.1 齿数 z 、螺旋角 和齿宽系数d因为是硬齿面传动，取 201 z ，则 4.742072.32 z 初选旋转角 14 。 当量齿数vz为 89.2114c o s20c o s 3311 zzv44.8114c o s4.74c o s 3322 zzv由表 7-2查得齿形系数 81.21 FY ， 25.22 FY 。 由表 7-13查得应力修正系数 56.11 SY ， 77.12 SY 。 由表 7-14选取 8.0/ dbd 许用弯曲应力 F 按 图 7-26 查 limF ，小齿轮按 516 CrM n 查取，大齿轮按调质钢查取，得aF MP8801lim aF MP7502lim ， nts 小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度 280HBS 大齿轮材料为 45 钢（调质） HB2=240 大小齿轮齿面的硬度差为 280 240=40，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。 （ 4）选小齿轮的齿数 Z1=23； 则大齿轮齿数 Z2= 1iZ1=3.81 23=87.6，去 Z2=8 2、按齿面接触疲劳强度设计 由由设计公式（ 10-9a）进行试算，即 213112 . 3 2 ttdHkT Zd （ 1）确定公式内的各计算数据 1)、试选 Kt=1.3； 2)、1T 8 1 . 0 2 6 N m 8 1 0 2 6 N m m ； 3)、由课本表 10-7 选取 d=1； 4)、由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 12MPa 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限lim 1 600H M P a 大齿轮的解除疲劳强度极限lim 2 550H M P a 6）由课本式 10-13 计算应力循环次数 81 1 h 1 1 hN 6 0 n j L N 6 0 n j L 6 0 3 2 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 9 . 2 2 1 0 8 812 29 . 2 2 1 0N 2 . 4 2 1 03 . 8 1Ni 7）由课本图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KNH1=0.90， KNH2=0.95 8）计算接触疲劳许用应力 去失效概率 1%，安全系数 S=1，由课本式（ 10-12）得 1 l i m 11 0 . 9 6 0 0 5 4 0N H HH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5N H HH K M P aS （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d1t nts 2131212 . 3 21 . 3 8 1 0 2 6 3 . 8 1 1 1 8 9 . 22 . 3 2 ( )1 3 . 8 1 5 2 2 . 56 0 . 2 8 7ttdHkT Zdmm 2)、计算圆周速度 V=100060nd 1t1 = 6 0 .2 8 7 3 2 06 0 1 0 0 0 =1.01m/s 3)、计算齿宽 1 1 6 0 . 2 8 7 6 0 . 2 8 7btb d m m 4）计算齿宽和齿高的比 bh模数116 0 . 2 8 7 / 2 3 2 . 6 1tt dm m mz 齿高 h=2.25tm=5.898mm bh =60.287/5.898=10.22 5)计算载荷系数 根据 v=1.01m/s， 8 级精度，由课本图 10-8 查得动载荷系数 KV=1.10 直齿轮 1HFKK由课本表 10-2 查得使用系数 1AK 由课本表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承对称布置时1 .1 3 4 9HK 由 10.22bh ， 1 .1 3 4 9HK 查得 1.30FK 故载荷系数 1 1 . 1 0 1 1 . 3 4 9 1 . 4 8 4A V H HK K K K K 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 3311 1 . 4 8 46 0 . 2 8 7 6 3 . 0 0 71 . 3ttKddK 7）计算模数 116 3 . 0 0 7 2 . 7 423dm m mz nts 3、按齿根弯曲强度设计 由课本式（ 10-5）得弯曲强度计算公式 213212 t F a S adFk T Y Ymz （ 1）确定公式内的各个计算数值 1）由课本图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M Pa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE M Pa 2）由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数1 0.88FNK , 2 0.92FNK 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由课本式（ 10-12）得 111 0 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 4F N F EF K M P aS 222 0 . 9 2 3 8 0 2 4 9 . 7 11 . 4F N F EF K M P aS 4)计算载荷系数 K 1 1 . 1 0 1 1 . 3 1 . 4 3A V F FK K K K K 5)查取齿形系数 由表 10-5查得 1 2.69FaY ，2 2.204FaY 6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 1 1.575SaY ,2 1.778SaY 7)计算大、小齿轮的Fa SaFYY1112 . 6 9 1 . 5 7 5 0 . 0 1 3 4 8 3 1 4 . 2 9F a S aFYY 2222 . 2 0 4 1 . 7 7 8 0 . 0 1 5 6 9 2 4 9 . 7 1F a S aFYY 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 21 332212 2 1 . 4 3 8 1 0 2 6 0 . 0 1 5 6 9 1 . 9 01 2 3t F a S adFk T Y Ymz 对比计算结果，由齿面接触疲 劳强度计算的模式 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大少主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.90 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接nts 触疲劳强度计算分度圆直径1d=63.007mm，算出小齿轮齿数 11 6 3 . 0 0 7 3 1 . 52dz m ，取1z=32 大齿轮齿数：2 2 1 3 . 8 1 3 2 1 2 2z i z 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 11 3 2 2 6 4d z m m m 2 1 2 1 2 2 2 2 4 4d z m m m （ 2）计算中心距 12 6 4 2 4 4 15422dda m m （ 3）计算齿宽 1 1 6 4 6 4bb d m m 取2 65B mm，1 70B mm名称 符号 公式 齿 1 齿 2 齿数 z z 32 122 分度圆直径 d mzd 64 244 齿顶高 ah mhh aa * 2 2 齿根高 fh mchh af )( * 2.5 2.5 齿顶圆直径 ad aa hdd 2 68 248 齿根圆直径 fd ff hdd 2 59 239 中心距 a 2/)( 21 zzma 154 齿宽 b 1dbd 70 65 四 轴的设计 （一）轴的设计 1.轴上的功率2P、转速2n和转矩2Tnts 2 2.607P kW2 8 3 .9 9 / m innr2 2 9 6 .4 2 6T N m2.作用在齿轮上的力 切向力222 2 2 9 6 4 2 6 2430244tTFNd 径向力 t a n 8 8 4rtF F N3.初 定轴的最小直径 先按课本式（ 15-2）初步估计轴的最少直径。 材料为 45钢，调质处理。根据课本表 15-3，取0 112A 1 1332m022 . 6 0 71 1 2 3 5 . 28 3 . 9 9I I i nPd A m mn 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I IId，故先选联轴器。 联轴器的计算转矩2ca aT K T，查课本表 14-1，考虑到转矩的变化很小，故aK=1.3,，则： 2 1 . 3 2 9 6 4 2 6 3 8 5 3 5 4c a aT K T N m m 选择弹性柱销联轴器 ,型号为 :HL3型联轴器 ,其公称转矩为 : 6 3 0 3 8 5 . 3 5 4N m N m 半联轴器 I 的孔径 : 38Id mm,故取 :1 38d mm. 半联轴器长度 82L mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度为 : 60IL mm. 4、轴的结构设计 nts (1)轴上零件的定位 ,固定和装配 单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央 ,相对两轴承对称分布 .齿轮左面由套筒定位 ,右面由轴肩定位 ,联接以平键作为过渡配合固定 ,两轴承均以轴肩定位 . (2)确定轴各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求 , III 轴段右端需制出一轴肩 ,故取IIIII 段的直径 43II IIId mm ,左端用轴端挡圈定位 ,查手册表按轴端去挡圈直径 50d mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 :1 60L mm,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 ,故段的长度应比略短 ,取 : 58I IIL mm . 初步选择滚动轴承 ,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承 ,参照工作要求并根据 : 43II IIId mm . 由机械设计课程设计表 12-5，选取 6209型轴承 ,尺寸 : 4 5 8 5 1 9d D B ，轴肩m in 52ad mm故 4 5 , 1 9I I I I V V I I V I I I V I I V I I Id d m m l m m ，左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位 ,右端滚动轴承采用轴肩定位 .取 d -=53mm 取安装齿轮处轴段 IV 的直径： 50IV Vd mm ，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位 ,已知齿轮轮毂的宽度为 65mm ,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短与轮毂宽度 ,故取： 61IV Vl mm ,齿轮右端采用轴肩定位 ,轴肩高度0.07hd ,取 5h mm ,则轴环处的直径： m i n5 0 2 6 0 5 2V V I ad h m m d m m ，轴环宽度： 1.4bh ,取 mmlVIV 10。 轴承端盖的总宽度为： mm20 ,取： 50II IIIl mm . nts 取齿轮距箱体内壁距离为 : 18a mm ， s=8mm,T=19mm ( 6 5 6 1 ) 1 8 8 1 9 4 4 9I I I I Vl T s a m m , 由于这是对称结构，算出 1 8 8 1 0 1 6V I V I Il m m . 至此 ,已初步确定了轴的各段直径和长度 . (3)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联接 1）齿轮与轴的连接 按 50IV Vd mm 查课本表 6-1,得 :平键截面 14 9bh ,键槽 用键槽铣刀加工 ,长为 :50mm . 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 ,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ;76nH 2）半联轴器与轴的联接 , 查课本表 6-1，选用平键为 : 1 0 8 4 5b h L ,半联轴器与轴的配合为 : 76nH . 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的 ,此处选轴的直径尺寸公差为 : 6m . (4)确定 轴上圆角和倒角尺寸 参照课本表 15-2,取轴端倒角为 : 456.1 ,处圆角取 R2，各轴肩处圆角半径取 6.1R (5)求轴上的载荷 在确定轴承的支点位置时 ,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距23 6 8 m m 6 8L L m m ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图 ,扭矩图和计算弯矩图 ,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面 . (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 . nts nts 作用在齿轮上的力 切向力222 2 2 9 6 4 2 6 2430244tTFNd 径向力 t a n 8 8 4rtF F N求作用于轴上的支反力 水平面内支反力 : 垂直面内支反力 : 作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩 . 23231 2 1 5 6 8 8 2 6 2 0 ,4 4 2 6 8 3 0 0 5 6 .H N HV N VM F l N m mM F l N m m 计算总弯矩 : 22vH MMM 221 8 2 6 2 0 3 0 0 5 6 8 7 9 1 7M N m m 作出扭矩图 :2 0 . 6 2 9 6 4 2 6 1 7 7 8 5 6T N m m . 作出计算弯矩图 : 22 TMMca , 21 87917caM M N m m 22 2 21 8 7 9 1 7 1 7 7 8 5 6 1 9 8 3 9 9 m mcaM M T N 校核轴的强度 对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核 .危险截面在 A的左侧。 30 . 1 1 2 5 0 0Wd, 198399 1 5 . 8 7 a12500caca M MPW 由表 15-1查得1 6 0 M Pa ，因此1ca，故安全。 （二）轴的设计 1.轴上的功率2P、转速2n和转矩2T2 2.715P kWnts 2 8 3 .9 9 / m innr2 81026T N m2.作用在齿轮上的力 切向力222 2 8 1 0 2 6 249365tTFNd 径向力 t a n 8 8 4rtF F N3.初定轴的最小直径 先按课本式（ 15-2）初步估计轴的最少直径。 材料为 45钢，调质处理。根据课本表 15-3，取0 112A 1 13311 m 012 . 7 1 51 1 2 2 2 . 8 48 3 . 9 9inPd A m mn 输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径VII VIIId ，VII VIIId =38mm 电动机轴外伸 80mm，配合轮毂长度 69mm 4、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位 ,固定和装配 单级减速 器中可以将齿轮安排在箱体中央 ,相对两轴承对称分布 .齿轮右面由套筒定位 ,左面由轴肩定位 ,联接以平键作为过渡配合固定 ,两轴承均以轴肩定位 . (2)确定轴各段直径和长度 为了满足带轮的轴向定位要求 , VII VIII 轴段左端需制出一轴肩 ,故取 - 段的直径 46VIId mm ,左端用轴端挡圈定位 ,查手册表按轴端去挡圈直径50d mm ,带轮与轴配合的毂孔长度 : 1 69L mm ,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 ,故段的长度应比略短 ,取 : 67VII VIIIL m m . 初步选择滚动轴承 ,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承 ,参照工作要求并根据 : 46VIId mm . nts 由机械设计课程设计表 12-5，选取 6209型轴承 ,尺寸 : 5 0 9 0 2 0d D B ，轴肩m in 57ad mm故 5 0 , 2 0I I I V V I I I Id d m m l m m ，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位 ,右端滚动轴承采用套筒定位 .取 II IIId=58mm。 取安装齿轮处轴段 IV 的直径： 55IV Vd mm ，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位 ,已知齿轮轮毂的宽度为 70mm ,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短与轮毂宽度 ,故取： 66IV Vl mm ,齿轮右端采用轴肩定位 ,轴肩高度0.07hd ,取 5h mm ,则轴环处的直径： m i n5 5 2 6 5 5 7I I I I V ad h m m d m m ，轴环宽度： 1.4bh ,取 10III IVl mm 。 轴承端盖的总宽度为： mm20 , 根据对称结构： 1 4 , 2 7I I I I Il m m l m m . 至此 ,已初步确 定了轴的各段直径和长度 . (3)轴上零件的周向定位 齿轮 ,带轮与轴的周向定位均采用平键联接 1）齿轮与轴的连接 按 50IV Vd mm 查课本表 6-1,得 :平键截面 1 6 1 0b h m m m m ,键槽用键槽铣刀加工 ,长为 :50mm . 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 ,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ;76nH 2）带轮与轴的联接 查课本表 6-1，选用平键截面 1 0 8b h m m m m ,键槽用键槽铣刀加工 ,长为 :56mm . 带轮与轴的配合为 : 76nH . 3）滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的 ,此处选轴的直径尺寸公差为 : 6m . (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参照课本表 15-2,取轴端倒角为 : 456.1 ,处、处取圆角半径 R2，其余各轴肩处圆角半径取 6.1R 五、齿轮结构设计 nts 1、小齿轮结构设计 当齿根圆到键槽顶部 e 2mt时，宜将齿轮做成齿轮轴， 2tm mm e 4mm 由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴 d=55,而小齿轮的齿根圆 显然 e 2mt故需做成齿轮轴。 2、对于大齿轮： 当 da 500mm时，采用腹板式结构。有关参数： *22 2 ( 1 2 2 2 ) 2 2 4 8ad z h m m m 4D d 5 0 m m,d 为轴安装大齿轮处的轴径。 34D 1. 6 D 8 0 m m02 1 2 2 4 8 1 2 2 2 2 4and d m m m 2 0 3D 0 . 3 ( D D ) 0 . 3 5 ( 2 2 4 ) 4 3 m m 80D1=2DD 30 = 0 . 5 0 . 5 2 1nn m m m mm 2C 0 . 2 5 B 0 . 2 5 6 5 1 7 . 5 m m ，取 C=16mm 0 . 5 0 . 5 2 1nn m m m r=5mm。 高速级大齿轮结构图如下： nts 六 . 轴承的选择及计算 1.轴承的选择： 轴承 1：深沟球轴承 6209 轴承 2：深沟 球轴承 6210 2.校核轴承： 1）校核深沟球轴承 6210，查机械设计课程设计表 12-5得：3 5 , 2 3 . 2r o rC K N C K N 由课本表 13-6，取 1.2Pf 2 2 2 21 1 12 2 2 22 2 21 2 9 1 4 4 2 1 9 7 16 2 8 4 4 2 7 6 8r N V N Hr N V N HF F F NF F F N 由于轴承只受径向力作用 1 1 . 2 1 9 7 1 2 3 6 5drP f F N 对于球轴承， 3 3661 0 1 0 3 5 0 0 1688146 0 6 0 3 2 0 2 3 6 5hCLhnP 按每年 300 个工作日，每天两班制，寿 命为 35 年，所以合适 2）校核深沟球轴承 6209，查机械设计课程设计表 12-5得：3 1 . 5 , 2 0 . 5r o rC K N C K N 由课本表 13-6，取 1.2Pf nts 2 2 2 21 1 12 2 2 22 2 21 2 1 5 4 4 2 1 2 9 31 2 1 5 4 4 2 1 2 9 3r N V N Hr N V N HF F F NF F F N 由于轴承只受径向力作用 1 1 . 2 1 2 9 3 1 5 5 2drP f F N 对于球轴承， 3 36661 0 1 0 3 1 5 0 1 . 6 1 06 0 6 0 8 3 . 9 9 1 5 5 2h CLhnP 按每年 300 个
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