单级直齿圆柱齿轮减速器毕业设计说明书[1]

I 摘 要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是： 1、瞬时传动比恒定、工作为平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间运动和动力； 2、适用的功率和速度范围广； 3、传动效率高， =0.92-0.98； 4、工作为可靠、使用寿命长； 5、外轮廓尺寸小、结构运送。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机 和工作为机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作为用，在现代机械中应用极为广泛。 6、国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率 过代的问题。另外，材料品质和工世水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于依靠地位，特别在材料和制造工世方面占据优势，减速器工作为可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率 大大提高，从而失去了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。 在 21 世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。 CNC 机床和工世技术的发展，失去了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。 关键字 ：减速器 轴承 齿轮 机械传动 II Abstract Wheel gear s spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine.Its main advantage.BE:The 1.spreads to move to settle,work than in a moment steady,spread to move accurate credibility ,can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalds；Power and speed scope； 2.applies are wide； 3.spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98； 4.work is dependable,service life long； 5.Ortline size outside the is small,structure tightly pacded.The wheel gear constituted to,from wheel gear,stalk,bearings and boxbody decelerates a machine,useding for prime mover and work machine or performance organization of,have already matched to turn soon and deliver a function of turning,the application is extremely extensive in the modern machine； 6.local deceleration machine much with the wheel gear spread to move,the pole spread to move for lord ,but widespread exist power and weight ratio small,or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem.there are also many weadnesses on material quality and craft level moreover,the especially large deceleration machine s problem is more outstanding,the service life isn t long.The deceleration machine of abroad,with Germany,Denmark and Japan be placed in to lead a position,occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially,decelerating the machine work credibility like,service life long.But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord,physical volume and weight problem,don t also resolve like.The direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio,small physical volume,high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops.Decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly,and have already produced various structure forms and various products of power model numbers.Be close to ten several in the last yearses,control a technical development because of the modern calculator technique and the number,made the machine process accuracy,process an efficiency to raise consumedly,pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus,the mold piece of the whole machine kit turns,standardizing,and shape design the art turn,making product more fine,the beauty turns. Become a set a machine material in 21 centuries medium,the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts.CNC tool machine and the craft technical development,pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon.Be spreading to move the electronics control,liquid in the system III design to press to spread to move,wheel gear,take the mixture of chain to spread to move,will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of direction.The academics that is in spread move the design crosses,will become new spread a moveable property article the important trend of the development. Key words: Reduction gear 、 bearing 、 gear 、 mechanical drive 1 目录 摘 要 .I ABSTRACT . II 一 设计目的 . 2 二 传动方案的拟定 . 3 1 传动方案的分析 . 3 2 传动方案的拟定 . 3 三 电动机的选择及传动比的确定 . 5 1 电动机类型和结构型式的选择： . 5 2 确定电动机的功率： . 5 3 确定电动机转速： . 5 4 确定电动机型号 . 6 四 运动参数及动力参数计算 . 7 1 计算各轴转速（ R/MIN） . 7 2 计算各轴的功率（ KW） . 7 3 计算各轴转矩 . 7 五 传动零件 的设计计算 . 8 1 皮带轮传动的设计计算 . 8 2 齿轮传动的设计计算 . 9 六 轴的设计计算 . 12 1 从动轴的设计 . 12 2 主动轴设计 . 16 七 键联接的选择及校核计算 . 21 1根据轴径的尺寸选择键 . 21 2键的强度校核 . 21 八 轴承寿命的校核 . 22 1 校核 46208 轴承 . 22 2 校核 46211 轴承 . 22 九 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 . 23 十 润滑与密封 . 24 1 齿轮的润滑 . 24 4 密封方法的选取 . 24 十一 减速器装配图如下 . 25 致 谢 . 26 参考文献 . 27 2 一 设 计目的 1、 通过本次设计，综合运用机械设计 基础 及其它有关先修课程的理论和实际知识，使所学的知识进一步巩固、深化、发展。 2、 本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计， 通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。 3、 使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。 3 二 传动方案的拟定 1 传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影 响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足 工作装置的功能外，还要 结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的 机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200 灰铸铁铸造而成。 2 传动方案 的 拟定 （ 1） 工作条件：使用年限 10年，每年按 300天计算， 单 班制工作，载荷平稳。 （ 2） 原始数据： 输送带拉力 F=3kN 滚筒带速 V=1.6m/s 滚筒直径 D=280mm 运动简图 如下 1：电动机 2：带传动 3：单级圆柱齿轮减速器 4：齿轮 5：联轴器 6：滚筒 7：带式输送机 4 5 三 电动机的选择 及传动比的确定 1 电动机类型和结构型式的选择： 2 确定电动机的功率： （ 1）传动装置的总效率： （ 2）电动机 所需的工作功率： 3 确定电动机转速： 按已知的工作要求和条件，选用 Y系列三相异步电动机。 由传动图可以看出总计需要 轴承 两对 齿轮 一对 联轴器 一个 带传动 一副 滚筒 一个 由 参考文献 1P22表 2-4得 轴承 =0.99 齿轮 =0.97 滚筒 =0.95 联轴器 =0.99 总 = 轴承 2 齿轮 滚筒 联轴器 =0.992 0.97 0.95 0.99 =0.8762 Pd=FV/ 总 =31. 6/0.8762 =5.48kW 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D =6010001. 6/2 80 =109.2r/min 选用 Y 系列三相异步电动机 总 =0.8762 Pd =5.48kW nd =6542180r/min 6 4 确定电动机型号 5 总传动比： 6 分配各级传动比 根据 参考资料 【 1】 P20 表 2-2中推荐的合理传动比范围，取 V带传动比 i带 =24，单级圆柱齿轮传动比范围 i齿 =35，则合理总传动比 i 总 的范围为 i=620，故电动机转速的可选范围为 nd=i Nw=（ 620） 109.19=6542180r/min 由 参考资料 【 1】 P19表 2-1 选择 Y系列三相异步电动机得出以下三种符合条件的电动机 由以上 电机对比及从经济上考虑，选择 Y132M-47.5型电动机 其主要参数如下 额定功率： 7.5kw 满载转速： 1440r/min 额定转矩： 2.2 总传动比 i 总 i 总 =n 电 /n 筒 =1440/109.2=13.19 （ 1） 取 i 带 =3 其符合 V 带传动一般传动比范围 （ 2） i 总 =i 齿 i 带 故 i 齿 =i 总 /i 带 =13.19/3=4.40 则 i齿 =4.4符合一般单级直齿圆柱齿轮减速器的传动比范围。 选择Y132M-47.5型电动机 其主要参数如下 额定功率： 7.5kw 满载转速：1440r/min 额定转矩： 2.2 i 总 = 13.19 i 带 =3 i 齿 =4.4 电机型号 额定功率 满载转速 起动转矩 Y132M-4 7.5 1440 2.2 Y160M-6 7.5 970 2.0 Y160L-8 7.5 720 2.0 7 四 运动参数及动力参数计算 设电动机轴为 0轴 减速器高速轴为 轴 减速器低速轴为轴 1计 算 各轴转速（ r/min） 2计算各轴的功率（ KW） 3、计算各轴转矩 n0=1440r/min n =n0/i 带 =1440/3=480r/min n =n /i 齿 =109.2r/min P0=7.5kw PI=P0 带 带 =7.5 0.98 =7.35kw PII=PI 轴承 齿轮 =7.35 0.99 0.97 =7.06kw T0=9.55P0/n0 =9550 7.5/1440 =49.74Nm TI=9.55PI /nI =9550x7.35/480 =146.23Nm TII =9.55PII /nII =9550x7.06/109.2 =617.43Nm n0=1440r/min n=480r/min n=109.2r/min P0=7.5kw PI=7.35kw PII=7.06kw T0=49.74Nm TI =146.23Nm TII=617.43Nm 8 五 传动零件的设计计算 1 皮带轮传动的设计计算 （ 1） 确定 普通 V带截型 （ 2） 确定带 轮基准直径，并验算带速 （ 3） 确定大带轮的基准直径 （ 4） 确定带长和中心距 初定中心距a0=600mm 带基准长度 (5) 验算小带轮包角 由 参考资料 2 P174表 9-3 得： kA=1.1 P0=7.5kw Pd=kAP0=1.1 7.5=8.25kw 据 Pd=8.25kw和 n0=1440r/min 由 参考资料 2P174图 9-10 得： 选用 B型 V带 dd=125-140mm 由 参考资料 2P175表 9-4，取 dd1=125mm 带速 V： V=d d1n0/601 000 = 12514 40/601000 =9.42m/s 在 525m/s 范围内，带速合适。 通常带传动的滑动系数 =0.010.02，则取 =0.02 dd2=i 带 dd1(1- ) =3 100 （ 1-0.02） 375mm 查参考资料 2P174表 9-4取标准值 dd2=400mm Ld0=2a0+(d d1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2 600+( 125+400) /2+(400-125)2/4 600 =2055.76mm 根据 参考资料 2P178表 9-8选取 标准值 Ld=2240mm 确定中心距 aa 0+(Ld-Ld0)/2 =600+(2240-2055.76)/2 =692mm 1=180 -57.30 (d d2-dd1)/a =180 -57.3 ( 400-125)/692 =157.2 选用 B型V带 dd1=125mm 带速合适 dd2=400mm Ld0=2055.76mm a=692mm 1=157.2120，故小带轮符合设计要求。 9 6） 确定带的根数 。 7）单根 V带的拉力。 (8) 作用在轴上的力 2齿轮传动的设计计算 （ 1）选择齿轮材料与 热处理： (2) 按齿面接触疲劳强度设计 许用接触力 H 齿宽系数 d 据 dd1和 n1，查 参考资料 2P176 表 9-5得 P1=2.1kw i1 时单根 V 带的额定功率增量 .据带型及 i 带 查 参考资料 2P177表 9-6得 P1=0.46kw 查 参考资料 2P178表 9-7，得 K=0.94 ； 查 参考资料 2P178表 9-8,得 KL=1.0 Z= Pd/(P1+ P1)KK L =8.25/(2.1+0.46) 0.9 4 1.0 =3.4 取 Z=4根 查参考资料 2P170表 9-1取 q=0.17kg/m 则 F0=500(2.5/Ka)-1(Pd/ZV)+qV2 =500 （ 2.5/0.94 ） -1 8.25/ （ 4 9.42 ） +0.17 9.422 =196.78 Nm FQ=2ZF0sin( 1/2) =2 4 196.78 sin( 1/2) =610.04N 所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。 查阅 参考资料 2P200表 11-3，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为 45钢，调质，齿面硬度 230HBS； 大齿轮材料也为 45钢，正火处理，硬度为 200HBS； 精度等级： 查阅 参考资料 2P201 表 11-5 运输机是一般机器，速度不高，故选 8级精度。 1=157.2 120，故小带轮符合设计要求。 按中等质量查参考资料 2P200 表 11-3得 H=520Mpa 单级齿轮减速器中齿轮相对轴承呈对称布置，由于是软齿面的闭式齿轮传动，查参考资料 2P200表 11-4，选取 Z=4根 F0=196.78 Nm FQ=610.04N 小齿轮材料为 45钢，调质，齿面硬度230HBS； 大齿轮材料也为 45钢，正火处理，硬度为200HBS； 8级精度 H=520Mpa 10 材料弹性系数 ZE 载荷系数K 按齿面接触强度疲劳强度设计 选择齿轮齿数、模数 计算主要几何尺寸 (3) 校核齿根弯曲疲劳强度 计算 齿根 弯曲许用应力 d=1.0 查参考资料 2P204表 11-7，材料弹性系 数 ZE=189.8 查参考资料 2P203表 11-6，取 K=1.5 u=i 齿 =4.4 计算小轮直径 d1 d1 3 212E /)1(KT)( 3. 52Z uHu d = 3 22 4.41520/)14.4(23.1465.1)8.52189.3( =76.3mm 取小齿轮齿数 z1=24 则 大齿轮齿数 z2=z1i=24 4.4=105.6 取标准值 z2=106 齿轮模数 m=d1/z1=76.3/24=3.188 参考资料 2P193表 11-1，取标准模数 m=4mm 分度圆 d1=mz1=4 24=96mm d2=mz2=4 106=424mm 中心距 a=m(z1+z2)/2=4 (24+106)/2=260mm 齿宽 b= dd1=1.0 106=106mm 取 b2=106mm b1=b2+(5 10) 取 b1=114mm 按中等质量查参考资料 P2002表 11-3得 F1=310Mpa F2=290Mpa 查参考资料 2204表 11-8得 YF1=2.68 YF2=2.18 YS1=1.59 YS2=1.8 F1=121112 zbm YYKT SF =24410 6 4 65.12 2 =45.9N/mm2 F2= F11122SFSF YY YY d=1.0 ZE=189.8 K=1.5 d1 76.3mm z1=24 z2=106 m=4mm d1=96mm d2=424mm a=260mm b2=106mm b1=114mm F1=310Mpa F2=290Mpa F1 =45.9N/mm2 F2=42.3 N/mm2 11 验算齿根弯曲应力 (4) 计算齿轮的圆周速度 V 计算圆周速度 =68.359.168.2 18.28.1 =42.3 N/mm2 由于 F1 F1 F2 F2，故满足齿根弯曲强度要求，设计合理 V=100060n 11 d=100060 96480 =2.4m/s 因为 V 6m/s，故取 8级精度合适 由上可得，齿轮设计合理。 确定有关参数如下： 传动比 i 齿 =4.4 小齿轮齿数 z1=24 大齿轮齿数 z2=106 中心距 a=260mm i 齿 =4.4 a=260mm z2=106 z1=24 满足弯曲强度要求，设计合理。 V=2.4m/s 齿轮设计 合理 12 六 轴的设计计算 1 从动轴 的 设计 1选择轴的材料 确定许用应力 2按扭转强度估算轴的最小直径 3轴承的确定 4联轴器的选择 5设计轴的结构并绘制轴的结构蓝图 确定轴上零件的位置和固定方式 选轴的材料为 45号钢，调质 处理。 查 参考资料 2P200表 11-3 可知： b=650Mpa 查 参考资料 2P200表 11-4 可知： b -1b=60Mpa 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查 参考资料 2P208表 11-8 可得， 45钢取 C=118 107 则 d （ 118 107） 3nP =（ 118 107） 3 2.10906.7 =47.2 43mm 考虑键槽的影 响以及联轴器孔径系列标准，取 标准值d=50mm 为简化安装，选择两轴承一致。 据参考资料 1P211附表 4-1选择角接触 球 轴承 46211型 其内径 d=55mm 可采用弹性柱销联轴器，查 参考资料 1P231附表 6-3可取 联轴器的型号为 HL5联轴器 由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在齿轮箱体的中内，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。 如下图所示 要确定轴的结构，先确定轴上零件的装配顺序和固定方 式 b=650Mpa b -1b=60Mpa d=50mm 角接触球轴承46211型 HL5联轴器 13 确定各段轴的直径 确定各轴段的长度 6 轴 上作用力的计算 确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴上采用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。 将估算轴 d=50mm作为外伸端直径 d1与联轴器相 配（如 上 图），考虑联轴器用 套筒 实现轴向定位，取第二段直径为 d2=53mm ， 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处 d3应大于 d2，取d3=55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于d3，取 d4=60mm。 齿轮左端用用套筒固定 ,右端用 套筒 定位 ,轴 肩 直径 d5=60+2 0.1 60=72mm 满足齿轮定位的同时 ,还应满足右侧轴承的安装要求 ,根据选定轴承型号确定 .右端轴承型号与左端轴承相同 ,取d6=55mm. 由于齿轮轮毂宽度为 106mm，为保证齿轮固定可靠，轴段 的长度略短于齿轮轮毂宽度，取轴段 长度为 100mm；为保证齿轮端面与 箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间就留有一定的间距，取该间距为 25mm,为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽 21mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm,故取轴段长度为30mm(轴承支点距离 C=185mm)；由齿轮宽度及套筒宽度和轴承宽度得，取轴段 长度为 56mm；由轴承盖宽度及装配要求选择轴段长度为 57mm；考虑联轴器装配要求取轴段为 90mm。 在轴段上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽长度比相应的轮毂宽度小约 5 10mm,键槽宽度按轴段直径查手册得得。 选定轴的结构结节 轴两端的倒角均为 2 45 轴段上的倒角为 2 5 2.5 轴段上的圆角均为 2 R2 轴段上的圆角均为 2 R1 轴所受力如下 图所示 d1=50mm d2=53mm d3=55mm d4=60mm d5=72mm d6=55mm. L4=100mm L3=56 L2=57 L5=30 L6=40 L1=90 14 7 按弯矩合成强度校核轴径是否合格 做出水平面弯矩图 支点反力 截面处弯矩为 截面处弯矩为 做出垂直面弯矩图 截面 轴上 所受的转矩： T =9.55nP 1000 =9.552.10906.7 1000 =617.43Nm 轴上 作用力： 圆周力： Ft=2T /d2=2 617.43/0.424=2912.41N 径向力： Fr=Fttan20 =2912.41tan20 =1060.03N FHA=FHB=2tF=1456.2N 支点反力 F=2rF=530.02N MHI=FHAC/2=1456.2 185/2=134698.5Nmm MH =1456.2 35.5=51712.85Nmm MVI=FC/2=530.02 185/2=49026.85Nmm T=617.43Nm Ft =1060.03N Fr =2912.41N FHA=FHB =1456.2N F =530.02N MHI= 134698.5Nmm MH=51712.85Nmm MVI =49026.85Nmm 15 截面 做出合成弯矩图 截面合成弯矩 截面合成弯矩 做出转矩图 截面 截面 MV =F 35.5=530.02 35.5=18815.71Nmm M= 22VH MM MI= 22 VH MM = 22 4 9 0 2 6 . 8 51 3 4 6 9 8 . 5 =143343.36Nmm M = 22 VH MM = 22 1 8 8 1 5 . 7 15 1 7 1 2 . 8 5 =55029.54Nmm T =9.55 106P/n =617430Nmm a=0.6 d3=55mm Me = 22 )(aTM = 22 617430)6.0(1 4 3 3 4 3 . 3 6 =397223.42 Nmm Me = )( 22 aTM = 22 6 1 7 4 3 0 )6.0(5 5 0 2 9 . 5 4 =374522.87 Nmm MV =8815.71Nmm MI =143343.36Nmm M =55029.54Nmm Me =397223.42 Nmm Me =374522.87 Nmm 16 截面 截面 e = wMe=23e0.1dM =13.49Mpa e =wMe=23e0.1dM =12.38 Mpa 查 参考资料 2P200表 11-4 可知： -1b=60Mpa 满足 e -1b的条件，故设计的从动轴有足够的强 e = 13.49Mpa e = 12.38 Mpa e -1b的条件，故设计的从动轴有足够的强度，设计合理。 2 主 动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 。 2、按扭转强度估算轴的最小直径 3、轴承的确定 选轴的材料为 45号钢 ，调质处理 查 参考资料 2P200表 11-3 可知： b=650Mpa 参考资料 2P200表 11-4可知： b -1b=60Mpa 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查 参考资料 2P208表 11-8 可得， 45钢取 C=118 107 则 d （ 118 107） 3nP =（ 118 107） 3 48035.7 =29.30 26.57mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取 标准值d=35mm 为简化安装，选择两轴承一致。 据参考资料 1P211附表 4-1选择深沟 球 轴承 46208 型 轴的材料为 45 号钢，调质处理 b=650Mpa b -1b=60Mpa d=35mm 深沟球轴承 46208型 17 4、 设计轴的结构并 绘制轴的结构蓝图 定轴上零件的位置和固定方式 各段轴的直径 定各轴段的长度 其内径 d=40mm 由于设计的是单级减速器，可将 齿轮布置在齿轮箱体的中内，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。 要确定轴的结构，须先确定轴上零件的装配顺 序和固定方式 确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴上采用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。轴的结构如下图所示 将估算轴 d=35mm 作为外伸端直径 d1 与 带轮 相配（如 上图），考虑 轴承盖的装配 ，取第二段直径为 d2=38mm ，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求 ，装轴处 d3应大于 d2，取 d3=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4应大于 d3，取 d4=45mm。齿轮左端用用套筒固定 ,右端用轴 肩 定 位 ,轴 肩 直径d5=45+2 0.1 45=54mm 满足齿轮定位的同时 ,还应满足右侧轴承的安装要求 ,根据选定轴承型号确定 .右端轴承型号与左端轴承相同 , 取 d6=40mm. 轴段为装配轴承，取其长 25mm；由于齿轮轮毂宽度为114mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度略短于齿轮轮毂宽度，取轴段长度为 100mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间就留 有一定的间距，取该间距为 2mm,为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽 18mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm,故取轴段长度为 25mm(轴承支点距离 C=185mm)； 由齿轮宽度及套筒宽度和轴承宽度得，取轴段长度为 57mm；由轴承盖宽度及装配要求选择轴段长度为 47mm；考虑带轮装配要求取轴段为 90mm。 在轴段上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽长度比相应的轮毂宽度小约 5 10mm,键 d1=35mm d2=38mm d3=40mm d4=45mm d5=54mm d6=40mm L1=25mm L2=25mm L3=100mm L4=57mm L5=47mm L6=90mm 18 5、 轴 上作用力的计算 轴所受力如图 轴上 所受的转矩 轴上 作用力 6、按弯矩合成强度校核轴径是否合格 作出水平面弯矩图 截面处弯矩为 截面处弯矩为 槽宽度按轴段直径查手册得得。 选定轴的结构结节 轴两端的倒角均为 2 45 轴段上的倒角为 5 45 轴段上的 圆角均为 2 R2 轴段上的圆角均为 2 R1 T =9.55nP 1000 =9.5548035.7 1000 =146.23Nm 圆周力： Ft=2T /d2=2 146.23/0.096=3046.55N 径向力： Fr=Fttan20 =3046.55tan20 =1108.85N FHA=FHB=2tF=1523.28N 支点反力 F=2rF=554.43N MHI=FHAC/2=140903.4Nmm MH =FHA 35.5=54076.44Nmm T=146.23Nm Ft=3046.55N Fr=1108.85N FHA=FHB=1523.28N F=554.43N MI=149946.31Nmm M=57546.96Nmm 19 作出垂直面弯矩图 截面 截面 作出合成弯矩图 截面合成弯矩 截面合成弯矩 作出转矩图如下 MVI=FC/2=51284.78Nmm MV =F 35.5=19682.27Nmm M= 22VH MM MI= 22 VH MM =149946.31Nmm M = 22 VH MM =57546.96Nmm T =9.55 106P/n =146230Nmm a=0.6 d3=40mm MVI= 51284.78Nmm MV =19682.27Nmm 20 截面 截面 截面 截面 Me = 22 )(aTM =173729.25Nmm Me = )( 22 aTM = 104926.69Nmm e = wMe=23e0.1dM =10.86Mpa e =wMe=23e0.1dM =6.56Mpa 查 参考资料 2P200表 11-4 可知： -1b=60Mpa 满足 e -1b 的条件，故设计的主动轴有足够的强度，设计合理。 Me=173729.25Nmm Me = 104926.69Nmm e=10.86Mpa e =6.56Mpa e -1b故设计的主动轴有足够的强度，设 计合理。 21 七 键联接的选择及校核计算 1根据轴径的尺寸 选择键 2键的强度校核 由参考资料 1P211附表 4-1中 取 小齿轮与轴连接的键为：键 1490 GB1096 -79 大齿轮与轴连高速轴 (主动轴 )与 V 带轮联接的键为：键1470 GB1096 -79 接的键为：键 1290 GB1096 -79 轴与联轴器的键为：键 1270 GB1096 -79 大齿轮与轴上的键 ：键 1290 GB1096 -79 bh=14 9,L=90,则 Ls=L-b=76mm p=4T/dhl =21.38Mpa R=110Mpa 因此剪切强度足够 另外三个键均按照以上校核，强度均符合要求。 p =21.38Mpa R=110Mpa 因此剪切强度足够 另外三个键均按照以上校核，强度均符合要求 22 八 轴承寿命的校核 设计时粗选角接触球轴承 46208型与 46211 型 校核轴承的寿命 由设计要求 使用年限 10 年，每年按 300天计算， 单 班制工作，载荷平 稳 得大约总工作为时间 T=10 300 8=21000h 1 校核46208轴承 1.轴承的技术标准 2.计算轴承的寿 命 2 校核46211轴承 1.轴承的技术标准 2.计算轴承的寿命 查手册， 46208 轴承所具有的径向基本额定动载荷Cr=28800N 查参考资料【 1】 P221附表 5-5 对于 角接触球 轴承 取 = 3 Fr=1108.85N 取 Pr=Fr=1108.85N Lh= 16670 PCrn = 31 1 08. 8 52 8 8004801 6 670 =608490h 21000h 即 该 轴承符合设计要求 查手册， 46211 轴承所具有的径向基本额定动载荷Cr=39200N 查参考资料【 1】 P221附表 5-5 对于 角接触球 轴承 取 = 3 由 6.1 得， Fr=1060.03N 取 Pr=Fr=1060.03N Lh= 16670 PCrn =