二级圆柱齿轮减速器(CAD图纸6张)

沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）目 录概述2设计任务书3第1章传动方案的总体设计 41.1 传动方案拟定41.2 电动机的选择51.3 传动比的计算及分配 51.4 传动装置运动、动力参数的计算 6第2章减速器外传动件（三角带）的设计 72.1 功率、带型、带轮直径、带速 72.2 确定中心距、V带长度、3算包角 82.3 确定V带根数、计算初拉力压轴力 82.4 带轮结构设计9第3章减速器内传动的设计计算 103.1 高速级齿轮传动的设计计算 103.2 低速级齿轮传动的设计计算 143.3 齿轮上作用力的计算 18第4章减速器装配草图的设计214.1 合理布置图面214.2 绘出齿轮的轮廓尺寸 214.3 箱体内壁21第5章轴的设计计算225.1 高速轴的设计与计算225.2 中间轴的设计与计算 285.3 低速轴的设计计算 35第6章减速器箱体的结构尺寸41第7章润滑油的选择与计算 42第8章装配图和零件图431.1附件设计与选择438.2绘制装配图和零件图 43参考文献44致谢453概述毕业设计目的在于培养机械设计能力。毕业设计是完成机械制造及自动化专 业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节， 其目的为：1 .通过毕业设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识， 解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2 .通过毕业设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立 设计能力。3 .进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算 机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。设计任务书一、设计题目：带式输送机传动装置输送机连续工作，单项运转，载荷变化不大，使用期限10年，两班制工作,输送带速度允许误差为土 0.5%二、原始数据：传送 带拉力 F（KN）传送带速度V（m/s）滚筒直径 D （mm使用年限 （年）70001.2550010三、设计内容和要求：本毕业设计选择齿轮减速器为设计课题， 设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件带、齿轮、轴的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等;（4）绘制减速器装配图及典型零件图（有条件可用 AutoCAD绘制）；（5）编写设计计算说明书。2.要求每个学生完成以下工作：1、减速器装配图1张（0号图纸）2、输入轴输出轴零件图各1张（2号图纸）3、齿轮零件图1张（2号图纸）4、设计说明书1份（1万字以上）5、减速器箱体零件图1张（0号图纸）沈阳工业大学应用本科毕业设计(论文)第1章传动方案的总体设计1.1 传动方案拟定（图2）1-带传动2-电动机3-减速器4-联轴器5-输送带6-输送带由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输 设备。减速器为展开式圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。1.2 电动机的选择1 .选择电动机的类型，根据用途选用 Y系列三相异步电动机。 输送带功率为Pw=d = 7000M1.25kw=8.75kw100010009查表132-1取，带传动效率*1带=0.96, 一对轴承效率。轴承=0.99,直齿齿轮传动效率刈直齿=0.97,联轴器效率刈联=0.99,得电动机到工作机问的总效率为“总=。带”4 轴承n2 直齿联=0.96*0.99 4*0.97 2*0.99=0.8592 .选择电动机功率电动机所需工作效率为P 0= Pw/。总=8.75/0.859 Kw=10.19Kw根据表138-2选取电动机的额定工作功率为 Ped=11Kw3 .确定电动机转速输送带带轮的工作转速为1000 60v 1000 60 1.25二 500= 47.77r/min由表132-2可知带传动传动比i带=24,两级减速器传动比i齿=840, 则总传动比范围为i 总= 锥i 齿=(2-4) * (8-40) =16160电动机的转速范围为n0=nwi 总=47.77*(16 160)r/min=764.32 7643.2r/min由表138-2 知，符合这一要求的电动机同步转速有 1000r/min、1500r/min 和3000r/min ,考虑到3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体 积大且价格贵，所以本例选用 1500r/min的电动机，其满载转速为1460r/min, 其型号为Y160M-41.3 传动比的计算及分配1 .总传动比i 总二口加底1460/47.77=30.562 .分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5,则减速器传动比为= 12.22.%30.56i 二二i 带2.5高速级传动比为ii = J(1.31.4)i =J(1.31.4) 12.22 =3.994.14 ,取 i=4.1低速级传动比为i2=i/i 1=12.22/4.1=2.981.4 传动装置运动、动力参数的计算1 .各轴转速no=nm=1460r/minn1=no/i 带=1460/2.5=584r/minn2=ni 1=584/4.1r/min=142.44r/minn3=nt/i 2=142.44/2.98r/min=47.8r/minnw=n3=47.8r/min2 .各轴功率p1=po” 带=10.19*0.96kw=9.78kwP2=p1 n 1-2=p1” 轴承。齿=9.78*0.99*0.97kw=9.39kwP3=p2n 2-3=p2r 轴承州齿=9.39*0.99*0.97卜0=9.02卜0Pw=p3n 3-w=p3” 轴承州联=9.02*0.99*0.99kw=8.84kw3 .各轴转矩T0=9550p)/n 0=9550*10.19/1460N mm=66.65N m二9550p/n 1=9550*9.78/584N mm=159.93N mT2=9550伐/n2=9550*9.39/142.44N mm=629.6N mT3=9550p7n 3=9550*9.02/47.8N - mm=1802.11N mTw=9550p/nw=9550*8.84/47.8N - mm=1766.15N m第2章 减速器外传动件(三角带)的设计2.1 功率、带型、带轮直径、带速1 .功率Pd=KAP0由表13 8-6 ,查得工作情况系数 K A = 1.2 ,则Pd =kaF0 =1.2 10.19kw =12.23kw2 .选择带型no=1460r/min , Pd =12.23kw,由13图 8-2 选才i A 型 V 带3 .确定带轮基准直径根据表138-7 ,选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮直径为dd2 =i 带 dd1 = 2.5 父 100mm = 250mm4 .验算带的速度：dd1no二 100 1460 ,丫带=m/s60 100060 1000= 7.64m/s 二 Vmax =25m/s根据0.7(dd1+dd2) a0 3 2K1 ZeZhZZ - :d （Qh ）小齿轮传递转矩为 T1=159930N - mm因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数 Kt=1.4由表138-19 ,查得弹性系数Ze=189.8 v/Mpa直齿轮，由13图9-2查得节点区域系数ZH=2.46齿数比=i 1=4.1取齿宽系数；=1.1初选Zi=23，则乙=23*4.1=94.3 ,取乙=95,则端面重合度为一 二1.88 -3.2(乙Z2)cos :11= 1.88 -3.2()cos1223 95= 1.67轴向重合度为1 =0.318 dzitan=0.318 1.1 23 tan12= 1.71由13图8-3查得重合度系数Z =0.775由13图11-2查得螺旋角系数Zp = 0.99许用接触应力可用下式公式k = Zn。H im / Sh由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为二 Him1 =580pa,；Hiim2 = 390 pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为_一_一_9Ni=60ni aLh=60*584*1*2*8*250*8=1.12*10N=N1/i 1=1.12*10 9/4.1=0.27*10 9由13图8-5查得寿命系数ZN1=1,Zn2=1.14 ;由13表8-20取安全系数 0=1,则有!h1 ZN1；Hiim1/SH =1*580/1 =580Mpa !2 =Zn2-Hiim2/SH = 1.14*390/1 = 445Mpa初算小齿轮的分度圆直径d1t,3 2KT1 1 1 ZEZHZ Z -& d (Qh )3 2 1.4 159930 4.1 1(189.8 2.46 0.775 0.99)2 mm 1.14.1445=68.98mm3 .确定传动尺寸1）计算载荷系数由表138-1查得使用系数K=1.0二 dim60 1000二 68.98 58460000m/s=2.1im/sKv=1.17,由由13图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数13图8-7查得齿向载荷分配系数K?=1.11 ,由表138-22查得齿间载荷分配系数Ka=1.2,则载荷系数K =KaKvK.K2=1 1.17 1.2 1.11=1.56对d1t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即d 1=d1t 31 68.98 x；/.56 =71.51mmKt1.4d1cos ：71.51 cos12大腕模数 m m=3.04mm,查表138-23 ,取标Z123准模数m=3.5mmmn(Z1 Z2)2 cos :计算传动尺寸中心距为 迪咨上952mm =211 15mm2cos12取整& =212,则螺旋角为:arccosm arccos3.5 (23 95) =13.082 al2 212因P值与初选值相差不大，故对与P有关的参数不用进行修正大端分度圆直径为d1mz1cos :3 5 23=82.65mmcos13.08d2mz23.5 95=341.38mmcos13.08(6)齿宽为 b= $dd1=1.1*82.65mm=90.92mm取 b2=91mmb1 =b2 + (5 10) mm ,取 b二100mm4 .校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为2KTi, 1次谢士K、Ti、m和di同前齿宽 b = b2 =91mm齿形系数Yf和应力修正系数Ys即当量齿数为Zvi =23Zv2 =cos3cos313.08乙 95 cos3 :cos313.08=24.89= 102.81由13图 8-8 查得 %=2.58,丫 f2=2.28 由13图 8-9 查得 由1=1.51 ,由2=1.73由13图8-10查得重合度系数丫； = 0.71由13图11-3查得螺旋角系数丫： =0.87许用弯曲应力Yn 二F lim由13图SF=1.25,故8-11查得寿命系数 Yn1=Yn2=1，由表138-20 查得安全系数!2YN1 F|im1Sf-Yn2- F lim2SF1 215 172Mpa 1.251 170136Mpa1.25F12KT1bmnd1YfYsYY”Qf2 1.56 159930=91 3.5 82.652.58 1.51 0.71 0.87Mpa=45.61Mpa ”二格二 F2YF 2YS2YfYs1=45.612.28 1.732.58 1.51Mpa=46.18Mpa cF25 .计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 m 1= 口:=35 = 3.59 mm cos :cos13.08齿顶高 ha=m n=3.5mm齿根高 h f=1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm顶隙 C=0.25m=0.25*3.5mm=0.875m全齿高 h=h a+hf =3.5+4.375mm=7.875mm齿顶圆直径为da1=d1+2ha=82.65+2*3.5mm=89.65mmda2=5+2ha=341.38+2*3.5mm=348.38mm齿根圆直径为df产d1-2hf=82.65-2*4.375mm=73.9mmdf2=d2-2hf=341.38-2*4.375mm=332.63mm3.2低速级齿轮传动的设计计算1 .选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表138-17 得齿面硬度 HBV=217255, HBW162217.平均硬度HBV=236, HBW190.HBWHBW=46.在3050HBWL问。选用8级精度。2 .初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为3 2KT2 J 1 ZeZhZ Z . 2 ；d（；）1）小齿轮传递转矩为T2=629600N - mm2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数K=1.43）由表138-19 ,查得弹性系数ZE=189.8jMpa4）初选螺旋角P=11,由13图9-2查得节点区域系数Zh=2.465）齿数比=i 2=2.986）取齿宽系数勉=1.17）初选乙=25，则Z4=25*2.98=74.5 ,取Z4=75,则端面重合度为11,=1.88 -3.2（） cos -Z3 Z41 1= 1.88 -3.2（）cos1325 75=1.68轴向重合度为；一：=0.318 dZ1tan 1= 0.318 1.1 25 tan11= 1.708）由13图8-3查得重合度系数Zs=0.7759）由13图11-2查得螺旋角系数Z. = 0.9910）许用接触应力可用下式公式H - Zn- lim / Sh H由13图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为rHlim1 =580 paoHlim2 = 390pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为8N3=60n2aLh=60*142.44*1*2*8*250*8=2.73*10N=N/i 2=2.73*10 8/2.98=9.16*10 7由13图8-5查得寿命系数ZN=1.14, ZN2=1.18 ;由表138-20取安全系数Sh=1,则有hi =Zni 二 hwi/Sh =1.14*580/1 =661.2MpaH2 =Zn2 二 Hlim2/SH = 1.18* 390/1 = 460.2Mpa沈阳工业大学应用本科毕业设计(论文)取二H =460.2MPa初算小齿轮的分度圆直径dit,有二32KT21 ZeZhZ Z ：d(二H)22 1.4 629600 2.98 1189.8 2.46 0.775 0.991.12.98460.22)mm19=109.06mm3 .确定传动尺寸(1)计算载荷系数由表138-1查得使用系数K=1.0因 v = 3tn260 1000二 109.06 142.44 m/ s =0.81m/ s60000由13图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数 Kv=1.17,由13图8-7查得齿向载荷分配系数K?=1.08,由表138-22查得齿间载荷分配系数KaN,则载荷系数K=KAKvK-K：=1 1.17 1.2 1.08=1.52d3cos：109.06 cos11(5)大炳模数 mm =-= 4.28mm,查表138-23 ,Z325取标准模数m=4.25mm计算传动尺寸中心距为mn(Z1 Z2)2 cos :4.25 (25 75)mm= 216 48mm2 cos11取整a2=217mm,则螺旋角为mn(Z1 Z24.25 (25 75)二 arccos二 arccos=11.682 al2 217因P值与初选值相差大，故对与P有关的参数不用进行修正大端分度圆直径为d3mz34.5 25 cos11.68=114.88mm,mz44.5 75d4 = -4 = = 344.63mmcos :cos11.68(6)齿宽为 b= %d3 =1.1*114.88mm=126.37mm取 b4=127mmb3=b4 +(510) mm,取 b二135mm4 .校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KT2一 1仃f =-YfYsYYtf W 匕 Ibmnd3(1) K、m和d3同前(2)齿宽 b =b4 =127mm(3)齿形系数YF和应力修正系数Ys即当量齿数为ZV3ZV4由13图 8-8 查得 YF3=2.62,Yf4=2.21,由13图 8-9 查得 %3=1.58, Ys4=1.81(4)由13图8-10查得重合度系数Y产0.701(5)由13图11-3查得螺旋角系数Yp = 0.92(6)许用弯曲应力Z3 cos3Z4cos3 :25cos311.6875cos311.68=26.62= 79.86Sf由13图8-11查得寿命系数 Yni=Yn2=1,由表138-20 查得安全系数SF=1.25,故沈阳工业大学应用本科毕业设计(论文)lim 31 215二 F1SF1.25二 172MpaYN 4 0 F lim 41 170Sf1.25= 136Mpa2KTbmiYFYsYY5F2 1.52 629600 2.62 1.58 0.701 0.92Mpa= 127 4.5 114.88= 77.83Mpa 30.18+30.18* (0.03 0.05) mm=31.09-31.69mm取 dmin =32mm4 .结构设计(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零 件的安装顺序，从最细处开始设计(2)轴段O 轴段O 上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计 同步进行。根据第三步的初算结果，考虑到如该段轴径取得大小，轴承的寿命可 能满足不了减速器预期寿命的效果，定轴段O的轴径di=35mm带轮轮毂的宽度为 (1.52 ) di=52.57 0 mm结合带轮节后L带轮=6384mm取带轮轮毂的宽度L带轮二70mm轴段。的长度略小于毂孔的宽度，取 Li=68mm(3)密封圈与轴段C2 在确定轴段2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及 密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h= (0.070.1 ) di= (0.07 0.1) *35mm=2.453.5mm 轴段C2 的轴径 d2=di+2*(2.45 3.5) mm=39.942mm 其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s,可选用毡圈油封，查表i38-27 初选毡圈 40 JB/ZQ46061997, WJ d2=40mm(4)轴承与轴段C3及轴段。的设计考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段。3上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为 7209C,由表i3ii-9 得轴承内径d=45mm外径D=85mmg度B=i9mm,J圈定位 轴肩直径da=52mm外圈定位内径Q=78mm在轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3=i8.2mm故取轴段？的直径d3=45mm轴承采用脂润滑，需要用挡油杯阻止箱 体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油杯，轴承靠近箱体内 壁的端面距箱体内壁距离取，挡油杯的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1-2mm挡油杯轴孔宽度初定为 B=15mm,则L=B+B=19+15mm=34mm通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则 d7=40mm L7=B+B=33mm 齿轮与轴段C5的设计轴段S上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3,可初定d5=47mm则由表138-31知该处键的截面尺寸为b*h=14*9mm轮毂键才深度为t i=3.8mm则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽 dfi ds , e = - - -t1 22顶部的距离为=(739-47-3.8)，故该轴设计成齿轮轴，则有d5=dfi=73.9mm22=9.65 :二 2.5mn L5=bi=100mm轴段(3和轴段C5的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则d4 =d6 =48mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为 0 ,则轴段g 的长度 L6 =+& Bi=12+1015=7mm。轴段G4 的长度为 L4 =Bx+_& _b1 _B1 =206+12 1075 15 = 118mm(6)轴段的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件 有关。轴承座的宽度为L =5+g+Q+(58)mm,由表134-1可知，下箱座厚、=0.025a2 3mm =0.025 217 3 = 8.425 8mm取6 =9mm,a1+a2 =212+217mm = 429mm ,取轴承旁连接螺栓为M20,则c=28mm C2=20mm，箱体轴承座宽度 L = 9+28 + 20+(5 8)mm = 62 65mm ,取 L=64mm，可取箱体凸缘连接螺栓为 M12,地脚螺栓为d4 = M 20 ,则有轴承端盖连 接螺栓定为0.4d4=0.4x20mm=8mm ,由表138-30 得轴承端盖凸缘厚度取为 Bd =10mm,取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 1 =2mm ,端盖连接螺钉查表 138-29采用螺钉GB/T 5781 M8*25，为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴 承端盖连接螺钉，取带轮凸缘面距轴承端盖表面距离 K=28mm,带轮采用腹板式， 螺钉的拆装空间足够。L2 =L Bd K 1 B带轮L 带轮-： - B2一155 -80贝U =64 10 28 2-12 -82 = 121.5mm(7)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=17mm则由13图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为29l1l2l3L带轮L2a3 -L5=L3 L4- a32(8)键连接80121.5 17 = 178.5mm2c 100 ,“二34 11817 -185mm21007 34-17 =74mm2带轮与轴段。间采用A型普通平键连接，查表138-31取其型号为键8 45GBm096-19905.轴的受力分析(1)画轴的受力简图轴的受力简图如图5所示Fr1=2849.6N二二、 一 BI-R=7829.22NFp=2953.92N(2)计算支承反力在水平面上为R1H82.65Q(l1 l2 l3)-Fr1l3-Fa1d1 2N972.7(178.5 185 74) -1445.76 74 -899.01185 74= 281126.45NR2H =Q-Rh -FM=972.7 - 281126.45 -1445.76 N=281644.51N在垂直平面上为RvFt1l3l2 l33870.05 74- N F105.73N185 74R2v =Ft1 R1V =3870.05-1105.73N = 2764.32N沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）轴承1的总支承反力为R = . R1H2 Rv2 =、281126.452 1105.732 N =281128.62N轴承2的总支承反力为_ 2 Z_2；-2 I_I 2R2 = JR2HR2v =(281644.51)2764.32 N =281657N画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面右侧为MaH =R2H l3 =-281644.51 74N =-2084169374Nmma-a剖面左侧为MaH =MaH -Fa1d；282.65=20841693.74 -899.01 N2二20878845.33Nmmb-b剖面左侧为MbH =Ql1 =932.72 178.5mm =-166490.52Nmm在垂直平面上为Mav = -R1vl2 = -1105.73 185N *mm = 204560.05N *mmMbv =0N *mm合成弯矩M a = S M 2aH M 2ava-a 剖面为=4(-20878845.33)2 +204560.052 N mm= 20879847.39N *mmM b = M 2bH M 2bvb-b 剖面左侧为=$(-166490.52)2 +02 N ,mm= 166490.52N *mm(4)画转矩图 转矩图如图5f所示,T1=159930Nmm6 .校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面 其抗弯截面系数为二d 33二 453333232W = =mm = 8941.64mm31沈阳工业大学应用本科毕业设计(论文)35抗扭截面系数为,3d 3WT 二163二 45163=17883.28mm3弯曲应力为扭剪应力为Mb166490.528941.64Mpa =18.62Mpa15993017883.28Mpa =8.94Mpa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环 处理，故取折合系数：=0.6,则当量应力为二 e - ；.2b 4(一 )2；18.622 4 (0.6 8.94)2Mpa= 21.49Mpa由表138-26 查得45钢调质处理抗拉强度极限0rB =650Mpa ,则由表138-32查得轴的许用弯曲应力 hb】=60Mpa,仃e 匕强度满足要求7 .校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为4T14 159930；=p1 L =Mpa =71.57Mpap d1M 35 7 (45 - 8)取键、轴及带轮的材料都为钢，由表138-33 查得k 】p =125M p y50M p, a1强度足够DMyiFnv4MiL-.FTirnHIffniin 口 If! LlHnnininnnTrrTTrw-l5.2中间轴的设计与计算1 .已知条件高速轴传递的功率p2=9.39kw,转速n2=142.44r/min ,齿轮分度圆直径d2=341.38mm d3=114.88mm齿轮宽度 b2=91mm,b=135mm2 .选择轴的材料因传递的功率不大， 并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表138-26选用常用的材料45钢，调质处理3 .初算轴径啸平/黑mm = 44.44mm查表139-8得C=108 135,取中间值C=110,则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%- 5%轴端最细处直径di44.44+44.44* (0.03 0.05) mm=45.7/46.62mm4 .结构设计(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件 的安装顺序，从最细处开始设计(2)轴段。及轴段O的设计该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的 选择设计同步进行。轴段J及轴段(5上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又 符合轴承内径系列。根据dmin=44.44mm暂取轴承7207C,由表139-9得轴承内 径d=50mm外径D=90mm宽度B=20mm内圈定位直径da=57mm外径定位 Q=83mm 轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3=19.4mm故di=50mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm(3)齿轮轴段C2与轴段0的设计轴段Q上安装齿轮3,轴段(4上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于di和d5,可初定d2=d4=52mm齿轮2轮廓的宽度范围为(1.21.5) d2=62.478mm取其轮毂宽度与齿 轮宽度b2=66mnmf等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。由于齿轮 3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=105mmf等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段Q长度应比齿轮2的轮毂略短，故取L2=102mm L4=64mm(4)轴段O的设计该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为(0.07 0.1)d 2=3.64 5.2mm 取其高度 h=3mim 故 d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮 2的轮毂右端面与箱体内壁的距离均 取为4=10mm且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为b1 b2Bx=2 3 b31 22=2父10+10+105 + 75；66 , A3 =10.5mm,Bx=206mm tSft 2 的右端面与箱体内 =205.5mm2 -1 (bi -b2)/2壁的距离=10+(75-66)/2 则轴段C3的长度为L3=A3=10.5mm = 14.5mm此时齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片 使其处与正确的安装位置(5)轴段及轴段C5的长度由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为A=5mm,则轴段。的长度为沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）L1 = B ： _ ： _13=20 12 10 3mm二45mm轴段S的长度为L5 = B，：、2 2 =20 12 14.5 2mm =48.5mm（6）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=19.4mm则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为l1 = L 。a3 -3135 _ 八 =45 -19.4 -3mm2=90.1mm91 135= 10.5mm2= 123.5mml3 =L5 b2 -a3 -2291 =48.519.4-22=72.6m m5 .键连接齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表138-31取其型号为键16M 100GB/T1096- 1990,齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键 16 63GB/T1096-19906 .轴的受力分析1）画轴的受力简图轴的受力简图如图6所示d2d3c _ Fa3 c22Fr2l3 -Fr3(12 l3) - Fa2Rhll 1213341 38114 881445.76 72.6 -4073.02 (123.5 72.6) -899.01-2265.642290.1 123.5 72.6-3414.91NR2H=Fr2-R1H-Fr3=1445.76+3414.91-4073.02N=787.65(式中负号表示与图中所画方向相反）在垂直平面上为RvE3 M11121310961 (90.1 123.5) 3870.05 72.6 =N90.1 123.5 72.6-9162.25NR2v = % Ft2 - Rv= 10961 3870.05-9162.25N=5668.8N轴承1的总支承反力为R = . R1H2 Rv2 = :；(-3414.91)2 9162.252 N =9777.96N轴承2的总支承反力为R2 二 . R2H 2 R2v2 =也787.652 5 6 68.82 N -5723.26N画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为M aH=Ri=-3414.91*90.1=-307683.4Nmma-a剖面右侧为d3M aH - M aH Fa3 211488=307683.4 2265.64 11488 N *mm 2-177545.04N *mmb-b剖面右侧为_ d2MbH =MbH Fa2?2 341.38= 57183.4 -899.01- N mm2二96268.62N，mmMbH =R2H13= 787.65 72.6N *mm= 57183.4N mm在垂直平面上为Mav =R1vli =9162.25 90.1N *mm = 825518.73N *mmMbv =R2v13 =5668.8 72.6 =411554.88N *mm合成弯矩M a = . M 2aH M 2ava-a 剖面左侧为=、(-307683.4)2 十825518.732N *mm=880993.9N，mmM a = . M 2aH M 2ava-a 剖面左侧为=J(-177545.04)2 +825518.732 N mm= 844395.3N *m mM b = M 2bH M，b-b 剖面左侧为=J(-96268.62)2 十411554.882 N mm= 422664.25N *mm37沈阳工业大学应用本科毕业设计(论文)M b = , M 2bH M 2bvb-b 剖面右侧为二T57183.42 +411554.882 N mm= 415508.56N *mm(4)画转矩图 转矩图如图5f所示,T2=629600Nmm7 .校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩， 其轴颈较小，故a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面 系数其抗弯截面系数为抗扭截面系数为d32 bt4 - t)2 VW =322d2= 11843.8mm33-16 6 (52 一 62 mm3322 52至 bt(d2-t)2 .上一16 6(52-6)2mm316 2d2162 523=25641mm3a-a剖面左侧弯曲应力为Ma880993.9 Mpa = 74 38Mpa11843.8a-a剖面右侧弯曲应力为Ma844395.3Mpa =71 29Mpa11843.8扭剪应力为Wt629600 MMpa = 24 55Mpa25641按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环 处理，故取折合系数: =0.6,则当量应力为F二 e 2b , 4(； )2=71.292 4 (0.6 24.5)2 Mpa= 77.11Mpa仃；下他,故a-a剖面右侧为危险截面 由表138-26 查得45钢调质处理抗拉强度极限ib =650Mpa ,则由表138-32查得轴的许用弯曲应力 卜b】=60Mpa, 3 卜b】强度满足要求8 .校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为(J4T2d4M4 62960052 10 (63-16)Mpa =103.04Mpa41取键、轴及带轮的材料都为钢，由表138-33 查得k 1 =125M p750M p, a?p1 k 】p ,强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够5.3低速轴的设计计