3）确定电动机转速 '按表1-8推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比i??8~40 而工作机卷筒轴的转速为 nw?95.5rmi3）确定电动机转速 nw? 所以电动机转速的可选范围为 ' nd?i?nw?(8~40)?95.5rmin?(764~3820)rmin 符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin、1500rmin三种。综 合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定 选用同步转速为1500rmin的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计指导书》表12-1选定 电动机型号为Y160L-4。其主要性能如下表： 电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩选定电动机型 号Y160L-4 60v ?D Y160L-4 18.5 2930 2.2 2.3 电动机的主要安装尺寸和外形如下表： 中心高
外型尺寸 L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装地脚螺轴伸尺寸装键部位尺尺寸A栓孔直D×E ×B - 5 -
寸F×GD 径K 3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比160 645× 417.5× 385 254×254 3.计算传动装置的总传动比i?并分配传动比 (1).总传动比i?为 i??(2).分配传动比 15 42× 110 12 ×45 nm nw i??30.68 i? (2)分 i??i?i?? 配传动考虑润滑条件等因素，初定 比 4.计算 i??5.54，i???5.54 传动装置的运4. 计算传动装置的运动和动力参数 动和动1).各轴的转速 力参数 1）各轴 I轴 n??nm?2930rmin 的转速 2）各轴的输入功率 3）各轴的输入转矩
i??5.54 i???5.54 n??2930rmin n???528.88rmin n??528.88rmin II轴 n???i?n??n??95.47rmin III轴 ???i??卷筒轴 nw n????95.47rmin P??3.23kw ?n????95.47rmin nw?95.47rmin 2).各轴的输入功率 I轴 P? ?Pd?1?2?3.23kw II轴 P???P??3?2?3.13kw P???3.13kw III轴 P??? 卷筒轴 P卷?P???3?2?3.04kw ?P????4?2?2.98kw P????3.04kw P卷?2.98kw 3）.各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为 6 Td?9.55?10?Pdnm?1.08?104N?mm - 6 -
5. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 2) 初?2?1.06?10N?mm I轴 T??Td?14T?T??i?5.70?10N?mm II轴 ???32?4III轴 T???卷筒轴 T卷?T???3?2i???3.06?105N?mm ?T????4?2?3.00?105N?mm 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名 I轴 II轴 功率P/kw 转矩T/(N·mm) 转速n/(r/min) 传动比i 效率? 3.23 3.13 1.06?104 5.70?104 2930 528.88 5.54 0.97 5.54 III轴 3.04+ 卷筒轴 5. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 2.98 3.00?105 3.06?105 0.97 95.47 1 95.47 0.98 选用直齿圆柱齿轮传动(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 (3)材料选择。由《机械设计》表6.1，选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为270HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为230HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (4)选小齿轮齿数z1?23，则大齿轮齿数z2?i?z1?127 2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 软齿轮面闭式传动 7级精度 小齿轮材料45钢（调质） 大齿轮材料45钢(调质) z1?23z2?119 步设计 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 齿轮主要尺寸 d1t?2.323KT1u?1ZE2?() ?du[?H]- 7 -
1> 确定公式内的各计算数值 Ⅰ.试选载荷系数Kt ?1.4。 6Kt?1.4 Ⅱ.计算小齿轮传递的转矩 9.55?10P?T??1.05?104N?mm 1n?Ⅲ.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》表6.5选取齿宽系数?d?1。 T1?8.14?410N?mm?d?1 .8MPa。 Ⅳ.由《机械设计》表6.3查得材料的弹性影响系数ZE?189Ⅴ.由《机械设计》图6.8按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ZE?189.8 MPa ?Hlim1?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?560MPa。 Ⅵ.计算应力循环次数 N1?4.09?109N2?7.94?108N1?60n??jLh?60?2930?1?8?365?16?8.21?109 N1N2??1.48?109 i??Ⅶ.由《机械设计》图6.6取接触疲劳寿命系数KHN1?0.90；KHN2?0.95。 Ⅷ.计算接触疲劳许用应力 取安全系数S=1 [?H]1?KHN1?Hlim1S?0.90?600MPa?540MPa KHN1?0.90KHN2?0.95 [?H]1=540 MPa [?H]2=532 Mpa [?H]2?KHN2?Hlim2?0.95?560MPa?532MPa S2>.设计计算 Ⅰ. 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[?H]中较小的值。 KT1u?1ZE2d1t?2.323?()?34.81mm ?du[?H] Ⅱ.计算圆周速度v。 vd1t?60.03mm v?4.59???d1tn160?1000??34.81?293060?1000- 8 -
?5.34ms ms
查表6.2得使用系数KA=1.0;根据v?5.34ms、7级精度查《机械设计》图 10-8 得动载系数KV?1.15；查《机械设计》图6.13得K??1.3。 则 K?KAKVK??1?1.15?1.3?1.5 Ⅲ.计算载荷系数K Ⅳ.校正分度圆直径d1 由《机械设计》式（6.14），d1?d1t3k/Kt?34.81?33>.计算齿轮传动的几何尺寸 Ⅰ.计算模数m K?1.288 1.5/1.4mm?35.6mm d1t?58.38mm m?d1/z1?35.6/23?1.55mm 按标准取模数m?1.5mm Ⅱ.计算分圆周直径d1、d2 m?2.5mm d1?57.5mm d1?z1m?1.5?23?34.5mm ?z2m?127?1.5?190.5mm d2?297.5mm d2Ⅲ.计算中心距 d1?d2?(34.5?190.5)/2?112.5mm a?2Ⅳ.计算齿轮宽度 b??dd1取B2 a?177.5mm ?34.5mm B1?65mm?35mm，B1?40mm。 ?2.25m?2.25?1.5?3.375mm B2?60mm Ⅴ.齿高 h(3).按齿根弯曲疲劳强度校核 由《机械设计》式（6.12），?F?2KT1YY?[?F] 23FaSa?dz1m - 9 -
兰州交通大学机电工程学院
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目 二级同轴式圆柱齿轮减速器
班级:机制4班
学号: 20080584
设计人员: 程乾 指导老师:雒晓兵 2011-01-08
兰州交通大学博文学院机电工程系
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目 录
一 课程设计任务书 2
二 设计要求
三 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数 6 5. 齿轮的设计 7 6. 滚动轴承和传动轴的设计 11 7. 键联接设计 25 8. 箱体结构的设计 26 9.润滑密封设计 28 10.联轴器设计 28
四 设计小结 五 参考资料
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2 3
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6 111
一 课程设计任务书 课程设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1——运输带 2——卷筒 3——联轴器 4——二级圆柱齿轮减速器 5——电动机 原始数据： 数据编号 运送带工作拉力F/N 1 2 3 4 5 6 7 8 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 1.1 240 10 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6 300 400 220 350 350 400 11 12 13 14 15 16 运输带工作速度v/(m/s) 1.1 卷筒直径D/mm 数据编号 运送带工作拉力F/N 220 9 4500 4800 5000 5500 6000 6000 8000 8500 1.25 500 19 1.5 1.2 1.3 1.5 1.2 1.3 500 450 450 500 400 450 20 10500 21 11000 22 11500 23 12000 运输带工作速度v/(m/s) 1.8 卷筒直径D/mm 数据编号 运送带工作拉力F/N 运输带工作速度v/(m/s) 1.4 1.5 17 9000 400 18 9500 10000 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 - 2 -
1．传动装置总体设计方案 卷筒直径D/mm 500 550 600 550 500 450 400 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35； 2.使用折旧期：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.运输带速度允许误差：±5%； 6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 二. 设计要求 1.完成减速器装配图一张（A0或A1）。 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。 3.编写设计计算说明书一份。 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据： 第十六组数据：运送带工作拉力F/N 2600。 运输带工作速度v/(m/s) 1.1。 卷筒直径D/mm 220。 1）外传动机构为联轴器传动。 2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。 F?8500N v?1.3ms D?450mm - 3 -
2、电动机的选择 1）选择 电动机 的类型 2）选择 电动机 的容量 4）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结 构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺 寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮 的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输 入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结 构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 2、电动机的选择 1）选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构， 电压380V。 3) 方案简图如上图 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 Pw?Fv 从电动机到工作机传送带间的总效率为 42Pw?2.86kw 5 ????1??2??????34???0.87 由《机械设计课程设计指导书》表1-7可知： ?1 ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） ?2：滚动轴承效率 0.99（球轴承） ?3 ：齿轮传动效率 0.98（7级精度一般齿轮传动） ?4 ：联轴器传动效率 0.99（齿式联轴器） ?5 ：卷筒传动效率 0.96 所以电动机所需工作功率为 Pd?
PwPd?3.3kw - 4 -
? ?
1>.确定公式内的各参数值 Ⅰ.由《机械设计》图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?Flim1齿轮的弯曲强度极限?Flim2?270MPa； ?Flim1?240MPa?280MPa；大?Flim2?220MPaKFN1?0.85 KFN2?0.90 Ⅱ.由《机械设计》图6.7取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85，KFN2?0.90； Ⅲ.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数YST?2.0,得 [?F]1? S=1.4 YST?2.0 [?F]1?291.43MPa[?F]2?282.86MPaKFN1YST?FE1?280?0.85?2/1.4?340MPa SKY?[?F]2?FN2STFE2?270?0.90?2/1.4?347.14MPa SⅣ. 查取齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2 由《机械设计》表6.4查得YFa1?2.69；YFa2?2.16；YSa1?1.575；YSa2?1.81 YFa1?2.69 YFa2?2.16 YSa1?1.575 YSa2?1.81 小齿轮的数值较大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 268.7MPa?1 YFaYSaⅤ.计算大、小齿轮的并加以比较； [?F]YFa1YSa1?0.0125 [?F]1YFa2YSa2?0.0113 [?F]2Ⅵ.校核计算 ?F12KT12?1.5?1.05?104?YY??2.69?1.575?74.75MPa?[?F]1 23FaSa23?dz1m1.0?23?1.5 (4).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹?F1?286.7MPa?[?F]1弯曲疲劳强板式结构为宜。其他有关尺寸按《机械设计》图6.26(a)荐用的结构尺寸设计，并绘度足够 制大齿轮零件图如下。 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行 安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计部分。
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6. 滚动轴承和传动轴的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 (一).轴的设计 Ⅰ.输出轴上的功率P???、转速n???和转矩T??? 由上可知P????3.04kw，n????95.47rmin，T???Ⅱ.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 d2?3.06?105N?mm ?mz2?1.5?127?190.5mm 而 Ft? Fr Fa2T????3212.60N d2?Fttan??1169.29N ?0 Ⅲ.初步确定轴的最小直径 - 11 -
(一).轴的设计 P??? ''3?34.86mm，?35.91mm dmin?C由于键槽的影响，故dmin?1.03dmin n??? 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d????。为了使所选的轴直径d???? 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Tca?KAT???，查《机械设计》表10.1，取KA?1.3，则： Tca?KAT????397.8N?m 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GICL4型鼓 型齿式联轴器，其公称转矩为 800N?m。半联轴器的孔径 d??38mm，故取 d?????38mm，半联轴器长度L?82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L??50mm Ⅳ.轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 材料为45钢，正火处理。根据《机械设计》表11.3，取C?110，于是 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ 段的直径dⅡ?Ⅲ?54mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L??50mm，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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L?略短一些，现取lⅠ?Ⅱ?82mm 2).初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据dⅡ?Ⅲ?54mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6012,其尺寸为d?D?B?60mm?95mm?18mm，故dⅢ?Ⅳ?dⅥ?Ⅶ?60mm；而lⅥ?Ⅶ?20mm。
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采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此 轴端应略短于轮毂宽度，故取lⅣ?Ⅴ?50mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h?0.07d，故取h?6mm，则轴环处的直径dⅤ?Ⅵ?77mm。轴环宽度b?1.4h，取 lⅤ?Ⅵ?10mm。 4).轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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?20mm，故lⅡ?Ⅲ?40mm。 5).取齿轮距箱体内壁的距离a?12mm，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?3mm，已知滚动轴承宽度T?18mm， 大齿轮轮毂长度L?60mm，则 lⅢ?Ⅳ?T?s?a?(60?58)?(22?12?3?2)mm?35mm 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).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连接。按dⅣ?Ⅴ由《机械设计手册》表 4-1查得平键截面b?h?18mm?11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为 H7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额为；同样，半 n6 联轴器与轴的连接，选用平键为20mm?12mm?100mm，半联轴器与轴的配合为 H7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6 m6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计》表1-27，取轴端圆角2?45?。 Ⅴ.求轴上的载荷 3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ?Ⅴ?65mm；齿轮的左端与左轴承之间 - 13 -
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距 L2?L3?41mm?55mm?96mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V FNV1?894.46N FNV2?274.83N MV?116941.61N.mm 支反力F FNH1?10439.42N FNH2?3207.64N 弯矩M MH?604436.42N?mm 总弯矩 扭矩T M?615644.97N?mm T?655197.58N?mm - 14 -
Ⅵ.按弯扭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矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强 度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6， 轴的计算应力 M2?(?T)2?ca??32.46MPa W 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2查得[??1]?60MPa 因此?ca?[??1]，故安全。 Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面 截面A，Ⅱ,Ⅲ,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确定的，所以截 面A,Ⅱ,Ⅲ,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Ⅳ和Ⅴ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Ⅴ的应力集中的影响和截面 Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C
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上最然应力最大，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Ⅵ显然更不必校核。由《机械设计》 第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧即可。 (2).截面Ⅳ左侧 mm3 抗弯截面系数 W?0.1d3?0.1?603?21600 .8mm3 抗扭截面系数 WT?0.2d3?0.2?543?31492 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 60?18?430951.479N?mm M左?M?60 截面Ⅳ 上的扭矩T为 T?655197.58N?mm 截面上的弯曲应力 M ?28.5MPa ?b? W 截面上的扭转切应力 T?20.8MPa ?T? WT 平均应力 ?T ???10.4MPa ?m?0MPa，m 2 应力幅 ?a??b?28.5MPa，?a??m?10.4MPa ??1?275MPa， 轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2得?B?640MPa， ??1?155MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??及??按《机械设计》附表1.6查
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r2.0D85?0.025，??1.0625，经差值后可查得 取。因?d80d80 ???1.90，???1.30 又由《机械设计》图2.7可得轴的材料的敏性系数为 q??0.80，q??0.85 故有效应力集中系数为 k??1?q?(???1)?1.72 k??1?q?(???1)?1.26 由《机械设计》图2.9 的尺寸系数???0.65；由图2.9的扭转尺寸系数???0.76 轴按磨削加工，由《机械设计》图2.12得表面质量系数为 ??????0.92 轴未经表面强化处理，即?q?1，则综合系数为 K??k???k??1??1?1?2.73 K??查机械设计手册得碳钢的特性系数 ??????1?1.74 ???0.1~0.2，取???0.1 ???0.05~0.1，取???0.05 于是，计算安全系数Sca值，则 S????1?46.08 K??a????m S?? Sca???1?8.74 K??a????mS?S?S??S?22?14.92?S?1.5 - 17 -
故可知其安全。 (3).截面Ⅳ右侧 .5mm3 抗弯截面系数 W?0.1d3?0.1?853?27462mm3 抗扭截面系数 WT?0.2d3?0.2?853?54925 截面Ⅳ右侧的弯矩M为 M右?M? 截面Ⅳ 上的扭矩T为 T?655197.58N?mm 截面上的弯曲应力 55?29?188797.66N?mm 55 Ft?2831.30NFr?1030.51NFa?0 M右?6.87MPa ?b?W 截面上的扭转切应力 取C?120 T?11.93MPa ?T?WT平均应力 ?m?0MPa，?m?应力幅 ?a??b?6.87MPa，?a??m?5.97MPa 过盈配合处的dmin?25.25mm Tca?122.1N?m ?T2?5.97MPa k???，由附表1.4用插值法求出，并取k????0.8k???，于是得 d12?30mm k????3.16，k????2.53 轴按磨削加工，由《机械设计》图2.12得表面质量系数为 ??????0.92 故得综合系数为
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K??k???k??1??1?1?3.25 K????????1?2.62 所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为 S?? ??1?12.32 K??a????md23?36mm S?? Sca???1?7.06 K??a????mS?S?2S??S?2l12?58mm ?6.13?S?1.5 d34?40mm d78?40mm l34?18mml78?18mm - 19 -
故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。 Ⅷ.绘制轴的工作图，如下：
(二).齿轮轴的设计 Ⅰ.输出轴上的功率P?、转速n?和转矩T? 由上可知P??3.23kw，n??2930rmin，T??1.06?10N?mm Ⅱ.求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圆直径 d14 ?mz1?1.5?23?34.5mm 2T??614.49N 而 Ft?d1 Fr Fa ?Fttan??223.66N ?0 Ⅲ.初步确定轴的最小直径 dmin?28.8mm 材料为45钢，正火处理。根据《机械设计》表11.3，取C?120，于是 dmin?C3P?'?12.40mm，由于键槽的影响，故dmin?1.03dmin?12.77mm,输出轴的n?最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12。为了使所选的轴直径d12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Tca?KAT?，查《机械设计》表10.1，取KA?1.5，则： Tca?KAT??15.9N?m 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 250N?m。半联轴器的孔径 d??16mm，故取 d12?16mm，半联轴器长度L?42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L??30mm - 20 -
(二).齿轮轴的设计 Ⅳ.齿轮轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1). 为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23?20mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L??30mm，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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L?略短一些，现取l12?28mm。 2).初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据d23?20mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6205，其尺寸为d?D?B?25mm?52mm?15mm，故d34?d78?25mm，l34?l78?15mm。 3).轴肩高度h?0.07d，故取h?4mm，则轴环处的直径d45?d67?30mm。轴环宽度b?1.4h，取l45?l67?10mm。 4).轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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?15mm，故l23?25mm。 5).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径d56?35mm，l56?38mm。 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).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d12由《机械设计设计手册》表4-1
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查得平键截面b?h?10mm?8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为48mm。同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配额为 H7；滚动轴承k6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m6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计手册》表1-27，取轴端圆角2?45?。 Ⅴ.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2?L3?57.5mm?57.5mm?115mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 支反力F 水平面H FNH1?427.95N 垂直面V FNV1?155.76N FNV2?67.9N MV?8337.35N?mm FNH2?186.54N 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH?22906.2N?mm .33N?mm M?24376T?8625.47N?mm - 22 -
Ⅵ.按弯扭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矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，
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轴的计算应力 ?ca?M2?(?T)2W?5.81MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2查得[??1]?60MPa 因此?ca?[??1]，故安全。 (三).滚动轴承的校核 h 轴承的预计寿命L'H?8?16?365?46720 Ⅰ. 计算输入轴承 .51N (1).已知n??2930rmin，两轴承的径向反力FR1?FR2?1506 (2).计算当量载荷P1、P2 .51N P1?Fr?1506.51N P2?Fr?1506 (3).轴承寿命计算 由于P 1?P2，取P?1506.51N，深沟球轴承，取??3，ft?1.0，fp?1.2。 查手册得6208型深沟球轴承的Cr?17kN，则 LH? 故满足预期寿命。 Ⅱ. 计算输出轴承 16667ftC?()?49621.78h?L'H nfpP.45N (1).已知n??95.47rmin，两轴承的径向反力FR1?FR2?7261 (2).计算当量载荷P1、P2 .45N P1?Fr?7261.45N P2?Fr?7261
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