展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器二级减速箱T=370Nmv=075综述

1、目录一、 设计任务书 1二、电动机的选择 2三、 确定传动比.2四、V 带传动的设计计算 3五、斜齿轮传动设计计算 51、高速级传动 .62、低速级传动 .93、齿轮的结构设计 .13六、轴系零件的设计计算 151、高速轴的设计及计算 .152、从动轴的设计及计算 .203、中间轴的设计及计算 .24七、键连接强度校核计算 28八、轴承的寿命计算 281、主动轴轴承 .282、中间轴轴承 .303、从动轴轴承 .31九、 润滑、密封装置的选择及设计 32十、减速箱体及附件的设计 33十-一、设计总结35亠、设计任务书设计题目:设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器(下图所示 为

2、其传动系统简图)，用于传送清洗零件，双班制工作，工作有轻微振动，使用 寿命为10年(其中带、轴承寿命为3年以上)原始数据：卷筒直径 D=330mm 运输带速度v=0.75m/s,运输带所需扭矩T=370N.m双级斜齿圆柱齿轮减速器1电动机；2带传动；寸一减速器4-联触器* 檔简皿一运输带设计任务:(1) 减速器装配图1张；(2) 零件工作图2张；(3) 设计计算说明书1份。i1、电动机的选择卷筒的转速n25Rv= Tn 二9550二370 43.406=1.682KW9550n w1000 60v = 1000 60 0.75D3.14 330运输带功率Pv：传动装置的总效率aa1422345

3、=43.406r/m in0.95 x 0.984 x 0.972 x 0.9 9= 0.8161为V带的效率，取0.95 ;2为轴承的效率，取0.98 ;3为齿轮啮合的效率（8级精度），取0.97 ; 4为联轴器的效率，取0.99。电动机输出功率R:R= Pw/ a = 1.682/0.816 = 2.06kW根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列的三相异步电动机。电动机转速选着常用的两种同步转速：1500 r/min 和1000 r/min，以便比较。电动机选择如下：型号Y100L1-4额定功 率2.2同步转数1500满载转 速1420总传动 比32.714外伸轴 径28外伸轴 长6

4、0中心高100Y112M-62.2100094021.6562860112由于两种总传动比都不是很大，从经济方面考虑，选择Y100L1-4型的电动机。三、确定传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比 为：i = nm/n = 1420/43.406=32.714预取带传动比为i01 =3.15减速箱总传动比为j0j=32.714/3.15=10.386减速箱高速级传动比i02 = 1.25 i 0j=3.607低速级传动比i03= i0j/i 02=2.882四、V带传动的设计计算(1) 确定计算功率Pca查表8-7得工作情况系数Ka 1.2，故FCa kAP

5、1.2 2.2 2.06p为电机的额定功率.(2) 选择带型号根据Pca和nm ,查图8-10选用带型为A型带。(3) 选取带轮基准直径dd1,dd2查表8-6和8-8，取小带轮基准直径dd1 90mm(4) 验算带速vd d 1 nmv60 100090 14206.69m/s60 1000在525m/s范围内，故带速合适(5) 计算大带轮基准直径dd2 i0 dd1 3.15 90 283.5mm, 查表8-8圆整后取dd2 280mm c(6) 确定中心距a和带的基准长度L。 初步选取中心距:0.7(dd1 dd2) a02(dd1 dd2)259 Sb 740初取中心距a=400mm中

6、心距变动范围：377.122 a0440.122所以V带基准长度Ld0 :21403.757mm(dd2 dg) Ld0 = 2a (dd1dd2)24a查表8-2选取基准长度Ld 1400mm得实际中心距：a a。Ld L0400(1400 1403.757) /2398.122mm圆整后a 400mm(7) 验算小带轮包角o180(dd2 ddj57.3o152.7830i 120 ,包角合适。(8)计算v带根数z,由公式得Z _PLPCR (PoPo)K Kl根据 ddi 90mm,nm 1420r/min，查表 8-4a，得 po 1.053KW 查表8-4b查得功率增量为p0 0.1

7、68查表8-2得带长度修正系数Ki 0.96.查表 8-5,得 K 0.925由公式得Pea(P。P。)k k2.2(1.053 0.168) 0.925 0.962.435故选Z=3根带。(9)计算单根V带的初拉力最小值(F)min。查表8-3得A带型的单位长度质量q 0.1kg/m,故单根普通V带张紧后的初 拉力为：(F0) min 500”(2.5-)qv2K zv5002.64(2.5-0.925)0.925 3 6.6920.1 6.6922= 116.438N(10) 计算作用在轴上的最小压轴力(Fp) min:(Fp) min 2z(Fjmin sin 12 3 116.4382

8、(11) 校核实际转矩、功率、转速 实际V带传动比i:dd2 280 i1整3.111dd1 90152.783 sin2699.597N从动轮的实际转速门1：L =迴=456.592r/mini13.111从动轮的转速误差率为450.794 456.429450.794100%1.250%在5%内，为允许值，但为了使结果更准确，要对 再进行校核。校核结果 如下： 各轴转速：轴 1: n = nm/i01 = 1420/3.111 = 456.429r/min 轴 2: n2 = n1 / i02 = 456.429/ n1 = 126.679r/min轴3：n3 =n2/i3 = 126.6

9、79/2.882=43.949 r/min轴4：n4=n3=43.949r/mi n各轴输入功率:轴1轴2轴3轴4P = Pd X 1 = 2.060 x 0.95=1.957kwP2 = Pi X 2 x 3 = 1.957 X 0.98 x 0.97=1.861kwP3 = P2 X 2 x 3 = 1.861 X 0.98 X 0.97= 1.769kwP4 = P3 X 2 Xn 4=1.769 X 0.98 X 0.99=1.716kw 各轴输入扭矩：T1 =9550X p/ 口 =9550X 1.957/456.429 =46.49 N mT2 =9550X pj n2=9550X

10、 1.861/126.679= 140.269 N-mT3=9550X p/ n3 =9550X 1.769/43.949=384.343 N -mT4 =9550X p / n4 =9550X 1.716/43.949=372.890 N -m各轴运动与动力参数轴号输入功率P KW输入转矩T Nm转速r/min传动比轴11.95746.49456.4293.15轴21.861140.269126.6793.607轴31.769384.34343.9492.882轴41.716372.89043.9491(12)带轮的结构设计因为就以上计算还无法得知大带轮的孔径，所以将两带轮的结构设计起放在主

11、动轴设计过程中五、斜齿轮传动设计计算如题，我们要用斜齿轮进行设计减速箱。由于传送机转速不高，故取8级精度，大小齿轮都选用软齿面。材料及其相应性质如下表:齿轮材料热处理方式硬度HBS接触疲劳强度Mpa弯曲疲劳强Mpa小齿轮45钢调质270:650.000480.000大齿轮45钢正火235550.000360.000高速级齿轮传动的设计计算1、选齿数(1) 取小齿齿数 Zi 19，大齿轮齿数 Z2= Zi i 02=19 3.603=68.458 圆整后取Z2=68。(2) 选取螺旋角1502、按齿面接触强度设计公式：d1t3 2K(u 1)(ZHZE)21991)小齿轮分度圆直径:d1t2 1

12、.6 40.954 1000(3.603 1)1 1.61 3.603(2.425 189.8)575.5=40.415mm2) 圆周速度：d3.14 40.954 456.429v60 1000 60 10003) 齿宽b及模数g :0.968m/sb= ddd1=1 40.415=40.415mmntd1t cos乙40.415 cos152.060mm(1)确定各参数的值：1) 初选 Kt = 1.6。2) 由表10-7选取齿轮系数d=1。13) 由表10-6查取材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa24) 由图10-21d按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮Hlim1 =650Mp

13、a 大齿轮 Hlim2=550Mpa5) 计算应力循环次数：N1 60nJLh 60 456.429 1 (2 8 365 10) 1.60 10由图 10-26 查得 1=0.75，2=0.86，= 2+ 1=1.61计算。hN2 60ndLh 60 126.679 1 (2 8 365 10) 4.44 10由图10-30选取区域系数ZH 2.425h6) 由图10-19查取接触疲劳寿命系数 1=0.95, KHn2=0.97。7) 取失效概率100，安全系数S=1， H 1 =KHn1 Hlim1 /S=0.95 650=617.5Mpa H 2 =Knn2 Hiim2/S=0.97 5

14、50=533.5Mpa H=( H 1 + H 2)/2=(617.5+533.5)/2=575.5Mpah=2.25m nt =2.25 2.060=4.634mmb/h=40.415/4.634=8.7424）纵向重合度 =0.318 dZitani5=1.695）计算载荷系数K:已知使用系数Ka=1,根据v=0.968m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数Kv = 1.1 :由表 10-4 查得 Kh =1.45 ；由图10-13查得Kf =1.4 ；由表10-3查得Kh =Kf =1.2。故载荷系数K= K A Kv Kh Kh =1 1.11.2 1.45=1.9146）按照

15、实际动载荷系数校正所得分度圆直径：177）计算模数mn =19=40.514悟=43.008d1 cos乙o43.008 cos152.186mm3、按照齿根弯曲强度设计：32KT1Y cos（150）,FaYsa、2 m7正（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K= K A Kv Kf Kf =1 1.11.2 1.4=1.8482）根据纵向重合度=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.8753）计算当量齿数。Zv1乙1921.083coscos15oZv2乙6875.453coscos15o4）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.757，Yf32=2.2295）查

16、取应力校正系数。由表 10-5 查得 Ysai =1.561 , Ysa2 = 1.7616) 计算弯曲疲劳许用应力。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfni=0.85 , Kfn2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4。f 1= Km FE1 /S=0.85 480/1.4=291.429Mpaf 2= fe2/S=0.88 360/1.4=226.286Mpa7) 计算两齿轮的并加以比较。fY Fa1Y Sa1F1=2.7571.561/291.429=0.015YFa2YSa2 =2.229 1.761/226.286=0.017F 2大齿轮的数值较大。(2) 设计计算mn2(0.01

17、7)2 40.954 1000 cos2(15)V192 1.61=1.563 mm由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取m=2.0mm已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=43.008mm来计算应有的齿数。43.008cos1502=20.771圆整为21Z2 乙u 21 3.603=75.664 圆整为 764、几何尺寸计算(1) 中心距:2cos15oa mn(Z1 Z2)2 (21 6)=100.422 圆整为 100mm 2cos(2) 按照圆整后的中心距修正螺旋角mH Z2) arccos -2a

18、2 (2176)arccos 2 100= 14.070此数值在20的允许范围内，故不用再对、K、Zh的值进行修正。(3) 计算大小齿轮的分度圆直径d1也cos2 21cos=43.299mmd2忆cosCoH56.701mm(4) 计算齿轮宽度b=dd1 =43.299mm圆整后取B2 =45，B1=50o 5、转速误差:实际转速 vt =vi/i 2=456.429/ ( 156.701/43.299)=126.119r/minv=(v0-vt)/v0=( 126.679-126.119)/126.679=0.004 由于结果与预算的误差极小, 所以不再校核转矩、功率、转速。1、低速级齿轮

19、传动的设计计算1、选齿数(1) 取小齿齿数 Z3 19，大齿轮齿数 Z4= Z3 i 03=19 2.882 =54.766 圆整后取z4=55。(2) 选取螺旋角15o2、按齿面接触强度设计公式：3 ：2K(u 1),ZhZe、2dit J ( _)V d u h(1)确定各参数的值：10) 初选 Kt = 1.6。11) 由表10-7选取齿轮系数d=1。112) 由表10-6查取材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa213) 由图10-21d按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮Hlim3 =650Mpa 大齿轮 Hlim4=550Mpa14) 计算应力循环次数：8N360n2jLh 6

20、0 126.6791 (2 8 365 10)4.44 10 h8N4 60n3jLh 60 43.9491 (2 8 365 10)1.54 10 h15) 由图10-19查取接触疲劳寿命系数 3=0.97, .4=1。16) 取失效概率100，安全系数S=1， h 3 =KHn3 Him3/S=0.97 650=630.5MpaH 4 =KHn4 Hlim4 /S=1550=550Mpa H=( H 3 + H 4)/2=(630.5+550)/2=590.25Mpa17) 由图10-30选取区域系数Zh 2.42518) 由图 10-26 查得 3=0.74，4=0.83，= 3+ 4=

21、1.57计算。1)小齿轮分度圆直径:d3t2 1.6 140.269 1000(2.882 1)V1 1.57 2.882(2.425 189.8)2(590.25)=61.631mm2)圆周速度:d3n23.14 61.631 126.67960 1000 60 10000.409m/ s3)齿宽b及模数g :b=ddd3=1 61.631=61.631mmnt d3t cosZ361.631 cos15193.133mmh=2.25m nt =2.25 3.133=7.05mmb/h=61.631/7.05=8.7424) 纵向重合度=0.318 dZstan15=1.695) 计算载荷系

22、数K:已知使用系数Ka=1,根据v=0.409m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv = 1.1 :由表 10-4 查得 Kh =1.457 ；由图10-13查得Kf =1.4 ；由表10-3查得Kh =Kf =1.2。故载荷系数K= K A Kv Kh Kh =1 1.11.2 1.457=1.9236)按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：d3=d3t 3 VO=3 1.923 =65.53mm1.67)计算模数 g = doJ 6553 Z 3.331mmZ3193、按照齿根弯曲强度设计:mn2KT2Y cos2(150)(YFaYdZ2Sa)2f)(3) 确定计算参数8)计算载

23、荷系数。K= K A Kv KfKf =1 1.11.2 1.4=1.8489)根据纵向重合度= 1.69,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.87510)计算当量齿数。Zv3Z3cos19cos15o21.083Zv4乙cos55cos1561.02811)查取齿形系数。由表 10-5 查得 YFa3=2.757，YFa4 =2.27612) 查取应力校正系数。由表 10-5 查得 Ysa3 = 1.561，Ysa4 = 1.73213) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn3=0.88 , Kfn4=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4。f 3 = K Fn3 F

24、E3 /S = 0.88480/1.4=301.714Mpaf 4 = K Fn4 FE4/S = 0.90360/1.4=231.429Mpa01914) 计算两齿轮的嗇并加以比较。丫 Fa3丫 Sa3f3=2.7571.561/301.714=0.014丫 Fa4丫 Sa4=2.2761.732/231.429=0.017f4大齿轮的数值较大。(4) 设计计算mnJ2 140.954 1000Acos2150 0 0172V192 1.57.=2.334 mm由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模 数，取叫=2.5mm已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度

25、，需要按照 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3=65.53mm来计算应有的齿数。Z3 d3C0S 65.53cos15 =25.319 圆整为 25mn2.5Z4 Z3U 25 2.883=72.061 圆整为 724、几何尺寸计算(1) 中心距:mn(Z3 Z4)2cos2 (2572)2cos15= 125.527圆整为125mm(3)按照圆整后的中心距修正螺旋角arccosmn(Z3 乙)2a2 (2572)arccos 2 125= 14.070此数值在20的允许范围内，故不用再对K、Zh的值进行修正39(3)计算大小齿轮的分度圆直径d3楚=64.433mmcos cos14.07d4

26、2 72 .=185.567mmcos cos14.07(4) 计算齿轮宽度b=dd3=64.433mm圆整后取B4 =65，B3=70。5、误差分析：传动比误差： (i0-i)i0=(2.882 -185.567/64.433)/2.882=0.001 误差极小，相关参数不在调整。三、齿轮结构设计高速级齿轮结构设计数据如下:名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角= 14.07 0传动比ii 2=3.609齿数Z乙 21乙76法面模数叶m=2端面模数mm= mn =2_ =2.062coscos14.07发面压力角anan =20端面压力角atat二arctan tan n = arctan ta

27、n20 0 =20.567 0 coscos14.07法面齿距Pnpn= mn =2.0=6.282端面齿距PtPt = mt =2.062 =6.475分度圆直径dd1=43.299d2=156.701基圆直径dbdb1=d1 cos t = 40.539db2=d 2 cos t = 146.713齿顶圆直径dada =d1 +2ha =43.299+4=47.299da = d2+2ha=156.701+4=160.701齿根圆直径dfdf1 =d1 -2 hf =43.299-5=38.299df2 = d2-2 hf =156.701-5=151.701齿根高hfhf =m n( h

28、*an +cn) =2.0*1.25=2.5mm齿顶咼haha=mnh*an=2.0*1=2.0mm标准中心距aa= d1+d2=/ 43.299+156.701 ) /2=100.422mm=取 100mm2齿宽BB仁50B2=45结构形式齿轮轴腹板式低速级齿轮结构设计数据如下:名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角= 14.07 0传动比ii 3=2.880齿数ZZ3 25乙 72法面模数叶m=2.5端面模数mm= mn =2.577coscos14.07发面压力角anan =20端面压力角atat二arctan tan n = arctan tan20 0 =20.567 0 coscos1

29、4.07法面齿距Pnpn= mn =2.5 =7.85端面齿距Ptpt = mt =2.577 =8.092分度圆直径dds=64.433d4=185.567基圆直径dbdb3=d3 cos t= 60.326db4=d 4 cos t = 173.739齿顶圆直径dada3=d3+2ha =64.433+5=69.433da4 =d4 +2ha =185.567+5=190.567齿根圆直径dfdf3 =d3-2 hf=64.433-2x3.125=58.183df4 = d4-2 hf=185.567-2x3.125=179.317齿根高hfhf =mn(h*an+c*cn) =2.5*1

30、.25=3.125mm齿顶咼haha=mnh*an=2.5*1=2.5mm标准中心距aa=+d= (64.433+185.567) /2=125.527mm =取 125mm2齿宽BB3=70B4=65结构形式一般式腹板式六、轴系零件的设计1、高速轴的设计及计算(1)由上所求得：各轴运动与动力参数轴号输入功率P KW输入转矩T Nm转速r/min传动比轴11.95746.49456.4293.15轴21.861140.269126.6793.607轴31.769384.34343.9492.882轴41.716372.89043.9491（2）求作用在齿轮上的力Ft2Tidi2 40.954

31、10343.2991891.679 NFrtan nFtcos1891.679tan 20ocos14.07709.809 N已知低速级大齿轮的分度圆直径为d1 43.299mmFa= Fttan =1891.679? ta n14.07o= 474.099 N带轮压轴力Fp =700N由于电动机的中心高为100mm，由以上齿轮设计的结果，取减速器的中心 高为151mm,带轮的中心距为400mm,压轴力的方向与上平面的夹角为arctan（） =7.266，鉴于角度较小，不再把压轴力分解计算。400圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取

32、轴的材料为45钢，调质处理，根据表15 3，=40Mpadmin9550000 R0.2 m95500001.9570.2 456.4294017.235 mm因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即d 17.235 105% 18.096,结合带轮标准选用普通 V带轮，取大带轮的毂孔直径为 20mm故取d带2 20mm，大带轮的基准直径dd 280mm，采用3根V带传动，结 合以上带轮设计经查表得：各带轮参数结构式dadd轮缘宽BLd1d小带轮腹板式（P）95.50090.000I 5050.00050.40028大带轮孔板式（P）285.500280.0005050.000

33、40.0020轴的结构设计主动轴设计结构图024485017Aii,25101,5水平面L1L2F NH1i 111171II垂直面F NV1FpF NV1M1总弯矩.HillT1扭矩各轴段直径的确定50FtFrL3FaMaM2M3.z .IJ一口221,517,25F NH2F NV1Idk与大带轮相连的轴段是最小直径，取di=20mm大带轮定位轴肩的高度取 h 3.5mm则d2 27mm ;经过国标查询，选圆锥滚子轴承 30206型轴承， d D T=30 62 21.25则d3 =d7 30mm，左右轴承都用轴肩定位，则 d4 d6=38mm ； 小齿轮轴段处，小齿轮齿底圆直径df1 =

34、d1-2 hf =43.299-2.5=40.799，显然，尺寸与小 齿轮的分度圆的直径相差很小，明显不符合齿根与键槽顶的距离L2.5mn的条件，于是将齿轮做成齿轮轴。齿顶圆直径da =d1 +2ha =43.299+4=47.299，于是d5=47.299mm。圆锥滚子轴承参数圆锥滚 子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3020630*62*17.2513.80043.20050.5001.6000.370 轴上零件的轴向尺寸及其位置以中间轴的长度进行箱体总宽的确定。，中间轴上齿轮宽度分别为B2 45mm, B3 70mm，轴承端盖总厚度取20mm箱体内侧与轴承内面距离取10mm

35、两齿轮 之间的距离取S仁10mm齿轮与箱体之间的间隙为 S2=14mm所以两端轴承的内 壁间距为L=173mm对于轴1，在齿轮1、2中线对其与总长为L=173mnt勺条件下，设端盖总厚 度为20mm轴承端盖与大带轮间距为30mm与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度 短2mm以保证定位可靠，所以L1取48,所设各轴段的长度如上图。即：各段直径d1 =20.000mmd2=27.000mmd3=30.000mmd4=38.000mmd5=47.299mmd6=38.000mmd7=30.000mm各段长度L1 =48.000mmL2=50.000mmL3=17.250mmL4=101.500mmL5=5

36、0.000mmL6=21.500mmL7=17.250mm求轴上的载荷1）、主动轴的载荷分析与弯矩图如上如图中轴 1 简支梁中 h=(L1+2)/2+L2+a=(48+2)/2+50+13.8=88mml2 二L3-a+L4+L5/2=17.25-13.8+101.5+50/2=129.95mm13= L6-a+L5/2=49.95mm2）、水平面的受力分析:FNH1l3l2 l3FtF NH2Ft1891.6791891.67949.950129.950+49.950129.950129.950+49.950525.233N1366.446N则 M H2 FnH1525.233 129.95

37、0=65565.913 N mm3）、竖直平面受力分析:通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得:FNV1WFP（刑 AF-罟-905.498 NF NV2l2 l3l2IJ-Fnv1I1-罟21 1+l 2 l3915.307 NMv1=Fp*l 1=700 88=62160. N.mmMv3= FnV2 *l 3=915.30749.95=45719.578 N.mm匚 plMv2= Mv3=45719.578-474.09943.299 /2=35455.569 N.mm24)合成弯矩图，M1Mv1 =62160.MpaM2 mH m3. 68253.992 45719.578282151.

38、611N mm5)当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质-1 =60Mpa,取 0.6，由于M2较 大则：Mmax ,M； ( T)2. 82151.6112 (0.6 40954)2 18.379Mpa60Mpa所以轴1的强度合格。2、从动轴（轴3）的设计及计算（1）求作用在齿轮上的力已知从动轴上大齿轮的分度圆直径为 d4 185.567mm2T3d32 384.343 103185.5674142.367 NFrF tan ncos4142.367tan 20cos14.07o1554.328 NFa= Fttan =4142.367 tan 14.07=1038.175 N圆周力Ft，径

39、向力Fr及轴向力Fa的方向如图示 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15 3，=40Mpad min9550000 P3：0.2 n33955000。1.769 0.2 43.949 4036.353 mm因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%,即d 36.353 105% 38.2mm，结合联轴器标准选用联轴器，取联轴器孔径为40，联轴器设计经查标准得：弹性柱销联轴器参数弹性柱销联轴器公称转矩半联轴器孔径半联轴器长度（丫型）与轴配合的毂孔长 度LX3型1250000.00040112.00084.000轴的结构设计从动轴设计结构

40、图825021,751071,5轴 3i-L05一：T,n52戸二,25一611水平面LIL2FtL3FnH1MH3FnH2c?iriTir.Ln fiiTrnFr垂直面FnV1FnV1FaMaFnV1liii.总弯矩T3扭矩各轴段直径的确定di =40mm联轴器定位轴肩的高度取与联轴器相连的轴段是最小直径，取h 3.5mm，则d2 47mm ;经过国标查询，选圆锥滚子轴承30210型轴承，d D T=50 90 21.75则d3 =d7 50mm，左端轴承用轴肩定位，取轴肩高为3.5mm，则d4=57mm右端轴承与齿轮都用套筒定位，齿轮左端用轴肩定位，轴肩高为5mm 贝“ d5=65mm ；

41、圆锥滚子轴承参数圆锥滚 子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3021050*90*21.7520.00073.292.0001.4000.420 轴上零件的轴向尺寸及其位置对于轴3,在齿轮3、4中线对其与总长为L=173mn的条件下，设端盖总厚 度为20mm轴承端盖与联轴器间距为30mm与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度 短2mm以保证定位可靠，所以L6取48,所设各轴段的长度如上图。即：各轴段直径d1 =40.000mmd2=47.000mmd3=50.000mmd4=60.000mmd5=65.000mmd6=55.000mmd7=50.000各轴段长度mmL1 =82.000mm

42、L2=50.000mmL3=21.750mmL4=71.500mmL5=10.000L6=61.000mmL7=52.250mm求轴上的载荷1) 、主动轴的载荷分析与弯矩图如上，如图中轴 1 简支梁中 h=(L1+2)/2+L2+a=(82+2)/2+50+20=112mml2 二L3-a+L4+L5+L6/2=21.75-20+10+71.5+65/2=115.75mml3 =(L6+4) /2-4+L7-a=60.75mm2)、水平面的受力分析: 丄R l2 l3 t -Ft l2丨3FNH1F NH2则Mhl2 FNH14142.3674142.36760.750115.750+60.7

43、50 1425.772N115.750115.750+60.750 2716.595N115.750 1425.772=165033.133 N mm3)、竖直平面受力分析：通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得:FNV1l(Fr-Fad4)2l2 l3-10.765 NF NV2瞥J”l2 l31565.093 NMv1= FNV1 *l 2 =-10.765115.750 =-1246.089 N.mmMv2= FNV2 13 = 1565.093 60.75=95079.429 N.mm4) 合成弯矩图，M1 . MH M1246.0892 165033.133 165037.837N m

44、mM2 . M H M：2 -165033.133 95079.4292 190462.680N mm5) 当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质-1 =60Mpa,取0.6，由于M2较 大则：MmaxM； ( T)2190462.6802 (0.6 384343)2 13.129Mpa60Mpa所以轴3的强度合格3、中间轴的设计及计算(1)又上分析，通过作用力与反作用力的关系，得中间轴上两齿轮上的受力如 下：小齿轮d3=64.433mm大齿轮d2=156.701mm圆周力Ft2=4142.367N圆周力Ft1 =1891.679N径向力Fr2=1554.328N径向力Fr1 =709.809

45、N轴向力Fa2=1038.175N轴向力Fa1 =474.099N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示(2) 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15 3，=40Mpadmin9550000 P20.2 n23 9550000 1.769 0.2 126.679 4025.979mm因最小直径与轴承配合，查取圆锥滚子轴承的国家标准，取最小轴径为30m m。轴承的参数如下:圆锥滚子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3020630*62*17.2513.80043.20050.5001.6000.370(3) 轴的结构设计主动轴

46、设计结构图17,25r4仃,2517,252810628水平面FnHiFr2Ma1FnV1Ma2MFr1M2MHiiillltilMM总弯矩IllTrHT2扭矩25FnV2垂直面NV1FnV21FtFt_rJFnh239 各轴段直径的确定最小直径为di=d7=30mr；如上图，两轴承内侧与两齿轮外侧都用套筒定位， 此分段主要是为了减少两端轴段的加工面。两齿轮中间用轴肩定位，高度取h 4mm 轴上零件的轴向尺寸及其位置总长为L=173mnfi勺条件下，中间轴上齿轮宽度分别为B2 45mm, B3 70mm， 为了定位可靠，轴端L3与L5要比相应齿宽小4mm分别取L3=41mm L5=66mm 轴

47、承端盖总厚度取20mm为了避免箱体铸造误差的影响，箱体内侧与轴承内面距 离取8mm两齿轮之间的距离取 L4=10mm齿轮与箱体之间的间隙为 S2=16mm 于是第二与第六轴端长度L2=L6=28mm所设各轴段的长度如上图。各轴段直径d1 =30.000mmD2=36.000mmD3=44.000mmD4=36.000mmD5=30.000mm各轴段长度L1 =45.250mmL2=66.000mmL3=10.000mmL4=41.000mmL5=45.25mm(4) 求轴上的载荷1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上，如图中轴1简支梁中l1 =L1-a + (L2+4) /2=17.25+28+(41+4)/2二 49.950 mmI2二(L2+4) /2 +L3+ (L4+4) /2= (41+4) +10+ (66+4) /2=67.500mm l3= L5+ (L4+4) /2 -4 -a = (66+4) /2-4+28+17.25-13.8=62.450mm2) 、水平面的受力分析：Ft2l3+F(l2+l3) 49.950 709.809+4142.367 (67.500+49.950“址 233229.630 Nl1+l2 l362.450+67.500+49