机械设计课程设计减速箱

1、三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器目录1 .设计任务书31. 总体布置简图32. 工作情况33. 原始数据34. 设计内容35. 设计任务36. 设计进度32 .传动方案的拟定及说明 43 .电动机的选择 44 .计算传动装置的运动和动力参数 55 .传动件的设计计算6（1） 高速级齿轮的设计计算 61. 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 62. 按齿面接触强度设计 63. 按齿根弯曲强度设计 74. 几何尺寸计算95. 齿轮的结构设计9（2） 低级齿轮的设计计算 91. 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 92. 按齿面接触强度设计 93. 按齿根弯曲强度设计 114. 几何尺寸计算125. 齿

2、轮的结构设计126 .轴的设计计算13（1） 输入轴的设计131. 轴上的功率、转速和转矩 132. 求作用在齿轮上的力 133. 初步确定轴的最小直径 134. 轴的结构设计14（2） 中间轴的设计151. 轴上的功率、转速和转矩 152. 求作用在齿轮上的力 153. 初步确定轴的最小直径 164. 轴的结构设计16（3） 输出轴的设计181. 轴上的功率、转速和转矩 182. 求作用在齿轮上的力 183. 初步确定轴的最小直径 184. 轴的结构设计19（4） 输入轴的校核201. 求轴上的载荷202. 按弯扭合成应力校核轴的强度 213. 精确校核轴的疲劳强度 21（5） 中间轴的校核

3、241. 求轴上的载荷242. 按弯扭合成应力校核轴的强度 253. 精确校核轴的疲劳强度 25（6） 输出轴的校核271. 求轴上的载荷272. 按弯扭合成应力校核轴的强度 283. 精确校核轴的疲劳强度 297 . 滚动轴承的选择及计算 311. 输入轴312. 中间轴323. 输出轴338 .键联接的选择及校核计算 351. 输入轴352. 中间轴353. 输出轴359 .联轴器的选择351. 输入轴处联轴器的选用： 352. 输出轴处联轴器的选用： 35十.减速器箱体设计及附件的选择 361. 减速器箱体及其结构尺寸 362. 减速器零件的位置尺寸 373. 减速器箱体附件374. 部

4、分零件结构 414一.润滑与密封421. 齿轮的润滑422. 滚动轴承的润滑42十二.改进意见 431. 滚动轴承选用的改进 432. 轴结构设计的改进 43十三.设计小结43十四.参考资料目录43同济大学机械设计课程设计2012年7月18日设计计算及说明结果设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减 速器。1 .总体布置简图2 .工作情况工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运转。3 .原始数据运输带 拉力F(N)卷筒的 直径 D(mm)运输带 速度V(m/s)带速允 许偏差 (%)使用 年限 (年)工作制 度(班/ 日)24003001.251514 .设计内容

5、(1) 电动机的选择与运动参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(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、零件图的绘制设计(7) 计算说明书的编写5.设计任务(1)减速器总装配图一张(0号或1号图纸)传动件的设计轴的设计与校核装配图与零件图的绘制 设计说明书的编写(2) 齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)(3) 设计计算说明书一份6.设计进度(1) 发题日期：2012.7.2(2) 第一阶段：7.27.3(3) 第二阶段：7.47.6(4) 第三阶段：7.77.13(5)第四阶段：7.147.17(6)答辩日期：7.18传动方案的拟定及说明根据设计任务

6、书中的总体布置简图，本减速器为展开式两级圆柱齿轮减 速器。根据设计任务要求，减速器采用斜齿圆柱轮，斜齿轮具有传动平 稳，冲击、振动、噪音较小等特点，故本减速器可采用三轴线双级斜齿 圆柱齿轮减速方案。电动机的选择1 .计算驱动卷筒的转速60 x 1000? 60 x 1000 X1.276?/?X 300n?=?2 .选择电动机(1) 电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件,机。它为卧式封闭结构。(2) 电动机容量1) 卷筒轴的输出功率选用一般用途的Y (IP44)系列三相异步电动P? 2400 X 1.2P?= = = 2.88?10001000a.弹性联轴器(轴0与轴1):?=:0.99

7、b.滚动轴承(轴1）：?=:0.99c.圆柱齿轮(轴1与轴2):?=:0.97d.滚动轴承(轴2）：?=:0.99e.圆柱齿轮(轴2与轴3):?=:0.97f.滚动轴承(轴3）：?=:0.99g.刚性联轴器(轴3与轴4):?=:0.99h.滑动轴承(轴4）:?=:0.962)电动机的输出功率查2表2-4选取各机械传动的效率值如下:故从电动机到工作机之间的总效率为Pd?= ? ? ? ? ? ? ? ? =0.86电动机输出功率为PW2.88Pd =3.35? 0.863)确定电动机的额定功率根据计算出的功率Pd,取额定功率稍大于Pd。查2(指参考资料2, 下同)表20-1选取电动机额定功率Pe

8、d = 4kW(3) 电动机的转速为了便于选取电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由2表2-1查得圆柱齿轮传动比范围为i = 36 ,故电动机转速范围为n = n?x?= 6842736?/?初选同步转速为 1000r/min和1500r/min 进行比较方 案电动机型 号额定 功率kW电动机转速r/min电动 机质 量kg传动装置的传动比同步总传 动比一级减 速齿轮二级减 速齿轮1Y112M-44150014404318.9544.742Y132M1-6410009607312.6343.162传动比 选定电动由表中数据可知，两种电动机选择方案均可行，但方案较小，传动装置结构尺寸较小。因

9、此，可采用方案2,机型号为 Y132 M1-6。计算传动装置总传动比和分配各级传动比(4)1)总传动比?960?76 12.632)分配各级传动比高速级齿轮传动低速及齿轮传动?1?=?2?=12.63+ 4 = 3.16? n ?匀符合一般圆柱齿轮传动的传动比常用范围。四.计算传动装置的运动和动力参数如总体布置简图所示，标记各轴为：电动机轴0、输入轴1、1.输出轴3、卷筒轴 各轴转速4。?= ?= 960r/min? = ? = 960r/min? = ?= 960 ?4 = 240?/? = ?= 240?3.16 =76?/? = ?= 76?/?2.各轴输入功率?2.88P4 =3?0.

10、96P3 =?=3.06? 0.99 X0.99P2 =?3.06=3.19?0.97 X0.99P1 =?=? 一=3.32? 0.97 X0.99?3.32=3.35?0.993.各轴转矩?T0 = 9550= 9550? 03.35=33.33? ? 960中间轴2、T0 :?=9550=?:95503.32X960=33.03? ?To =?9550 一 = ?95503.19X=240=126.94?To =?9550 ?=95503.06 =76=384.51?To =?=9550 ?=95503X = 76376.97? ?五.传动件的设计计算（一）高速级齿轮的设计计算1 .选择

11、齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由传动方案的拟定，选用斜齿圆柱齿轮。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB 10095-88 ）。3）材料选择。4）由1表10-1选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBs大齿轮 材料45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为 40HBs5）选小齿轮齿数z1 = 20,大齿轮齿数Z2 = 4 X20 = 80。6）选取螺旋角。初选螺旋角3= 14°。2 .按齿面接触强度设计按1式（10-21 ）试算，即3 2?3? ?± 1 ? 2de 工（西）（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K?= 1

12、.6。2）由1图10-30选取区域系数？?= 2.433。3）由1图 10-26 查得？?1= 0.75 , ?2= 0.88 ,则？?= ?1+ ?2= 0.75 +0.88 = 1.63。4）小齿轮传递的转矩。Ti = 33.03? m = 33030? mm5）由1表10-7选取齿宽系数 巾？?= 1。6）由1表10-6查得材料的弹性影响系数 ?= 189.8MPa 0.5 °7）由1表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限0?=1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限口?=2 550MPa。8）由1式（10-13）计算应力循环次数。Ni = 60? 60 X 96

13、0 X1 X（1 X8 X 300 X 15） = 2.074 X1092.074 X 109口? = = 5.184 X10859）由1图10-19取接触疲劳强度寿命系数 ？?1= 0.96; ?2= 1。10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,由1式(10-12)得?况1 = ?=1 0.96 X 600MPa = 576MPa?=1 x 550MPa = 550MPa?d = (?1 2 ?2) = 563MPa1)(2) 计算计算小齿轮分度圆直径d1?代入?囱中的较小值。2)3)X 1.6 X 33030 X计算圆周速度X 1.63V。?d?v =60 X1000计

14、算齿宽b及模数m ?4+ 1 2.433 X 189.8563)mm = 37.92mm?X 37.92 X960 ?= 1.91 ?60 X1000b =巾？xd1？?= 1 x 37.92mm = 37.92mmm?=Z1d1?9?37.92 Xcos14 ° = mm = 1.84mm20h = 2.25m ?=2.25 X 1.84?= 4.14?37.92 =9.164.144)计算纵向重合度？物5)?= 0.318(J)?zitan 3 = 0.318 X1 X20 xtan141.586计算载荷系数Ko根据v=1.91 ? 7级精度，由1图10-8查得动载系数K?= 1

15、.08；根据载荷状态为轻微冲击，原动机为电动机，由 数 K?= 1.25;1表10-2查得使用系由1 置时, 由b/h由1表10-4用插值法查得7级精度、软齿面小齿轮相对支承非对称布K? 0=9.16表 10-31.417 ;，K?厂 1.417,查1图 10-13 得 K?广 1.35; K?a= K?a= 1.5；故载荷系数K = K?K?K?B= 1.25 X 1.08 X1.5 X1.417 = 2.876)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10-10a)得3 ?d1 = ?Z = 37.92 X?3 2.87 mm = 46.07mm1.67)计算模数mn。d1cos 3

16、mn =46.07 Xcos14 °=2.24mm3.Z1按齿根弯曲强度设计20由1式（10-17）得弯曲强度的设计公式为3 2?cos2? ?mn 暖，6?(?.)（1）确定公式内的各计算数值1)计算载荷系数。K= K?K?T?K?尸 1.252)根据纵向重合度?= 1.63,从1X 1.08 X1.5 X1.35 = 2.73图10-28查得螺旋角影响系数？? =3)0.94。a替业有止z?1 =Z1.?20?W?T = 21.894)5)6)7)8)Z?2 =Z2?80 ?布=87.57查取齿形系数。由1表10-5查得？?=2.724 ; ?2= 2.205。查取应力校正系数。

17、由表 10-5 查得？%?= 1.569; ?2= 1.765由1图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限？E1 = 500?大齿轮的弯曲强度极限？?E2 = 380?由1图10-18 ,取弯曲疲劳寿命系数?1= 0.9; ?2= 0.93;计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由1式（10-12）得?10?1?1 =?-= 0.9 X 500/1.4?= 321.43?9)Y?Y?1 ?11Y?Y?2 *2 大齿轮的数值大。(2)设计计算2.724 X 1.569 =0.013297321.432.205 X 1.765 =0.015417252.43X2.73 X 300

18、30 X0.94 X ? °mn1 X 20 2 X 1.63X 0.015417 ?=1.56?对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿面模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而对齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由齿根弯曲强度计算的模数1.56 ,并就近圆整为标?20?2?42 =?= 0.93 X 380/1.4?= 252.43?准值mn = 2,取由齿面接触疲劳强度计算的分度圆直径?= 46.07 。则zi =?46.07一 ="23mn 2z2 = z1 X 4 = 924.几

19、何尺寸计算（1） 计算中心距(Zi+ Z2)mn (23 + 92) X2 a =2cos 32cos14将中心距圆整为 119 ?2?= 118.52?(2)按圆整后的中心距修正螺旋角3= arccos ” + z2' mn = ?+ 92）*2 = 14° 5532?2 X119因3值改变不多，故参数 9? K酎？?舞不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径?=.zmn23X2=47.6?cos 3cos140 553 "?=Z2mn _92X2 =190.4?cos Bcos14° 553（4） 计算齿轮宽度b =巾？?* d1 = 1 X47.

20、6?= 47.6?圆整后取？ = 50? ? = 55?。（5） 轮的结构设计小齿轮直径仅为47.6?,宜采用齿轮轴，大齿轮齿顶圆直径大于160 ?而又小于500 ?故采用腹板式。（二）低级齿轮的设计计算1 .选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由传动方案的拟定，选用斜齿圆柱齿轮。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB 10095-88 ）。3）材料选择。4）由1表10-1选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBs大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为 40HBs5）选小齿轮齿数Z1 = 20,大齿轮齿数Z2 = 4 X20 = 63。

21、6）选取螺旋角。初选螺旋角3= 14°。2 .按齿面接触强度设计按1式（10-21 ）试算，即3 2? ?± 1 ? 2力?,，3?.苗 （西）?（1） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K?= 1.6 o2）由1图10-30选取区域系数？?= 2.433。3）由1图 10-26 查得？?1= 0.75 , ?2= 0.852 ,则?= ?1+ ?2= 0.75 +0.88 = 1.602。4)小齿轮传递的转矩。T2 = 126.94? m = 126940? mm5）由1表10-7选取齿宽系数 巾？?= 1。6）由1表10-6查得材料的弹性影响系数 ?= 189.8M

22、Pa0.5。7）由1表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限g?=18)8?行2550MPa。600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 由1式（10-13）计算应力循环次数。N1 = 60? 60 X240 X1 X(1 X 8 X 300 X15) = 5.184 X 1089)?2 =5.184 X1083.161.64 X108由1图10-19取接触疲劳强度寿命系数？?1= 1.05;?2= 1.08。10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,由1式（10-12）得?初1 =?1 o?i?= 1.05 X 600MPa = 630MPa?2 = = 1.08

23、 X 550MPa = 594MPa?3(?d 1 + ?12)2=612MPa（2） 计算1）计算小齿轮分度圆直径d1?代入?囱中的较小值。d1?>3 2 X1.6 X 126940_23.16 + 1 2.433 X 189.82)3)1 X 1.602(4.16 '612)mm = 57.49mm计算圆周速度V。?d?v =-60 X1000?X 57.49 X24060 X1000?= 0.722 ?计算齿宽b及模数m ?m?=d1?7.49 Xcos14Z120mm = 2.789mmb =巾？?*d1?= 1 x 57.49mm = 57.49mm2.25m ?= 2

24、.25 X 2.789?= 6.275?b 57.49=9.166.2754)计算纵向重合度?= 0.318 巾？?Z1tan 3 = 0.318 X1 X20 xtan14 = 1.5865）计算载荷系数Ko根据v=1.91 ? 7级精度，由1图10-8查得动载系数K?= 1.05;根据载荷状态为轻微冲击，原动机为电动机，由 1表10-2查得使用系数 K?= 1.25;6)7)3.由1表10-4用插值法查得7级精度、软齿面小齿轮相对支承非对称布置时，K?产 由 b/h = 9.16 由1表 10-3 故载荷系数1.421 ;,K?产 1.421 ,查1图 10-13 得 K?产 1.36;&

25、#39;K?a= K?a= 1.5；K = K?«?K?产 1.25 X 1.05 X 1.5 X 1.421 = 2.798按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a)得d1计算模数mn。3 ?3 2.798?Z = 57.49 x v_mm = 69.26mm? ?1.6dcos 3 mn =Z169.26 Xcos14 ° =3.36mm20按齿根弯曲强度设计由1式（10-17）得弯曲强度的设计公式为3 2?cos2? ?mn6 ? ( ? )（1）确定公式内的各计算数值1)计算载荷系数。K = K?K?K?产2)根据纵向重合度?%= 1.602 ,1.

26、25 X 1.05 X 1.5 X 1.36 = 2.678从1图10-28查得螺旋角影响系数？? =3)0.88。a替业有止_Z1.z?1= ?'20 = 2189 ? 021.894)5)6)7)8)9)Z2Z?2=c = ? ?80? ° = 68.96查取齿形系数。由1表 10-5 查得？?= 2.724 ; ?2= 2.268。查取应力校正系数。由表 10-5 查得?= 1.569 ; ?2= 1.736由1图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?E1 = 500?大齿轮的弯曲强度极限?E2 = 380?由1图10-18,取弯曲疲劳寿命系数?1= 0.94; ?

27、2= 0.96;计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由1式（10-12）得?讣=?k =计算大小齿轮的?3?1c?1?-= 0.94 X 500/1.4?= 335.71?2。?2 =0.96 X 380/1.4?= 260.57?Y?Y? ?并加以比较。Y?Y?1 2.724 X 1.569 =0.01273(?1335.71?12大齿轮的数值大。（2） 设计计算Y?Y?2 2.268 X 1.736 =0.01511260.573 2 X2.678 X 126940 X0.88 X ? °mn1 X 20 2 X 1.602X 0.01511 ?=2.37?对比

28、结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿面模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而对齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由齿根弯曲强度计算的模数2.37准值mn = 2.5,取由齿面接触疲劳强度计算的分度圆直径 则,并就近圆整为标? = 69.26 。?69.26z = 2 5 y 28z2 = z1 X 3.16 =884.几何尺寸计算(1)计算中心距(z1 + Z2) a =mn (28 + 88)(2)2cos 32cos14将中心距圆整为 150 ?2按圆整后的中心距修正螺旋角X2 ?= O149.44?3

29、 = arccos(Z1 + Z2)mn2?(28 + 88) ?2 X150X214° 505(3)(4)cc zmn?=cos 3Z2mn?=； cos 3计算齿轮宽度28 X 2cos1488 X 2cos14而；=72.41?560； = 227.58?因3值改变不多，故参数？私Kr ?舞不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径b = 6?Xd1 = 1 X47.6?= 72.41?圆整后取？ = 75? ? = 80?。5.齿轮的结构设计小齿轮齿顶圆直径大于160 ?而又小于500 ?故采用腹板式。大齿轮齿顶圆直径大于 160 ?而又小于500 ?故采用腹板式。将高、低速级齿

30、轮的相关数据记录到表格中以备用高速级低速级小齿轮（齿轮1）大齿轮（齿轮2）小齿轮（齿轮3）大齿轮（齿轮4）模数(?22.5螺旋角（？14° 53' 5314° 50' 6压力角（？20°20°传动比（?43.16标准中心距（?119150分度圆直径（?47.6190.472.41227.58齿顶圆直径（？?）51.74194.5477.59232.76齿根圆直径（？?J42.43185.2365.95221.12iO ( ?255508075齿全高（？4.664.665.825.82齿数（?23922888六.轴的设计计算（一）输入轴的设

31、计1 .轴上的功率、转速和转矩P = 3.32? = 960r/min ?= 33.03?2 .求作用在齿轮上的力3.圆周力、径向力及轴向力的方向如上图所示。高速级小齿轮分度圆直径为? = 47.6mm故各力大小?1=2?2X33.03一= ?= 1388?47.6X10-3?=-=1388 x?20"?/C03153 = 523N? = ?388 X ?53 53 = 369?初步确定轴的最小直径由前述齿轮的设计计算可知，输入轴应为齿轮轴，故选材料为小齿轮材料40Cr,调质处理。根据1表15-3,取？ = 112。根据1式(15-2) 得3 ?3 3.32?min = ? V= 1

32、12 /一 ?= 16.94?min?960该最小直径显然是指的安装联轴器处轴段的直径。为了使所选的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器计算转矩?= ?查1表14-1 ,按原动机为电动机，工作机为运输机，选取？?= 1.5。?= ?= 1.5 X 33.03?= 49.545? ?查2表17-3 (GB4323-84),根据电动机输出轴直径为38mm选用TL6弹性套柱销联轴器，？?= 250N ?m > ?标记为一 ?3 8 82-8460mm ,A型键槽；60mm ,A型键槽；TL6GB4323?3 2 82主动端？ = 38mm ,J型轴孔, 从动端? = 32

33、mm ,J型轴孔,?= 82? ?=?= 82? ?=4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配选择下图所示方案。A BCD(2)确定轴的各段直径和长度1)根据联轴器的选用，联轴器处轴段取直径为？?-2 = 32mm,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，1-2段的长度应略短于60mm现取长度为？?-2 = 58mm。2) 2 处轴 肩高 度？= 32 X(0.070.1 )mm = 2.243.2mm 。查2表 16-9 ,考虑到毡圈为标准件，故取 ？ = 3mm ,则？翁=38mm3)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照

34、工作要求并根据 ？?-3 = 38mm，查2表15-7 (GB297-84),初 取圆锥滚子轴承型号为 30308 ,中窄(3)系列，？?X DXT = 40mm X90mm x 25.25mm 。则？?-4 = ?-10 = 40mm4)取轴承端盖总宽度为33.85mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为41.15mm,则2-3段的长度为?-3 = 33.85mm + 41.15mm = 75mm。5) 3-4段：根据1表13-10 ,滚动轴承选用脂润滑，查 2表16-8 , 为防止箱内的润滑油进入轴承

35、后使润滑脂稀释而流走，滚动轴承选 用挡油盘密封。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时， 应距箱体内壁有一定距离 ？取？?= 8mm ,取挡油盘总宽度为12,贝U 3-4 段 k度为?-4 = 25.25mm + 12mm = 37.25mm6) 4-5 段：轴肩高度 h >0.07?3-4 = 0.07 X40mm = 2.8mm，取 h = 4.5mm ,则？?-5 = 40 + 9mm = 49mm ,轴环宽度?> 1.4h = 6.3mm，取 b = 8mm ,即？?-5 = 8mm。7) 5-6段轴直径仍取?-6 = 40mm ,其长度则需根据其它轴段长度确 定。齿

36、轮1的宽度为55mm故？?-8 = 55mm ,此段轴直径按齿顶圆 直径计算，取？?-8 = 51.74mm。8)取齿轮端距箱体内壁的距离为16mm两小齿轮之间的距离为20mm并根据2表11-6查取砂轮越程槽的相关尺寸，得?-7 = ?-9 =39.4mm , ?一7 = ?-9 = 2mm。根据其它结构，取左边挡油盘宽度 为 24mm则？?-10 = 25.25mm + 24mm - 2mm = 47.25mm 。9)将各轴段的直径和长度记录在衣格中备用(mm轴段1-22-33-44-55-66-77-88-99-10直径323840494039.451.7439.440长度587537.2

37、58102255247.25箱体内壁之间的距离为 187mm(3)1-2段键的选择，查2表14-1选才i C型单头普通平键：键 C10 X50 GB1096 - 79键槽用键槽铳刀加工，同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对 中性，故选择联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择其配合为H7/k6。(二)中间轴的设计1 .轴上的功率、转速和转矩P2 = 3.19? = 240r/min?= 126.94? ?2 .求作用在齿轮上的力圆周力、径向力及轴向力的方向如上图所示。 齿轮3分度圆直径为? = 72.41mm故各力大小F?2= F?1= 369?F?

38、2= F?1= 523?F?2= F?1= 1388?3=2?2 X126940?72.41?= 3506?/COSI6 = 1320N? = -? 3506 X ?20? = ?=?3506 X?撷 6 = 929?3,初步确定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据1表15-3 ,取？3 = 120。根据1式(15-2)得?min=? V?2= 120319?= 28,43? ?240考虑到轴上有键槽,故最小轴径增加3%?min = 28.43 X(1 + 3%) = 29.28mm以上最小直径显然是指的轴上两齿轮之间的最小直径， 为了满足足够的 强度与刚度，现将此最小直径应用于安装

39、滚动轴承处，圆整后取安装滚 动轴承段的轴直径为 30mm4.轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配选择下图所示方案。(2) 确定轴的各段直径和长度1)由上述分析知，d1-2 = ?-6 = 30?。2)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 ？?-2 = 30mm，查2表15-7 (GB297-84),初 取圆锥滚子轴承型号为 30306,中窄(3)系列，？?X DXT = 30mm X72mm x 20.75mm 。3)由高速轴结构知，齿轮 2齿宽的中心距离左边箱体内壁的距离为 43.5mm!齿轮2齿宽为50mm为使挡

40、油盘可靠地压紧齿轮，取L2-3 =46?，则齿轮 2左边距箱体左边内壁的距离为 43.5mm-50/2mm=18.5mm 在比较合适的范围内。4)取1-2段轴上的轴承右端距箱体内壁距离为8mm则左边套筒宽度为8mm+18.5mm=26.5mm 1-2 段轴的长度为 L1-2 = 20.75mm + 26.5?+ 4mm = 51.25mm。5) 2 处轴肩高度 h = (0.070.1 )?-2 = 2.13mm ,取 h = 3mm ,贝 U ?-3 = 36mm。齿轮3左边与齿轮1右边相距20mm故齿轮3左边 距箱体左边内壁为 43.5mm + 55?2 mm + 20mm = 91mm。

41、则L3-4 = 91?- 43.5?- 50?2?= 22.5?。 3 处轴肩高度 h = (0.070.1 )?-3 = 2.523.6mm，取 h = 3mm ,则？?-4 = 42mm。6)齿轮3齿宽为80mm为使挡油盘可靠地压紧齿轮，取L4-5 = 76?。仍取？?-5 = ?-3 = 36mm。5-6段轴上，取滚动轴承左端距箱体内 壁距离为8mm取齿轮3右端距右侧箱体内壁距离为16mm则L5-6 =16mm + 8mm + 4mm + 20.75mm = 48.75mm 。7)将各轴段的直径和长度记录在表格中备用( mm轴段1-22-33-44-55-6直径3036423630长度5

42、1.254622.57648.758)根据高速轴的尺寸，为使轴承座外端面平齐，设计中间轴的两端盖 宽度为38.35mm。(3) 键的选择查2表14-1 , 2-3段轴上的键选择 A型圆头普通平键，标记为键 10 X40 GB1096 - 794-5段轴上的键选择A型圆头普通平键，标记为键 10 X70 GB1096 - 79键槽用键槽铳刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择其配合为H7/k6。(三)输出轴的设计1 .轴上的功率、转速和转矩P3 = 3.06? = 76r/min ?= 384.5

43、1? ?2 .求作用在齿轮上的力圆周力、径向力及轴向力的方向如上图所示。故各力大小F?4= F?3= 929?F?4= F?3= 1320?F?4= F?3= 3506?3 .初步确定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据1表15-3,取？3= 120。根据1 式(15-2)得3 ?3 3.06?min = ? v3= 120 仁兀-?= 41.13?该最小直径显然是指的安装联轴器处轴段的直径。为了使所选的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器计算转矩?= ?？查1表14-1,按原动机为电动机，工作机为运输机，选取？?= 1.5。?= ?= 1.5 X 384.51

44、?= 577? ?查2表 17-2(GB5843-86),选用 YL10型凸缘联轴器。？?= 630N ?m > ?%? 选择孔径为 45mm, J型轴孔，轴孔长度为 L=107mm, ? = 219mm , D=160mm, ? = 130mm 。 标记为YL10 联轴器 J45 X107 GB5843 - 864.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配选择下图所示方案。（2）确定轴的各段直径和长度1）根据联轴器的选用，联轴器处轴段取直径为？?一2 = 45mm ,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，1-2段的长度应略短于107mm,现取长度为？?-2 =

45、105mm。2）取轴承端盖总宽度为 30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端 面与半联轴器右端面间的距离为40mm,则2-3段的长度为？?-3 =30mm + 40mm = 70mm。查2表16-9,考虑到毡圈为标准件，故 取？ = 2.5mm ,则？?-3 = 45mm + 5mm = 50mm 。3）初取滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据?-3 = 50mm ,查2表15-7 （GB297-84）,初取 圆锥滚子轴承型号为30311 ,中窄（3）系列，？?X DXT = 55

46、mm x 120mm x 31.5mm。则？?-4 = ?-8 = 55mm。4） 3-4段轴上，取滚动轴承右端距箱体内壁距离为8mm,套筒宽度为12mm ,则 3-4 段轴长度为?-4 = 31.5mm + 12mm = 43.5mm。5）由中间轴的结构知，齿轮 4的中心距离右侧箱体内壁为56mm ,齿轮4右端距右侧箱体内壁为56-75/2=18.5mm。齿轮4齿宽为75mm ,为使挡油盘可靠地压紧齿轮，取L&7 = 71?。7-8段轴上，取滚动轴承左端距箱体内壁距离为8mnrj则L7-8 = 31.5mm + 8mm + 18.5mm + 4mm = 62?。6）由于？?-4 = ?-8 = 55mm,取4和7处轴肩高度为2.5mm ,则？?-5 = ?-7 = 60mm。 5 和 6 处轴肩高度 h = （0.070.1 ）?*5 = 4.26mm , M h = 4.5mm ,轴环宽度?> 1.4h = 6.3mm，取b = 8mm ,即？?-6 = 8mm。7）由于箱体两内壁相距187mm ,故？5 = 187mm - 18.5mm - 75mm - 8mm - 4mm =81.5mm。8）将各轴段的直径