机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机

1、长春工程学院 机电学院 机械设计课程设计计算说明书长春工程学院 机电学院 设计题目 二级展开式圆柱斜齿轮减速器班 级 机电学院 姓 名 学 号 指导教师 时 间 2013/12/30 目录一、设计任务书.(3)二、动力机的选择.(4)三、计算传动装置的运动和动力参数.(5)四、传动件设计计算（齿轮）(6)五、轴的设计. . . . . . .(12)六、滚动轴承的计算.(20)七、连结的选择和计算.(21)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(22)九、箱体及其附件的结构设计.(22)十、设计总结.(23)十一、参考资料.(23)一 设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号11 带式运输

2、机的工作原理（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）2工作情况：已知条件1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35；2) 使用折旧期；8年；3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4) 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5) 运输带速度容许误差：±5%；6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3原始数据题号参数1运输带工作拉力F/KN2800运输带工作速度v/(m/s)1.4卷筒直径D/mm240注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。31二 动力机选择因为动力来源：电

3、力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。1 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw 由题中条件（两班制-16小时；单向，载荷平稳）查询工作情况系数KA（见1P156表8-7），查得K A=1.3设计方案的总效率 0=1*2*3*4*5*6本设计项目中的各级效率（见2P4表1-5）联轴器的传动效率（输入输出共2对），单对0.99；轴承的传动效率 （4对）， 单对0.99；齿轮的传动效率（2对），单对0.96；-卷筒的传动效率，0.96。=0.862） 电动机的输出功率Pw=kA*=5.31KWPdPw/，=6.17Pd2.24/0.86=2.60KW2 电

4、动机转速的选择由v=1.4m/s 求卷筒转速nwV =1.1 nw=111.41r/minnd（i1·i2in）nw由该传动方案知，传动系统中只有减速器中存在二级传动比i1、i2，其它传动比都等于1。由2P196一、3）知：展开式二级圆柱齿轮减速器i1（1.3-1.5）i2，由2P192表13-2知二级圆柱齿轮减速器传动比范围为8-40。所以 nd =8-40 nw=8，40* 95.54 r/min所以 nd的范围是（891.28，4456.4）r/min。3电动机型号的确定由2173表12-1查出电动机型号为Y132M-4,其额定功率为7.5kW，满载转速1440r/min。基本

5、符合题目所需的要求。=0.86Pw=5.31 KWPd6.17 KWnw=95.54 r/min电机Y100L2-4电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY132M-4,7.514402.22.381三 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw nw111.41 nm=1440r/min i12.932 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因为i12.93，取i（1.3-1.5）i22，i2=3.

6、04 i1=4.25 速度偏差为0.05%，所以可行。3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速I n1=1430r/min 中间轴II n2=338.8r/min 低速轴III n3= =95.5r/min 卷筒 n4=111.45r/min。电动机额定功率 P0=Pd*=7.5Kw (n01=1) 高速I P1=P0*=P0* = 3*0.99*0.99= 7.35075 Kw 中间轴II P2=P1=P1*齿*轴承=2.9403*0.96*0.99=6.986 Kw低速轴III P3=P2*34=P2*=2.7945*0.96*0.99=

7、6.639 Kw卷筒 P4=P3*45=P3*=2.656*0.98*0.99=6.442 Kw各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N高速I T1= =48.75 N 中间轴II T2=196.92 N 传动比12.93i1=4.25 i2=3.04各轴速度n0=1440r/minn1=1440r/minn2=338.8r/minn3=111.45r/minn4=95.5r/min各轴功率P0 =7.5KwP1= 7.35KwP2=6.986Kw P3=6.639 Kw P4=6.442 Kw低速轴III T3= =568.89N 卷筒 T4=552N其中Td= (N*m)项 目电动机轴高速轴

8、I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min8111.45111.45功率（kW）7.57.356.9866.6396.442转矩（N·m）48.75796.92568.89552传动比114.253.041效率10.980.950.950.94四 传动件设计计算（齿轮）A 高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数7.55KW1440r/min4.2348.73N·m1.31 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

9、为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z285；2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按1P203式（1011）试算，即 dt3 确定公式内的各计算数值1）参数确定（1） 试选Kt1.3（2） 由1P206表107选取尺宽系数d1（3） 由1P202表105查得材料的弹性影响系数ZE188.9Mpa Zh=2.433（4） 由1P212图1025按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1550MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2500MPa；（5） 由1P209式1015计算应力循环次数N16

10、0n1jLh60×1430×1×（2×8×300×8）3.3×109N2N1/4.687.05×108（此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时）各轴转矩T1=48.75 NT2=196.92 NT3=568.89 NT4=552 N8级精度；Z120 Z285Kt1.3d1Hlim1550MPaHlim2500MPa（6） 由1P208图1023查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由 1P207式（1014）得

11、H10.90×550MPa495MPa H20.98×500MPa490MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=31.46mm（2） 计算圆周速度v=2.37 m/s（3） 计算齿宽b及模数mb=dd1t=1×31.46mm=31.46mmm=1.573 mmh=2.25m=2.25×2.071 mm=4.659 mmb/h=33.136/4.659=7.11（齿向载荷分配系数使用）（4） 计算载荷系数K 由1P192表102，取KA=1；根据v=2.37m/s，8级精度，由1P194图108查得动载系数KV=1.10；由1P196表1

12、04查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.450，查1P197图1013查得KF =1.26；查1P195表10-3，对于直齿轮K=1.4（对于斜齿轮需假设KAFt/b100N/mm，并进行验算）。K=KAKVKK=1x1.10x1.4x1.450=2.233（5） 按实际载荷系数校正分度圆直径，由1P204式（1012）得 d1=mm=37.68mm（6） 计算模数m m.=mm =1.828 mm4 按齿根弯曲强度设计由1P200式(107) m1） 确定计算参数S1H1495MPaH2490MPad1t =31.46mmv =2.1575 m/sb=28.6mmm=1.828

13、mmh=3.1248mmb/h=9.152KA=1KV=1.07KH=1.450KF =1.35K=1.4K=1.88d1=39.139mmm=1.6086mm由1P210图10-24c得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=450Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=400MPa。由1P208图10-22查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 ；KFN2=0.9计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4（1P207 S=1.25-1.5），由1P207式10-14得F1=（KFN1*F1）/S=273.2MpaF2= （KFN2*F2）/S=257.14Mpa（1） 计算载荷系数K=KAKVKKF=1.2

14、5×1.14×1×1.26=1.828（2） 查取应力校正系数由1P201图1018查得Ysa1=1.57；Ysa2=1.78；YFa1=2.75；YFa2=2.22；（3） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.015=0.0167 小齿轮的数值大。2）设计计算m=1.828mm对结果进行处理取m=2mmZ1=d1/m=39.139/219 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.21*20815 几何尺寸计算1） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1m=19*2=40 d2=Z2m=81*2 =162mm2） 计算中心距a=(d1+d2)/2=(162+40)/2=105

15、 mm。3） 计算齿轮宽度 b=dd1=0.8*46=39.139+mm取：B1=45mm，B2=40mm （小齿轮比大齿轮多5-10mm）4） 验算Ft=2T1/d1=3409 100N/mm （斜齿轮验证）F1=450MpaF2=400MPaKFN1=0.9 KFN2=0.92S=1.4F1 =289.29MpaF2 =262.86MpaK=1.8Ysa1=1.57Ysa2=1.78YFa1=2.75YFa2=2.22=0.0143=0.0160m=2 mmZ1=19Z2=81d1=39.139mmd2=166.859mma=105mmB1=45mmB2=40mmI12=4.255） 设计

16、结果模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2mm39.139mm45mm19大齿轮2mm166.859mm40mm816） 结构设计小齿轮齿顶圆直径小于160mm，采用实心结构或齿轮轴（根据轴的设计结论而定，P230齿轮结构）；大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构（具体结构见后续结构设计）。B 低速齿轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数6.986KW338.8r/min3.0496.92N·m1.31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

17、硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z324，大齿轮齿数z473的；2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按1P203式（1011）试算，即 dt33确定公式内的各计算数值1）参数确定（1） 试选Kt1.3（2） 由1P206表107选取尺宽系数d1（3） 由1P202表105查得材料的弹性影响系数ZE188.9Mpa（4） 由1P210图1024d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim3550MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim4500MPa；（5） 由1P209式1015计算应力循环次数N360n3jLh6

18、0×111.45×1×（2×8×300×8）2.6×108N4N1/3.28.02×107（此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时）（6） 由1P208图1022查得接触疲劳寿命系数KHN11.15；KHN21.28（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由 1P207式（1014）得 H11.15×550MPa632.5MPa H21.28×500MPa640MPa（8）计算 试算小齿轮分度圆直径d1t8级精度；Z324 Z477Kt1.3d1Hl

19、im3550MPaHlim4500MPaS1H1632.5MPaH2640MPad3t=48.346mm（6） 计算圆周速度v=0.558 m/s（7） 计算齿宽b及模数mb=dd3t=1×48.346mm=48.346mmm=1.311 mmh=2.25m=2.25×2.455 mm=5.524 mmb/h=47.136/5.524=8.53（8） 计算载荷系数K 由1P192表102，取KA=1.25；根据v=1.04m/s，8级精度，由1P194图108查得动载系数KV=1.14；由1P196表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.455，查1P19

20、7图1013查得KF =1.35；K=1。K=KAKVKK=1.25x1.14x1x1.450=2.07（9） 校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得 d3=mm=68.8mm（10） 计算模数m m=mm = 2.87 mm6 按齿根弯曲强度设计由1P201式(105) m1） 确定计算参数由1P210图10-24c得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=450Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=400MPa。由1P208图10-22查得弯曲寿命系数KFN1=1.0 ；KFN2=1.0计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4（1P207 S=1.25-1.5），由1P205式10-12得F1

21、=（KFN1*F1）/S=321.43MpaF2= （KFN2*F2）/S=285.71Mpad3t =58.92mmv =0.943m/sb=47.136mmm=2.455mmh=5.524mmb/h=8.53KA=1.25KV=1.14KH=1.450KF =1.35K=1d3=68.8mmm=2.87mmF1=450MpaF2=400MPaKFN1=1.0KFN2=1.0S=1.4F1=321.43MpaF2=285.71Mpa（1） 计算载荷系数K=KAKVKKF=1.25×1.14×1×1.35=1.924（2） 查取应力校正系数由1P202表105查得

22、Ysa3=1.58；Ysa4=1.77；YFa3=2.65；YFa4=2.22；（3） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.013=0.014 小齿轮的数值大。2）设计计算m=2.17mm对结果进行处理取m=2.5Z3=d3/m=68.8/2.528 大齿轮齿数，Z4=u* Z3=3.2*28907 几何尺寸计算1） 计算大、小齿轮的分度圆直径d3=Z3m=28*2.5=70mm d4=Z4m=90*2.5 =225mm2） 计算中心距a=(d3+d4)/2=(225+70)/2=147.5 mm。3） 计算齿轮宽度 b=dd3， b=56mm取：B3=62mm，B4=56mm （小齿轮比大齿轮多

23、5-10mm）4） 验算Ft=2T2/d3=2*87.328*103/70=2495 NNm （斜齿轮验算）5） 设计结果模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2mm58.95mm65mm28大齿轮2mm181.05mm60mm866） 结构设计小齿轮齿顶圆直径小于160mm，采用实心结构或齿轮轴（根据轴的设计结论而定，1P229齿轮结构）；大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构（具体结构见后续结构设计）。K=1.924Ysa1=1.55Ysa2=1.785YFa1=2.8YFa2=2.19=0.013=0.014m=2.5 mmZ3=28Z4=90d3=70mmd4=2

24、25mma=147.5mmB3=62mmB4=56mmI34=3.2五 轴的设计A 各轴最小直径确定1、初步确定各轴最小直径先按1P366式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据1P366表15-3选取A0=112。于是有2、各轴最小直径修正根据1P367轴的直径修正理论，1、3轴轴头开有键槽，轴颈应加大5-7%，因此dmin1=14.62*106%=15.49mmdmin3=33.9*106%=35.934mm3、确定各轴最小直径根据输送机运行载荷性质和使用、安装条件，查2P98表8-2，输入轴和输出轴均采用GY型凸缘联轴器。轴1传递的转矩是48.75Nm，转速为1440

25、r/min，选用GY2型凸缘联轴器，轴孔直径为16mm，配合轴孔长度为42mm。轴3传递的转矩是568.89Nm，转速为111.45r/min，选用GY6型凸缘联轴器，轴孔直径为38mm，配合轴孔长度为82mm。轴2根据使用轴承确定B 各轴结构尺寸设计减速器基本结构设计如下图所示：1、输出轴3结构尺寸设计a轴段1：根据A中确定，d1=35mm；l1=60mm。b轴段2：根据1P364可知轴肩高（23）C或（23）R，d2=46mm；减速器轴承端盖选用凸缘式轴承端盖，轴承外径介于45-65之间，使用4个M6螺钉连接，e=1.2d3（螺纹直径）=1.2*6=7.2mm，暂定m=14mm，为了轴承的

26、检修和润滑设轴承端盖距半联轴器的距离为40.8mm，l2=70mm。c 轴段3：因轴向力很小，初选角接触球轴承，查2P77表6-6，符合GB/T276-1994，7008C轴承，内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=15mm。d3=40mm；l3=15mm。d 轴段7：其直径取轴段3的相同值，d7=40mm；根据下2、a所述，轴段7的长度为l7=40mm。e 轴段6：直径d6=50mm，l6=55mm。f 轴段5：直径d5=d6+2h= d6+2（0.1 d6）=72mm，长度l51.4h，l5=1.4*6=8.4，取l5=10mm。g 轴段4：直径与轴段6相同，直径d6=60mm，根据

27、下2、e所述，轴段长度为l4=130- l5- l6-10+12=68mm。h 通过以上内容可以确定箱体轴承座宽度为：42mm。2、中间轴2结构尺寸设计a轴段1、5：轴段1、5的最小轴径dmin=18.09mm，与轴承配合，所以确定其轴颈为d1（5）=25mm，查2P77表6-6，轴承选用7005C，内径d=25mm，外径D=47mm，宽度B=12mm；箱体壁厚=0.025a+3=6.6875mm，取=8mm，齿轮距箱体内壁的距离根据2P212三、2. 问题阐述有2，取2=10mm，因齿轮1的宽度大于齿轮2的宽度6mm，所以齿轮2距箱体内壁的距离为13mm，轴承距箱体内壁的距离根据2P216图

28、17-12确定3=12mm，为保证轴向的定位可靠，此段轴段加长2mm，l1=40mm，l5=40mm。b 轴段2：直径取为d2=30mm，长度为齿轮2的宽度减去2mm，l2=60mm。c 轴段3：直径为d3=d2+2h= d2+2（0.1 d2）=36mm，长度l31.4h，l3=1.4*3=4.2，取l3=10mm。d 轴段4：直径取为d2=30mm，长度为齿轮3的宽度减去2mm，l2=30mm。e 箱体内壁宽度：根据以上各轴段取值13+40+5+62+10=130mm，为箱体内壁宽度；齿轮齿顶距箱体内壁的距离根据2P212三、2. 问题阐述有11.2，取1=10mm，箱体的内壁长度为418

29、.5mm。3、输入轴1机构尺寸设计a轴段1：d1=16mm；l1=42mm。b轴段2：根据1P360可知轴肩高h（23）C或（23）R；减速器轴承端盖选用凸缘式轴承端盖，轴承外径介于45-65之间，使用4个M6螺钉连接，e=1.2d3（螺纹直径）=1.2*6=7.2mm，暂定m=14mm，为了轴承的检修和润滑设轴承端盖距半联轴器的距离为40.8mm，l2=48+42-12-12=66mm。c 轴段3：因轴向力很小，初选角接触球轴承，查2P77表6-6，符合GB/T276-1994，7005C，内径d=25mm，外径D=47mm，宽度B=12mm。d3=25mm；l3=12mm。d 轴段7：其直

30、径取轴段3的相同值，d7=25mm；根据下2、a所述，根据上2、a所述，轴段7的长度为l7=26mm。e 轴段6：直径d6=30mm，l6=8mm。f 轴段5：直径d5=d6+2h=50，长度取齿轮宽度l5=63mm。g 轴段4：直径与轴段6相同，直径d6=30mm，根据下2、e所述，轴段长度为l4=130- l5- l6-12=42。B 各轴强度校核1、输入轴1的强度校核a 输入轴1的力分析与力矩图如下图b 由上面的设计可知以下数据数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7.3575 Kw48.75N·m1430r/min4020°c 求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=

31、853.7*tan20°=906.69Nd 支撑力及力矩计算通过计算有FNH1=2080N FNH2=411NMH=FNH2*63=41100Nmm同理有FNV1=755N FNV2=1515NMV=15100Nmm N·M轴承端盖设计：1.三轴轴承端盖数据：7008AC轴承，内径40mm，外径68mm，宽度15mm；根据轴的设计可知e=1.2d3=10mm，d3=8mm，m=14mm，3=12mm，2=10mm；d0=d3+1=9mm，D0=D+2.5d3=80+2.5x8=100mm，D2=D0+2.5d3=100+2.5x8=120mm，e1e=10mm，D4=D-（

32、10-15）=70mm，D5=D0-3d3=76mm，D6=D0-（2-4）=76mm，b=5-10=5mm，h=（0.8-1）b=5mm，d1=51mm，b1=12mm，d1D=79mm。2.二轴、一轴轴承端盖数据：7005C轴承，内径25mm，外径47mm，宽度12mm；根据轴的设计可知e=1.2d3=7.2mm，d3=6mm，m=14+（16-12）=18mm，3=12mm，2=10mm；d0=d3+1=7mm，D0=D+2.5d3=47+2.5x6=62mm，D2=D0+2.5d3=62+2.5x6=77mm，e1e=8mm，D4=D-（10-15）=37mm，D5=D0-3d3=44

33、mm，D6=D0-（2-4）=44mm，b=5-10=5mm，h=（0.8-1）b=5mm，d1=51mm，b1=12mm，d1D=39mm。箱体基本尺寸设计：轴承座宽度：m+B+3=14+16+12=42mm箱体内壁宽度：148mm箱体内壁长度：438.5mm其他尺寸见2P164表11-1。Design of fixture adjustment support in auto welding assembling名称符号尺寸关系结果箱座壁厚0.025a+180.025a+388mm0.025a+58箱盖壁厚10.02a+180.02a+388mm0.02a+58箱盖凸缘厚度b11.5112

34、mm箱座凸缘厚度b1.512mm箱座底凸缘厚度b22.520mm地脚螺钉直径df0.036a+1216mm地脚螺钉数目na250时，n=44轴承旁连接螺栓直径d10.75df12mm盖与座连接螺栓直径d2（0.50.6）df8mm连接螺栓d2间距l150200初定130mm轴承端盖螺钉直径d32P166表11-101轴：M6，42轴：M6，43轴：M8，4视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）dfM6定位销直径d（0.70.8）d2D8df、d1、d2至外箱壁距离C12P161表11-222mm、18mm、14mmdf、d2至凸缘边缘距离C22P161表11-220mm、12mm轴承旁凸台半径R1

35、C212mm凸台高度h30外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+（510）42mm（上面已计算）铸造过度尺寸x、y2P20表1-38齿顶圆与内箱壁距离1>1.210mm齿轮端面与内箱壁距离2>10mm箱座、箱盖肋厚m1、m0.851、0.857mm轴承端盖外径D22P166表11-10120mm、77mm轴承旁连接螺栓距离ssD2120mm、77mm4 联轴器的型号的选取根据使用条件可知：轴转速不高、工作平稳、安装条件较好，因此选用结构简单、成本低、传递转矩大的凸缘联轴器。查1P351表14-1，取Ka=1.5则：Tca=Ka*T2=1.5*48.75=73.125N·m

36、按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查2P98表8-2标准GB/T 5843-2003，选用GY3-Y 型凸缘联轴器，其公称转矩为112 N·m，半联轴器的孔径d1=20mm，轴孔长度Y=52mm。5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案（如下图所示）2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 轴段1为与联轴器配合轴段因此轴颈d1=16mm，轴段长度l1=42mm。b 轴段2为过渡轴段，与轴段1有轴肩对联轴器进行定位。根据1P360可知定位轴肩h取（23）C或（23）R，确定d2=20mm；选用凸缘式轴承端盖，因径向载荷较小选用深沟球轴承，2P68表6-1轴承

37、代号7005AC，GB/T276-1994。轴承内径为25mm，轴承外径47mm，轴承宽度b=12mm，这样根据2P166表11-10确定：轴承端盖用螺钉为M6；端盖轮缘厚e=1.2d3=7.2mm；端盖配合深度e1e=7.2；取端盖在箱体内的探入深度m=2e1=14.4mm；为了轴承的检修与润滑使轴承端盖到半联轴器的距离设为30.4；于是轴段2的长度l2=50mm。c 轴段3的直径根据b中的确定为d3=25mm；由2P164表11-1可知箱体厚度=0.025a+38，a=132mm，=8mm，由2P2164可知齿轮距箱体内壁的距离为2=8mm，取齿轮与齿轮的间距c=2=8mm，为齿轮的轴向准

38、确定位和固定此轴段加长3mm；2P216图17-12脂润滑轴承距箱体内壁的距离为3=8-12mm=10mm；l3=27mm；根据d修正为l3=27mm。d 轴段4是齿轮与周的配合段，d4=d3+2（0.1d3）=30mm，小齿轮的齿根圆直径是41.5mm，由2P56表4-1可知普通平键尺寸为bxh=8x7，齿根圆到键槽底部的距离e=41.5/2-30/2-7/2=2.25mm2m=4mm，因此小齿轮与轴为一体-齿轮轴，l4=125mm。e 轴段5和轴段6和成一段轴，轴颈d6=30mm，l6=15mm。f 轴段7轴颈与轴段3相同，d7=25mm，l7=12mm。3) 轴孔配合2P238表17-2

39、为了保证齿轮与轴配合有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6。半联轴器与轴的配合选H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为j6；与轴承座的配合为H7。4) 确定轴的的倒角和圆角1P365表15-2，确定各轴肩、轴环、轴头处的圆角半径。5) 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1P367图15-23。对于6005，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.11

40、75/224*103=2437 N Fr= Ft tana = Ft tan20°=886N通过计算有FNH1=2080N FNH2=411同理有FNV1=755N FNV2=1515NMV=15100Nmm N·MV=40.788N·M 载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=2080N FNH2=411FNV1=755N FNV2=1515N弯矩MH= 41.11NMV=15.1 N总弯矩M总=43.79 N扭矩T3=288.56 N6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度），根据1P369式15-5及1

41、P369b表15-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 FNH1=2080N FNH2=411MH= 41.11 N=43.79 N（轴上载荷示意图）前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面A,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将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过

42、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。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。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。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2) 截面左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数=12.43MpaW=6400mm3Wr=12800 mm3截面左侧的弯矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由1P358表15-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论

43、应力集中系数及按1P40附表3-2查取。因，经插值后可查得 ， 又由1P41附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按1P42式（附3-4）为由1P42附图3-2得尺寸系数；由1P43附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由1P44附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1P25式（3-12）及（3-12）得综合系数值为M=4.5 MPa=14.5 MPa， 于是，计算安全系数值，按1P370式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。B中间轴 2 的设计

44、1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角6.988Kw196.82N·m338.8r/min166mm13.862°2求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=2731*tan13.862°=583N3 初步确定轴的直径先按式1P366式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1P366表15-3选取A0=112。于是有4选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8-16>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设

45、计中尽可能统一型号,所以选择7005AC号轴承=13.606=2491NFr=906.69N=16.08mm7005AC号轴承5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，轴的总长度为L=25+125+27+50+42=269mm由于轴承选定所以轴的最小直径为16mm所以左端L1-2=40mm 直径为D1-2=16mm左端轴承采用轴肩定位由268表6-1查得7005AC号轴承的轴肩高度为2.5mm所以D2-3=20mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=10mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=13

46、0mm8mm为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=70mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为10mm由于第三轴的设计时距离也为10mm所以在该去取距离为10mm取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见256表4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸

47、公差为m6。D 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图C第一轴 1 的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7.35Kw48.75N·m1440r/min40mm13.862°L=269mmD1-2=16mmL1-2=42mmD2-3=30mm2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=601.58N3 初步确定轴的直径先按式1P366式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1P366式15-3选取A0=112。于是有4 联轴器的型号的选取查

48、表114-1,取Ka=1.5则；4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*48.75=73.125N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直

49、径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16，大量生产价格最低固选用角接触球轴承,又根据d2-3=20mm,所以选7005AC号轴承。右端采用轴肩定位，查2 又根据d2-3=20和上表取d3-4=25mmc 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定

50、）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=50mm ，c=15mm，考虑到箱体的制=2080NFr =906.69NGY2 凸缘联轴器Ka=1.5Tca=73.125N·md1=16mm造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为125，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1P360表15-2取1.0mm六滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核

51、 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为7005AC，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=2080N FNV1=411NFNV1=755 FNV2=1515N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 根据1P317表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。2）计算当量动载荷P，根据1P317式（13-8a）按照1P317表13-5，X=1，Y=0,按照1P318表13-6，取。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 （工作时间）,根据1P316式（13-5）（ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承7005AC满足要求。七连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=50mm从1P