二级直齿减速器课程设计1026.8%0.48%425%211%340
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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1026.8%0.48%425%211%340,减速器课程设计
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课程设计说明书 设计题目： 带式运输机传动系统设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 092 班 学 号： 09405701002 设 计 人： 祝松 指导老师： 李历坚 完成日期 ： 2012 年 1 月 1 日 nts课程设计任务书 2010 2011 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 课程名称 ： 机械设计课程设计 设计题目： 带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 08 日至 2011 年 12 月 22 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 运输带牵引力 F=6800N；输送速度 V=0.48m/s；滚筒直径 D=425 mm。 工作条件：在常温下连续工作，单向运转 ;空载起动，工作载荷有轻微冲击，运输带速度允许误差 5%，二班制（每班工作 8h），寿命为 8 年，大修期为 23 年，中批生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 二、设计任务： 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有 V 带传动及两级圆柱齿轮减速器。 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（ 60008000 字）。 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 2010.01.01 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1.机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社） 2.机械设计课程设计（金清肃主编 华中科技大学出版社） 3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社） 4 机械原理（朱理主编 高等教育出版 社） 指导教师 : 李历坚 2011 年 12 月 系（教研室）主任（ 签字）： 年 月 nts目 录 一、设计任务书 -（ 2） 二、传动方案的拟定 -（ 2） 三、电动机的选择和计算 -（ 3） 四、 整个传动系统运动和动力参数的选择与计算 -（ 4） 五、 传动零件的设计计算 -（ 5） 六、轴的设计 -（ 17） 七、轴的校核 -（ 20） 八、轴承的校核 -（ 25） 九、键的选择与校核 - -（ 26） 十、联轴器的选择 -（ 28） 十一、箱体及其附件设计 -（ 28） 十二、心得体会 -（ 30） 十三、参考文献 -（ 30） nts一、设计任务书 1要求： 二班制（每班工作 8h） ，使用年限 8 年，连续单向运转， 空载起动，工作载荷有轻微冲击 ，中批量生产，运输链速度允许误差为链速度的 %5 。 2已知： 带的圆周力 F=6800N，带速度 V=0.48m/s,卷筒直径 D=425mm。 3设 计任务 ：减速器装配图一张； 零件工作图 2 3张； 零件说明书 1份（ 6000 8000字）。 二、传动方案的拟定 传动方案如下图 1-1所示： 图 1-1 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 V带传动； 3 两级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 三、电动机的选择和计算 nts一、电动机的类型和结构形式的选择 经综合分析，选用 Y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。 Y 系列电动机，额定电压为 380V，额定频率为 50HZ.。 本设计中电动机采用封闭式结构。 二 、 确定电动机的功率 ： （ 1）传动装置的总效率： 总=带 2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.99 0.990.970.990.95 =0.86 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000总n=6800 0.48/10000.86 =3.79KW 由载荷平稳，电动机额定功率cdP略大于dP即可由第 8章表 8-53所示 Y 系列三相交流异步电动机的技术参数，选电动机额定功率cdp为 4 KW 三、确定电动机的转速： 卷筒轴工作转速为 ： m in/425 48.0100060100060 rD vn min/57.21 r 查表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 8 40，则总传动比合理范围为ai 8 40，故电动机转速的可选范围为： ninad =（ 8 40） 21.57 min/r =172.56 862.8 min/r 符合这一范围的同步转速有 750 min/r 一种。由表 8-53查得电动机数据及计算出的总传动比列于表 1中。 nts表 1 电动机数据及总传动比 方 案 电动机型号 额定功率 cdP 电动机转速 总传动比ai同步转速 满载转速 1 Y160M1 4 750 720 33.38 四、整个传动系统运动和动力参数的选择与 计算 一、传动装置所要求的总传动比为 1、总传动比： 38.3357.21720 nni ma由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比niiii ., 321的乘积，即： ai niiii .321 iiia考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似，取 ii 4.1（ 68 页） 故； i= 8.638.334.14.1 aii= 90.481.638.33 iia 二、传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速： 轴：In=mn=720 (r/min) 轴： IIn = In /i =720/6.8=105.88(r/min) 轴 : 滚筒 mn = IIn /i =105.88/4.90=21.61 (r/min) 2. 各轴的输入功率（ kw） 轴： P =Pd带=3.790.96= 3.64KW 轴： P =P 轴承齿轮=3.64 0.99 0.97=3.49 KW nts轴 : P = P 轴承齿轮=3.49 0.99 0.97=3.36 KW 卷筒轴 :Pj= P 联轴器滚筒=3.360.990.95 =3.16 KW 3各轴输入扭矩的计算 电动机轴的输出转矩dT为： dT=9550000Pd /n=9550000 3.79/720=50270.14 mmN 故，轴： dTT 带=50270.14 0.96 48260 mmN 轴： T =T 轴承 齿轮 i 48260 0.99 6.8=324886.32 mmN 轴 : T = T 轴承 齿轮 i 1530000.83 mmN 4. 皮带轮传动的设计计算 （ 1） 选择普通 V带截型 由 参考资料【 1】 表 8-7得： AK =1.2 P=3.79KW CP= AK P=1.2 3.79=4.55KW 据CP=4.55KW和In=720r/min 由 参考资料【 1】 表 8-11得：选用 A型 V带 ， mind =125mm （ 2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由 参考资料【 1】 图 8-11，取1dd=140mm mind m 2dd=i1dd(1-)= 6.8 140(1 -0.02)=932.96 mm 由 参考资料【 1】 表 8-8，取2dd=1000 带速 V： 2 7 5.51 0 0 060 7 2 01 4 01 0 0 060 nd 11d m/s 在 525m/s范围内，带速合适。 （ 3） 确定带长和中心距 初定中心距0a=800mm(书上 152) 0dL=20a+2 dd 2d1d +021d24)d(add nts=2 800+5004 )401-1000(2 )1000140(14.32=3759.6mm 根据 参考资料【 1】 表（ 10-6）选取相近的dL=4000mm 确定中心距 a0a+(dL-0dL)/2=800+(4000-3759.6)/2 =920mm (4) 验算小带轮包角 1a = 0180 - ）（ 12d0 d9203.57 dd =126.45 090 （ 5） 确定带的根数 单根 V带传递的额定功率 .据1dd和 1n ，查 参考资料【 1】 表 8-4a 得 0P=1.64KW 根据 1n =720， i =6.80 和 B带型， 查 参考资料【 1】 表 8-4b得 1P =0.22KW 查 参考资料【 1】 8-5，得 K=0. 84查 参考资料【 1】 表 8-2得 LK =1.13 13.184.022.064.1KKPPP La0r ）（）（ =1.76 kw Z= rcPP 76.155.4=2.6 故取 3根 (6) 计算轴上压力 由课本 1表 8-3查得 q=0.18kg/m，由课本式 158页（ 7） 单根 V带的初拉力： 22aCam i n0 2752.518.02752.5384.0 55.484.0-5.2500qzK PK-5.2500F ）（）（）（ =289.1 应使实际初拉力0F大于min0F）（则作用在轴承的 最小 压力z2F minp ）（ min0F）（ 2asin 1 = 2 45.126s in1.28932 01492.0N 一、高速级齿轮传动设计 1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 nts(1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度（ GB10095-98） 。 (3)、材料选择。由 参考资料【 1】 表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr（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。 （ 4）、选用小齿轮齿数 Z1=23，大齿轮齿数 238.612 ZiZ =156.4，取 Z2=157。齿数比为： 82.623157 2、按齿面接触强度设计 由 参考资料【 1】 式（ 10-9a）进行计算，即： 32 11 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu 、确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 3.1tK。 计算小齿轮传递的转矩。 T= 61055.9 P / n =59000(N.m) 由 参考资料【 1】 表 10 7 选取齿宽系数 1d 由 参考资料【 1】 表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=189.8 Mpa1/2。 由 参考资料【 1】 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H =550MPa 由 教材 例题 211面计算应力循环次数。 60jL hn1601N 720 830082 =1.65888910 812 1044.28.6N N 由 参考资料【 1】 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 88.01 HNK， 95.02 HNK计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由 教材 式（ 10-12）得： nts M P aM P aSKM P aM P aSKHNHHNH5.52255095.052860088.02l i m221l i m11(2)、计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的 值。 3 211 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu =52.432 mm 计算圆周速度 v . 100060 720432.52100060 nd t1 =1.976 sm/ 计算齿宽 b。 b=td d1=1 52.432=52.432mm 计算齿宽与齿高之比hb。 模数 tmZdt1 = 23432.52 =2.28 齿高 13.528.225.2m25.2ht mm hb=13.5432.52=10.22 计算载荷系数 K 根据 v=1.976 m/s,7级精度，由教材图 10-8查得动载系数vK=1.02； 直齿轮，HFKK=1； 由 参考资料【 1】 表 10-2查得 使用系数 AK =1； 由 参考资料【 1】 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，HK=1.417。 由hb=10.22，HK=1.417，查 参考资料【 1】 图 10-13 得FK=1.34；故动载荷系数为： nts457.1417.1102.11KKKKK HHVA 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,由 参考 资料【 1】 式 (10-10a)得： 2.543.1 46.14 3 2.52KKdd 33tt11 mm 计算模数 m 。 3 5 6.2232.54Zdm11 mm 3、 按齿根弯曲强度设计 由 参考资料【 1】 (10-5)得弯曲强度的设计公式为： 31212 ()F a S adFYYKTmz （ 1）确定公式内的各计算数值 由 参考资料【 1】 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限2FE=380MPa； 由 参考资料【 1】 10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.85,2FNK=0.88； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由 参考资料【 1】 （ 10-12）得： 111 0 . 8 5 5 0 0 1 . 4F N F EF K S MPa =303.57 MPa 222 0 . 8 8 3 8 0 1 . 4F N F EF K S MPa =238.86 MPa 计算载荷系数。 K = = 1 1 . 0 2 5 1 1 . 3 4 1 . 3 7 4A V F FK K K K 查取齿形系数。 由 参考资料【 1】 10-5 查得 69.21 FaY； 216.22 FaY查取应力校正系数。 由 参考资料【 1】 10-5 查得 575.11 SaY； 772.11 SaYnts计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 0 1 3 9 6.057.303575.169.2 1 21 FSaFa YY 0 1 6 4 4.086.2 3 8 7 7 2.12 1 6.2222 FSaFa YY 大齿轮的数值大。 (2) 设计计算： 71.123101644.03.58573374.12ZT2m32FSaFa31dn ）】【（k对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于 于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m =2.0mm，已可满足齿根弯曲强度。按齿面接触强度算得的分度圆直径1d=54.2 mm，算出小齿轮齿数 1.270.2 2.54mdZ 11 ， 取 1Z =27 大齿轮齿数 Z2=27 6.8=183.6， 取 Z2=184 4.几何尺寸计算。 （ 1）计算分度圆直径： mmmmmZd 54.22711 mmmmmZd 3 6 80.21 8 422 （ 2）计算中心距： 2112 368542 dda 21 (3)计算齿轮宽度： mmmmdbd 54541 nts 取 mmB 541 ， mmB 602 5.结构设计 小齿轮 1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2采用实心结构。高速级齿轮传动的尺寸如表 3所示 。 表 3 高速级齿轮传动的尺寸 名 称 计 算 公 式 结果 mm/ 模 数 m 2.0 压 力 角 20 齿 数 1Z27 2Z 184 传 动 比 i 6.8 分度圆直径 1d54 2d 368 齿顶圆直径 mhdd aa 211 57 mhdd aa 222 377 齿根圆直径 mchdd af )(211 52.5 mchdd af )(222 372.5 中 心 距 a 211 齿 宽 51 bB60 bB 2 55 二、低速级齿轮传动设计 1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 (1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095-98） 。 (3)、材料选择。 由教材表 10-1选择小齿轮材料为 HT350，硬度为 240HBS，大齿轮材料为 ZG340-640（常化），硬度为 200HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4）、选用小齿轮齿数 Z1=23，大齿轮齿数 7.1122390.412 ZiZ，取Z2=113。齿数比为： 9.423113 nts2、按齿面接触强度设计 由 参考资料【 1】 式（ 10-9a）进行计算，即： 3 211 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu 、确定公式内的各计算 数值 试选载荷系数 3.1tK。 计算小齿轮传递的转矩。 T = 566 100.388.10536.31055.9nP1055.9 mmN 由 参考资料【 1】 表 10 7 选取齿宽系数 1d 由 参考资料【 1】 表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=143.7Mpa1/2。 由 参考资料【 1】 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =370MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H =320MPa 由参考资料【 1】式 10-13计算应力循环次数。 hjLnN 601=60 81044.2830082188.105 ）（ 882 105.09.41044.2 N 由 参考资料【 1】 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 93.01 HNK， 96.02 HNK计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由参考资料【 1】式（ 10-12）得： M P aM P aSKM P aM P aSKHNHHNH2.30755096.01.34437093.02l i m221l i m11(2)、计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值。 32 11 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu =109.13mm nts 计算圆周速度 v . 100060 88.10513.10914.3100060 nd t1 =0.605 sm/ 计算齿宽 b。 b=td d1=1 109.13=109.13mm 计算齿宽与齿高之比hb。 模数 75.42313.109Zdm1t1t 齿高 6875.1075.425.22 .2 5 mht 21.106875.10 13.109hb 计算载荷系数 K 根据 v=0.605 m/s,7级精度，由教材图 10-8查得动载系数vK=1.06； 直齿轮，HFKK=1； 由参考资料【 1】表 10-2查得 使用系数 AK =1； 由参考资料【 1】 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，HK=1.420。 由hb=10.223，HK=1.420，查 参考资料【 1】 图 10-13 得FK=1.430；故动载荷系数为： 518.1430.1106.11KKKKKHHVA 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,由参考资料【 1】 (10-10a)得： mm05.1143.1 518.113.109KKdd 33tt11 计算模数 m 。 95.423 05.114Zdm11 nts3、 按齿根弯曲强度设计 由参考资料【 1】 (10-5)得弯曲强度的设计公式为： 31212 ()F a S adFYYKTmz （ 1）确定公式内的各计算数值 由 参考资料【 1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=170MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限2FE=250MPa； 由参考资料【 1】图 10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.88,2FNK=0.90； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由 参考资料【 1】（ 10-12）得： 4.1 17088.0SK 1FE1FN1F 】【MPa=106.86 MPa 4.1 2 5 090.0SK 2FE2FN2F 】【MPa=160.71 MPa 计算载荷系数。 4946.1410.1106.11KKKKKFFVA 查取齿形系数。 由 参考资料【 1】 表 10-5 查得 69.21 FaY； 284.22 FaY查取应力校正系数。 由 参考资料【 1】 表 10-5 查得 575.11 SaY； 727.11 SaY计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 0396.086.106 575.169.2121 FSaFa YY 0 2 4 5.071.160 727.1284.2222 FSaFa YY 小齿轮的数值大。 (2) 设计计算： nts 31.42310396.01069.34946.12ZT2m325FSaFa321dn ）】【（k对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，查参考资料【 4】表 7.3取 m =5mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d=114.05 mm，算出小齿轮齿数 81.225 05.114mdZ 11 ， 取 1Z =23 大齿轮齿数 Z2=23 4.9=112.7， 取 Z2=113 4.几何尺寸计算。 （ 1）计算分度圆直径： mmmmmZd 11552311 mmmmmZd 565511322 （ 2）计算中心距： 3402 5651152 dda 21 (3)计算齿轮宽度： mmmmdbd 1151151 取 mmB 1152 ， mmB 1201 5.结构设计 小齿轮 1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2采用腹板式结构。结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表 4。低速级齿 轮传动的尺寸如表 5所示。 表 4 低速级大齿轮结构尺寸 名 称 结构尺寸经验计算公式 结 果 毂孔直径 d 由中间轴设计而定 d=d32 45 轮毂直径3DdD 6.13 72 轮毂宽度 L dL )5.12.1( 56 nts腹板最大直径0Dna MdD )1410(0 124 板孔分布圆直径 1D 2/)( 301 DDD 98 板孔直径 2D )(35.025.0( 302 DDD 15 腹板厚度 C BC )3.02.0( 14 表 5 低速级齿轮传动的尺寸 名 称 计 算 公 式 结果 mm/ 模 数 m 5 压 力 角 20 齿 数 1Z23 2Z 113 传 动 比 i 4.9 分度 圆直径 1d115 2d 565 齿顶圆直径 mhdd aa 211125 mhdd aa 222 575 齿根圆直径 mchdd af )(211 102.5 mchdd af )(222 552.5 中 心 距 a 340 齿 宽 51 bB 120 bB 2 115 nts六、轴的设计 一、轴的材料选择和最小直径 根据工作条件，初选轴的材料为 40 rC 钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：3min npAd o。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时， d 增大 5%7%，两个键槽时， d 增大 10%15%。 A0值由表 15 3 确定：高速轴 A01=126,中间轴 A02=120,低速轴 A03=112。 高速轴 ： mmmmnPAd 97.111 4 0 01 7 5.11 2 6/ 331101m i n1 ，因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：mmdd )07.01(97.11%)71( mi n1mi n1 =13.04 mm ,取为整数 min1d =14。 中间轴： mmmmnPAd 06.20632.340128.1120/ 332202m i n2 ，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值 mmd 25min2 。 低速轴： mmmmnPAd 52.23019.116083.1112/ 333203m i n3 ，因低速轴最小直 径 处 安 装 联 轴 器 ， 设 有 一 个 键 槽 ， 则 ：mmdd )07.01(52.23%)71( m i n3m i n3 =24.59 mm , 取 为 联 轴 器 的 孔 径 ， min3d=30 mm 。 二、轴的结构设计： 1、高速轴的结构设计 （ 1）各轴段直径的确定： 11d ：最小直径，安装联轴器的外伸段， 11d = mmd 14min1 。 12d ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），12d =20 mm。 13d：滚动轴承处轴段，13d=25 mm ，滚动轴承选择 7005C，其尺寸为ntsmmmmmmBDd 124725 。 14d ：过渡轴段， 14d =30 mm. 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 40 rC ,调质处理。 16d：轴环，16d= 14d =30 mm. 17d：滚动轴承处轴段，17d=13d=25 mm.。 （ 2）各轴段长度的确定： 11l ：由联轴器的毂孔宽 301 L 确定， 11l =28 mm 。 12l ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定， 12l =50mm . 13l：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，13l=10mm . 14l ：由装配关系，箱体结构等确定， 14l =90mm 。 15l：由高速级齿轮宽度 B1=33mm 确定，15l=33mm 。 16l：取为16l=2mm 。 17l：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，17l=24mm 。 2、 中间轴的结构设计 中间轴的结构如图 1 所示。 （ 1） 各轴段直径的确定： 21d ：最小直径，滚动轴承处轴段， 21d = mmd 20min2 ，滚动轴承选取 7005C, 其尺寸为 mmmmmmBDd 124725 。 22d ：轴环， 22d = 24d =40 mm 。 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 40 rC ,调质处理。 24d ：轴环，根据齿轮等轴向定位要求，24d = 22d =40mm . 25d：高 速级大齿轮轴段，25d=35mm 。 26d：滚动轴承处轴段，26d= 21d =25mm 。 （ 2）各轴段长度的确定： nts 21l ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定， 21l =26 mm 。 22l ：轴环宽度， 22l =10mm . 23l：由低速级齿轮宽度 B1=75mm 确定，23l=75mm . 24l ：轴环宽度， 22l = 24l =10mm 。 25l：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，25l=32mm 。 26l：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，26l=30 mm 。 图 1 3、低速轴的结构设计 （ 1）各轴段直径的确定： 31d：滚动轴承处轴段，31d=40 mm ，滚动轴 承选取 6008 ，尺寸为mmmmmmBDd 156840 32d：低速级大齿轮轴段32d=45 mm。 33d：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，33d=55 mm。 34d：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位要求，34d=50 mm. 35d：滚动轴承处轴段，35d=31d=40mm。 36d：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈nts密封），36d=35 mm。 37d：最小直径，安装联轴器的外伸段，37d= mmd 30min3 （ 2）各轴段长度的确定： 31l：由滚动轴承，套筒及装配 关系等确定，31l=43 mm 。 32l：由低速级大齿轮的毂宽 70 mm 确定，32l=68mm . 33l：轴环宽度，33l=10mm . 34l：由装配关系，箱体结构等确定，34l=50mm 。 35l：由滚动轴承确定，35l=13mm 。 36l：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，36l=50 mm 。 37l：由联轴器的毂孔宽 mmL 601 确定，取37l=58mm 。 nts 七、轴的校核 一、中间轴的校核 （ 1）轴的力学模型的建立 1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确立： 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在 齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距 L=140mm，低速级小齿轮的力作用点 C 到支点 A 距离 L1=52mm，两齿轮的力作用点之间的距离 L2=57mm，高速级大齿轮的力作用点 D 到右支点 B 距离L3=31mm。 2、绘制轴的力学模型图 据分析做出轴的受力图，见图 2a。 nts 图 2 轴的力学模型及转矩、弯矩图 a) 力学模型图 b) V 面力学模型图 c) V 面弯矩图 d) H 面力学模型图 e) H 面弯矩图 f) 合成弯矩图 g) 转矩图 h)当量弯矩图 nts（二）计算轴上的作用力： 高速级大齿轮 2： NdTFFtt 769282100.82 31112 12 rr FF = 01 20tanrF =170.92 N 低速级大齿轮 3： 33323 10638.170 106.3122 NdTF tN 33F= 03 20tantF=1.638*103=596.183 N （三）计算支反力： 1.垂直面支反力，见图 2b。 由绕支点 B 的力矩和 0BVM，得： )()(32332321 llFlFLLLF rrR A V =170.92*31-596.183*88= N584.47165 RAVF= N89.3 3 61 4 0/5 8 4.4 7 1 6 5 方向向下 同理，由由绕支点 A 的力矩和 0AVM,得： 13322321 )()( lFllFLLLF rrR B V = N236.12371 RBVF= N336.88140/236.1 2 3 7 1 方向也向下 由轴上的合力 0VF，校核： 183.59692.17089.336366.8832 rRRAVRBV FFFF=0 计算无误 2、水平面支反力，见图 2d。 由绕支点 B 的力矩和 0BHM，得： )()( 32332321 llFlFLLLF ttR A H )()( 32332321 llFlFLLLF ttR A H =769.6*31+1638*88 nts = N6.168001 RAHF = N011.1200140/6.168001 方向向下 同理，由由绕支点 A 的力矩和 0AHM,得： )()(21313321 llFlFLLLF ttRBH = N4.169062 RBVF= N589.1207140/4.1 6 9 0 6 2 方向也向下 由轴上的合力 0HF，校核： 589.1207011.120016386.76932 ttRARBH FFFF=0 计算无误 3、 A 点总支反力： NFFF RAHRAVRA 403.124622 B 点总支反力： NFFF RBHRBVRB 818.121022 （四）绘转矩、弯矩图： 1、垂直面内的弯矩图，见图 2C。 C 处弯矩： mmNlFMRAVCV 28.175185289.3361：左mmNlFMRAVCV 28.175185289.3361：右D 处弯矩： mmNlFMRBVV 16.27393136.883D ：左mmNlFMRBVV 16.27393136.883D ：右2、水平面内的弯矩图，见图 2e. C 处弯矩： mmNlFMRAVCH 572.6 2 4 0 052011.12001mmNlFMRBHH 37435025931589.12073D3、合成弯矩图，见图 2f。 C 处： 2222 572.6240028.17518 右左左 CVCVc MMM=64812.952 N.mm 右cM=左cMntsD 处： 2222D 259.3 7 4 3 516.2739 右左左 DVDV MMM=37535.338 N.mm 4、转矩图，见图 2g。 mmNTT .3 1 6 0 02 5、当量弯矩图，见图 2h。 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数6.0 。 mmNT .1 8 9 6 03 1 6 0 06.02 C 处： 右左 CC MM 2222C2 18960852.64812) TMM c （右右=70412.464 mmN. D 处： 右左 DD MM 2222D2 18960438.37535) TMM D （左左=37535.338 mmN. （五）弯扭合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴承上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C的）的强度。 M P aMM ccca 098.5401.0 464.704120 . 1 dW 33 右右 根据选定的轴的材料为 40C MPa70 1 ，因此， 1 ca，故安全。 同理，高速轴和低速轴径校核，合乎要求。 nts八、轴承的校核 一、高速轴滚动轴承的校核 1、滚动轴承的选择。 根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由高速轴的结构设计，根 据mmdd 251317 ，选取 7005C，其基本参数查资 KWCKWC orr 45.7,5.11 2、当量动载荷 根据工况，载荷平稳，由教材表 13 6 查出载荷系数 1.0pf 。 按教材表 13 5， 0,1 YX ,故当量载荷 P 为， 111 )( rparp XFfYFXFfP =184.862 N 222 )( rparp XFfYFXFfP =603.49N 3、验算轴承寿命： 因 21 PP ，故只需验算轴承 2 。轴承预期寿命与整机寿命相同，为hhdd 7 2 0 0 0243 0 010 ： 3366 )49.603 105.11(140060 10)(6010 PCnL h=80648.36272000h 故，所选轴承满足寿命要求。 二、中间轴滚动轴承的校核 1、滚动轴承的选择。 根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由中间轴的结构设计，根据mmdd 252621 ，选取 7005C，其基本参数查资 KWCKWC orr 45.7,5.11 2、当量动载荷 根据工 况，载荷平稳，由教材表 13 6 查出载荷系数 1.0pf 。 按教材表 13 5， 0,1 YX ,故当量载荷 P 为， 111 )( rparp XFfYFXFfP =1246.403 N 222 )( rparp XFfYFXFfP =1210.818N 3、验算轴承寿命： nts 因 21 PP ，故只需验算轴承 1 。轴承预期寿命与整机寿命相同，为hhdd 7 2 0 0 0243 0 010 ： 3366 )640.124 105.11(632.34060 10)(6010 PCnL h=324616.737272000h 故，所选轴承满足寿命要求。 三、低速轴滚动轴承的校核 1、滚动轴承的选择。 根据载荷及速度情况，拟选用深沟球球轴承，由高速轴的结构设计，根据mmdd 403135 ，选取 6008，其基本参数查资 KWCKWC orr 8.11,0.17 2、当量动载荷 根据工况，载荷平稳，由教材表 13 6 查出载荷系数 1.0pf 。 按教材表 13 5， 0,1 YX ,故当量载荷 P 为， 111 )( rparp XFfYFXFfP =93.654 N 222 )( rparp XFfYFXFfP =60.282N 3、验算轴承寿命： 因 21 PP ，故只需验算轴承 1 。轴承预期寿命与整机寿命相同，为hhdd 7 2 0 0 0243 0 010 ： 3366 )654.93 100.17(019.11660 10)(6010 PCnL h 72000h 故，所选轴承满足寿命要求。 nts九、键的选择与校核 一、高速轴上键 ： 由 高 速 轴 的 结 构 设 计 ， 选 定 ： 高 速 轴 伸 出 段 轴 端 处 键 槽 为 ：)2.0,0.3(2555 mm
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