二级蜗轮蜗杆减速机课程设计04.7%0.23%625%160%235.doc
二级蜗轮蜗杆减速机课程设计04.7%0.23%625%160%235
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减速器课程设计
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二级蜗轮蜗杆减速机课程设计04.7%0.23%625%160%235,减速器课程设计
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题 目： 蜗杆 齿轮变速器的设计 学生姓名： xxx 学 号： xxxxxx 学 院： 机电工程学院 班 级： 指导教师： xxxxx 201 年 5 月 12 日 目 录 nts 一、电动机选择 4 二、 传动零件的设计 6 （ 一 ）齿轮的设计计算 6 1 高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算 6 2 低速级齿轮传动的设计计算 10 （ 二 ） 减速器铸造箱体的主要结构尺寸 15 （ 三 ）轴的设计计算 16 1 高速轴设计计算及校核 16 2 中间轴设计计算及校核 21 3 低速轴设计计算及校核 28 三、其他附件的选择 32 四、密封与润滑 33 五、总 结 33 六、参考文献 35 1 已知条件 nts ） 运输带工作拉力 F； ） 运输带工作速度 V； ） 滚筒直径 D； ） 滚动效率 =0.95 ； ） 工作情况： 两班制，连续单向运转，载荷较平稳； ） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35 C 左右； ） 使用折旧期 8 年， 4 年大 修一次； ） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 2. 设计方案 ： 设计运输机的蜗杆圆柱齿轮减速器； （ 1） 原始数据 ：运输带工作拉力 F=4.7KN，运输链 工作速度 V=0.23m/s，卷筒直径 D=625mm.滚筒长度 L=650mm， （ 2） 传动装置简图，如下： 一、电动机的选择 nts 1. 总体传动方案 初步确定传动系统总体方案如图 1所示。 蜗杆圆柱齿轮减速器。传动装置的总效率 a 321 2 3 4 5a 0.982 0.75 0.992 0.95 0.96 0.637； 1 =0.98 为轴承的效率， 2 =0.75为蜗轮的效率， 3 =0.99 为弹性联轴器的效率， 4 =0.95为齿轮的效率，5 0.96为输送机效 率。 2.电动机的选择 卷筒轴工作效率为： 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 6 0 0 . 2 33 . 1 4 6 2 5vn D 7.03r/min 蜗杆齿轮传动比12i i i=60 90 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相鼠笼型异步电动机，电压为 380v 工作机有效功率为： 4 7 0 0 0 . 2 31 0 0 0 1 0 0 0W FvP 1.081kw 工作机所需工作功率为： 1 .0 8 10 .6 3 7Wd aPP 1.69kw 电动机转速的可选范围为：Wd niin 21 (60 90) 19.11=1146.41719.9r/min 因此选择 Y132S-4电机其主要性能如表 1 所示，安装尺寸如表 2所示。 nts 表 1 Y123S-4 型电动机的主要性能 型号 额定功率/kW 铁心长度/mm 气隙长度/mm 定子外径/mm 定子内径/mm 定子线规nc-dc 每槽线数 并联支路数 绕组型式 节距 槽数Z1/Z2 转动惯量/(kg m2) 质量/kg: Y112M-4 2.0 135 0.3 175 110 1-1.06 46 1 单层交叉 19/210/18 11 36/33 0.0095 43 表 2 Y112M-4 电动机的安装尺寸 3.传动装置的总传动比和传动比分配 （ 1） 总传动比 14401 9 .1 1mWni n =75 （ 2） 分配传动比 ii )06.003.0(2 =(0.03 0.06) 75=3.75 型号 H A B C D E F GD G K b b1 b2 h AA BB HA L1 Y132S-4 132 216 140 89 38 80 10 8 33 12 280 210 135 315 60 200 18 475 nts 1 2753.75ii i =20 4.传动装置运动和动力参数的计算 （ 1）各轴转速 轴 nImn=1440r/min 轴 nII nI/ i1 72 r/min 轴 nIII nII/ i2 20r/min （ 2）各轴输入功率 轴 PI P03 3.89 0.99 3.81 kW 轴 PII PI 4 1 3.81 0.75 0.98 2.74kW 轴 PIII PII 1 4 2.74 0.98 0.95 2.55kW （ 3）各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 55 3 . 8 99 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1440ddmPT n =2.58 410 N 轴 TIdT3=2.55 410 N 轴 TII TI i1 4 =48.45 410 N 轴 TIII TII i2 1 4 =16.92 510 N nts 卷筒轴 TIV= TIII35=16.08 510 N 二、传动零件的设计 1.齿轮的设计计算 （一）高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算 1.选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085 1988 推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI） 2.齿轮材料，热处理及精度 蜗杆： 45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为 45 55HRC 蜗轮：铸锡磷青铜 ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁 HT100 3.按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度，传动中心距 3 22 )(HE ZZKTa (1) 确定作用在蜗轮上的转矩 T2 按 z1 =2, 估取效率 涡轮 =0.8，则 6 6 62222 1 15 . 5 0 . 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0/ 1 4 4 0 / 2 0PPT n n i =583611N （ 2）确定载荷系数 K nts 取载荷分布不均系数 K=1，选取选用系数 KA =1，取动载系数 KV=1.05，则 K= KKA KV=1.05 （ 3）确定弹性影响系数 ZE =160MPa2/1 (4)确定弹性系数Z设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a的比值 d1 /a=0.35，因此Z=2.9 (5)确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为 ZCnSn10Pl，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，查得蜗轮的基本许用应力 H =268Mpa 应力循环次数 N=60j n2 Lh=60 17.191440 19200=8.42 107 寿命系数8 771042.810HNK=0.7662 则， H =HNK H =0.7662 268=205.3Mpa （ 6）计算中心距 23 1 6 0 2 . 91 . 0 5 5 8 3 6 1 1 ( )2 0 5 . 3a =145.55mm 取中心距 a 160mm,i=20, nts 因此，取 m=6.3，蜗杆分度圆直径 d1=63mm。这时 d1/a=0.39， 查图 1118可查得接触系数Z=2.72 因为 , Z1.2 14 齿轮端面与内 机壁距离 2 12 机盖肋厚 1m 11 85.0 m 8.5 nts 机座肋厚 m 2 0.85m 8.5 轴承端盖外径 2D 97， 170， 185 轴承端盖凸缘厚度 e 12， 15 轴承旁连接螺栓距离 s 179， 197 表 5 连接螺栓扳手空间 1c 、 2c 值和沉头直径表 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 min1c 13 16 18 22 26 34 40 min2c 11 14 16 20 24 28 34 沉头座直径 20 24 26 32 40 48 60 3.轴的设计计算 （一） I轴的设计计算 1.轴 I 上的功率 1P =3.81kw, 转速 1n =1440r/min,转矩 1T =2.58 410 N，轴 II上的转距 2T 48.45 410 2.求作用在蜗杆蜗轮上的力 已知蜗杆的分度圆直径 1d =63，蜗轮分度圆直径 2d 258.3 而 411212 2 2 . 5 8 1 0 81963taTF F Nd 4122 4 8 . 4 5 1 0 37512 5 8 . 3atF F N 1 2 2 t a n 3 4 5 1 t a n 2 0 1 2 5 6r r tF F F N nts 3 初步确定轴的最小直径，取0A=112，于是得 1 33m i n 013 . 8 11 1 2 1 5 . 4 91440PdAn 计算联轴器的转矩，取 AK =1.5 41 1 .3 2 . 5 5 1 0 3 3 1 5 0AT c a K T N 选用 LT4弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 63000N。半联轴器的孔径 Id 20 ，故取 IIId =20 ,半联轴 器长度 L 52，半联轴器与配合的毂孔长度 1L 38 4.轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 如图所示的装配方案 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， I-II轴段右端需制定一轴肩，轴肩高度 h=2.5mm, IIId =25mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 =30mm,半联轴器与轴配合的孔长度 1L =38mm,为了保证轴端挡圈只压在nts 半联轴器而不压在轴的端面上，故 I-II 段的长度略短一些，现取IIIL =36mm 2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，并根据 IIIIId 25mm,选取 32306，其尺寸mmmmmmTDd 75.287230 ，故 VIIIVIIIVIII dd 30 ,而VIIIVIIIVIII ll =50mm,轴肩高度 h=3mm,因此VIIVIVIV dd =36 3）取蜗杆轴轴段直径 6.75VIVd ,蜗杆齿宽 mzb )5.10( 11 =79 ,经磨削后 1b 79+25=104 ,即VIVL 141 4）轴承端盖的总宽度为 25mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离 15mm，故 IIIIIL =40mm 5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取VIIVIVIV ll =65 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 （ 3）轴上零件的周向定位 为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按直径查表查得平键截面mmmmhb 66 ，长为 mmL 25 ，半联轴器与轴的配合为67kH；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 nts 参考表 15-2取轴端倒角 1 45。各轴肩处的圆角半径取 R1。 5.轴的强度计算 （ 1） 求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂 面和水平面两个平面力系：则 NF Vr 4.9851 ， NF Vr 6.2582 NFF HrHr 5.44421 2 2 2 21 1 1 9 8 5 . 4 4 4 4 .5r r v r hF F F 1081N 2 2 2 22 2 2 2 5 8 .6 4 4 4 .5r r v r hF F F =514.3N （ 2） 求两轴承的计算轴向力1aF和2aF对于圆锥滚子轴承，按表 13-7，轴承的派生轴向力2rd FF Y,其中， Y是对应表 13-5 中adrFFeF的 Y 值，其值由轴承手册查出。手册上查的 32306 的基本额定载荷 C=81500N, 0C=96500N。 e=0.31， Y=1.9。 因此可得 11 2rd FF Y=284.5N 22 2rd FF Y =135.3N 按式（ 13 11）得 12a d aeF F F=3552.3N nts 22adFF=135.3N 因为113 .2 8 6arF eF ，故 X=0.40, Y=1.9; 220.31arF eF , 故 X=1, Y=0; 因轴承运转过程中载荷较平稳，按表 13 6，pf=1.1。则 1 1 1 1 1()p r aP f X F Y F=7899.9N 2 2 2 2 2()p r aP f X F Y F=565.7N （ 3） 验算轴承寿命 因为21PP，所以按轴承 1 的的受力大小验算 1066311 0 1 0 8 1 5 0 0( ) ( ) 2 7 6 6 5 . 6 1 9 2 0 06 0 6 0 1 4 4 0 7 8 9 9 .9hCL h hnP 故所选选轴承满足寿命要求。 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 30313 型圆锥滚子轴承，由手册中查 得 a=18.9mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中 nts 载荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F 1rF1081N,2rF =514.3N 1 444.5rHFN,2 444.5rHFN弯矩 M 1 1 4 5 9 3 7 .7 .vM N m m 2 3 8 2 9 8 .7 .vM N m m6 5 8 3 0 .4 .HM N m m总弯矩 221 1 4 5 9 3 7 . 7 6 5 8 3 0 . 4M =160098N.mm 222 3 8 2 9 8 . 7 6 5 8 3 0 . 4M =76161N.mm 扭矩 T 1 2 5 5 0 0 0 .T N m m6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取 0.6 ，轴的计算应力为 nts 2 22113() 1 6 0 0 9 8 ( 0 . 6 2 5 5 0 0 0 )0 . 1 6 3caMTW =9.28MPa 已知选用轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 1=60MPa。 因此1ca，故安全。 （二） II轴的设计计算 1.轴 II 上的功率 2 2.74P kw ，转速 2 72 / minnr ，转矩 2T 48.45 410 轴 III 上的功率3 2.55P kw，转速 3 20 / minnr，转矩3T 16.92 510 2.求作用在齿轮上的力 蜗轮： 412112 2 2 . 5 5 1 0 81063atTF F Nd 4212 4 4 . 4 5 1 0 34422 5 8 . 3taF F N 2 1 2 t a n 3 4 4 2 t a n 2 0 1 2 5 3r r tF F F N 小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径 4d 371 5334 42 2 1 6 . 9 2 1 0 1 1 3 9 3 . 9 3297ttTF F Nd 334 t a n 1 1 3 9 3 . 9 3 t a n 2 0 4275c o s c o s 1 4 8 2 8tnrr FF F N 3 4 3 t a n 1 1 3 9 3 . 9 3 t a n 1 4 8 2 8 2 8 4 0 . 8 2a a tF F F N nts 3.初步确定轴的最小直径，取0A=112 2 33m i n 022 .7 41 1 2 3 772PdAn 1）拟定轴上零件的装配方案 如图所示的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴 向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据 IIId =50mm,选取 7310B，其尺寸mmmmmmBDd 2711050 故 IIId = VIVd =50 , （ 2）取安装齿轮处的轴段直径 IIIIId =VIVd =55mm,齿轮的又端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，蜗轮宽度 7.566.7575.075.01 adB，取其宽度为 56，故取 IIIIIL =52mm,小齿轮 2B =106 ,故取VIVL=102mm,齿轮的采用轴肩定位，轴肩高度 h=5mm,IVIIId =65mm,IVIIIL =40 nts （ 3）为了保证蜗轮蜗杆的啮合，取为了保证斜齿的啮合，取蜗轮端面到内机壁的距离 mma 221 ；为了保证斜齿的啮合，取小齿轮端面到内机壁的距离 mma 92 ；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 2 ,取 2 =10mm，已知滚动轴承宽度 mmB 27 ，则IIIL =T+ 2 +1a +(56 52)=63mm, VIVL =T+ 2 +2a +(106 102)=55mm 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 （ 4）轴上零件的周向定位 按 IIId 由表查得平键截面 mmmmhb 1016 ，长为 mmL 45 ，按VIVd 由表查得平键截面 mmmmhb 1016 ，长为 mmL 90 ，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的 （ 5） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2取轴端倒角 2 45。各轴肩处的圆角半径取 R2。 6.轴的强度计算 （ 1） 求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则 NF Vr 8.28241 ， NF Vr 2.16292 nts NF Hr 7.61281 ， NF Hr 5.9932 2 2 2 21 1 1 2 8 2 4 .8 6 1 2 8 . 7r r v r hF F F 6748.4N 2 2 2 22 2 2 1 6 2 9 . 2 ( 9 9 3 . 5 )r r v r hF F F 1908N （ 2） 求两轴承的计算轴向力1aF和2aF及轴上轴向力 对于角接触球轴承 7310B，按表 13-7，轴承的派生轴向力 1.14drFF,其中， Y 是对应表 13-5 中adrFFeF的 Y 值，其值由轴承手册查出。手册上查的 7310B 的基本额定载荷 C=68200N, 0C=48000N； e1.14。32ae a aF F F 1265.7N 因此可得 111.14drFF=7693N 221.14drFF=2175N 按式（ 13 12）得 11adFF=7693N 21a d aeF F F=6427.3N 因为111.14arF eF ，故 X=1, Y=0； 223.37arF eF , 故 X=0.35,Y=0.57； 因轴承运转过程中载荷较平稳，按表 13 6，pf=1.1。则 nts 1 1 1 1 1()p r aP f X F Y F=7423N 2 2 2 2 2()p r aP f X F Y F=4764.5N （ 3） 验算轴承寿命 因为21PP，所以按轴承 1 的的受力大小验算 66 311 0 1 0 6 2 8 0 0( ) ( ) 1 3 8 2 5 0 1 9 2 0 06 0 6 0 7 3 7 4 2 3hCL h hnP 故所选选轴承满足寿命要求。 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于角接触球轴承 7310B，由手册中查得 a=47.5mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中 nts 载荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F 1rF6748.4N,2rF 1908N NFHr 7.61281 ， NF Hr 5.9932 弯矩 M 1 1 1 1 5 7 9 .6 .vM N m m左1 4 9 2 1 .9 .vM N m m右2 3 0 9 1 0 .6 .vM N m m左2 8 3 9 0 3 .8 .vM N m m右1 2 4 2 0 8 3 .7 .HM N m m2 5 1 1 6 5 .3 .HM N m m总弯矩 221 1 1 1 5 7 9 .6 2 4 2 0 8 3 .7M 左 =266561N.mm 221 4 9 2 1 .9 2 4 2 0 8 3 .7M 右 =242133.7N.mm 225 1 1 6 5 .3 3 0 9 1 0 .6M 2 左 59777.5N.mm 228 3 9 0 3 .8 5 1 1 6 5 . 3M 2 右 98273.8N.mm 扭矩 T 2 4 4 1 2 8 0 .T N m m6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取 0.6 ，轴的计算应力为 nts 2 22213() 2 6 6 5 6 0 .5 ( 0 . 6 4 4 1 2 8 0 )0 . 1 5 5caMTW 右=22.58MPa 已知选用轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 1=60MPa。因此1ca，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度 1 判断截面 II 左右两侧为危险截面 2、截面 II 左侧 抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1 503 =12500mm3 抗扭截面系数 WT =0.2 d3 =0.2 503 =25000 mm3 截面 II左侧的弯矩 M 为 M=111579.6 24/52=51498.3N mm 截面 II上的扭矩 T=484500N mm 截面上的弯曲应力b=M/W=13.9Mpa 截面上的扭转切应力 T = T/ WT =484500/25000=19.38Mpa 轴的材料为 45钢，调质处理。查表 15-1 得B =640Mpa, 1 =275Mpa, 1 =155Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,经插值后可查得=2.0，=1.36 nts 轴的材料的敏性系数为 q=0.82 q=0.85 故有效应力集中系数为 k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.306 由尺寸系数=0.63.扭转尺寸系数=0.78 轴按磨削加工，可得表面质量系数=0.92 轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数为 K= k/+1/-1=2.99 K= k/+1/-1=1.76 碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05 计算安全系数 Sca值，则得： S= 1 /（ K a+ m） =6.62 S= 1 /（ K a+ m） =14.93 Sca=（ SS） /（ S 2+ S 2） 2/1 =6.05S=1.5 故可知其安全 截面 II 右端 nts 抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1*553 =16638mm3 抗扭截面系数 WT =0.2 d3 =0.2*553 =33275mm3 弯矩 M 及 弯曲应力为： M=51498.3N mm b=M/W=113.9Mpa 扭矩 T 及扭转切应力为： T=441280N mm T = T2 / WT =4.12Mpa 过盈配合处的 k/，用插值法求出，并取 k/=0.8 k/，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53 轴按磨削加工，得表面质量系数为=0.92 故得综合系数为： K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62 因此，轴在截面 IV右侧的安全系数为： S= 1 /（ K a+ m） =6.09 S= 1 /（ K a+ m） =15.3 Sca=（ SS） /（ S 2+ S 2） 2/1 =5.66S=1.5 故该轴在截面 II 右侧的强度也足够 nts （三） III 轴的设计计算 1 轴 III上的功率3 2.55P kw，转速3 20 / minnr，转矩3T 16.92 510 2 求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径 4d 371 5343 42 2 1 6 . 9 2 1 0 9 1 2 1 . 2 9371ttTF F Nd 343 t a n 9 1 2 1 . 2 9 t a n 2 0 3422c o s c o s 1 4 8 2 8tnrr FF F N 4 3 3 t a n 9 1 2 1 . 2 9 t a n 1 4 8 2 8 2 2 7 4 . 1 9a a tF F F N 3 初步确定轴的最小直径，取0A=112 3 33m i n 032 . 5 51 1 2 5 6 . 420PdAn 计算联轴器的转矩，取 AK =1.3 53 1 .3 1 6 . 9 2 1 0 2 1 9 9 6 0 0AT c a K T N 选用 HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000000N。半联轴器的孔径 Id 60，故取 IIId =60 ,半联轴器长度 L 142 ，半联轴器与配合的毂孔长度 1L 107 4 轴的机构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 nts 如图所示的装配方案 （ 2）根据轴向定 位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， I-II轴段左端需制定一轴肩，轴肩高度 h=3mm,d IIIIId =66mm; 右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 =68mm,半联轴器与轴配合的孔长度 1L =107mm,故 I-II 段的长度略短一些，现取 IIIL =104mm 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，根据 IIIIId =66 ,选取 7214AC 轴承，其尺寸mmmmmmBDd 2412570 故VIIIVIIIVIII dd 70 3）取安装大齿轮处的轴段直径VIIVId =75mm,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，其宽度为 100 ，故取VIIIVIIL =54mm,?齿轮的采用轴环定位，轴环高度 h=6mm,VIVd=87mm,VIVL=9 4）轴承端盖的总宽度为 47mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离 15mm，故 IIIIIL =62mm nts 5）为了保证斜齿的啮合，取齿轮端面到内机壁的距离 mma 12 ；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 2 ,取2 =10mm，已知滚动轴承宽度 mmB 24 ，则 IVIIIL =B+ 2 +a =46mm, VIVL=B+ 2 +a +(100 96)=50mm 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 6）轴上零件的周向定位 为了保证半联轴器与轴的连接，按 IIId 由表查得平 键截面mmmmhb 1118 ，长为 mmL 90 ，半联轴器与轴的配合为67kH；按VIIVId 由表查得平键截面 mmmmhb 1220 ，长为 mmL 80 ，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的 7） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2取轴端倒角 2 45。各轴肩处的圆角半径取 R2。 5 精确校核轴的疲劳强度 1 判断截面 VII左右两侧为危险截面 2、截面 VII右侧 抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1 703 =34300mm3 nts 抗扭截面系数 WT =0.2 d3 =0.2 503 =68600 mm3 截面 VII右侧的弯矩 M为 M=510009.7 (86-48)/86=225353.13N mm 截面 VII 上的扭矩 T=1692000N mm 截面上的弯曲应力b=M/W=6.57Mpa 截面上的扭转切应力 T = T/ WT =1692000/68600=24.661Mpa 轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得B =640Mpa, 1 =275Mpa, 1 =155Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,经插值后可查得=2.0，=1.32 轴的材料的敏性系数为 q=0.82 q=0.85 故有效应力集中系数为 k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.272 由尺寸系数=0.68,扭转尺寸系数=0.81 轴按磨削加工，可得表面质量系数=0.92 轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数为 K= k/+1/-1=2.76 nts K= k/+1/-1=1.66 碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05 计算安全系数 Sca值，则得： S= 1 /（ K a+ m） =14.42 S= 1 /（ K a+ m） =9.79 Sca=（ SS） /（ S 2+ S 2） 2/1 =8.1S=1.5 故可知其安全 截面 VII 左端 抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1 753 =42188mm3 抗扭截面系数 WT =0.2 d3 =0.2 753 =84375mm3 弯矩 M 及弯曲应力为： M=225353.1N mm b=M/W=5.34Mpa 扭矩 T 及扭转切应力为： T=1692000N mm T = T2 / WT =20Mpa 过盈配合处的 k/，用插值法求出，并取 k/=0.8 k/，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53 轴按磨削加工，得表面质量系数为=0.92 nts 故得综合系数为： K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62 因此，轴在截面 VII 左侧的安全系数为： S= 1 /（ K a+ m） =15.1 S= 1 /（ K a+ m） =7.74 Sca=（ SS） /（ S 2+ S 2） 2/1 =6.97S=1.5 故该轴在截面 VII左侧的强度也足够。 三、其他附件的选择 1视孔盖 选用 A=140mm 的视孔盖。 2通气器 选用简易通气器 M20 1.5 3油面指示器 根据指导书表 14.13，选用杆式油标 M20 4油塞 根据指导书表 14.14，选用 M20 1.5 型油塞和垫片 5起吊装置 根据指导书，箱盖选用吊耳 d=16mm nts 6定位销 根据指导书表 11.30，选用销 GB/T 117-2000 A8 35 7起盖螺钉 选用螺钉 M12 30
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