毕业设计-二级减速齿轮[1]

1、摘要齿轮传动是现代机械屮应用最广的一种传动形式。它的主要优点是： 瞬吋传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠； 适用的功率和速度范围广； 传动效率高，h二0.92-0.98； 工作可靠、使用寿命长； 外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的减速器，用于原动机 和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械屮应用极为广泛。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低的问题。另外，材料品质和工艺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、丹麦和日木处于领 先地位，特别在材料和制造

2、工艺方面山据优势，减速器工作可靠性好，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。近十儿年來，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，从而推动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，使产品史加精致，美观化。在21世纪成套机械装备屮，齿轮仍然是机械传动的基木部件。cnc机床和工艺技术 的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系

3、统设计屮的电子控制、液压传动、 齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计屮优化传动组合的方向。在传动设计屮的学 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 机械传动目录毕业设计任务书 摘要1机械传动装置的总体设计1. 1分析和拟定传动装置的运动简图 1.2电动机的选择1.2.1已知条件及其它数据1.2.2选择电动机2计算总的传送比及分配各级的传动比3计算各轴的功率，转数及转矩3. 1电动机轴的功率卩，转速及转矩厂3.2 i轴的功率p,转速斤及转矩厂3.3 ii轴的功率p,转速斤及转矩丁3.4 iii轴的功率p,转速斤及转矩t4齿轮的设计计算4.1齿轮传动设计准则 4.2

4、直齿1、2齿轮的设计 4.3直齿3、4齿轮的设计5轴的设计及低速轴的强度校核5. 1概述5. 1. 1轴的作用5. 1.2轴的类型5. 1.3轴的形状和名称5. 1. 4影响轴技术参数和形状的因索 5.1.5轴的设计应掌握的条件5. 1.6轴的强度、刚度5.1.7轴的设计原则5. 1.8零件在轴上的固定5.2 i轴的设计5.3 ii轴的设计5.4 iii轴的设计6键联接的选择及其校核计算61键的选择6.2键的设计7滚动轴承的选择及其校核计算7. 1概述7. 2滚动轴承的选择及有关计算8设计减速器箱体，箱壳及其附件9润滑方式的确定总结致谢参考文献刖吞机械(machine),源自于希腊语之mech

5、ine及拉丁文mecina,原指“巧妙的设计”, 作为一般性的机械概念，可以追溯到古罗马时期，主要是为了区别与手工工具。现代屮 文z "机械” 一词为机构为英语z (mechanism)和机器(machine)的总称。机构的特征有：机械是一种人为的实物构件的组合。机械各部分之间具有确定的相对运动。机器具备机构的特征外，还必须具备第三个特征即能代替人类的劳动以完成有用的 机械功或转换机械能，故机器能转换机械能或完成有用的机械功的机构。从结构和运动 的观点來看，机构和机器并无区别泛称为机械。机构和机器的定义來源于机械工程学，属于现代机械原理中的最基木的概念，中文机械 的现代概念多源自日语

6、之“机械” 一词，日木的机械工程学对机械概念做如下定义(即 符合下面 三个特征称为机械machine)：机械是物体的组合，假定力加到其各个部分也难以变形。这些物体必须实现相互的、单一的、规定的运动。把施加的能量转变为最有用的形式，或转变为有效的机械功。木书是挖掘机行走部分减速器的设计说明书，具体内容有：挖掘机的人体情况介绍各个传动件的设计计算轴的设计与计算阅读木说明书后能对挖掘机行走部分减速器的认识和了解有一定的帮助，通过木次 设计，加深了对机械设计各种方法的了解，同时也积累了很多机械设计方面的经验螺旋传送机主传动系统的设计维护及改造1机械传动装置的总体设计1.1分析和拟定传动装置的运动简图-

7、般工作机器通常由原动机、传动装置和工作装置三个基木职能部分组成。传动装置传送原动机的动力、变换其运动，以实现工作装置预定的工作要求，它是机器的主耍 组成部分.实践证明，传动装置的重量和成木通常在整台机器屮占有很大的比重；机器 的工作性能和运转费用在很大程度上也取决于传动装置的性能、质量及设计布局的合理 性。由此可见，在机械设计屮合理拟定传动方案具有重要意义。分析和选择传动机构的类型及其组合是拟定传动方案的重要一环，这时应综合考虑 工作装置载荷、运动以及机器的其他要求，再结合各种传动机构的特点适用范围，加以 分析比较，合理选择。传动系统应有合理顺序和布局。除必须考虑各级传动机构所适应 的速度范围

8、外，还得注意一下几点:1. 带传动承载能力较低，在传递相同转矩吋结构尺寸较啮合传动大；但带传动平稳，能缓冲吸農，应尽量置于传动系统的高速级.2. 一般滚了链传动运转不均匀，有冲击，宜布置在低速级。3. 蜗杆传动的传动比大，承载能力较齿轮低，常布置在传动系统的高速级，以获 得较小的结构尺寸；同时，rtr丁有较高的齿面相对滑动速度，易于形成液体动压润滑汕 膜，也有利于提高承载能力及效率。4. 轮（特别是大模数锥齿轮）的加工比较怵i难，一般宜置于高速级，以减小其直径 和模数。但需注意，当锥齿轮的速度过高吋，其精度也需相应提高，此吋还应考虑能否 达到所需制造精度以及成木问题。5. 斜齿轮传动较直齿轮传

9、动平稳，和对应用于高速级。6. 开式齿轮传动一般工作环境较并，润滑条件不良，外廓紧凑性可低于闭式传动, 应布置在低速级。7. 制动器通常设在高速轴。传动系统屮位于制动装置后面不应出现带传动，摩擦 传动和摩擦离合器等重载吋可能出现摩擦打滑的装置。8. 为简化传动装置，一般总是将改变运动形式的机构（如连杆机构、凸轮机构）布 置在传动系统的末端或低速处；对于许多控制机构一般也尽量放在传动系统的末端或低 速处，以免造成大的累积误差，降低传动精度。9. 传动装置的布局应使结构紧凄、匀称，强度和刚度好.并适合车间布置情况和 工人操作，便于装拆和维修。图2-2所示的两种型式混砂机都是用两对圆柱齿轮和一 对锥

10、齿轮减速传动，但布局不一样，效果就不相同。图（d）所示混砂机的总体布局屮， 电动机和减速器在机器外面，结构不紧凑；传动装置屮一对锥齿轮是开式的，润滑条件 差，砂尘易落入，加速齿轮磨损，工作寿命较短；从动锥齿轮较大，制造较难；主动锥 齿轮的支承跨距大，对该轴的强度和刚度均不利，且机架、电动机和减速器分別与地基 联接，使用单位安装费事，在这几方面不及图（b）所示改进后的混砂机.10. 在传动装置总体设计屮，必须注意防止因过载或操作疏忽而造成机器损坏和人 员工伤，可视具体情况在传动系统的某一环节加设安全保险装置。12电动机的选择1.2.1螺旋输送机传动装置简图图1. 1螺旋输送机传动装置简图1.2.

11、2, 原始数据螺旋轴上的功率p二1.70kw螺旋筒轴上的转速n二2& 0 r/min1.2.3, 已知条件工作情况:三班制,连续单向运转，载荷较平稳，允许输送带速度误差为±0. 5%.单件 生产；使用折旧期：10年动力来源：电力，三相交流.电压380/220v;滚筒效率：0. 96（包括滚筒与轴承的效率损失）。1.2.3选择电动机（1）选择电动机的类型和结构形式生产单位一般用三和交流电源，如无特殊要求（如在较大范围内平稳地调速，经常 起动和反转等），通常都釆用三和交流界步电动机。我国已制订统一标准的y系列是一 般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步屯动机，适用于不易燃、不易爆、无

12、腐蚀性气体 和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅样机、农业机械和食品机械 等。由于y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转短有较高要 求的机械（如压缩机等）。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过 载能力大，此时宜选用起重及冶金用的yz型或yzr型三和界步电动机。三相交流界步电动机根据其额定功率（指连续运转下电机发热不超过许可温升的 最人功率，其数值标在屯动机铭牌上）和满载转速（指负荷相当于额定功率吋的屯动机转 速，当负荷减小吋，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速磁场转速）的不 同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构

13、又制成若干种安装 形式。各型号电动机的技术数据（如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、 最大转矩与额定转矩z比等）、外形及安装尺寸可杳阅产品目录或有关机械设计手册。按已知的工作要求和条件，选用y型全封闭笼型三和界步电动机。(2)选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为_ fv _ 只r作输出=了亦6 =儿累旋电动机至运输带之间总效率总="联轴器帀齿轮滚动轴承锥齿螺旋筒=0.99 *0.972 *0.994 *0.95*0.961.70 0.816=2.08kw二 0.816d_ "r作输出11动机输入一-总 初选为同步转速为1000r/min的电动机 eli动机

14、输入-eti动机额定二根据机械设计基础实训指导附表4-10,选择电动机型号为y112m-6,其额定功率为2. 2kw,满载转数为940r/min血动机额定=22kwn电动机额定=940r/min2计算总的传送比及分配各级的传动比2.1计算总传动比总传动比 11电动额定n工作机940 280= 33.572.2分配传动装置各级传动比查表2-1取，则3.4 = 4.53.4；1.233.573.4*4.5= 2.2查表2-1齿轮传动m级常用值圆柱35圆锥23传动比最大值853.1已知条件3计算各轴的功率，转数及转矩血动机额定二2.2kwn电动机额定=940r/min3.2电动机轴的功率p,转速及转

15、矩丁pq二血动机额定二22 kw% =电动机额定=940r/mi n7； =9.55*106- = 22351n mmno3.3i轴的功率p,转速刃及转矩tp = 联轴器=2.2*0.99 = 2.178 kwri = n（）= 940 r/min7 =9.55* 106 = 22128n mm3.4ii轴的功率p,转速及转矩tpn =片7.2少轴承=2.178 *0.97 *0.99 = 2.09 kwnn = = 276.47 r/ming 3.4p八=9.55* 10&= 72194 n nun nn3.5 iii轴的功率p,转速及转矩t心=片“"轴承=2.09 * 0

16、.97 * 0.99 = 2.007 kw m =皿=276.47 = 6 44 r/mini3.44.5心=9.55 *106 如=311960 n mmnni4齿轮的设计计算4.1齿轮传动设计准则齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。 由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度w350hbs）、硬齿面（硬度 350hbs）,齿轮转速有高与低，载荷有轻与重z分，所以实际应用中常会出现各种不同 的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措 施。设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则, 以保证

17、齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不 同，设计准则、设计方法也不同。对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强 度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲 强度。闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设 计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲 疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数 增人10%20%,而无需校核接触强度。4.2直

18、齿1、2齿轮的设计已知条件1, p = p =278 kw2, =nl =940 r/min n2 = ni = 276.47 r/min3, 工作条件：使用寿命10年，三班制，连续单向，中等冲击。选择齿轮材料及精度等级。小齿轮选用45钢调质 硬度hb1二250hbs大齿轮选用45钢正火 硬度hb1二210hbs精度等级：8级 齿面粗超度ra3.26.3nm(3) 按齿轮接触疲劳强度设计转矩 t)= t =22128 n mm ； t2 =tn =72194 n mm(4) 载荷系数k及材料的弹性系数ze查表 4-1k二 1.5zt- =189.8vmp表4-1载荷系数k工作机械载荷特性原动机

19、电动机多缸内燃机单缸内燃机均匀加料的运输机和加料机、轻型卷扬机、发电机、机床辅助传动均匀、轻微冲击ri.21.61.8不均匀加料的运输机和加料机、重型卷扬 机、球磨机、机床主传动中等冲击1.21.61.61.81.82. 0冲床、钻床、破碎机、挖掘机大的冲击161.819212. 22 4(5) 齿数乙和齿宽系数取小齿轮齿数z1二25则大齿轮齿数z2=85。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面乂为软齿面，查表4-2得，(p(j =1表4-2齿宽系数齿轮相对于轴承的位置齿面硬度软齿面(w350hbs)硬齿面o350hbs)对称布置0. 8140. 40 9不对称布置0. 61.20. 30. 6

20、悬臂布置0. 30 40. 20 25(6)许用接触应力【6/】rfl机械设计基础图7-25查得，巾呗=590mpgiim2 = 560mpan2h.22.9*1093.4= 8.6*10*n、=60% =60*940* 1*(10*52*5 *20) = 2.9 *10°查机械设计基础图7-24得，= 0 90 , zn2=°94由机械设计基础表7-9查得s” =1afl ,=乙込皿=°9°"9° = 531 mpasr1=094*560 = 52f)mpal 小2s“1"加计=2囂屮严；阳=41 .。74 .= 4l07

21、4 = 1.64mm25查表4-3,取标准模数m二2表4-3标准模数表第一系列0. 1, 0. 12, 0. 15, 0.2, 0. 25, 0. 3, 0.4, 0. 5, 0.6, 0.8, 1. 1, 1.25, 1. 5,2, 2.5, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50第二系列0. 35, 0. 7, 0.9, 1. 75, 2. 25, 2. 75, (3. 25), 3. 5, (3. 75), 4.5, 5.5, (6. 5),7, 9, (11), 14, 18, 22, 28, (30), 36, 45主要尺寸计算d

22、= mz, = 2*25 = 50 mmcl 2 = mz2 = 2 * 85 = 170 mmb =(pdd = 1*50 = 50mm 经圆整后取，b2 =50mm ；/?)=b2+5 = 55 nuna =*(z + z2) = #*2*(25 + 85) = 110 mm(8) 按齿根弯曲疲劳强度校核rh式：af = yfys求出0'f,如(yf < af，则校核合格 bmzx(9) 确定有关系数与参数 齿形系数yf查表 4-4 得，yn = 2.35 ;纬2 = 2.22表4-4标准外齿轮的齿形系数yfz121416171819202225283035104550608

23、0100>200yf3. 473. 223. 032. 972.912.852.812.752. 652.582. 542.472. 112. 372. 352. 302.252. 182. 14 应力修正系数矗查表 4-5 得，yvi =1.71 ; ys2 =1.78表4-5标准外齿轮的应力修正系数ysz1214161718192022252830354045506080100>200ys1.441.471.511.531.541.551.561.581.591.611.631.651.671.691.711.731.771.801.88 许用弯曲应力kj查机械设计基础图7-2

24、6得，=440； <rflim2 =420查机械设计基础表4-6得，=1.4表4-6安全系数安全系数软齿面(w350hbs)硬齿而o350hbs)重要的传动、渗碳淬火齿轮或铸造齿轮shl0l11. c1.21316sf1.31. 4141.61. 62 2查机械设计基础图7-23得,yn = 0.93 ； yn2 = 0.89. 丫川*呗=093*440 = 292 29yipa l，j1 sf1.4 如虽醛=坐2竺2 = 267 mpa l 小2 sf1.42k1 1z 1z 2*1.4*221289 i150 *2? #*25勿=硕丫必=50*2*25 “ 2.35“1.71 = 4

25、9.80mpa<g,62 = cm yy1 = 49.80*；：； = 48.97mpa< crf2(10) 齿跟弯曲强度合格验算齿轮的圆周速度v加®60*1000兀*50*94060*1000=2.46 o查机械设计基础表7-7可知，选8级精度是合适的。(11) 几何尺寸计算齿顶高：ha = h： /n = 1x2 = 2mm齿根高：hf = (ha + c )m = (1 + 0.25) x 2 = 2.5mm全齿 i苗:h = ha + hf = 2 + 2.5 = 4.5mm顶隙： c = c* m = 0.25 x 2 = 0.5mm分度圆直径：心= 2 x 2

26、5 = 50mmd2 = mz2 = 2x85 = 1 lomin基圆直径:% = cos20' = 50x 0.940 = 47mmdbi = d2 cos20 = 170 x 0.940 = 160mm齿顶岡直径：dg = d + 2ha = 50 + 2x 2 = 54mmd t+2h. = 170 + 2 x 2 = 114mm齿根圆直径：da =d2hf =50 2x2.5 = 45加加cl 仁=d2 -2hf = 170 - 2 x 2.5 = 165mm齿品巨：p - 7un - 3.14x2 = 6.28/nw齿厚：幺=丄(£ +2)=丄x(50+ 170)

27、= 11(加加 s = - = = 3.14mm2 2 2 2齿槽宽：e = 3.14mm2 2标准中心距：标准中心距：67 = -(, +1/.) = -x(50 +170) = 110mm2 24.3直齿3、4齿轮的设计(1) 已知条件1, p = pn =2.09 kw2, 川3 二”ii = 276.47 r/min n4 = z?i(1 =61.44 r/min3, 工作条件：使用寿命10年，三班制，连续单向，屮等冲击。(2) 选择齿轮材料及精度等级。小齿轮选用45钢调质 硬度hb1=25ohbs大齿轮选用45钢正火 硬度hb1=21ohbs精度等级：8级齿面粗超度raw3.26.3

28、uni(3) 按齿轮接触疲劳强度设计转矩 t. = t =72194 n - mm ； t4 =ti(i =311960 n - mm(4) 载荷系数k及材料的弹性系数ze查机械设计基础表k二1. 5z£ = 189.8vmp(5) 齿数z1和齿宽系数©取小齿轮齿数zi=28则大齿轮齿数z2=126因二级齿轮传动为菲对称布置，而齿轮 齿而又为软齿而，：他二'许用接触应力%亦4 =560mparfl机械设计基础图7-25查得，crhlim3 = 59qmpa 2 = 60njlh =60* 276.47 * i * (10*52 *5 * 20) = 8.6* 10*

29、n48.6*1084.5= 1.9*108查机械设计基础图7-24得，zy3 = 0.92 , zn4 = 0.97 由机械设计基础表7-9查得» =1=刀心6/恤 3 =()92*590 = 542.8 mpal 心sh1=as 讪=° 97*560 = 543 2 mpal 小1n竿牛 2 =卩.5 水 72194(4.5 + i)竺竺=58.53mmv (pdu ah v 1*4.5542.85=553 = 209mm28取标准模数m二2. 5(7) 主要尺寸计算(厶=mz3 = 2.5 * 28 = 70 mmc/4 = mz4 = 2.5 * 126 = 315

30、mmb =(p(/d3 =1*70 = 70 mm经鬪整后取，b4 = 70 mm ； b, =b4+5 = 75 mma = m(z3 + z4) = * 2*(28 +126) = 154 mm2 2(8) 按齿根弯曲疲劳强度校核由式：af = kt yfys求出如af < af ，则校核合格 bmz(9) 确定有关系数与参数 齿形系数yf查表 4-4 得，yf3 = 2.28 ; yf4 =27 应力修正系数厶查表 4-5 得，r53=1.75; r54 =1.82 许用弯曲应力升查机械设计基础图7-26得，anim3 =440flinu= 420查机械设计基础表7-9得，se=i

31、a查机械设计基础图7-23得，= 0.94 ； yn4 = 0.92=3讪3 = °94 "440 = 295 4 yipal 小 sf1.4=陆叭4 = 092*420 = 2?6 mpal fj4 sf1.4込丫 y bm2z3 f3 53ep.沖h92.叫ar4 = % 拆儿=928* 27c$2 = qj 24m < o>4 z 仔3虽32.28*1.75(10) 齿跟弯曲强度合格验算齿轮的圆周速度v如 3®龙 *70 *276.47 1 小v = 1.0160*1000 60*1000故选8级精度是合适的。(11) 几何尺寸计算齿顶高：ha

32、= h： m = 1 x 2.5 = 2.5mm齿根高：hf = (a； + c*)m = (1 + 0.25) x 2.5 = 3.125mm全齿-高：h = h(l + hf =2.5 + 3.125 = 5.625mm顶i隙：c = c* m = 0.25 x 2.5 = 0.625nw?分度圆直径：d3 = mz3 = 2.5 x 28 = 70mmd 斗=mz4 = 2.5x126 = 315m/?基圆直径： = 6f3cos20 = 70x 0.940 = 65.8mmdb)=d4cos20° =170x0.940 = 159.8伽齿顶圆直径：j = d. + 2h( =

33、70 +2x2.5 = 75mmcl =+ 2/:. = 315 + 2 x 2.5 = 320m/n<*4气«齿扌艮岡直径：dfy =3一2力/ =70-2x3.125 = 63.75加加 dh =d,-2hf =315-2x3.125 = 308.75加加齿距： p - 7un = 3.14x 2.5 = 7.85/nm齿丿孚:s = =- = 3.925m/?2 2齿槽宽：e =空巴=3.925fnm2 2标准中心距:a=-a + dj =丄x(70 + 315) = 192.5mm2 25轴的设计及低速轴的强度校核5.1概述5. 1. 1轴的作用做冋转运动的传动件，如齿

34、轮、联轴器等都是安装在轴上的，病通过轴实现传动的。 因此，轴的主要功用就是支撑零件并传递运动和动力。5. 12轴上零件的固定零件在轴上的固定方式随零件的作用而异。一般情况下，为了保证零件在轴上的 工作位置的固定，应在周向和轴向上对零件加以固定。1周向固定为了传递运动和转矩，防止轴上零件与轴作相对转动，轴上零件的周向零件必须 可靠。常用的周向固定方法有键、花键、销和过盈配合等联接。2轴向固定零件在轴上的轴向定位耍准确可靠，以使其安装位置确定，能承受轴向力而不产 生轴向位移。常见的轴向固定方法有轴肩、轴环定位，螺母定位，套筒定位及轴端挡圈 定位等。5. 1.3轴的支承减速器中轴的支承大多釆用滚动轴

35、承。(1) 轴系的轴向固定为使轴和轴上的零件在机器中有正确的位置，防止轴系轴向窜动和正常传递轴向 力，轴系应予轴向固定。常见的轴系固定方式有三种：a、两端单向固定的支承结构齿轮轴籍轴肩通过封油环顶住两侧轴承内圈，两侧的轴承盖则分别顶住辅承外圈， 每个支承各限制轴系单方向轴向移动，两个支承组合便使该轴系位置固定。为补偿轴的 受热伸长，轴承安装应留有约0.250. 4mm的热补偿间隙(间隙很小，图中一般不画出）.间隙量在装配时通过增减轴承盖与箱体间调整垫片组1的厚度來获得。这种型式 结构简单、安装方便，但仅适用于温度变化不犬的短轴（轴承跨距1三400mm） ob、一端双向固定、一端游动的支承结构蜗

36、杆轴右端为由两个成对的圆锥滚子轴承组成的一个双向固定支承，其两个内圈由 轴肩和圆螺母固定，两个外围由轴承套杯的凸肩和轴承盖固定，可承受和传递双向轴向 载荷；左端轴承为深沟球轴承构成的游动支，其内圈与轴作双向固定，外围两侧均未固 定，外圈与套杯座孔为间隙配合.轴承可在轴承盖套杯座孔中轴向移动。当温度变化时, 轴可以自由伸缩，显然，游动支承不能承受并传递轴向载荷。这种结构型式适用于温度 变化较大的长轴。由上述可见，轴系不论采用哪种固定方式，都是根据具体情况通过选择轴承的内 圈与轴、外圈与轴承座孔的固定方式来实现的.轴承内外圈的周向固定主要由配合来保 证，轴承内圈和轴的轴向固定，其原则及方法与一般轴

37、系零件的轴向固定基木相同，外 围与轴承座孔的轴向固定形式主要是利用轴承盖、孔用弹性挡圈、套杯的凸肩以及轴承 座孔的凸肩。具体选择吋要考虑轴向载荷的大小、方向（单向和双向）、转速高低、轴承 的类型、支承的固定型式（游动或固定）等情况.5.1.4轴的类型轴可根据不同的条件加以分类。常用的分类方法有：1. 按受载情况分同时承受弯矩和转矩作用的轴称为转轴；只承受转矩作用的称为传动轴；只承受弯 矩作用的轴称为心轴。2. 按结构形状分轴有实心轴、空心轴、曲轴、挠性钢丝轴和直轴。而直轴又可分为截面相等的光轴 和截面分段变化的阶梯轴。工程中最常见的是同时承受弯矩和转矩作用的阶梯轴。5. 15轴的形状和名称轴颈

38、 轴头轴颈轴头图4. 1轴的形状和名称图5. 1. 6影响轴技术参数和形状的因素轴的结构和形状取决于下而几个因素：(1)轴的毛坯种类：(2)轴上作用力的大小及其分布情况；(3)轴上零件的位置、配合性质及其联接固定的方法；(4)轴承的类型、尺寸和位置；(5)轴的加工方法、装配方法以及其他特殊耍求。可见影响轴的结构与尺寸的因素很多，设计轴时耍全而综合的考虑各种因素。5. 1.7轴的设计应掌握的条件对轴的结构进行设计主要是确定轴的结构形状和尺寸。一般在进行结构设计时的已知条件冇：机器的装配简图，轴的转速，传递的功率，轴上零件的主要参数和尺寸等。5. 1.8轴的强度、刚度轴的强度与工作应力的大小和性质

39、冇关。在选择轴的结构和形状时应注意以下几个方而。(1) 使轴的形状接近于等强度条件。(2) 尽量避免各轴段剖面突然改变以降低局部应力集中。(3) 改变轴上零件的布置，冇时可以减小轴上的载荷。(4) 改进轴上零件的结构也可以减小轴上的载荷。5.1.9轴的设计原则1各段直径:(1) 与滚动轴承配合的轴颈直径必须符合滚动轴承内径标准系列(2) 轴上车制螺纹部分的直径必须符合外螺纹人径的标准系列(3) 安装联轴器的轴头点径必须与联轴器的内孔点径范围相适应(4) 与非标准件(如齿轮、带轮等)相配合的轴头直径应采用标准系列2轴的各段长度轴的各段长度主要取决于轴上零件或轴承的宽度和它们z间的和互配合。此外，

40、 还要根据下面的具体情况來确定轴的各段长度。(1) 装有紧固件(如螺母等)的轴段，长度应保证紧固件有一定的轴向调整余地。(2) 轴上的旋转零件与旋转零件之间、与紧固件(如箱体、支架等)之间应留有适 当的距离，以免旋转吋相碰撞。5.2 ii轴的设计(1) 选择材料因无特殊要求，选45钢，正火，查机械设计基础表11-1得， 取 a二115(2) 估算轴的最小直径pi 2 09cl > a3 - = 115 彎 .=22.51mmv 276.47因最小直径与轴承配合，故其直径应与轴承的内径孔一致，查机械设计基础实训指导附表6-1,取 心=25mmv d2 =cl +2h , h =(0.07

41、-d2 =25 + 2*0* 25 二 30mm因该处与齿轮配合，故其直径应与齿轮的内径孔一致，查机械设计基础实训指导附表2-2,得 心=30mm处为轴肩，其直径d=d2 + 2h, a =(0.07-0.1)</2cl3 = 30 + 2 * 0.1 * 30 = 36mm心处与轴承配合，故其直径应与轴承内径一致，因此d厂心=25mmd4处为一与齿轮连体，其尺寸与齿轮相同 得 d4 = 15 mm（3）确定各段的长度=10mm厶=3 +织+亠+（23）轴承的宽度b = 17mmf箱体内侧与轴承端面间隙纠 箱体内侧与齿轮端面的距离亠=1°呦。所以 厶=17 + 10+10 +

42、3 = 40mm厶2 =厶齿轮轮毂_ （23） 其中厶齿轮轮教=（1.21.3）d2所以，厶2 = 1 2 * 30 3 = 33/nm厶3 =1.4/2 h =（0.07 - 0皿所以,厶 3 = 1-4*0 4*30 = 4.2mm圆整，得= 5mma = 115=16mms处与一实体齿轮配合，因此乙二l齿轮=60mm5.3 i轴的设计（1）轴的材料的选择因无特殊要求，选45钢、正火，查机械设计基础表11-1得， = 55mpa（2）估算轴的最小直径74 p12.178cl > a -3/一 = 115x3/= 15.22mm1 v nv 940因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可

43、将周径加大5%,即 cl、= 15.22 x 105% = 14.50mm查机械设计基础实训指导附表4-10,选弹性套柱联轴器，取其标准内孔直径 d2 = d + 2h /? =（0.07-0.1）6/,贝 |j cl2 =16 + 2x0.1x16 = 19.2mm因该处与轴承透盖配合，故其直径应与密封件的直径一致，查机械设计基础实训指导附表7-1,选其直径心=2亦3 = cl2 +（5 10） = 20 + 5 = 25mm凶该处与轴承配合，故其直径应与轴承内径一致，查机械设计皋础实训指导附表6-1取心=25讪d4 = 50mm“6处与轴承配合，故其直径应与轴承内径一致，因此6 = d3

44、= 25mmcl5 = d6 + 2/i = 25 + 2 x 0.1 x 25 = 30mm（3）确定轴的各段长度厶=厶联轴器长度一（23）=42 - 2 = 40mml2 = a, 4- a2 + a3 荘 中 aj = （1535）a2 = = 1.2t/3 = 1.2x 10 = hmm s =（25 30）j所以,=15 + 12 + 25 = 52mm厶二b + d+2+（23）其中轴承的宽度b = lmm，箱体内侧与轴承端面间隙 亠=10呦，箱体内侧与齿轮端面的距离：=10"期。厶 3 =17 + 10+10 + 3 = 40mml4 = 30mml5 = 68mml6

45、 = l3 = 40/77/775.4 hi轴的设计（1）轴材料的选择因无特殊要求，选45钢、正火，查机械设计基础表11-1,得=4 = 115（2）估算轴的最小直径芒需曲伽因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将周径加大5%,d 36.78 x 105% = 3&60 加加查机械设计基础实训指导附表4-10,选弹性套柱联轴器，取其标准内孔直径/ = 40mm=d|+2/7/7 =（o.o7-o.1）j,贝 lj d? = 40 4- 2 x 0.07 x40 = 45.6mm因该处与轴承透盖配合，故其直径应与密封件的直径一致，查机械设计基础实训指导附表7-1,选其直径心=45mm d

46、3 = d2 + （5 10） = 45 4- 5 = 50mm“6处与轴承配合，故d6=d3=cl5 =6+2力/? =（0.07-0.106d5 =50 + 2x0.1x50 = 60/nmd4 =d、+2h h =（0.07 - 0乩j4 = 60 + 2 x 0.1 x 60 = 72mm（3）确泄轴的各段长度厶=厶联轴器长度_（23）= 112 2 = 110 加加 aj + a3其屮a, =（1535） = e = .2j3 =1.2x10=1 2mm3 = （25 30） 所以，乙=15 + 12 + 25 = 52加加l3 = b + a4 + a5 + （23）其中轴承的宽度

47、b = 2enm，箱体内侧与轴承端面间隙 a4 = 1 qmm ,箱体内侧与齿轮端面的距离= 10mm。厶=27 + 10 + 10 + 3 = 50mml4 = timm厶=厶齿轮轮毂_ （2 3）其屮厶齿轮轮毂=（1.21.3） d5所以,厶 5 = 1-2 * 50 3 = 51mm厶6 = 44/7777?校核低速轴的疲劳强度已知输出轴功率p = &27kw,转速n = 59.38min,从动齿轮4的分度圈的直径 d = 346.5m/?计算齿轮所受的力:p转矩 t = 9.55 xlo3- = 9.55 xlo3n分度圆的圆周力-牛驾泸= 76775“fr = ft tan

48、a = 7677 x tan 20° = 27942v mm(1)画输出轴的受力简图，如图所示(2) 画水平平面的弯矩图，如图所示。通过列水平平面的受力平衡方程,可求得fah = 3027n fbh = 4650nm ch = 160.5faaf = 485833.5n 加加(3) 画竖直平面的弯矩图，如图所示。通过列竖直平面的受力平衡方程,可求得fav =1w2n fbv = 16922v则mcv =160.5fw =176871/v-mm(4) 画合成弯矩图，如图所示。mmsml= a/485833.52 +1768712=511021n mtn(5) 画转矩图，如图所示。pq

49、27t = 9.55xl06- = 9.55x 106 x = 1.33x 10°n mm n59.38(6) 画当量弯矩图，如图所示，转矩按脉动循环，取d=06,则at = 0.6x1.33 xlo6 = 7.98 xwnmnmec = j" +0)2 二 5170272 +(1.33xl06)2 = 945452/v mm由当量弯矩图可知c为危险截面，当量弯矩最大值为= 9454527v mm(7) 验算轴直径 由第三强度理论校核mec_.1945452_ vo.lx55=55.6/nm因为c截面有一键槽, 的设计直径为9°""，所以需将直

50、径增大5%,则d= 55.6x105% = 58.38叽 而c截面所以强度足够。图轴的强度校核6键联接的选择及其校核计算6.1键的设计和计(1)选择键联接的类型和尺寸-般8级以上精度的尺寸的齿轮自定心精度要求，应用平键.对于低速轴(iii轴)=18/7?m% = 11mm 厶=90mm联轴器处心=63mn ,与齿轮配合处轴径d2 = 90mm 查表取：键宽“b2 = 25mm h2 = 14mm l2 = 100mm(2)校核键联接的强度查表6-2得”叮=110mpa工作长度 * = - - b =90-18 = 72mml2 = l2 b2 = 100 25 = 75mm(3) 键与轮毂键槽

51、的接触高度k、= 0.5/ij = 5.5 mmk2 = 0.5h2 = 1mm由式(61)得:2x1330x10005.5x72x634t2 xlo3kg _4人 xio?= 106.62vs，两者都合适 取键标记为:键 1： 18x90 a gb/t1096-1979键 2： 22x100 a gb/t1096-1979公称尺寸d公称尺 寸bxh宽度b深度公 称 尺 寸 h极限偏渥轴t毂ti较松联接一般联接较紧联 接轴h9毂d10轴n9毂js9轴毂p9公称 尺寸极限偏差公 称 尺 寸极限偏差17 226x66+0. 0300+0. 078+0. 0300-0. 030±0.015

52、-0. 012-0.0423.5+0. 102.8+0. 10> 22308x78+0. 0360+0. 098+0. 0400-0. 036±0.018-0.015-0. 0514.0+0.203.3+0.20> 303810x8105.03. 3> 3 8 4412x812+0. 0430+0. 120+0. 0600-0. 043土0. 0215-0.018-0.0615.03.3> 44 5014x9145.53.8> 505816x10166.04. 3> 586518x11187.04.4> 657520x1220+0.0620+

53、0. 149+0. 0650-0. 062±0. 026-0. 022-0. 0747. 54.9> 758522x14229.05.4> 859525x14259.05.4>95 11028x1628106.4轴键表6-1平键联接尺寸（摘自gb1096-1979）键的长 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90,度系列100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 300, 360表6-2键联接材料的许用挤压应力（压强）项目联接性质键或轴毂材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击