机械论文设计课程论文设计展开式二级圆柱齿轮减速器

1、课题名称：展开式二级圆柱齿轮减速器 学 院：机电工程学院机械设计课程设计说明书目录、传动方案拟定二、电动机的选择三、计算总传动比及分配各级的传动比四、计算运动参数及动力参数五、v带的传动设计计算六、各级齿轮传动的设计计算七、轴的结构设计、轴承和键的校核一、传动方案的拟定第六组：设计带式运输机传动装置（1）工作条件：折旧期8年，4年一次大修；（2）工作为两班制，每班8小吋；载荷变化不大；环境灰 尘较大。（3）原始数据：输送带工作拉力f=4500n；输送带速度v=1.8m/s； 卷筒直径d=400mm二、电动机选择1、电动机类型选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用y系列三相异 步电动机。2

2、、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：设"1、“2、“3、“4、“5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、滚筒、带传动的效率，由机 械设计课程设计表2-2查得=0.99, “2 = °97 ,”3=0.98, 7/4=0.96, 5=°95,则传动装置的总效率为=屈谄45 = ° 99 x 0.972 x 0.984 x 0.96 x 0.95 = 0.784（2）电动机所需的功率：你,人=4500x1.8 如 10.332kw总 1000 总 1000x0.7843、确定电动机转速： 滚筒工作转速：60xl000 v 60x

3、1000x1.8 o_ .歹汩=85.944 厂 / min曲tid400龙经查机械设计课程设计表2-3按推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比匚=24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比2 =840 ,贝u总传动比合理范围为z； = 16160 ,电动机 转速的可选范围为nd = ia x = （16 160）x85.987?"/min= （1375.792 13757.92）厂/minf=4500nv=1.8m/sd=400mm“ =0.784馄=10332kw竹衮筒=85.987厂/m4、选择电动机型号由机械设计课程设计表16-1查综合考虑电动机和传动装置 的尺寸、重量、价格和带传动、

4、减速器的传动比，选定型号为 y160m-4的三相异步电动机，额定功率为ii kw，满载转速 nm =1460r/min ,同步转速 1500r/min , 4 级。该电动机的中心高160mm,轴外伸轴径为42mm,轴外 伸长度为110加71。三、计算总传动比及传动比分配1、总传动比：几=%动机=1力° =16.979心滚筒85.9872、传动装置传动比分配根据表2-3,取带传动的传动比心=2，则减速器的总传动 比为 心 16.979/2 = 8.490双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为a = vl3z = vl .3x8.490 = 3.322低速级的传动比为i2=i/i =8.49

5、0/3.322 = 2.556四、计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴的转速计算：= nm / i3 = (1460/2)r/min = 730/7 min勺=q / i = (730/ 3.322)r/min = 219.747r/min佝=?/，2 = (219.747 / 2.556)r / min =85.973厂/min(2) 各轴的输入功率计算：p=p(im = (10.332 xo95)kw=9815kw目=叶7723 = (9.815 x0.97x 0.98) kw=9331kw£ =助23 =(9331x097x°98)kw = 8870kw(3) 各

6、轴的输入转矩计算：电动机型号y160m-4i& = 16.979= 3.322i2 = 2.556，3=2nx =730厂/min2 = 219.747厂/mi5 =85.973厂/minpx =9815kwp2 =9.331kwp3 =&870kwt =9550 目=9550x9.815730= 128.402n-mt2 = 9550/v 勺9550x9.331219.747n- m = 405.517 n- m=128.402加t2 =405.517n-mt3 =985.292 加3 =9550/3/723 =9550x8.87085.973n zn = 985-292n-

7、m运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表如下:项目电动机 轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)1460730219.74785.973功率(kw)7.59.8159.3308.870转矩(n*m)/128. 402405.517985.292传动比23.3222.556五、v带的传动设计计算(1)确定计算功率由1表8-7查得，当工作于题中所给条件时，工作系数 心=1，则pc = ka 仏=(1.1 x 1 1)kw= 12akw(2) 选择v带型号根据pc = l2akw,由1图8-11初步选用b型带。dd = 150mmdd2 = 315mm(3) 选取带轮基准直径4/由表8-6和表8-

8、8选取小带轮基准直径= 150mm,则 大带轮基准直径dd2 i3 (1 -歹)创=(2 x 0.98 x 150) nmi = 294mmv = 11.467 m / s(式中§为带的滑动率，通常取1%2%),查表18-8后 取 d2 = 315mm(4) 验算带速v一卫皿><150x1460 加 $ = 467加$ 60x100060x1000在5-30m/s范围内，v带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度厶d在07(/ +dd2)<a) < 2(dd +dd2)范围内，即:325-5 </0 <930范圉内初定屮心距q = 620mm,所以2

9、带长s = 2a. +笔（為+心2）+（如著22 x 620 + - (150 + 315) + (315 15q) mm24x620= 1981.398mm查1表8-2选取b型带的基准长度厶 =2q00mm 得实际中心距a = ao+竺如=(620 +込严蜀呦=629.301/77/77°min =。一0015&/ = 599301mm amnv = a + 0.03 ld = 689.30177w?max验算小带轮上的包角57 3°卬=180。-2 一為）弘丄 a= 180o-(315-150)x62930i竺二 u 165。'120。ld = 2000

10、mma = 629.301伽=165。所以，包角合适。（7）确定v带的根数z因 ddx = 5qmm , n0 = 1460r/minv = 14.753m/5 ,传动比i = 2,查ri8-4a和8-4b,用插值法得单根v带所能传递的功率 £=3234kw,功率增量a=0463kw,查表85得包角修正系数ka = 0.96 ,带长修正系数k = 0.98 ,则由公式得pg = gp =£1pr (人 +)& k/ (3.234 + 0.463) x 0.96 x 0.98= 3.479故选4根带。确定带的初拉力佗单根普通v带张紧后的初拉力为（佗）罰=500（25；

11、心）化+杆=240.9437v=500 x（2-5°-96）x12-1 + 0.18 x 11.4672 in0.96x4x11.467=240.943n计算带轮所受压力伦利用公式fq = 2zf sin=(2 x 4 x 240.943 x sin165。)n= 1911054n=911054n六.各级齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（gb 10095-88 ）o3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾 到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热

12、处 理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为 240hbs, 280hbs,二者材料硬度差为40hbs。可=24z2 = 804 ）选小齿轮的齿数可=24,大齿轮的齿数为 z2 = 3.322x24 = 79.728, z2 =80o（2）按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即kt、u±)2dxt > 2.323du确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数k=l32）由以上计算得小齿轮的转矩丁 955xl05 片 95.5x102 x9.815730/j =l =n m = 128.402n m3）查表及其图选取齿宽系数 =1丄4）材料的弹性影响系数ze=ls9.smpa25

13、）按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限=（mpa ;大齿轮的接触疲劳强度极限°"h lim 2 = 550mp。6) 计算应力循环次数n = 60njlh =60x730xlx(2x8x300x 8) = 1.682 x 109z 1.682xl09in8n. = 5.063 x 1023.3227) 查1图10-19得，接触疲劳寿命系数khnx = 0.92 ,khn2 0.958) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=l,得：ah ,=陥5血=(° 92 % 600)mpa = 552mpa sah 2 = knh2；z2 =(o 95 x 55

14、0)你q = 522.5mpa(2)计算：kt =1.3= 128.402/:-md =1ze =189.smpa b/yiimi =600mpa67im2 =550mpdn、= 1.682 xlo9n2 = 5.063x108khnl 0.92khn2 =。95ah = 552mpaah2 =522.5mpa1)带入b”中较小的值，求得小齿轮分度圆直径，的最 小值为=2.323kt、u±l)2dlt > 2.32af %况1.3 x 1.28402 xlo5 4.322 (189.8丫3.322 522.5,=70-995mm2）圆周速度:7idxtnx60x10007i x

15、 70.995 x 73060x1000m! s = 2.114m/ s3）计算齿宽:b = (1 x 70.995)mm = 70.995mmdxt = 70.995mmv = 2.714m/ sh - 70.995加加4）计算齿宽与齿高z比h模数:m= = 75mm = 2958mm齿高：h = 2.25mt = (2.25 x 2.958)"劝=6.656mm.b _ 70.995 h 6.656= 10667kv=1a5k”a = ©a = 1"1 %= 1.460b- = 10.667hk = 1.6795）计算载荷系数：根据v = 2.714m/5 ,

16、8级精度，查山图48得动载系数心=1.15对于直齿轮= 1 ,查1表10-2得使用系数ka =1查1表104用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时, %= 1.460b由10.668, «砂=1.460 可查得 k少=1.55故载荷系数k = kakvkhakh/3= 1x1.15x1x1.460 = 1.6796）按实际载荷系数校正分度圆直径:心=右=(70.995 x 詁"79 $nm = 77.315劝1 d =t735mm7）计算模数:z77.31524mm = 3.221mmm = 3.221 mm3.按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为m > 3空2（孚鼻

17、）v胡$%（1）确定公式内的各计算数值1）查1图10-20c,得小齿轮的弯曲疲劳强度极限<yeex = 500mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限crfe2 = 3s0mpa2）查1图10-18得弯曲疲劳寿命系数kfnx = 0.85,心小=0883）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数s二1. 4,得0.85x500_a-=303.57 imptzk卜型0陆s0.88x38()_l44）计算载荷系数k.= 238.851 mpacfe = 5oompa6 帀=3sqmpakfn= 0.85kfnz °88bj =303.571 mpao>l=238.857mpdk = 1

18、.783席=2.65yfai = 2-22"1.58% "77« =心心« 九 kf0=1x115x1x1.55 = 17835) 查1表105得齿形系数.查表得 丫吋=2.65, yfa2 = 2.226) 查1表10-5得应力校正系数.查表得315& 2=1-777）计算大、小齿轮的伞埠 并加以比较.y&2ysa2elr=0-0164508大齿轮的数值大.(2)设计计算2x1.783x1.28402x10lx242x 0.0164508 = 2.356对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数加犬 于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于

19、齿轮模数的大小要取 决丁弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定 的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯 曲强度算得的模数2. 34,并接近圆整为标准值加=2.5,按接触强度算得的分度圆直径仏=71.315加加,算出小齿轮齿数z = s =卫西=30.926m 2.5取 z =31,则大齿轮齿数 z2 =31x3.322 = 102.982,取z° = 103这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度, 又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费.4.几何尺寸计算(1) 分度圆直径：d、= mz = (2.5 x 3 v)mm = 77.5mm

20、d2 = mz2 = (2.5 x 103)加 72 = 257.5mm(2) 屮心距：d +77.5 + 257.5.-a = =mm = 1675劝2 2(3) 齿轮宽度:b -mi = (1 x 77.5)mm = 77.5mmm - 2.5z =31z2 = 103= 0.01379d = .5mm d0 = 257.5mma = 167.5m/?b - 77.5mmb、= 82.5mm2.低速级齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（gb 10095-88）o3）材料选择。考

21、虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾 到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处 理均为调质处理ii大、小齿轮的齿面硬度分别为 240iibs, 2801ibs,二者材料硬度差为 40iibs。4 ）选小齿轮的齿数习=24,大齿轮的齿数为z2 = 2.556x24 = 61.344,=62.（2）按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即dxt > 2.323)2确定公式内的各计算数值t,=6）试选载荷系数k=l37）由以上计算得小齿轮的转矩9550 匕9550x9.33n m = 405.473 m n. 219.7478)查表及其图选取齿宽系数d =9)材料的弹性影响系数z

22、e=ls9.smpa210）按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限=（mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限°"h lim 2 = 550mp。6）计算应力循环次数n、=0115 =60x219.747x1x(2x8x300x8)=5.063xl08z = 24z2 = 62kt =1.37 = 405.473/?-md t1z£. =189.8mpa2wliml =600wptz67im2 =550mpdn、= 5.063xl08n2 =1.981 xlo87）查图10-19得，接触疲劳寿命系数khnx = 0.98 ,khn2 -。958）计算接触疲劳许用应力取失效

23、概率为1 %,安全系数21,得:b/j =(° 98 % 600)mpq = 58smpas册2“曲2 =(° 95 x 550)mpa = 522.5mpall=- $（2）计算：i）带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径心的最 小值为2u=2.3231.3x4.05517 xlo5 3.556 (189.8丫2.556 522.5>khn = 0.98khn2 0.95bj =588mpae 2 = 522.5mp。d( = 106.515mm=106.515mm4）圆周速度:加ttx 106.515x219/747/ 予 /v = - =m! s = i.226m

24、/s60x10005)计算齿宽：60x1000b = ®d% = (1x106.515)/71/72 = 106.54）计算齿宽与齿高之比纟:h模数：= 4.438齿高：h 2.25旳=(2.25 x 4.438)/wzz = 9.986/w?厶四三10.667 h 9.9865）计算载荷系数：v = 1.226/71/5b = 106.515 m/77 mt = 4.438兀h = 9.9s6mm- = 10.667h根据v = 1.226m/5 ,8级精度，查图4-8得动载系数kv=a2=12对于直齿轮kha = kfa = 1查1表10-2得使用系数ka =1查1表10-4,用

25、插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，kpfa =心口 = 1k“1khp =1.471k砂=1.471b由；=10.667, k砂=1.471 可查得kf0=1.58k=1.58故载荷系数k = kakvkhakh/3k = 1.648= 1x1.12x1x1.471 = 1.648r7）按实际载荷系数校正分度圆直径：由=仏寸令fl 648=(106.515 x 斗§= 115.267mmd、=115.267mm8）计算模数：m = = 16267 mm = 4.803mm 习24m = 4.803mm3.按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为m>3 2ktgzj af（3）确

26、定公式内的各计算数值8）查1图10-20c,得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b加=500mpa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限(yfe = 5oompacrfe2 = 380mpacyfe2 - 380mp°9）查1图10-18得弯曲疲劳寿命系数kfn =0.88, kfn2=°90kfn =0.8810）计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数s二1.4,得心池=。90k fn0fe0.88x500_a-= 314.586mpg呼厂号严= 244.286呢11）计算载荷系数k.« =心心« 肱 kf0=1x1.12x1x1.58 = 1.77o查1表105得齿

27、形系数yfa = 2.65, yfa2 = 2.27213）查1表10-5得应力校正系数忌=15& 2=1-73414）计算大、小齿轮的华埠并加以比较.ar =314.586 mpaa f2= 244.2s6 mpak = 1.770i= 2-65yf°2 - 2.272esi = 1s&2 二 1.734爸n（大齿轮的数值大.（4）设计计算2.272x1.734244.286= 0.0175653el= 0.0175x 0.0175653 m/7： = 3.524"m = 4可=29z2 =752x1/770 x 4.05517 xlx242对比计算结果，

28、由齿面接触疲劳强度计算的模数加大 于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取 决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定 的承载能力,仅与齿轮直径（即模数与齿数的成积）有关,可取弯 曲强度算得的模数3.524 ,并接近圆整为标准值m = 4,按接触 强度算得的分度圆直径么=115.267加加,算出小齿轮齿数习=当=115.267 =2&817m 4取=29,则大齿轮齿数z2 =29x2.556 = 74.124,取z2 = 75.这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度, 乂满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费.4.几何尺寸计算(1)分度圆直径：

29、d、= mzx = (4 x 29) mm = 116 mmd2 = mz2 = (4x 75)m/n = 300mm(3)中心距：£ +116 + 300onqa = =mm = 208 mm2 2(3)齿轮宽度：b 屛 i = (1 x 116)mm = 116mmd2=116 mm=300mma = 208mm取 b2 = 1 6mrn,= 121mm七.轴的结构设计、轴承和键的校核1)材料：选用45号钢调质处理。查表115-3选取4)t172) a.各轴段直径的确定：根据公式此轴的最小直径显然是安装带轮处轴的最小直径，为了使 所选的轴的直径与带轮的孔径相适应，故需同时确定带轮

30、的孔 径。b.带轮的孔径的确定因为"min = 27.821 mm,取】=32mm。c.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案vi nivl97o46寸0vosi-vi2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度寸畧b、= 121mmb° =16nvn4=117d-n = 27.82 l/77mtca = 1926.030 ma. 为了满足带轮的轴向定位要求，12轴段右端要求制出一 轴肩，此段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查2表158手册， 选用丿b/zq4606-1997中d = 35如的毛毡圈，故取2-3 轴ds'mm。带轮与轴配合的毂孔长度厶=90用加，故 取厶

31、_2 = 90加2。b. 初步选择滚动轴承。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 擦系数最小。在高速转时也可承受纯的轴向力，固选用深沟球 轴承。又根据选“23=35呦,选6208号轴承。其尺寸为dx dx b = 40mmxsqmmx 18/nm故 3_4 = 40m/7?,厶_4 = 18mm。c.取安装齿轮处的轴段67的直径cl6_7 = 70mm.此轴段的长 度应略小于齿轮的宽度，取4-7 =80加加齿轮的左端采用轴肩 定位,轴肩高度/? >0.076?,故取h = 6mm,则轴环处的直径 d、_6 = 82mm。轴环宽度 b > ah,取 /5_6 = 1

32、2mm。d.轴承端盖的总宽度为20mm （由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，取端盖外端面与带轮的距离为/ = 30mm。故取 /2_3 = 50 mme. 右端滚动轴承与齿轮的右端采用套筒定位，此轴段长应大于$1 承宽度，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与家 体的内壁，有一段距离s,取5 = smm ,取齿轮与箱体的内壁的垃 离为a = 16mm,则 /7_8 =s-a- b = 42mm<>f. /4_5的值待中间轴的总长确定以后再定。6）轴上零件得周向定位齿轮，带轮与轴的周向定位都采用平键联接。按 dx =32mm,

33、由表16-1手册查得平键的截面b x h = 10mm x, i = 80/71/71同理67 =, b x h = 20mm x 12mm, / = 70mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选h7/6,半联轴器与轴得配合选h7/e6。滚 动轴承与轴得周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺 寸公差为m6o4)确定轴的的倒角和圆角参考1表152,取轴端倒角为1.6x45°,各轴肩处的圆角 半径见上图(2)校验该轴和轴承 作用在齿轮上的圆周力为：22x128.402x10'd力.315径向力为fr=ft tana = (3321.529 x

34、 tan 20°) n = 1208.9382v作用在轴1带轮上的外力f = fq= 1602n 求垂直面的支反力：fw =山巴=50x1208.938“ = 43 734n 心十山90 + 50f2v=fr- fw = (1208.938-431.734)7v = 777.2047v 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：mav = f2v /2_3 = (777.204 x 50 x 10_3)n = 38.860 mmav = fw j = (431,734 x 90 x 10)n = 38.856 m 求水平面的支承力：由 f h(h_2 + 2-3)= f2-3 得fxh =2-3

35、 p =50x3321529n = 1186.260nl-2 + z2-390 + 50f2h=ft-fh = (3321.529 1186.260) = 2135.269n 求水平弯矩，并绘制水平弯矩图：mah =fh - zj_2 = (1186.260x90x 1q3)n = 106.763/? - mmah =f2h /2_3 = (2135.269 x 50 x 103 )a = 106.763n - m求f在支点产生的反力：f,f =4 f= 61 xl602n = 740318nzj_7 + ?2_382 + 50的f =片尸 +f = (740318 + 1602)n = 23

36、42.318n求并绘制f力产生的弯矩图m2,=尸厶_4 =(1602x61x103)" = 97.722加maf = f、f i = (740.318 x 82 x 10-3) = 60.706/1 m f在。处产生的弯矩：maf = fif - /1-2 = (740.318 x 82 x w3 )n = 60.706n - m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，将与直接相加。ma = maf + mh = (60.706 + v77.3452 + 212.5022)/: m = 286.846/?m = maf + jm： + m：h = (60.706 + j力.345? + 21

37、2.522? )n m = 286.865zi求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数8 = 0.6)me = jm：+t)2 = 7286-8462 +(°-6 x 128.402)/? m = 286.980/1 m计算危险截面处轴的直径：因为所选材料为45号调质钢，令=650mpa,b_|订= 60m/s 贝蛙于便巫巫l 36.299州”0lj v 0.1x603轴承寿命校核轴承寿命可由式l严盟(器进行校核，由于轴承主要承 受径向载荷的作用，所以p=f,查表1134的ft =1,查表1136 得 fp=2,查表2125 得 c = 605en

38、,取 £=按最不利考虑，则有：18)n = 3498125n片2=氐+码 + /sf = (71546.892 + 4250.0442 +2341318) = 6856.121frx = j 用 + 用7 + 巧f = (7943.2252 +2591.4912 + 740.3io6 z 60.5x1x103、罟()'（1）低速轴3的设计d_2 = 55mm厶=82mm1）总结以上的数据。功率鬥=8869kw转矩石=98585加,转速也=85.973厂/min齿轮分度圆直径 ？ = 288/77/7?2) 求作用在齿轮上的力 = 2x9852881x1°3yv =

39、6841-535yvfr=ft tana = （6841.535 x tan2o°）7v = 2490.115n3）初步确定轴的直径先按式1j15-2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选取血=112。于是有“2-3 = 62mm/2_3 = 5qmm112x39.330219.747mm = 39.072mm此轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的最小肓径，为了 使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同吋选取联轴 器的型号。4）联轴器的型号的选取查萄1141,考虑到在和变化不大，故取ka =1.3则：j3_4 = 65mm厶-4 =61mm60 x 73

40、0 6856.121x1.2tca = kat3 =(l3x 985.181) m = 1280.735 m按照计算转矩°应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 gb/t5843-2003 （见表82）,选用hl5型弹性柱销联轴器, 其公称转矩为2000 - m o半联轴器的孔径dx = 55mm，固取d_2 = 55nim ,半联轴器长度l = 112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度厶=84加札5）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案7_8 65mm6_7 = 77/w724-7 =82mm4_5 70mm4-5 =76mm2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.为了满足半

41、联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端要求制出一轴肩，i古i取2-3段的直径2一3=62mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取扌当圈直径d = 65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度厶=84呦2,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，i古1取12断的长度应比厶略短一些，现取厶_2 = 82/w77 ob.初步选择滚动轴承。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 擦系数最小。在高速转时也可承受纯的轴向力，固选用深沟球 轴承。又根据选2-3 = 62mm,选6313号轴承。其尺寸为d x dx b = 65mmx 140mmx 33mm故 3_4 = 7_8 = 65

42、mm，而右=33iwn右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6313型轴承的定位轴肩高度h = 6mm,因此取4_7 =77加加c. 取安装齿轮处的轴段45的肓径d4_5 = 70mm o齿轮的 左端与左轴承z间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂的宽度为 80mm ,为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂 宽度，固取z4-5 = 76zw/zo齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高 度h>0.07d ,故取h = 6mm,则轴环处的直径d = 82mm。轴环宽度b>ah,取/5_6 = 2mmod. 轴承端盖的总宽度为20mm (由减速器和轴承端盖的机 构设计而定)。根据轴承的装

43、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/ = 30mm o故取 /2_3 = 50mme. 取齿轮与箱体的内壁的距离为。=16mm ,小齿轮与大 齿轮的间距为c = 20mm ,考虑到箱体的制造误差，在确定轴 承的位置时，应与箱体的内壁，有一段距离s,取s = smmf已 知滚动轴承的宽度b = 33mm ,小齿轮的轮毂长l = 50mm, 则z3_4 = 8 + s + a + (80 76) = (33 + 8 + 16 + 4)mm = 61mm4_7 =z + c + tz + s、厶_6 = (50 + 20 + 16 + 8 12)/?wi = 82/ 至此

44、，已初步确定轴的各段直径和长度。6)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 d4_5 = 70/7?m,由表16-1手册查得平键的截而bx h = 20mmx 12mm, i = 10mm同理d_2 = 55mm, hxh = 6mmx 10mm, / = 80mm。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对屮性，故选择齿轮轮 毂与轴得配合选h7/6,半联轴器与轴得配合选h7/e6。滚 动轴承与轴得周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺 寸公差为m6o4) 确定轴的的倒角和圆角参考表152,取轴端倒角为2x45°,各轴肩处的圆角 半径见上图5) 求轴上的载荷

45、首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点nm位置时， 于它的对 支梁的轴 矩图和扭计算通过hh 二 ffnv2二697mv 二 4m总应从手册中查出a值参照1图1523。对与61809,由 中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简 |的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯 矩图【齿轮 ft=2t 1/d 1 =2*264.1175/224* 10=2358.19 nfr= ft tana = ft tan20° =858. 31 n:计算有 fnh1 二758nfnh2=1600. 2:nh2*58. 5二93. 61 n m同理有 fnv1 二330.

46、267ni 23nto. 788n m=mh2+mv2= ) 93.6+40.78$ =10211 n-m载荷水平面h垂宜面v支反力fnh1=758nfnh2二1600. 2fnvl=330.267nfnv2=697. 23n弯矩mh二 93. 61 n*mmv=40. 788 nm总弯矩m 总=102.11 n 加扭 矩t3=264.117n加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人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1154中的取 值，且q0.6（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a 0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时 取a 0,6）1）计算轴的应力lifetm 2 + (刃；尸 )10212+(0.6x264.117)2=15.08恢w0.1x50 加 2前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得 o-l=60mpa 因此 oca<o-l,故安全。7）精确校核轴的