二级直齿减速器课程设计700.45%0.8%350%138%177(2)
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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700.45%0.8%350%138%177(2),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 万继生 专业班级 机械设计制造及其自动化 班级 092 学号 09405700113 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 1 2 课程设计说明书 1 3 课程设计图纸 张 4 装配图 1 5 零件图 2 6 nts 2 课程设计任务书 2011 2012 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 N m； 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 进 度 安 排 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 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 nts 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 万继生 班级 机械设计 092 学号 09405700113 成绩 指导教师 (签字 ) nts 目 录 1 设计任务书 2 传动方案的拟定 2 3 原动机的选择 3 4 确定总传动比及分配各级传动比 4 5 传动装置运动和运动参数的计算 5 6 V 带和带轮的设计 7 7 齿轮 传动的设计及计算 7 8 轴的设计及计算 17 9 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 39 10 减速器箱体 及附件的设计 41 11 设计小结 44 12 参考文献 49 1 设计任务书 nts 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 运输带所需扭矩： T=450N m ； 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 nts 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.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 1IIII I IIVPdPw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 nts 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 m in68.43728.035.014.3 80.02 rsrrvn KwTP w 058.29550 68.434509550 n 3.2.2 电动机的输出功率 1 带传动效率： 0.96 2 每对轴承传动效率： 0.99 3 圆柱齿轮的传动效率： 0.96 4 联轴器的传动效率： 0.993 5 卷筒的传动效率： 0.96 说明： 电机至工作机之间的传动装置的总效率： 80.05423521 故：电动机的输出功率为 kwppwd 54.280.0 0 5 8.2 因载荷平稳，可选择电动机的额定功率 3cdP KW。 . 3.3 确定电动机的转速 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 2.2 表 3.1 电动机数据 nts 4 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 51.3268.431420 卷筒电机 nni4.2 分配传动比 带传动的 传动比取为 31i ，则减速器总传动比为 83.103 51.321 iii j则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比 2i 为 75.33.12 jii低速级的传动比 89.275.383.1023 iii j5 传动装置运动和动力参数的计算 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 m in )/(33.47331420 rn ）（ r / m in22.12675.333.473 IIn m in )/(68.43 rnnIIIIV 5.2 各轴输入功率 )(44.296.054.21 kWPP dI nts )(32.296.099.044.232 kWPP III )(2.296.099.032.232 kWPP III I I )(16.2993.099.02.242 kWPP I I IIV 5.3 各轴输入转矩 轴号 转速 n/（ r/min） 功率 P/kW 扭矩 T/N m 473.33 2.44 49.23 126.22 2.32 175.53 43.68 2.2 481.0 43.68 2.16 472.25 6. V 带和带轮的设计 (1)确定计算功率 Pca=KA P=1.2 3=3.6 kW 式中： Pca 计算功率， kW; KA 工作情况系数 P 所需传递的额定功率， kW； (2)选择 V带的带型 根据计算功率 Pca和小带轮的转速 n电机，可选取普通 V带的带型为 A。 (3)确定带轮的基准直径d并验算带速 v 1） 初选小带轮的基准直径 1dd 因为选择的是 A型的普通 V带，选定小带轮的基准直径 1dd =200mm。 2） 验算带速 v 根据文献 1式 8-13，算得带的速度 v = snd d m86.14100060 142020014.3100060 1 电机。该速 度 在表 5.1 各轴运动和动力参数 nts 5 25m/s范围内， V带充分发挥。 3） 计算大带轮基准直径 选定大带轮基准直径2dd=450mm。 （ 4） 确定中心距 a ，并选择 V带的基准长度dL1） 选定初定中心距0a=900mm。 2） 计算相应的 带长0dL。 0dL 86.28379004 )200450()450200(214.390024 )()(22 20212210 adddda dddd 根据0dL，选定带的基准长度 dL2800mm。 3） 计算中心距 a 及其变动范围 传动的实际中心距为 07.27812 86.283728009002 00 dd LLaa（ mm） (5)验算小带轮的上的包角 1 由文献 1中式 8-25可知 90849.17407.2781 3.57)200450(1803.57)(180 121 add dd包角合适。 （ 6） 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 46.11486.1410.086.14299.0 6.3)99.05.2(500)5.2(500 22m i n0 qvzvK PKF ca （ N） q 传动带单位长度的质量， /m，见文献 1第 149 页表 8-3。 对于新安装的 V带，初拉力应为 1.5min0)(F，即初拉力 69.1 7 146.1 1 45.10 F（ N） 。 （ 7）计算带传动的压轴力pF07.6862849.174s i n69.171222s i n2 010 zFF p （ N） nts 7 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）可选 用 7级精度。 2） 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 241z ，大齿轮齿数 902475.32 z ，取 902 z 。 2.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 3211132.2HEdttZuuTKd（ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 3.1tK。 2）计算小齿轮传递的转矩。 )(23.4933.47344.295509550 mNnPT III 3）选取 齿宽系数 1d。 4）材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 5） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 。 6）由文献 1中式 10-13计算应力循环次数。 nts 911 10363.1)1030082(133.4736060 hjLnN892 10635.375.310363.1 N 7）取接触疲劳寿命系数 92.01 HNK; 96.02 HNK。 8）计算接触疲劳许用接触应力。 MP aMP aSK HNH 55260092.01l i m11 MP aMP aSK HNH 52855096.02l i m22 (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入 H 中较小的值。 mmmmZuuTKdHEdtt 762.505288.18975.375.4110923.43.132.2132.23243211 2）计算圆周速度 。 smsmnd t /26.1/100060 33.473762.5014.3100060 11 3）计算齿宽 b。 mmmmdbtd 762.50762.5011 4）计算齿宽与齿高之比hb。 66.1076.4 762.50 hbnts 5）计算载荷系数。 根据 sm /26.1 ， 7 级精度，由文献 1 中图 10-8 查得动载系数 05.1K； 直齿轮， 1 FH KK； 故载荷系数 862.1419.1105.125.1 HHA KKKKK6）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 mmKKddtt 220.573.1862.1762.50 3311 7）计算模数 m 。 mmmmzdm 38.224220.5711 3. 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 3 2112 FSaFad YYzKTm 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmzd 5822911 mmmzd 218210922 （ 2）计算中心距 mmmmdda 1382 218582 21 （ 3）计算齿轮宽度 mmmmdbd 585811 取 mmB 602 ， mmB 661 。7.2 低速级标准直齿圆柱齿轮的设计计算 nts 1.选定精度等级、材料及齿数 1）可选用 7级精度。 2）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 301z ，大齿轮齿数 7.863089.22 z ，取 872 z 。 2.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 3211132.2HEdttZuuTKd（ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 3.1tK。 2）计算小齿轮传递的转 矩。 )(53.17522.12632.2955095501 mNnPT IIII 3）由文献 1中表 10-7选取齿宽系数 1d。 4）由文献 1中表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 5）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 MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 。 6）由文献 1中式 10-13计算应力循环次数。 811 10635.3)1030082(122.1266060 hjLnN（注： IInn 1 ） 882 10258.189.210635.3 N nts 7）由文献 1中图 10-19取接触疲劳寿命系数 96.01 HNK; 97.02 HNK。 (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入 H 中较小的值。 mmmmZuuTKdHEdtt 592.785.5338.18989.289.31107553.13.132.2132.23253211 2）计算圆周速度 。 smsmnd t /52.0/100060 22.126592.7814.3100060 11 3）计算齿宽 b。 mmmmdbtd 592.78592.7811 4）计算齿宽与齿高之比hb。 33.13895.5 592.78 hb5） 817.1425.1102.125.1 HHA KKKKK6）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 mmKKddtt 872.873.1817.1592.78 3311 7）计算模数 m 。 mmmmzdm 93.230872.8711 3. 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 nts 3 2112 FSaFad YYzKTm （ 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 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 ； 2）由文献 1 中图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 89.01 FNK, 91.02 FNK; 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 4.1s ，由文献 1 中式（ 10-12）得 MP aSK FEFNF 86.3174.1 50089.0111 MP aSK FEFNF 00.2474.1 38091.0222 4）计算载荷系数 K 。 772.139.1102.125.1 FFA KKKKK5）查取齿形系数。 由文献 1 中表 10-5 查得 52.21 FaY； 206.22 FaY。 6）查取应力校正系数。 由文献 1 中表 10-5 查得 625.11SaY； 777.11 SaY。 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 01288.086.317 625.152.21 11 F SaFa YY 01587.000.247 777.1206.22 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 mmmmm 22.201587.0301107553.1772.12325 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 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 mmm 5.2 ，按接触强度算得的分度圆直径 mmd 872.871 ，算出小齿轮齿nts 数 15.355.2 8 7 2.8711 mdz，取 361z 。 大齿轮齿数 04.1 0 43689.22 z ，取 1052 z 。 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 mmmzd 905.23611 mmmzd 5.2625.210522 （ 2）计算中心距 mmmmdda 25.1762 5.262902 21 将中心距圆整为 177mm 。 （ 3）计算齿轮宽度 mmmmdbd 909011 取 mmB 904 ， mmB 963 。 8 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 nts 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3P、转速3n、转矩3T由表 5.1得知，功率： kwPPIII 2.23 转速： m in/18.4336105291093142032113 riiinn 转矩 ： )(57.48618.43 2.295509550 333 mNnPT 8.2.2 轴的受力分析 大齿轮的分度圆直径： mmmzd 5.2625.210522 大齿轮的圆周力： NdTF t 37075.2624 8 6 5 7 022 2 3 大齿轮的径向力： NFFtr 134920t a n3707t a n 大齿轮的轴向力： NFa 08.2.3 轴的材料的选择 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， 3330min nPAd 式中：0A 最小直径系数，根据文献【 1】中表 15-3按 45钢查得 错误 !未找到引用源。 nts 错误 !未找到引用源。 低速轴的功率（ KW），由表 5.1可知： 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 低速轴的转速（ r/min） ，由 8.2计算出可知： 18.433 nmmmmnPAd 5.4118.432.2112 33330m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 IIId ，为了使所选的轴直径 IIId 错误 !未找到引用源。 与联轴器的孔径相适应，故需同时 选取联轴器的型号。根据文献【 1】中表14-1式查得， 3TKT Aca 错误 !未找到引用源。 mmNmNnPT 4 8 6 5 7 0)(57.48618.43 2.29 5 5 09 5 5 0 333因此： mmNmmNTKTAca 7298554865705.13按照计算转矩 错误 !未找到引用源。 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 3L 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 选取半 联轴器孔径 错误 !未找到引用源。 ，故取 mmd III 42 ，半联轴器的长度 错误 !未找到引用源。 ，与轴配合的毂孔长度 错误 !未找到引用源。 。 8.2.5 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， nts 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 mmhdd IIIIII I III 495.32422 式中： 错误 !未找到引用源。 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 mm2.494.2421.007.0 IIh 故取： mmhII 5.3 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mmL 841 错误 !未找到引用源。 ，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 -段的长度应比 错误 !未找到引用源。 稍短一些，现取 错误 !未找到引用源。 。 2）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mmd IIIII 49 ， 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： nts 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 55 D 90 B 18 由上表 8.2可知该轴承的尺寸为 mmmmmmBDd 189055 ，故 mmddVIIIVIIIVIII 55 ；而 mml IVIII 18 。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，取左端封油环的长度 mml 10 ，故圆整后， mmmmmmlIVIII 281018 。 3）取轴承端盖的总宽度为 mm26端盖b,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 26 （参考图 8.1），故取 mml IIIII 52 。 4）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 错误 !未找到引用源。 ，两齿轮之间的距离 错误 !未找到引用源。 。轴上的大齿轮距箱体的内壁距离mma 133 错误 !未找到引用源。 考虑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 错误 !未找到引用源。 。 错误 !未找到引用源。 ， 错误 !未找到引用源。 。 x 为大小齿轮啮合的边距 错误 !未找到引用源。 ，已知滚动轴承宽度 错误 !未找到引用源。 。则 mmlBasBlV I IVIV I I IV I I 41)8890(13818)( 41 mmlslxaBalVIVVIV 737)810(366013)(223 轴的参数 参数符 号 轴的截面（ mm） 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 nts 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。 按 mmdVIIVI 59查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面 mmmmhb 1118 ,键槽用键槽铣刀加工，长为 mmL 80 ,同时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 67nH ，按 错误 !未找到引用源。 查得联轴器与轴连接的平键截面 错误 !未找到引用源。 ， 键槽用键槽铣刀加工，长为 错误 !未找到引用源。 ，半联轴器与轴配合为 错误 !未找到引用源。 ；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 k6。 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 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 8.3。 8.2.5 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 mmB 18 .错误 !未找到引用源。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 mmL 1021 错误 ! 未 找 到 引 用源。 , mmmmmmLL 2197614332 。 错误 !未找到引用源。 根据轴的设计简图做出轴的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 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面错误 !未找到引用源。 处的 错误 !未找到引用源。 、 错误 !未找到引用源。 以及 错误 !未找到引用源。 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 错误 !未找到引用源。 , mmNF NH 24322 错误 !未找到引用源。 , mmNF NV 8852 错误 !未找到引用源。 弯矩 M mmNM H 184875 mmNM V 67280 总弯矩 mmNMMM VH 1 9 6 7 3 722 nts 扭矩 T mmNT 4865703 nts 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： 错误 !未找到引用源。 C截面的计算应力（ MPa ）。 错误 !未找到引用源。 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 错误 !未找到引用源。 。 W 抗弯截面系数（ 错误 !未找到引用源。 ），根据文献【 1】中表 15-4 按圆形截面查得 3333 9.2 0 5 3 7591.01.032 mmddW 故： nts MP aWTMca 1.179.2 0 5 3 7)4 8 6 5 7 06.0(1 9 6 7 3 7)( 22232 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 MPa60 1 。因此 错误 !未找到引用源。 ，故安全。 8.3 中间轴的设计 8.3.1 求输出轴上的功率、转速、转矩 KWPP II 32.22 转速： m in/93.1252910931 4 2 0112 ruinn m 转矩： mmNnPT 01.1 7 5 9 3 993.125 32.2109550109550 32232 8.3.2 轴端齿轮分度圆直径 mmmzd 905.23633 8.3.3 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 3220min nPAd 因此 : mmmmnPAd 6.2993.12532.2112 33220m i n 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， nts 图 8.5 中间轴的结构与装配 2 取非定位轴肩 mmhh VII 5.1 ,则： mmddVIVIIIII 335.1230 。因两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度为 mmdhhI I IIIIVI I I 3.331.2)1.007.0( 取 mmhhIVIII 3，则 mmhddI I II I IIIIVI I I 3932332 所以轴环的宽度 mmhlIIIIVIII 2.434.14.1 ，取 mmlIVIII 6。 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 参数名称 参数符号 轴的截面（ mm） 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 nts 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 mmd IIIII 33 ，查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面尺寸mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mmL 56 ，同时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67nH；查得小齿轮与轴连接的平键截面尺寸mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mmL 90 ；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 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 452 ， 各轴肩处的圆角半径见图 8.5。 8.4 高速轴的设计 8.4.1 求输出轴上的功率、转速、转矩 功率： KWPP I 44.21 转速： m in/33.4733142011 rinn m 转矩： mmNnPT 92.4922933.473 44.2109550109550 311318.4.2 轴端齿轮分度圆直径 圆柱齿轮的分度圆直径： mmmzd 5822911 8.4.3 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， nts 3110min nPAd 因此 : mmmmnPAd 35.1933.47344.2112 33110m i n 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mmd 35.19min ， 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型外圈无挡边的圆柱滚子轴承 N205 。 该轴承的尺寸为 mmmmmmBDd 155225 。 故mmdd VIVIII 25 ； 而 mml VIV 15 ， 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，取右端封油环的长度 mml 10 ，故圆整后 mmmmmmlVIV 251015 。 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 mm33封油环外d。 2） 轴处是非定位轴肩的高度，取 mmhII 2 ，则与齿轮配合的轴段 -的直径为： mmhddIIIIII I III 2922252 3)齿轮采用轴肩进行轴向定位，轴处定位轴肩的高度 mmdh I I IIII I I 9.203.229)1.007.0()1.007.0( nts 故取 mmhIII 5.2 对齿轮进行定位，则轴段 -的直径 mmhddI I II I IIIIVI I I 345.22292 轴处轴肩高度 mmhhIIV 2则 mmhddVVIVVIV 2922252 取 mmhhIIIIV 2,轴环的宽度应满足 mmhlIVIVIII 8.224.14.1 取 mmlIVIII 10。 轮毂的宽度 mmB 661 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 mml IIIII 64 。 3） 轴处为非定位轴肩，取 mmhVI 1，则 mmhddVIVIVV I IVI 2312252 5）取轴承端盖的总宽度为 mm26端盖b,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮左端面间的距离 mml 26 （参考图 8.6），故取 mmlVIIVI 52。 6）轴采用轴肩定位，试选 mmhVII 5.1则 : mmhddV I IV I IVIV I I IV I I 205.12232 验证 : mmdmmhV I I IV I IV I I 4.12007.007.05.1 ， mmdmmdV IIIV II 35.1920 m i n 故符合要求。 7）为了便于压紧带轮，轴 -可比轮毂短 mm2 ， mmlVIIIVII 648）根据轴的总体布置简图 8.6可知，小圆柱齿轮左端面距箱体左内壁之间距离 mma 100 ， 轴上的小齿轮距箱体的内壁距离 mma 101 ，且两齿轮之间距离为 mmm 6 ，考虑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：nts mms 8 ， mmB 963 。 x 为大小齿轮啮合的边距 mmx 3 ，已知滚动轴承宽度 mmT 15 。 mmasTlIII 3521081520 mmsllxmBalIVI I IVIV 97)810(1039610)(31 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 8.6所示， 表 8.6 高速轴的参数值 轴的参数 参数符 号 轴的截面（ mm） 轴段长度 35 64 10 97 25 52 64 轴段直径 25 29 34 29 25 23 20 轴肩高度 2 2.5 2.
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