圆柱斜齿轮二级减速器

下载可编辑成绩：_机械产品设计 项目设计说明书设计题目 ：带式输送机传动装置设计专业班级 ：机制 2014-2 班学生姓名 ：学号：120202217指导教师 ：李 秋 生河北工程大学科信学院2014年12月10日.专业 .整理 .下载可编辑目录23 V 5 7 10 14 21 25 26 28 28 29 30 31.专业 .整理 .下载可编辑第一章设计任务书一、设计题目 ：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一 ，其主要功能是由输送带完成运送机器零 、部件的工作 。2、机器工作条件（ 1）载荷性质单向运输 ，载荷较平稳 ；（ 2）工作环境室内工作 ，有粉尘，环境温度不超过 35 C；（ 3）运动要求输送带运动速度误差不超过 5%；滚筒传动效率为 0.96；（ 4）使用寿命 8 年，每年 350 天，每天 16 小时；（ 5）动力来源电力拖动 ，三相交流 ，电压 380/220V ；（ 6）检修周期半年小修 ，二年中修 ，四年大修 ；（ 7）生产条件中型机械厂 ，小批量生产 。3、工作装置技术数据（ 1）输送带工作拉力 ：F=3.4kN ；（ 2）输送带工作速度 ：V=2.1m/s ；（ 3）滚筒直径 ：D=550mm 。二、设计任务1、设计工作内容.专业 .整理 .下载可编辑（ 1）胶带输送机传动系统方案设计 （包括方案构思 、比选、决策）；（ 2）选择电动机型号及规格 ；（ 3）传动装置的运动和动力参数计算 ；（ 4）减速器设计 (包括传动零件 、轴的设计计算 ，轴承、连接件、润滑和密封方式选择 ，机体结构及其附件的设计 )；（ 5） V 带传动选型设计 ；（ 6）联轴器选型设计 ；（ 7）绘制减速器装配图和零件工作图 ；（ 8）编写设计说明书 ；（ 9）设计答辩 。2、提交设计成品需要提交的设计成品 ：纸质版、电子版（以班级学号 中文姓名作为文件名 ）各 1 份。内容包括：（ 1）减速器装配图一张 ；（ 2）零件图 2 张(完成的传动零件 、轴和箱体的名称 )；（ 3）设计计算说明书一份 。三、设计中应注意事项1.计算和绘图应交替进行 ，并注意随时整理结果 ，列表保存 。2.设计中要贯彻标准 。（ 标准件和标准尺寸 ）3.全面考虑问题 ：强度、结构、加工工艺等 。4.设计应有创造性 ，多方案比较 ，择优选用 。5.设计过程中注意培养独立工作能力。6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。四、设计阶段.专业 .整理 .下载可编辑1.计划阶段 ；2.方案设计 ；3.技术设计 ；4.设计文件汇总 。五、完成时间要求在 2014 年 12 月 10 日之前完成全部设计任务。指导教师 ：李秋生2014年12月15日第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示.专业 .整理 .下载可编辑二、电动机的选择1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率pv3.4 10002.1Pw10007.14kW1000设： 带对 V 带效率。带 =0.96轴 对滚动轴承效率 。轴 =0.99联 为齿式联轴器的效率 。 联 =0.99齿 为 7 级齿轮传动的效率 。齿 =0.98筒 输送机滚筒效率 。筒 =0.96估算传动系统的总效率 ：320.960.99 0.9930.9820.96 0.85带联轴齿筒工作机所需的电动机攻率为 ： prpw7.148.4kW0.85Y 系列 三相异步电动机技 术数据中应满足 ： pmpr ， 因此综合应 选电动机额定 功率pm11kw2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60 v60 10002 .1n w55072 . 95 r minD查表得 V带传动比范围为i2,4；二级圆柱齿轮减速器的传动比为。总传动比的范1i2 8,60围为 16,240 ；则电动机的转速范围为 993,14897 。方案比较额定功率同步转速满载转速方案号型号KWr/minr/min.专业 .整理 .下载可编辑1Y160L-211kW300029302Y160M-411kW15001460由表中数据可知两个方案均可行，但方案 2 的传动比较小 ，传动传动装置结构尺寸较小。因此可采用方案 2，选定电动机的型号为Y180M-4 。其主要参数如下表 ：方案额定功率同步转速满载转速堵转转矩最大转矩型号号KWr/minr/min额定转矩额定转矩2Y160M-411kW150014602.22.3三、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：nm1460i 总20.01n w72.95取 V 带单级传动传动比i 012.5速器的总传动比为 i320.01 82.5i8i122.481.31.3i8i 233.22i22.48i012.5，i122.48，i233.22四、传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速 、功率和转矩的计算如下 ：0 轴 电动机轴n01470r min p08.4kw.专业 .整理 .下载可编辑T 9550 p09550 8.454.94N m0n014601 轴 减速器高速轴n0n1584 r mini01p1p 0V8.40 .968.06 kwT1T0 i01轴54.942.50.99 135.97N m2 轴 减速器中间轴n1584minn2235.48 ri122.48p2 p112 8.06 0.977.81kwT2T1i12 12135.972.480.97327.08Nm3 轴 减速器低速轴n3n2235.48mini273.13r3.22p3p2237.81 0.977.57 kwT3T2i2323327.08 3.22 0.97 1021.6N m4 轴 工作机n 4n373.23r / minp4p3 347.570.98017.418kwT4T3i4 341021.610.98011001.17 Nm电动机减速器工作机轴号0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 r/min1460584235.4873.1373.13.专业 .整理 .下载可编辑功率 kw8.48.067.87.577.418转矩 N?m54.94135.97327.081021.61001.17联接、传动件V 带齿轮齿轮联轴器传动比2.52.483.221传动效率0.990.970.970.9801第三章 V 带传动的设计计算1、确定功率 PCKA 为工作情况系数 ，查课本表 8-7 可得 KA=1.2即 PC=K APed=1.2 11=13.2kW2、选择 V 带的型号根据计算功率 PC=13.2kW ，主动轮转速 n 1=1460r/min ，由课本图 8-11 选择 B 型普通 V 带。3、确定带轮基准直径d d1 、d d2由课本表 8-8 和图 8-11 得 d min =125mm取 dd1 140mm dmin大带轮的基准直径dd 2i 01dd12.5140350mm由课本表选取标准值d d2 =355mm ，则实际传动比 i 、从动轮的实际转速分别为dd 2355i2.53dd 1140n01460n1577r / mini2.534、验算带速 v.专业 .整理 .下载可编辑vdd 1n1140 146010006010.69m / s601000带速在 525 的范围内 。5、确定带的基准长度Ld 和实际中心距 a根据课本 （ 8-20 ）式得 0.7(dd1dd 2 )a02(dd1dd 2)得 346.5 a0 990初定中心距 a0500 mm ，由课本式 (8-22) 得：L02a0dd 2 )(dd 2dd1) 2(dd14a022500355)(355140)2(14045001800.26mm2查课本表 8-2 可得：Ld=1800mm由课本（8-23 ）式得实际中心距a 为a aLd L05001800 1800.26499.87mm022中心距 a 的变动范围为amina0.015Ld967 0.0153150472.87mmamaxa0.03Ld9670.033150553.87mm6、检验小带轮包角 1由课本式 （ 8-17 ）得 180(dd 2dd1 ) 57.3155.35 90a7、确定 V 带根数 Z由 d d1 =140mm 和 n0=1460r/min ，查表得 P0=2.83kW 。根据 n 0，i=2.5和B型带，查表得0。=1460r/minP =0.463kW查表得 K=0.93 ，KL=0.95 。zPC13.24.53P0 )KK L(2.830.463) 0.930.95( P0.专业 .整理 .下载可编辑取 z=5 根 。8、求初拉力 F0 及带轮轴上的压力FP查表得 B 型普通 V 带的每米长质量 q=0.18kg/m，根据课本式 （8-27 ）得单根 V 带的初拉力为F0500 (2.5 K)PCqv2500 (2.50.93)13.20.18 10.692208.45NKzv0.93 510.69由课本 (8-28) 式得作用在轴上的压力FP 为FP2zF0sin12 5 208.45sin 1552035.08N229、设计结果选用 5 根 B 型 V 带，中心距 a=499.87mm ，带轮直径 dd1 =140mm ， dd2 =355mm ，轴上压力FP=2035.08N 。第四章高速级齿轮设计已知条件为8.06kW ，小齿轮转速 =1460r/min ，传动比 2.48，由电动机驱动 ，工作寿命 8年，两班制，载荷平稳 ，连续单向运转 。一、选定齿轮类型 、精度等级 、材料以及齿 数1、按传动方案 ，选用直齿圆柱齿轮传动2、减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高 ，所以选用 7级精度（ GB10095-88 ）3、选用材料 ，由表 10-1 可选择小齿轮的材料为40Gr （调质），硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者的材料硬度相差40HBS。4、选小齿轮齿数为 z1 =25 ，大齿轮 z2=2.4825=62 。5、初选螺旋角 =14二、按齿面接触强度设计.专业 .整理 .下载可编辑1、确定各计算数值（ 1）试选载荷系数 Kt=1.6 。（ 2）计算小齿轮传递的转矩 。T195.5 105 P1 95.5105 8.06 1.31 105 N mmn1584（ 3）由课本表 10-7选取齿宽系数 d =1 。1（ 4）由课本表 10-6查得材料的弹性影响系数 Z E189.8MPa 2。（ 5）由课本图 10-30 选区域系数 Z H2.433(6) 由课本表 10-26 查得10.7520.831.58（ 7）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 =550MPa 。（ 8）由课本式 10-13 计算应力循环次数N1 60n1 jLh60 584 1 （16 3508） 1.57 109N1.57109822.486.33 10（ 9）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 =0.91 ； KHN2 =0.953 。（ 10）（ 10）计算接触疲劳许用应力 。取失误概率 1%，安全系数 S=1，由课本式 （10-12 ）得HK HN 1lim 10.91600546 MP a1SHK HN 2lim 20.953550 524 .15 MP a2SHH 1H 2546524 .152535MPa22、计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径.专业 .整理 .下载可编辑3 2K t T1u 1 ZE Z H2d1tduH21.61.311053.48189.8232.43312.4865.21mm535（ 2）计算圆周速度 v。 d1 t n1 65 .21 584v1000601.99m / s601000（ 3）计算齿宽 b。b dd1t165.2165.21mm（ 4）计算齿宽与齿高之比 b 。h模数 mtd1 t cos65.21cos14z12.53mm25齿高 h2.25mt2.252.535.69mmb 65.21 11.46h 5.69（ 5）计算载荷系数（ 6）由课本表 10-2 查得使用系数 KA=1根据 v=1.99m/s ，7级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.09 ；由表 10-3 查得斜齿轮 ，KH =K F=1.4 ；由表 10-4 用查得 7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH =1.422 。由 b/h=11.46 ，KH=1.422 查图 10-13 的KF=1.39 ；故载荷系数K=K AKvKHKH =11.091.41.422=2.17（ 7 ） 按 实 际 的 载 荷 系 数 校 正 所 算 的 的 分 度 圆 直 径 ， 由 课 本 式 (10-10a) 得.专业 .整理 .下载可编辑dd1t3K65.2132.1772.18mm1K t1.6（ 8）计算模数 md1 cos72.18 cos14m2.8mmz120三、按齿根弯曲强度设计由课本式 （ 10-5 ）得弯曲强度的设计公式为2 KT1YYFaYSam 3Fd z121、确定公式内的各计算数值（ 1）由课本图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限FE1=380MPa ；（ 2）由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 ，KFN2=0.88;（ 3）计算弯曲疲劳许用应力 。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，由课本式 （10-12 ）得FK FN 1FE10.855001S303.5MPa1.4FK FN 2FE 20.913802S247MPa1.4（ 4）计算载荷系数 K。K= KAKvKFKF=11.091.391.4=2.12计算当量齿数Zv 1Z125cos327.36cos3 14Zv 2Z262cos367.87cos3 14（ 5）查取齿形系数 。由课本表 10-5 查得 YFa1=2.57 ； YFa2=2.26 。.专业 .整理 .下载可编辑（ 6）查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 YSa1=1.6 ；YSa2=1.74 。（ 7）计算大、小齿轮的 YFaYSa 并加以比较 。FYF a1YSa12.571.60.0135F 1303.57YF a2YSa22.261.740.016F 2247大齿轮的数值大 。2、设计计算m22.121.311050.8832020.016 1.95mm1对比计算结果 ，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 （即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.38并就近圆整为标准值 m=2.5mm ，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.04mm ，算出小齿轮齿数z1d1 cos72.18 cos14大齿轮齿数 z2 2.48 35 87m352.5这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费 。3 几何尺寸计算（ 1）计算中心距a （ d1d2） m(35 87) 2125.73 126mm2cos2cos14（ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角.专业 .整理 .下载可编辑arccos( Z1Z2 )m arccos(35 87) 2 14.22a2 1264 计算大小齿轮的分度圆直径d1Z1m352cos72.27mmcos14.2d2Z 2m872cos179.6mmcos14.2（ 3）计算齿轮宽度b= dd 1 =172.27=72.27mm ，取B2=75 B1=80mm 。5、齿轮的圆周速度 vd1n1 72.27 1460v1000605.39m / s601000查表可知 ，选7级精度是合适的 。第五章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率2.48kW ，小齿轮转速 =235.48r/min ，传动比 2.48 由电动机驱动 ，工作寿命 8 年，两班制，载荷平稳 ，连续单向运转 。一、选定齿轮类型 、精度等级 、材料及齿数1、传动方案为直齿圆柱齿轮传动。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 。由教材 机械设计 第八版 ，表10-1 可选择小齿轮的材料为40Gr （调质），硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者的材料硬度相差 40HBS。4、选小齿轮齿数为 z1 =20 ，大齿轮齿数为 z2=23.22=65 。5、初选螺旋角 =14二、按齿面接触强度设计.专业 .整理 .下载可编辑1、确定各计算数值（ 1）试选载荷系数 Kt=1.6.（ 2）计算小齿轮传递的转矩 。T95.5 105 P295.5 105 7.83.16105 Nmm2n2253.48（ 3）由课本表 10-7 选取齿宽系数 d =1 。1（ 4）由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MP a2。（ 5）由课本图 10-30 选区域系数 Z H2.433(6) 由课本表 10-26 查得 1 0.7520.831.58（ 7）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 =550MPa 。（ 8）由课本式 10-13 计算应力循环次数N1 60n 2 jLh60 243.48 1 （16350 8） 6.54 1086.541082.03 108N 23.22（ 9）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 =0.949 ；KHN2 =0.951 。（ 10）计算接触疲劳许用应力 。取失误概率 1%，安全系数 S=1，由课本式 （10-12 ）得H1K HN 1lim 10.949600569.4MPaSH1K HN 1lim 10.951550523.05MPaSHH 1H 2569 .4523.052546 .45 MPa22、计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径.专业 .整理 .下载可编辑2K tT1 u1ZEZH2d1t3udH21.63.161054.22189.822.433313.2284.65mm546.45（ 2）计算圆周速度 v。 d1t n 284.652235 .48v1000601.04 m / s601000（ 3）计算齿宽 b。bd d1t184.6584.65mmb（ 4）计算齿宽与齿高之比h 。d1t cos84.65cos144.1mm模数 m t20z1齿高 h 2.25mt2.25 4.1 9.22mmb84.65h9.189.22（ 5）计算载荷系数根据 v=1.04m/s ，7级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.03 ；由表 10-3 查得斜齿轮 ，KH =K F=1.4 ；由课本表 10-2 查得使用系数 KA=1 ；由表 10-4 用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH =1.426 。由 b/h=11.1 ，KH =1.435 查图 10-13 的 KF=1.41 ；故载荷系数K=K AKvKHKH =11.031.4261.4=2.05（ 6 ） 按 实 际 的 载 荷 系 数 校 正 所 算 的 的 分 度 圆 直 径 ， 由 课 本 式 (10-10a) 得.专业 .整理 .下载可编辑d1 d1 t 3K2.0584.65391.9mmK t1.3（ 7）计算模数 m。d1 cos91.9 cos14m4.45mmz120三、按齿根弯曲强度设计由课本式 （ 10-5 ）得弯曲强度的设计公式为2KT1YYF aYSam 3F d z121、确定公式内的各计算数值（ 1） 由课本图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限 FE1=380MPa ；（ 2） 由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92 ，KFN2=0.91;（ 3） 计算弯曲疲劳许用应力 。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由课本式 （10-12 ）得0.92500K FN1FE 1328.5MPaF 11.4S0.91380KFN2FE 2247MPaF 21.4S（ 4）计算载荷系数 K。K= KAKvKFKF=11.031.411.4=2.03计算当量齿数ZZv1Z125cos3cos327.3614v 2Z 262cos3cos367.8714（ 5）查取齿形系数 。由课本表 10-5 查得 YFa1=2.76 ； YFa2=2.24 。.专业 .整理 .下载可编辑（ 6）查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 YSa1=1.56 ； YSa2=1.75 。（ 7）计算大、小齿轮的YF aYSa并加以比较 。FYF a1YSa12.761.560.0093F 1328.5YF a2YSa22.181.79大齿轮的数值大 。0.0113F 2244.292、设计计算m322.033.1610512020.0113 2.67mm对比计算结果 ，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 （即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.03并就近圆整为标准值 m=2.5mm ，按接触强度算得的分度圆直径d1=122.623mm ，算出小齿轮齿数d1 cos91.9 cos14z130 大齿轮齿数 z2 3.22 30 97m3这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费 。四、几何尺寸计算（ 1）计算中心距（d1 d2） m(30 97) 3a196.33 197mm2 cos2 cos14（ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(Z1Z 2 )m arccos(30 97) 3 14.752a2（3）计算大小齿轮的分度圆直径.专业 .整理 .下载可编辑d1Z1m303cos93mmcos14.7d2Z2m923cos285.3mmcos14.7（ 4）计算齿轮宽度b= dd 1 =193=93mm ，取B2=95B1=100mm 。五、齿轮的圆周速度 v d1n2 122.5 264.86v1000601.7m / s601000查表可知 ，选7级精度是合适的 。第六章各轴设计方案一、高速轴的结构设计1、求1轴上的功率P1=8.06kW ，转速 n1=584r/min ，转矩 T1=135.97N m 。2、计算作用在齿轮上的力Pn1圆周力： Ft2T12135.973763Nd172.27 103FrFttann3763tan20cos1413 N径向力：cos14.2轴向力： FaFttan3763tan14.2 953N3、初步估算轴的直径选取 45号钢作为轴的材料 ，调质处理 。 硬度为 217-255HBS查表取 A0=112 ，于是得.专业 .整理 .下载可编辑d min A0 3p11128.06326.86mm 为轴的最小直径 。n15844、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案采取两端安装 ，左端依次安装轴承 ，轴承端盖 ， V带轮 。右端依次安装齿轮 ，轴承，轴承端盖 。2、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 V带轮的轴向定位要求， 1-2 轴段右端需要制出一个轴肩，故取 2-3 段的直径d 2 -332 ，取 l1-270mm 。（ 2）初步选择滚动轴承 。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承 。参照工作要求并根据 d 2 3 32mm ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 ，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307， 其 尺 寸 为 d D B3580 22.75mm ， 故d3 4d7 8 35mm。右 端轴 承采 用轴 肩定 位 ，由 手册 上查 得 6307 型 轴承 的 定位 轴间 高度 h=7mm. 因 此取d6 7 44 。（ 3）取安装齿轮处的轴端 6-7 的直径d45 40mm。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 80mm ，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 l6 -776mm 。齿轮的右端采用轴肩定位 ，轴肩高度 h0.07d ,故取 h 6mm ，则轴环处的直径 d5 652mm 轴环宽度 b1.4h ，取 l 5- 6 12mm 。（ 4）轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承盖的结构设计而定）。， 根据轴承盖的拆装既便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与 V带轮右端面间的距离l30mm 故取l 2-350mm 。（ 5）取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=16mm ，两个圆柱齿轮的距离 c=20 考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时 ，应距箱体内壁一段距离 s ，取 s=8mm, 已知滚动轴承的宽度.专业 .整理 .下载可编辑T=22.5 ，低速级小齿轮的轮毂长 l100mm 则l 7-8Tsa(8076)22.75 8 164 50.75mml 4-5Tsa100816 124mm二、中间轴的结构设计1、求 2 轴上的功率P27.8kW转速 n2235 .48 r / min转矩 T2327 .08 N / min2、计算作用在齿轮上的力：转矩：T29.55106P2n2圆周力： Ft2T22585.133016.1Nd388 10 3径向力： FrFttan203016.1 tan201097.8N3、初步估算轴的直径选取 45号钢作为轴的材料 ，调质处理 。硬度为 217-255HBS查表取 A0 =112 根据公式dmin112 3 16.2335.96mm 计算轴的最小直径 ，并加大 3%以考虑键槽的影响 。264.864、确定轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案采取两端安装 ，左端依次安装齿轮 ，轴承，轴承端盖 ，右端依次安装齿轮 ，轴承，轴承端盖 。2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1初步选择滚动轴承 。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ，故选用单列圆锥滚子轴承 。参照工作要求并根据 dmin 35.9mm，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组 ，标准精度级的单.专业 .整理 .下载可编辑列圆锥滚子轴 承30308，其尺寸为dDB40 9025.25mm ， 故d1 2d5 640mm。（ 2）取安装齿轮处的轴端的直径d2 342mm。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 100mm ，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 l2-396mm 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d ,故取 h 6mm，则轴环处的直径 d3 454mm轴环宽度 b1.4h ，取 l3- 4 12mm 。（ 3）取安装齿轮处的轴端 4-5 的直径 d4 542mm 。 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位 。已知齿轮轮毂的宽度为75mm ，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 l 4-575mm 。 齿 轮 的 左 端 采 用 轴 肩 定 位 ， 轴 肩 高 度 h0.07d , 故 取h 6mm，则轴环处的直径 d3 454mm 轴环宽度 b 1.4h ，取 l5-612mm 。取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm ，考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm, 已知滚动轴承的宽度 T=23l1-2Tsa(100 96)25.258164 53.25mml 2-3Tsa(100 - 96)23 816451mm三、低速轴的结构设计1、求 3 轴上的功率转速 转矩功率 P37.57 kW转速 n373.13r / min转矩 T31021 .6 N / min2、计算作用在齿轮上的力转矩：T39.55106P3n3圆周力 ： Ft2T322423.559276.7Nd522.5 10 3.专业 .整理 .下载可编辑径向力 ： FrFttan 203016.1 tan201341.8N3、初步估算轴的直径选取 45 号钢作为轴的材料 ，调质处理 。硬度为 217-255HBS 查表取 A0 =112根据公式 dmin11237.57 mm 52.58mm 计算轴的最小直径 ，并加大 3%以考虑键槽的73.13影响。4、选择联轴器联轴器的计算转矩为 TcaK A T3 ，考虑到转矩变化很小 ，根据工作情况选取 K A1.3 ，则：TcaK A T31.3 1021.61328.08N m 。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为LX4，与输出轴联接的半联轴器孔径d55mm ， 因 此 选 取 轴 段 1 的 直 径 为 d 7 -855mm 。 半 联 轴 器 轮 毂 总 长 度L 112mm ，（ J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为 L1 84 mm 。5、轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案采取两端安装 ，左端依次安装轴承 ，轴承端盖 ，右端依次安装齿轮 ，套筒，轴承，轴承端盖 。（ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满 足联 轴器 的轴 向定 位要 求， 1-2 轴段左 端端需要 制出一 个轴肩 ，故取段的直径d 2 -362 mm ，左端用轴端挡圈定位 ，按轴端直径取轴端挡圈直径 D 65mm 。半联轴器与轴配合的轮毂长度L 184mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比略小一些 ，现在取 l1-282mmL 12初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据d6 762mm ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 ，标准精度级的单列深.专业 .整理 .下载可编辑沟球轴 承 30313 ，其 尺寸为 d D B65 140 36mm ， 故 d3 4d7 8 65mm 。 故l7- 8 36mm右端轴 承采 用轴 肩定 位， 由手 册上查得 30307 型轴 承的定位 轴间 高度 h=6mm. 因此取d6 777。3取安装齿轮处的轴端 6-7 的直径 d6 770mm 。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 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 l 6-7 91mm 。齿轮的右端采用轴肩定位 ，轴肩高度 h0.07d ,故取 h6mm，则轴环处的直径 d5 652mm轴环宽度 b 1.4h，取 l5-6 12mm 。4轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承盖的结构设计而定）。， 根据轴承盖的拆装既便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离l 30mm 故取l 2-350mm。5取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm ，两个圆柱齿轮的距离c=20 考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取 s=8mm, 已知滚动轴承的宽度T=36 ，低速级小齿轮的轮毂长l75mm则l 7-8Tsa(9591)36 8 16 4 64mml 4- 5Tsa758 1699mm第七章轴的强度校核一高速轴的校核根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支位点位置时，从设计手册中查取a得值，对 于 6307 圆 锥滚 子轴 承 ，由 手册中 查 得 a=29mm 。 因 此作 为简支梁 的轴 的支 撑 跨距L2 L376 208 284 mm根据计算简图作出弯矩图 。，轴的支反力及弯矩如表.专业 .整理 .下载可编辑载水平面 H垂直面 V荷支反 FNH 1 1084.38N, FNH 22678.62NFNV 1 538.63N, FNV 2 874.36N力 F弯M V 1100454.49NmmM