机械设计课程设计-二级展开式直齿圆柱齿轮减速器.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式直齿圆柱齿轮减速器目录一、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

2、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/KN4000运输带工作速度v/(m/s)1.6卷筒直径D/mm400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。25二 动力机选择因为动力来源：电力，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

3、 查询使用系数KA（见1表6.2），查得K A=1.3设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的联轴器的传动效率（2个），轴承的传动效率 （4对）， 齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 其中=0.99（两对联轴器的效率取相等） =0.99（123为减速器的3对轴承） =0.98（4为卷筒的一对轴承） =0.95（两对齿轮的效率取相等）=0.8412） 电动机的输出功率Pw=kA*=8.67KW PdPw/，=0.84110Pd8.67/0.84110=10.304KW2 电动机转速的选择由v=1.1m/s 求卷筒转速nwV =1.6 nw=76.4r/m

4、in nd（i1i2in）nw有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他 传动比都等于1。由1表13-2知圆柱齿轮传动比范围为35。所以 nd =(i1*i2) nw=9,25* nw , nd的范围是（687.55,1909,86）r/min，初选为同步转速为1500r/min的电动机3电动机型号的确定由表12-12查出电动机型号为Y160M-4,其额定功率为11kW，满载转速1460r/min。基本符合题目所需的要求。=0.8411Pw=8.67KWPd10.304 KWnw=76.4r/min电机Y160M-4电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额

5、定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY160M-4,1114602.22.338三 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 nw95.496 nm=1430r/min i14.9742 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i19.111，取i19，估测选取 i1=5.2 i2=3.7速度偏差为0.5%，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=1460r/min 高速I n1=1460r/min 中间轴I

6、I n2=280.77r/min 低速轴III n3= =75.88r/min 卷筒 n4=75.88r/min。各轴功率电动机额定功率 P0=11Kw高速I P1=P0*n12=P0* = 11*0.99*0.99= 10.7811Kw (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中间轴II P2=P1=P1*=10.7811*0.95*0.99=10.1396Kw (n23=0.95*0.99=0.94) 低速轴III P3=P2*n34=P2*=10.1396*0.95*0.99=9.5363Kw (n34= =0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*=9.5

7、363*0.98*0.99=9.3465 Kw（n45=0.98*0.99=0.96）传动比19i1=5.2 i2=3.7各轴速度n0=1460r/minn1=1460r/minn2=280.77r/minn3=75.88r/minn4=75.88r/min各轴功率P0 =11KwP1=10.7811KwP2=10.1396Kw P3=9.5363Kw P4=9.3465Kw各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N高速I T1= =70.52 N 中间轴II T2= =344.884 N 低速轴III T3= =1200.2 N 卷筒 T4=1176.32 N其中Td= (n*m)项 目电动机轴

8、高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）14601460280.7775.8875.88功率（kW）1110.781110.13969.53639.3465转矩（Nm）2.270.52344.8841200.21176.32传动比115.23.71效率10.980.940.940.96四 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10.7811KW1460r/min5.270.52Nm1.61 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250HBS，大齿轮材料为35钢（调质），硬度为210HBS，二者材

9、料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z2125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。按式（1021）试算，即 dt2.32*各轴转矩T1=70.52 N T2=344.884 NT3=1200.2 N T4=1176.32N7级精度；z124 z21253 确定公式内的各计算数值1）(1) 试选Kt1.6(2) 选取尺宽系数d1(3) 查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa(4) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1700MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2600MPa

10、；(5) 计算应力循环次数N160n1jLh6014601（283658）4.110e9 N2N1/5.27.8710e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时(6) 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，由式（1012）得 H10.90700MPa630MPa H20.98600MPa570MPa2） 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=57.129mm(2) 计算圆周速度v=4.367m/s(3) 计算齿宽b及模数mb=dd1t=157.129mm=57.129mmm=2.38

11、h=2.25m=2.252.38mm=5.3558mmb/h=57.129/5.3558=10.6668(4) 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.7739m/s,7级精度，由1图108查得动载系数KV=1.14；由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，Kt1.6d1N14.110e9N27.8710e8KHN10.90KHN20.95S1H1630MPaH2570MPad1t =57.129v =4.367m/sb=57.129mmm=2.38h=5.3558mmb/h=10.6668KA=1故： KHB=1.12+0.18(1+

12、0.6d)d+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*57.129=1.42114由b/h=10.6668，KHB=1.42114查得KFB =1.33查得KH=KH=1.1,故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.42114=1.7821(5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d1=mm=59.219mm(6) 计算模数m m=mm=2.4674 按齿根弯曲强度设计由式 m1） 确定计算参数由图查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=237.6Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=181.12MPa查得弯曲寿命系数KFN=1计算

13、弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3 见1表10-12得F1=（KFN*F1）/S=182.77MpaF2= （KFN*F2）/S=139.323Mpa(1) 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.7875(2) 查取应力校正系数由表105查得YFa1=2.67；YFa2=2.165(3) 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0146=0.01554 大齿轮的数值大。KHB=1.42114KFB =1.33KH=KH=1.1K=1.7821d1=59.219mmm=2.467F1=237.6MpaF2=181.12MPaKFN=1 S=1.3F1= 182.77MpaF2

14、 =139.323MpaK=1.7875YFa1=2.67YFa2=2.165=0.0146=0.015542） 设计计算m=1.9对结果进行处理取m=2.5Z1=d1/m=59.219/2.524大齿轮齿数，Z2=u* Z1=5.2*24=1255 几何尺寸计算1） 计算中心距d1=z1m=24*2.5=60 d2=z1m=125*2.5 =312.5a=(d1+d2)/2=(312.5+60)/2=186.25，a圆整后取186mm2） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=60mm，d2=312.5mm3） 计算齿轮宽度 b=dd1， b=60mmB1=65mm，B2=60mm 备注齿宽一般是

15、小齿轮得比大齿轮得多5-10mm4） 验算Ft=2T1/d1=2*70.52*10e3/60=2350.667Nm/s 结果合适5） 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.5606524大齿轮2312.5601256） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。B 低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数10.1396KW280.77r/min3.7344.884Nm1.61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250HBS，大齿轮材料为35钢（调质）

16、，硬度为210HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z126，大齿轮齿数z296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式试算，即 m=2.5Z1=24Z2=125d1=60d2=312.5a=186B1=65mmB2=60mm Ft=2350.660 N7级z126z296dt2.32*3. 确定公式内的各计算数值(1) 试选Kt1.3(2) 由表选取尺宽系数d1(3) 由表查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa(4) 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1700MPa；大齿轮的解除疲

17、劳强度极限Hlim2600MPa；(5) 由式计算应力循环次数N160n1jLh60280.771（283658）7.8710e8 N2N1/3.72.12710e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时(1) 由图查得接触疲劳寿命系数KHN=1;(2) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式得 H10.90700MPa630MPa H20.956000MPa570MPa4. 计算(3) 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=99.04mm1) 计算圆周速度v=1.456 m/s2) 计算齿宽b及模数mb=dd1t=199.04mm=99.04mmm

18、=3.8h=2.25m=2.253.8mm=8.55mmb/h=99.04/8.55 =11.583) 计算载荷系数K 由表已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.456 m/s,7级精度，由图查得动载系数KV=1.14；Kt1.3d1ZE189.8MpaHlim1700MpaHlim2600MpaN17.8710e8N22.6110e8KHN10.90KHN20.95H1630MPaH2=570MPad1t=99.04v=1.456m/sb=99.04mmm=3.8KA=1KV=1.14由表查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，故KHB=1.12+0.18(1

19、+0.6d)d+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*99.04=1.43查1表1013查得KFB =1.33由1表103查得KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.43=1.79424) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 d1=mm=102.895mm5) 计算模数m m =mm3.95756) 按齿根弯曲强度设计。由式 m5 确定计算参数查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=237.6Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=181.12MPa查得弯曲寿命系数KFN=1计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=

20、1.3 见表得F1= （KFN*F1）/S=182.77MpaF2= （KFN*F2）/S=139.323Mpa1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.78752） 查取应力校正系数由表10-5查得YFa1=2.67; YFa2=2.1653）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0146=0.01554 KHB=1.43K=1.7942d1=102.895mmm=3.9575F1= 182.77MpaF2=139.32MPaK=1.7875=0.0146=0.01554所以 大齿轮的数值大。6 设计计算m=2.973mm对结果进行处理取m=4，（见机械原理表5-4，根据

21、优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=102.895/425大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.7*25=937 几何尺寸计算1） 计算中心距d1=z1m=25*4=100mm d2=z2m=93*4=372mma=(d1+d2)/2=(100+372)/2=236mmd1=100mm2） 计算齿轮宽度3） 计算大、小齿轮的分度圆直径b=dd1 b=100mm B1=105mm，B2=100mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm7） 验算Ft=2T2/d1=2*344.884*10e3/100=6897.68 NN/mm。结果合适8） 由此设计有模数分度圆直

22、径压力角齿宽小齿轮410020105大齿轮437220100五 轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）A 低速轴3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9.5363Kw1200.2Nm75.88r/min372mm202求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=6452.688*tan20=2348.6N3 初步确定轴的直径m=4Z1=25Z2=93a=236mmd1=100mmd2=372mmB1=105mmB2=100mm=68.9768N/mm先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表选取A0=112。于是有此轴的最小直径

23、分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*1200.2=18003Nm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GICL8型凸缘联轴器，其公称转矩为21200 Nm。半联轴器的孔径d1=70mm .固取d1-2=70mm。5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案2） 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

24、-3段的直径d2-3=80mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=85。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 142mm ,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=140mmb 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，固选用深沟球轴承又根据d2-3=80mm 选 6217号右端采用轴肩定位 查2 又根据d2-3=80mm和上表取d3-4=d7-8=85轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.0

25、70.1倍所以在d7-8=45mm l6-7=12c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=95mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为100，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=97mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.070.1倍）这里GICL8 凸缘联轴器6217号轴承去轴肩高度h=8mm.所以d5-6=111mm.轴的宽度去b=1.4h,取轴的宽度为L5-6=11mm.d 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）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。

26、固取L2-3=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=16mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，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=28mm小齿轮的轮毂长L=70mm则L3-4 =T+s+a+(100-97)=55mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=70+15+16+8-11=98mm至此已初步确定轴得长度3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=95mm 由 手册查得平键的截面 b*h=25*14 (mm)见2表4-1,L=80mm同理按 d1-2=70mm. b*h=

27、20*12 ,L=125。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。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴端倒角为4*45各轴肩处的圆角半径见上图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1图15-23。对与6217，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250mm。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*1200.2/3

28、72*103=6452.688 N Fr= Ft tana = Ft tan20=2348.6 N通过计算有FNH1=2310.062N FNH2=4142.626NMH=FNH2*89.5=370.765 NM 同理有FNV1=840.8N FNV2=1507.8NMV=134.948NM NM载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=2310.062N FNH2=4142.626NFNV1=840.8N FNV2=1507.8N弯矩MH= 370.765 NMV=134.948 N总弯矩M总=394.65 N扭矩T3=1200.2 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

29、矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据式及表中的取值，且0.59（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0.59）1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2MH= 93.61 N=102.11 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

30、轴的疲劳强度的影响来看，截面和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=9.4547MpaW=62421.5mm3Wr=122825 mm3截面左侧的弯矩截面上的扭矩为T3=1200.2N截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料

31、为45号钢，调质处理，由1表15-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因，经插值后可查得 ， 又由1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1式（附3-4）为由1附图3-2得尺寸系数；由1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为M=3.482 MPa=9.77 MPa， 于是，计算安全系数值，按1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

32、结束。B中间轴 2 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10.1396Kw344.884Nm280.77r/min312.5mm202求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=3448.84*tan20=1255.275N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3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，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6208号轴承

33、=13.606=3448.84NFr=1255.275N=37.02mm6208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=28+98+11+97+55=289mm由于轴承选定所以轴的最小直径为40mm所以左端L1-2=18mm 直径为D1-2=40mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 6208号轴承的轴肩高度为3.5mm所以D2-3=47mm ,同理右端轴承的直径为D1-2=40mm，定位轴肩为3.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=16mm，因为大齿轮的宽度为60mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L

34、=57+16+8+18=99mm8mm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=99+2.5=101.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为18mm由于第三轴的设计时距离也为18mm所以在该去取距离为17mm取大齿轮的轮毂直径为47mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为4.5mm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=47mm 由 手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见表4-1,L=45mm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

35、向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。D 确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴端倒角为2.5*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10.7811Kw70.52Nm1460r/min60mm20L=289mmD1-2=40mmL1-2=18mmD2-3=47mm2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2350.667*tan20=855.573N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；

36、Tca=Ka*T3=1.5*70.52=105.78Nm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GY3型凸缘联轴器，其公称转矩为112Nm。半联轴器的孔径d1=22mm .固取d1-2=22mm4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*70.52=105.78Nm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GY3 型凸缘联轴器，其公称转矩为112Nm。半联轴器的孔径d1=22mm .故取d1-2=22mm 见下表5. 轴的结构设计A

37、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=24mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=52mm ,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=50mmb 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,又根据d2-3=24mm,所以选62

38、05号轴承。右端采用轴肩定位 查2 又根据d2-3=24mm和上表取d3-4=25mmc 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=31mm 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）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=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制=934.95NFr =340.29NGY3 凸缘联轴器Ka=1.5Tca=29.451Nmd1=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=15mm小齿轮的轮毂长L=70mm，则L3-4 =15mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为274，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表表取2.5mm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 ，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6217，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