中间轴(Ⅱ轴)及其轴承、键的设计要点

1、12六.中间轴(II轴)1 .中间轴上的功率 P2 =2.682kw,转速n2 =665.74r/min转矩 T2 =38473N mm2 .求作用在齿轮上的力 高速大齿轮：Ft22T2 _ 2 38473d2 -182= 422.8Ntan antan 20oFr2 = Ft2n =422.8 o =159.6Ncos :cos15.36Fa2 =Ft2 tan ' =422.8 tan15.36o =116.1N低速小齿轮：Ft32T22 38473d166-1165.8NFr3 = Ft3 tanan =1165.8 tan20o = 424.3N3 .初定轴的最小直径 选轴的材

2、料为45钢，调质处理。根据表153,取A =110,于是由式15-2初步估算轴的最小直径dmin =Ao3P2/n2 =1103 2.682/665.74 = 17.50mm中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%15%,取增大12%得dmin =19.6mm,圆整的dm. =20mm。这是安装轴承处轴的最小直径 d1，由高速级轴知d1 =35mm。4 .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号6207的深沟球轴承参数如下d "虫=35父 72 M17, da =42mm, Da = 65mm ,基本额定动载荷 Cr =25.7KN基本额定静载荷Cor =15.3KN

3、,故d1 =d5 =35mm。轴段1和5的长度相同，故取 l1 =l5 =39mm。(2)轴段2上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d2应略大与d1 ,可取d2 =40mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧,轴段2的长度l2应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽bi =45mm,取=43mm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径，轴肩高度 h =0.07 0.1d ,取 d4 =46mm , l3=10mm。(3)轴段4上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大与d5,可取d4 =40mm。齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧,

4、 轴段4的长度14应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b = 75mm , 取 l4 =73mm。取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得Li = 52mm, L2 =68mm, L3 = 67mm参考表15-2,取轴端为1.5父45°,各轴肩处的圆角半径见图93。图93中间轴的结构布置简图5 .轴的受力分析、弯距的计算1)计算支承反力：在水平面上M B = 0, FAH =Ft2 (L2 L3) % L3 _ 422.8 (68 67) 1165.8 67 _ / MM.D INL2 L352 68 67Fbh =Ft2 Ft3FAH =422.8 1165.8-722.9 =86

5、5.7N在垂直面上:M B = 0, FbV =一227.9NFr2L1Fa2 d22Fr3(LL?)L1L2L3Fa2 =116.1N故 FaV = Fr2 -Fbv - Fr3 = -36.8N总支承反力：Fa = , F；h-FBH不= J722.92 865.72 =1127.8NFb = fAv , fBV , F：2 ' x(-36.8)2 (-227.9)2 116.12-258.4N2)计算弯矩 在水平面上：M2AH =Fah Li =722.9 52=37590N mmM FL3 =865.7 67 =58001.9N mm3BH BH 3在垂直面上：M3BV = F

6、bv L3 = -227.9 67 = -15269.3N mmM2AV =Fav L1=36.8 52=1913.6N mm £- r Vr VIM'2AV =Fav Li Fa2 4 2 914.9N mm故M2合二 Jm2AH +M；av =，375902+(-1913.6)2 =37638.7N mmM 2合=Jm2AH +M2av =7375902 +(-1914.9) =37638.7N mm乂3合=Jm；bh +M；bv ="58001.92 +(15269.31 =59978.1N mm3)计算转矩并作转矩图T -T2 -38473N mm4)计算当

7、量弯矩M；=Jm；合 + 而 2 = 437638.72+(0.6父38473)2 =44153.5N mmM 3 = Jm3合2 = 759978.12 +(0.638473)2 = 64266.9N mm6 .作受力、弯矩和扭矩图图94轴II受力、弯矩和扭矩图7 .滚动轴承的选择和计算1）校核轴承A和计算寿命径向载荷 FAr = Jf；hF；v = *36.82 722.92 -723.8N轴向载荷 FAa = Fa2 =116.1NFa a F 斤 r0. 16,0表 13-5得 X=1,Y=0,按表 13-6, fp =1.01.2，取fp =1.1,故 PA =fp(XFAr+Y%)

8、=1.1(1x723.80x116.尸 796.2J因为PA <Cr =25700N ,校核安全该轴承寿命LAh n106薪C 3()3PA10625700 360 665.74(796.2)二 841931.9h2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 FBr = Fbh FBV = 865.72 227.92 =895.2N当量动载荷 PB =fpFBr =1.1 m895.2 = 984.7N <Cr =25700,校核安全该轴承寿命LBh二10660 n2106(25700)360 665.74 984.7-445073.4h查表13-3得预期计算寿命Lh =12000T 2000

9、0 <LBh < LAh ,故安全8 .选用校核键1）低速级小齿轮的键由表61选用圆头平键（A型），小齿轮轴端直径d=40mm,bMh = 12M8,小齿轮齿宽B=75mm, L = 56mm。k = 0.5h = 4mm l = L-b = 56 -12 = 44 mm由式 61, %=a=373=10.93MPa p kdl 4 40 44查表6 2,得仃p =100120MPa仃p<Qp,键校核安全 p p p2）高速级大齿轮的键由表61选用圆头平键（A型），大齿轮轴端直径d=40mm, bxh=12><8,大齿轮齿宽B=45mm, L=40mm。k = 0

10、.5h = 4mml = L -b = 40 T2 = 28mm2T22 38473由式 6 1 , op = 2=17.18MPap kdl 4 40 28查表6 2,得付"=100120MPa 仃0<叵"，键校核安全 p p p8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，3处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面，M3 =64266.9N mm, T=38473N mm 3I 4b I -600MP=10.23mmd 3 M _ 3 64266.9T 0.11、b 1 一0.1 600所以d满足要求根据式155,并取口 =0.6 ,二d3 bt(

11、d T)232 一 2d27： 403 12 4 40-43二 5505.6mm3322 40二3a =M 2-(TT2)2'/W，64266.92 十(0.6 父 38473 j5505.6= 12.4MPa由表1 5 1查得o=60MPa,仃3a 叵,校核安全九.联轴器的选择1、选用类型及型号为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器，I轴选型号LT5,加轴选型号LT6。2、校核1)、I轴上联轴器计算联轴器的计算转矩Tca = Ka T 取 Ka= 1.5 , T = T入=9169N mmTa = 1.5 9 16913NT5r3n=5N m1 3caI 轴转速 n=2880r/m

12、in 轴径 d=28mm从弹性套柱销联轴器(GB/T 4323-2002)查得LT5公称转矩Tn = 125N mm 许用转速n=4600r/min轴径为 25-35mm之间T T n ini1 c a n n n联轴器合用2)、田轴上的联轴器计算联轴器的计算转矩Tca二 K a T取Ka=1.5,T = T3入=124220N mmJI. 5 1 24220 1 N6mm0 N m186ca出轴转速 n=200.04r/min 轴径 d=32mm从弹性套柱销联轴器(GB/T 4323-2002)查得LT6公称转矩Tn = 250N mm 许用转速n=3800r/min 轴径为32-42mm之

13、间Tca T n n H联轴器合用十.润滑密封设计(1)齿轮的润滑：除少数低速(v0.5m/s)小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的 齿轮都采用油润滑。本设计高速级圆周速度 v< 12m/s,采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅 油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑， 传动件浸入油中的深度不宜太深或太 浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于 10mm浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和 油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于 3050mm为有利于散热，每传 递1KW功率的需油量约为0.350.7L。齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：

14、V<2.5可选用中极压齿轮油N32Q(2)轴承的润滑当减速器中浸油齿轮的圆周速度 v1.52m/s时，油飞溅不起来，应选 用脂润滑。卜一.箱体结构的设计减速器的下箱体采用铸造（HT200）箱盖采用（HT150）制成，采用剖分式 结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 旦工配合. is61 .机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2 .考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其 表面粗糙度为Ra6

15、.33 .机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆角半径为R=3o机体外型简单，拔模方便.4 .对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以 便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械 加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部 的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油

16、尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥 视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 .E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各 安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 .减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果机座壁厚a仃=0.025a +3 之88机盖壁厚5仃 i =0.02a+3 之 88机盖凸缘厚度bi灯=i.5crii2机座凸缘厚度bb =

17、i.50i2机座底凸缘厚度b2b2 =2.5仃20地脚螺钉直径dfdf = 0.036a+i2M20地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓 直径didi =0.72dfMi6机盖与机座联接 螺栓直径d2d2= (0.50.6 ) dfMi2轴承端盖螺钉直 径d3d3=(0.40.5) dfM8视孔盖螺钉直径d4d4= (0.30.4 ) dfM6定位销直径dd = (0.70.8) d28df , di, d2至外机壁距离Ci查机械课程设计指导W 42622i8d f , d2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导W 424i6外机壁至轴承座 端面距离lili = Ci +C2+ (8i2)48大

18、四中匕贝圆与内 机壁距离d1 >i.2 仃i0齿轮端面与内机 壁距离2 2。10机盖，机座肋厚m1 ,mmi & 0.85cj1,m & 0.85cjmi 77 m%7轴承端盖外径D2嵌入式 D2 =1.25D+1090（1 轴）90（2 轴）100 （3 轴）轴承旁联结螺栓 距离Ss七d290 （1 轴）90 （2 轴）100 （3 轴）十二 . 设计总结机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练， 对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验， 理论知识学的不牢固， 在设计中难免会出现问题， 如： 在选择计算标准间是可能会出现误差， 如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过可程设计， 基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路， 对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。