二级直齿减速器课程设计658%0.6%400%199%230.doc
二级直齿减速器课程设计658%0.6%400%199%230
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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658%0.6%400%199%230,减速器课程设计
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机械设计课程设计 姓名： 班级： 学号： 指导教师： 成 绩： 日期： 2010 年 6 月 nts 1 目 录 1. 设计目的 2 2. 设计方 案 3 3. 电机选择 5 4. 装置运动动力参数计算 7 5.带传动设计 9 6.齿轮设计 18 7.轴类零件设计 28 8.轴承的寿命计算 31 9.键连接的校核 32 10.润滑及 密封类型选择 33 11.减速器附件设计 33 12.心得体会 34 13.参考文献 35 nts 2 1. 设计目的 机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （ 1）通过课程设计实践，树立 正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 （ 2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 （ 3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。 （ 4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。 2. 设计方案及要求 据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下： nts 3 技术与条件说明： 1）传动装置的使用寿命预定为 8 年每年按 350 天计算， 每天 16小时计算； 2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35 度； 3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220 伏； 4）运动要求：输送带运动速度误差不超过 %5 ；滚筒传动效率 0.96； 5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。 设计要求 1）减速器装配图 1 张； 2）零件图 2 张（低速级齿轮，低速级轴）； 3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写 1 输送带 2 电动机 3 V 带传动 4 减速器 5 联轴器 nts 4 4）相关参数： F=8KN， V=0.6 sm/ ， D=400mm。 3. 电机选择 3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。 3.2 选择电动 机的容量 工作机有效功率 P w =1000vF,根据任务书所给数据 F=8KN，V=0.6 sm 。则有： Pw =1000vF=1000 6.08000 =4.8KW 从电动机到工作机输送带之间的总效率为 = 1 542342 式中 1 ， 2 ， 3 ， 4 ， 5 分别为 V 带传动效率 , 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知1 =0.96， 2 =0.99， 3 =0.97， 4 =0.99， 5 =0.99，则有： =0.96 499.0 297.0 99.0 99.0 =0.85 所以电动机所需的工作功率为： Pd =9.0 wP=85.096.0 8.4=5.88KW 取 Pd =6.0KW 3.3 确定电动机的转速 按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比 I齿 =840 和带的传nts 5 动比 I带 =24，则系统的传动比范围应为： I =I齿 带i =（ 840） （ 24） =16200 工作机卷筒的转速为 nw =D v100060= m in/7.2840014.3 6.01 0 0060 r 所以电动机转速的可选范围为 nd =I wn =（ 16200） 28.7 min/r =（ 4595740） min/r 符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min 和 1500r/min 三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是 1000r/min。查询机械设计手册（软件版） 【常有电动机】 -【三相异步电动机】 -【三相异步电动机的选型】 -【 Y 系列（ IP44）三相异步电动机技术条件】 -【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为 Y160M-6.其满载转速为 970r/min,额定功率为 7.5KW。 4. 装置运动动力参数计算 4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比 1）传动装置总传动比 I = 8.337.28970 wdnn 2）分配到各级 传动比 因为 Ia = 齿带 ii 已知带传动比的合理范围为 24。故取 V 带的传动比 01i 2.2 则 I齿 5.1501 iia分配减速器传动比，参考机械设计指导书图 12 分配齿轮传动比得高速级传动比 0.7412 i ，低速级传动比nts 6 为 27.370.4 5.1523 i4.2 传动装置的运动和动力参数计算 电动机轴： 转速： n0 =970 min/r 输入功率： P0 =Pd =6.0KW 输出转矩： T0 =9.55 10 60nPd=9.55 6109700.6=5.9 410 N mm 轴（高速轴） 转速： n1 = min/440min/r2.29700 rin 带输入功率： P1 =P KWP 76.596.00.610010 输入转矩 T1 = 1161055.9 nP 9.55 610 mmN 5103.144076.5 轴（中间轴） 转速： n2 = m in/6.937.4440121 rin 输入功率： P2 =P 97.099.076.5321121 P =5.5KW 输入转矩： T2 = 2261055.9 nP 9.55 610 mmN 5106.56.93 5.5 轴（低速轴） 转速： n3 = m in/6.2827.3 6.93232 rin 输入功率： P 3 P 97.099.05.5322232 P nts 7 =5.28KW 输入转矩： T 663363 106.71.628 28.51055.91055.9 npN mm 卷筒轴： 转速： n min/6.28n 3 r卷 输入功率： P卷 =P3 42334 P =5.28 99.099.0 =5.17KW 输入转矩： 66446 103.71.628 17.51055.91055.9 npT 卷 N mm 各轴运动和动力参数表 4.1 轴 号 功率 （ KW） 转矩（ N mm ） 转速（ minr ） 电机轴 6 5.9 410 970 1 轴 5.76 1.3 510 440 2 轴 5.5 5.6 510 93.6 3 轴 5.28 1.76 610 28.6 卷同轴 5.17 1.73 610 28.6 图 4-1 5.带传动设计 nts 8 5.1 确定计算功率 Pca 据 2表 8-7 查得工作情况系数 KA =1.1。故有： Pca =KA P KW.66.061.1 5.2 选择 V 带带型 据 Pca 和 n 有 2图 8-11 选用 A 带。 5.3 确定带轮的基准直径 d 1d 并验算带速 （ 1）初选小带轮的基准直径 d 1d 有 2表 8-6 和 8-8，取小带轮直径d 1d =125mm。 （ 2）验算带速 v，有： 100060 09725114.3100060 01 ndv d=6.35 sm 因为 6.35m/s 在 5m/s30m/s 之间，故带速合适。 （ 3）计算大带轮基准直径 d 2d 7 5 m m22512.2d1d2 带id d取 2d =280mm 新的传动比 i带 =125280=2.24 5.4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld (1)据 2式 8-20 初定中心距 a0 =700mm (2)计算带所需的基准长度 02212100 4)()(22 addddaL ddddd 7 0 04 )1 2 52 8 0()1 2 52 8 0(214.37 0 022nts 9 =2044mm 由 2表 8-2 选带的基准长度 Ld =2000mm （ 3）计算实际中心距 2 2 0 442 0 007002 00 dd LLaamm678 中心局变动范围： mmdaa 648015.0m i n mmdaa 73803.0m a x 5.5 验算小带轮上的包角 90.91663.57)(180 12 add dd 5.6 计算带的根数 z （ 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 mmdd 1251 和 9700 nr/min 查 2表 8-4a 得 P0 =1.39KW 据 n0 =970 minr ， i=2.2 和 A 型带，查 28-4b 得 P0 =0.11KW 查 2表 8-5 得 K =0.96， KL =1.03，于是： Pr =(P0 + P0 ) KL K =（ 1.39+0.11） 0.96 1.03 =1.48KW （ 2）计算 V 带根数 z 46.448.16.6 rcaPpZ故取 5 根。 5.7 计算单根 V 带的初拉力最小值（ F0 ） min nts 10 由 2表 8-3 得 A 型带的单位长质量 q=0.1 mkg 。所以 2m i n0 )5.2(5 0 0)( qvvzK PKF ca 235.61.035.6596.0 .66)96.05.2(500 =170.76N 应使实际拉力 F0 大于（ F0 ） min 5.8 计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为： （ Fp ） min =2 z （ F0 ） min sin2 =2 5 179.96 0.99 =1696.45N 5.9 带轮设计 （ 1）小带轮设计 由 Y160M 电动机可知其轴伸直径为 d=mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径 d0 =42mm。有 4P62 表 14-18 可知小带轮结构为实心轮。 （ 2）大带轮设计 大带轮轴孔取 32mm，由 4P62 表 14-18 可知其结构为辐板式。 6.齿轮设计 6.1 高速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 nts 11 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 8 级精度；（ GB10095 88） 3）材料的选 择。由 2表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，大齿轮的材料为 45 钢（正火）硬度为 200HBS，两者硬度差为 40HBS； 4）选小齿轮齿数为 Z 1 =24，大齿轮齿数 Z 2 可由 Z 2 = 12i 1Z 得 Z2 =112.8，取 113； 2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： 23 11 )(132.2HHdtt ZuuTKd （ 1）确定公式中各数值 1）试选 Kt =1.3。 2）由 2表 10-7 选取齿宽系数 d =1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T1 =1.3 510 N mm 。 4）由 2表 10-6 查的材料 的 弹 性 影 响 系 数ZE =189.8MP21 5）由 2图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限nts 12 1limH =580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH =560MP。 6）由 2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K 1HN =0.95； K 2HN =1.05。 7）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1 00 ，安全系数 S=1，有 H 1 =SK HHN 1lim1=0.95 580=551MP H 2 =SK HHN 1lim1=1.05 560=588MP (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径 dt1 ，代入 H 中较小的值 1）计算小齿轮的分度圆直径 dt1 ，由计算公式可得： 2351 )551 8.189(.74 .751 10.313.132.2 td =66.7mm 2)计算圆周速度。 v=100060 4407.6614.3100060 11 ndv t=1.54m/s 3）计算齿宽 b b=td d1=1 66.7=66.7mm 4）计算模数与齿高 模数 mmzdm tt 8.7224.76611 齿高 mmmh t 6.268.7225.225.2 5) 计算齿宽与齿高之比hbnts 13 65.106.26 .766 hb6）计算载荷系数 K。 已知使用系数 KA =1，据 v=1.54 sm ， 8 级精度。由 2图 10-8得 Kv =1.07， K H =1.46。由 2图 10-13 查得 K F =1.40，由 2图 10-3 查得 K H =K H =1 故载荷系数： K=Kv KA K H K H =1 46.1107.1 =1.56 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： mmKKddtt 9.703.1 56.167.6 3311 8）计算模数 mn mn = mmZdm n 95.2249.7011 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： 3 211 2FSaFadn YYZKTm （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KA KV K F K F =1 40.1170.1 =2.35 2）查取齿形系数 由 2表 10-5 查得 Y 1Fa =2.65， Y 2Fa =2.17 nts 14 3）查取应力校正系数 由 2表 10-5 查得 Y 1Sa =1.58， Y 2Sa =1.80 4）由 2图 10-20c 查得小齿 轮的弯曲疲劳强度极 1FE =330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =310MP 5）由 2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.90， K 2FN =0.95 6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则有： F 1SK FEFN 11 4.1 03390.0 =212Mp F 2SK FEFN 22 4.1 01395.0 =210MP 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY ，并加以比较 111 FSaFa YY 212 85.156.2 =0.01975 222 FSaFa YY=102 8.117.2 =0.0186 经比较大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 m 0 1 9 7 5.0421101 . 3498.1225 =2.35 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法面模数，取 m =2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有： mdZ 11=5.270.9=28.36 nts 15 取 Z1 =28，则 Z 1122 Zi 4.7 28 =131.6 取 2z =131，新的传动比 i12 281314.68 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 70282 .511 mzd mm 3 2 7. 5 m m3112 .522 mzd （ 2）计算中心距 a2)( 21 mZZ 2 2. 5)31128( =198.75mm （ 3）计算齿轮宽度 b= mmdd 707011 B1 =75mm， B2 =70mm 5. 大小齿轮各参数见下表 高速级齿轮相关参数 (单位 mm)表 6-1 名称 符号 计算公式及说明 模数 m 2.5 压力角 o20 齿顶高 ah aa hhm 2.5 齿根高 fh fh =( ah + c )m=3.75 全齿高 h h =( ah2+ c )m=5.62 nts 16 分度圆直径 1d 1d =m Z1 =70 2d 22 mzd 327.5 齿顶圆直径 1ad 1ad = )2(1 ahzm=75 2ad 2ad =（ ahz 22 ） =332.5 齿根圆直径 1fd )22( 1 chz a =63.75 2fd )22( 2 chz a=321.25 基圆直径 1bd = 1d 65.78cos 2bd = 2d 07.753cos 中心距 a 19 8 .7 52 )( 21 dd 表 6-1 6.2 低速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 8 级精度；（ GB10095 88） 3）材料的选择。由 2表 10-1 选择小齿轮材料为 45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为 45 钢（正火）硬度为 200HBS，两者硬度差 为 40HBS； nts 17 4）选小齿轮齿数为 Z1 =24，大齿轮齿数 Z2 可由 Z2 = 23i 1Z 得 Z2 =78.48，取 78； 2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： dt1 2.32 23 1 )(1HHdt ZuuTK （ 1）确定公式中各数值 1）试选 Kt =1.3。 2）由 2表 10-7 选取齿宽系数 d =1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： 2T =5.6 510 N mm 。 4）由 2表 10-6 查的材料的弹性影响系数 ZE =189.8MP21 5）由 2图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH =560MP。 6）由 2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K 1HN =1.07； K 2HN =1.13。 7）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1 00 ，安全系数 S=1，有 H 1SK HHN 1lim1=1.07 580=620.6MP H 2SK HHN 2lim2=1.13 560=632.8MP nts 18 (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径 dt1 ，代入 H 中较小的值 1）计算小齿轮的分度圆直径 dt1 ，由计算公式可得： dt1 2.32 235 ).66 2 08.1 8 9(7.237.24110.653.1 =104.3mm 2)计算圆周速度。 v100060 11 nd t 1 0 0 060 .693.31 0 414.3 =0.51m/s 3）计算齿宽 b b= td d1 =1 104.3=104.3mm 4）计算模数与齿高 模数 mmzdm tt 5.3424.310411 齿高 h=2.25 tm =2.25 mm9.795.34 5) 计算齿宽与齿高之比 hb hb9.79 .3104=10.7 6）计算载荷系数 K。 已知使用系数 KA =1，据 v=0.51 sm ， 8 级精度。由 2图 10-8得 Kv =1.03， K H =1.47。由 2图 10-13 查得 K F =1.38，由 2图 10-3 查得 K H =K H =1 故载荷系数： K=Kv KA K H K H =1 47.1103.1 =1.51 nts 19 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d1 =dt13tKK =104.3 3 3.151.1 =109.6mm 8）计算模数 mn mn11Zd 24.6109=4.57mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： mn3 211 2FSaFadYYZKT （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KA KV K F K F =1 38.1103.1 =1.42 2）查取齿形系数 由 2表 10-5 查得 Y 1Fa =2.65， Y 2Fa =2.224 3）查取应力校正系数 由 2表 10-5 查得 Y 1Sa =1.58， Y 2Sa =1.766 4）由 2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 1FE =330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =310MP 5）由 2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.95， K 2FN =0.97 6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则有： nts 20 F 1SK FEFN 11 4.1 33095.0 =223.9Mp F 2SK FEFN 22 4.1 31097.0 =214.8MP 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 111 FSaFa YY .9223 58.165.20.0187 222 FSaFa YY .8214 766.1224.20.0182 经比较大齿轮的数值大 。 （ 2）设计计算 m 0187.024110.65421.12253.7mm 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法面模数，取 m =4mm，已可满足弯曲疲劳强度。 于是有： Z1 = md1 4.610927.4 取 Z1 =27，则 Z 1232 Zi3.27 27=88.29 取 2z =88 新的传动比 i23 27883.26 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmzd 10827411 mmmzd 35288422 （ 2）计算中心距 nts 21 a 2)( 21 mZZ 2 4)8827(230mm （ 3）计算齿轮宽度 b 11dd108=108mm B1 =113mm， B2 =108mm 5. 大小齿轮各参数见下表 低速级齿轮相关参数表 6-2(单位 mm) 名称 符号 计算公式及说明 模数 m 4 压力角 o20 齿顶高 ah ah = ah m 4 齿根高 fh fh =( ah + c )m=5 全齿高 h h =(2 ah + c )m=9 分度圆直径 1d 1d =m Z1 =108 2d 2d =m 2z 352 齿顶圆直径 1ad 1ad =（ ahz 21 ） m=116 2ad 2ad =（ ahz 22 ） m=360 齿根圆直径 1fd =( chz a 221 )m =98 2fd =( chz a 222 )m =342 nts 22 基圆直径 1bd 1d .5101cos 2bd 2d .8330cos 表 6-2 7.轴类零件设计 7.1 I 轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得 P1 =5.76KW， n1 =440r/min， T 1 =1.3 510 N mm 2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1 =70mm 而 Ft112dT 701300002 =3625N Fr =F tant3625 20tan =1319N 压轴力 F=1696N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据 2表 15-3，取 A0 =110，于是得： dmin =A0 3311 440 0.75110nP26mm 因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故 d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取 dmin =32mm，查 4P620 表14-16 知带轮宽 B=78mm 故此段轴长取 76mm。 nts 23 4.轴的结构设计 （ 1）拟定轴 上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图 7-1 图 7-1 （ 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） I-II 段是与带轮连接的其 d III =32mm， l III =76mm。 2） II-III 段用于安装轴承端盖 ，轴承端盖的 e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与 I-II 段右端的距离为 38mm。故取 l IIIII =58mm，因其右端面需制出一轴肩故取 d IIIII =35mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据 d IIIII =35mm ，由轴承目录里初选 6208 号其尺寸为d BD =40mm 80mm 18mm 故 d IVII =40mm。又右边采用轴肩定位取 d =52mm 所以 l =139mm， d =58mm， l =12mm 4）取安装齿轮段轴径为 d =46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为 75mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮，nts 24 此轴段应略短于齿轮宽度故取 l =71mm。齿轮右边 -段为轴套定位，且继续选用 6208 轴承，则此处 d =40mm。取 l =46mm （ 3）轴上零件的周向定位 齿轮， 带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d III 由 5P53 表 4-1查得平键截面 b 810h ,键槽用键槽铣刀加工长为 70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为67nH，同样齿轮与轴的连接用平键 14 639 ，齿轮与轴之间的配合为67nH轴承与轴之 间的周向定位是用过渡配合实现的，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 参考 2表 15-2 取轴端倒角为 2 45 .其他轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 7-2 nts 25 图 7-2 现将计算出的各个截面的 MH ， MV 和 M 的值如下： F 1NH =1402N F 2NH =1613N F 1NV =2761N F 2NV =864N M 1H =86924N mm MH2 =103457 mmN MV =171182N mm M1 = 522 10.717.80 = 510.02 N mm M2 =MH2 =103457N mm T1 =1.3 510 N mm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 nts 26 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 A 是轴的危险截面。则根据 2式 15-5及上面的数据，取 =0.6 轴的计算应力 : W TMca2321 )( 3522461.010)1 .36.0(2 .0 =23.7MP 前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由 2表 15-1 查得 1 =60Mp， 1 ca ，故安全。 7.2 II 轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得 P1 =5.76KW， n1 =440 minr ， T 1 =1.3 510 N mm 2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2 =327.5mm d3 =108mm 而 F1t212dT .5327 103.125 =767N F1r =F tan1t767 20tan =279N 同理可解得： F2t422dT= 108 10.6525 10498N， F 2r =F tan1t 1730N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据 2表 15-3，取 A0 =110，于是得： dmin =A0 3322 .192 .55110nP43.0mm nts 27 因为轴上应开 2个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故 dmin =45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选 6210 其尺寸为：d BD =50 2090 故 d III =50mm 右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取 24mm 所以 l III =48mm 4.轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 7-4 图 7-4 （ 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） II -III 段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为 70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取 l IIIII =64mm， d IIIII =56mm。 2） III-IV 段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 l IVII =15mm， d IVII =68mm。 3） IV-V 段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为 113mm可取 l VIV =109mm， d VIV =56mm 4） V-VI 段为轴承同样选用深沟球轴承 6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为 24mm 则 l VIV =48mm d VIV =50mm nts 28 （ 3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d 由 5P53 表4-1 查得平 b 631016 Lh ,按 d VIV 得平键截面 b Lh =16 11010其与轴的配合均为67nH。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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 参考 2表 15-2 取轴端倒角为 2 45 .个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7-4。现将计算出的各个截面的 MH ， MV 和 M 的值如下： F 1NH =719N F 2NH =2822N F 1NV =4107N F 2NV =7158N M 1H =49611N mm M 1H =253980N mm M 1V =-283383N mm M 2V =-644220N mm M1 = 522 100.58.2 =284000N mm M2 = 522 10)2.5(6.4 =690000N mm T2 =5.6 510 N mm nts 29 图 7-4 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险 截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 B 和的右侧是轴的危险截面 ,对该轴进行详细校核，对于截面 B 则根据 2式 15-5 及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力 W TMca2322 )( 3522561.010).656.0(.96 =50.6MP nts 30 前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由 2表 15-1 查得 1 =60Mp， 1 ca 。 对于的右侧 333 17561561.01.0 mmdW 33 3 5 1 2 3562.0 mmW t ab MPWM 3.391 7 5 616 9 0 00 0 aTT MPWT 1.163 5 1 2 35 6 0 0 0 0 由 2表 15-1 查得 aB MP640 aMP2751 aMP1551 由 2表 3-8 查得 64.2k 11.2k 由 2附图 3-4 查得 92.0 由 2中 13 和 23 得碳钢的特性系数，取 1.0 ， 05.0 故综合系数为 73.2192.0 164.211 kK20.2192.0 111.211 kK故右侧的安全系数为 56.201.03.3973.2 2751 maKS 56.821.1605.021.162.21551 maKS 46.256.856.256.856.22222 SSSSS ca S=1.5 故该轴在截面的右侧的强度也是足够的。 nts 31 综上所述该轴安全。 7.3 III 轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得 P3 =5.28KW， n3 =28.6r/min， T3 =1.76 610 N mm 2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大 齿轮的分度圆直径为 d4 =352mm 而 Ft432dT= 352 101.7626 10081N Fr =F tant10081 20tan 3669N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据 2表 15-3，取 A0 =110，于是得： dmin =A0 3333 .628 8.25110nP62.8mm 同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca =K 3TA 查 2表 14-1 取KA =1.3.则： T mmNTKAca 2288000106.71.31 63按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查 5P99 表 8-7可选用LX4 型弹性柱销联轴器。其公称转矩为 2500000N mm 。半联轴器孔径 d=63mm，故取 d III =63mm 半联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 l1 =132mm。 4.轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 7-5 nts 32 图 7-5 （ 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为满足半联轴器的轴向定位， I-II 右端需制出一轴肩故 II-III 段的直径 d IIIII =65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径 D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为 132mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故 I-II 段长度应比 L1 略短一些，现取 l III =132mm. 2） II-III 段是固定轴承的轴承端盖 e=12mm。据 d IIIII =65mm 和方便拆装可取 l IIIII =95mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d =70mm ， 由 轴 承 目 录 里 初 选 6214 号 其 尺 寸 为d BD =70mm 125mm 24mm， l IVII =24mm 由于右边是轴肩定位，d =82mm， l =98mm， d =88mmmm， l =12mm。 4）取安装齿轮段轴径为 d =80mm，已知齿轮宽为 108mm 取l =104mm。齿轮右边 -段为轴套定位，轴肩高 h=6mm 则此处d =70mm。取 l =48mm （ 3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按 d III 由 5P53 表4-1 查得平键截面 b 1118 h 键槽用键槽铣刀加工长为 125mm。选择nts 33 半联轴器与轴之间的配合为67kH，同样齿轮与轴的连接用平键 22 14齿轮与轴之间的配合为67nH轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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 参考 2表 15-2 取轴端倒角为 2 45 .个轴 肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7-6。 现将计算出各个截面处的 MH ， MV 和 M 的值如下： F 1NH =12049N F 2NH =2465N F 1NV =3309N F 2NV =6772N MH =-211990N mm MV =582384N mm M1 = 522 10.85.12 =620000N mm T1 =1.76 610 N mm nts 34 图 7-6 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面 A 是轴的危险截面，则根据 2式 15-5及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力 W TMca2321 )( 3522801.010).6176.0(.26 =24.0MP nts 35 前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由 2表 15-1 查得 1 =60Mp， 1 ca ，故安全。 8.轴承的寿命计算 8.1 I 轴上的轴承 6208 寿命计算 预期寿命： hL h 44800163508 已知 2 9 5 0 0C,m in/044,2761P rnN N， 3 hL )PC(n60106 36 )2 7 6 12 9 5 0 0(4 4 060 1047000h 44800h 故 I 轴上的轴承 6208 在有效期限内安全。 8.2 II 轴上轴承 6210 的寿命计算 预期寿命： hL h 44800163508 已知 3 5 0 0 0C,m in/.693,7 1 5 8P rnN ， hL )PC(n60106 36 )715835000(9 3 .660 1020820h44800h 故 III 轴上的轴承 6214 满足要求。 9.键连接的校核 9.1 I 轴上键的强度校核 nts 36 查表 4-5-72 得许用挤压应力为 ap MP110 -段键与键槽接触疲劳强度 mmbL 601070l apap MPMPT 110.8331032608.50 1302k ld2 9 故此键能安全工作。 -段与键槽接触疲劳强度 mmbLl 531467 apap MPMPT 110.1341032539.50 1302k ld2 9 故此键能安全工作。 9.2 II 轴上键的校核 查表 4-5-72 得许用挤压应力为 ap MP110 II-III 段键与键槽接触疲劳强度 mmbLl 471663 apap MPMPdT 110.18510564710.50 5602kl2 9 故此键能安全工作。 IV-V 段与键槽接触疲劳强度 mmbLl 8416100 apap MPMPdT 1 1 0.64710568410.50 5 6 02kl2 9 故此键能安全工作。 9.3 III 轴上键的校核 查表 4-5-72 得许用挤压应力为 ap MP110 I-II 段键与键槽接触疲劳强度 mmbLl 10718125 apap MPMPdT 110.994106310711.50 17602kl2 9 故此键能安全工作。 -段与键槽接触疲劳强度 mmbLl 7822100 apap MPMPdT 1106.8010807814.50 17602kl2 9 nts 37 故此键能安全工作。 10.润滑及密封
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