二级斜齿减速器课程设计674%1.3%350%136%240.doc
二级斜齿减速器课程设计674%1.3%350%136%240
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计674%1.3%350%136%240,减速器课程设计
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机械设计课程设计 说明书 设计题目： 斗式提升机传动减速器设计 川理工 学院 机械 设计 专业 班级： 机 设 -3 班 学号： 04011030435 设计人 曾宸 完成时间： 2007 年 12 月 27 日 目录 一、传动方案拟定 3 二、电动机选择 4 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 6 nts四、 运动参数及动力参数计算 7. 五、 皮带轮传动的设计 8 六齿轮设计 一高速级齿轮传动齿轮设计 11 二低速级齿轮传动齿轮设计 16 七、轴的设计 I 轴的设计 21 II 轴的设计 25 III轴的设计 30 八键联接的校核计算 34 九滚动 轴承的校核计算 36 十减速器箱体的设计 37 十一 .PRO/E 做的三维图： 38 第二组：垂直斗式提升机传动装置 1.设计条件： 1)机械功用 :由料斗把散状提升到一定高度 .散状物料包括 :谷物 ,煤炭 ,水泥 ,砂石等； nts2)工作情况 :单向工作 ,轻微振动 ; 3)运动要求 :滚筒转速误差不超过 7%; 4)使用寿命 :八年 ,每年 300天 ,每天 16 小时； 5)检修周期 :半年小修 ,二年大修 ; 6)生产厂型 :中型机械制造厂 ； 7)生产批量 :中批生产。 2.原始数据： 滚筒圆周力 F=4000N；滚筒圆周速 V=1.3m/s；滚筒直径 D=350mm； 一、传动方案拟定 为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw,即： V= *D*nw/（ 60*1000） n筒 =60*1000*V/( *D)=71 r/min 选用同步转速为 1000r/min或 1500r/min的电动机作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为 i=14 21,根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。 根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： n=71r/min nts根据工作条件和工作要求，先用一般用途的 Y（ IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。 2、电动机功率选择： （ 1）传动装置的总功率： 总 = 带 3 轴承 2 齿轮 联轴器 滚筒 =0.96 0.993 0.972 0.99 0.96 =0.833 (2)电机所需的工作功率： P 工作 = PW/ 总 =FV/（ 1000 总） =4000 1.3/(1000 0.833) =6.243KW (3)电动机的额定功率 P 工作 根据工作功率可以查知 Ped=7.5W 总 =0.833 P 工 =6.24KW nts(4)电动机的转速 n 电动机 计算滚筒工作转速： V= *D*nw/（ 60*1000） n筒 =60*1000*V/( *D) =71 r/min 按手册 P7 表 1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围 I a=36。取 V 带传动比I 1=24，则总传动比理时范围为 I a=1896。故电动机转速的可选范围为 n d=I a n 筒 =（ 1896）71=127810224r/min 符合这一范围的同步转速有 3000 和 1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表： 方 案 电 动 机 型 号 额 定功 率 电动机 转速 质量 总 传 动 比 带传动比 高速级 I 低速级 I 同步 满载 1 Y132S2-2 7.5 3000 2900 70 40.85 3 4.5 3.03 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 20.23 3.38 3 V=71 r/min nts8 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1500r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用 Y132M-4 型号电动机。 其主要性能：额定功率： 7.5KW，满载转速 1440r/min，最在转矩 /额定转矩 =2.3，质量 81kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比： i 总 =n 电动 /n 筒 =1441/71=20.282 2、分配各级传动比 1）据指导书，取带传动 比为 2，低速级圆柱齿轮传动比 为 3。 2） i 总 = i 带 i 齿轮低 i 齿轮高 i 齿轮高 =i 总 /i 齿轮低 i 带 =20.282/(2 3)=3.38 i 齿轮高 /i 齿轮低 =1.1261.1 传动比分配合适。 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（ r/min） n0= n电机 =1440r/min i 总 =20.282 ntsnI= n0/i 带 =1440/2=720 r/min nII=nI / i 齿轮高 =720/3.38=213(r/min) nIII=nII/i 齿轮低 =213/3=71(r/min) 2、 计算 各轴的功率（ KW） P0= Ped=7.5KW PI= P0 带 =7.5 0.96=7.2KW PII=PI 齿轮 轴承 =7.2 0.97 0.99=6.91416KW PIII=PII 轴承 齿轮 =6.91416 0.97 0.99 =6.6397KW 3、 计算各轴扭矩（ N mm） T0=9.55 103P0/n0=9.55 103 7.5/1440 =49.74N m TI=9.55 103PI/nI=9.55 103 7.2/720 =95.5 N m TII=9.55 103PII/nII =9.55 103 6.91416/213 =310 N m TIII=9.55 103PIII/nIII=9.55 103 6.6397/71 =893.09 N m 项目 电动 高速 低速轴 低速轴 n0= 1440r/min nI=720 r/min nII=213r/min nIII =71r/min P0 =7.5KW PI=7.2KW PII= 6.9142KW PIII=6.64KW T0=49.7N m TI=95.5N m TII=310N m TIII=893N m nts机轴 轴 转速（ r/min） 1440 720 213 71 功率（ kw） 7.5 7.2 6.91 6.64 转矩（ N m） 49.74 95.5 310 893.09 传动比 2 3.38 3 五、 皮带轮传动的设计 已知：普通 V 带传动，电动机功 率 P=7.5KW，转速N0=1440r/min，传动比为 i=2，每天工作 16小时 1.确定计算功率 PCA 查表 8-7可知工作情况系数 KA=1.3 PCA=KAP=1.3 7.5=9.75KW 2. 选择普通 V 带截型 根据 PCA 和 N0由图 8-10 可知应选取 A 型带 3确定带轮基准直径，并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，由表 8-6和 8-8，取小带轮的基准直径 dd1=125mm 2）验算带速 V=（ dd1 N0） /（ 60 1000） =9.42m/s 因为 5m/s1200（适用） 5.确定带的根数 1)计算单根 V 带的额定功率 根据课本表（ 8-4a） P0=1.92KW 根据课本表（ 8-4b） P1=0.17KW 根据课本表（ 8-5） K =0.96 根据课本表（ 8-2） KL=0.99 dd2=250mm a0= 500mm Ld=1600mm a =502mm P0=1.92KW P1=0.17KW nts 由课本 P83式（ 5-12）得 Z=PCA/P=P CA/ (P1+ P1)K KL =9.75/(1.92+0.17) 0.96 0.99 =4.665 所以取 5 根 V 带。 6计算单根 V 带的初拉力的最小值 由课本表 8-3 查得 q=0.1kg/m，单根 V带的最小初拉力： (F0) min=500PCA（ 2.5/K -1） /(ZV K )+qV2 =500 9.75 (2.5/0.96-1)/(5 9.42 0.96)+0.19.422N =163.13N 7计算压轴力 作用在轴承的最小压力 Fp Fp=2ZF0sin 1/2=2 5 163.13sin166.248/2 =1619.57N K =0.96 KL=0.99 Z =5 (F0)min= 163.13N Fp=1619.57N nts 六齿轮设计 (一 )高速级齿轮传动齿轮设计 已知 ：输入功率 PIII =7.2KW,小齿轮的转速 n1 =720r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作16小时，每年 300天，传动输送机轻微振动，单向工作。 1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（ GB 10095-88）。 3)材料选择，由表 10-1 选择小齿 轮材料为 40 Cr(调质 )，硬度为 275HBS，大齿轮选用 45钢（调质），硬度为 240HBS二者材料相差为 30HBS。 4）选用小齿轮齿数为 Z1=25，则大齿轮的齿数为 Z2=3.38 25=84.5，取 Z2 =85。 Z1=25 Z2 =85 =150 nts 5）选用螺旋角：初选螺旋角为 =150 2按齿面接触疲劳强度设计 由 d1t 确定有关参数如下： 1)传动比 i=3.38 实际传动比 I0=85/25=3.4, 传动比误差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%=54mm 2)计算圆周速度 V=（ ddt N0） /（ 60 1000） =2.04m/s 3)计算齿宽系数 b 以及模数 mnt b= d d1t=1 54=54mm mnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09 h=2.25 mnt=4.69mm b/h=11.5 4）计算纵向重合度 =0.318 * d* Z1 *tan =0.318*tan150 25 1 MPa 2=517 MPa =528.5MPa V=2.04m/s b=54mm mnt=2.09 h=4.69mm b/h=11.5 =2.13 KA=1.25 KV=1.09 KH=1.419 KF=1.32 nts =2.13 5)计算载荷系数 K 使用系数 KA=1.25 ,根据 V=2.04m/s,7级精度， KV=1.09 由表 10-4 查得 KH =1.419由表 10-13查得 KF =1.32 由表 10-3 查得 KH =KH =1.1 K=KAKVKH KH =1.25*1.09*1.419*1.1=2.13 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 d1=d1t（ K/Kt） 1/3得 d1=54（ 2.13/1.4） 1/3=62.11mm 7)计算模数 mn mn= d1*cos / z1 =2.4 3.按齿根弯曲强度设计 mn = (1) 确定参数 1） 计算载荷系数 K= KAKVKF KF =1.25*1.09*1.1*1.32=1.98 2)根据纵向重合度 ，由图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y =0.88 3)计算当量齿数 ZV1=Z1/(cos )3=27.74 ZV2=Z2/(cos )3=94.32 4)齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa KH= 1.1 KH=1.1 d1=62.11mm mn=2.4 K=1.98 Y=0.88 ZV1=27.74 ZV2=94.32 YFa1=2.56 YSa1=1.607 YFa2=2.19 YSa2=1.78 FE1 =520MPa FE2 =480MPa nts根据齿数 Z1=25,Z2=85 由表 6-9 相得 YFa1=2.56 YSa1=1.607 YFa2=2.19 YSa2=1.78 5)由图 10-20c 查知小 齿轮弯曲疲劳强度 FE1 =520MPa,大齿轮的弯曲强度极限 FE2 =480MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.88， KFN2 =0.91 6)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F1= KFN1 FE1/S=0.88*520/1.5=293.33 F2= KFN2 FE2/S=0.91*480/1.5=291.2 8)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F并加以比较 YFa1YSa1/ F=2.56*1.607/293.33=0.0014025 YFaYSa/ F=2.19*1.78/291.2=0.013387 小齿轮的数值大 （ 2）设计计算 mn 对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn，取 mn=2mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm 来计算应有的齿数，于是 Z1=d1 cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取 Z1=30 S=1.5 F1 =293.33 F2=291.2 Z1=30 Z2=101 a=136mm ntsZ2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质，取 Z2=101 4几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos ) =(30+101)*2/(2*cos150) =135.62mm 将其圆整为 a=136mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)* mn/(2*a) =arccos(30+101)*2/(2*136) = 15.5850 由于改变不多，故参数等不必修正。 （ 3）计算大小齿轮分度圆直径 d1=Z1*mn/cos =30*2/cos150=62.12mm d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 =209.12mm (4)计算齿轮宽度 B= d d1 =1*62.12=62.12mm 经圆整后，取 B1=70mm,B2=65mm 二低速级齿轮传动齿轮设计 已知 ：输入功率 PII =6.91KW,小齿轮的转速 n1 =213r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作16小时，每年 300天，传动输送机轻微振动，单向工作。 = 15.5850 d1=62.12mm d2 =209.mm B1=70mm B2=65mm nts1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（ GB 10095-88）。 3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 Cr(调质 )，硬度为 275HBS，大齿轮选用 45钢（调质），硬度为 240HBS二者材料相差为 30HBS。 4）选用小齿轮齿数为 Z1=24，则大齿轮的齿数为 Z2=3 24=72。 2按齿面接触疲劳强度设计 由 d1t 2.32 确定有关参数如下： 1)传动比 i=3 2)由课本表 10-7 取 d=0.8 3)选取载荷系数 Kt=1.3 4)由表 10-6查知材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa1/2 5) 由图 10-21d按齿面硬度查得小 齿轮的接触疲劳强度极限 =580MPa 和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa 6)计算两齿的循环次数 N3 =60* n2* j* Lh d=0.8 Kt=1.3 = 580MPa = 500MPa N3=5.53 108 N4=2.31 106 nts =60 213 1 (16 300 8) =5.53 108 N4= N3/3=2.31 106 由图 10-19 取疲劳寿命系数 KHN3=0.95， KHN3 =0.98 7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（ 10-12）可知： 3=KHN3* /S=0.95 580=551MPa 3= KHN4* /S=0.98*500=490MPa =( 1+ 2)/2 =(540+517)/2MPa=528.5MPa (2)计算 1）试计算小齿轮分度圆直径 d1t ,由上述公式可得 d3t=107.945mm 2)计算圆周速度 V=（ d3t N0） /（ 60 1000） =1.2m/s 3)计算齿宽系数 b 以及模数 mnt b= d d1t=0.8 107.94=86.35mm mt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975 h=2.25 mt=10.119mm b/h=8.534 4)计算载荷系数 K 使用系数 KA=1.25 ,根据 V=1.2m/s,7 级精度， KV=1.06 V=1.2m/s b=86.35mm mt=4.4975 h=10.119mm b/h=8.534 K=1.724 d1=118.59 mm nts由表 10-4 查得 KH =1.301由表 10-13查得 KF =1.26 由表 10-3 查得 KH =KH =1 K=KAKVKH KH =1.25*1.06*1.301*1=1.724 5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 d3=d3t（ K/Kt） 1/3得 d1=107.945（ 1.724/1.3） 1/3=118.59mm 6)计算模数 mn mt= d3/ z3 =4.94 3.按齿根弯曲强度设计 mt= (1)确定参数 1） 计算载荷系数 K= KAKVKF KF =1.25*1.06*1*1.26=1.67 2)齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z3=24,Z4=72 由表 6-9 相得 YFa3=2.65 YSa3=1.58 YFa4=2.236 YSa4=1.734 3)由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限 FE4 =410MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN3 =0.93， KFN4 =0.97 4)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 mt=4.94 K=1.67 YFa3=2.65 YFa4=2.236 YSa3=1.58 YSa4=1.734 FE4 =410MPa KFN3 =0.93 KFN4 =0.97 F3=298.9 MPa F4=284 MPa nts F3= KFN1 FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPa F4= KFN2 FE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa 5)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F并加以比较 YFa3YSa3/ F3=2.65*1.58/298.73=0.01401 YFa4YSa4/ F4=2.236*1.754/284.07=0.01381 （ 2）设计计算 m= =3.157 对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取 mn=4mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3=118.59mm来计算应有的齿数，于是 Z3=d3/m=118.59/4=30 Z4=i*Z3=90 4几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm （ 2）计算大小齿轮分度圆直径 d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =360mm (3)计算齿轮宽度 B= d d3=0.8*120=100mm 经圆整后，取 B4=96mm,B3=100mm Z3=30 Z4=90 a=240mm d3=120mm d4 =360mm B4=96mm B3=100mm nts5大带轮结构设计如下图所示： 七、轴的设计 I 轴的设计 已知： PI=7.2KW， nII=720r/min, TI =95.5 N m, B=70mm 1. 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮直径为 d =62.12mm, Ft=2* TI/d =2*95.5*1000/62.12mm =3074.69N Fr=Ft tan =3074.69*tan200=1158.57N Ft=3074.7N Fr=1158.6N dmin =28.3 mm nts2. 初选轴的最小直径 先按式 d=A。 ，选轴为 45钢，调质处理。根据表 15-3，取 A。 =125，于是得 （ dmin） =125* =26.93mm 因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以 dmin =（ dmin）（ 1+7%） =28.32mm 轴上的最小直径显然出现在轴承上。 3轴的结构设计 （ 2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取 0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 7207AC 轴承，其尺寸是 d D B=3572 117, 所以 dI-II=35mm 即 dI-II=d - =35mm a1=15mm nts2） I-II段左端要有一轴肩，故取 dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径 D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为 56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取 LI-II=54mm。 3） II-III 段的轴头部分 LII-III=50mm III-段部分 LIII- =35mm -段部分 L - =41mm -段部分 L - =41mm 4）取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm,两齿面距离为 a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取 S=8mm,倒角 R=2mm 5）轴上零件的周向定位 齿轮与轴之间用平键连接。 齿轮与轴之间的键选取 b h=8mm 7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 6）确定轴上圆角和倒 角的尺寸 参照表 15-2，取轴端倒角为 2 450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。 a2 =15mm S=8mm nts4求轴上载荷 载荷 水平面 垂直面 支反力 F（ N） Fax =1634 Fay =866.43 Fbx =3175.2 Fby =-144.65 Fp=1734.5 弯矩 M（ N mm） MH1 =95589.05 MV1 =50686.16 MH2 =154370.5 MV1 =-25097.07 总弯矩（ N mm） M1 =108195.9 M2 =98828.98 扭矩 TII =95500 N mm 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力： ca= = =38.4MPa 首选材料为 40Cr，调质，由表 15-1 查 -1=70MPa 因此 ca=A。 ，选轴为 45钢，调质处理。根据表 15-3，取 A。 =118，于是得 （ dmin） =118* =37.6mm 因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大 7%，所以 dmin =（ dmin）（ 1+7%） =40.232 轴上的最小直径显然出现在轴承上。 3轴的结构设计 Fa2=795N Ft1=5167N Fr1=1881N dmin=40mm nts （ 2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选 取 0 基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 9309AC轴承，其尺寸是 d D B=45 85 18, 所以 dI-II=45mm 即 dI-II=d - =45mm 2)II-III段的轴头部分 LII-III=50mm III-段轴头部分 LIII- =54mm -段轴肩部分 L - =64mm -段部分 L - =54mm 3）取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm,两齿面距离为 a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取 S=10mm,倒角 R=2mm， B2=65mm.B1=100mm, L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B =2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19 =272mm L=272mm nts4）轴上零件的周向定位 齿轮与轴之间用平键连接。 斜齿轮与轴之间的键选取 b h=16mm 10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；直齿轮与轴之间的 键选取 b h=14mm 9mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选 用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 5）确定轴上圆角和倒角的尺寸 参照表 15-2，取轴端倒角为 2 450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。 nts4求轴上载荷 载荷 水平面 垂直面 支反力 F（ N） FNH1 =4211.25 FNV1 =942.11 FNH2 =3920.65 FNV2 =178.11 弯矩 M（ N mm） MNH1 =-355859 MNV1 =-78120.25 MNH2 =262683.2 MNV1 =11933.48 总弯矩（ N mm） M1 =-364332.8167 M2 =262954.12 扭矩 TII =310000 N mm 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力： ca= = =32.725MPa 首选材料为 45 钢，调质，由表 15-1 查 -1=60MPa 因此 ca=A。 ，选轴为 45钢，调质处理。根据表 15-3，取 A。 =112， 于是得 （ dmin） =112* =50.835mm 因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以 dmin =（ dmin）（ 1+7%） =52.36mm 3轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT3,查表 14-1可知考虑到转矩变化很小，故取 KA=1.7，则 Tca=1.7*893.69=1518.353N m dmin = 52.36mm KA=1.7 Tca=1518.353 N m nts按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB5014-85，选用 HLS 弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N m，故取 dI-II=55mm,半联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=107mm 4轴的结构设计 （ 2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， I-II段右端制出一轴肩，故取 II-III 段 dII-III=62mm，左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径 D=65nn，半联轴器与轴配合的毂孔 L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，帮 I-II段的长度 L 略短一些，现取 LI-II=140mm。 2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承 6013,轴承，其尺寸是 d D B=65 140 18, 所以dIII- =65mm, L1=107mm LI-II=140 mm ntsLIII- =35mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得6013开支轴承的定位轴肩高度 h=6mm，因此取 d - =77mm。 3）取安装齿轮处的轴段 VI-VII的直径 dVI-VII=70mm，齿轮的右 端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的 宽度为 96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取 LVI-VII=92mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,故取 h=6mm，则轴环的 dV-VI=89mm。轴环宽度 b1.4h，取 LV-VI=12mm。 4）取齿轮齿面距箱体内壁 a1=17mm,两齿面距离为 a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取 S=8mm,倒角 R=
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