1、07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 1目 录全套图纸，加 153893706一.题目及总体分析2二.各主要部件选择3三.选择电动机3四.分配传动比4五.传动系统的运动和动力参数计算5六.V 带传动设计6七.设计高速级齿轮8八.设计低速级齿轮13九.设减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计22轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计30十.润滑与密封32十一.箱体结构尺寸32十二、减速器附件的设计33十三.设计总结3407 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 2十四.
2、参考文献34一、设计任务题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：传动方案 输送带的牵引力 F,(KN) 输送带的速度v,(m/s) 提升机鼓轮的直径D,(mm)1 7 0.5 2901) 输送机运转方向不变，工作载荷稳定2) 输送带鼓轮的传动效率取为 0.973) 工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时自定条件减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均
3、匀的现象。因为斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小，故高速级做成斜齿，低速级做成直齿。整体布置如下：图示 1 电动机,2 为带轮,3 低速级齿轮传动,4 高速齿轮传动,5 为联轴器07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 36 为输送带鼓轮I 输入轴，II 中间轴， III 输出轴， IV 卷筒轴.辅助件有:观察孔盖,油标和油尺 ,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.二、各主要部件选择目的 过程分析 备注动力源 三相交流电 电动机齿轮 斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小。直齿经济。 高速级做成斜齿，低 速级做成直齿轴
4、承 输入轴（1 轴）和中间轴（2 轴）有一定的轴向力，输出轴（3 轴）的轴向力较小。 圆锥滚子轴承和深沟 球轴承联轴器 经济性和实用性并存 弹性联轴器三、选择电动机目的过程分析 结论类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择选择全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机，电压380，系列功率查表确定各部分的效率：带传动效率：0.961滚动轴承传动效率(4 对)：0.992闭式齿轮传动效率(2 对)：0.973弹性联轴器的传动效率(1 个)：0.994输送带鼓轮的传动效率：0.975传动的总效率为： 421345=0.960.9940.9720.990.97=0.833电动机所需工作功率为：要求电动机输出功
5、率为4.201KWrP07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 4KW/wdPK=70000.5/1000 KW=3.5 KW10FVPd=3.5/0.833KW =4.201KW型号确定电动机转速滚动轴工作转速：n=601000V/D=6010000.5/(290)= 32.93 r/min通常，V 带传动的传动比常用范围为 i1=2 4,两级圆柱齿轮减速器为840, 则总传动比的范围为 i=16160，故电动机的转速可选范围为：2in=(16160)32.93r/min=(526.885268.8)r/min符合这一范围的同步转速有 750，1000，150
6、0 和 3000r/min，但由于750 r/min 型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，不可取, 3000r/min价格高，转速过高,也不可取。所以在 1000 r/min 与 1500 r/min 两种中选取，见下表：电动机转速n（r/min）方案电 动 机型 号额定功率（KW） 同步转速满载转速电 动 机质量kg总传动比 ai1 Y132S-4 55 1500 1440 68 43.732 Y132M2-6 55 1000 960 84 29.15综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，总传动比等因素，选择方案1。 选用型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机四、计算总的传动比并分配
7、各级传动比目的 过程分析 结论07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 5分配传动比由选择的电动机满载传速 =1440 r/min，工作机的转速mn32.93r/min，得转动装的总传动比为：wnia= / =1440/32.93=43.73mw因总传动比 等于各级传动比的乘积，即：aiia = i1i2i3因为展开式两级圆柱齿轮减速器高速级传动比（i 1= ）为是各i)4.(级传动比相接近取带轮传动比 31i则减速器的传动比 i= ia / i1=43.73/3=14.576则 减速器第一级传动比 i 2= =4.517i4.减速器第二级传动比 i 3=14.
8、576/4.517 =3.22731ii2=4.517i3 =3.227五、计算传动装置的运动和动力参数目的过程分析07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 6传动系统的运动和动力参数计算将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号为 0 轴（电机轴） ，1 轴，2 轴，3 轴，4 轴，各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；各轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。电动机的输出功率、转速和转距分别为：=Pd no =nm=1440 r/min T0
9、= 9550P0/n000 轴（电机轴）=4.201KW0Pno=nm=1440 r/min=9550 / =27.86T0mN1 轴(高速轴) = =0.964.201=4.033 KW1n1= no/ =1440/3=480 r/min=9550 / =95504.033/480=80.24 mN2 轴(中间轴)= =4.0330.990.97=3.873KW2P1= / =480/4.517=106.265 r/minn=9550 / =95503.783/106.265=348.0652T 3 轴（低速轴）= =0.990.973.873=3.719 KW32= / =106.265/
10、3.227=32.930 r/minn=9550 / =95503.719/32.930=1078.543T mN4 轴（滚筒轴）P4= =3.7190.990.99=3.645 KWn4= / =32.930/1=32.93 r/minT4=9550 / =95503.645/32.93=1057.08 13 轴的输出功率和输出转矩则分别为个轴的输入功率和输入转矩乘轴承效率 04 轴运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表格，如下： 功 率 P（KW） 转 矩 T（ ）mN轴 名输入功率 输出功率 输入转矩 输出转矩转 速n（ r/min）传 动 比i效 率电机轴 4.201 27.86 1
11、440高速轴 4.033 3.993 80.24 79.44 480 3 0.96中间轴 3.873 3.834 348.065 344.58 106.265 4.517 0.96低速轴 3.719 3.682 1078.54 1067.75 32.93 3.227 0.96卷筒轴 3.645 3.609 1057.08 1046.51 32.93 1 0.9807 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 7六、设计 V 带目的 过程分析 结论确定计算功率Pac由表查得工作情况系数 1.1,故 AK= =1.15.5=6.05kwcapAm 1.1AK=6.05kw
12、cap选取V 带带型根据上面的数据由图 8-8 确定选用 A 型普通 V 带. 选用 A 型普通 V 带确定带轮基准直径由表 8-3 和 8-7 取主动轮基准直径 =112 mm。1d带传动的传动比 i=3；则 = i=1123=336 mm2d根据表 8-7，取 =355 mm。2d验算带的速度 v=d d1n1/(601000)=(3.141121440)(601000)=8.44 m/s35 m/s 因此带的速度合适。=112 mm1d=355 mm2v=8.44 m/s确定V 带的基准长度和传动中心距根据 0.7（ + ） 2（ + ）,初步确定中心距1d2oa1d2=600 mmoa
13、带所需的基准长度 2, 112()2()4ddodoLa=2 600+ （112+355）+(355-112) 2/(4600)=1958.1 .3mm由表 8-2 选带的基准长度 =2000 mmdL实际中心距 ao+（L d-Ldo）/2=600+（ 2000-1958.1）2=620.95mm=2000 mmdL620.95 mma验算主动轮上的包角 =180 O-(dd2-dd1) 57.50/a =180-(355-112)57.5620.95 = 157.5120=157.512007 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 8主动轮上的包角合适计算V
14、带的根数 z由 =1440r/mim， =112 mm，i=3，1n1d查表 8-5c，表 8-5d 取得p0=1.62kw0.17kw查表 8-8 得 0.93,查表 8-2 得 1.03,则KLK=6.05(1.62+0.17)0.931.03=3.53()caoLpZ取 z=4 根V 带的根数z=4计算预紧力 oF查表 8-4 得 q = 0.10 kg/m = =158.4 N2.50(1)capvvzK 预紧力F0=158.4N计算压轴力 pF=2zF0sin(/2)=1322.46N=2 4 158.4 sin(157.5/2)=1242.85N压轴力=1242.85Np带轮结构设
15、计带轮材料选择：采用铸铁，材料牌号为 HT150小带轮 112mm300mm,采用腹版式3.2m大带轮 =355mm 355-112=243mm100mm2d采用轮辐式由课本表 8-10 可得e=15mm,f=10mm, =2.75mmah则带轮宽度B=(Z-1)e+2f=(4-1) 15+2 10=65mm小带轮的外径da1= +2 =112+2 2.75=117.5mmdah 小带轮采用腹版式大带轮采用轮辐式带轮宽度B=65mmda1=117.5mmda2=360.5mm07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 9大带轮的外径 da2= +2 =355+2
16、2.75=360.5mmdah根据带的截型，查表 8-10 可以确定轮槽齿寸;带轮的其他尺寸可参照图 8-12 的公式计算得到。张紧装置使用张紧轮，防在松边的内侧，靠近大轮，轮槽尺寸与带轮相同，直径小于小带轮直径。七、设计高速级齿轮目的 过程分析 备注选精度等级、材料和齿数选用斜齿圆柱齿轮传）选用级精度）材料选择。小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。选小齿轮齿数 10，大齿轮齿数 2iZ1=4.51720=90.34 取 2=91选取螺旋角。初选螺旋角 4 两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，所以法向压力角 20 10 2=91i2=4.51
17、7按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 321 )(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选 6.tK（）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图查得 75.018721（）计算小齿轮传递的转矩MNnPT451502.840/39/9（）由表选取齿宽系数 d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限PaH601lim H502limT4102.807 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 10按齿面接触强度设计（）由式计算应力循环次数91 1032.)6308
18、1(4060 hnjLN92 .75./3.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 8.1HNK.2HN（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSKHNH 5346089.1lim1 62li22HH 20/)(/)(1按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得tdmdt 45.35208.1943.17.562.10483 21 （）计算圆周速度smnvt /.03061 （）计算齿宽及模数 ntmdbt 451Zmnt 93.201cos3cos6.984.5/ 822.hbnt（）计算纵向重合度 586.14tan2013.ta31.0
19、d（）计算载荷系数 K已知使用系数 A根据 ，级精度，由图查得动载荷系数smv/.4073.1VK由表查得42.15.3102.)16.0(8.2.2 bdH由图查得 35.FK假定 ，由表查得mNdtA/1 .FHK故载荷系数 8214.07.1HVA（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得纵向重合度又称轴向重合度07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 11按齿面接触强度设计 mKdtt 87.56.1/82.45.3/31 （）计算模数 nmZn 71.20cos7.cos1 mdn71.285按齿根弯曲强度设计由式 321csFSdnYZYKT
20、m）确定计算参数（）计算载荷系数74.135.207.FVAK（）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数586186.0Y（）计算当量齿数61.94cos8.203321ZV（）查取齿形系数由表查得 80.1FaY20.Fa（）查取应力校正系数由表查得 5.1Sa78.12Sa（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE3802（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数90.1FNK.2FN07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 12按齿根弯曲强度设计 （）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaKF
21、ENF 43.21.50911 S86822（）计算大小齿轮的 并加以比较：FaY0164.8.2373521FSaFY大齿轮的数据大）设计计算 mmn 458.2016.62.104cos54.713 2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲n疲劳强度计算的法面模数，取 2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时nm满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来md87.51计算应有的齿数。于是由 6.2.4cos875cos1ndZ取 ，则 取 Z2=10021Z392.412i齿数 9521Z确定 mn 时取 较FSaY大的，安全。几何尺寸计算）计算中心距
22、mmZan .1574cos.)0(cos)(21 将中心距圆整为 157.5mm）按圆整后的中心距修正螺旋角 47.15.72)0(arcos2)(arcos1 Zn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ中心距 ma5.17螺旋角 4.07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 13几何尺寸计算）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmZdn2.5847.1cos0.6.2221）计算大、小齿轮的齿根圆直径 dnf 95.21.52.85. 0621 ）计算大、小齿轮的齿顶圆直径mhaa 6.32211 ）计算齿轮宽度 db8.56.1圆整后取 ；mB021
23、分度圆直径 md2.58621齿根圆直径 f9.102齿顶圆直径 mda506.321所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮 齿轮宽度 mB65102验算NdTFt 35.8.5641 mbKtA /10/7.9.2假设正确假设正确八.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程 备注选定齿轮精度等级、材料及齿数 ）选用级精度）由表选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS。）选小齿轮齿数 ，21Z大齿轮齿数 763i取 682 21Z 68两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角 2007 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英
24、14按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(2.HEdtt ZuTkd）确定公式各计算数值（）试选载荷系数 .tK（）计算小齿轮传递的转矩mNnPT065.348 265.10/873.5.9/192（）由表选取齿宽系数 d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 52li（）由式计算应力循环次数81045.2 )16308(16.6 hjLnN75.27.3/（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 95.01HNK9.02HNK（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全
25、系数为 S=1，由式得MPaSHNH 2.580697.01lim1 K9.438.2li2）计算（） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 58.96).54318(27.065.348.1231 i=3.227T065.348代入 中的较H小值是为了使得出的d 偏大，使齿轮更安全07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 15按齿面接触疲劳强度设计（） 计算圆周速度 vsmndvt /5374.01602.58.9106（） 计算齿宽btd1（） 计算齿宽与齿高之比模数 mZmtnt 6.42158.91齿高 3.95.0/8.96/hbnt
26、（） 计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图查得动smv/5374.0载荷系数 1V假设 ，由表查得NbFtA/2.HK由表查得使用系数 1AK由表查得43.158.961023.)16.0(8.12.23bdH由图2查得 5FK故载荷系数 8.143.20.1HVAK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 mdtt 65.07./58.96/331 （）计算模数Zm1.2/.07/1 小齿轮相对支承非对称布置 是按齿面接触疲劳HK强度设计时使用的齿向载荷分布系数由式得弯曲强度的设计公式为 31FSdnYKT07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 1
27、6按齿根弯曲强度设计）确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 382（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数90.1FNK9.2FN（） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式得MPaaSFENF 43.214.150911 K7938222（） 计算载荷系数 .15.0.1FVA（）查取齿形系数由表查得 76.21FaY9.2Fa（）查取应力校正系数由表查得 5.1Sa85.12Sa（）计算大小齿轮的 ，并比较FY0156.7.24981343621FSaFY大齿轮的数据大）设计计算 mm47.30156.21806
28、5.33 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，可取有弯曲强度算得的模数 3.47，并就近圆整为标准值3.5。 是按齿根弯曲强度设FK计时使用的齿向载荷分布系数确定 mn 时取 较FSaY大的，安全。两对直齿的模数23.5。 07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 17按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径 md65.107算出小齿轮齿数 取.3/1Z31Z大齿轮齿数 取07.127.312i02 齿数 1032Z几何尺寸计算）计算分度圆直径 mmZd5.3.10821）计算齿顶圆直径 a .60)21(.)(221
29、1 ）计算齿根圆直径mZmdf 75.34).(5.3)(9.2211 ）计算中心距 a21/)08(/)(21）计算齿宽 db5.1.1取 mB02 分度圆直径： md5.31082齿顶圆直径： ，a0.621所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径： mdf75.34921中心距a齿宽 mB1052验算 NdTFt 6145.1084321mbKtA /0/.9.6合适假设正确九轴的设计与校核07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 181输入轴及其轴承装置、键的设计 目的 过程分析 结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率
30、 min/480n,03.411 rkwP转 速转矩 mNT2.81求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮（齿轮 1）的分度圆直径为 d =56.8mm1法面压力角为 a =20n螺旋角 47.NFadTtantrt 1.7294.1tan35.2806costcos35.28.6048211 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 ,（以12A下轴均取此值） ，于是由式初步估算轴的最小直径,取 23mmmnPAd 7.2480/3.12/3min这是安装 V 带轮处的直径,为使其与 V 带轮配合. 取 d- =23mm4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）为满足 V 带轮
31、的轴向定位要求， 轴段右端需制处一轴肩，故取 段的直径 ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈27 d直径 。带轮与轴配合的毂孔长度 ，为了保证轴端挡圈D30mL651只压在带轮上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 略短一些，现取1。ml6（b）初步选择滚动轴承初步选取深沟球轴 6306，其主要用于于高速及主要承受径向载荷和刚性较大的轴上。查得 C=21.68KN,C0=14.81KN,n=12000r/min1按额定动载荷计算 C= =19371.40.070.1d ，取 h5mm ，则轴环处的直径d 602570mm。轴环宽度 b1.4h7mm，取 l =10mm。设齿轮距箱体内
32、壁之距离为 a, 取 a=16mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，s 8mm所以 l =s+a+(65-60)/2+(60-58)=8+16+2.5+2=28.5mml =s+a+(115-113)=8+16+2=26mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。3). 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键联结. 按 d 60mm 由表 6-1 查得平键截面 bh=18mm11mm (键宽和键高),按 l =58mm 由表 6-1 取平键长度 L=45mm由 d 50mm 查表 6-1 选择 b h =14mm9mm ,1由 l =119mm 查表
33、 6-1 选择 L =100mm 轴径尺寸：d =40mmd 44mm d 50mm d 70mmd 60mmd 44mmd =40mm轴长尺寸:l =27mml =26mm l=113mml =10mml =58mml =28.5mml =27mm07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 25由 l =112mm 查表 6-1 选择 L =100mm , 14) . 确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表 152，取轴段倒角为 145，各轴肩处的圆角半径为 R2mm。 （5）求轴上的载荷由轴的结构图作出轴空间受力简图简图如下, 从轴的弯距扭距图中可以看出截面 C 是
34、轴的危险截面.现将计算出截面 C 处的 M,如下: (由于这里的轴承度影响不大 ,取轴承宽度的 1/2处为支承点)AD=L =27/2+26+112/2=95.5mm 1DC= L =112/2+10+58/2=95mm 2CB= L =58/228.527/2=71mm3支反力:水平面 H: R (L +L +L )=F (L + L )+F L =4813.68NAx123t23t23R (L +L +L )= F L + F (L +L )=4334.2NBt11垂直面 V: R (L +L +L )=F (L + L )+F L =1760.9N y123r23r23R (L +L +
35、L )= F ( L +L )+ F L =1600N11By弯矩 M 水平面 H: M = R L =4813.68 95.5=459706.442DAxmNM = R L =4334.2 71=307728.2CB3画出它们的水平弯矩（下页）：d =38mmd =38m07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 26垂直面 V:D 处左侧弯矩， mNLRMAyD 95.168.9517602D 处右侧弯矩, dFa .1602/3C 处右侧弯矩 ByC 3C 处左侧弯矩 a./2计算合成弯矩并画出合成弯矩图C 处右侧合成弯矩：C 处右侧合成弯矩 mNMC 8.
36、3206.07813622C 处左侧合成弯矩 1.4.9.5 222D 处右侧 DD 538.96854702处左侧 mNMZX .9.1.62222（6）按弯距合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面,即危险截面 D 的强度.当扭转切应力为脉动循环变应力时，取 =0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力（弯距取较大的 ）538.49Nm07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 27查表 15-4，轴的抗弯截面系数W= =11481.79688 (d=50,b=14,t=2.50)dtb2)(3MP63.42/)(W
37、TMCcaa前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 =60 1MP a因此 =42.633 =60 MP ，故安全caaP1a安全3、低速级轴的设计目的过程分析 结论07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 28输出轴及其轴承装置、键的设计已知：输出功率 =3.719kwp3输出转速 =32.930r/minn输出转距 =1078.54T3mN（1）选材由于碳钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢造轴尤为广泛，其中最常用的是 45 钢。所以选择轴的材料为 45 号钢，
38、调质处理。（2）作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮（齿轮 4）的分度圆直径为 d =353.5mm4法面压力角 a =20n求： 齿轮 4 所受的圆周力 F = =21078.54/0.3535=6102.065Nt432dT径向力 F = F =2220.97Nrtna（3）初步确定轴的最小直径查表 15-3, 取 A =1120由公式 15-2 初步估算轴的最小直径d =A =112 =54.14mm 取 55mmmin203P93.271输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径 与联轴器孔径相d适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查TkAca3表 141 取 1.5。kA=
39、1.51078.54=1617.81Tca3mN按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5214-1985 或手册，选用 HL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000 ，半联轴器的孔径 d=55mm，长度 L=142mm，与轴配合的毂mN轮长度 107mm。 （4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案：轴的材料同上选用 HL5 型弹性柱销联轴器半联联轴器长度L142与轴配合的孔长度 m107初选型号为 6014的深沟球轴承 2017TDd07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 29输出轴及其轴承装置、键的设计轴装配联轴器，-轴段装配轴承，
40、轴段装配齿轮 4，轴段- 装配定位套筒和轴承。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）因为 55mm，d 61mm,d d 70mm，而 毂轮长度 mm，取 l =107mm。107l（b）初步选择滚动轴承用上两轴选定轴承方法选取深沟球轴承，根据 d 70mm，选取6414 型，其内径 d=70mm, 外径 D110mm, 轴承宽 B20mm，所以取l =20mm。(c) 取安装齿轮处的轴段的直径 d =80mm，为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度 b=110mm，可以取 l 108mm 。齿轮的右端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由 h=(0.07
41、0.1)d 计算出 h=6mm，所以d =92mm。轴环宽度 b ，取 l =12mm， m4.86.14h右端齿轮右端是由轴的端面定位的，所以 d =80mm。右端齿轮左端由一轴承端盖来定位，轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离为 30mm，故取l =50mm。(d) 设齿轮距箱体内壁之距离为 a， 取 a=16mm, 考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8mm, 则可计算l =B+s+a+(110-108)=18+8+16+2=44m
42、m取中间轴上齿轮 2(大齿轮)和齿轮 3(小齿轮) 的距离 c=15mm, 齿轮 3 与箱体内壁的距离亦设为 a=16mm,所以会有:15+108+16= +12+ l2105所以: l =124.5mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。3). 轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联结.按 d =80mm 由表 6-1 查得平键截面 bh=22mm14mm 按 l =108mm 由表 6-1 取平键长度 L=90mm因为齿轮不在轴端,故采用平头平键,轴-的键槽用盘铣刀铣出.联轴器与轴的联接,轴径尺寸：55mmdd 61mmd 70mm d =80mm d=92mmd =
43、80mmd 70mm轴长尺寸：l =107mm l=50mml =20mm l=124.5mm l =12mml 108mml =44mm07 年机械设计课程200530500204 05 机化 2 班 冯帼英 30输出轴及其轴承装置、键的设计由 d =55mm 查表 6-1 选择 b h =16mm10mm , 1由 l 107mm 查表 6-1 选择 L =90mm ,选择常用于轴端与毂类零件的联接的圆头平键.4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 ,取轴-端倒角为 145取轴-端倒角为 145各轴肩处的圆角半径 R2。（5）求轴上的载荷由轴的结构图作出轴的受力简图如下,将轴承的
44、支点近似的设在轴的中点,所以下图L =4420/2+108/2=88mm1L =108/2+12+124.520/2=200.5mm2L =20/250+107=167mm3求载荷支反力:水平面 H: F （L L ）F L2NH12t42F （88200.5 ）6102.065 200.5F 4240.776N2NHF （L L ）= F L 1NHt41F （88 200.5）6102.065 88F =1861.288N1NH垂直面 V: F （L L ）F L2V2r42F （88200.5 ）2220.97 200.5NF 1543.52N2NVF （L + L ）= F L 1NV3r41F （200.5 167）2220.97 881F =531.8N1NV
