机械设计课程设计--展开式二级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计一展开式二 级圆柱齿轮减速器机械设计课程设计设计说明书设计题目展开式二级圆柱齿轮减速器车辆工程专业103班设计者指导教师2012 年 12 月 10_0安徽科技学院目录1 设计任务书32、传动方案的分析与拟定43 电动机的选择及运动参数的计算34V带传动的设计计算85齿轮的设计106 轴的结构设计和强度校核217. 滚动承的选择298. 键的选择及校核309. 联轴器的选择3110. 减速器附件的选择及简要说明3111 箱体的结构设计3212. 润滑与密封3313. 设计小结3314参考文献341.设计任务书1. 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器。

2、2. 工作情况:;荷平稳、单向旋转。3. 原始数据：输送带的牵引力F （kN）： 1.7 输送带滚筒的直径D （mm）： 240 输送带速度V （m/s）： 1.2带速允许偏差（）: 5使用年限（年）：10工作制度（班/日）：24. 设计内容：1）电动机的选择与运动参数计算;2）直齿轮传动设计计算；3）轴的设计；4）滚动轴承的选择；5）键和联轴器的选择与校核；6）装配图、零件图的绘制；7）设计计算说明书的编写。5. 设计任务:1）减速器装配图一张（A1号图纸）；2）零件工作图2张（A3号图纸，轴一张、齿轮一张）；3）只对中间轴进行校核计算；4）设计说明书1份，50006000字。6. 设计进度

3、：1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算2）第二阶段：轴与轴系零件的设计3）第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写2、传动方案的分析与拟定1-电动机：2-V带传动：3-二级圆柱齿轮:诡速器:4-联轴器；5-巻筒；6-运输带图1-1带式减速器传动方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过V带将动力传入减速器, 再经连轴器将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采 用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不 对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两

4、大齿轮浸油深度 可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度 差，中间轴承润滑较困难。设计 内容计算与说明结果3.1电动 机选择3 电动机的选择及运动参数的计算3.1电动机选择（1）选择电动机类型按已知工作要求和条件选用三相异步电动机，封闭 式结构，电压380V, Y型。（2）确定电动机功率电动机所需工作功率为：PPd =丄炖又因为 Pw FV kwH 1000从电动机至运送带的传动总效率为：% =巾“2745式中1、“2、3、“4、分别为带传动、轴承、齿轮传 动。联轴器和卷筒的传动效率。取7, =0.96, % =0.99（滚动轴承）,3=0先（齿轮精 度为7级，不包括轴承效

5、率），久=0.99 （弹性柱销联轴 器=0.96 o则 % = 0.96 x 0.994 x 0.98- x0.99 x 0.96 = 0.84所以巴=Fv1000 7.1700x1.21000 x 0.84=2.43 kw几=084Pd =2.A3kw(3)确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为:/f = 6xl0X=6xl0-xl.2 =95 54r/n.n 7d)”x240按表一推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比 比人=24。二级圆柱齿轮减速器传动比A二840则总传动比合理的范围为“16160,故电动机的可选范 围为：nd = ia /?=(16 160) X 95.54=152

6、8.64 15286. 4r/min为减少电动机的重量和价格，查表选常用的同步转速 为1500r/min的Y系列电动机Y100L2-4,其满载转速 n, =1430r/niin。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸。算置动配动 计装传分传 2动总和级3-传的比各比3. 2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比(1) 总传动比“空=宜=14.97“ n 95.54(2) 分配传动装置传动比，由式知：式中i。、i分别为带传动和减速器的传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取力=2.8 (实 际的传动比要在设计V带传动时由所选大小带轮的标直 之比计算)，则减速器的传动比为：心岐“35 /0

7、2.8(3)分配减速器各传动比 按展开式布置，考虑润滑条件为使两级大齿轮直径相近可ia =14.97z=5.353.3计算 传动装置 的运动和 动力参数选心=(1.31.5) i2得人=2.7,贝II /2 = -?- = 23. 3计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴的转速心=r/ninio式中：”厂电动机满载转速，-电动机至I轴的传动比 fj1177! = = r/ninh M“III申=啟咼2 MS式中I、II、ill为各轴转速带人数值：1430 “ / .77t = 511/7 min1 2.81430 1QO .nTT = 189/7 min112.8 x 2.71430g ,7

8、?ttt= 95 厂/min2.8x2.7x2卷筒轴:nlv = Hui = 95r/nin(2) 各轴输入功率：I 轴：片=xi =2.43 x 0.96 = 2.33kwII:Ai = A= 2.33 x0.99 x0.98 = 2.26kwIH：An = Ai “2 m = 2 26 x 0.99 x 0.98 = 2.20/rvv卷筒轴：P1V =召 % 4 = 2 20 x 0.99 x 0.99 = 2A5kw(3) 各轴的转矩：电动机输出转矩：t 9550 巴 9550 x 2.43 山” &iA = = 16.23N m心1430I -皿轴输出转矩：i = 2.7h=2n1 =

9、511 min nn = 189 r/nin/2ni = 95r/minP、= 2.33 加Pn = 2.26kvPm = 2.20kwP1V =215kwTd =16.23N 加9I 轴：T =T& 叫小=16.23x2.8x0.96 = 43.63石=43.63N 加II 轴 Al =久 A 2 3 = 43.62 x 2.7 x 0.99 x 0.98石I = 14.62N=11462N？DI轴:Tin = Tni2 r2 3 = 114.26x2x0.99x0.98n=221.26N ”= 221.26/V 加卷筒轴输入转矩：T1V = 7jn772 773 = 221 72 x 0.

10、99 x 0.99T1V =217.31Nm= 217.3 IN 加4V带传动的设计计算4.1确定 计算功率4.1确定计算功率由查表可知工作情况系数ka=.故%Pca = KaPd =l.lx3 = 3.3 加4.2选择V4.2选择V带的带型根据4八 山=1430 Mn査表可知选用A型带选用A型带带的带型4.3确定带轮的基准直径心，并验算带速v43确定 带轮的基 准直径(1)初选小带轮的基准右査表可知取小带轮的基准直径=90劝才=90mm,并验(2)验算带速v加皿 _90xl430V =6.74/77/5算带速VVU / H-f/f / 360x100060x1000因为5m/sV30m/s故

11、选带合适(3)计算大带轮的基准直径根据公式 dA1 =/Wrfl = 2.8 x90 = 252 mm査表可知，圆整dd2=250mmdd = 250 mm4.4确定V带的中心距a和基准长度L4.4确定V(1)根据公式 0.7(Jrfl +dd2)a0/n = 425mm 2 24. 5验算小带轮上的包角勺4.5验算 小带轮上的包角內a 180。（為 2 一心）= 180o-（250-90） a425a 15& 90。4. 6计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率P,4.6计算 带的根数 Z由 dd = 90mm nm = 1430 r/rnin 査表得 = 1.059/rvv根据Hf =

12、1430r/min . i=2.8和A型带，査表得乂）= o.nkw 査表得 Kq=0942、Kl = 0.96于是Pr = (R)+仇)= (1.059+0 17)x0.94 x096 = lll kw(2)计算V带的根数ZP 3 3Z=3Z =上=二=2.97 取 Z=3 根1.114.7计算 单根V带 的初拉力 的最小值（FJmin4.7计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 査表知A型带的长度质量q=0.10kg/m ,所以_ 500(2.5-心几 ,500(2.5 - 0.942)x3.3()min KaZV +“0.942x3x6.7411+0.10X6.742 =140N4.

13、8计算 压轴力为4.9带轮 的设计应使带的初拉力化（F几i4.8计算压轴力为：（F;,）mjn=2Z（/；）minsin = 2x3xl40xsinl/V = 8234. 9带轮的设计（1）选材料为HT200（2）采用实心式结构如下图所示(Fp)min=8237V5.齿轮的设计ITI轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比2. 7）51选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数定类度材数 理轮如M 5齿型等料1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （GB1009588）3）材料选择。由表一选择小齿轮材料为406 （调质）。硬 度为280HBS,大齿轮材

14、料为45钢（调质）硬度为240HBS, 二者材料硬度差为40HBSo4）小齿轮的的选择依据闭式齿轮传动一般转速不高，为了提高传动的平稳 性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可 取为Zl=20-40开式（半开式）齿轮传动，由于齿轮主要 为磨损失效，为使齿轮不至于过小，故小齿轮不宜选用过 多的齿数，一般可取Zl=17-20o故选用小齿轮齿数Zl=22 ,大齿轮齿数 Z2=2.7*22=59.4,故取 z2=59.45.2选定5.2选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 有设计计算公式进行试算，即12类度材数 轮蠶 齿型等料（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K=：l32）计算小齿轮

15、传递的扭矩=4353x 1。4 N 劲3）由表二选取齿宽系数0 =14）由表10-6査得材料的弹性影响系数丄ZA =189.8/2 05）由图-21d按齿面硬度查得小齿轮的疲劳接触强度极限b讪=600MP“；大齿轮的疲劳接触强度极限 bum2 =550MPd。式10-13计算应力循环次数。N、=60 山=60x511x1x(2x8x300x10) = 1.472x1()91472 x10 =5.451 xlOs u 2.77）由图10-19取接触疲劳寿命系数Kni =090 ; Khni =0.95 o8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=l,由式（10-12）得 K如也=坐

16、2=540MPH 1 S1K“N2%2 =（）叱 5（） = 522.5MP11 2 S1计算1）试算小齿轮分度圆直径右，代入中较小的值。Tj = 4.353 xlO4N.mm=550 MPaM =1.472x109M = 5.452 x10sQ h =540 MPacr/z2 =5225MP(13 2.323 =2.32 扌K/ + 1( Ze)21.3x4.353x104x2.7189.82=50368_1x2.7x522.522）计算圆周速度v。3)4)5)加1“x50.368x5111.v = = 1 3 5/7?/560x100060x1000计算齿宽bob = d = 1x50.3

17、68 = 50.368mm计算齿宽与齿高之比2。11模数 叫=如=巴竺=2.289/;/、 - 22齿高 h = 2.25m, = 2.25 x 2.289 = 5A5mm计算载荷系数。根据V = 1.35/77/5, 7级精度，由图机械设计10-8 査得动载系数心=1.05;宜齿轮，KHa = KFa = 1 ;由表10-2査得使用系数K“=l;由表10-4用插值法査得7级精度.小齿轮相对支承 非对称布置时，K榊=1.450。由 = 8.89, K砂=1.450 査图 10-13 得 K” =1.33 ; 故载荷系数K = K4KyK“aKQ =1x1.05 x 1x1.419 =1.490

18、6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 （10-10a）得心=ii 490= 50.36进 h =52.711 如7）计算模数mo14V=1.35ni/s b=50.368mm| = 9.78K= 1.490d = 52.7 mmm=2.375.3按齿 根弯曲强 度设计5.3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的个计算数值1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b加=500MPa ;大齿轮的弯曲强度极限crEE2 = 380；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K州 =0.85，K州2 =088 ;3）计算弯曲疲劳寿命许用应力。取弯曲疲劳安

19、全系数s=l. 4,由式（10-12）得 仏血=竺“ =303.57MMS1.4KfnBfe?=空沦2 = 23&86MP F - S0.884）计算载荷系数K。K = K,K,= 1 x 1 .05 x 1 x 1.33 = 1.39655）查取齿形系数。由表 10-5 査得 爲=2.72； ：2=2.28。6）查取应力校正系数。由表 10-5 査得 YSal =1.57； YSa =1.73。7）计算大、小齿轮的孕勒并加以比校。6沁=2.72 xl .57 讪圖bj 303.572.28x1.73crF2 238.86= 0.01651= 500 MPaaFE2 = 380 MHzK fn

20、i =0.85K fnq = 88bj =303.57MPao-F2 =23&86MPaK=1.39650.01407小齿轮的数值大。（2）设计计算0.0165115j2xl3965x4353xlO4V lx222xO.O1651 = 1.6对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大 于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的承载能力，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. 61mm并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径仏=52.711 ,算出小齿轮齿数大齿轮齿数 s

21、= 2.7 x 26 = 70.2心705.4几何 尺寸计算这样设计出的齿轮传动，既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。5. 4几何尺寸计算(1)计算分度圆直径=z 严= 26x 2nun = 52nvnd2 = z2m = 70x 2nvn = 140/n/n(2)计算中心距52 +140a = = 96”2 2(3)计算齿轮宽度b =屛1 = 1 x 52 = 52 in取耳=52 mm 9=51 nun(4)齿顶圆直径心da = dx + 2haX =m(Z + 2ha) = 2(26 + 2x1) = 56nundal = d、+ 2h“ =

22、加(Z + 2/?n) = 2(20 + 2x1) = 144(5) 齿全高 h (c =0.25)h = (2ha +c )m = 2(2x 1 + 0.25) = 4.5mm(6) 齿厚sZ, =26Z2 =70 = 52mmdy =140”a=96mmB、=57”B)= 52mmda =56 dal = 144mmh=4.5mm16P _ 7on _ 3.14x22-= 3A4mm齿根髙h$ = (ha +c )m = 2.5mm齿顶高 h& = hcm = 2mm（7）齿根圆直径心门=一 2h f = 52 2 x 2.5 = 47mmd f2 =2 一 2h（ = 140 -2x2.

23、5 = 136mm小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮锻造毛坯的腹板式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=40mm轮毂直径0 =16 = 64加轮毂长度L = B2=52mm轮缘厚度6= (34) m=68 (mm)取J() = 8mm轮缘内径 2 =2 +)】)=0.5 x (64 +120 )劲=92 nun 腹板孔直径do = 025(2 一 9) = 0.25(120-64) = 14/ww齿轮倒角 n=0. 5m=0. 5X2二Irans=3.14mmP=6.28mm门=47 mmd f2 = 136定类度材数B骯II-III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比2）55选定齿轮类型、精度

24、等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （GB1009588）3）材料选择。由表一选择小齿轮材料为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。175.6选定 齿轮类 型.精度 等级.材 料及齿数4）小齿轮的的选择依据闭式齿轮传动一般转速不高，为了提高传动的平稳 性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可 取为Zl=20-40开式（半开式）齿轮传动，由于齿轮主要 为磨损失效，为使齿轮不至于过小，故小齿轮不宜选用过 多的齿数，一般可取Zl=17

25、-.-20o故选用小齿轮齿数Zl=24,大齿轮齿数Z2=2.*24=48 56选定齿轮类型.精度等级.材料及齿数 有设计计算公式进行试算，即（2）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K=1.32)计算小齿轮传递的扭矩t _ 95 5x105什 95.5x1 ()5 x2.261 瓜89=l412xlON nun3）由表二选取齿宽系数仏=4）由表10-6査得材料的弹性影响系数IZ =1898MP 历。5）由图-21d按齿面硬度査得小齿轮的疲劳接触强度极 限旷讪=600MP“；大齿轮的疲劳接触强度极限b 向 2=55OMPg。式10-13计算应力循环次数。y =60 心=60x511x1x(2x

26、8x300x10)= 1.472xl091472 xl(Tu2=7.36 x10s7）由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 ; KHN2 =0.95 o8）计算接触疲劳许用应力。187； =1.412x1()5N nun“1叽 I =600MP“仙 2=55OMPM =1.472x109N, = 7.36xl08取失效概率为1%,安全系数S=l,由式（10-12）得 J= -9（）2S6（）（） = 540MPdHS1【,=K 应碍边=（）叱 5（） = 522.5MM w 2 S1（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径血，代入Q中较小的值。dt 2.323k hKJ u + i( Z 2

27、.亦2)= 2.323空竺沁啤jg1x2x522.52计算圆周速度Vo3)V 60x1000 计算齿宽bo加/i 龙 x 76.838x189厶 /一 = 0.76/77/560x1000b = % =1x76.839 =76.8394）计算齿宽与齿高之比2。11模数=739 =3 2_Z 24齿髙h = 2.25 mf = 2.25 x 3.2 = 7.2mm76,8397.2= 10.67=540 MH/Sb =5225MPV=0.76m/sb=76.839mm- = 10.67 h5）计算载荷系数。根据v = 0.76,n/5, 7级精度，由图机械设计10-8 査得动载系数K=l;直齿轮

28、，KHa = KFa = 1 ;由表10-2査得使用系数Ka = 1 ;由表10-4用插值法査得7级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时，K榊=1.425。K= 1.425由 = 10.67, Kllfi = 1.425 査图 10-13 得 K=1.37 ; 故载荷系数K = KAKvKnaKHfi=lx.O5xxA25 =A25196）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 （10-10a）得= 76.839-3L4251.3=79.221mm =79227皿7）计算模数m。cL 79.227m = = 3.3mm24m=3.35.7按齿 根弯曲强 度设计57按齿根弯曲强度设计由式（1

29、0-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的个计算数值1）由图10-20C査得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b加=500MPa ;大齿轮的弯曲强度极限b必2 = 380 MP；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K= 85 , Kfnq = 0.88 ;3）计算弯曲疲劳寿命许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=l. 4,由式（10-12）得 【】 仏但=-S5（）（）= 303.57MMS1.4K 如 6巧 0.88x380/% ? = d 宜=23&86MPa- S0.884）计算载荷系数K。K = KAKvKPaKFp = lxl.05xlxl.37 =1.375）查取齿形系数。由表 10-5 査

30、得 爲=2.65 ； YFal = 2.332。6）査取应力校正系数。由表 10-5 査得 r5nl=1.58； YSa2 = 1.698。7）计算大、小齿轮的涪并加以比较.2.65x1.58= 500 MPaaFE2 = 380 MPaK fni =0.85J? = 0.88=303.57MPa巧丄=23&86MPaK=1.37303.57= 0.01379V Y0.0137920J.332 xl .698 “0畋 ct,2238.86小齿轮的数值大。(2)设计计算y沁2 _ 小 0.01658j2xl.3965xl.412xl05 门八让“ 小“ m 1x 0.01658 = 2.23nu

31、ulx242对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大 于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的承载能力，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. 23mm并就近圆整为标准值m=3inm,按接触强度算 得的分度圆直径/ =79.227“，算出小齿轮齿数dx 79.227“= 26 tn3Z, =26Z, =52大齿轮齿数=2x26=52这样设计出的齿轮传动，既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。5. 8几何尺寸计算5. 8几何(1)计算分度圆直

32、径d、=78尺寸 计算d = Zyfn = 26x 3mm = 78劝d2 = Z2m = 52 x 3mm = 56 nun(2)计算中心距d. = 156/7/777+dy 78 + 156a = = 11 /mm2 2(3)计算齿轮宽度b = Mi = 1 x 78 = 78/7a=117mm= 78mm取尽=78” , B = S3 nun(4)齿顶圆直径心B. = 83mmda = d + 2haX = m(Z + 2hJ = 3(26 + 2xl) = 84mm=(1、+ 2h“ = ?(Z + 2ha) = 3(52 + 2xl) = 62mmda = 84mmdal = 162

33、/7/77?21(5)齿全高 h ( c = 0.25 )h=6.75mm s=4.71mm P=9.42mmh = (2ha +c )m = 3(2x 1 + 0.25) = 6.75(6)齿厚sP mn 3.14x3s = =4.71mm2 2 2齿根高 = (ha +c )m = 3.75mm 齿顶高九=ham = 3mm（7）齿根圆直径心门=66.75“ d f2 = 144.75/nm门=di - 2h, = 78 3x3.75 = 66.75nun d f2 =2 2力/ = 156 3x3.75 = 144.75/?/nz小齿轮做成实心结构轴孔直径d=40mm大齿轮选用锻造毛坯的

34、腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=50mm轮毂直径 r, = 1.6 = 80/wh轮毂长度L = B2= 78/wh轮缘厚度6= (34) m=312 (mm)取 = 9mm 轮缘内径 Q =心 一 2 一 25()= 162 - 2 x 4.5 - 2 X 9 = 135 nun 取 2 = 130劝腹板厚度C = 0.3民=0.3x78=23Amm 取 c=24mm腹板中心孔直径Do = 0.5()2 +) = 0.5 x (80 += 105”腹板孔直径dQ =0.25(D7= 0.25(130 80) = 2.5mm 取d()=12”齿轮倒角 n=0. 5m=0. 5X

35、3=1. 5mm6 轴的结构设计和强度校核226.1初选 轴的最小 直径第一部分结构设计6.1初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为调质,HB=217MPa255MP&, 6 =640MPa,6 =355MPa,弯曲疲 劳极限 crp=275MPa 取 Ao=115若考虑键：/ = 19.01 x 1.05 = 20.02/wh=22 mm选取直径 =22取 = 30nun厶=30皿第I轴：第m轴：厂噪卜皿愕=眈78”若考虑键 t/3 = 32.78x1.05 =34.42/;?/;/ 取3 = 35?？6.2初选 轴承6. 2初选轴承I轴高速轴选轴承为7205CII轴中间轴选轴承为

36、7207CHI轴低速轴选轴承为62086. 3确定轴上零件的位置和定位方式6.3确定 轴上零件 的位置和 定位方式I轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为 保证传动平稳，提高传动效率，将髙速轴取为齿轮轴, 使用角接触球轴承承载，一轴端连接带轮。II轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮 合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿 轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用深沟球轴承 承载。23m轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位， 右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用 深沟球轴承承载，右端连接联轴器。6. 4高速轴的结构设计：6.4高速 轴的结构 设计1）根据轴向定位

37、的要求确定轴的各段直径和长度a. 带有键槽的轴一端要接入带轮初定它的直径为22mmb. 第二段轴的宜径为27mmc. 第三段轴要装入轴承额，而选定的轴承内径为30mm,所以该段轴的直径前严严。冃 d第四段轴的遏銅矗辐;2）各段长度的确定 各段长度的确定从右到左分述如下:a. 第一段长为34mmb. 第二段长为54mmc. 第三段长为110mmd. 第四段位为齿轮的宽度所以它的长度为57mme. 第五段定为20mm （保证与箱体壁之间有一段距离6. 5中间轴的结构设计52158317006.5中间 轴的结构 设计171）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a.第一段轴用于安装轴承6207,

38、故取直径为35mm。24b. 第二段轴，该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，经强度计算，直径定为40mm。c. 第三段为轴肩，相比较比第二段取直径为50mm。d. 第四段安装大齿轮直径与第二段相同，直径为40mm。e. 第五段安装轴承，与第一段相同直径为35皿。2）各段长度的确定a. 第一段轴长为37mmb. 第二段轴长为50mmc. 第三段为轴长为17mmd. 第四段轴长为75mme. 第五段轴长为32mm6. 6低速轴的结构设计：7R833 - 38 _541 丿& 6低速 轴的结构 设计1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a. 第一段轴用于安装轴承6208,故取直径为

39、40mm。b. 第二段轴，该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，经强度计算，直径定为50mm。c. 第三段为轴肩，相比较比第二段取直径为56mm。d. 第四段安装大齿轮直径与第二段相同，直径为50mmoe. 第五段安装轴承，与第一段相同直径为40mm。f. 第六段直径取38mmg. 第七段直径取35mm2）各段长度的确定a. 第一段轴长为34mmb. 第二段轴长为75mmc. 第三段为轴长为8mmd. 第四段轴长为83mm25e. 第五段轴长为3mmf. 第六段轴长为38mmg. 第七段轴长为56mm第二部分轴的校核6. 7高速轴的校核校核该轴和轴承：厶=146mm L2 =56mm

40、 轴的最小直径:= 22mm , 轴的抗弯截面系数：说=01410648加 作用在齿轮上的力:6.7高速 轴的校核20007； _ 2000 x 43.62d.52= 1677 69NFrl =Fdxtan20 =610.63 TV 按弯扭合成应力校核轴的强度:F八=1677 .69NFrl =61063N2656FFlr _ r, -465.10?/Fln =465. ION2021FF/Z1 -f, - 1212.59NF/Zl =121259N202M = 146 xFh2 = 67.907VmMh =6790N 加56F 一r, 169.287VF” =16928NJ 202146FF

41、 -川441.357VFV =441.35/V202Mv = 146 x FV2 = 24.71 N 加Mv =2471N 加总弯矩=73.95N 加=7395N 加扭矩：T=43. 62N. m45钢的强度极限为g, = 275MP“，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以 = 0-6Pp =73.67 MPaJM2 +(aT)2 r e ,nPp =-=7367MPgyqJ强度合格所以该轴是安全的，满足使用要求。6.8中间轴的校核校核该轴:厶=65mm L2 =84. 5mm Ly =54. 5mm轴的最小直径2 = 30/wh ,轴的抗弯截面系数： = 0.=0.1x303 = 2700mm3

42、作用在齿轮上的力：2000T1= 2000 xll4.26 =1632 28yV你=1632.28 N厶140200071= 2000 x114.26 = 2929 ?4/v為=2929.74NJ厶78FrX =Fzlxtan20 =594.29 NFrl =594.29NFr2 = F/2x tan 20 =1066.347V斤2 =1066.342& 8中间 轴的校核27按弯扭合成应力校核轴的强度:求水平面的支承力：=气2山+厶）+你厶=M32 32N 厶+厶+厶為=你+伦-F2=2129.7N计算、绘制水平面弯矩图：必如=件2厶=158.1加Mafi=FHlLi = 6.CnNm求垂直面

43、的支反力：空二 = 567 8in12 厶+厶+厶 =+-巴295.71N计算、绘制垂直面弯矩图：巧门=2432.32Fhi = 2129 .INM“h,”=158.1N 加Malh =11607N 加FV2 =5678NFvl =-9571N28& 9低速 轴的校核M*，,” =只2 厶=36.9N 加=只厶1 = 5.22N m求合成弯矩图，按最不利情况考虑：M呗=JM+M 爲=162.35Nw扭矩：為=114.26N也求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m, n-n处截面最危险，其当量弯矩为：(取 折合系数a = 0.6)计算危险截面处轴的直径：mm截面：Jm； +(aT.)2Pp = 山

44、=6527MMyqJ%Pp产w =4997M%YSp所以该轴是安全的，满足使用要求。69低速轴的校核校核该轴和轴承：厶=64mm Z.=141mm轴的最小直径：3 =35?，轴的抗弯截面系数：吧=0.1J4287 .5mm3作用在齿轮上的力：2000 7：.= 2000 x 221.72 = 2842 567Vd3156Fr3 =/;3x tan 20 =1034.6按弯扭合成应力校核轴的强度：M“y,” =36.9NmM aVn =-522N 加Mirw =16235N 加 4IFW=116.195Npp、= 65.27 MPappl =4997MPa强度合格 =2842.56NFr3 =

45、1034.6/V29Ft3Fr3丄 3 =1955.13N 厶+厶2M = F2 厶=125.13N2F、r = F/】=7ii.61N 厶0 =尺3几2=323 NFH1 =1955.13NFfn =887.43/VMh =1253NFV2 = 711.617VFV =323NMv = 45.54N “?M川=133 bNhMv =尺卫厶=45.54N m总弯矩 M,” = JM% +M： = 133.16N m扭矩：7；=221.72N 加45钢的强度极限为Pp = 215MPa ,又由于轴受的为脉动 循环载荷，所以 = 6307.1高速 轴轴承的 选择7.2中间 轴轴承的 选择0=氓空=

46、43.9凶吩山W3所以该轴是安全的，满足使用要求。7.滚动轴承的选择考虑到受力较小且主要受径向力，故选用单列深沟球轴 承。7.1高速轴轴承的选择主动轴承根据轴颈值査课程设计手册得：代号7205C角接触球轴承2个两轴承承受纯径向载荷瞬 + 总 T290.38N巴 2 = J 用2+用2 =494.95MVP = =1290.38N X=l, Y=0 CQ4.0KN f,= = 3I5=兰(竺*=61991.7/.60n fpP 60x511xl.l3xl290.38预期寿命为：10年，两班制L=10 X 300 X 16=48000h Ldx所以轴承寿命合格7. 2中间轴轴承的选择选择轴承的代号为：7207C角接触球轴承2个你总=2131.85NFr2 = J 巧;2