1、湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋机械工程 学院（系、部） 2008 2009 学年第 一 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 职称 副教授 学生姓名 专业班级 学号 题 目 链式运输机传动装置设计 成 绩 起止日期 2008 年 12 月 15 日 2008 年 12 月 26 日目 录 清 单序号 材 料 名 称 资料数量 备 注1 课程设计任务书 12 课程设计说明书 353 课程设计图纸 4 张2湖南工业大学课程设计任务书2008 2009 学年第一学期机械工程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 06-1 班级课程名称： 机械设计课程设计 设计题目： 链式运输机传动装置
2、设计 完成期限：自 2008 年 12 月 15 日至 2008 年 12 月 26 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数运输链牵引力（F/KN）：4输送速度 V/(m/s)：0.5链轮节圆直径 D/(mm)：263工作条件：三班制，使用年限 10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差5%.二、设计任务传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、设计工作量（1） 减速机装配图 1 张；（2） 零件工作图 23 张；（3） 设计说明书 1 份（60008000 字） 。起止日期 工作
3、内容12.15-12.17 传动系统总体设计12.18-12.20 传动零件的设计计算；12.21-12.25 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书进度安排12.26 交图纸并答辩3主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.指 导 教 师 （签字）： 年 月 日系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字）： 年 月 日（机械设计课程设计）设 计 说 明 书（链式运输机传动装置设计）起止日期： 2008 年 12 月 15 日 至 2008 年 12 月 26 日学 生 姓 名班 级学 号成 绩指
4、导 教 师 (签 字 )4机械工程学院（部）2008 年 12 月目 录一、传动方案图-（5）二、设计方案分析-（6）三、各轴的转速，功率和转速-（7）四、传动零件设计计算-（8）1、V 带轮设计计算-（8）2、高速级直齿圆柱齿轮设计计算-（10）3、低速级直齿圆柱齿轮设计计算-（14）五、轴系零件设计计算-（19）1、高速轴设计计算-（19）2、中间轴设计计算-（20）3、低速轴设计计算-（22）4、轴承的校核-（30）六、键的选择及计算-（ 32）5七、减速器附件选-（34）八、心得体会-（35）九、参考资料-（35）十、附图一、 传动方案图设计链式运输机的传动装置传动方案可参考图项目 设
5、计方案 6运动链牵引力 F/(KN) 46输送速度 V/(m/s) 0.5链轮节圆直径 D/(mm) 263每日工作时间 h/小时 8传动工作年限/年 10计算与说明 主要结果二、设计方案分析本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥- 圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥- 圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。1、选择电动机的类型和结构按工作要求选用笼型三相异步电动机，电压 380V2、电动机所需工作功率：(其中 取 0.96)40.1679wFVPkww传动装置的总效率： 432123,0.978v.圆 柱
6、 斜 齿 轮 效 率 取滚 动 轴 承 效 率 取联 轴 器 效 率 取带 传 动 效 率 取 ，电机所需的功率为: wdP1.672.0k8技术参数，选电动机的额定功率为 2.2KW 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由第十九章表 191 所示三相异步电动机的3、传动比的计算与分配 卷筒轴工作转速为 60160.529.1/min3Vn rD:由表 2-2 可知，一级圆锥齿轮一级圆柱减速器一般传动比为 840，则符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min,1500r/min.由于 750r/min 无特殊要求，不常用，故仅用 1000r/min 和 1500r/min
7、 两种方案进行比较。选用前者电动机型号 额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）额定转矩（KN/m）=1.67kwwPPd=2.02kw= n29.1/mir7Y112M-6 2.2 1000 940 2.2总传动比: 94032.1.i总i 总 =32.31计算与说明 主要结果考虑齿轮润滑问题，大齿轮应有相近的浸油深度，查资料得 i2=（1.21.3）i 3，取 i2=1.2 i3，v 带传动比 i1=2.5，总的传动比 i 总 =i1 i2 i3其中 i 总= 32.31 i1v 带传动比；i2高速圆锥齿齿轮传动比；i3低速直齿齿轮传动比。所以传动比分配为i1=2.5，
8、i 2=3.77，i 3=3.14。三、各轴的转速，功率和转速1、各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min） 。轴：n 1=940轴：n 2=n1i 1轴：n 3=n2i 2轴 ：n 4=n3i 32，各轴的输入功率（kw）12243342.0.0.98.41.86167.7.2dP3，各轴输入扭矩的计算 ()Nm:i1=2.5i2=3.77i3=3.14n1=940 r/minn2=376 r/minn3=99.73r/minn4=31.76r/minP1=2.02kwP2=1.861 kwP3=1.767kwP4=1.682 kw86641122665
9、33449.509.50251041.8.779.509.5092103.1.1.8.7PTnTnP 412534.07.69081TNmT:计算与说明 主要结果9将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴号 输入功率 P/KW 转矩 T/n.mm 转速 n/r/min 传动比 2.02 2.940 1 1.861 4.727 104 376 2.5 1.767 1.692 105 99.73 3.77 1.682 5.058 105 31.76 3.14四、传动零件设计计算1、V 带轮设计计算带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。要求分析：已知电动机功率 p=2.02kw,传动比 i1=2.5，
10、每天工作 8 小时。（1） 、确定计算功率 Pca由表 8-7 查得工作情况系数 KA=1.1，所以1.1 2.02=2.222KWcaAPK（2） 、选择 v 带的带型根据 Pca、n 1由图 8-11 选用 A 型。（） 、确定带轮的基准直径 dd1并验算带速 v1）初选小带轮的基准直径 dd1。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 dd1106mm2）验算带速 v。按式（8-13）验算得13.410695.21/60dnms因为 5m/sv30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a） ，计算大带轮的基准直径 d 2d i 1.d 2.5 106mm26
11、5mm2dd根据表 8-8。圆整为 dd2280mm4）确定 v 带的中心距 a 和基准长度 Lda、 根据式（8-20） ，初定中心距 a 500mm。0b、 由式（8-22）计算带所需的基准长度 221010()2()43.486506516.8dddLmPca=2.222kwdd1=106mmv=5.21m/sdd2=265mma0=500mm计算与说明 主要结果10由表 8-2 选带的基准长度 Ld=1600mmc、 按式（8-23）计算实际中心距 a1。00216549dam中心距的变化范围为 4351m:5）.验算小带轮上的包角 a 1218057.60.3496da6）.计算带的
12、根数 z1）计算单根 v 带的额定功率 Pr。由 dd1=106mm 和 n1=940r/min，查表 8-4a 得 P0=1.15kW根据 n1=940r/min，i 1=2.5 和 A 型带，查表 8-4b 得p o=0.11kw。查表 8-5 得 ka=0.96，表 8-2 得 kl=0.89，于是Pr=(p0+p o) ka kl=(1.15+0.11) 0.96 0.89kw=1.077kw2)计算 v 带的根数 z。2.81.607carPZ所以取 3 根。7） 计算单根 v 带的初拉力的最小值（f 0）min由表 8-3 的 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m，所以20m
13、in(2.5)().1.50.1539.8acKPFqvzN应使带的实际初拉力 Fo1.5(Fo)minLd=1600mma=490mm16.4a0.1PkwPr=1.077kwZ=3=93.10min()F81N1112计算与说明 主要结果8）.计算压轴力 Fp压轴力的最小值为(Fp)min=2Z(F0)minsin( )2a=2 3 93.181 sin( ) 146.=535.22N带型 小带轮直径（mm） 中心距（mm） 根数 小带轮包角（ ）A 106 490 3 161.42、高速一级圆锥齿轮设计计算因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同
14、样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表 10-1 选择：小齿轮材料为 4Cr，调质处理，齿面硬度为 241286HBS大齿轮材料为 45 号钢，调质处理，齿面硬度为 217255 HBS（1）确定许应力A、确定极小应力 Hlim和 Flim齿面硬度：小齿轮按 280 HBS，大齿轮按 220HBS，二者材料硬度差为 60HBS。由图 10-21d 按齿面硬度查得接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。由图 10-20c 按齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。B.计算应力循环数 N，由式
15、10-13 计算 NN =60n2jLh= ( )1=1.N2=N1i2C.计算许应力1）计算接触疲劳许应力(Fp)min=535.22NHlim1=600MpaHlim2=550MpaFlim1=500MpaFlim2=380MPaN1=1.N2=4.13计算与说明 主要结果取失效概率为 0.01，安全系数 S=1，由式（10-12）得由图 10-19 取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90,Khn2=0.95MPa10.96FNESMPa2252)计算弯曲疲劳许应力。由图 10-20c 查得弯曲疲劳强度强度极限, .150FEMPa2380FEPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1
16、=0.85,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全数系数 S=1.4,由式(10-12)得10.854FNS223.E3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1)选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮.2)选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度(GB 10095-88).3)初选参数Z1=21,Z2=21 3.77=79.17,取 Z2=804)初步确定齿轮的主要尺寸因为电动驱动,有轻微震动,根据 V,7 级精度,由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.12;直齿轮,K ha=Kfa=1;由表 10-2 查得使用系数 KA=1;由表 10-4 用插值法查
17、得 7 级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.423.故载荷系数K=KA KV Kha KHB=1 1.12 1 1.423=1.594初步计算出齿轮的分度圆直径 d1,m 等主要参数和几何尺寸.1 试算出小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值.=540Mp1Fa=522.52FMPa303.1F57Mpa238.2F86MPaZ1=21Z2=80Kv=1.12Kha=Kfa=1KA=1KHB=1.423K=1.59414计算与说明 主要结果1533 221421().508.789.2. ()355tEt dHKTiZdm2 计算圆周速度 v12603.45.8376./td
18、nms3 计算齿宽 bb= d1t =1 53.08=53.08mm4 计算齿宽与齿高之比 h模数 153.082.79ttmz齿高 h=2.25 mt=2.25 2.79=6.28mm=bh46285 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得 331.594.086ttKdm6 计算模数 m15.2.9dz(5)按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为321()FaSdYKTmzd1t=53.08mmv=1.04m/sb=53.08mmmt=2.79=8.45bhd1=56.81mmm=2.99mm16计算与说明 主要结果） 计算载荷系数 K，由 =8.
19、45，K HB=1.423，bh查图 10-13 得 KFB=1.35。故K=KA KV KFa KFb=1 1.12 1 1.35=1.512） 查取齿型系数，由表 10-5 得Yfa1=2.65，Yfa2=2.226） 查取应力校正系数，由表 10-5 查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。） 计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY=0.0137912.6518307FaS=0.0173424FaSY大齿轮的数值大） 设计计算：332142().5.70.1739.FaSdYKTmz对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的
20、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。可取由弯曲强度算得的模数 1.95 并就近圆整为标准值 m= 2 mm，按接触强度算得的分度圆直径d = 56.81 mm，算出小齿轮齿数 Z1= =28.4，取1 56.81dmZ1=29大齿轮齿数 Z 2=29 3.77=109.33，取 Z2=110这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。KFB=1.35K=1.512Yfa1=2.65Yfa2=2.226Ysa1=1.58Ysa2=1.764m=1.95mmZ1=
21、29Z2=11017计算与说明 主要结果（6）几何尺寸计算。1）计算分度圆直径d =Z1 m=29 2=58mmd2=Z2 m=110 2=220mm2）计算中心距：a= 221()16m3） 计算齿轮宽度 b= d =1 58=58mm1取 B2=58mm，B 1=63mm小齿轮 大齿轮齿数 29 110直径 d（mm ） 58 220齿宽 b（mm ） 63 58模数（mm） 2中心距 a（mm） 1163、低速一级直齿圆柱齿轮设计计算因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材
22、料由表 10-1 选择：小齿轮材料为 4Cr，调质处理，齿面硬度为 241286HBS 大齿轮材料为 45 号钢，调质处理，齿面硬度为 217255 HBS（1） 确定许应力A.确定极小应力 Hlim和 Flim齿面硬度：小齿轮按 280 HBS，大齿轮按 240 HBS，二者材料硬度差为 40HBS。由图 10-21d 按齿面硬度查得接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。d1=58mmd2=220mma=116mmb=58mmB1=63mmB2=58mmHlim1=600MPaHlim2=550MPa18计算与说明 主要结果19由图 10-20c 按齿轮的弯曲疲
23、劳强度极限Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。B.计算应力循环数 N，由式 10-13 计算 NN =60n1jLh=60 140.8 1 ( )1N =28136.04iC.计算许应力1）计算接触疲劳许应力取失效概率为 0.01，安全系数 S=1，由式（10-12）得，由图10-19 取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90,Khn2=0.95MPa10.96FNESMPa2252)计算弯曲疲劳许应力。由图 10-20c 查得弯曲疲劳强度强度极限FE1=500MPa, FE2=380MPa.由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全数
24、系数 S=1.4,由式(10-12)得10.854FNES223.3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1)选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮.2)选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7级精度(GB 10095-88).3)初选参数Z1=24,Z2=24 3.14=75.36,取 Z2=76Flim1=500MpaFlim2=380MPaN1=6.N2=1.540MPa1F522.5M2Pa303.571FMPa238.862FMPa204)初步确定齿轮的主要尺寸因为电动驱动,有轻微震动,根据 V,7 级精度,由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.
25、11;计算与说明 主要结果21直齿轮,K ha=Kfa=1;由表 10-2 查得使用系数 KA=1;由表 10-4 用插值法查得 7 级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.422. 选用载荷系数 =1.3t故载荷系数K=KA KV Kha KHB=1 1.11 1 1.422初步计算出齿轮的分度圆直径 d1,m 等主要参数和几何尺寸。1.试算出小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值.33 231522().69104.89.()574.8tEtdTiZdm2 计算圆周速度 v1360.47.89.tdnv3.计算齿宽 bb= d1t =1 74.184.计算齿宽与齿高之比 h模
26、数 mt= 174.82tzZ齿高 h=2.25 mt=2.25 3.09.69bh5.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得331.56427.89ttKdmK=1.5642d1t=74.18mmv=0.387mmb=74.18mmmt=3.09h=6.96mm10.6bhd1=78.9mm计算与说明 主要结果22计算模数 m178.924dZ(5) 按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为321()FaSdKTYmz1)计算载荷系数 K，由 =10.66，K HB=1.423，bh查图 10-13 得 KFB=1.35。故K=KA KV KFa KF
27、b2)查取齿型系数，由表 10-5 得Yfa1=2.65Yfa2=2.2263)查取应力校正系数，由表 10-5 查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。4)计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY=0.0134912.6518307FaS=0.0154324FaSY大齿轮的数值大5)设计计算： 332152().49.60.143FaSdKTYmz=2.18mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 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（既模数与齿数的乘积），取标准值m=2.
28、5,则 小齿轮齿数 ，取 =32178.93.562dz1Zm=3.29mmK=1.499m=2.18mm23大齿轮齿数 ，取 =101213.40.8Z2Z6）几何尺寸计算分度圆直径12.5012.dzmm中心距1285.6.dR齿轮宽度10dbm取 2258,BB小齿轮 大齿轮齿数 z 32 101直径 d/mm 80 252.5齿宽 B/mm 85 80模数 m/mm 2.5锥距 R/mm 166.2524计算与说明 主要结果五、轴系零件设计计算1、高速轴设计计算 1、对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方
29、向性质及轴的转速有关。已知：输入轴输入功率 P2=1.861KW，转速 n2=376r/min，齿轮机构的参数列于下表：级别 1Z/tma*ah齿宽/mm高速级 29 110 2 大锥齿轮 L=50低速级 32 101 2.501=85, =801B22、初步确定轴的最小直径先按1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1表 15-3，取 A0=110，于是得 332min1.86.7Pdm输入轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径，由于轴上有键槽，考虑到轴的强度，初步确定轴的最小直径为 31mm。又知大带轮轮毂宽度为 50mm，故取=50mm。HIL3、轴的
30、结构设计（ 1）拟订轴上零件的装配方案如下图图 2=18.7mmindm25（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。由右往左一次确定轴的直径和长度，端盖处轴的直径 =37， 15mm HIdIL1） 、初步选择滚动轴承。由于在锥齿轮传动过程中会对轴产生轴向力，故应选用圆锥滚子轴承，考虑到轴的强度和相互协调的问题，粗步确定轴的最小直径在 40mm 以上。查参考文献2表 13-2 初步取 0 基本游隙、标准精度级的选用 30209 型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDTBC=458520.751916，故 =45,取 19mm。右端滚动DEdDEL轴承采用轴肩进行轴向定位。查参考文献2表 13-2
31、 得 30209 型轴承的定位轴肩直径 =52 mm,考虑到轴的热应变问题，此处采用螺纹定位，螺纹大径a=39mm，小径 =38mm,在螺纹与轴肩处开越乘槽，槽宽dfd=4mm， =9mm。左轴承的右端，右轴承的左端由定位槽定位，取定位EFLFG槽中间凸台长度为 63mm，取轴的长度 =58mm。已知轴承的宽度为CDL20.75mm，考虑到此处轴承应小于轴颈，故取轴颈长 25mm。左轴承采用BCL轴肩定位，考虑到小锥齿轮与箱体必须有一定的距离，取 14mm。A2)小锥齿轮长度为 58.8mm，齿轮轴总长为 248.8mm。2、中间轴设计计算 1、对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶
32、梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。已知：中间轴输入功率 P4=2.19KW，转速 n3=960r/min，齿轮机构的参数列于下表：级别 1Z2/tma*ah齿宽 /mm高速级 29 110 2 大锥齿轮 L=50低速级 32 101 2.501=85, =801B22、初步确定轴的最小直径先按1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1表 15-3，取 A0=110，于是得 33min1.762.5Pdm=27.75mmindm26输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴颈的直径3、轴的结构设计（ 1）拟
33、订轴上零件的装配方案如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1） 、初步选择滚动轴承。由于在锥齿轮传动过程中会对轴产生轴向力，故应选用圆锥滚子轴承，考虑到轴的强度和相互协调的问题，粗步确定轴的最小直径在 40mm 以上。查参考文献2表 13-2 初步取 0 基本游隙、标准精度级的选用 30209 型圆锥滚子轴承，其尺寸为其尺寸为dDTBC=458520.751916，故 =45,右端滚动轴承采用轴肩进ABd行轴向定位。查参考文献2表 13-2 得 30209 型轴承的定位轴肩直径 =52 mmad2)、取安装齿轮处的轴段 B-C 的直径 = =52mm，直齿轮的左端与左轴BCDE
34、承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取 LBC=82.5mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取 h=4 则轴环处的直径 dCD=60mm,轴环宽度 b1.4h 考虑到整个减速器的对称性，即小锥齿轮的中心线在减速箱的中心线上，又知小锥齿轮小端直径为 29mm，加上大齿轮凸出长度 8mm，故取LCD=37mm。3） ，大锥齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位, 已知大锥齿轮除去凸出部分长度后为 51mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于此轮毂宽度，故取 LDE=48.5mm。设计大锥齿轮与箱体
35、内壁距离为 11.5mm 考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=5.25mm,已知滚动轴承宽度 T=20.75LAB= T+11.5+s+2 .5=40mm27至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4）轴上零件的周向定位。齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按 dBC=52mm 由参考文献212.2 查得平键截面 b h=16mm 10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，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 ，滚动轴76Hn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过公差为 k6。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸由参考
36、文献1P 365 表 15-2，取轴左端倒角为 1.5 45。 ，右端倒角为 1.5 45。 各轴肩处的圆角半径见轴零件工作图。其中减速器内腔宽度为 187.5mm。3、低速轴设计计算 对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。齿轮机构的参数列于下表：级别 1Z2/tmna*ah齿宽/mm高速级 29 110 2 大锥齿轮 L=50低速级 32 101 2.501=85, =801B21.求低速轴上的功率 P4，转速 n4 和转矩由前一部分可知：P4=1.682KW；5431.76/mi;08n
37、rTN:2.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为 25.d40846.3.tFtantan20158.9r N圆周力 Ft4，径向力 Fr4 的方向如图所示：=4006.34tFN=1458.19rN283初步确定轴的最小直径先按1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1表 15-3，取 A0=110，于是得 334min01.6824.7Pdm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选轴的直径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 ，查1表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取4caATK=1.3，则：A
38、K41.35086750caTNm:按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查由参考文献2表 14-4，选用 LX3 型弹性联轴器，其公称转矩为 1250Nm。半联轴器的孔径d1=45mm,故取 dA-B=40mm，半联轴器的长度 L=112mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm4、轴的结构设计（ 1）拟订轴上零件的装配方案如下图=41.31mmindm= caTNm:29（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，A-B 轴段右端需制出一轴肩，故取 B-C 段的直径 dB-C=47mm,左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径
39、 D=50mm。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 A-B 段的长度应比 L1 略短一些，现取 LA-B=82mm2） 、初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球滚子轴承。参照工作要求并根据 dB-C=47mm，查参考文献2表 13-2 初步取 0 基本游隙、标准精度级的深沟球滚子轴承 6011，其尺寸为其尺寸为dDB=559018，故 dCD=dGH=50mm,而 LGH=18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查参考文献2表 13-2 得 6011 型轴承的定位轴肩直径 =57 admm。3)、取安装齿轮处
40、的轴段 D-E 的直径 dDE =55mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取 LDE=76mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取 h=5 则轴环处的直径 dEF=65mm,轴环宽度 b 1.4h，取 LEF=10mm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆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 L=30mm,故取LBC=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,中间轴两齿轮之间的距离 c=20mm,考虑到箱体铸造误差，在确定滚
41、动轴承时，应距箱体内壁一段距离 s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度 B=18，高速级大锥齿轮轮毂长 L=50mmLCD=B+a+s+(100-96)=18+16+8+4=46mm.LFG=L+c+a+s-LE-F =50+20+16+8-10=84mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。为了方便制造减速器，故LFG=89.5mm。 30（3）轴上零件的周向定位。齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按 dDE=55mm 由参考文献1表 6-1 查得平键截面 b h=16mm 10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，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 ，同样76Hn半联轴器与轴的连接，选用平键 12mm 8mm 70mm；半联轴器与轴配合为。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76Hk过公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由参考文献1P 365 表 15-2，取轴左端倒角为 1.5 45。 ，右端倒角为 2 45。 各轴肩处的圆角半径见轴零件工作图。 FtrNV1NV2H CADL3
