模具专业毕业设计

1、湖南电子科技职业学院机械设计基础课程综合实训说明书学生姓名：学号：系部：专业：题目：指导教师：2015 年 12 月目录一、综合实训任务书二、传动装置总体方案设计三、电动机选择四、传动比分配五、运动及动力参数设计六、齿轮传动的设计七、轴的结构设计及计算八、滚动轴承的选择及寿命计算九、键的选择及强度计算 十、联轴器的选择 十一、箱体的结构设计 十二、密封件，润滑剂及润滑方式的选择 十三、设计小结 十四、参考文献一、设计任务书1. 设计目的1）对学生进行本课程的设计理论及工艺知识综合训练，进一步的巩固和拓展学生所学的基本理论和基本分析方法；2）通过实训学习机械设计的一般方法和步骤，初步培养学生分析

2、和解决工程实际问题的能力，树立正确的设计思想，为今后毕业设计设计和工作打下良好的基础；3）通过减速器方案设计、结构设计、图纸绘制以及运用设计手册、标准及规范等技能的训练，使学生具有 初步设计简单机械的能力。2. 设计内容和要求 带式运输机用减速箱技术要求工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，室内工作； 输送带速度允许误差 5；（不考虑带的弹性滑动率） 两班制工作， 5 年大修，每年工作 300 天，使用期限 15 年； 加工条件：减速器成批生产，可加工 78 级齿轮 展开式二级直齿圆柱齿轮减速器 原始数据 输送带工作拉力 =2200N m 滚筒直径 =400mm 输送带速度 V=1.3ms

3、3. 综合实训任务要求及工作量 电动机的选择与运动参数计算； 圆柱齿轮传动设计计算； 轴的结构及强度设计；滚动轴承的选用； 键和联轴器的选择与校核； 减速箱装配图的绘制； 齿轮、轴及箱体零件图的绘制；设计计算说明书的编写4综合实训成果形式及要求 完整合理的设计计算说明书一本（ 2535 页，不少于 3000字） 齿轮减速箱总装配图一张 A4 图纸（手绘或 CAD出图） 轴、齿轮、箱体零件图 各 1 张，共 3 张 A3 图纸（手绘或 CAD出图） 专业资料和参考文献阅读不少于 5 篇专业文献5.工作计划及进度（课程综合实训共计3周（2015年 12月 13日2015年12月 31日） 12月1

4、3日 12月15 日：完成方案设计及相关参数的选择及计算 12月16日 12月19 日：轴与轴系零件的设计（含齿轮机构、带轮机构、轴等） 12月20日 12月24 日：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 12月25日 12月31 日：复核、答辩及成绩评定二、传动装置总体方案设计本次设计的传动机构为带式运输机使用的“展开式二级直齿圆柱齿轮减速器”2.1 传动装置的传动路线电动机 V 带传动 二级直齿圆柱齿轮减速器 联轴器 带式运输机图 2.1 二级展开式直齿圆柱齿轮减速器2.2 减速器特点及设计要求 二级展开式直齿圆柱齿轮减速器结构简单。但该类减速器齿轮两侧的轴承不对称布置，轴向载荷分布 不均

5、匀，在轴发生弯曲变形时，载荷沿齿宽分布不均匀，齿轮两侧的轴承受力不等。因此，在设计这类减 速器时因注意：1）轴的刚度宜取大些； 2）转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；2.3 整体传动方案 考虑到电动机的转速高传递的功率较大，将 V 带传动设置在高速端并将转矩从减速箱中距齿轮最远的 轴端输入，以减小载荷沿齿宽分布的不均匀。传动装置简图如图 2.2 所示。 传动装置为一般用途，故采用最常用的 Y 三相异步电动机作为动力源； 机构传递的载荷和速度均不打，为简化结构，节约成本减速器齿轮均采用标准直齿圆柱齿轮。 齿轮选用的直齿圆柱齿轮，从经济角度出发，考虑选用球轴承； 考虑本机构

6、冲击振动较小，选用传递扭矩较大且能补偿轴线间隙微小误差的齿轮联轴器。三、电动机选择3.1 电动机类型选择按照带式运输机的工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机， 电源电压 380V，卧式结构。3.2 电动机容量确定1）工作机所需功率 Pw 由原始数据可知：输送带工作拉力 Fw=2200N，滚筒直径 D=400mm，输送速度 v=1.3m s，Pw=FwV=22001.3=2.86 （ kw）2）电动机的输出功率： Pd=Pw总按机械设计设计基础课程设计表表127 确定本传动装置各个部分效率，如下：V 带传动：=0.961圆柱齿轮传动：=0.982球轴承： =

7、0.933齿轮联轴器：4=0.99卷筒效率： 5 =0.96传动装置总：= 1 22344 5 0 96 0 972 0 984 0 99 0 96 0 83总PdPw / 总 2 8/0 83 3 36kw因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于 Pd即可，查机械设计基础 课程设 计表13-1 ，由 Y系列异动电动机技术数据，选电动机额定功率4kw.3.3 选择电动机转速卷筒轴工作转速：nw 60 1000v 60 1000 1.3 62.1r /minD 3.14 400根据表 12 6常用机械传动的单级传动比推荐值， 取 V带传动传动比 i1 =2 4，机械设计基础课程设计表 21，展开式

8、二级圆柱齿轮减速器传动比i2 =840，总传动比合理范围为 i0 =16 160，电动机转速的可选范围为：nd =ia nw =（16 160） 62.1=993.6 9936r min3.4 电动机型号的确定 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比。 3000 转的电动机重量 轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑不可取。故选用 Y112M-2 型三相异步电机。所以选择 Y112M 2型电动机，额定功率 4kw，满载转速 2890，堵定转矩 2.2 ，最大转 矩 2.2Y112M-2 型三相异步电动机主要外形和安装尺寸mm中心高 H外形尺寸安装

9、尺寸轴伸尺寸平键尺寸112400 305 265190 14028 608 24四、传动比分配4.1 传动装置的总传动比传动装置总传动比为电机的满载转速和工作机转速之比：nm 2890nw62.14.2 各级传动比分配传动装置由带传动机构和两级齿轮减速器构成，总传动比为i a i 0i （其中 i 0 为 V 带传动装置传动比， i 为二级圆柱齿轮减速器传动比）为使 V 带传动机构外廓尺寸不至于过大，初选 i0 2.5 ，则减速器传动比为46.518.62.5该传动比符合一般二级展开式圆柱齿轮减速器转动比的常用范围4.3 减速器各级传动比分配按浸油润滑条件考虑，取高速级齿轮传动比i 1为低速级

10、齿轮传动比i2 的 1.3 倍，则：i i1i2 1.3i 22 ，所以i2118.36 3.74i 18.6i1i 2 3.743. 机械传动系统运动和动力参数的计算（1） 各轴的输入功率：卷筒轴：p4 p3 34 p3 2 4 3.37 kw电动机轴p0 ped 4 kw轴：P1 Ped 01 ped 1 4 0.96 3.84 kw轴：p2 p1 12 p1 2 3 3.84 0.98 0.97 3.65 kw轴：p3 p2 23 p2 2 3 3.47 kw2）各轴转速轴：n m 2890n11156 r/min1i 02.5轴：n1 1160n2 231.2 r/min2 i 1 5

11、轴：n2 232n3 62 r/min3i 23.74卷筒轴：n4 n3 62 r/min3）各轴的转矩电动机轴p04T0 9550 0 9550 15.22 N m0n02890轴p13.84T1 9550 1 955029.7 N m1n11156轴T2 9550 p2 9550 3.65 150.76 N m2 n2 231.2轴T3 9550 p3 9550 3.47 534.49 N m3n362卷筒轴T4 9550 p4 9550 3.37 519.09 N m n462机械转动系统运动和动力参数的计算数值计算项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴功率 /kw43.843.653.4

12、73.37转速/（rmin -1）28901156231.26262转矩 / （ N m）13.2229.7150.76534.49519.09两轴联接V型带直齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮齿轮联轴器传动化2.553.741效率0.960.950.950.97六、 V 带传动设计6.1 原始设计参数电动机功率 p 4 kw (带传动传递的功率) ，转速 nm 2890 r/min ，从带轮轴转速 n1 1156 r/min ，带轮传动比 i 0 2.5 ，双班制工作。6.2 带传动参数设计计算 带传动的计算功率： pc kA p根据传动条件，查机械设计基础表 35 可得：工作情况系数 KA 1.3则：

13、 pc k AP 1.3 4 5.2 (KW)选取 V 带型号根据计算功率和小轮转速，由机械设计基础图表39 普通 V 带型号选择 A 型 V 带。确定带轮的基准直径：根据带的型号，由图 39、表 32 选定小带轮基准直径： dd1 100mm ，从动带轮基 准直径 dd2 i0dd1 2.5 100 1 - 0.012 247mm 演算小带轮的线速度dd1nm100 2900V 6m/s60 1000 60 1000 确定 V 带基准长度 La 和实际中心距 a0.(7 dd1 dd2) a0 (2 dd1 dd2)245mm a0 750根据安装结构需要，初定带传动中心距： a0 497m

14、m由 a0 初算带的基准长度 L0L0 2a0(dd1 dd2)(dd1 -dd2) 1543.5 11.3 1554.8mm0 0 24a0由机械设计基础表 31，确定皮带的基准长度 Ld=1550mm带传动的实际中心距 a=A+ (A2 B) =250.12+ (250.122 2812.5) 494考虑安装和张紧需要，使中心距有一定调整量：amin =a-。015Ld=470 a max =a+0.03Ld=540验算小带轮包角：da2 -da1o31 180o -57.33a合适180o 57.3o 250 100 162o 120o4947. 确定带的根数 z查表 33得 P 0 =

15、1.14kw ， P0 0.15kw ，查表 34得K a =0.96 ，查表 31得 KL =0.98 ，将各系数带入公式得：z c 4.28, 取 z=5 根 （P0P）KaK l （1.14 0.15） 0.96 0.988. 计算拉力 fF 0=500 zv（ Ka -1） qv500 5.2562.50.96-1） 3.6 90.3N查表 32，A 型带 q=0.1kg/m ，所以：9. 计算作用于轮轴的压力 FQaFQ 2zF0sin 1 2 10 90.3 sin 1622 N 1778.47 Q 0 2 2齿轮传动设计原始数据输入功率（ kw）小齿轮转速（ rpm）传动比 i

16、1小齿轮转矩（ N/M）3.841156529.7齿轮类型、精炼等级、材料及齿数确定根据总体设计反感，高速级齿轮传动选用标准直齿圆柱齿轮传动。 带式运输机一般工作条件，速度要求不高，初定齿轮精度 8 级。 两齿轮均采用软齿面齿轮， 选用 45 号钢，选取小齿轮齿面硬度 280HBS，大齿轮齿面硬度 20HBS， 齿轮表面粗糙度为 Ra 1.6 3.2初定高速级小齿轮齿轮数 z1 18 ，大齿轮 z 2 =18 5 90 两齿轮齿面硬度均小于 350hbs 为软齿面齿轮， 故按齿面接触疲劳 强度进行设计计算，按齿根弯曲疲劳强度进行校核。两轮许用应力计算10齿轮齿根许用弯曲疲劳强度：F = Fli

17、m齿轮齿面许用接触疲劳强度：H = HlimZN小齿轮疲劳强度计算及许用应力计算由教材机械设计基础图 5-32 查得：小齿轮的 Hlim1=725 MPa大齿轮的 H lim2 =630 MPa由教材机械设计基础图 5-33 查得：小齿轮的 F lim1 =300 MPa大齿轮的 Flim2 =260 MPa3 P 3 3.84 由于主动齿轮传递的名义转矩 T1 9549 103 9549 10331719 N/mmn11156由于电动机工作平稳，载荷系数查表 5-8. 取 K=1 另外，齿轮组啮合为外啮合， 应当为 “+”；该装置为对称布置、 软齿面，令 b= d d1, 查表 5-10 得

18、 d 1.2由于 H 0.9 H lim ，U 为齿数比，则为 532H 66866860 45由公式 d1 m z 。得到 m 1.8mm ；1 18为了防止齿根 意外断裂，模数 应该 大于 2mm！因此， d1 45 。另外 ，齿宽 b d d1 45 1.2 54 。考虑到齿轮传动在安装时，大、小齿轮的轴向位置可能偏移，为了保证 全齿轮宽接触，应将小齿轮的齿宽增加 510 mm ，取 b1 b 510 mm,而b2 bbm z146.5 ， 由 于 该 齿 轮 传 动 为 单 向 受 力1.4 Flim 1.4 300 420； 46.5 420，符合条件2 大齿轮疲劳强度计算及校核11

19、同理，根据小齿轮系列数据。3 P 3 3.65 大齿轮齿宽 b2 b 48mm；转矩 T2 9549 103 9549 1031507522 2n1231.2H 668 KT21u 1 H 668 150752 12.2 281；H 0.9 Hlim 630 ；Hbd12u H 48 2252H Hlim281 630；符合条件。2KT2YFYSF22 F S 44 F 1.4 260 364 ；符合条件bm2z2根据齿轮模数为 2.5mm ，大齿轮齿数 Z2 90 ；分度圆直径 d2 225mm；d1 45mm；小齿轮 Z1 18mm ；高速级齿轮副主要参数名称小齿轮大齿轮材料45 钢调质齿

20、数Z=18Z=90分度圆直径45225模数M=2.5压力角200齿顶高系数ha* 1.0顶隙系数C * 0.25齿顶高Ha=2.5齿根高hf=3.125齿高h=5.625齿顶圆直径da=50da=227齿根圆直径Df=38.75Df=218.75基圆直径Db=42.3Db=42.3齿距P=7.85P=7.85齿厚和槽宽S=3.925;e=3.925中心距A=135A=135结构实心齿轮腹板式齿轮齿面硬度280HBS240HBS低速级齿轮传动设计1. 原始数据12输入功率（ kw）小齿轮转速（ rpm）传动比 i 2小齿轮转矩（ N/M）3.47623.74534.49齿轮类型、精炼等级、材料及

21、齿数确定根据总体设计方案，低速级齿轮传动选用标准直齿圆柱齿轮传动。 带式运输机一般工作条件，速度要求不高，初定齿轮精度 8 级。 两齿轮均采用软齿面齿轮， 选用 45 号钢，选取小齿轮齿面硬度 280HBS，大齿轮齿面硬度 20HBS，齿轮表面粗糙度为 Ra 1.6 3.2a初定低速级小齿轮齿轮数 z1 26 ，大齿轮 z 2=26 3.47 90两齿轮齿面硬度均小于 350hbs 为软齿面齿轮， 故按齿面接触疲劳 强度进行设计计算，按齿根弯曲疲劳强度进行校核。两轮许用应力计算=260 MPa1 小齿轮疲劳强度计算及许用应力计算齿轮齿根许用弯曲疲劳强度：F = Flim YN F Flim S

22、F齿轮齿面许用接触疲劳强度：ZN H = Hlim H Hlim SH由教材机械设计基础图5-32 查得：小齿轮的 Hlim1=725 MPa大齿轮的 H lim2 =630 MPa由教材机械设计基础图5-33 查得：小齿轮的 F lim 1 =300 MPa大齿轮的 Flim23 P 3 3.47由于主动齿轮传递的名义转矩 T1 9549 103 9549 103 534436 N/mmn162由于电动机工作平稳，载荷系数查表5-8. 取 K=1另外，齿轮组啮合为外啮合， 应当为“+”；该装置为对称布置、 软齿面，令 b= d d1, 查表 5-10 得 d 1.2由于 H 0.9 Hlim

23、 ，U为齿数比，则为 3.4713534436 1.2由于 d1 76.433 KT1d1 76.43 d 2H因 此 ， d1 82 。 另 外 ，u176.4332 82 ；u 1.2 0.9 725 2齿 宽 b d d1 82 1.2 98 。 由 公 式 d1 m z 。 得 到82m 3.2mm ；为了防止齿根意外断裂，模数大于 2mm26考虑到齿轮传动在安装时，大、小齿轮的轴向位置可能偏移，为了保证全齿轮宽接触，应将小齿轮的齿宽增加 510 mm ，取 b1 b 5 10 mm,而b2 bKT1u 1 534436 1.2H 668 2 H 668 2659 ，Hbd12u H

24、98 8222KT1YFYSF12 F S F 170 ， 由 于 该 齿 轮 传 动 为 单 向 受 力bm2z1F 1.4 Flim 1.4 300 420 ；170 420，符合条件2 大齿轮疲劳强度计算及校核同理，根据小齿轮系列数据。3 P 3 3.65大齿轮齿宽 b2 b 75mm；转矩 T2 9549 103 9549 103150752H150752 1.2275 2882114；H 0.9 Hlim 630 ；2 2n1231.2114 630；符合条件Fbm2z218 F 1.4 260 364符合条件根据齿轮模数为 3.2mm ，大齿轮齿数 Z2 90 ；分度圆直径 d2

25、288mm；d1 83mm ；小齿轮 Z1 26高速级齿轮副主要参数14名称小齿轮大齿轮材料45 钢调质齿数Z=26Z=90模数M=3.2压力角020齿顶高系数ha* 1.0顶隙系数C * 0.25分度圆直径83288齿顶高Ha=3.2齿根高hf=4齿高h=7.2齿顶圆直径da=89.4da=294.4齿根圆直径Df=75Df=280基圆直径Db=78Db=271齿距P=10P=10齿厚和槽宽S=5;e=5中心距A=185.5A=185.5结构实心齿轮腹板式齿轮齿面硬度280HBS240HBS15八轴的结构设计及计算轴：1. 材料及热处理考虑到轴为高速，以及齿轮材料后，选轴为高速，以及齿轮材料

26、后，选 I 轴材料为 45 钢，调质217255HBS。查表 121 得 b =55MPa。2. 估算直径查表 147 取 A=110，考虑到与联轴器联接键槽， A 增大百分之五，最后取 115.5 ，根据公式 d = minA3 P/n =17.233. 初选联轴器 轴伸出段装有联轴器，考虑到补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器。查相关资料的，K=1.5 ；T c =KT1 =1.5 29.7=44.55N/mm ；根据转速 n 1 =1156r/min ，考虑电机轴直径， 查表应选用 Lx 弹性柱销联轴器，标准孔径 d1 =22mm，轴伸出段直径 d 1=20mm。4.I 轴结构初步设计因

27、为 I 轴为装有联轴器的斜齿轮轴，所以，结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在 齿轮轴段两端。轴系采用两端单向固定布置，左右轴承均采用加轴肩定位，为避免因温度升高而卡死，轴 承端盖与轴承外圈端面流出 0.2 0.4mm的热补偿间隙。轴的初步结构图如下：5. 确定各轴段直径及长度1）d 1段装 HL1型联轴器，查表得取 d1 =20mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故 L 1的长度略短一些，现取 L1 =52. 查资料得应取 502）初选滚动轴承轴上装有直齿轮，主要取决于轴向力，为了减少成本应选用深沟球轴承，型号为6005，其尺寸为d D

28、B =25 47 12mm考虑到 d 2装有毡毛油封和毡圈油封，查表 12-1 得槽宽 Bmin =12mm，并考虑到轴承端盖厚度，故L2 应取长一点，现取 L =40mm，L =12mm。263）左右轴承都采用轴肩定位，由机械设计指南表11-1 ，查得 6005 型轴承定位轴肩高度 h=2.5mm，16因此，取 d 3 =30mm；由轴环宽度 b 1.4h ，取 L3=6mm。4）由于是齿轮轴，所以 d 2 =50mm， L4 =52mm。综上所述，轴的总长为 166mm，两轴跨度为 76mm。5）轴上零件径向定位。加工1. 半联轴器与轴采用 C 型平键联接， 查表得键尺寸 b =14 9m

29、m，键槽采用键槽铣刀加工，长度为 45mm，齿轮与轴采用 A 型平键联接2.半联轴器与轴的配合为 H7/k6 ；3.滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合来保证，所以两轴颈出的尺寸公差取m64.倒角为 2 45o. 各段过渡圆角为 R=2mm。6. 轴的强度计算 轴的合成强度和校核强度 从动轴上的转矩为6PT= 9.55 106 31723N n2齿轮上的圆周力为F122T1410Nd2r2tanan cos513N齿轮上的径向力为两轴承上的水平面支座反力为FHA FHBF12 705N2C截面处的水平面弯矩为M HC FHA L 40890 N /mm 2 两轴承上的垂直面支座反力为FVA 25

30、6.5NFVBC界面偏左处与右处的垂直面弯矩为M VC1 M VC2 14877NC 截面偏左处的合成弯矩为MC1 43512N C 截面偏右处的合成弯矩为M C 2 31723N17T=31723N/mm因是单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取应力校正系数0.6， T 0.6 31723 19033.8N /mmM ec1 M ec2 47493N / mm按表查得 45 钢正火的 1 b 55MPA , 轴危险截面所需的直径为20.52考虑到该截面上开有键槽，故应将轴径增大百分之五，即C截面的轴径减小，因此，仍保持结构设计所d 21.54 50mm 结论：该轴强度富裕，但考虑到轴外伸端

31、处的强度，不宜将 定尺寸。轴1 ）材料及热处理如 1 轴。2）估算最小直径查表取 A=110，考虑到与大齿轮联接键槽， A 增大百分之十，取 A=121根据公式 d min A3 P/n =42.28mm3. 初选联轴器 轴伸出段装有联轴器，考虑到补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器。查相关资料的， K=1.5 ；T c =KT1 =1.5 534.49=801.74N/mm ；根据转速 n 3 =62r/min ，考虑电机轴直径，查表应选用 Lx 3弹性柱销联轴器，标准孔径 d1 =45mm，轴伸出段直径 d 1=45mm。4.I 轴结构初步设计因为 I 轴为装有联轴器的斜齿轮轴，所以，结构

32、采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在 齿轮轴段两端。轴系采用两端单向固定布置，左右轴承均采用加轴肩定位，为避免因温度升高而卡死，轴 承端盖与轴承外圈端面流出 0.2 0.4mm的热补偿间隙。轴的初步结构图如下：5. 确定各轴段直径及长度1）d1 段装 HL3型联轴器，查表13-4 得取 d5 =42mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取d 5=48 ；半联轴器与轴配合得毂长长度为 112mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不在轴的端面上，故L 5的长度略短一些，现取 L 5 =110mm .182）初选滚动轴承 轴上装有直齿轮，主要取决

33、于轴向力，为了减少成本应选用深沟球轴承，型号为6005，其尺寸为d D B =45 75 16 mm；故 d1 d4 45mm考虑到 d 4装有毡毛油封和毡圈油封，查表 12-1 得槽宽 Bmin =12mm，并考虑到轴承端盖厚度，故L4 应取长一点，现取 L4 =60mm，L 6 =26mm。3）左右轴承都采用轴肩定位，由机械设计指南表11-1 ，查得 6009 型轴承定位轴肩高度 h=3mm，因此，取 d2 71mm；由轴环宽度 b 1.4h ，取 L2 =6mm。4）由于 d3 是齿轮轴，大齿轮 da2 58mm。齿轮与轴承采用套筒进行轴向定位，所以d3 不考虑定位功能，考虑到圆周角值，

34、取 d 3 =50mm等于大齿轮齿宽；故取 L3 =45mm。 综上所述，轴的总长为 247mm，两轴跨度为 89mm。5）轴上零件径向定位。1. 半联轴器与轴采用 C 型平键联接， 查表得键尺寸 b =14 9mm，键槽采用键槽铣刀加工， 加工 长度为 45mm，齿轮与轴采用 A 型平键联接2. 半联轴器与轴的配合为 H7/k6 ；3. 滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合来保证，所以两轴颈出的尺寸公差取 m6.4. 倒角为 2 45o. 各段过渡圆角为 R=2mm。6 ）轴的长度计算 轴的合成强度及校核强度 ;从动轴上的转矩为6PT 3 =9.55 106534492N3n2齿轮上的圆周力为

35、2TFt3 4751N t3 d2齿轮上的径向力为r3tanan cos513N两轴承上的水平面支座反力为Ft3FHA FHB3 2376N2C截面处的水平面弯矩为M HC FHA L 16275 N /mm219两轴承上的垂直面支座反力为FVA 864NFVB 865NC界面偏左处与右处的垂直面弯矩为MVC1 57951；M VC2 59253NC 截面偏左处的合成弯矩为MC1 60193N C 截面偏右处的合成弯矩为M C 2 61447NT3 534492因是单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取应力校正系数0.6， T 0.6 534492 320695N /mmMec1 32629

36、5；M ec2 326529N / mm按表查得 45 钢正火的 1 b 55MPA , 轴危险截面所需的直径为考虑到该截面上开有键槽，故应将轴径增大百分之五，即C截面的轴径减小，因此，仍保持结构设计所d 41 70mm 结论：该轴强度富裕，但考虑到轴外伸端处的强度，不宜将 定尺寸。轴：1 ）材料及热处理如 1 轴。2）估算最小直径查表取 A=110，考虑到与大齿轮联接键槽， A 增大百分之五，取 A=115.5.根据公式 d min A3 P/n =68.69mm查轴系列取 79mm3）轴结构初步设计因为二轴为装有联轴器的轴，所以，结构采用简支梁布局，因为有两个斜齿轮，需要考虑轴向力的影响，

37、 采用角接触轴承，成对正安装，两轴承布置在轴两端。轴系采用两端单向固定布置，左轴承采用套筒和轴 承端盖定位，右轴承采用轴肩的轴承端盖定位。为避免因温度升高而卡死，右轴承端盖与轴承外圈端面留 出 0.22-0.44mmd 热补偿间隙。轴的初步结构图如下：204）确定各轴段直径及长度1. 初选滚动轴承。轴上装有直齿轮，根据公式为了减少成本选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d min =69mm，由机械设计指南表 11-1 选 6014 轴承。其尺寸 d D B 70 110 20，故 d1 d8 70mm为考虑到 d 8装有毡毛油封和毡圈油封，查表 12-1 得槽宽 B =12mm，并考虑到轴承

38、端盖厚度，故 L8 min应取长一点，现取 L8=75mm， L1=20mm。2 左右轴承都采用轴肩定位， 由表 11-1 查得 6014 轴承的定位轴承肩高度 h=3.5, 但考虑 L2 段需要轴套定位大齿轮以及 L6 段为轴齿轮结构所以，取 d2 d8 80mm由轴环宽度 b 1.4h，取L 2 L7 7mm3. d3段为大齿轮装配轴段， 参照 轴，取 d 3 50mm，L3 45mm4. d4 段为大齿轮右轴向定位轴环，由 0.07dh0.1d 计算后取 h=6mm因, 此， d4 60mm 。轴环宽度b 1.4h，取 L4 10mm5. d5 段为过渡轴段，考虑到相连轴段直径，轴齿轮齿

39、根圆直径以及估算最小直径，取d5=50mm.d4轴段长度应考虑同轴式减速器结构要求，所以 L5=80mm.6. 由于是轴齿轮， 所以 d6=da2=50mm,L6=50mm综, 上所述， 轴的总长为 304mm，经计算后两轴承跨度为 mm7. 轴上零件径向定位。1. 大齿轮与轴采用 A 型平键联接。查 3 表 14-35 得键尺寸 b h =20mm 12mm,键槽采用键铣刀加工， 加工长度为 50mm。2. 滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证，所以两轴劲处的尺寸公查取 m6.8. 确定轴上零件的圆角和倒角尺寸查表得 应取轴齿轮出倒角为 2 45 o ，轴端倒角为 1 45o. 各段过渡

40、圆角为 R=mm以上尺寸各尺寸和结构都为初定，实际尺寸以图上尺寸为准。9. 轴的强度计算1）轴的受力分析由轴的初步结构图可知 H 轴为一简支梁结构，在大齿轮处输入转矩，小齿轮处输出转矩，其受力分析图如下：21由前面计算知 T1 =29.7N/m,T 2 =156.76N/m,T 3 =534.49N/m ，002TFt21320d1Ft3 2T3 4757 d2Fr2 F12 tan n /cos 480NFr3 F13 tan n /cos 1730N3. 求支座反力铅直面支座反力：FAV FBV Fr2 - Fr3=0244FBV49Fr12 195Fr30联立方程解得： FAV 732N

41、,FBV 1486N水平面支座反力：FAH Ft2 Ft3 FBH =0244FBH49F12 195F13 =0联立方程解得： FAH263, FBV647922八、滚动轴承得选择及寿命计算I 轴：轴系采用两端单向固定，初选轴承为6005铅直面：左右支承反力相等，等于Fr1 =256.5N2水平面：左右支承反力相等，等于Ft1 =705N2总支承力： F256.52 7052 =754N求当量动载荷查机械设计基础课程设计表表 15-1 可知 6005 的 C=10kw根据机械设计基础 表 11-7 可知 f p 1.8 ；由于齿轮为直齿； 无轴向力；查表 11-8 得 X=1；Fa e， pFr2T1oFt1 =1410N; 径向力 Frt Fttan20o 513.2Nt D1rt tfp XFr 462N ；查表 11-9得L h 120002413.7N,c c;合适由于 I 轴为高速轴， Fr1 =256.5N, P2nL h3； C P16667轴承指数查公式 11-5Lh 16667nPc853355h轴：轴系采用两端单向固定，初选轴承为 60142T1oFt 1 =1340N; 径向力 Frt Ft tan20o t D1 rt t488NFr3 513