课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明.精品文档. 年 月 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)一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号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

2、：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/KN1500运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm220注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。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

3、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本设计中的联轴器的传动效率（2个），轴承的传动效率 （4对）， 齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 其中=0.99（两对联轴器的效率取相等） =0.99（123为减速器的3对轴承） =0.98（4为卷筒的一对轴承） =0.95（两对齿轮的效率取相等）=0.8412） 电动机的输出功率Pw=kA*=2.1889KWPdPw/，=0.84110Pd2.1889/1.84110=2.60228KW2 电动机转速的选择由v=1.

4、1m/s 求卷筒转速nwV =1.1 nw=95.496r/minnd（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。=0.8411Pw=2.1889k KWPd2.60228 KWnw=95.496 r

5、/min电机Y100L2-4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/KgY100L2-4,3.014302.22.338三 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：nm/nw nw95.496 nm=1430r/min i14.9742 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）i2。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

6、电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速I n1=1430r/min 中间轴II n2=297.92r/min 低速轴III n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各轴功率电动机额定功率 P0=Pd*=3Kw (n01=1) 高速I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中间轴II P2=P1=P1*n齿*n轴承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23=0.95*0.99=0.94) 低速轴III P3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.

7、99=2.600 Kw (n34= =0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw（n45=0.98*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各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N高速I T1= =19.634 N 中间轴II T2= =88.615 N 低速轴III

8、 T3= =264.118 N 卷筒 T4=256.239 N其中Td= (n*m)项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）14301430297.9293.193.1功率（kW）32.94032.76532.6002.523转矩（Nm）2.219.65488.6177264.1175256.2395传动比114.83.21效率10.980.940.940.96四 传动件设计计算（齿轮）A 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2.9403KW1430r/min4.819.643Nm1.31 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

9、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*各轴转矩T1=19.634 N T2=88.615 NT3=264.118 N T4=256.239 N7级精度；z120 z2963 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ZE189.8Mp

10、a（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）410e9 N2N1/4.88.3510e8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（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.98550MPa522.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直

11、径d1td1t=37.043（2） 计算圆周速度v=2.7739（3） 计算齿宽b及模数mb=dd1t=137.043mm=37.043mmm=1.852h=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，Kt1.3d1N1410e9N28.3510e8KHN10.90KHN20.95S1H1540MPaH2522.5M

12、Pad1t =37.043v =2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb/h=8.89KA=1固： KHB=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=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=KAKVKHKH=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（1010a）得 d1=mm=41.10968mm（6） 计算模数m

13、 m=mm=2.0554 按齿根弯曲强度设计由1式(105) m1） 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=303.57MpaF2= （KFN2*F2）/S=238.86Mpa（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.7875（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

14、加以比较=0.014297=0.016341 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=0.014297=0.0163412） 设计计算m=1.4212对结果进行处理取m=2Z1=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=4

15、2 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=200mm3） 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Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 Nm/s 结果合适5） 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006） 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

16、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2.7654KW297.92r/min3.288.6177Nm1.31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

17、.18 N7级z124z277dt2.32*3. 确定公式内的各计算数值（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）8.35110e8 N2N1/3.22.6110e8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；KH

18、N20.95（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 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa4. 计算（8） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=62.93491) 计算圆周速度v=0.9810 m/s2) 计算齿宽b及模数mb=dd1t=162.9349mm=62.9349mmm=3.1467h=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KA=1根据v=0.4230 m/s,7级精度，由1图108查得动载系

19、数KV=1.14；Kt1.3d1ZE189.8Mpa600MPaHlim2550MPa；N18.35110e8N22.6110e8KHN10.90KHN20.95H1540MPad1t=62.9349v=0.9810 m/sb=62.9349mmm=3.1467KA=1KV=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的KHB计算公式和直齿轮的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，KHB=1.414查1表1013查得KFB =1.33由

20、1表103查得KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=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=69.78mm5) 计算模数m m =mm3.48906) 按齿根弯曲强度设计。由1式(105) m5 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=303.57MpaF2=

21、（KFN2*F2）/S=238.86Mpa1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=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、小齿轮的并加以比较=0.014297=0.016341KHB=1.414K=1.7731d1=69.78mmm=3.4890= 303.57Mpa=238.86MpaK=1.7875=0.014297=0.016341 所以 大齿轮的数值大。6 设计计算m=3.4485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

22、序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.519.981420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=70.00mm2） 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

23、8） 由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3.5702075大齿轮3.52242070五 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 Kw264.118Nm93.1r/min224mm202求作用在齿轮上的力Fr=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/mm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11

24、5-3选取A0=112。于是有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*T3=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

25、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。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

26、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0.070.1倍）这里2358.17NGY5 凸缘联轴器61909号轴承去轴肩高度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

27、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小齿轮的轮毂长L=50mm则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=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

28、,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

29、的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20=858.31 N通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 NM 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788NM NM载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758N FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N弯矩MH= 93.61 NMV=40.788 N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

30、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=1600.2MH= 93.61 N102.11 N（轴上载荷示意图）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-1，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地

31、确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2) 截面左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数=15.08MpaW=9112.5mm3Wr=188225 mm3截面左侧的弯矩截面上的扭矩为T3=264.117

32、 N截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因，经插值后可查得 ， 又由1附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按1式（附3-4）为由1附图3-2得尺寸系数；由1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为M=4.5 MPa=14.5 MPa于是，计算安全系数值，按1式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略

33、去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。B中间轴 2 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2.765 Kw88.615Nm93.1r/min200mm202求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=2358.17*tan20=322.53N3 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。根据表115-3选取A0=112。于是有4选轴承初步选择滚动轴承。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，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

34、 6005号轴承=13.606=886.15NFr=322.53N=23.53mm6005号轴承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L1-2=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

35、度为L=39+12+8+12=72mm8mm为轴承里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

36、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。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2.94Kw19.634Nm1430r/min42mm20L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齿轮上的力Fr=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。根据表115-3选取A0=112。于是有4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5

37、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

38、=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

39、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 ，c=15mm，考虑到箱体的制=934.95NFr =340.29NGY2 凸缘联轴器Ka=1.5Tca=29.451Nmd1=16mm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

40、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

41、足要求。1）求比值轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 根据1表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。2）计算当量动载荷P，根据1式（13-8a）按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 （工作时间）,根据1式（13-5）（ 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）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键161063 GB/T 1069-1979。2