二级直齿减速器课程设计00.45%0.8%350%138%177
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计00.45%0.8%350%138%177,减速器课程设计
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1湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋机械工程 学院（系、部） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 李历坚 职称 教授 学生姓名 白盛誉 专业班级 机械设计制造及其自动化 班级 092 学号 09405700235 题 目 热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日 2012 年 1 月 1 日目 录 清 单序号 材 料 名 称 资料数量 备 注1 课程设计任务书 12 课程设计说明书 13 课程设计图纸 张4 装配图 15 零件图 262课程设计任务书20112012 学年第一学期机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及其自动化 专业 092 班级课程名称： 机械设计 设计题目： 热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2012 年 1 月 1 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：运输带所需扭矩 T=450 Nm；运输带速度 V=0.80m/s；卷筒直径 D=350 mm。工作条件：用于传送清洗零件，双班制，工作时有轻微振动，使用寿命为 10 年（其中轴承寿命为 3 年以上） 。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图 1 张；（2） 零件工作图 23 张；（3） 设计说明书 1 份起止日期 工作内容2011.12.21-2011.12.22 传动系统总体设计2011.12.23-2011.12.25 传动零件的设计计算进度安排2011.12.25-2011.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书主要参考资料1.机械设计（第八版） （濮良贵，纪明刚 主编 高等教育出版社）2.机械设计课程设计（第二版） （杨光，席伟光，李波，陈晓岑 主编 高等教育出版社）3.电工学（第七版） （上册） （秦曾煌 主编 高等教育出版社）4 机械原理 （朱理 主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础 （徐学林主编 湖南大学出版社） 6.机械设计课程设计手册(第二版)清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。指 导 教 师 （签字）： 年 月 日系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字）： 年 月 日 1机 械 设 计设 计 说 明 书热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器 起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日机械工程学院（部）年 月 日学 生 姓 名 白 盛 誉班 级 机 械 设 计 092学 号 09405700235成 绩指 导 教 师 (签 字 ) 目 录1 设计任务书 12 传动方案的拟定 23 原动机的选择 34 确定总传动比及分配各级传动比 45 传动装置运动和运动参数的计算 56 V 带和带轮的设计 77 齿轮传动的设计及计算 78 轴的设计及计算 179 轴承的寿命计算及校核 3610 键联接强度的计算及校核 3811 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 3912 减速器箱体及附件的设计 4113 设计小结 4414 参考文献 49 1 设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计一用于热处理车间传送设备的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器，其传动转动装置图如下图 1-1 所示。1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带所需扭矩：T=450Nm ；运输带的工作速度：v=0.80 m/s；卷筒直径：D=350mm；使用寿命：10 年，2 班制,其中轴承寿命为 3 年以上。1.3 课程设计的工作条件设计要求：工作情况：用于传送清洗零件，双班制，工作时有轻微振动；使用寿命：减速器的使用寿命为 10 年，其中轴承寿命为 3 年以上。图 1.1 展开式双级直齿圆柱齿轮减速器的传动装置 2 传动方案的拟定1. 组成：传动装置由电机 1、减速器 2、工作机 3 组成。 2. 传动原理： 电动机与减速器是通过皮带进行传动的，由于电机转速高，所以经过减速器二级变速，通过联轴器带动滚轮转动。 在同样的张紧力下，V 带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且 V 带允许的中心距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用 V 带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。3.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。4.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。 其传动方案如下： 2 3 5 4 1IIIVPdPw图 2.1 传动装置总体设计方案图 3 原动机的选择3.1 选择电动机的类型按照设计要求以及工作条件，一般选用 Y 系列三相异步电动机，电压为 380V。3.2 选择电动机的容量3.2.1 工作机所需的有效功率卷筒的转速为 min68.4372.03514.82rsrvn根据文献 3 中式 7.4.4 可知， KwTPw058.296.4305n式中： 工作机所需的有效功率（KW）wPT运输带所需扭矩（Nm）3.2.2 电动机的输出功率其中，根据文献带传动效率：0.961每对轴承传动效率：0.992圆柱齿轮的传动效率：0.963联轴器的传动效率：0.9934卷筒的传动效率：0.965说明： 电机至工作机之间的传动装置的总效率： 80.542351故：电动机的输出功率为 kwpwd54.280.因载荷平稳，电动机的功率稍大于 即可，根据文献 2 中表 8-53 所示 Y 系列三相异步dP电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率 。 .3cKW3.3 确定电动机的转速 卷筒轴工作的转速，n =43.68卷 筒 minr根据文献 1,经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱齿轮减速器传动比 i 840，则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为 n i 电 机n （16 160）43.68698.886988.8r/min。卷 筒综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，并且，一般地最常用、市场上供应最多的是同步转速为 1500r/min 的电动机，故在满足额定功率的情况下优先选用之。因此，根据文献 2 第 207 页表 8-53，选用电动机型号为 Y100L2-4，其主要参数如下：电动机型号 额 定功率 /KW 满载转速/(r/min) 堵载转速额定转速 堵载转速额定转速Y100L2-4 3 1420 2.2 2.24 确定总传动比及分配各级传动比4.1 传动装置的总传动比总传动比为 51.3268.410卷 筒电 机 ni4.2 分配传动比带传动的传动比取为 ，则减速器总传动比为 31i 83.105.21ij则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比 为 2i 7.3.2j低速级的传动比 89.25.1023ij5 传动装置运动和动力参数的计算表 3.1 电动机数据 减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机轴、轴、轴、轴、轴。5.1 各轴的转速计算min)/(3.47120rn）（ /i2.165.Iin)/(8.43rnIIV5.2 各轴输入功率)(4.296.051kWPdI )(3.32II2.96.0.32 kII )(1.3.42 WPIIV5.3 各轴输入转矩)(23.49.7.2950950 mNnPTII 5.1.63.II )(0.48.2950950nTI 25.76.31mNPIVIV 将上述的结果列成表格。如下表 5.1 所示：轴号 转速 n/（r/min） 功率 P/kW 扭矩 T/Nm表 5.1 各轴运动和动力参数 473.33 2.44 49.23 126.22 2.32 175.53 43.68 2.2 481.0 43.68 2.16 472.256. V 带和带轮的设计(1)确定计算功率计算功率 P 是根据传递的功率 P 和带的工作条件而确定的caP =K P=1.2 3=3.6 kWcaA式中：P 计算功率，kW;caK 工作情况系数AP所需传递的额定功率，kW；(2)选择 V 带的带型根据计算功率 P 和小带轮的转速 n ，查文献，可选取普通 V 带的带型为 A。ca电 机(3)确定带轮的基准直径 并验算带速dv1）初选小带轮的基准直径 1d因为选择的是 A 型的普通 V 带，选定小带轮的基准直径 =200mm。1d2）验算带速 v根据文献 1 式 8-13，算得带的速度 = 。该速度 v sndm86.40624.3106电 机在 525m/s 范围内，V 带充分发挥。3）计算大带轮基准直径查文献 1 式 8-15 得大带轮基准直径 =(1-) =(1-0.01)200（24）2d1di=396792.式中 为带传动的滑动率，通常取（1%2%） 。参考文献 1 的表 8-8，则选定大带轮基准直径 =450mm。2d（4）确定中心距 ，并选择 V 带的基准长度adL1）查文献 1 中式 8-20，0.7（ + ） 2（ + ） ，即初定中心距的范围为1d20a12d 455mm 1300mm 。根据带传动总体的限制条件和其他方面的因素，选定初定中心距0a=900mm。02）计算相应的带长 。0dL0dL 86.237904)5()20(14.3924)()(20121 adad查文献 1 中表 8-2，根据 ，选定带的基准长度 2800mm。0dLdL3）计算中心距 及其变动范围传动的实际中心距为（mm） 07.2816.372809200 da(5)验算小带轮的上的包角 1由文献 1 中式 8-25 可知 9084.170.235)40(83.57)(8012 ad包角合适。（6）确定带的根数 z根据文献 1 中式 8-26， 1.9.0)15.82(3)(0 LArcaKPz单根普通 V 带的基本额定功率， 并由内插值法求得 ；0P单根普通 V 带额定功率的增量， 并由内插值法求得 ；工作情况系数，AK包角修正系数，并由内插值法求得；长度系数，并由内插值法求得；L所以选定带的根数为两根。（7）确定带的初拉力 0F由文献 1 中式（8-6） ，并计入离心力和包角的影响，可得单根 V 带所需的最小初拉力为 （N） 46.18.0.86.1429.03)5()5.2(0 22min0 qvzKPFca传动带单位长度的质量，/m，见文献 1 第 149 页表 8-3。q对于新安装的 V 带，初拉力应为 1.5 ，即初拉力 （N） 。 min0)(F69.174.5.0F（8）计算带传动的压轴力 p根据文献 1 中的式 8-28 可得， 07.68249.17sin6.2sin2010 zFp（N）式中， 为小带轮的包角。17 齿轮传动的设计及计算7.1 高速级标准直齿圆柱齿轮的设计计算1.选定精度等级、材料及齿数1）热处理车间的传送设备为一般工作机器，速度不高，可选用 7 级精度。2）材料选择。由文献 1 表 10-1 选择小齿轮材料为 45 Cr（调质） ，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。3）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取 。241z 902475.32z2z2.按齿面接触强度设计 由文献 1 的设计计算公式（10-9a）进行试算，即3 2112. HEdtt ZuTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 。3.1tK2）计算小齿轮传递的转矩。 )(23.49.7.2950950 mNnPTII 3）由文献 1 中表 10-7 选取齿宽系数 。1d4）由文献 1 中表 10-6 查得材料的弹性影响系数 。218.9MPaZE5）由文献 1 中图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大MPaH601lim齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH502lim6）由文献 1 中式 10-13 计算应力循环次数。91 1036.)082(13.4760hjLnN8925.7.37）由文献 1 中图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ; 。92.01HNK96.0HN8）计算接触疲劳许用接触应力。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由文献 1 式 10-12 得 MPaSKHN526092.lim1H 8.2li2(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td1H mZuTKdHEdtt 762.50528.197.341092.432.32. 211 2）计算圆周速度 。smsndt /26.1/1063.472.5.31063）计算齿宽 b。mdt 762.50.14）计算齿宽与齿高之比 。hb模数 mzdmtt 15.2476.501齿高 ht 76.4.25.6.107.4b5）计算载荷系数。根据 ，7 级精度，由文献 1 中图 10-8 查得动载系数 ；sm/26.1 05.1K直齿轮， ；1FHK由文献 1 中表 10-2 查得使用系数 ；25.1AK由文献 1 中表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 。419.HK由 ， 查文献 1 中图 10-13 得 ；故载荷系数6.0hb49.1HK34.1F862.9052.HAK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献 1 中式（10-10a）得mdtt .73.867.531 7）计算模数 。m mzdm38.240.5713. 按齿根弯曲强度设计由文献 1 中式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为321FSadYzKT（1）确定公式内的各计算数值1）由文献 1 中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲MPaFE501劳强度极限 ；MPaFE38022）由文献 1 中图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 , ;86.01FNK9.2FN3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 ，由文献 1 中式（10-12）得4.1sMPaSKFENF 4.37.5860219224）计算载荷系数 。759.3405.FA5）查取齿形系数。由文献 1 中表 10-5 查得 ； 。65.21FaY2.Fa6）查取应力校正系数。由文献 1 中表 10-5 查得 ； 。8.1Sa7.1Sa7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FY0136.4.3758621FSa2.2FSaY大齿轮的数值大。（2）设计计算mm70.1062.24193.75.34对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 的大小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m承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.7 并就近圆整为标准值 ，按接触强度算得的分度圆直径 ，算出小齿轮齿2 md20.571数，取 。61.80.571mdz 91z大齿轮齿数 ，取 。75.08275.32z 1092z这样设计出的齿轮传动，即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mzd58291102（2）计算中心距mda382581（3）计算齿轮宽度bd1取 ， 。mB602617.2 低速级标准直齿圆柱齿轮的设计计算1.选定精度等级、材料及齿数1）热处理车间的传送设备为一般工作机器，速度不高，可选用 7 级精度。2）材料选择。由文献 1 表 10-1 选择小齿轮材料为 45 Cr（调质） ，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。3）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取 。301z 7.86309.2z82z2.按齿面接触强度设计 由文献 1 的设计计算公式（10-9a）进行试算，即 3 2112. HEdtt ZuTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 。3.1tK2）计算小齿轮传递的转矩。)(53.172.63.9509501 mNnPTI 3）由文献 1 中表 10-7 选取齿宽系数 。1d4）由文献 1 中表 10-6 查得材料的弹性影响系数 。218.9MPaZE5）由文献 1 中图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大MPaH601lim齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH502lim6）由文献 1 中式 10-13 计算应力循环次数。（注： ）81 10635.)3082(1.606 hjLnN In18825.9.37）由文献 1 中图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ; 。96.01HNK97.02HN8）计算接触疲劳许用接触应力。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由文献 1 式 10-12 得 MPaSKHN576609.lim1 MPaSKHN5.35097.2lim2 (2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td1H mZuTKdHEdtt 592.785.3819.210753.32.32. 25211 2）计算圆周速度 。smsndt /52.0/106.259.784.31063）计算齿宽 b。mdt 592.78.14）计算齿宽与齿高之比 。hb模数 mzdmtt 620.3059.781齿高 ht 895.52.3.189.7b5）计算载荷系数。根据 ，7 级精度，由文献 1 中图 10-8 查得动载系数 ；sm/2.0 02.1K直齿轮， ；1FHK由文献 1 中表 10-2 查得使用系数 ；25.1AK由文献 1 中表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 。425.1HK由 ， 查文献 1 中图 10-13 得 ；故载荷系数3.hb425.1HK39.1FK87.4250.25HAK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献 1 中式（10-10a）得mdtt .3.879.731 7）计算模数 。mmz.2308.13. 按齿根弯曲强度设计由文献 1 中式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为321FSadYzKT（1）确定公式内的各计算数值1）由文献 1 中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲MPaFE501劳强度极限 ；MPaFE38022）由文献 1 中图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 , ;89.1FNK.2FN3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 ，由文献 1 中式（10-12）得4.1sMPaSFENF 6.374.50K289224）计算载荷系数 。72.1390.15FA5）查取齿形系数。由文献 1 中表 10-5 查得 ； 。2.1FaY6.Fa6）查取应力校正系数。由文献 1 中表 10-5 查得 ； 。65.1Sa7.1Sa7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FSaY 0128.6.317521FSaY7.42FSa大齿轮的数值大。（2）设计计算mm2.01587.30175.32对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，m由于齿轮模数 的大小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承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.22并就近圆整为标准值 ，按接触强度算得的分度圆直径 ，算出小齿轮m5.2 md872.1齿数，取 。15.3.8721dz 361z大齿轮齿数 ，取 。0469.202这样设计出的齿轮传动，即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mzd905.2361.2（2）计算中心距mda25.1762.9021将中心距圆整为 177 。m（3）计算齿轮宽度db901取 ， 。B9049638 轴的设计及计算8.1 低速轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图 8.1 所示图 8.1 轴的布置简图考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。8.2 低速轴的设计8.2.1 求输出轴上的功率 、转速 、转矩3P3n3T由表 5.1 得知，功率： kwI2.3转速：min/18.436052913213 rin式中： 高速级的齿数比。2i低速级的齿数比。3V 带的传动比。1i转矩 )(57.4861.3295033 mNnPT8.2.2 轴的受力分析由上述 7.2 中低速级齿轮设计可求得大圆柱齿轮的啮合力：大齿轮的分度圆直径： mmzd5.26.102大齿轮的圆周力： NTFt 37.483大齿轮的径向力： tr 149tanan大齿轮的轴向力： N08.2.3 轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为 45 优质碳素结构钢，调质处理。8.2.4 轴的最小直径根据文献【1】中 15-2 式可初步估算轴的最小直径，30minPAd式中： 最小直径系数，根据文献【1】中表 15-3 按 45 钢查得0A低速轴的功率（KW） ，由表 5.1 可知：3P 2.3P低速轴的转速（r/min） ，由 8.2 计算出可知： 3n 18.43n因此: mnPAd5.18.43230min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ，为了使所选的轴直径 与联轴Id Id器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中表 14-1 式查得，3TKAca式中： 联轴器的计算转矩（ ） 。caTmN工作情况系数，根据文献【1】中表 14-1 按转矩变化小、运输机查得，AK5.1A低速轴的转矩（ ） ，由 8.2 中计算可知：3TmNmNnP486570)(57.4861.3295033因此： NTKAca 9.按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中表 8-36 查得，选用ca型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图 8.2 以及表 8.1 所示 3L 图 8.2 型弹性柱销联轴器结构形式图3L表 8.1 型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸轴 孔长度 mmY 型 J、J1、Z 型型号公称转矩TnN.m许用 转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）L L1 LDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量kg20,22,24 52 38 5225,28 62 44 62LX2560 630030,32,38120 55 28 2.5 0.009 530,32,35,3882 60 82LX31250 475040,42,45,48160 0.026 840,42,45,4850,55,56112 84 112LX42500 387060,63 142 107 142195 0.109 22由上表可知，选取半联轴器孔径 ，故取 ，半联轴器的长度mdI42mdI42，与轴配合的毂孔长度 。mL12L818.2.5 轴的结构设计1. 拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图 8.3 所示，图 8.3 低速轴的结构与装配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。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径mhdIII 495.324式中： 轴处轴肩的高度（mm） ，根据文献【1】中 P364 中查得定位轴肩的高度2.49.1.07. Ih故取： mhI5.3左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=51mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长L841度应比 稍短一些，现取 。mlI822）初步选择滚动轴承。因滚动轴承主要受径向力的作用，受力大，转速低。根据文献【1】中表 13-1 可选 N 型外圈无挡边的圆柱滚子轴承。根据文献【2】中参照工作要求并根据 ，由轴承产品目录中可初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列 N 型外圈mdI49无挡边的圆柱滚子轴承 N1011 ，其基本尺寸资料如下表 8.2 所示：表 8.2 N1011 型外圈无挡边的圆柱滚子轴承参数 数值 mm 标准图d 55D 90B 18由上表 8.2 可知该轴承的尺寸为 ，故 ；mDd18905 mdVII5而 。由于圆柱滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，取左端mlIV18封油环的长度 ，故圆整后， 。l0lIV218由于圆柱滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。N 型外圈无挡边的圆柱滚子轴承的定位轴肩高度选为 ，因此，与滚子轴承接触的封油环两端的外径mhI4。63封 油 环 外d3）取轴处非定位轴肩轴肩的高度 ，则与齿轮配合的轴段-的直径 VI2dIV59轴处定位轴肩的高度mdhIVIV 5.83)1.07()1.07( 故取 对封油环进行定位，则轴段-的直径mhIV4hdIVIVI 64254）齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的左端应有一轴环，轴肩的高度：mhVIVI 9.513).07()1.07( 考虑到轴环的左端为非定位轴肩，故取 。则mhI5dVIVI 692取 ，轴环的宽度应满足mhVI5 mhbVI754.1.取 ，轮毂的宽度 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于mlVI7B904轮毂宽度，故取 。lVI85）取轴承端盖的总宽度为 ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂26端 盖b的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 （参考图 8.1） ，故取ml26。mlI26）根据轴的总体布置简图 8.1 可知，大圆柱齿轮的右端面距箱体右内壁之间距离，两齿轮之间的距离 。轴上的大齿轮距箱体的内壁距离 考虑a13ma62 ma13到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 ，s取 。 ， 。x 为大小齿轮啮合的边距 ，已知滚动轴承宽s8B96302 x3度 。则mlBasl VIVI 41)890(18)(41 msxII 733623 至此，经过以上步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图 8.4 所示，并归纳为下表 8.3 所示，轴的截面（mm）轴的参数 参数符号 轴段长度 82 52 28 73 7 88 41轴段直径 42 49 55 63 69 59 55轴肩高度 3.5 3 4 3 5 2 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圆头普通平键连接。根据文献【1】中表 6-1 按 查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面mdVI59,键槽用键槽铣刀加工，长为 ,同时为了保证齿轮与轴配合有良mhb18 L80好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ;同样，按 查得联轴器与轴连接67nHmdI42的平键截面 ， 键槽用键槽铣刀加工，长为 ，半联轴器与轴配合82 7表 8.3 低速轴的参数值为 ；滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为67kHk6。4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表 15-2 查得，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见图 8.3。4528.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图 8.4）做出轴的设计简图（8.1 图） 。在确定轴承的支点位置时，对于 N1011 型外圈无挡边的圆柱滚子轴承，由上表 8.2 中可知 .因此，作为简支梁mB18的轴的支承跨距 , 。根据轴的设计简图做出轴的mL102mL29761432弯矩图和扭矩图如下图 8.4 所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的 、 以及 的值列于下表。表 8.4 低速轴上的载荷分布载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F,mNN1275H43 ,mNF461V852弯矩 M 1875 M70总弯矩 mNVH19632扭矩 T T4865703 图 8.4 低速轴的受力分析8.2.6 按弯扭校核轴的疲劳强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据文献【1】中 15-5 式查得，WTMca232)(式中： C 截面的计算应力（ ） 。caP折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文献【1】中 P373 应取折合系数 。6.0抗弯截面系数（ ） ，根据文献【1】中表 15-4 按圆形截面查得W3m3339.2571.2md故： MPaWTMca 1.79.20537)486(196)( 2232 前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，根据文献【1】表 15-1 查得 。601因此 ，故安全。1ca8.3 中间轴的设计8.3.1 求输出轴上的功率、转速、转矩由表 5.1 得知，功率：KWPI32.2转速： min/93.15203412 ruinm式中： -V 带的传动比。1i-高速级的齿数比。u转矩：mNnPT 01.7593.12095109532328.3.2 轴端齿轮分度圆直径小圆柱齿轮的分度圆直径：mzd905.23638.3.3 轴的材料的选择取轴的材料为 45 优质碳素结构钢，调质处理。8.3.4 轴的最小直径根据文献【1】中 15-2 式可初步估算轴的最小直径，320minPAd式中： 最小直径系数，根据文献【1】中表 15-3 按 45 钢查得0A中间轴的功率（KW） ，由表 5.1 可知：2P 32.P中间轴的转速（r/min） ，由 8.3 计算出可知： 2n 93.152n因此: mnPAd6.93.125320min 8.3.5 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案 中间轴的装配方案如下图 8.5 所示，图 8.5 中间轴的结构与装配2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径 和 。 因滚动轴承主要IdVI受径向力的作用，受力大，转速低。根据文献【1】中表 13-1 可选 N 型外圈无挡边的圆柱滚子轴承。根据文献【2】中参照工作要求并根据 ，由轴承产品目录中可初步选m6.29in取 0 基本游隙组、标准精度级的单列 N 型外圈无挡边的圆柱滚子轴承 N1006。该轴承的尺寸为 。故 ；mBDd1353dVII302)由于圆柱滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。因此，选取与滚子轴承接触的封油环两端的外径 。两轴承距箱体内壁的距离均为 。取m38封 油 环 外d ms8小圆柱齿轮距箱体内壁的距离 ，大圆柱齿轮距箱体内壁的距离为 。为了a10 a13使封油环可靠地夹紧大圆柱齿轮和小圆柱齿轮，与大圆柱齿轮配合的轴-段应小于其轮毂 2mm，并取其轮毂的长度 ，与小圆柱齿轮配合的轴-段也应小于其齿宽6轮 毂l2mm。故：m58260轮 毂lIBV943salI 36131VI 20823）取非定位轴肩 ,则：mhVI5.1。因两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其dIVI 320轴肩高度为mdhIIVI 3.12).07(取 ，则 mhIVI3hIII 9所以轴环的宽度 ，取 。lIIV.43.14. lIV6至此，经过步骤 1） ，2） ，3）基本确定了轴的各段直径和长度，如上图 8.5 所示，并归纳为下表 8.5 所示，表 8.5 中间轴的参数值轴的截面（mm）参数名称 参数符号 轴段长度 l 36 58 6 94 33轴段直径 d 30 33 39 33 30轴肩高度 h 1.5 3 3 1.5 3 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表 6-1 按 ，查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面尺寸mdI3，键槽用键槽铣刀加工，长为 ，同时为了保证齿轮与轴配合有mhb810 mL56良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；查得小齿轮与轴连接的平键截面尺寸67nH，键槽用键槽铣刀加工，长为 ；滚动轴承与轴的轴向定位是由mhb810 mL90过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表 15-2 查得，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见图 8.5。4528.4 高速轴的设计8.4.1 求输出轴上的功率、转速、转矩由表 5.1 得知，功率：KWPI4.21转速： min/3.4701rinm式中： -V 带的传动比。1i转矩：mNnPT 92.43.7210951095318.4.2 轴端齿轮分度圆直径圆柱齿轮的分度圆直径：mzd582918.4.3 轴的材料的选择取轴的材料为 45 优质碳素结构钢，调质处理。8.4.4 轴的最小直径根据文献【1】中 15-2 式可初步估算轴的最小直径，310minPAd式中： 最小直径系数，根据文献【1】中表 15-3 按 45 钢查得0A中间轴的功率（KW） ，由表 5.1 可知：2P 4.21P中间轴的转速（r/min） ，由 8.3 计算出可知： 2n 3.71n因此: mnPAd 5.93.472130min 8.4.5 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案 高速轴的装配方案如下图 8.6 所示，图 8.6 高速轴的结构与装配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。因滚动轴承仅承受径向力的作用，受力大，转速低。根据文献【1】中表 13-1 可选 N 型外圈无挡边的圆柱滚子轴承。根据文献【2】中参照工作要求并根据 ，由轴承产品目录中可初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列 N 型外md35.9in圈无挡边的圆柱滚子轴承 N205 。该轴承的尺寸为 。故mBDd1525；而
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