机械设计课程设计盘磨机传动装置的设计

1、.第一章课程设计任务书年级专业过控 101学生姓名付良武学 号1008110074题目名称盘磨机传动装置的设计设计时间第 17周 19周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点化工楼一、课程设计（论文）目的1.1综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、已知技术参数和条件2.1技术参数：主轴的转速：42rpm锥齿轮传动比：23电机功率： 5kW电机转速： 1440rpm2.2工作条件：每日两班制工作，工作年限为10 年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转速的允许误差为 5%。1电

2、动机； 2、 4联轴器； 3圆柱斜齿轮减速器；5开式圆锥齿轮传动；6主轴； 7盘磨三、任务和要求3.1编写设计计算说明书1 份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合规范格式且用 A4 纸打印；3.2绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图1 号图 1 张；绘制零件工作图3 号图 2 张（齿轮和轴）；标题栏符合机械制图国家标准；3.3图纸装订、说明书装订并装袋；注： 1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表 1 式 3 份，学生、指导教师、教研室各1 份。;.四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材4.2 机械设计课程设计指导书4.3

3、减速器图册4.4机械设计课程设计图册4.5 机械设计手册4.6其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）：年月日七| 、主管教学主任意见主管主任（签字）：年月日;.八、备注指导教师（签字）：学生（签字）：;.计算及说明结果第二章传动方案的整体设计2.1 传动装置总体设计方案 :2.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均

4、匀，要求轴有较大的刚度。选择锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。2.2 电动机的选择根据已知任务书给定的技术参数，由给定的电动机功率为 5KW，电动机转速为 1440r/min, 查表 17-7 选取电动机型号为 Y132S4，满载转速nm1440 r/min ，同步转速 1500r/min 。2.3 确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比2.3.1总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw =42，可得传动装置总传动比为 i a nm/ nw 1440/42 34.29 。2.3.2分配传动装置传动比锥齿轮传动比： i 3 =3减速器传动比： i =i a / i 3

5、 =34.29/3=11.43高速级传动比： i 1= （1.3-1.4） i 1.3511.43 3.93低速级传动比： i 2i / i1 11.43 / 3.93 2.92.4 计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴转速 n（r/min ）n0 =nm=1440 r/min高速轴1的转速 :n n 1440 r/min1m中间轴2的转速： n2n / i11440/ 3.93366.4r/ min1低速轴3的转速： n3n2/ i 2366.4/ 2.9126.3r/ min主轴 6的转速： n6n3 / i3126.3/ 3 42.1r / min2.4.2各轴的输入功率P(KW)

6、P0=Pm=5kw高速轴 1 的输入功率 : P 1=P0c=50.99=4.95kw中间轴 2 的输入功率： P2=P11g=4.95 0.98 0.98=4.75kw;.低速轴 3 的输入功率 : P =P=4.75 0.98 0.98=4.57kw322gkw主轴 6 的输入功率 : P =P g g=4.57 0.98 0.99 0.97=4.3043dPm为电动机的额定功率； c 为联轴器的效率；g 为一对轴承的效率；1 高速级齿轮传动的效率； 2 为低速级齿轮传动的效率； d 为锥齿轮传动的效率。2.4.3各轴输入转矩 T(N?m)T0 =9550P/n 0=3.316 Nm高速轴

7、 1 的输入转矩 T1=9550P1/n 1=（9550 4.95 ） /1440=3.283 104Nm中间轴 2 的输入转矩 T2=9550P2/n 2=（95504.75 ）/366.4=1.238 105Nm低速轴 3 的输入转矩 T3 =9550P3/n 3 =（ 9550 4.57 ） /126.3=3.4556 105N m主轴 6 的输入转矩T4=9550P4 /n 4=（95504.30 ）/42.1=9.7542 105Nm第三章 传动零件的设计计算3.1 高速级斜齿轮的设计和计算3.1.1选精度等级，材料及齿数（ 1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，

8、小齿轮用 40Cr，大齿轮用 45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为 280HBS，大齿轮硬度为 240HBS。（ 2）齿轮精度用 7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。（ 3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=24, 则=24 3.93=94.32 ，取=94。（ 4）选取螺旋角。初选螺旋角为 =14o3.1.2 按齿面接触强度设计2 kt T 1Z HZE2由设计公式 d 1tu 1试算3ud aH（ 1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt = .6 。12）计算小齿轮传递的转矩。95.5 105P195.5 1054.953.283 104N

9、 mmT 1n114403）由机械设计课本表10-7 选取齿宽系数1d;.14) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa2 。5) 由图 10-21d 按齿面强度查地小、大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 =600Mpa Hlim2=550Mpa。6) 由式 10-13 计算应力循环次数。N1 =60n1j L h =6014401（ 2836510）=5.05 109N2 =N1/i 2 =5.05 109/3.93=1.28 10 97) 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90,K HN2=0.95 。8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 0

10、.01 ，安全系数 S=1 由式 10-12 得： H 1= Hlim1 K HN1/S=600 0.90/1 Mpa=540 Mpa H 2= Hlim2 K HN2/S=550 0.95/1 Mpa=522.5Mpa9) 由图 10-30 选取区域系数ZH=2.433。10) 由图 10-26 查得0.78,0.82 ，则a1a2a a1a 20.78 0.82 1.611) 许用接触力：H 1H 2540522.5531.25 MPaH2MPa22 计算232 K t T1ZH ZEu 1=39.629mm1）试算 d1tdaHu2）圆周速度 Vd1t n1 / 6010002.988m

11、 / s（3）齿宽 bd d1t39.629mm模数 mntd1t cos/ z139.629 cos14 / 241.6023mmh 2.25 mnt 2.251.623mm3.605mmb / h 39.629 / 3.60510.993（4）计算纵向重合度0.318d Z 1 tan0.3181 24tan14 1.903;.（5）计算载荷系数K根据 V=2.988m/s,7 级精度，由图10-8 查得动载系数Kv=1.12 。K H aK F a 1.4 ; 由表 10-2 查得使用系数KA=1.25; 由表 10-4 查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，H =1.417。查图

12、 10-13 得K F=1.34; 故载荷系数：KK K KK1.251.121.4 1.4172.78AVHH（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a 得d1t K / K t11/ 3d1339.629 2.78 / 1.647.643mm（7）计算模数 mnmnd1 cos / z1 47.643cos14 / 24 1.9261mm3.1.3按齿根弯曲强度设计2由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为mn2K T1 Y cos YFa YSa2d z1aF（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数 KK=K A K V K Fa K F=1.25 1.12 1.4

13、 1.34=2.632）根据纵向重合度=1.903 ，从图10-28 查得螺旋角影响系数Y =0.883）计算当量齿数zv1z12426.27cos3cos3 14zv2z294102.90cos3cos3 144）查取齿形系数由表 10-5查得 Y Fa12.592,Y Fa 22.1785）查取应力校正系数由表 10-5查得 Y Sa11.596,Y Sa21.791;.6）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1FE 2500MPa380MPa7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系K FN 1 =0.86, K FN 2 =0.89;8）计算弯曲疲

14、劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 10-12 得FF12KKFN 1FE 1 /S=0.86 500/1.4=307.14MPaFN 2FE 2 /S=0.89380/1.4=241.57MPa9）计算大、小齿轮的 Y Fa Y Sa /F并加以比较Y Fa 1YSa1 /F1=2.592 1.596/307.14=0.01347MPaY Fa 2Y Sa2 /F2 =2.178 1.791/241.57=0.01615MPa大齿轮的数值大。（2）设计计算22.63328300.88cos14230.016151.8584mmmn1 242 1.6对比计算结果，由齿面接触疲劳强度

15、计算的模数大于m 由齿根弯曲n疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于mn 主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（即模数与齿数的乘积）有关，可取 mn=2mm,按接触强度算得的分度圆直径 d1 =47.643mm,算出小齿轮齿数z1d1 cos/ mn 24.88 24z23.932494.3294（3）几何尺寸计算1）计算中心距a z1 z2 mn24 94 2 mm 121.61mm2 cos2 cos14将中心距圆整为122mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角;.arccos z1 z2 mnarccos 2494214.71232a212

16、2因值改变不多，故参数a，K，zH 等不必修正。3) 计算分度圆直径d1z1 mn / cos21 2 / cos14.7123 49.627mmd2z2 mn / cos=942/cos14.7123=194.373mm4) 计算齿轮宽度bd d1 149.627 49.627mm圆整后取 B =50mm,B=55mm215）结构设计齿顶高 hamnhanxn21 02mm齿根高 hfmn hanCnxn21 0.25 0 2.5mm齿高 h hahf4.5mm齿顶圆直径：小齿轮 da =d+2h a =53.627 mm 大齿轮 da =198.373 mm齿根圆直径：小齿轮 d f =d

17、-2 h f =44.627 mm 大齿轮 da = d-2 h f =190.373 mm3.2 低速级斜齿轮的设计和计算3.2.1选精度等级，材料及齿数。1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用 40Cr，大齿轮用 45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为 240HBS。2）齿轮精度用 7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 z124 , 则 z2242.969.6 ,取 z2 70 。4）选取螺旋角。初选螺旋角14。;.3.2.2按齿面接触强度设计2由设计公式d1t3

18、2 K t T1 Z H Z E u 1 试算dauH（ 1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.62）计算小齿轮传递的转矩。95.5105 P2 95.5 105 4.751.2381105 N mmT 2n 2366.43）由机械设计课本表10-7 选取齿宽系数d114）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数zE =189.8MPa25）由图 10-21d 按齿面强度查地小，大齿轮的接触疲劳强度极限600MpaMpaH lim 1H lim 25506）由式 10-13 计算应力循环次数。N160 n2 jL h60366.4 28 365 10 1.28 109N 2N1

19、/ i20.96109 / 2.90.44 1097）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95 ，KHN2=0.97 。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01 ，安全系数S=1.由式 10-12 得 H 1= Hlim1K HN1/S=6000.95/1 Mpa=570Mpa H 2= Hlim2K HN2/S=5500.97/1 Mpa=533.5Mpa9）由图 10-30 选取区域系数 zH2.43310）由图 10-26查得a10.78,0.87,则a 2aa1a 20.870.781.6511）许用接触力H1H2 570 533.5551.75MpaH22Mpa

20、（2）计算21) 试算32 K t T 1ZHZEu 160 .929 mmd ltdaHu;.2) 圆周速度 V= d1t n2/ （601000）=1.169 m/s3) 齿宽bd d1t60.929mmmntd1t cos/ z60.929cos14 / 242.46331h2.25mnt2.252.4633mm5.5424mmb / h10.9934) 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 24tan14 1.9035)计算载荷系数 K根据 V=1.169m/s,7级精度，由图10-8 查得动载系数 Kv=1.08，K HK F1.4 ; 由表 10-2 查得使用系

21、数 KA=1.25; 由表 10-4查地 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，K H=1.421 ；查图10-13得K F 1.35 ; 故载荷系数：KKAKVKHK H1.25 1.08 1.41.4212.696)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a 得d1d1tK /KT1/ 360.929 2.69 /1.6 1/ 372.449mm7) 计算模数 mnmd cos / z72.449cos14 / 242.9291mmn113.2.3按齿根弯曲强度设计由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为232K T1Y cos YFa YSamn2d z1F（ 1）确定公式内

22、的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1FE 2500Mpa;380Mpa;2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.89,K FN2=0.90;.3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 10-12 得：F 1K FN1FE 1S0.89500 1.4317.86MpaF 2KFN 2FE 2S0.90380 1.4244.29Mpa4）计算载荷系数KK=KAKVKFKF =1.25 1.08 1.4 1.35=2.555）根据纵向重合度=1.903 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y =0.88

23、6) 计算当量齿数ZV 1z126.273cosZ V 2z27067.873cos3 14cos7）查取齿形系数由表 10-5 查得 Y Fa1=2.592;Y Fa2=2.2278）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Y Sa1=1.596;Y Sa2=1.7639）计算大、小齿轮的YFaYSa /F并加以比较YFaYSa /YFaYSa /F 1 F 22.5921.596 317.860.013012.2271.763244.290.01607大齿轮的数值大。（2）设计计算2322.551238100.88cos142.0681mmmn1 2421.650.01607对比计算结果，由

24、齿面接触疲劳强度计算的模数大于m 由齿根弯曲n疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于 m 主要取决于弯曲强度所决n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（即模数与齿数的乘积）有关，可取mn=2.5 , 按接触强度算得的分度圆直径 d1=72.449 , 算出小齿轮齿数Z1d1 cosmn72.449 cos142.528.12 28 取 Z228Z2 2.9 2881.281，取 Z281;.（3）几何尺寸计算1）计算中心距z1 z2 mn28 81 2.5mm 140.4mm2 cos2 cos14将中心距圆整为141 mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角arccos

25、 z1 z2 mnarccos 2881 2.5152a2141因值改变不多，故参数, K ,ZH 等不必修正。3) 计算分度圆直径d1z1 mn cos282.5 cos1572.469mmd2z2 mn cos812.5 cos15209.643mm4) 计算齿轮宽度bd d1172.44972.449mm圆整后取 B3=72，B2=77.5）结构设计齿顶高 hamnhanxn2.51 02.5mm齿根高 hfmnhanCnxn2.5 10.2503.125mm齿高 h hahf5.625mm齿顶圆直径小齿轮 dad2ha77.449mm, 大齿轮 dad2 ha214.693mm齿根圆直

26、径小齿轮 d fd2hf66.219mm，大齿轮 d fd2hf203.393mm第四章轴的设计计算4.1 中间轴的设计计算4.1.1中间轴上的功率P、转速 n 和转矩 T由已知，得： P= P =4.75KW, n= n =366.4r/min4.1.2确定轴的最小直径先按式 15-2 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 ，取 A0 =112。得;.3P112 3 4.7526.31mmdmin A0n366.44.1.3轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：（ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）由于 dmin

27、 =26.31 mm，轴上开有两键槽，增加后轴径d=30 mm取安装轴承处（该轴直径最小处）轴径 d=30 mm,则 d - =d - =30 mm。2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d - =30 mm，选轴承型号 30206，其尺寸为 dDT=30 mm 62 mm17.25mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段 - 和 - 的直径 d - =d - =34mm两.端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为 50mm,小齿轮的轮毂宽度为 77mm为.了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别

28、取 L- =74mm,L- =47mm。两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度:h0.07d - =0.07 34=2.38mm，取 h=3mm;轴环处的直径 :d - =34+6=40 mm;轴环宽度 :b 1.4h=1.4 3=4.2mm, 取 L - =5mm。4）由于安装齿轮的轴段比轮毂宽度略短，所以L - =17.25+6+16+3=42.25 mmL - =17.25+6+18.5+3=44.75 mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。 按 d - 和 d - 分别由表 6-1 查得平键截面 bh=10 mm8 mm,长度分别为 63 mm和 36 mm,

29、同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H 7 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直n6径尺寸公差为 m6。(4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸;.参考表 15-2 ，取轴端倒角为245。(5) 轴的校核经校核，该轴合格，故安全。4.2 高速轴的设计计算4.2.1求高速轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T由已知，得： P=P=4.95kw,n=n11=1440 r/min4.2.2初步确定轴的最小直径先按式 15-2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 ，取 A0 =112. 得dmin3P112 3 4.951

30、6.90mmA0n1440轴上有一键槽，则增加后得直径 d=20 mm，高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径 d- ，取 d - =20 mm。4.2.3轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：（ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求 , - 轴段左端需制出一轴肩, 故取 - 段的直径 d - =24 mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=26 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38 mm，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，故取 - 段的长度应比 L1 略短一些，现取 L - =36mm。2

31、）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用， 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d - =24 mm，选轴承型号 30205，其尺寸 d DT=25 mm 52 mm16.25 mm, 故 d - =d - =25 mm.由于轴承右侧需装甩油环，且轴承需离箱体内壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁 6 mm。，则取 L - =L - =16.25 mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取 d =30 mm.3）由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，通常设计成齿轮轴。4）轴承端盖的总宽度取为16 mm.取端盖的外端面与联轴器端面间的距离为 30 mm,则 L- =

32、46 mm。;.5）取轴上轴段 - 处为高速小齿轮，直径 d- =53.627mm。已知小齿轮的轮毂宽度为 55mm,故取 L - =55mm。6）取齿轮距箱体内壁的距离 L - =a=19.5 mm。已知滚动轴承宽度T=16.25mm,低速级小齿轮轮 毂长 L=80mm,又因为已知箱体两内壁之间的距离为 178.5 ，高速级小齿轮轮毂长 L=55，则LIV V178.5 -16 - 55mm107.5mm（ 3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按 d - 由表 6-1 查得平键截面 bh=6 mm6 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为22 mm,滚动轴承与轴的周向定位是

33、由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（ 4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2 ，取轴端倒角为 245。4.2.4州的校核(1) 输入轴上的功率 P1，转速 n1，转矩 T1P1 =5KWn1=1440r/minT1 =3.283104 N m(2) 确定轴及求作用在齿轮上的力1) 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1 =49.627 mmT23.2834而 F t21101323.070N=49.627d 1Fr = F ttann1323.070tan 20o497.882Ncoscos14.7123oFa = F t tan=1323.070tan1

34、4.7123 =347.405N圆周力 F t，径向力 F r及轴向力 F a 的方向如图示 :输入轴的载荷分析图如下 :;.4.3 低速轴的设计计算4.3.1 求低速轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T由已知，得： P=P =4.57 KW ，n= n =126.3r/min4.3.2 初步确定轴的最小直径先按式 15-2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 ，取 A =112. 得03P1123 4.5737.04mmdmin A0n126.34.3.3轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段

35、直径和长度;.1) 低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d- . 为了使所选的轴直径d - 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 TcaK AT =1.73.45561055.875105 N mm 。按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250 N ?m 。半联轴器的孔径为40mm,故取 d - =40mm,联轴器长 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm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，故取 - 段的长度应比 L1 略短一些，现取 L - =80mm。为了

36、满足半联轴器的轴向定位要求 , - 轴段左端需制出一轴肩 , 故取 - 段的直径 d - =48mm,右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50mm。2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d - =48mm,选轴承型号 30210，其尺寸为 d D T=50mm95mm 21.75mm,故 dd50mm。IIIIVVIIVIII3）取安装齿轮处的轴段 - 的直径 d - =52mm齿.轮的的左端与左端轴承之间采用甩油环和套筒定位。 已知齿轮毂的宽度为 72mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度， 故取 L - =69 mm. 齿轮的右端采用轴肩定

37、位， 轴肩高度 h 0.07d=0.07 52=3.64, 则轴环处dV VI =60mm。轴环宽度 b1.4h=1.4 4=5.6, 取 LV VI =10mm。4）取齿轮距箱体内壁的距离 L- =a=25.5 mm,考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁 6 mm。已知滚动轴承宽度 T=21.75mm,L- =L - =21.75mm , 已知箱体两内壁之间的距离为178.5 ，则LIV V 178.5- 25.5 - 69-10 668mm5) 取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为30 mm，端盖厚 20 mm，则 L- =50.（ 3）轴上零件的周向定位齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用平

38、键连接。 由表 6-1 查得平键截面 bh=16 mm 10 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 63 mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H 7；同样，联轴器与轴的连接，选用平键为12 mm 8 mm70 mm。n6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的， 此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（ 4）确定轴上的圆角和倒角尺寸;.参考表 15-2 ，取轴端倒角为245。4.3.4轴的校核（1） 求输出轴上的功率P3 ，转速 n3 ，转矩 T3P2=4.75KWn2 =366.4r/minT2=1.238 105Nm（2） 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度

39、圆直径为d2 =209.643 mm而 F t = 2T221.238 105 /209.643=1181.055 Nd2Fr = Fttann1181.055tan20o445.033Ncoscos15oFa = F t tan=1181.055tan15 。 =316.463N圆周力 F t ，径向力 F r 及轴向力 F a 的方向如图示 :（3） 首先根据结构图作出轴的计算简图 ,确定轴承的支点位置。对于 30210 型圆锥滚子轴承 , 从手册中查取有 a=21mm,因此 , 做为简支梁的轴的支承跨距L2L3115mm 60mm175mm ，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。FNH 1L3Ft1181.05560L2L3404.933N175FNH 2L2Ft1181.055115776.122 NL2L3175Fr L3Fa DFNV 12342.138NL2L3FNV 2FrFNV 1445.033 342.138102.859 NM H1262.96075774NmmM V 1FNV 1L234287N mmM V 2FNV