《机械设计》课程设计说明书-双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计.doc

机械设计课程设计说明书设计题目 双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计机械工程学院 院（系） 机械工程其自动化专业班级0学号设计人： 指导老师： 完 成 日 期：2009年9月8日XX工程技术大学目录课程设计任务书1一、传动方案21.1 传动方案说明21.2 电动机31.2.1选型说明31.2.2所需功率及额定功率31.2.3 额定转速41.2.4电动机型号及安装尺寸41.3传动比分配51.3.1总传动比51.3.2各级传动比的分配及其说明51.4各轴转速、转矩及传递功率6二、各级传动设计72.1 V带传动72.1.1主要传动参数和其设计计算72.1.2 带轮材料，结构及其主要尺寸92.2 齿轮传动92.2.1 高速级齿轮传动设计92.2.2 低速级齿轮传动设计142.2.3齿轮的主要传动参数和尺寸182.4各轴实际值数值及合理性检验192.4.1各轴实际转速、转矩及传递功率192.4.2设计合理性检验192.5联轴器的设计192.5.1选用说明192.5.2联轴器的型号20三、轴与轮毂的连接203.1减速器各轴的结构设计203.1.1高速轴203.1.2低速轴223.1.3中间轴233.2低速轴的强度校核243.3各轴键的强度校核273.3.1键的选取273.3.2高速轴键的校核：283.3.3中间轴键的校核：283.3.4低速轴键的校核：28四、轴承的选用与校核294.1减速器各轴承的选用294.2高速轴轴承的寿命验算294.2.1预期寿命294.2.2寿命验算29五、减速器的润滑与密封305.1齿轮传动的润滑305.1.1润滑方式的确定305.1.2润滑油牌号的确定305.1.3所需油量计算305.2滚动轴承的润滑305.3减速器的密封30六、减速器箱体及其附件306.1箱体设计306.2主要附件及其结构形式306.2.1窥视孔和视孔盖306.2.2通气器306.2.3油面指示器306.2.4定位销306.2.5起盖螺钉306.2.6起吊装置306.2.7放油孔及螺塞30七、小结30参考资料3057传送速度：V=0.7 m/s鼓轮直径：D=300 mm鼓轮轴所需扭矩：T900 Nm课程设计任务书I. 题目：铸钢车间砂传送带传动装置设计II. 传动方案：1电动机 2V带传动 3展开式两级圆柱齿轮减速器4联轴器 5底座 6传动带鼓轮 7传动带III. 设计参数：传送速度 v=0.7 m/s 鼓轮直径 D=300 mm鼓轮轴所需扭矩 T=900 NmIV. 其他条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、使用期限为10年、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。传动方案：双级闭式软齿面圆柱斜齿轮传动一、传动方案1.1 传动方案说明传动装置平面布置简图1电动机 2V带传动 3展开式两级圆柱齿轮减速器4联轴器 5底座 6传动带鼓轮 7传动带本装置使用V带和双级闭式软齿面圆柱斜齿轮传动，V带传动布置在齿轮的高速级，传动带鼓轮布置在低速级。将V带传动设置在高速级可使结构紧凑，发挥其传动平稳，吸震缓冲，减少噪声的作用，而且更能起到过载保护的作用。工作环境有粉尘，应使用闭式传动。斜齿轮承载能力强，传动平衡，软齿面齿轮的加工方便。故采用双级闭式软齿面圆柱斜齿轮传动。综上所述，本方案从设计任务书所给定的条件来看具有合理性和可行性。1.2 电动机电动机类型：Y(IP44)型三相异步电动机主动轴所需功率Pw=4.3425 kW总效率=0.883电动机输出功率 Pd=4.9180 kW 1.2.1选型说明工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机为Y系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。此外，根据工作要求和安装需要，采用一般用途的Y(IP44)系列卧式封闭结构三相异步电动机。 1.2.2所需功率及额定功率工作机主动轴所需功率 Pw ：Pw= Tnw9550v= Dnw601000Pw= T601000v9550DT =900 Nmv =0.7 msD =300 mmPw= 9506010000.89550350=4.199 kW电动机输出功率 Pd ：Pd= Pw= 带滚4齿2联2V带传动的效率 带 = 0.94滚动轴承的效率 滚 = 0.98圆柱斜齿轮传动的效率 齿 = 0.96弹性联轴器的效率 联 = 0.990= 0.940.9840.9620.9902=0.7832Pd= 4.1190.7832=5.3626kW根据PedPd，由2 文中1为参考资料1 ，2为参考资料2。详情请见P38。 p.196表20-1，选取电动机额定功率5.5kW。1.2.3 额定转速电动机可选转速nd电动机型号：Y132S-4型电动机nd=ivi减nwiv为24i齿为36， 二级圆柱齿轮减速器 i减 为 936nw=601000vD =6010000.7300 =44.5634 rminndmin=2944.5634=802.141rminndmax=43644.5634=6417.127 rmin初选同步转速为1000 r/min和1500 r/min的电动机进行比较1.2.4电动机型号及安装尺寸参照Y系列电动机的技术数据，外形和安装尺寸，综合考虑其传动装置的尺寸、重量、价格等因素后，并结合Y系列电动机的主要参数，选用Y132S2-4型的电动机。表1 电动机的主要技术数据电动机型号额定功率（kw）满载转速（r/min）同步转速（r/min）质量（kg）Y132S-45.51440150068表2 电动机的外型和安装尺寸型号HABCDEFGDGL13221614089388010833515Y132S-4KABADACHDAABBHA122802101353156020018总传动比i总=32.314各级传动比分配： iv=2i1=4.5830i2=3.52541.3传动比分配1.3.1总传动比电动机的满载转速 nm=1440 r/mini总=nmnw=144044.5634=32.3141.3.2各级传动比的分配及其说明减速器各级传动比的分配，直接影响减速器的承载能力和使用寿命，还会影响其体积、重量和滑。传动比一般使各级传动承载能力大致相等。同时以使大齿轮有接近的浸油深度，还能使减速器具有较小的轮廓尺寸，但不能使高速级传动比过大，否则会使传动零件与零件之间发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比。本方案所采用的展开式两级圆柱斜齿轮传动方式，参照经验值，取 i1=1.3i2。式中：i1 高速级齿轮理论传动比 i2 低速级齿轮理论传动比i总=nmnw=144044.5634=32.314i减=i总iv=32.3142=16.1568i减=i1i2 i1=4.5830 ；i2=3.52541.4各轴转速、转矩及传递功率（1） 各轴的传递功率电机轴 PO=Pd=5.5kW第I轴 PI=PO带=5.50.94=5.1183 kW第II轴 PII=PI齿滚=5.11830.960.98=4.8153kW第III轴 PIII=PII齿滚 =4.81530.960.98=4.5302kW 鼓轮轴 P轮=PIII滚联 =4.53020.980.99=4.3952kW（2）各轴的理论转速电机轴 nm=1440 rmin第I轴 nI=nmiv=14402=720 rmin第II轴 nII=nIi1=7204.5830=157.103 rmin第III轴 nIII=nIIi2=149.843.5254=44.563rmin鼓轮轴 nw=44.563 rmin（3）各轴的理论转矩TO=9550POnm=95505.51440=36.476 NmTI=9550PInI=95505.1183720=67.889NmTII=9550PIInII=95504.8153157.103=292.714 NmTIII=9550PIIInIII=95504.5302 44.563=970.835 Nm T轮=9550P轮nw=95504.3952 44.563各轴的传递功率：PO=5.5kW PI=4.8153kW PIII=4.5302 kWP轮=4.3952kW各轴的理论转速：nm=1440 rminnI=720 rmin nII=157.10 rmin nIII=44.563rmin nw=44.563rmin各轴的理论转矩：TO=36.476NmTI=67.889 NmTII=292.714 NmTIII=970.835 Nm T轮=941.904Nm=941.904 Nm二、各级传动设计2.1 V带传动 2.1.1主要传动参数和其设计计算带式运输机，不均匀负荷，输出功率 Pd=4.915 kW，转速nm=1440 r/min，传动比 iv=2，一天运行1016小时。1. 确定计算功率 Pca由1 P156表8-7查得工作情况系数KA=1.2故Pca=PdKA=5.51.2=6.6kW2.选取V带类型根据Pca=6.6 kW、nm=1440 r/min ，查P157,图8-11，选用A型V带。3.确定带轮基准直径取滑动率=0.015由P157表8-8，取小带轮基准直径 dd1=100 mm根据 iv=n1n2dd2dd1从动轮基准直径dd2=dd1iv1- =1002(1-0.015)=200mm 取 dd2= 200mm验算带的速度 v=dd1nm601000=1001440601000=7.540 ms带的速度合适。4.确定普通V带的基准长度和传动中心距根据 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初步确定中心距 a0= 400mm计算所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd1-dd2)24a0=1277.489mm由P146表8-2选取带的基准长度 Ld =1400mm带型选择：A型V带基准直径：dd1=100mmdd2= 200 mm带速：v7.540 ms基准长度：Ld = 1400 mm计算实际中心距 aaa0+Ld-Ld02=461.256 mmamin=a-0.015Ld=440.256 mmamax=a+0.03Ld=461.256 mm中心距的变化范围为440.256461.256 mm。5.验算主动轮上的包角 11=180-dd1-dd257.3a =180-200-10057.3461.256=167.57 1120 主动轮上的包角合适。6.计算普通V带的根数z根据1 式（8-26）z=Pca（P0+P)KKL由 n1=1440 r/min，dd1=100 mm ，iv=2，v=7.540 ms 查P152、153表8-4a、b得： P0= 1.3128 kW ; P= 0.162kW又1= 167.57查1 P155表8-5得K = 0.98 查P146表8-2得 K L= 0.96 则：z=6.6(1.3128+0.162)0.980.96=4.7575取z=5根7.计算预紧力 F0(F0)min=500(2.5-K)PcaKzv+qv2查P149表8-3得 q=0.10 kg/m F0min=5002.5-0.986.60.9857.540+0.107.5402=141.457N8.计算作用在轴上的压轴力 FPFP=2zF0sin12=25141.457sin167.572=1406.23 N中心距a：440.256461.256mm主动轮包角：1=167.57V带的根数：5根预紧力：(F0)min=141.457N压轴力FP=1406.23 N2.1.2 带轮材料，结构及其主要尺寸据2 P197，发电机Y132S轴径d=38 mmdd1=100mm2.5d所以据2 P65，小带轮采用腹板式，材料灰铸铁表3 传动带轮的主要尺寸槽型bdBhahfeF小带轮A1113.22.758.7150.310-1+26大带轮A1113.22.758.7150.310-1+26C轮槽数BlddD小带轮34105505010038大带轮341055050200382.2 齿轮传动 2.2.1 高速级齿轮传动设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数（） 选用圆柱斜齿传动（）双班制工作，使用期限8年，精度等级选7级精度（）材料选择。由 1 p.191表（10-1）小齿轮为45号碳钢锻造，调质处理ML，HBS=250；大齿轮为45号钢，调质处理ML，HBS=210，与小齿轮硬度相差40（4） 初选小齿轮 z1=23大齿轮 z2=i Iz1 =105.41 Z2取110初选螺旋角 =142按齿面接触强度设计d1t32KtTIdu+1uZHZEH2a. 初选载荷系数Kt=1.6b. 小齿轮传递的扭矩T1=TI滚=6.79105 Nmmc. 由1 p.205表10-7, 取：齿宽系数d=1d. 由1 p.215图10-26 根据z1=23, z2=106 =14查得：a1=0.765 ; a2 =0.829所以，端面重合度 a=a1+a2=1.594e. 据=14,由1 P217图10-30 选取区域系数ZH=2.433f. 由1P201表10-6 ，查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8 MPag. 计算接触疲劳许用应力由 1 P209图10-21(d)，小齿轮的 Hlim 1= 539MPa，大齿轮的 Hlim 2= 480 MPaN1=60n1jLh=2.074109NcN2=60n2jLh=4.524109Nc由 1 P207图10-19,查得：接触疲劳寿命系数KHN1= 0.88，KHN2=0.955安全系数 SH=1所以H1=KHN1Hlim 1SH=474.32MPa初选齿数：z1=23z2=106初选螺旋角：=14小齿轮传递的扭矩：T1=6.79105 Nmm齿宽系数：d=1H2=KHN2Hlim 2SH=0.985480=458.4MPa H=H1+H22=513.04+472.82=466.36 MPa H1.23H2，所以取 H=466.36MPa代入计算小齿轮分度圆直径 d1td1t32KtTIdu+1uZHZEH2=54.87126 mm计算圆周速度v=d1tnI601000=2.06860 ms计算齿宽 bt及模数 mntbt=dd1t=54.87126mmmnt=d1tcosz1=2.315mmh=2.25mnt=5.2084 mmbh=49.13584.7014=10.535162计算纵向重合度 =0.318dz1tan=1.824计算载荷系数K载荷时轻微冲击，由1 P193，表10-2KA = 1.25，由P194，图10-8查得 Kv = 1.08 (选用7级精度)Ft=2TId1t=2.4745 NKAFtbt=56.370据 2 P195表10-3，取KH=KF=1.43据 2 P197表10-4 ，按软齿面，非对称布置，7级精度，bt=54.87126， d=1，得KH=1.42015H=466.36MPad1t54.87126mmP198图10-13由，bh=10.535162，KH=1.42015，得KF=1.325故载荷系数K=KAKvKHKH=2.7416按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t3KKt=65.66081 mmmn=d1cosz1= 2.77002mm按齿根弯曲强度设计mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaFK=KAKvKFKF=2.5579T1=67.889104 Nm根据 =1.824，从P217 图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.875计算当量齿数zv1=z1cos3=25.178zv2=z2cos3=116.036由1 P200表10-5得，齿形系数： YFa1=2.614，YFa2=2.167应力校正系数：YSa1=1.590 ，YSa2=1.803由 1P208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度强度极限FE1=270 MPa，FE2=260 MPa由 1 P206图10-18查弯曲疲劳寿命系数KFNN1=2.074109，N2=4.525108KFN1=0.855，KFN2=0.905载荷系数：K=2.7416按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=65.66081 mm载荷系数：K=2.5579计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.45F1=KFN1FE1S=159.207 MPaF2=KFN2FE2S=162.276 MPaYFa1YSa1F1=0.02615YFa2YSa2F2=0.02408YFaYSaF=YFa1YSa1F1，YFa2YSa2F2max=0.02615设计计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=2.0140 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.77922 mm 来计算应有的齿数。于是由z1=d1cosmn=31.856取z1=31，z2=uz1=142.0727，取z2=142几何尺寸计算（1） 计算中心距a=z1+z2mn2cos=178.2962 mm圆整后 a 取178 mm（） 计算螺旋角和大、小齿轮的分度圆直径=arccosz1+z2mn2a=0.2376改变不多，参数不必修正d1=z1mncos=63.792 mmd2=z2mncos=292.208 mma=d1+d22=178.2962mm（3） 计算齿轮宽度b=dd1=163.792=63.792 mmmn2.0140mm 选定齿数：z1=31z2=142中心距：a=178.2962mm螺旋角：=0.2376大齿轮的分度圆直径:d1=63.792 mm小齿轮的分度圆直径:d2=292.208 mm圆整后取 B2=65; B1=70 2.2.2 低速级齿轮传动设计低速级1. 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数（） 选用圆柱斜齿传动（） 运输机为一般工作，及其速度不高，精度等级选7级精度（） 材料选择。由1 p.191表（10-1）小齿轮为45钢，调质处理，HBS=245，MQ；大齿轮为45钢，调质处理，HBS=210，ML，与小齿轮硬度相差35（） 初选小齿轮 z3=28大齿轮 z4=i Iz3 = 98.7106,z4取99初选螺旋角 =142按齿面接触强度设计d3t32KtT2du+1uZHZEH2a. 初选载荷系数Kt=1.6b. 小齿轮传递的扭矩T2=TII滚=2.927135105 Nmmc. 由 1 p.205表10-7, 取：齿宽系数d=1d. 由资料 1 p.215图10-26 根据z3=28, z4=99, =14查得： a1=0.78 ; a2 =0.83所以，端面重合度 a=a1+a2=1.61e. 据=14,由1 P217图10-30 选取区域系数ZH=2.433f. 由1 P201表10-6 ，查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8 MPag. 计算接触疲劳许用应力由1 P209图10-21(d)，小齿轮的 Hlim 1=597 MPa由1 p.209图10-21(c)，大齿轮的 Hlim 2= 488 MPaN1=60n1jLh= 4.53108Nc N2=60n2jLh=1.283108Nc 由1 P207图10-19,查得：接触疲劳寿命系数KHN1= 0.92，KHN2=0.95 齿轮宽度:B2=65B1=70初选齿数：z1=28z2=99初选螺旋角：=14小齿轮传递的扭矩：T2=2.9105 Nm齿宽系数：d=1取安全系数 SH=1所以H1=KHN1Hlim 1SH549.24 MPaH2=KHN2Hlim 2SH=463.6MPa H=H1+H22=506.42 MPa H100 NmH=506.42 MPad3t82.704mm据P195表10-3，取KH=KF=1.2P197表10-4 ，按软齿面，非对称布置，7级精度，bt=82.704， d=1，得KH=1.4266P198图10-13由，bh=12.8254，KH=1.4266，得KF=1.38故载荷系数K=KAKvKHKH=2.2469按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d3=d3t3KKt=92.614 mmmn=d3cosz3=3.2094mm按齿根弯曲强度设计mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaFK=KAKvKFKF= 2.1735TII=2.92105 Nmm根据 =2.220017，从P217 图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.875计算当量齿数zv3=z3cos3=30.651zv3=z3cos3=108.373由1 P200表10-5得齿形系数： YFa1=2.511 ，YFa2=2.173应力校正系数：YSa1=1.6283，YSa2=1.7967由1 P208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度强度极限FE1=270 MPa，FE2=260 MPa由1 P206图10-18查弯曲疲劳寿命系数KFNN1=4.53108，N2=1.283108载荷系数：K=2.1778按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d3=89.0234 mm载荷系数：K=2.06145KFN1=0.901，KFN2=0.955计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.45F1=KFN1FE1S=167.77MPaF2=KFN2FE2S=171.241 MPaYFa1YSa1F1=0.02437YFa2YSa2F2=0.022802YFaYSaF=YFa1YSa1F1，YFa2YSa2F2max=0.02437设计计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF= 2.6654 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=82.704 mm 来计算应有的齿数。于是由z3=d1cosmn=29.954取z3=30，z4=uz1=105.76 取z4=106几何尺寸计算（1） 计算中心距a=z1+z2mn2cos=210.245 mm圆整后 a 取198 mm（） 计算螺旋角和大、小齿轮的分度圆直径=arccosz1+z2mn2a=0.2397改变不多，参数不必修正d3=z1mncos=92.647 mmd4=z2mncos=327.353mmmn2.6654mm 选定齿数：z3=30z4=106中心距：a=210.245 mm螺旋角：=0.2397大齿轮的分度圆直径:d3=92.647 mm小齿轮的分度圆直径:d4=327.353mma=d3+d42=210.245mm（3） 计算齿轮宽度b=dd3=192.647=92.647 mm圆整齿轮宽度B4=95 mm，B3=100mm 2.2.3齿轮的主要传动参数和尺寸表4 齿轮材料及主要传动参数高速级齿轮齿数材料热处理表面硬度分度圆直径dZ13145号钢调质250HBS63.791 mmZ214245号钢调质210HBS292.208mm传动传动比i中心距a模数m螺旋角计算齿宽b4.583178.30 mm21463.791mm低速级齿轮齿数材料热处理表面硬度分度圆直径dZ33045号钢调质245HBS92.65 mmZ410645号钢调质210HBS327.35mm传动传动比i中心距a模数m螺旋角计算齿宽b3.525210.245 mm31492.65 mm表5 齿轮几何尺寸（mm）序号 分度圆d齿顶圆da齿根圆df齿宽B163.7926579261.292702292.208294.208289.70860392.6479564788.8971004327.353330.353323.60995齿轮宽度:B4=95B3=100 2.4各轴实际值数值及合理性检验轴号P(KW)T(N.m)N(r/min)传动比i电机轴5.536.476144025.11867.8907204.594.815294.71157.1033.534.530970.8444.5631鼓轮轴4.39595044.5632.4.1各轴实际转速、转矩及传递功率表6 各轴转速、转矩及传递功率 2.4.2设计合理性检验i=32.4054 i理=32.3135244i=i-i理i理=32.4054-32.313524432.3135244=0.002843误差在3%5%，符合要求 2.5联轴器的设计2.5.1选用说明本设计中选用弹性柱销联轴器，本联轴器轴向补偿量大，径向补偿量小，弹性和缓冲性较差，工作温度为-20+70C。主要用于载荷较平稳，启动频繁，对缓冲要求不高的中低速轴系传动。该联轴器的优点符合本设计要求。设计误差：i=0.2843%2.5.2联轴器的型号通过计算联轴器的计算转矩Tca：Tca=KAT查1 p.351.表14-1转矩变化小，KA 选1.5在此处键入公式。由2 p.164 表17-4所以选用HL5型联轴器表7 联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2许用补偿量轴向径向角向HL520002500(铁)501422205.41.50.15030三、轴与轮毂的连接3.1减速器各轴的结构设计 3.1.1高速轴此轴为齿轮轴，因此与齿轮1采用相同材料45号钢联轴器选取：HL5型弹性柱销联轴器1. 确定最小轴径d：已知高速轴上的功率P1，转速nI，扭矩TI 。由P370表14-2，A0 取较大值125 dminA03PIIInIII=24.035mm 为装大带轮，轴径扩大5%7%，又要与带轮孔径配合 查2 P65 表9-1，取系列值dI-II=25 mm。2.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 . 为满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端制出一轴肩，并与唇形密封圈内径匹配，依照2P158表16-9，取dII-III=32 mm，左端用轴端挡圈定位，大带轮与轴配合的毂孔长度 l=50 mm，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=47 mm。. 初步选滚动轴承。选用角接触球轴承7307C，取dIII-IV=dV-VI=35 mm，lV-VI=21 mm，由于为齿轮轴，左、右端滚动轴承都采用轴端定位，由2P148表15-6查得6307轴肩高度h = 7 mm ，取 dIV-V=42 mm。. 轴承端盖的总宽度为42.6mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离l = 30 mm，故取lII-III=68 mm (3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位均采用平键连接按dI-II=25 mm，由2P140表6-1查得平键截面 bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40 mm，滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为r6(4). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考1P365表15-2，取轴端倒角145，各轴肩处的圆角半径均取1 mm。最小轴径：dI-II=25 mmdII-III=32 mm选用滚动轴承：角接触球轴承7307CdIII-IV=35 mmdV-VI=35mmdIV-V=42 mm键的选用：C型键 873.1.2低速轴采用45号钢1.初步确定轴的最小直径：已知高速轴上的功率PIII，转速nIII，扭矩TIII 。由P370表14-2，A0 取较小值105dminA03PIIInIII=49.0046mm输出轴的最小直径应与联轴器HL5的孔径相适应，且以键进行周向定位，扩大5%7%，故取dI-II=51 mm，半联轴器长度L= 142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=107 mm。2.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. 为满足联轴器HL5的轴向定位要求，I-II轴段右端制出一轴肩，并与骨架形唇形密封圈内径匹配，依照2 P158表16-9，取dII-III=60mm，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107 mm，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L1 略短一些，现取lI-II=105 mm。. 初步选滚动轴承。选用角接触球轴承7314C，取dIII-IV=dVI-VII=70 mm，lVI-VII=31 mm右端滚动轴承采用轴端定位，由2P144表15-6查得6214轴肩高度h = 10 mm ，取 dV-VI=80 mm。. 取安装齿轮处的轴段 dIV-V=84mm；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l1=95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 lIV-V=91 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h = 14 mm ，则dV-VI=70mm，同时用于右滚动轴承的轴端定位。. 轴承端盖的总宽度为34.6。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l = 30 mm，故取lII-III=70mm(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连接按dIV-V=84mm，由1 P106表6-1查得平键截面bh=22mm14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为73mm，最小轴径：dI-II=51mmdII-III=60 mm选用滚动轴承：角接触球轴承7314CdIII-IV=70 mmdVI-VII=70 mmdV-VI=80 mmdIV-V=84 mm键的选用：A型键 2214A型键 1610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H7m6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm10mm125mm，半联轴器与轴的配合为r6。滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6(4). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考1 P365表15-2，取轴端倒角245，各轴肩处的圆角半径1 mm。其他尺寸如图：3.1.3中间轴采用45号钢1.初步确定轴的最小直径：已知高速轴上的功率PII，转速nII，扭矩TII 。由P370表14-2，A0 取较大值120dI-II=50 mm选用滚动轴承：角接触球轴承7310CdV-VI=50 mmdIV-V=56 mmdII-III=64 mmdminA03PIInII=32.5045 mm并通过类比，取dI-II=50 mm2.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. 初步选滚动轴承。选用角接触球轴承7310C，取dI-II=dV-VI=50 mm，lV-VI=23 mm，右滚动轴承的左端采用轴端定位，由【2】P148表15-6查得7310C轴肩高度h = 6mm ，取 dIV-V=56 mm。. 取安装高速级大齿轮处的轴段 dII-III=64 mm；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 l1=104mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 lII-III=100mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h = 6mm ，同时低速级小齿轮轴端的轴径也为64 mm，同作为III-IV段，dIII-IV=64 mm。(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dII-III=64 mm，由1 P106表6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56 mm，按dIV-V=64mm，由1 P106表6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80 mm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均为H7m6；滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6 (4).确定轴上圆角和倒角尺寸参考【1】P365表15-2，取轴端倒角1.245，各轴肩处的圆角半径1 mm其他尺寸如图3.2低速轴的强度校核1.求作用在齿轮上的力 Ft=2T2d3=6318.89NFr=Fttanncos=2299.89NFa=Fttan=1543.78NdIII-IV=64 mm键的选用：A型键 1610作用在齿轮上的力Ft=6318.89 NFr=2299.89 NFa=1543.78 N2.轴承对轴的作用力L1=224 mm, L2=160.5mm, L3=81.5mm水平面H:FNH1=FtL3L2+L3=2128.0575 NFNH2=FtL2L2+L3=4190.8372 NMH=FNH2L3=341553.2348Nmm 垂直面V:Ma=FadVI-VII2=54032.46689NmmFNV1=FrL3+MaL2+L3=1877.089NFNV2=FrL2-MaL2+L3=3688.64NMV1=FNV1L2=301272.8374NmmMV2=FNV2L3=300624.448Nmm总作用力：F1=FNV12+FNH12=2837.6211NF2=FNV22+FNH22=5582.9390 N总弯矩:M1=MH2+MV12=455438.1788 NmmM2=MH2+MV22=307537.2235 Nmm扭矩:T=970835.3104Nmm3.做出轴的载荷分析图水平面H:FNH1=2128.0575 NFNH2=4190.8372 NMH=341.553Nm垂直面V:Ma=54.032NmFNV1=1877.089 NFNV2=3688.64 NMV1=301.272 NmMV2=300.624 Nm总作用力：F1=2837.621 NF2=558.2939N总弯矩:M1=455.438 NmM2=307.537 Nm扭矩:T=970.835 Nm（如图）抗弯截面系数:W=33606.9820危险截面弯矩Mca=455.438Nmca=13.552 MPa抗扭截面系数WT=26003.61 mm3T=37.335 MPa4.按弯扭合成应力较核轴的强度抗弯截面系数W= dVI-VII332-bt(dVI-VII-t)2d=33606.9820 mm3计算弯矩 McaMca=M12+(T2)2=455438.2127Nmmca=McaW=13.55189MPa根据1P362 -1=60MPaca-1 该轴的弯曲强度合格。5.轴的扭转强度校核抗扭截面系数WT= dI-II316-bt(dI-II-t)2d=26003.61mm3T=TWT=37.335MPa根据1P370页 表15-3 T=40MPaTT 该轴的扭转强度合格。3.3各轴键的强度校核 3.3.1键的选取均选取普通平键，材料为45号钢（1）高速轴大带轮处的键选用C型键，公称尺寸87，键长为40 mm（2）中间轴高速级大齿轮处的键选用A型键，公称尺寸1610，键长为50 mm（3）低速轴低速级大齿轮处的键选用A型键，公称尺寸2214，键长为73 mm（4）低速轴联轴器处的键选用A型键，公称尺寸1610，键长为125 mm查资料1p104表6-2，得45号钢 p=100120MPa3.3.2高速轴键的校核： 键的工作长度l，键与轮毂槽的接触高度kl=L-b=40-8=32 mmk=0.5h=0.57=3.5mm装键槽的轴径 d = 25 mm校核键连接的强度p=2TIkld=48.492MPap键联接挤压强度满足3.3.3中间轴键的校核： 键一(与高速大齿轮连接)键的工作长度l，键与轮毂槽的接触高度kl=L-b=50-16=34 mmk=0.5h=0.510=5 mm装键槽的轴径 d = 56 mm校核键连接的强度p=2TIkld=61.494MPap键联接挤压强度满足p=100120MPa 3.3.4低速轴键的校核： 键一（与低速大齿轮连接）键的工作长度l，键与轮毂槽的接触高度kl=L-b=73-