课程设计----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

1、课程设计-用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱 齿轮减速器机械设计课程设计计算说明书- 2 -专业设计题目-4 -设计者指导教师2011 年二机械设计课程设计计算说明书目录设计任务书1 传动方案的拟定及说明2 电动机的选择3 计算传动装置的运动和动力参数4 传动件的设计计算 4轴的设计计算10键联接的选择及校核计算20滚动轴承的选择及计算21连轴器的选择22减速器附件的选择22润滑与密封22参考资料目录22设计小结22- 6 -机械设计课程设计任务书题目：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总体布置简图1 电动机 2联轴器 3二级展开式圆柱齿轮减速器4联轴器5传送带工作

2、情况一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）设计原始数据运输工作拉力F（ N）3300运输带工作速度1.2V （ m/s）卷筒直径D （ mm）350工作条件一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）使用期限十年、大修期三年生产批量10台生产条件中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮动力来源电力、三箱交流、电压 200/300伏运输带速度允许误<£%差-8 -设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算 第二阶段：轴与轴系零件的设计 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核

3、及草图绘制 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编 写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减 速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿 轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中 间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择计算及说明结果1. 、电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平衡、 连续单向运转、室内工作、有灰尘，所以选 用常用的封闭式Y系列的电动机。2、电动机的选择1）工作机所需功率PwPw 一 Fv3300N 1.2m/s3£6kW1000 10002）电动机的输出功

4、率Pd Pwa242a1234齿轮传动效率1=0.97 ;滚动轴承效率 2=0.98 ;联轴器效率3=0.99 ;卷筒效率4=0.96.所以总效率a= 0.972 0.984 0.992 0.960.82所以Pd 3.96kW 4.83kW3、确定电动机的转速卷筒轴工作转速：60 100060 1000 1.2m/s.n 65.48r/minD350mm二级圆柱齿轮减速器传动比工作机所需功率：P,=3.96kW总效率：a =0.82电动机 的输出 功率：P,4.83kWi=840.故电动机转速的可选范围为nd i n (8 40) 65.48r/min 5242619r/min4、电动机型号的

5、确定综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量， 价格和减速器的传动比由机械设计手册查出电动机型号为Y132M2-6 ，额定功率Pcd 5.5kw，同步转速1000 r/mi n，满载转速 960 r/min ，基本符合题目所需的要求。卷筒转速：n=65.48r/min电动机可选转 速范围：nd 524 2619 r/min电动机型号：Y132M2-6型号额定功率/kW满载时最大转矩 额定转矩重量/kg转 速/ r ? min电 流/A效 率(%)功 率 因 数Y132M2-65.596012.685.30.782.284计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比和分配传动比计算及说明结果1计算

6、总传动比由电动机的满载转速nm 96or/min和工作机主动轴转速n=65.48r/min可确定传动装置应有的总传动比为：总传动比：ia nm 96014.66n 65.48ia = 14.662.合理分配各级传动比展开式传动，希望两级大齿轮直齿轮相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通常二i14.65 ； i23.15级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。查课程设计指导书图 12，得 ii 4.65 由 ia ii i2 得 i23.157i1传动装置的运动和动力参数计算及说明结果1、各轴转速

7、：1 轴:ni nm 96or/min2 轴：nii ni 960 206.45r/min11 4.653 轴：nm 竺 206竺 65.54r/min12 3.152、各轴输入功率：1 轴：P1 Pd n 4.83 0.99 4.78 kW2 轴:P2P ?n ? n4.78 0.97 0.98 4.54kW3 车由：P3P2n n4.54 0.97 0.98 4.32kW3、各轴输入转矩：电动机输出转矩：Td 9550 巴 9550 竺348.05N mnm9601 车由：T1 Td n 48.05 0.99 47.57N m2 轴:T2 T1 i1 n n 47.57 4.65 0.97

8、 0.98 210.27N m3 车由：T3 T2 i2 n n 210.27 3.15 0.97 0.98 629.63N mm 960 r/minnn 206.45 r/minnm 65.54r/minP1 4.78kWP24.54kWP34.32kWTd 48.05N m1 轴:T1 47.57N m2轴：T2210.27N m3轴：T3629.63N m传动件设计计算高速级齿轮计算及说明结果1.选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；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 。2）精度等级

9、选用8级精度；3）试选小齿轮齿数乙=24 ,大齿轮齿数Z2 h Z14.65 24111.6取Z2 112 的；2 .按齿面接触强度设计由设计计算公式（10 9a ）进行试算，即d1t 2.32 JKT1 U 1（Z Y du （1）确定公式内的各计算数值1 ）试选载荷系数Kt = 1.32）计算小齿轮传递的转矩：T1 = 4.757 1 04 N mm3）由于两个齿的齿面为软齿面（硬度350HBS ）且两支承相对于小齿轮做不对 称布置，则d可取表中偏上限的数值，由 表10 7选取齿宽系数d 1。4）由表10 6查得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa25）由图10 21d按齿面硬度查得小

10、齿轮 的接触疲劳强度极限应在550740之 间，取Hlim1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度V2-16 -极限在490680 之间，则取Hiim 2 550MPa ；6）由式10 13计算应力循环次数9Ni 60nijLh 60 960 1 8 365 101.68 1083.61 101.68 109N24.657）由图10 19查得接触疲劳寿命系数K HN1-62 -=0.92 ; khn2 = 0.968 ）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1 %，安全系数S= 1,由 式（10 12 ）得h,心严=0.92 xS600MPa = 552MPah2 Khn2 lim2 = 0.96

11、xS550MPa = 522.5MPa（2）计算1 ）试算小齿轮分度圆直径dit=2.323d1t >2.23,;KtT1u 13 l1.3 4.7571045.654.65189.8522.52ZeCTh2mm=49.841mm2）计算圆周速度n d1tn1n 49.841 960=60 1000 = 60 1000=2.5lm/S3 ）计算齿宽bb d d1t1 x49.841mm=49.841mm4）计算齿宽与齿高之比h模数：d1tmt 一Z1492841=2077mm齿高:h 2.25m2.25 2.0774.673mm所以:b 49.84110.67h 4.673计算载荷系数K

12、根据u = 2.51m/s , 8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数Kv1.14直齿轮，Kh a KFa 1 ；由表10 - 2查得使用系数KA 1由表10 - 4用插值法查得8级 精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh B 1.453由专=10.67 , Kh =1.453 查图 10-13得Kf "I.37 ；故载荷系数K 1.656KKaKv Kh aKH b 1 1.14 1 1.453 1.6566)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10 10a )得d1 54.029mmd149.84154.029 mm2.25 mmm 2.25 mm7 )计算模数md15

13、4.029m Z|243. 按齿根弯曲强度设计由式(10 5)、3 2KT1 YFaYSam 引=)(1 )确定计算参数1 )由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa ;2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfni 0.85, kfn2 0.90;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12 ）得fi Kfns FE1 0.85 4500 303.57MPafL Kfn2 fE2244.29MPaS1.44）计算载荷系数k 0K KaKvKf Kf 1 1.14 1 1.37 1.5625）查

14、取齿型系数由表 10 - 5 查得 yf31=2.65 ; yf32=2.176）查取应力校正系数由表 10 - 5 查得 YSa1=1.58 ； YSa1=1.807）计算大、小齿轮的 込并加以比较YFa1YSa1 _ 2.65 1 .58 _0 01379 cF 1303.57'Yf_ 2.17 1.80 =0.01599（tf 2244.29大齿轮的数值大，取0.01599 o1）设计计算m >:j2562 4.757 10 0.01599 =l.60mm1 24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

15、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1.60并就近圆整为标准值m=2.0mm ，按接触强度算得的分度圆直径Z1d154.029227Z2 i1Z1 4.65 27 1264. 几何尺寸计算2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 乙 m 27254mmd2 Z2 m 126 2 252 mm3）计算中心距a d1 d254 252153mm2 2模数m=2.0mmz-i 274）计算齿轮宽度b 也 di 1 54 54mmBi=60mm, B2=54mmZ2 126低速级齿轮计算及说明结果1.选精度等

16、级、材料及齿数1）材料及热处理；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 。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z = 24，大齿轮齿数Z2 Z1 i124 3.1575.676 ；2 .按齿面接触强度设计按式（10 9a）试算，即d1t 2.32严匚严 Y u OH.)2（1）确定公式内的各计算数值1 ）试选载荷系数Kt = 1.32） 小齿轮传递的转矩：ti= 2.1027 io5N mm3）由表10 7选取齿宽系数d 1 °4）由表10 6查得材料的弹性影响系数1ZE 18

17、9.8MPa25）由图10 21d按齿面硬度杳得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 =600MPa ;大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2 550MPa ;6）由式10 13计算应力循环次数N160n 1 j Lh 60 206.45 1 8 300 102.973 1088N22973 109.438 1073.157）由图10 19查得接触疲劳寿命系数Km0.96 ; khn2 0.988 ）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1 %，安全系数S 1，由式（10 12 ）得H1 Khns lim1 = 0.96 X600MPa=576MPa町2 KhnS lim2 = 0.98 X550MPa=

18、539MPa(2)计算1 )试算小齿轮分度圆直径d1t32KtT1 u 1 Zed1t >2.23 机 u60 1000=2.32模数：m dit 82,309 =3.43mmZ124齿高：h 2.25mt 2.25 3.43 7.72mm所以：半寫；9 10.675）计算载荷系数K根据U = 0.89 m/s ,8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数kv=1.07直齿轮，Kh Kf 1 ；由表10 - 2查得使用系数Ka 1由表10 - 4用插值法查得8级 精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh 1.464由 7 = 10.67 ，kh =1.464 查图 10h-13得Kf 1.3

19、8 ；故载何系数K Ka Kv Kh °Kh 卩 1 1.07 1 1.4641.5666）按实际的载荷系数校正所得的分度 圆直径，由式（1010a ）得d1 小汇 82.309 讥66 87.578 mm7）计算模数mm d1 87.578 3.65 mm Z243.按齿根弯曲强度设计由式（10 5）m珂亍（贰）V e d 乙*（1）确定计算参数1 ）由冬10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa ；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfni 0.90 ， kfn2 0.91；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安

20、全系数S=1.4，由式（10-12 ）得f10.90严 321.43MPaLJS1.4f2 KfnS FE2 0.91 4308 200.2MPa5）计算载荷系数K。K KaKvKf aKF B 1 1.07 1 1.38 1.4775）查取齿型系数由表 10 - 5 查得 YFa1=2.65 ; yf32=2.2286）查取应力校正系数由表 10 - 5 查得 Ysa1 = 1.58 ; Ysa2=1.7627）计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较FYFa1Ysa1 _ 2.65 1 .58 _0 01303F 1321.43YFa2Ysa2 _ 2.228 1.762 _0 01961F

21、 2200.2大齿轮的数值大。5）设计计算m >J2 T 第27 10 0.01961 -2.77mm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 触疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮 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2.77并就近圆整为标 准值m=3.00mm ，按接触强度算得的分 度圆直径 zi d129,z2 ii zi 3 29=871II34.几何尺寸计算6）计算大、小齿轮的分度圆直径di zi m 29 3 87 mmd2 z2 m 87 3 26

22、imm7）计算中心距a di d286i i74mm2 28）计算齿轮宽度b d di i 87 87mmBi=95mm， B2=87mmZi 29 Z287di 87mmd2 26imma=174mmB=87mmBi=95mmB2=87mm轴的设计输出轴设计计算计算及说明结果1. 输出轴上的功率、转速、转矩：P3=4.32kW ; n3 65.54r/min;T3 629630N mm2. 作用在轴上的力；已知低速级大齿轮的分度圆直径：d2 261mmI3E1 -Pt2t 3 2 629630圆周力：Ft 4825Nd2261径向力： Fr Ft tan4825 tan 20 1756N3.

23、初步确定轴的最小直径：按d 平初步估算，选取轴的材料为45 n3钢，调质处理。有表15-3取a iio，于是得d AC=110慮444mm由轴直径d 100mm，且开有一个键槽， 故使轴径增大5%，即：d 44.4 (1 5%)46.6 mm为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径 相适应，故需同时选取联轴器型号。根据Tca KaT3，查表14-1，考虑到转矩变 化很小，取Ka 1.5。所以 Tca 1.5 629630944445 N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩 的条件，采用凸缘联轴器，型号 GY7-J1 型，许用转矩Tp=1600N m，半联轴器的孔径di=48mm，故取 a

24、2=48mm。半联轴器长度 L=112mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=84mm 联轴器和轴配合采用H7k64. 轴的结构设计：（1）方案如下图：（2）确定轴的各段直径和长度：1）为了满足半联轴器的轴向定为要 求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2 3=55mm ，为保 证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取L12=82mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承参照工作要求并根据d2 3=55mm ，初步选取6212，其尺寸为d D T 60mm 110mm 22mm，故d3 4= d7 8=60mm；右

25、端滚动轴承米用轴肩进行疋位，由手册上查得6212型轴承的定位轴肩高度h=5mm ，因此，取d4 5=70mm。3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径 d6 7 =70mm ，齿轮左端与左轴承之间米用轴套定位，已知齿轮轮毂宽度 为87mm，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L6 7=83mm。齿轮右端米用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d ，故取 h=6，则轴环处的直径d5 6=82mm。轴环宽度 b 1.4h，取 L5 6 12mm4）轴承端盖的总宽度为32mm。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L=30mm ，故

26、L2 3 62mm5）由低高速级齿轮与壁面的距离关 系及齿轮间的距离关系，及轴承与内 壁面的距离关系，可确定L7 8=22+8+16+4=50mm； L4 5=79mm。（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 用平键连接。按d67=70mm 由表6-1查得平键界面b h 20mm 12mm，键槽长 为70mm。选择齿轮与轴的配合为H7 同样，半联轴器与轴的连接选用平键 14mm 9mm 70mm（4 ）确定轴上的圆角和倒角尺寸：参考表15-2，取轴端倒角为2 45 , 2、4处圆角R1.5，其余各处R2.0.5.求轴上的载荷：根据轴的结构简图做出轴的计算简图， 根据轴的计

27、算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如下：环丽:从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可 以看出轴的危险截面C。6.按弯矩合成应力搅合轴的强度：只对C截面进行校核。取=0.6，轴的 计算应力：2 2ca、'M_i(叮3)$2792712(0.6 629630)2137MPaW0.1 703轴的材料45钢，调质处理，由表15-1 查得J=60MPa。因此ca< J,故安全7.精确校核轴的疲劳强度： (1 )判断危险截面：截面A，2,3，B只受扭矩作用，虽 然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中 均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径 是按扭转迁都较为宽裕确定的，所以截面 A，2,3，B均无需校核

28、。从应力集中对轴的疲劳强度的影响 来看，截面6,7处过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看，截面 C上的 应力最大。截面6的应力集中的影响和截 面7的相近，但截面7不受扭矩作用，同 时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C 上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配 合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且 这里轴的直径最大，故截面 C也不必校核。截面4,5显然更不必校核。由第三章附录可 知，键槽的而应力集中系数比过盈配合的 小，因而该轴只需校核截面6左右两侧即 可。（2）截面6左侧抗弯截面系数：W=0.1 d3=0.1703 34300 mm3抗扭截面系数：Wt 0.2 d3=0.2703

29、 68600mm3截面6左侧的弯矩M为：M=279271145扫学5 195778N m145.5截面6左侧的扭矩T3为：T3=629630Nmm截面上的弯曲应力：b M 1957785.71MPaW 34300截面上的扭转切应力：t T3629630 9.18MPaWt 68600轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B 640MPa ,1 275MPa,1 155MPa。过盈配合处的k ,由附表3-8用插值 法求的，有=2.72 , © 0.8 2.72 2.18轴采用磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为0.92轴表面未经强化处理，即q 1，则综 合系数值为k11K 12

30、.72 12.810.92k11K 丄丄 12.1812.270.92碳钢的特性系数：0.1 ；0.05计算安全系数值：S127518.29K am 2.81 5.71 0.1 0S191；559 1814.56K am 2.270.052 2Sca 鳥 S 2严2： 14.56 2 11.39 S 1.5vS2 S2<18.292 14.562故轴的选用安全。(3)截面6右侧：抗弯截面系数：W=0.1 d3=0.1823 55137 mm3抗扭截面系数：Wt 0.2 d3=0.2823 100274mm3截面6左侧的弯矩M为：M=27927114：5 43.5 195778N m145

31、.5截面6左侧的扭矩T3为：T3=629663N mm截面上的弯曲应力：b M1957783.55MPaW 55137截面上的扭转切应力：t T3629630 6.28MPaWT 100274轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B 640MPa，1 275MPa，1 155MPa。截面上由于轴环而形成的理论应力集中系数 及 按设计手册查取。由-0.029 ,821.17 ,d70?d70经插值后可查得=2.43 ,=1.93轴的材料敏感系数：q 0.81 , q 0.85 故有效应力集中系数为k 1 q (1)1 0.81 (2.43 1)2.16k 1 q (1)10.85 (1.9

32、3 1)1.79由附图3-2的尺寸系数0.67，由附图3-3的扭转尺寸系数0.81轴采用磨削加工，由附图3-4得表 面质量系数为0.92轴表面未经强化处理，即q 1，则综 合系数值为K11216 丄 3.310.670.92K 117912.270.820.92碳钢的特性系数：0.1 ；0.05计算安全系数值：S127523.40K am 3.31 3.55 0.1 0.155S K am6.286.2821.28a2.272 °.°5Sca亠纠 212815.74 S 1.5Js2 S2J23.42 21.282故该轴在截面6右侧的强度也是足 够的。输入轴的设计计算计算及

33、说明结 果1，高速轴上的功率R,转矩T1和转速n1 :p=4.78kW ; T1 =47570Nmm ;m=960r/mi n。2作用在齿轮上的力：已知高速级齿轮的分度圆直径：d1 54mm 圆周力：Ft 也 2 47570 1762Nd154径向力 : Fr Fttan 1762 tan20 641N3. 初步确定轴的最小直径：按d a； 了初步估算，选取轴的材料为45 ni钢，调质处理。有表15-3取A 112，于是得 d 人：=112；60 19.1mm由轴直径d 100mm，且开有一个键槽， 故使轴径增大5%，即： d 19.1 (1 5%)20.1mm根据 Tca Ka，查表 14-

34、1，有 Ka 1.5。所以 Tca 1.5 4757071355“ mm采用凸缘联轴器，型号GY7-J1型，公称转矩 Tn=112000Nmm，许用转速9500r/min 。轴孔直径28mm，故取 d“=28mm ，半联轴器长度L=47mm，毂孔长度 L1=44mm，联轴器和轴配合采用詈4. 轴的设计方案。(1)设计方案：(2)确定轴的各段直径和长度：1) 为了满足半联轴器的轴向定为要 求，1-2轴断左端需制出一轴肩，故取2-3断的直径d2 3=36mm ，为保 证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取Li2=42mm。2) 初步选择滚动轴承。应轴承只

35、受 径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 3=36mm ， 初步选取6208，其尺寸为d D T 40mm 80mm 18mm，'故d3 4= d7 8=40mm；右端滚动轴承米用轴肩进行定位，由手册上查得6208型轴承的定位轴 肩高度h不小于3.5mm，因此, 取 d4 5=d6 7=47mm 。3）由于齿轮分度圆直径太小，故将 齿轮设置成为轴的一部分。4）轴承端盖的总宽度为36mm。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L=30mm ，故取 L2 3 66mm。5）由齿轮与壁面的距离关系及轴承 与内壁面的距离关系

36、，可确定L6 7=20mm； L45=122mm。（3 ）轴上零件的周向定位：半联轴器采用平键连接。按 d2=28mm 由表6-1查得平键界面b h 8mm 7mm，键槽长为 36mm 。（4 ）确定轴上的圆角和倒角尺寸：参考表15-2 ，取轴端倒角为1 45 ,2、5、6处圆角R1，其余各处R1.6.5. 求轴上的载荷：根据轴的结构简图做出轴的计算简图, 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可 以看出截面C是轴的危险截面。6. 按弯矩合成应力搅合轴的强度：只对C截面进行校核。取=0.6 ,轴的 计算应力：ca vm2 ( T1)2 e°9912 (0.6

37、47574)2 5.5MPaW0.1 543轴的材料45钢，正火处理，由表15-1 查得J=55MPa。因此 ca< J故安全中间轴的设计计算计算及说 明结 果1，中间轴上的功率P2，转矩T2和转速n2 :P2=4.54kW ; T2=210270Nmm ;n2=206.45r/m in。2作用在齿轮上的力：高速级齿轮的分度圆直径：d1 252mm ； 低速级齿轮的分度圆直径：d2 87 mm 圆周力：F晋2囂70 1669NFt2 並 2 2102704834Nd287径向力： Fr1 Ft1 tan 1669 tan20607NFr2 Ft2ta n 4834 tan 201759N

38、3. 初步确定轴的最大直径：按d a,3，P2初步估算，选取轴的材料为45 n2钢，调质处理。有表15-3取A 112，于是得 d a/i巴=121 J-4.5433.9mm,n2. 206.45由轴直径d 100mm ，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，即:d 33.9 (1 5%)35.6 mm中间轴为非外伸轴，计算直径作为最大直径，所以取d=38mm齿轮与轴采用H7配合k64. 轴的结构设计(1)设计方案：(2)确定轴的各段直径和长度: 由轴的最大直径确定d2 3=d45=38mm ，由齿轮宽度及相应轴段比 齿轮宽度短 4mm，可确定 L2 3 91mm ； L4 5 50mm。齿轮 之

39、间采用轴肩位，轴肩高度h>0.07d，取 h=5，则轴环处的直径d3 4 48mm. L34 12mm 轴承段取d=35的轴承，轴承代号为6207，寸 d D T 35mm 72mm 17mm，di2= d5 6=35mm,。由轴承和内壁面之间的 距离和齿轮与内壁面之间的距离关系，可得 出 Li 2 41mm ； L5 6 44mm。（3 ）轴上零件的周向定位：齿轮处采用平键连接。按d2 3= d45=38mm ，由表 6-1 查得 2-3 处平 键尺寸为 b h 10mm 8mm， L=80mm。4-5 处 键b h 10mm 8mm，L=40mm 。（4 ）确定轴上的圆角和倒角尺寸：

40、参考表15-2，取轴端倒角为1-5 45，其余各处取R1.2.从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。5.按弯矩合成应力搅合轴的强度：只对C截面进行校核。取=0.6 ,轴的 计算应力：ca M：( T2)2 .2064222(0.6 210270)244 1MPaW0.1 383轴的材料40Cr，调质处理，由表15-1 查得J=70MPa。因此 ca< J故安全键的校核低速轴键计算及说 明结 果平键校核公式：p 24耳联轴器处：寸： b h L 14mm 9mm 70mm轴段直径：d=48mm扭矩 T=629.63N m轴槽深t=5.5mm所以：l=L-b=70-14

41、=56mmk=h-t=9-5.5=3.5mm52 62963 103133.85MPap k l d3.5 56 48由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力p 120150MPa，取 145MPa所以，p p，可以满足使用要求 齿轮处：寸： b h L 20mm 12mm 70mm轴段直径：d=70mm扭矩 T=629.63N m轴槽深t=7.5mm 所以：l=L-b=70-20=50mm k=h-t=12-7.5=4.5mm2T 1032 边63 10380.0MPap k l d4.5 50 70由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力p 120150MPa所以，p p1，可以满

42、足使用要求p 133.85MPa合格p 80.0MPa合格高速轴键计算 及说 明结 果联轴器处：寸：b h L 8mm 7mm 36mm轴段直径：d=28mm扭矩 T=47.57N m轴槽深t=4mm所以：l=L-b=36-8=24mmk=h-t=7-4=3mm2T 103 2 47-5710347 2MPap4/. 2IVIPapkld3 24 28由表6-2查得p 47.2MPa钢在静载荷作用下的许用挤压应力p 120150MPa合格所以，p p，可以满足使用要求中间轴键计算 及说 明结 果高速级齿轮处：寸： b h L 10mm 8mm 40mm轴段直径：d=38mm扭矩 T=201.27N m 轴槽深t=5mm所以：l=L-b=40-10=30mmk=h-t=8-5=3mm33p 2T 102 201-27 10117.7MPapkld3 30 38由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力p 120150MPa所以，p p，可以满足使用要求 低速级齿轮处：寸： b h L 10mm 8mm 80mm轴