机械设计课程设计-设计用于带式运输机的传动装置圆柱齿轮减速器（含全套CAD图纸） .doc

编编 号号0 9 课课程程设设计计说说明明书书 课程名称：课程名称： 机械设计机械设计 题题 目：目：设计用于带式运输机的传动装设计用于带式运输机的传动装 置置 机械 学学 院院 （ 系系 ）机械工程及自动化 专专 业业 全全套套设设计计，联联系系153893706 班 级： 机自 0803 学 号： 学生姓名： 指导教师： ） （职称： ） 2010 年年 6 月月 2 目录目录 一一 课题设计任务书课题设计任务书3 二二 电动机的选择电动机的选择5 三三 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计算6 四四 v 带传动设计带传动设计 7 五、减速器高速级齿轮设计五、减速器高速级齿轮设计9 六、低速级齿轮设计六、低速级齿轮设计15 七、减速器机体结构尺寸七、减速器机体结构尺寸20 八、轴的结构设计八、轴的结构设计22 九、轴的计算及轴承的计算九、轴的计算及轴承的计算25 十、键的选择和计算十、键的选择和计算33 十一、减速器润滑方式及密封种类的选择十一、减速器润滑方式及密封种类的选择35 十二、联轴器的选择十二、联轴器的选择36 十三、减速器附件的选择与设计十三、减速器附件的选择与设计36 十四、减速器箱体的设计十四、减速器箱体的设计36 十五、设计小结十五、设计小结37 十六、参考文献十六、参考文献37 附录附录: :课程设计方案减速器的选择课程设计方案减速器的选择38 3 一一 课题设计任务书课题设计任务书 一、一、 目的及要求：目的及要求： 机械设计课题的设计主要是培养学生的机械设计的综合能力。通过自己动 手，可以体会和巩固先修课程的理论和实际知识，同时还能学习如何运用标准、 规范、手册等有关国家标准及技术手册，更重要的是可以提高学生从机器功能 的要求、尺寸、工艺、经济和安全等诸多方面综合考虑如何设计的能力，从而 树立正确的设计思想。 。 课程结束每个学生必须完成： 1 一张减速器装配图（用 a1 或 a0 图纸绘制） ； 2 齿轮和轴的零件图各一张； 3 设计说明书一份（约 60008000 字） 。 二、设计题目设计题目: 设计运送原料的带式运输机所用的圆柱齿轮减速器，具体内容是： 1设计方案论述。 2选择电动机。 3减速器外部传动零件设计。 4减速器设计。 1) 设计减速器的传动零件； 2) 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度； 3) 按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度； 4) 选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 5) 选择各键，验算输出轴上键连接的强度； 6) 选择各配合尺寸处的公差与配合； 7) 决定润滑方式，选择润滑剂； 5. 绘制减速器的装配图和部分零件工作图； 6. 编写设计说明书。 三、三、 已知条件已知条件 1. 展开式二级齿轮减速器产品。 2. 动力来源 ：电力，三相交流，电压 380/220v。 4 3. 输送带工作拉力 t=410nm。 4. 输送带工作速度 =0.8m/s。 5. 滚筒直径 d=340mm。 6. 工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。 四、四、分析减速器的结构分析减速器的结构 1、传动系统的作用：、传动系统的作用： 作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给 工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。 2、传动方案的特点：、传动方案的特点： 特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动 机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对 称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形 和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀 的现象。 3、电机和工作机的安装位置：、电机和工作机的安装位置： 电机安装在远离高速轴齿轮的一端； 工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 4、画传动系统简图：、画传动系统简图： 5 二二 电动机的选择电动机的选择 计算及说明计算及说明结果结果 选择电动机类型选择电动机类型 按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用 y 系列全 封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380v。 稳定运转下 运送带滚筒所需功率：运送带滚筒所需功率： 22 410 0.8 1.929 340 10 p t v kwkw d 运送带滚筒转运送带滚筒转速为：为： 60*100060*1000*0.8 44.96 min 3.14*340 v r n d 由 p5 表 1-7 查得 1（联轴器）=0.99，2（球轴承） =0.99，3（齿轮传动 8 级精度）=0.97，4（v 带） =0.96。 电动机至运送带滚筒之间的总效率为：电动机至运送带滚筒之间的总效率为： = 1 32 234 99 . 0 32 0.990.970.960.868 所以电动机所需功率为所以电动机所需功率为 1.929 2.222 0.868 d p pkw 由表 12-1 查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装 置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为 y100l2-4，则所 选取电动机： 额定功率为 满载转速为 3 ed pkw1430 min m r n p=1.929kw 44.96 min r n 0.868 2.222 d pkw 型号为 y100l24 n =1430r/min m p =3kw m 6 三三 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计算 计算及说明计算及说明结果结果 总传动比总传动比 1430 31.8 44.96 m n i n 选用等浸油深度原则，查表 1-8 得 =2.9（带轮） ；=3.8； 1 i 2 i =2.9 3 i 名级效率：名级效率： 第一级效率： 第二级效率： 第三级效率： 计算各轴的转速功率和转矩：计算各轴的转速功率和转矩： 1、转速：、转速： 轴 i： 轴 ii： 轴 iii：n 2、输出功率：输出功率： 轴 i： 轴 ii： 轴 iii： 3、输出转矩：输出转矩： 轴 i： 轴 ii： 轴 iii： 31.8i 01 0.95 12 0.960 493.1 / min i nr 1 1430 493.1 / min 2.9 m i n nr i 2 493.1 129.76 / min 3.8 i ii n nr i 3 129.76 44.7 / min 2.9 ii iii n r i 01 3 0.952.85 id ppkw 12 2.85 0.99 0.972.737 iii ppkw 223 2.737 0.9512.603 iiiii ppkw 55.2 i tn m 2.603 95509550556 44.7 iii iii iii p tn m n 0142 0.95 1223 0.990.970.960 23123 0.990.990.970.951 23 0.951 129.76 / min ii nr 44.7 / min iii nr 2.85 i pkw 2.737 ii pkw 2.603 iii pkw 2.85 9550955055.2 493.1 i i i p tn m n 2.737 95509550201.6 129.76 ii ii ii p tn m n 201.6 ii tn m 556 iii tn m 7 参数 轴名 输出功 率 p（kw） 转速 n(r/min) 输出转矩 t（n.m） 传动 比i 效率 轴 i 2.85493.155.23.8 0.960 轴 ii2.737129.76201.6 轴 iii2.60344.7556 2.90951 四四 v 带传动设计带传动设计 计算及说明计算及说明结果结果 1确定计算功率cap 由表 8-6 查得工作情况系数，故1.1ak 1.1 33.3caapk pkw 2选取窄 v 带带型 根据和转速，由图 8-11 确定 选用 a 型。cap 3. 确定带轮基准直径 由表 8-8 初选主动轮基准直径。根据式185ddmm （8-15） ，从动轮基准直径 。根据表 8-8， 212.9 85246.5dddidmmmm 即为基准系列。2250ddmm 1 1 3.14 85 1430 6.36/35/ 60 100060 1000 d d n vm sm s 所以带的速度合适。 4. 确定窄 v 带的基准长度和传动中心距 3.3capkw v 带 a 型 185ddmm 2250ddmm 6.36/vm s 8 根据，初步确定中心距120120.7()2()ddddddadd 。0550amm 计算带所需的基准长度 2 21 21 0 0 2 () 2() 24 (25085) 2 550(85250) 24 550 1638.3 dd ddd dd ladd a mm mm 由表 8-2 选带基准长度。1600dlmm 计算实际中心距 a 0 1600 1638.3 (550)530.85 22 ddll aammmm 5. 验算主动轴上的包角1 由式（8-6）得 21 1 25085 18057.518057.5 555 162.9120 dddd a 所以主动轮上的包角合适。 6. 计算窄 v 带的根数 z 由式（8-22）知 00() ca l p z pp k k 由，查表 8-4a 和表 1 1430 / minnr185ddmm2.9i 8-4b 得 01.00pkw00.17pkw 查表 8-5，得 ，查表 8-2，得 ，则0.955k0.99lk 3.3 2.98 (1.000.17) 0.955 0.99 z 取。3z 7. 计算预紧力0f 2 0 2.5 500(1) cap fqv vzk 查表 8-3，得 ，故0.10/qkg m 2 0 3.32.5 500(1)0.10 6.36 143.95 6.36 30.955 fnn 1600dlmm 530.85amm 1162.9 01.00pkw 00.17pkw 3z 9 8. 计算作用在轴上的压轴力pf 1 0 162.9 2sin2 3 143.95 sin854.1 22 pfzfnn 9查表 8-10，带轮宽度 b=（z-1） e+2f=(3-1) 15+2 9 =48mm 10带轮结构设计 材料选用 ht200. 0143.95fn 854.1pfn b=48mm 五、减速器高速级齿轮设计五、减速器高速级齿轮设计 计算及说明计算及说明结果结果 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动如上图所示，有利于保障传动 的平稳性； 2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。 3）材料选择。由表 10-1 选小齿轮材料为 40cr（调质） ， 硬度为 280hbs，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs。 4）选小齿轮齿数，大齿轮124z ，故选。2 2 1 3.8 2491.2zi z291z 5）初选螺旋角 14 2按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为： 1 2 31 21 () the t dh ktuz z d u 1）确定公式内的各计算数值 试选 kt=1.6。 124z 291z 14 kt=1.6 10 由图 10-30选取区域系数。 h z =2.433 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 =0.775，=0.87，则=1.645。 1212 由表 10-7 选取齿宽系数。1d 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 12 189.8ezmpa 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限；大齿轮。 lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 由式 10-13 计算应力循环次数 1 9 1 99 21 2 6060 493.1 1 (2 8 300 10)1.42 10 /1.42 10 /3.80.37 10 hnn jl nni 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，10.90hnk 。20.95hnk 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式得 lim2 1 lim1 1 2 2 12 0.90 600540 0.95 550522.5 ( )/2531.25 h hn h h hn h hhh k mpa s k mpa s mpa 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1t d 4 2 3 1 2 1.6 5.52 104.8 2.433 189.8 () 1 1.645 3.8531.25 46.8 td mm 计算圆周速度 11 46.8 493.1 1.21/ 60 100060 1000 t d n vm s h z =2.433 =1.645 1d 12 189.8ezmpa lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 9 1 9 2 1.42 10 0.37 10 n n 10.90hnk 20.95hnk 1 2 540 522.5 531.25 h h h mpa mpa mpa 146.8tdmm 1.21/vm s 11 计算齿宽 b 及模数ntm 1 1 1 1 46.846.8 cos46.8 cos14 1.89 24 2.252.25 1.894.25 /46.8/ 4.2511 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h 计算纵向重合度 1 0.318tan0.318 1 24 tan141.903 dz 计算载荷系数 k 取，根据，8 级精度，由图 10-81ak 1.21/vm s 查得动载系数；由 表 10-4 查得；1.07vk 1.452k 由图 10-13 查得；由表 10-3 查得1.38fk 。故载荷系数1.4hfkk 1 1.07 1.4 1.4522.17avhhkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 (10-10a)得 33 11/46.82.17/1.652ttddkkmm 计算模数nm 1 1 cos52 cos14 2.01 24 n d mmm z 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 2 1 3 2 1 2cos fsa n df kt yy y m z 1）确定计算参数 计算载荷系数 1 1.07 1.4 1.4522.17avffkk k kk 根据纵向重合度，从图1.903 查得螺旋角影响系数。 0.88y 计算当量齿数 46.8 1.89 4.25 /11 nt bmm mmm hmm b h 1.903 1.452k 1.38fk 1.4hfkk 2.17k 152dmm 2.01 n mmm 2.17k 1.903 0.88y 12 1 1 33 2 2 33 24 26.3 coscos 14 91 99.6 coscos 14 v v z z z z 查取齿形系数 由表查得；12.65fy 22.20fay 查取应力校正系数 由表查得；11.58say 21.785say 查取弯曲疲劳强度极限 由图 10-20c 查得小齿轮 ，大齿轮 1500fempa 2380fempa 查取弯曲疲劳寿命系数 由图 10-18 查得 ，10.85fnk20.88fnk 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12） ，得1.4s 11 1 22 2 0.85 500 303.57 1.4 0.88 380 238.86 1.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s 计算大、小齿轮的并加以比较 fasa f y y 11 1 22 2 2.65 1.58 0.0138 303.57 2.20 1.785 0.0164 238.86 fasa f fasa f yy yy 大齿轮的数值大。 2）设计计算 32 3 2 2 2.17 55.2 100.88 cos 14 0.01641.509 1 241.645 nmmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模 数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取nm 1 2 26.3 99.6 v v z z 12.65fy 22.20fay 11.58say 21.785say 10.85fnk 20.88fnk 1 2 303.57 238.86 f f mpa mpa 11 1 22 2 0.0138 0.0164 fasa f fasa f yy yy 1.509nmmm =2mmnm 13 =2mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接nm 触强度算得的分度圆直径，由152dmm ， 1 1 cos52 cos14 25 2n d z m 取，则,取。125z 295z 295z 4.几何尺寸计算 1）计算中心距 12()(2595) 2 123.7 2cos2 cos14 n zzm ammmm 将中心距圆整为 124。mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() arccos14 256 2 n zzm a 因 值改变不多，故参数、等不必修正。 a k h z 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 51.5 cos 195 cos n n z m dmm z m dmm 4）计算齿轮宽度 11 51.551.5 d bdmm 圆整后取；。252bmm157bmm 5.结构设计 小齿轮齿顶圆直径16omm，而又小于 5oomm，故以选用腹板式结构为宜。其 它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计 齿根圆直径为 51.52*(1+0.25) nnaf mchdd)(2 * 11 *2=46.5mm 2 190 f dmm 152dmm 125z 295z 124amm 14 256 1 2 51.5 195 dmm dmm 157bmm 252bmm =46.5mm 1f d 2 190 f dmm 14 齿顶圆直径为 * 11 251.52*1*255.5 aann ddh mmm 2 199 a dmm 1a d55.5mm 2 199 a dmm 15 六、低速级齿轮设计六、低速级齿轮设计 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动 2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。 3）材料选择。在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料， 没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺 要求,选小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿 轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs。 4）选小齿轮齿数，大齿轮130z ，故选。2 2 1 2.9 3087zi z287z 5）初选螺旋角 14 2按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为： 1 2 31 21 () the t dh ktuz z d u 1）确定公式内的各计算数值 试选 kt=1.6。 由图 10-30选取区域系数。 h z =2.433 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 =0.79，=0.86，则=1.65。 1212 由表 10-7 选取齿宽系数。1d 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 12 189.8ezmpa 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限；大齿轮。 lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 由式 10-13 计算应力循环次数 130z 287z 14 kt=1.6 h z =2.433 =1.65 1d 12 189.8ezmpa lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 9 1 9 2 0.37 10 0.128 10 n n 16 2 9 1 99 21 2 6060 129.76 1 (2 8 300 10)0.37 10 /0.37 10 / 2.90.128 10 hnn jl nni 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，10.95hnk 。20.97hnk 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式得 lim2 1 lim1 1 2 2 12 0.95 600570 0.97 550533.5 ( )/ 2551.75 h hn h h hn h hhh k mpa s k mpa s mpa 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1t d 3 2 3 1 2 1.6 201.6 103.9 2.433 189.8 () 1 1.65 2.9551.75 71.68 td mm 计算圆周速度 11 71.68 129.76 0.4868/ 60 100060 1000 t d n vm s 计算齿宽 b 及模数ntm 1 1 1 1 71.6871.68 cos71.68 cos14 2.32 30 2.252.25 2.325.32 /71.68/5.5213 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h 计算纵向重合度 1 0.318tan0.318 1 30 tan142.38 dz 计算载荷系数 k 取，根据，8 级精度，由图 10-8 查1ak 0.4868/vm s 得动载系数；由 表 10-4 查得；由图1.04vk 1.458k 10-13 查得；由表 10-3 查得。故1.38fk1.4hfkk 载荷系数 10.95hnk 20.97hnk 1 2 570 533.5 551.75 h h h mpa mpa mpa 171.68tdmm 0.4868/vm s 71.68 2.32 5.32 /13 nt bmm mmm hmm b h 2.38 1.458k 1.38fk 1.4hfkk 17 1 1.04 1.4 1.4582.123avhhkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10- 10a)得 33 11/71.682.123/1.678.7ttddkkmm 计算模数nm 1 1 cos78.7 cos14 2.545 30 n d mmm z 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 2 1 3 2 1 2cos fsa n df kt yy y m z 1）确定计算参数 计算载荷系数 1 1.04 1.4 1.4582.123avffkk k kk 根据纵向重合度，从图查得2.38 螺旋角影响系数。 0.88y 计算当量齿数 1 1 33 2 2 33 30 32.8 coscos 14 87 95.3 coscos 14 v v z z z z 查取齿形系数 由表查得；12.49fy 22.21fay 查取应力校正系数 由表查得；11.625say 21.775say 查取弯曲疲劳强度极限 由图 10-20c 查得小齿轮 ，大齿轮 1500fempa 2380fempa 查取弯曲疲劳寿命系数 由图 10-18 查得 ，10.88fnk20.90fnk 计算弯曲疲劳许用应力 2.123k 178.7dmm 2.545 n mmm 2.123k 2.38 0.88y 1 2 32.8 95.3 v v z z 12.49fy 22.21fay 11.625say 21.775say 10.88fnk 20.90fnk 18 取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12） ，得1.4s 11 1 22 2 0.88 500 314.3 1.4 0.90 380 244.3 1.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s 计算大、小齿轮的并加以比较 fasa f y y 11 1 22 2 2.57 1.60 0.01308 314.3 2.21 1.775 0.01606 244.3 fasa f fasa f yy yy 大齿轮的数值大。 2）设计计算 32 3 2 2 2.123 201.6 100.88 cos 14 0.016061.972 1 301.65 nmmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取=2mm，nmnm 可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得 的分度圆直径，由178.7dmm ， 1 1 cos78.7 cos14 38.1 2n d z m 取，则,取。138z 2110.2z 2110z 4.几何尺寸计算 1）计算中心距 12()(38 110) 2 152.5 2cos2 cos14 n zzm ammmm 将中心距圆整为 152.5。mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() arccos13 5712 2 n zzm a 因 值改变不多，故参数、等不必修正。 a k h z 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 1 2 314.3 244.3 f f mpa mpa 11 1 22 2 0.01308 0.01606 fasa f fasa f yy yy 1.972nmmm =2mmnm 178.7dmm 138z 2110z 152.5amm 13 5712 19 1 1 2 2 78 cos 226 cos n n z m dmm z m dmm 4）计算齿轮宽度 11 7878 d bdmm 圆整后取；。278bmm183bmm 5.结构设计 小齿轮齿顶圆直径 t m 16omm，而又小于 5oomm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关 尺寸按图荐用的结构尺寸设计 齿根圆直径为 782*(1+0.25)*2=73mm nnaf mchdd)(2 * 11 2 221 f dmm 齿顶圆直径为 * 11 2782*1*282 aann ddh mmm 2 230 a dmm 1 2 78 226 dmm dmm 178bmm 283bmm =73mm 1f d 2 221 f dmm 1a d82mm 2 230 a dmm 20 七、减速器机体结构尺寸七、减速器机体结构尺寸 名称符号计算公式结果 箱座厚度0.02538a 10 箱盖厚度 1 1 0.0238a 8 箱盖凸缘厚度 1 b 11 1.5b 12 箱座凸缘厚度b1.5b 15 箱座底凸缘厚度 2 b 2 2.5b 25 地脚螺钉直径f d12036. 0ad f m20 地脚螺钉数目n查手册 4 轴承旁联结螺栓直径 1 d 1 0.75 f dd m16 盖与座联结螺栓直径 2 d =（0.5 0.6） 2 d: f d m10 轴承端盖螺钉直径 3 d =（0.4 0.5） 3 d: f d 8 视孔盖螺钉直径 4 d=（0.3 0.4） 4 d: f d 6 定位销直径d=（0.7 0.8）d: 2 d 8 ，至外箱壁 f d 1 d 2 d 的距离 1 c查手册表 112 26 22 16 ，至凸缘边缘距 f d 2 d 离 2 c查手册表 112 24 14 21 外箱壁至轴承端面距 离 1 l =+（5 10） 1 l 1 c 2 c: 47.4 大齿轮顶圆与内箱壁 距离 1 1.2 1 15 齿轮端面与内箱 壁 距离 2 2 13 箱盖，箱座肋厚mm , 1 85 . 0 ,85 . 0 11 mm 7 8.5 轴承端盖外径 2 d +（5 5.5）dd 2 : 3 d 120（1 轴） 120（2 轴） 160（3 轴） 轴承旁联结螺栓距离s 2 ds 120（1 轴） 120（2 轴） 180（3 轴） 22 八、轴的结构设计八、轴的结构设计 按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取 ii、iii 轴的材料为 45 钢,调质处理。i 轴为 40cr。根据资料 1 表 15-3，取，于是得 0 a112 三根轴的最小直径确定: 1 3 3 min10 1 p2.85 da11220.1mm n493.1mm 2 3 3 min20 2 p2.737 da11231 n129.76mm mm 3 3 3 min30 3 p2.603 da11243.4 n44.7 mmmm 1 d25mm 2 d35mm 3 d45mm （一）中间轴设计 (1)选用 7307ac 的轴承,s=9.5,由箱体条件可知, 挡油圈 2 13: 长度取为 9.5+13=22.5mm, t1 f2143.7n t1 f2143.7n rf804n a f536.1n min d20.1mm 23 12 221 9.5 13245.5lbsmm : 1 35d (2) 齿轮宽为,左侧有 2mm 定位，故取 , 2 b52 22 250lbmm 右侧有一轴肩,取 h=3.5,l1.4h,故取 l=6，d=45 （3）齿宽，故取，d=38 3 b83 43 281lbmm （4），d=35mm。 5 10.529.5 10.521243lsbmm （二）高速轴设计 根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 (1),选用 7307ac 的轴承,s=9.5,挡油圈长度取为 9.5+10.5=20mm, 12 21 9.5 10.541lbsmm : 1 35d 2 10.5: (2) 齿轮宽为,故取 ,右侧 l3 由结构确 1 b57 21 57lbmm 定 3 d40 （3）与相似，故取， 4 l 1 l 42 21 9.5 10.541lbsmm : d=35 （4） 512 (510)0.5 2220 10(510)21 9.59.60.5 1855 lccbsel mm ， 24 d=35mm。 （5）大带轮与轴，d=26. 6 l246b （三）低速轴设计 5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （1）为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，l1 轴段右端 需制出一轴肩，故段的直径。 2 l 56d mm 212 (510)0.5 2220 10(510)31 9.5 120.520.650 lccbsel mm （2）查手册，选用型弹性套柱销联轴器9lt （3）初选滚动轴承 7312ac，则其尺寸为 6013031.ddbmmmmmm 故左边轴承安装处有挡油环,挡油圈长度取为60.dmm 9.5+13=22.5mm，则 32 31 9.5 1353.5.lbsmm : （4）挡油环右侧用轴肩定位，故可取,l4 由尺寸70dmm 确定, 25 右侧的轴肩 d=75,齿轮部分 6 lb278276mm （5）段与相似 7 l 3 l 72 lbs231 9.5 13255.5mm : 九、轴的计算及轴承的计算九、轴的计算及轴承的计算 （一）中间轴的计算（一）中间轴的计算 (1)(1)进行强度校核进行强度校核, ,按弯扭组合进行校核按弯扭组合进行校核. . 2 t2 3 2 2t2 201.6 fn2067.7n d195 10 n r2 t tantan20 ff2067.7n755.8n coscos14.04 a2t2 ff tan2067.7tan14.04 n517.1n 2 t3 3 3 2t2 201.6 fn5169n d78 10 n r3 t3 tantan20 ff5169n1939n coscos13.98 a3t3 ff tan5169 tan13.98 n1292.6n 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力 系 图 1 t2 f2067.7n r2f755.8n a2 f517.1n t3 f5169n r3f1939n a3 f1292.6n 26 图图 2 图图 3 其中图二中 , 通过另加弯矩而平移到指向轴线 ae2 f ae3 f 图三中 通过另加转矩而平移到作用轴线上 2te f te3 f r1ha33re3re2 ae22 r1h f* 4573.558f *d / 2f* 4573.5f*45 f*d / 20 f1109.16n r1h f1109.16n 27 r2h3r2r1h fff74.4 re f r1vt2t3 r1v f* 4573.558f *45f * 4573.50 f3997.6n r2vt2t3r1v ffff3239.1n 2222 r111 f3997.61109.164148.6 r vr h ffn 2222 r222 f3239.174.43239.9 r vr h ffn 对于型轴承，轴承的派生轴向力70000ac0.68 dr ff 11 0.680.68 4148.62821 dr ffnn 22 0.680.68 3326.72203.1 dr ffnn 算得 1 2 3596.5 aedd ffnf 所以 21 3596.5 adae fffn 11 2821 ad ffn 求轴承的当量动载荷和 1 p 2 p 对于轴承 1 1 1 2821 0.68 4148.6 a r f f 对于轴承 2 2 2 3596.5 1.110.68 3239.9 a r f f 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： 对于轴承 1， 1 1x 1 0y 对于轴承 2， 2 0.41x 2 0.87y 11111 1 1 4148.604148.6 pra pfx fy fn 22222 1 0.41 3239.90.87 3596.54457.3 pra pfx fy fn 求该轴承应具有的额定载荷值 因为则有 21 pp r2h f74.4n r1v f3997.6n r2v f3239.1n r1 f4148.6n r2 f3239.9n 2 3596.5 a fn 1 2821 a fn 1 4148.6pn 2 4457.3pn 28 33 2 66 6060 129.76 2 8 10 300 4457.3 1010 3210532800 h r nl cp nc 故符合要求。7307ac 轴的弯矩图的计算 铅直面：。 12 3997.6,3239.1 nvnv fn fn ab 段： m=fnv2*x 即 m=3239.1x(045)x bc 段: 22( 45)01171.493046.5 nvt mfxfxmx 45118.5x cd 段： 223 (45)(118.5)0 nvtt mfxfxfx 3996.9705573mx (118.5176.5)x 水平面: 12 1109.16,74.4 nhnh fn fn ab 段 2 074.4 nh mfxmx(045)x bc 段： 2222 (45)/ 20830.516406.25 nhra mfxfxf dmx (45118.5)x cd 段： 1 2232233 (45)(118.5)/ 2/ 20 nhrraa mfxfxfxf df d 1108.8195776.35mx (118.5176.5)x 29 截面处的、及的值列于下表c h m v mm 表表 4 4 载荷水平面h垂直面v 支持力 f 1 1109.16 r h fn 2 74.4 r h fn 1 3997.6 r v fn 2 3239.1 r v fn 弯矩m 1 114820.5 h mmm 2 64383.55 h mn mm 231857.4 v mn mm 总弯矩 22 11 258730.7 vh mmmn mm 22 22 240622.6 vh mmmn mm 扭矩t 2 201600tn mm 力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力0.6 22 22 12 3 2587300.6 201600 52.1 0.1 38 caa mt mp w 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 30 ，故安全。 1 60 a mp 1ca （2 2）精确校核轴的疲劳强度）精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 分析各个截面上的弯矩与扭矩可知，b-d 段所承受的应