1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器机械系 机械工程及自动化专业 机工 04-1 班2007 年 01 月 01南昌工程学院 07 机制 1 班 *2目录一、设计任务书 (3)二、动力机的选择 (4)三、计算传动装置的运动和动力参数 (5)四、传动件设计计算（齿轮） (6)五、轴的设计 . . . (12)六、滚动轴承的计算 (20)七、连结的选择和计算 .(21)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (22)九、箱体及其附件的结构设计 .(22)十、设计总结.(23)十一、参考资料. .(23)南昌工程学院 07 机制 1 班 *3一设计题目：带式运输机的传动装置
2、的设计题号 11 带式运输机的工作原理（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）2 工作情况：已知条件1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35；2) 使用折旧期；8 年；3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V；5) 运输带速度容许误差：5%；6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3 原始数据题号参数1运输带工作拉力 F/KN 1500运输带工作速度 v/(m/s) 1.1卷筒直径 D/mm 220注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中
3、考虑。二 动力机选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。1电动机容量的选择1） 工作机所需功率 Pw 由题中条件 查询工作情况系数 KA（见1表 8-6） ，查得 K A=1.3设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6 n本设计中的联轴器的传动效率（2 个） ， 轴承的传动效率 联轴（4 对） ， 齿轮的传动效率（2 对） ，本次设计中有 8 级齿传动效率 其中 =0.99（两对联轴器的效率取相等） 联=0.99（123 为减速器的 3 对轴承） =0.98（4 为123承轴承轴卷筒的一对轴承） =0.95（两对齿轮
4、的效率取相等）齿= =0.8总 4213轴 承联齿轴 承联 98.0*95.0*.9023412） 电动机的输出功率Pw=kA* =2.1889KW410轴 承FVPdPw/ ， =0.84110总 总Pd2.1889/1.84110=2.60228KW2电动机转速的选择由 v=1.1m/s 求卷筒转速 nwV = =1.1 nw=95.496r/min10*6wdnnd（i1i2in ）nw有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比 i1,i2，其他 传动比都等于 1。由1表 13-2 知圆柱齿轮传动比范围为 35。所以 nd =(i1*i2) nw=32，52* nw 所以 nd
5、 的范围是（859.88，2388.75）r/min，初选为同步转速为 1430r/min 的电动机3电动机型号的确定由表 12-12查出电动机型号为 Y100L2-4,其额定功率为 3kW，满载转速 1430r/min。基本符合题目所需的要求。=0.8411总Pw=2.1889k KWPd2.60228 KWnw=95.496 r/min电机 Y100L2-4南昌工程学院 07 机制 1 班 *5电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L2-4,3.0 1430 2.2 2.3 38三 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配
6、1 计算总传动比由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为： n m/nw nw95.496 nm=1430r/min 总ii14.9742 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以 i1（1.3-1.5）i 2。因为 i14.974，取 i15，估测选取 i1=4.8 i2=3.2速度偏差为 0.5%，所以可行。3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速 I n1= =1430r/min 中间轴 II n2= =297.92r/min 0im1i低速轴 III n3= =93.1r/min 卷筒
7、n4=93.1r/min。各轴功率2i电动机额定功率 P0=Pd* =3Kw (n01=1) 01高速 I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw 轴 承联 n(n12 = =0.99*0.99=0.98) 轴 承联 n中间轴 II P2=P1 =P1*n 齿* n 轴承 =2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw 3(n23= =0.95*0.99=0.94) 轴 承齿 n低速轴 III P3=P2*n34=P2* =2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw 轴 承齿 n(n34= =0.95*0.99=0.94) 轴 承齿 n卷筒
8、 P4=P3*n45=P3* =2.600*0.98*0.99=2.523 Kw轴 承联 n（n 45= =0.9轴 承联8*0.99=0.96）传动比 15i1=4.8 i2=3.2各轴速度n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min各轴功率P0 =3KwP1= 2.9403P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw南昌工程学院 07 机制 1 班 *6各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N m高速 I T1= = =19.634 N 1*95nP439.2中间轴 II T2= =
9、=88.615 N 1200.765*低速轴 III T3= = =264.118 N 395nP1.948m卷筒 T4= = =256.239 N*0.02其中 Td= (n*m)dnP95项 目 电动机 轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 卷筒转速（r/min） 1430 1430 297.92 93.1 93.1功率（kW） 3 2.79329 2.628 2.4204 2.4204转矩（Nm） 2.2 19.654 88.6177 264.1175 256.2395传动比 1 1 4.8 3.2 1效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96四 传动件设计计算（齿轮）A
10、高速齿轮的计算输入功率 小齿轮转速齿数比小齿轮转矩 载荷系数2.9403KW 1430r/min 4.8 19.643Nm 1.31 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 7 级精度；3） 试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z296 的；2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（1021）试算，即 dt2.32* 3 21HEdtZuTK各轴转矩T1=19.634 N mT2
11、=88.615 NT3=264.118 N T4=256.239 N m7 级精度；z120 z296南昌工程学院 07 机制 1 班 *73 确定公式内的各计算数值1）（1） 试选 Kt1.3（2） 由1表 107 选取尺宽系数 d1（3） 由1表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（4） 由1图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5） 由1式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh6014301（283658）410e9N2N1/4.88.3510e8此式中 j 为每转一圈同一齿
12、面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1图 1019 查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得H10.90600MPa540MPaH20.98550MPa522.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 321*. HEdtZuTK= =37.0433 235.819.4065.92. （2） 计算圆周速度v= = =2.77391062ndt 03.7（3） 计算齿宽 b 及模数 mb=dd1t=137.043mm=37.043mmm= = =1.8521zd
13、t2043.7h=2.25mnt=2.251.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 计算载荷系数K 由1表102已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.7739m/s,7级精度，由1图108查得动载系数KV=1.14；由1表104查得 7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KHB的计算公式和直齿轮的相同，南昌工程学院 07 机制 1 班 *8Kt1.3d1N1410e9N28.3510e8KHN10.90KHN20.95S1H1540MPaH2522.5MPad1t =37.043v =2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb
14、/h=8.89KA=1固： KHB=1.12+0.18(1+0.6 d ) d2+0.2310 b 23=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，K HB=1.41652查1表 1013查得 KFB =1.33由1表 103 查得KH=KH=1.1。故载荷系数K=KAKVKHK H=11.141.11.41652=1.7763（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（10南昌工程学院 07 机制 1 班 *910a）得d1= = mm=41.10968mm31/ttKd3./76.104.（6） 计算模数
15、m m = mm=2.0551zd298。4 按齿根弯曲强度设计由1式(10 5)m 321cosFSadYzK 1） 确定计算参数由1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4 见1表 10-12 得F1= （KFN1*F1 ）/S= =303.57Mpa4.150*8F2= （KFN2*F2 ）/S= =238.86Mpa3（1） 计算载荷系数K=KAKVKFK F=11.12 1.21.33=1.7875（
16、2） 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 计算大、小齿轮的并 加以比较FSaY= =0.0142971FSaY 29.35674= =0.0163412FSa 8大齿轮的数值大。KHB=1.41652KFB =1.33KH=KH=1.1K=1.7763d1=41.10968mmm=2.055F1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.85 KFN2=0.88S=1.4F1= 303.57MpaF2 =238.86MpaK=1.7875Ysa1=1.55Ysa2=1.79=0.0142971FSaY=0.0163412FSa2） 设计计算m 3
17、201634.01*6543.978.*.e=1.4212对结果进行处理取 m=2南昌工程学院 07 机制 1 班 *10Z1=d1/m=41.1097/221 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*21=1005 几何尺寸计算1） 计算中心距d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121， a 圆整后取 121mm2） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =42mm，d2 =200mmmz1z23） 计算齿轮宽度b=dd1， b=42mmB1=47mm，B2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm4） 验算
18、Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 Nm/s 1058.2419.3*AbFtk结果合适5） 由此设计有模数 分度圆直径 齿宽 齿数小齿轮 2 42 47 21大齿轮 2 200 42 1006） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。B 低速齿的轮计算输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数2.7654KW 297.92r/min 3.2 88.6177Nm 1.31选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280
19、HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 7 级精度；3）试选小齿轮齿数 z124，大齿轮齿数 z277 的；2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 m=2Z1=21Z2=100d1=42d2=200a=121B1=47mmB2=42mm Ft=1048.18 N95.27AbFtk7 级z124z277dt2.32* 321HEdtZuTK南昌工程学院 07 机制 1 班 *113. 确定公式内的各计算数值（1） 试选 Kt1.3（2） 由1表 107 选
20、取尺宽系数 d1（3） 由1表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（4） 由1图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa；（5） 由1式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh60297.921（283658）8.35110e8N2N1/3.22.61 10e8此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1图 1019 查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（10
21、12）得H10.90600MPa540MPaH20.95550MPa522.5MPa4. 计算（8） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 321*2. HEdtZuTK= =62.93493 235.819.067.8.1) 计算圆周速度v= = =0.9810 m/s1062ndt 1062.7*34.2) 计算齿宽 b 及模数 mb=dd1t=162.9349mm=62.9349mmm= = =3.14671zdt20934.h=2.25mnt=2.253.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08 =8.893) 计算载荷系数 K 由1表 102 已知载荷平稳，所以取 K
22、A=1根据 v=0.4230 m/s,7 级精度，由1图 108 查得动载系数 KV=1.14；Kt1.3d1ZE 189.8Mpa=limH600MPaHlim2550MPa；N18.35110e8N22.6110e8KHN10.90KHN20.95H1540MPa MPaH5.2d1t=62.9349v=0.9810 m/sb=62.9349mmm= =3.14671zdtKA=1KV=1.14由1表 10南昌工程学院 07 机制 1 班 *124 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的 KHB 计算公式和直齿轮的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6d )d +0.2310
23、 b 23=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由 b/h=8.92，K HB=1.414查1表 1013 查得 KFB =1.33由1表 103 查得 KH=KH=1.1。故载荷系数K=KAKVKHK H=11.141.11.414=1.77314) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得d1= = mm=69.78mm31/ttd3.1/7.94.625) 计算模数 m m = mm3.48901zd086) 按齿根弯曲强度设计。由1式(10 5)m 321FSadYzKT5 确定计算参数由1图 10-20c 查
24、得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4 见1表 10-12 得F1= （KFN1*F1 ）/S= =303.57Mpa4.150*8F2= （KFN2*F2 ）/S= =238.86Mpa31）计算载荷系数K=KAKVKFK F=11.12 1.21.33=1.78752） 查取应力校正系数有1表 10-5 查得 YFa1=2.8; YFa2=2.18由1表 105 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.793）计算大、小齿轮
25、的 并加以比较FSaY= =0.0142971FSaY 57.3082= =0.0163412FSa 6.9KHB=1.414K=1.7731d1=69.78mmm=3.4890= 303.57Mpa1F=238.86Mpa2K=1.78751FSaY=0.0142972FSaY=0.016341所以 大齿轮的南昌工程学院 07 机制 1 班 *13数值大。6 设计计算m= = =3.4485321FSadYzKT3201634.01*67.85.e对结果进行处理取 m=3.5 ， （见机械原理表 5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.
26、519.981420大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=647 几何尺寸计算1） 计算中心距d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圆整后取 147mm ，d1=70.00mm1mZ2） 计算齿轮宽度3） 计算大、小齿轮的分度圆直径b=dd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm7） 验算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 NN/mm。结果合适107.367094.251*AbFtk8） 由此设计有模数
27、 分度圆直径 压力角 齿宽小齿轮 3.5 70 20 75大齿轮 3.5 224 20 70五 轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）A 低速轴 3 的设计1 总结以上的数据。功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径压力角2.6 Kw 264.118Nm 93.1r/min 224mm 202 求作用在齿轮上的力 NdTFt 17.235840*1.263Fr=Ft*tan =2358.17*tan20=858.30N3 初步确定轴的直径m=3.5Z1=20Z2=64a=147mmd1=70.00mmd2=224mmB1=75mmB2=70mm=36.17N/mmb
28、FtkA南昌工程学院 07 机制 1 班 *14先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表115-3 选取 A0=112。于是有 mnPd02.341.96*2330min 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4 联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则；Tca=Ka*T 3=1.5*264.118=396.177Nm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY5 型凸缘联轴器，其
29、公称转矩为 400 Nm。半联轴器的孔径 d1=35mm .固取 d1-2=35mm。见下表5. 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 82mm ,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，固取 1-2断的长度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=80mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。
30、在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16 大量生产价格最低，固选用深沟球轴承又根据 d2-3=42mm 选 61909 号右端采用轴肩定位 查2 又根据 d2-3=42mm 和上表取 d3-4=d7-8=45轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 0.070.1 倍所以在 d7-8=45mm l6-7=12c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=50mm 齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取 l4-5=67mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的 0.07
31、0.1 倍）这里2358.17NGY5 凸缘联轴器61909 号轴承南昌工程学院 07 机制 1 班 *15去轴肩高度 h=4mm.所以 d5-6=54mm.轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为 L5-6=6mm.d 轴承端盖的总宽度为 15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为 25mm。固取 L2-3=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承的宽度 T=7mm小
32、齿轮的轮毂长 L=50mm则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步确定轴得长度3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见2表 4-1,L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。4) 确
33、定轴的的倒角和圆角参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图5) 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值参照1图 15-23。对与 61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮 Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 NFr= Ft tana = Ft tan20=858.31 N通过计算有 FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61
34、 NM 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788NM NM2VHM总 1.0278.461.932载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N弯矩 MH= 93.61 N mMV=40.788 N m总弯矩 M 总=102.11 N扭矩 T3=264.117 N6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C 的强度） 根据1式 15-5 及表115-4 中的取值，且 0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静
35、应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2南昌工程学院 07 机制 1 班 *16MH= 93.61 N m=总M102.11 N（轴上载荷示意图） MpamWTMca 08.15501.)7.264()(322232 前已选定轴的材料为 45 号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa 因此 ca ，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005 号轴承64.2S3.1=13.606caS=886.15NtFFr=322.53N=23.53mmmind6005 号轴承5. 轴的结构设
36、计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，轴的总长度为L=7+79+6+67+30=189mm由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm所以左端 L1-南昌工程学院 07 机制 1 班 *202=12mm 直径为 D1-2=25mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 6005 号轴承的轴肩高度为 2.5mm所以 D2-3=30mm ,同理右端轴承的直径为 D1-2=25mm，定位轴肩为 2.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm8mm 为轴承里
37、减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计时距离也为 12mm 所以在该去取距离为 11mm取大齿轮的轮毂直径为 30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见2 表 4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的
38、，此处选轴的尺寸公差为 m6。D 确定轴的的倒角和圆角参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图C 第一轴 1 的设计1 总结以上的数据。功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角2.94Kw 19.634Nm 1430r/min 42mm 20L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2 求作用在齿轮上的力 NdTFt 95.344210*6.912南昌工程学院 07 机制 1 班 *21Fr=Ft*tan =2358.17*tan20=340.29N3 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根
39、据表115-3 选取 A0=112。于是有 mnPd24.139.*1230min 4 联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451NmTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63Nm。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm4 联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照计算
40、转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 Nm。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 见下表5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=42mm ,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，固取 1-2断的长度应比 L1 略
41、短一些，现取 L1-2=40mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16 ，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 ,又根据 d2-3=18mm,所以选 6004 号轴承。右端采用轴肩定位 查2 又根据 d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mmc 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm。固取 L2-3=40mm
42、，c =15mm，考虑到箱体的制=934.95NtFFr =340.29Nmind24.1GY2 凸缘联轴器Ka=1.5Tca=29.451Nmd1=16mm造误差，在确定南昌工程学院 07 机制 1 班 *22轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取 s=8mm已知滚动轴承的宽度 T=12mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm，则L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为 189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表 15-2取 1.0mm六滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴 3 上的
43、两滚动轴承型号均为 61809，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 。现对它们NCr4650NCr43200进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 2 进行校核，如果轴承 2 满足要求，轴承 1 必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 NFr 5.1743.69.022所受的轴向力 Na它们的比值为 0r根据1表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.19，故此时 。eFra2）计算当量动载荷 P，根据1式（13-8a ） )(ar
44、PYXf按照1表 13-5，X=1 ，Y=0,按照1表 13-6， ，2.10取 。则1.Pf N19205.74）（3）验算轴承的寿命NCr4650r3200raFNP1920南昌工程学院 07 机制 1 班 *23按要求轴承的最短寿命为 hLh467208352 （工作时间）,根据1式（13-5 ）hh hPCnLrh46720530 1920893.1r/min1 366 ）（）（ （ 对于球轴承取 3） 所以所选的轴承 61909 满足要求。七连接的选择和计算按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般 8 以上
45、的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A 型） 。根据 d=52mm 从1 表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度 h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表 6-2 查得许用挤压应力，取平均值， 。键的工作长MPap120MPap10度 l=L-b=63mm-16mm=47mm。 ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm。根据1式（6-1 ）可得所以aakldTpp 106.43524710.610233 所选的键满足强度要求。键的标记为：
46、键 161063 GB/T 1069-1979。2）对连接联轴器与轴 3 的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用 A 型普通平键连接。根据 d=35mm 从1 表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm，高度 h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表 6-2 查得许用挤压应力，取其平均值， 。键的工作MPap120MPap10长度 l=L-b=70mm-10mm=60mm。 ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。根据1式（6-1 ）可得 aakldTpp 104.6356041.33 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10870 GB/T 1069-1979。圆头普通平键（A 型）=43.6Mpap键 161063=63.4Mpap南昌工程学院 07 机制 1 班 *24八润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮
