盘磨机传动装置的设计说明

1、机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文盘磨机传动装置的设计说明盘磨机传动装置成果（说明书，报告，论文）课题名称机械设计基础课程设计院系机械学院专业机电一体化姓名金豪东学号201531027指导教师吴卫峰时间2017年2月13日至2017年2月26日完成时间2017年3月11日机械与汽车工程学院机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文摘要:在本次设计中，我设计了盘磨机的传动装置，先进行了传动方案的选取，通过选定的传动方案进行了一系列传动零件的选择和设计。电动机、联轴器、键和轴承的选择主要通过查表并结合与其他零件的配合和题目要求选择，然后进行运动参数及动力参数的计算。在齿轮的设计中详细介

2、绍了齿轮材料的选择及许用应力的确定、按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮参数及主要尺寸。其后对轴进行了设计，确定了各阶梯轴的尺寸，对轴、轴承、键、联轴器等进行校核。最后对减速器的外形进行了设计。应用Solidworks软件的建模技术，实现了减速器的三维造型及主要零件的建模，完成了整机的3D建模，为传动系统的结构设计提供了有价值的参数依据。关键词：盘磨机传动装置锥齿轮solidworks机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文1 引言0.1.1 盘磨机的课题研究背景0.1.2 .盘磨机的课题研究意义0.2设计任务书2.1.1 设计任务2.1.2 系统的传动原理图1.1.3 系统总体方案的比较与

3、设计13 电动机的诜择，传动系统的运动和动力参数计算.33.1 电动机类型的洗搽3.3.2 电动机功率诜择3.3.3 确岸电动机转谏3.3.4 确定电动机型号4.3.5 计算总传动比及分配各级的传动比43.6 传动参数的计算4.4 传动零件的设计计算5.4.1 锥齿轮的设计和计算54.2 高速级斜齿轮的设计和计算8.4.3 低速级斜齿轮的设计和计算135轴的设计计算.185.1 高速轴的设计计算185.2 中间轴的设计计算245.3 低速轴的设计计算296键连接的选择和计算346.1 高速轴上的键的设计与校核346.2 中间轴上的键的设计与校核346.3 低速轴上的键的设计与校核347滚动轴承

4、的诜择和计算357.1 计算高速轴的轴承357.2 计算中间轴的轴承357.3 计算低谏轴的轴承368联轴器的诜择.379 箱体设计379.1 箱体尺寸379.2 减速器附件设3810 润滑和密封设计39参考文献49机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文1引言1.1 盘磨机的课题研究背景盘磨机中最重要的部件就是齿轮减速器，齿轮减速器在各行各业中十分广泛的使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。圆柱齿轮减速器是最常用的机械传动机构之一，具有传递功率大，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多优点，是通用的机械部件，被广泛应用于冶金，矿山，建筑，物料搬运等行业。国外的减速器起步比较早，以德国、丹麦

5、和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长但其传动形式仍以定轴传动为主，体积和重量问题也未解决好.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还有许多弱点，特别是大型减速器问题更突出，使用寿命不长.当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高，二低，二化方向发展。六高即高承载能力，高齿面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高传动效率；二低即低噪声，低成本；二化即标准化，多样化。技术发展中最引人注目的是硬齿面技术，功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到20世界80年代在国

6、外日趋成熟.采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度高，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍，为软齿面齿轮的5-6倍，一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减速器的三分之一左右。1.2 盘磨机的课题研究意义研究盘磨机的实质就是研究减速器，减速器中齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比、圆周速度和传递功率范围都很大，以及传动效率高，使用寿命长，瞬时传动比为常数，结构紧凑，工作可靠等一系列优点。因此，齿轮及传动装置是机械工业中一大类重要的基础件。齿轮的设计是组织该类机械产品生产的依据和头道工序，因而是决定该产品技术性能和经济效益的重要环节，然而齿轮传动在使用上也受某些条件的限制，

7、如齿轮制造需专用机床和设备，成本较高（特别是高精度齿轮），震动和噪声较大（精度低的齿轮），使用和维护的要求高等。虽然存在这些局限性，考虑周到，齿轮传动总不失为一种最可靠、最经济、用的最多的传动形式。因此，对减速器的齿轮传动进行研究具有重大的现实意义。2设计任务书2.1设计任务(1)设计一盘磨机传动装置;(2)已知技术参数和条件。技术参数如下表2-1所示表2-1盘磨机的技术参数主轴的转速45锥齿轮传动比3.5电机功率5.5kW电机转速1500r/min每日工作时数8h传动工作年限82.2 系统的传动原理图方案图如下：143图2-1传动原理图1-电动机；2、5-联轴器；3-圆柱斜齿轮减速器；4-碾

8、轮;6锥齿轮传动；7主轴2.3 系统总体方案的比较与设计图2-2带式传动方案图2-3联轴器传动方案3电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算3.1 电动机类型的选择Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）3.2 电动机功率选择P=3.5Kw3.3 确定电动机转速1500r/min3.4 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，因此选定电动机型号为Y132S-4额定功率为5.5Kw,满载转速1500r/min。3.5 计算总传动比及分配各级的传动比高速级的传动比此低速级传动比i2,锥齿轮传动比i3,减速箱传动比i。总传动比：i'=nw/nm=1500/5,5=27.2

9、7锥齿轮传动比：i3=3.5减速器传动比：i'=i/i3=27.27/3.5=7.8高速级传动比：ii=，1.3i'=3.18低速级传动比：i2=ii/1.3=2.453.6 传动参数的计算3.6.1 各轴的转速n(r/min)高速轴一的转速：n1=nm=1500r/min中间轴二的转速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min低速轴三白转速：n3=n2/i2=471.70/2.45=192.53r/min主轴7的转速：n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min3.6.2 各轴的输入功率P(KW)高速轴一的输入功率：P1=Pmxnc=5.5

10、x0.99=5.44KW中间轴二的输入功率：P2=P1xn1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW低速轴三的/&入功率：P3=P2xn2ng=5.28xn2ng=5.12KW主轴7的转速：P7=P3xngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW其中Pm电动机的额定功率为；c为联轴器的效率，c=0.99；g为一对轴承的效率，g=0.99;1为高速级齿轮传动的效率，产0.98;2为低速级齿轮传动的效率，2=0.98;g为锥齿轮传动的效率，g=0.9703.6.3 各轴的输入转矩T(Nmm)高速轴一的输入转矩：T1=9.55x105xP1/n1=34.6N-m

11、中间轴二的输入转矩：T2=9.55x105xP2/n2=118.3N-m低速轴三的输入转矩：T3=9.55x105xP3/n3=309.2N-m主轴6的输入转矩：T7=9.55x105xP7/n7=1032.3N-m4传动零件的设计计算4.1 锥齿轮的设计和计算4.1.1 选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角=900。2由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高，初选7级精度。3材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采用硬齿面，小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度取280HBS,大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBs4取小齿轮齿数为Z124,则Z2=2

12、4x3.51=84.24取84。4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计d1Ze按机械设计式10-26试算，即2KT12R10.5Ru确定公式内各计算数值1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K=1.6。2）计算小齿轮传递的转矩Ti9.55 106 3.7389.97一一一 一 53.96 10 N mm3）选取齿宽系数r=0.3。14）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPao5）由机械设计图10-21d按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限Him1740MPa,Him2580MPa。6)由式计算应力循环次数N160n3jLh6089.971(2836510)3.151

13、08N2N13.1510881 1.0510i17)由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.96,KHN28)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01,安全系数S=1,0.98。由机械设计H 2HLim1 K HN1SHLim 2 K HN 2S9) utan 2式10-12得:7400.96710.4MPa15800.98568.4MPa110）许用接触力:hH 1 H 2710.4568.4Mpa639.4Mpa2计算1）试算d12.9232Zeh2R(10.5r)2u2Q23 6黑1.63.96105Redu212128.82=203.682确定大端模数取2Reme e22

14、Z1 Z22 203.68242 7225.37 ,取 m=6mm确定锥距ReRe=me22Z22-.242722227.68mm22分度圆直径：d1=maZ1=6x24=144mmd2=maZ2=6x84=504mm分度圆锥角：,Z2,72一2 arctanarctan71.57Zi243 9029071.57°18.43°齿宽b:bRRe0.3227.6868.304mm最大齿宽为d70mm,小齿轮宽b175mm当量齿数ZvZ124Zvi725.30cos1cos18.43Zv2Z72;227.74cos2cos71.574.2.3按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-2

15、4#弯曲强度的设计公式为4KT13RZ1210.5Ru21YFaYSa1）确定公式内的各计算数值试选K=1.6,由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim小620MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim大450MPa2）计算当量齿数Z124Zvi.25.30cos1cos18.43Zv2Z72-7227.74cos2cos71.573)查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFai2.618;YFa22.104）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得丫41.590;Ysa21.8685）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn10.89,Kfn20.916）计算弯曲疲劳许

16、用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式得H1KFN1FE10.89 6201.4394.14MPaH2KFN2 FE2S0.91 4501.4292.5MPa7）计算大、小齿轮的并加以比较YFa1YSa1F12.618 1.590394.140.01056MPaYFa2YSa2F22.10 1.868292.50.01341MPa大齿轮的数值大。设计计算mn4KT1YFaYSaRZ1210.5Ru21F4.42mm41.63960000.013410.3242(10.50.3)23214.2 高速级斜齿轮的设计和计算4.2.1 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

17、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240HBs2齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。3考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Zi=24，则Z2=244.56=109.44,取Z2=110。4选取螺旋角。初选螺旋角14o4.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式；2KtZHZE2u1:dahudit试算1确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数Kt=1.6。(2)计算小齿轮传递的转矩2.63 104N mm9.55106P195.51063.96n11440(3)由机械设计表10-7选

18、取齿宽系数d11(4)由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa2(5)由机械设计图10-21d按齿面强度查大小，大齿轮的接触疲劳强度极限Him1740MPa,Him2580MPa。(6)由机械设计式10-13计算应力循环次数。一一一一一一_一_一一一9N160n1jLh6014401(2836510)5.0510N2Ni1_ 95.05 104.56_ 91.11 100.91(7)由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khni0.89,Khn2(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由机械设计式10-12得：HLim1KHN17400.8965

19、8.6MpaS1Hl2HLm2KHN25800.91527.8MPa2.433。a2 0.89,则 a a1 a2 1.67。(9)由机械设计图10-3睦取区域系数Zh(10)由机械设计图10-26查彳#a10.78,(11)许用接触力：H1H2658.6527.8H-Mpa593.2Mpa222计算(1)试算22KtT1ZHZEu1d1tJdaHU33.39mm21.62.63104(2.433189.8)25.56111.67593.24.56(2)圆周速度Vdm/6010002.52m/s(3)齿宽bdd1t33.39mm模数mntd1tcos/z133.39cos14/241.35mm

20、h2.25mnt2.251.353.04mmb/h10.98(4)计算纵向重合度0.318dZ1tan0.318124tan141.903(5)计算载荷系数K根据V=2.76m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.10,KhKf1.4;由机械设计表10-2查得使用系数Ka=1.25;由机械设计表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，Kh1.41。查机械设计图10-13得Kf1.34;故载荷系数：KKaKvKhKh1.251.101.41.412.73(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10时12.732didit(K/Kt)333.3

21、9()339.90mm1.6(7)计算模数mnmndicos/z11.61mm4.2.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为22KT1YcosYFaYsamn2,dZ1aF1定公式内的各计算数值(1)计算载荷系数KKKAKvKFaKF1.251.101.41.342.58(2)根据纵向重合度1.903,从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88(3)计算当量齿数Zv126.27cosZv2120.41cos(4)查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFa12.592,YFa22.164(5)查取应力校正系数由机械设计表10-5查得YSa11.596,YSa21

22、.806(6)由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 620MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2450MPa(7)由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系Kfni0.83,Kfn20.86(8)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由机械设计式10-12HLim1KHN17400.89h1658.6MPaS1HLim2KHN25800.91h2527.8MPaS1(9)计算大、小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YYhi2.5921.596/367.570.01125MPa-1Fa1Sa1HJlYY/h22.1641.806/233.430.01414MPaFa2

23、Sa2大齿轮的数值大。2设计计算mn1.18mm22.582.631040.88cos14:;30.01414,12421.67对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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d=39.90mm,算出小齿轮齿数Z1d1cos/mn19.3520z24.562091.2913几何尺寸计算高速级齿轮传动的几何尺寸如表4-1所示表4-1高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2法面压

24、力n20角螺旋角13.17分度圆直径di41.08d2186.91齿顶圆直径dai=di2hamn=41.08212da2=d22hamn=186.9121245.08190.91齿根圆直径df1=d12hfmn=41.0821.252df2=d22hfmn=186.9121.25236.08181.91中心距Z1Z221872114.40a2cos2cos13.17齿宽B1bB2B15mm45504齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-2所示表4-2大齿轮2的结构代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D11.6d54.4轮毂轴

25、向长LL(1.21.5)d47.6倒角尺寸nn0.5mn1齿根圆处厚度2.5mn5腹板最大直径5D0da10mn170.91孔板分布圆直径D2D20.5(DoD1)112.66孔板直径d1d10.25(DoD1)29.13腹板厚CC0.3b2154.3 低速级斜齿轮的设计和计算4.3.1 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。齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取乙=24，

26、则Z2243.5184.24,取Z284。选取螺旋角。初选螺旋角14°。4.3.2 按齿面接触强度设计2KtTi zhzed1t 3由设计公式h试算1确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数Kt=1.6。(2)计算小齿轮传递的转矩。T29.55 106P2n29.55 106 3.84315.791.16 105N mm(3)由机械设计课本表10-7选取齿宽系数d1o1(4)由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa葭(5)由机械设计图10-21d按齿面强度查小，大齿轮的接触疲劳强度极限:Him1740MPa,Him2580MPa(6)由机械设计式10-13计算应

27、力循环次数。NiN260nljLh 60 315.792 8 365 10_ 91.11 10Ni1_ 91.11 103.513.2 108(7)由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khni0.92,Khn20.97o(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.由机械设计式10-12得H1廿1迪詈.Pah2HLim2KHN2即0.97562.6MPaS1(9)由机械设计图10-3斑取区域系数zH2.433o(10)由机械设计图10-26查彳#a10.78,a20.86，则aa1a21.64。(11)许用接触力hH:h2680.82562.6Mpa621.7Mpa2计

28、算(1)试算dlt2ZhZe u 1h3 2 1.6 1.16 105,11 1.64(2.433 189.8)2621.74.513.5154.34mm(2)圆周速度Vditn2/6010000.898m/s(3)齿宽bdlt54.34mmdmntdltcos/Zi54.348s14/242.16mmh2.25mnt2.252.16mm4.86mmb/h11.18(4)计算纵向重合度0.318dZitan0.318124tan141.903(5)计算载荷系数K根据V=0.898m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.03,KHaKFa1.4;由机械设计表10-2查得使用系

29、数Ka1.25;由机械设计10-4查得精度等级为7级，小齿轮相对支承非对称布置时，Kh1.421；查机械设计图10-13得载荷系数：KKaKvKhKh1.251.031.41.4212.56(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10时1d1dlt(K/Kt)363.56mm(7)计算模数mnmnd1cos/zi2.57mm4.3.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为22KTiYcosYFaYSamn32d乙f1确定公式内的各计算数值(1)由机械设计图10-20C查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1620Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2

30、450Mpa(2)由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Khni0.86,Khn20.90;(3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由机械设计式10-12得：F1Ffn1fe1S0.866201.4380.86MpaF2FFN2FE2s0.904501.4289.29Mpa(4)计算载荷系数KK=KaKvKfKf1.251.031.41.352.43(5)根据纵向重合度1.903,从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88(6)计算当量齿数Zv1-z26.27cosZv2Nf-91.95cos(7)查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFa12.592,YFa22.

31、20(8)查取应力校正系数由机械设计表10-5查得Ysa11.596,Ysa21.78(9)计算大、小齿轮的YFaYsa/f并加以比较_-1YFa1Ysa1/f12.5921.596/380.860.01086Mpa_-1YFa2Ysa2/f22.201.78/289.290.01354Mpa大齿轮的数值大。2设计计算mn 30.01354 1.88mm22.43116000：cos14：212421.64对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数mn的大小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

32、模数与齿数的乘积）有关，可取mn=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径di63.56mm,算出小齿轮齿数Zid1cos/mn24.67,取Z225Z2iZi87.75,取Z2883几何尺寸计算低速级齿轮传动白几何尺寸如表4-3所示表4-3低速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2.5法面压力角n20螺旋角14.66分度圆直径di69.49d2244.51齿顶圆直径daldl+2hamn=69.49+212.5daldl+2hamn=227.40+212.569.60232.40齿根圆直径dfi=di2hfn=69.4021.252.5df2=d22hfmn=227.4021

33、.252.558.35221.15中心距z1z227952.5a2cos2cos14.66145.57齿宽B1bB245mm65704齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-4所示表4-4大齿轮2的结构代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1Di1.6d83.2轮毂轴向长LL(1.21.5)d78倒角尺寸nn0.5mn1.25齿根圆处厚度2.5mn6.25腹板最大直径DoDoda10mn207.4孔板分布圆直径D2D20.5(DoDi)145.3孔板直径d1d10.25(DoDi)31.05腹板厚CC0.3b2215轴的设计计算5.

34、1 高速轴的设计计算5.1.1 求高速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：PP13.96Kw,nn11440r/min,6P63.964T19.55106-9.551062.63104Nmmn114405.1.2 初步确定轴的最小直径先按机械设计式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，根据机械设计表15-3,取A0=112得d min3.963-144015.69mm5.1.3 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图5-1所示图5-1轴的设计示意图2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径d-为了使所选的轴

35、直径dlT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TcaKaT1=1.32.631043.419104Nmm。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GY3型联轴器，dw24mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L138mm。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I-II段的长度应比Li略短一些，现取Li-n=36mm。(2)初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据dn_m24mm,选轴承型号6305,其尺寸dXDXB=25mmX62mmx17mm,故dw汗d皿皿25mm。根据耳机减速器的图纸

36、取L.1VLv_川1781224mmo左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，取d-v30mmo(3)因为高速轴上的小齿轮的尺寸较小，故通常设计成齿轮轴。(4)轴承端盖的总宽度取为16mm。取端盖的外端面与联轴器端面间的距离为30mm,则L.w46mm。(5)取齿轮距箱体内壁的距离a=10mm,已知滚动轴承的宽度B=15mm,低速级小齿轮轮毂长L=70mm,由二级减速器的图纸可得LIVV1070102.51.586mm3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11.27查得平键截面bxh=6mmX6mm,键槽用键槽铳刀加工，长为22mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来

37、保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4确定轴上的圆角和倒角尺寸根据设计要求，取轴端倒角为1x455-2(a)所示5轴的校核(1)绘轴的受力图，见图(2)计算轴上的作用力：441.082.63101280Ntantan9A01iainiai20齿轮1FrFtn12800478Ncoscos13.17FaFttan1280tan13.17°300N(3)计算支反力垂直面支反力(XZ平面)，见图5-2(b)绕支点B的力矩和Mbz0,得d1Raz(Fr123Fa；)/(12347)41.08(478123300-)/170382N同理，Maz0Rbz(Fr47Fad1)/170(478 4

38、7 30041.082)/17096N校核：ZRazFrRbz964783820计算无误水平平面(XY平面)，见图5-2(c)同样，绕支点B的力矩和Mby0,得RayFt123/1701280123/170926N同理，May0RbyFt47/170128047/170354N校核：YRayRbyF92635412800计算无误(4)转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图，见图5-2(b)Mez左Rbz1239612311808NmmC处弯矩：CZBZMCZ右Raz473824717954Nmm水平面弯矩图，见图5-2(c)C处弯矩：MCYRby123(354)12343542Nmm(5)合成弯矩图

39、，见图5-2(d)C处：MC左Jm2cz左M2cyJ118082(43542)245115NmmMC右Jm2cz右M2cyJ179542(43542)247098Nmm(6)转矩及转矩图，见图5-2(e)T12.63104Nmm(7)计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-2(f)应力校正系数：a化/0b55/950.58T10.582.6310415254NmmD处:'MC左'MC右、MC左不）451151525447624NmmMx45115Nmm(8)校核轴径C剖面：dc3MC左0.11b347624:0.15520.53mm36mm强度足够5.2 中间轴的设计计算5.2.1 中

40、间轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：PP23.84Kw,nn2315.79r/min,_6P63.845T29.551069.551061.16105Nmmn2315.795.2.2 确定轴的最小直径先按机械设计式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。根据机械设计表15-3,取A0=112。得5.2.3 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图5-3所示图5-3轴的设计示意图2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。(1)由于dmin25.76mm,轴上开有两键槽，增加后轴径d=30mm取安装轴承处(该轴直径最小处)轴径d=30mm,则d.d30m

41、m0(2)初步选择滚动轴承。根据要求选深沟球轴承。参照工作要求并根据diu30mm,选轴承型号为6206,其尺寸为dxDxB=30mmx62mmx16mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6mm。(3)取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段II-III和IV-V的直径dn-mdiv-v34mm)两端齿轮与轴承之间米用挡油板定位。已知大齿轮轮毂的宽度为45mm,小齿轮的轮毂宽度为70mm。为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取L.w67mm,L-v42mm。两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,轴环处的直径d1V40mmo轴环宽度取1皿1V10mm。(4)由

42、二级减速器的内部轴上的装配可得Lt1610102236mmLv-vi1610102236mm3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du皿和dwv分别由机械设计课设计指导书表11.27查得平键截面bxh=10mmx8mm,长度分别为63mm,36mm,配合为业n6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；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m6o4确定轴上的圆角和倒角尺寸根据设计要求，取轴端倒角为2X45。5轴的校核(1)绘轴的受力图，见图5-4(a)(2)计算轴上的作用力:Ft22T2d25c 1.16 10521796N6

43、4.6齿轮2： Fr2tan nFt21796cosFa2Ft3齿轮3： Fr3Ft2 tan七2 datanFt31796tan20ocos14.66otan14.66o676N470NFa3_51.16 105 1241N186.911241cos 3Ft3 tan 31241tan 20ocos13.17otan13.17o464N290N(3)计算支反力垂直面支反力(XZ平面)，见图5-4(b)绕支点B的力矩和Mbz0,得RazFr2(64.539)(676 103.547062 NFa2曳Fa3与Fr339/1552264.6186.9129046439)/15522同理，MAZ0R

44、bzFr3(51.564.5)Fa2gFa35F351.5/15564.6186.91(464116470290-67651.5)/155150N校核：ZRazFr3Fr2Rbz624646761500计算无误水平平面(XY平面)，见图5-4(c)同样，绕支点B的力矩和Mby0,得RayFt2(64.539)Ft339/155(1796103.5124139)/1551512N同理，May0RbyFt3(51.564.5)Ft251.5/155(1241116179651.5)/1551525N校核：YRayRbyFt2Ft315121525179612410计算无误(4)转矩，绘弯矩图垂直平

45、面内的弯矩图，见图5-4(b)MCZ左Raz51.56251.53193NmmC处弯矩：MCZ右raz51.5Fa2d2/2319347064.6/218374NmmD处弯矩:Mdz 右Rbz 395850 N mm水平面弯矩图，见图5-4 (c)C处弯矩：McyRay 51.51512 51.577868 N mmD处弯矩：Mdy Rby 39 1525 39 59475N mm(5)合成弯矩图，见图5-4 (d)3MC左 JM 2cz左M2cy，31932778682 77933N mmMC右 JM 2cz右M2CY5/18374 2 77868 2 80006N mmD处：MD左 Jm2

46、dz左M2dyJ( 21252)2 594752 63158N mmMD右 7M2DZ* M2DY 58502 59475259762N mm(6)转矩及转矩图，见图5-4 (e)T2 1.16 105N mm(7)计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-4 (f)应力校正系数：a 化/ 0b 55/95 0.58T20.58 1.16 105 67280 N mmC处：-' - M C左 M C左 77933N mmM C右Jm 2c右( T2)2J800062672802 92280 N mmD处：M D左Jm2d左(T2)2J631582 672802 92280N mm-' -

47、 M D；& M D；& 59762N mm(8)校核轴径M c右 ° 104535C 剖面：dc 3 26.69mm 34mm,0.1化, 0.1 55强度足够Mdz左Rbz39Fa3d3/221252N m91/2D剖面：dd3MD左39228025.6mm34mm0.1ib.0.155强度足够。图5-4轴的校核图5.3 低速轴的设计计算5.3.1 求低速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：PP33.73Kw,nn389.97r/min,6Pq63735T39.55109.5510-3,9610Nmmn389.975.3.2 初步确定

48、轴的最小直径先按机械设计式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Ao=112,得d min1123： 3.73, 89.9738.76 mm5.3.3 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图5-5所示()vnVI图5-5轴的设计示意图2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dz-no为了使所选的轴直径dzn与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册，选用GY6刚性联轴器，其公称转矩为900Nm。半联轴

49、器与轴配合的毂孔长度L184mm)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I-II段的长度应比L1略短一些，现取Liii80mmo为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段左端需制出一轴肩，故取H-m段的直径diiiii48mm,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。根据设计要求选则深沟球轴承。参照工作要求并根据diiiii48mm,选轴承型号6210,其尺寸为dXDXB=50mmx90mmX20mm,故dwwdvivii50mm。(3)取安装齿轮处的轴段V-VI的直径dvVI52mm0齿轮的的左端与左端轴承之间采用挡油板和套筒定位。已知齿轮

50、毂的宽度为65mm,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Lvvi62mm0齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,则IV-V处的直径divv62mm0轴环宽度b1.4h,取LVVI4510102162mm。(4)考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6mm。已知滚动轴承宽度B=20mm,并根据中间轴的部分尺寸，得Lvivii20102335mmL1111V2010233mm(5)取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为30mm,端盖厚20mm,则Lii“I50mm。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键连接。由表11.27查得平键截面bxh=16

51、mmx10mm,键槽用键槽铳刀加工，长为56mm,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小；同样，联轴器与轴n6的连接，选用平键为12mmx8mmx70mm。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m6o4确定轴上的圆角和倒角尺寸根据设计要求，取轴端倒角为2X45。5轴的校核(1)绘轴的受力图，见图5-6(a)(2)计算轴上的作用力：齿轮3_53483Nl2T3C3.96105Ft2d3227.4oFrtanntan20Ft-3483o1310Ncoscos14.66FaFt tan3483 tan14.66o 911N(3)计算支反力垂直面支反力(XZ平面)，见图5-6 (b)绕支点B的力矩和M bz 0 ,得d,RAZ (Fr 48.5 Fa j)/(48.5 109.5)(1310 48.5 911