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、 目目 录录 设计任务书：.3 一一 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算.4 11 电动机的选择.4 12 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比.5 13 计算传动装置的运动和动力参数.5 二二 直直齿圆柱齿轮的设计齿圆柱齿轮的设计.7 2. 1 高速级齿轮设计.7 2. 2 低速级齿轮设计.10 三三 轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算.14 3. 1 高速轴 I I 的设计.15 32 中间轴 IIII 的设计.18 32 低速轴 IIIIII 的设计及计算.20 四四 滚动轴承的滚动轴承的选择及选择及计算计算.29 4. 1 低速轴 IIIIII 上轴承的计

2、算.29 五五 键联接的选择及计算键联接的选择及计算.30 51 低速轴 IIIIII 上键和联轴器的设计计算.30 52 中间轴 II 上键的设计计算.31 53 高速轴 I 上键和联轴器的设计计算.33 六六 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.33 6. 1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.33 6. 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.34 6. 3 密封方式的选择.35 七七 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计.35 7. 1 箱体设计.35 72 减速器附件设计.37 八八 减速器技术要求减速器技术要求.39 结束语结束语.39

3、参考文献参考文献.41 机械课程设计任务书及传动方案的拟订机械课程设计任务书及传动方案的拟订 一、设计任务书一、设计任务书 设计题目设计题目: :二级展开式直齿圆柱齿轮减速器二级展开式直齿圆柱齿轮减速器 工作条件及生产条件: 胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内 工作，有粉尘；使用期限 10 年，大修期 3 年。该机动力来源为三相交流电，在中等规 模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。 减速器设计基础数据 输送带工作拉力F（N） 5800 输送带速度 v(m/s) 1 卷筒直径 D(mm) 240 二、传动方案的分析与拟定二、传动方案的分析与拟定 图图 1-11-1 带

4、式输送机传动方案带式输送机传动方案 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,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。 设计内容 计算与说明 结果 1 11 1 电动电动 机的选择机的选择 一一 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算 1.11.1 电动机的选择电动机的选择 （1）选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全 封闭自扇冷鼠三相异步电动机。 （2）确定电动机功率 工作装置所需功

5、率按1式（2-2）计算 w P kw vF P w ww w 1000 式中，,，工作装置的效率本例考NFw5800smvw/1 虑胶带卷筒及其轴承的效率。代入上式得：94 . 0 w kw vF P w ww w 17 . 6 94 . 0 1000 15800 1000 电动机的输入功率按1式（2-1）计算 0 P kw P P w 0 式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。 由1式（2-4） ，；由表（2-4） ，取滚动轴承 232 crg 效率，8 级精度齿轮传动（稀油润滑）效率995 . 0 r ，滑块联轴器效率，则97 . 0 g 98 . 0 c 89 . 0 98. 097

6、 . 0 995 . 0 223 故kw P P w 93 . 6 89 . 0 17 . 6 0 因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可， m P 0 P 按表 8-169 中 Y 系列中电动机技术数据，选电动机的额 定功率为 9.0kw. m P （3）确定电动机转速 kwPw17 . 6 89 . 0 kwP93 . 6 0 1.21.2 计算传计算传 动装置的总动装置的总 传动比和分传动比和分 配各级传动配各级传动 比比 1.31.3 计算传计算传 动装置的运动装置的运 动和动力参动和动力参 数数 卷筒轴作为工作轴，其转速为： min/62.79 240 1106106 44 r D

7、 v n w w 按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单极 圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为 53 g i ，可见电动机转速的可选范围为：2595533 i min/ 5 . 199058.71662.79)259(rnin w 符合这一范围的同步转速有 750r/min，1000r/min 和 1500r/min 三种，为减少电动机的重量和价格，由表 8-184 选常用的同步转速为 1000r/min 的 Y 系列电动机 Y160M-6，其满载转速。电动机的安装结min/970rnw 构型式以及其中心高、外形尺寸。轴伸尺寸等均可由表 8-186、表 8-187 中查到 1.21.

8、2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 18.12 62.79 970 w m n n i （2）分配传动装置各级传动比 由式（2-5） ，取， sf iii5 . 4 f i70 . 2 s i 1.31.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速由式（2-6） I轴min/970 1 rn II轴min/56.215 5 . 4 970 1 1 2 r i n n III轴min/84.79 70 . 2 56.215 2 2 3 r i n n 工作轴min/84.79 3 rnnw （

9、2）各轴输入功率由式（2-7）： I轴kwPP c 79 . 6 98 . 0 93 . 6 01 min/ 62.79 r nw min/ 5 . 1990 58.716 r n 18.12i 5 . 4 f i 70 . 2 s i min/ 970 1 r n min/ 56.215 2 r n min/ 84.79 3 r n min/ 84.79 r nw II轴 kwPP gr 55 . 6 97 . 0 995 . 0 79 . 6 12 III轴kwPP gr 32 . 6 97 . 0 995 . 0 55 . 6 23 工作轴kwPP gr 10 . 6 97 . 0 99

10、5 . 0 32 . 6 23 （3）各轴输入转矩由式（2-8）： I轴mn n P T85.66 970 79 . 6 95509550 1 1 1 II轴mn n P T19.290 56.215 55 . 6 95509550 2 2 2 III轴mn n P T96.755 84.79 32 . 6 95509550 3 3 3 工作轴mn n P T w w w 65.729 84.79 10 . 6 95509550 电动机轴输出转矩mn n P T m 23.68 970 93 . 6 95509550 0 0 将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名 参数 电动机 轴 I 轴

11、 II 轴 III 轴工作轴 转速 n(r/min) 970970215.5679.8479.84 功率 P(kW) 6.936.796.556.326.10 转矩 T(Nm) 68.2366.85290.19755.96729.65 传动比 i 14.52.701 效率0.980.9650.9650.965 二、二、 直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 kwP79. 6 1 kwP55 . 6 2 kwP32 . 6 3 kwP10 . 6 3 mn T 85.66 1 mn T 19.290 2 mn T 96.755 3 mn Tw 65.729 mn T 23.68 0

12、2.12.1 高速级高速级 齿轮的设计齿轮的设计 2.12.1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计 2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 8 级精度 3）材料选择，由表 10-1 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 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为24 1 z 。108245 . 4 2 z 2.1.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 H E d Z u uKT （1）确定公式内

13、的各计算数值 试选载荷系数 Kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmN n 4 5 1 1 5 1 10685 . 6 970 79 . 6 1095.5P1095.5 T 由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a8 .189 MPZE 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限600 1lim H MPa；550 2lim H 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jLh60 970 1 （2 8 240 10） 1 N 2.234 9 10 8 9 2 10996. 4 5 . 4 1023

14、4 . 2 N 图 1019 查得接触疲劳寿命系数:0.96； 1HN K 24 1 z 108 2 z mmN 4 1 10 685 . 6 T =2.234 1 N 9 10 8 2 10 996 . 4 N 1.05 2HN K 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 MPaMPa S NKH H 57660096 . 0 1lim1 MPaMPa S NKH H 5 . 57755005 . 1 2lim2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 H t d1 3 2 1 1 32 . 2 H E d t Z u uTK =52

15、.417mm 3 2 4 576 8 . 189 5 . 4 15 . 4 1 10685 . 6 3 . 1 32 . 2 计算圆周速度 V V=2.66m/s 100060 11 nd t 100060 970417.52 计算齿宽 b b=d=152.417mm=52.417mm t d1 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 =2.184mm t m 1 1 z d t 24 52.417 齿高 =2.252.184mm=4.914mm t 2.25mh b/h=52.417/4.914=10.667 计算载荷系数。 根据 v=2.66m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.

16、16； v K 直齿轮=1 FH KK MPa H 576 MPa H 5 . 577 V=2.66m/s B=52.417mm B/h=10.667 由表 10-2 查得使用系数 KA=1 由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.450 H K 由 b/h=10.667，=1.450.查图 1013 查得 H K F K =1.40；故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.1611.450=1.682 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （1010a）得 =mm=57.117mm 1 d 3 1 / tt KKd 3 3 . 1/682. 1417.52 算

17、模数 m m=mm=2.38mm 1 1 z d 24 57.117 2.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT （1）确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa 1FE 2FE 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.87 1FN K =0.91 2FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得 =（）/S=310.7Mpa 11 FE 11FEFN K 4 . 1 50087 . 0 =

18、（）/S=247Mpa 22 FE 22FEFN K 4 . 1 38091 . 0 计算载荷系数 K K=KAKVKFKF=11.1611.40=1.624 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.58；=1.80 1Sa Y 2Sa Y 查取齿形系数 由表 105 查得 =2.1765. 2 1Fa Y 2Fa Y K=1.682 =57.117mm 1 d M=2.38mm =310.7 11 FE Mpa =247Mp 22 FE a K=1.624 2.22.2 低速级低速级 齿轮的设计齿轮的设计 计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y =0.01348 1 11 F S

19、aFaY Y 71.310 58 . 1 65 . 2 =0.01581 2 22 F SaFa YY 247 80 . 1 17 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=1.813mm 3 2 4 01581.0 241 10685.6624.12 对结果进行处理取 m=2mm 小齿轮齿数 =/m=57.117/229 1 Z 1 d 大齿轮齿数 =4.5 29131 2 Z 11Z i 2.1.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=(+)/2=(58+262)/2=160mm， 1 d 2 d (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=29 2=58mm =m=131 2=262mm

20、 1 d 1 Z 2 d 2 Z (3)计算齿轮宽度 b=d=58mm 1 d =63mm，=58mm 1 B 2 B 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 2.1.5 小结 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 2586329 大齿轮 226258131 2.22.2 低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计 2.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 8 级精度 1 11 F SaFaY Y =0.01348 2 22 F SaFa YY =0.01581 m=2mm =29 1 Z =131 2 Z A=160mm =58mm 1 d =

21、262mm 2 d =63mm 1 B =58mm 2 B 3）材料选择，由表 10-1 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 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为24 1 z ，取 8 . 642470 . 2 2 z65 2 z 2.2.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 H E d Z u uKT （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmN n 5 5 1 2 5 1 10

22、902. 2 56.215 55. 61095.5P1095.5 T 由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a8 .189 MPZE 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限600 1lim H MPa；550 2lim H 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jLh60 215.56 1 （2 8 240 10） 1 N 4.967 8 10 8 8 2 10839. 1 70 . 2 10967. 4 N 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:1.05； 1HN K 1.11 2HN K 计算

23、接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式 （1012）得 24 1 z 65 2 z mmN 5 1 10 902. 2T =4.967 1 N 8 10 8 2 10 839 . 1 N MPaMPa S NKH H 63060005 . 1 1lim1 MPaMPa S NKH H 5 . 61055011 . 1 2lim2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 H t d1 3 2 2 1 32 . 2 H E d t Z u uTK =85.628m 3 2 5 5 . 610 8 . 189 7 . 2 17 . 2 1 10902 . 2 3

24、 . 1 32 . 2 m 计算圆周速度 V V=0.97m/s 100060 11 nd t 100060 56.215628 . 5 8 计算齿宽 b b=d=185.628mm=85.628mm t d1 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 =3.568mm t m 1 1 z d t 24 85.628 齿高 =2.253.568mm=8.028mm t 2.25mh b/h=85.628/8.028=10.67 计算载荷系数。 根据 v=0.97m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.1 v K 直齿轮=1 FH KK 由表 10-2 查得使用系数 KA=1 由表 104

25、 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.463 由 b/h=10.67，=1.463.查图 1013 查 H K H K MPa H 630 MPa H 5 . 610 V=0.97m/s B=85.628mm b/h=10.67 K=1.610 得 =1.43；故载荷系数 F K K=KAKVKHKH=11.111.463=1.610 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （1010a）得 =mm=91.955mm 1 d 3 1 / tt KKd 3 3 . 1/610 . 1 628.85 计算模数 m m=mm=3.831mm 1 1 z d 24 91.955 2

26、.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT （1）确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa 1FE 2FE 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.91 1FN K =0.95 2FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得 =（）/S=325Mpa 11 FE 11FEFN K 4 . 1 50091 . 0 = （） 22 FE 22FEFN K /S=257.86Mpa 4 . 1 3

27、8095. 0 计算载荷系数 K K=KAKVKFKF=11.111.43=1.573 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.58；=1.77 1Sa Y 2Sa Y 查取齿形系数 由表 105 查得 =2.2265 . 2 1Fa Y 2Fa Y 计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y =91.955mm 1 d M=3.831mm =325Mp 11 FE a =257.8 22 FE 6Mpa K=1.573 =0.0 1 11 F SaFaY Y 1288 =0.0 2 22 F SaFa YY 1524 =0.01288 1 11 F SaFaY Y 325 58 .

28、1 65 . 2 =0.01524 2 22 F SaFa YY 86.257 77. 122 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=2.890mm 3 2 5 01524.0 241 10902.2573.12 对结果进行处理取 m=3mm 小齿轮齿数 =/m=91.955/231 1 Z 1 d 大齿轮齿数 =2.7 31=83.7，取=84 2 Z 11Z i 2 Z 2.2.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=(+)/2=(93+252)/2=172.5mm， 1 d 2 d (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=31 3=93mm =m=83 3 =252mm 1 d

29、1 Z 2 d 2 Z (3)计算齿轮宽度 b=d=93mm 1 d =102mm，=93mm 1 B 2 B 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 2.2.5 小结 实际传动比为：71 . 2 31 84 1 i 误差为： %5%37 . 0 71 . 2 35 . 3 71 . 2 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 39310231 大齿轮 32529384 =31 1 Z =84 2 Z a=172.5mm =93mm 1 d =252mm 2 d =102mm 1 B =93mm 2 B 71 . 2 1 i 3.13.1 高速高速 轴轴的设计的设计 三三 轴的设

30、计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算 3.13.1 高速轴高速轴的设计的设计 1.总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度 圆直径 压力角 6.79Kw 66.85 Nm 970r/min58mm 20 2.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: 42.21 970 93. 6 112 1 1 0min 33 n P Ad 此轴的最小直径分别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，固需同时选 取联轴器的型号。 3.联轴器的型号的选取 查表114-1,取 K

31、a=1.3 则； 按照计算转矩mmNTKaTca.905.8685.663 . 13 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5014- 2003，选用 LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩 250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=22(mm) ，故取 d1- =21.42mm =86.905N.m m d1-2=22(mm) L=64mm L1=32mm 2=22(mm)。半联轴器长度 L=64mm，半联轴器与轴配合的毂 孔长度 L1=32mm。 4. 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 : 轴向定位要求 1-2 轴

32、段右端要求制出一轴肩，取 L1- 2=32mm ， 且 d1-2=22mm : 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，又根据 d1-2=22mm，选 6228。查手 册可知=28（mm） ，B=16（mm)，3-4 段安装轴承，左 端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈 直径 D=30（mm） 。3-4 段的直径=28（mm） ，L3- 4=16mm。因为 7-8 段轴也要安装一个相同轴承，故 =28（mm） ，=23(mm) 。与 7-8 段轴

33、相配合的轴 承其左端需要轴肩来轴向定位。 : 6-7 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要 有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位，d6-7= 30（mm） ； 又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该 长一些，故取 L6-7=110（mm） 。 L1-2=32mm d1-2=22mm =28（mm） B=16（mm) =28（mm） )(16 43 mmL =28（mm） =23(mm) =30（mm ） =110（mm ） =30（mm : 4-5 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要 有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位，d4-5= 30（mm） ， 由于 5-6 段轴的直径

34、较大，所以做成连轴齿，分度圆 d=58(mm) 已知齿轮的轮毂的宽度为 63（mm） ，所以 L5- 6=63（mm） 。 ：轴承端盖的总宽度为 10mm（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 20mm。至此已初步确定轴得长 度。所以 d2-3=25mm,L2-3=30(mm) （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 =22（mm） ， b*h=6*6 ，L=25（mm） 。同时为了保证 齿轮与轴配合得有良好得对中性，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

35、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1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角为 1.6。 ） d=58(mm) =63（mm） d2-3=25mm, L2-3=30(mm) =22（mm） L=25（mm） 3.23.2 中中 间轴间轴的设的设 计计 3.23.2 中间轴中间轴的设计的设计 1. 总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度圆直 径 压力角 2.83 Kw 126.71N m 213.3r/m in 202.5mm 20 2. 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

36、115-3 选取 A0=112。于是有: 3. 选轴承 初步选择滚动轴承。选 6307 深沟球轴承；通过查手册可知 6007 深沟球轴承 d=35(mm) ，B=14（mm） ，所以 。 =26.5(mm) L=215(mm) 4. 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 由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： L= （此为高速轴在箱体中的轴长） 1-2 段轴我们取为 ， 。 与 1-2 段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向 定位，右端采用套筒进行轴向定位。 ：2-3 段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取 h=5(mm) ，

37、所以 ； 又由于大齿轮齿宽 B=45(mm) ，根据与齿轮相配合部分的轴 段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取 ； ：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将 3-4 段轴的直 径比 2-3 段稍微大一些，h0.07d 这里取其直径为 ；由于 3-4 段轴主要是起轴肩的作用，没有 与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取 。 ：4-5 段轴要与小齿轮相配合，且为能利用 3-4 段轴的轴 肩，所以此段轴的直径要比 4-5 段轴要小一些，这里我们取 ；由于小齿轮的齿宽为 B=73（mm） ，根据 h=5(mm) 3.33.3 低速轴低速轴 的设计的设计 与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2

38、 ，所以取 ：5-6 段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度 与轴最右端的轴承一样，故 ， 。 （3）：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 ， 由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见2表 4-1,L=61（mm） ； 按 ，由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见 2表 4-1,L=33（mm） 。 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，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4）：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

39、角为 1.6。 3.33.3 低速轴低速轴的设计的设计 L=61（mm） L=33（mm） 1. 总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度圆直 径 压力角 2.73K w 409.41N m 63.68r/mi n 227.5mm 20 2 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: 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d7-8为了 使所选的轴的直径 d7-8与联轴器的孔径相适应，固需同时选 取联轴器的型号。 3 . 联轴器的型号的选取 查表114-1,取=1.3 则； 按照计算转矩 Tca

40、应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003（见表28-2） ，选用 LX3 型弹性柱销联轴器， 其公称转矩为 1250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=42(mm) ，固 取 d7-8=42(mm)。 4. 轴的结构设计 =39.2(mm) =532233(N.m ) d7-8=42(mm) L=215(mm) （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 由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： ：L=215(mm)（此为高速轴在箱体中的轴长） 7-8 段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转 矩为 1250(Nm)。半联轴器的孔径

41、d1=42(mm) ，故取 d7- 8=42 (mm)。半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的 毂孔长度 L1=84mm。7-8 段轴的长度我们取为 ： 6-7 段轴相对于 7-8 段轴要做一个轴肩，这里我们取 ， ，同时取 D=54（mm） 。 5-6 段轴要与滚动轴承相配合，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，故选用深沟球轴； 通过查手册可知 6210 深沟球轴承 d=50(mm) ，B=20（mm） ，所以，)(25.48 65 mmL 。6210 深沟球

42、轴承的右端用轴承端盖)(50 65 mmd 进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。 2-3 段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方 案，此段轴的轴长要长一些，且还要对 6210 深沟球轴 )(25.48 65 mmL )(50 65 mmd )(53 32 mmd )(25.73 32 mmL )(63 43 mmd )(8 43 mmL 承的右端进行轴向定位，所以直径取为，)(53 32 mmd 。)(25.73 32 mmL : 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的 0.070.1 倍） ，这里取轴肩高度 h=5(mm)，所以 ；轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为)(63

43、 43 mmd 。)(8 43 mmL : 4-5 段轴要与齿轮相配合，由前面设计可知齿轮的齿宽 为 B=67.5（mm） ， ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般 应比轮毂长度短 2 ，所以取 4-5 段轴的直径为 ； （3）：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 ， 由手册查得平键的截面 b*h=16*10(mm)见2表 4- 1,L=55.5（mm） ；按 ，由手册查得平键的截 面 b*h=12*8(mm)见2表 4-1,L=72（mm） 。 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

44、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1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角半 径为 1.6。 5.求轴上的载荷 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。对于 6210 深沟 球轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距 为 195mm。L1=125mm,L2=70mm 根据轴的计算简图作出轴 的弯矩图和扭矩图。计算出： =0 所以： 故： = = 6.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1式 15-5 及表115-4 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） ：计算轴的应力 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