二级直圆柱齿轮减速器说明书样本.doc

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机械设计课程设计说明书
二级圆柱直齿轮减速器

专 业: 机械工程
班 级: 1303班
设计者: 赫思尧
学 号: 13221067
指导教师: 王青温 徐双满

2024-10-8

目 录
一、 设计任务书 4
1.1设计题目 4
1.2 设计任务 4
1.3 设计时间 4
1.4 传动方案 4
1.5 设计参数( 原始数据) 5
1.6 其它条件 5
1.7 任务分析 5
二、 传动方案论证 6
方案一: 原方案 6
方案二: 高速级带传动传动改为齿轮传动 6
方案三: 低速齿轮传动传动改为链传动 6
三、 电动机的选择 7
3.1 电动机的类型和结构型式的选择 7
3.2 电机选择 7
四、 总传动比的确定及各级传动比分配 9
4.1理论总传动比 9
4.2 各级传动比的分配及其说明 9
4.3 齿轮传动各级传动比的分配说明 9
4.4计算传动装置的运动和动力参数 10
4.5 各轴传动和动力参数汇总表( 理论值) 11
五、 各级传动的设计计算 12
5.1 V带传动 12
5.2 高速级齿轮传动设计计算 15
5.3 低速级齿轮设计 19
六、 轴、 键、 轴承的设计计算及校核 23
6.1轴最小直径的估算 23
6.2 高速轴及轴上零件的设计和校核 24
6.3 中速轴及轴上零件的设计和校核 29
6.4 低速轴及轴上零件的设计和校核 33
七、 箱体结构的设计 38
7.1 机体的刚度 38
7.2 机体内零件的润滑, 密封散热 38
7.3 机体结构的工艺性 38
7.4 附件设计 38
7.5减速器机体结构尺寸 40
八、 润滑密封设计 42
九、 经济性分析 43
9.1 电机的选择 43
9.2 轴最小直径的选择 43
9.3 轴承的选择 43
9.4 其它零件的选择 43
十、 心得感受 44

一、 设计任务书
1.1设计题目
混凝土搅拌机上用的传动装置, 单项运转两班制工作。
1.2 设计任务
1、 减速器装配图( 0号) ····························1张
2、 中速轴工程图( 3号) ····························1张
3、 高速级大齿轮工程图( 3号) ···················1张
4、 减速器装配图草图( 3号) ······················1张
5、 设计计算说明书····································1份
1.3 设计时间
11月至 1月
1.4 传动方案

1-外圈齿轮 2-搅拌桶 4-展开式两级圆柱齿轮减速器
3-联轴器 5-V带 6-电机 7-输出齿轮
1.5 设计参数( 原始数据)
(1) 搅拌机所需功率 10 kw
(2) 传给大齿圈的输入轴转速: 60 r/min
( 3) 使用年限
(4) 大齿圈直径1500mm,转速14r/min
1.6 其它条件
( 1) 双班制工作、 使用期限为 ( 有效工作时间48000h) 。
( 2) 工作时有轻微震动, 单向运转。
1.7 任务分析
( 1) V带传动需要放在高速级
( 2) 采用闭式软齿面斜齿轮传动
( 3) 结构要求均匀
( 4) 电动机选择: 三相异步电动机

二、 传动方案论证

方案一: 原方案

将传动能力较小的带传动及其它摩擦传动装置布置在高速级, 有利于整个传动系统结构紧凑及均匀。当装置负载时, V带经过打滑很好的保护系统不受损害。带传动布置在高速级更有利于体现其传动平稳、 缓冲吸震、 减小噪音的特点
方案二: 高速级带传动传动改为齿轮传动

齿轮传动较带传动效率高, 传动比更能准确的保证, 但更换齿轮较更换V带价格贵, 会增加成本, 且带齿轮工作噪声大, 在工作中会因为扭转变动引起的载荷不均匀现象。

方案三: 低速齿轮传动传动改为链传动

齿轮传动平稳, 占用空间小, 但有残渣夹入齿轮时会影响寿命。链传动安装空间大, 且由于搅拌桶的直径较大, 所用链条的重量和长度会给工作造成不便, 且工作效率也会收到极大的影响。

综和考虑后, 高速级用带传动, 低速级用齿轮传动, 即原方案。

三 、 电动机的选择
3.1 电动机的类型和结构型式的选择
根据直流电动机需直流电源, 结构复杂, 价格高且维护不便等原因, 一般在实际生产中较普遍采用三相交流电源的电动机。考虑到粉尘的影响, 采用卧式。
选择Y系列笼型三相交流异步电动机。它效率高、 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。由于启动性能较好。也适用于某些要求较高起动转矩的机械。
3.2 电机选择

3.2.1由电动机至工作机的总效率 a

η0、 η1、 η2、 η3、 η4分别为带传动、 轴承、 齿轮传动、 联轴器、 搅拌桶的效率
取η0=0.96, η1=0.98, η2=0.97, η3=0.99, η4=0.96
ηa=0.96*0.98^4*0.97^3*0.99*0.96=0.768

3.2.2电动机所需的输出功率Pd
=10/0.768=13.02 Kw
电动机额定功率Ped, 查表取 Ped = 15 KW  Pd =13.02 KW
3.2.3 电动机额定转速n1
n4=60r/min n5=14r/min
因此ⅰ3=n4/n5=60/14=4.286
由《机械设计课程指导书》( 以下未经说明都是这本书) P7查的
ⅰ1*ⅰ2=8—40, ⅰ0=2—4
( ⅰ0位为带传动传动比, ⅰ1为减速箱高速级传动比, ⅰ2为减速箱低速级传动比, ⅰ3为减速器输出轴与工作轴的传动比)
n1=ⅰ0*ⅰ1*ⅰ2*n4=960—9600 r/min
3.2.4 选择电机及相关参数
符合这一范围的异步转速有1000 r/min、 1500 r/min、 3000r/min
当选择转速高的电动机时, 极对少的电动机更便宜, 而且带传动结构更紧凑, 但使传动装置的总传动比、 结构尺寸和重量增加。1500转的电机较1000转的电机价格便宜, 较3000转的工作噪声小, 且由于单向工作, 3000转电机不适合。
根据以上所述综合考虑, 选取nd=1500r/min
下面是所选电机的一些参数:

总效率
ηa=0.768

Pd =13.02 kw

选电机:
Ped =15 kw
n1=1500r/min

四、 总传动比的确定及各级传动比分配
4.1理论总传动比
ⅰa=nm/n5=1460/14=104.286 ⅰ0*ⅰ1*ⅰ2*ⅰ3
式中: nm ----------电动机的满载转速, 单位r/min。
4.2 各级传动比的分配及其说明
4.2.1. V带理论传动比2--4, 初选 ⅰ0= 2.5
4.2.2. 两级齿轮理论传动比
ⅰ1 * ⅰ2=ⅰa/(ⅰ0 * ⅰ3)=104.286/(2.5*4.286)
=9.733
4.3 齿轮传动各级传动比的分配说明
( 1) 各级传动比应在推荐值内, 一发挥其性能, 并使结构紧凑。
( 2) 应使各级传动的结构尺寸协调、 匀称。
( 3) 应使传动装置外廓尺寸紧凑, 重量轻。
( 4) 使各级大齿轮直径相近, 以使大齿轮有接近的浸油深度, 有利于润滑, 同时还能使减速器具有较小的轮廓尺寸。
( 5) 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。
( 6) 为了有利于浸油润滑, 应使两级大齿轮直径相近, 这样做也有利于使传动装置外廓尺寸更加紧凑。应使i1 > i2。
由表P17-图-12得
ⅰ1=3.61 ⅰ2=2.696
式中:  ⅰ1----------------高速级齿轮理论传动比;
ⅰ2 ----------------低速级齿轮理论传动比。

4.4计算传动装置的运动和动力参数
4.4.1 各轴转速
n1=1460 r/min n5=14 r/min
n2=n1/ⅰ0=1460/2.5=584 r/min
n3=n2/ⅰ1=584/3.61=161.77r/min
n4=n3/ⅰ2=161.773/2.696=60 r/min
4.4.2各轴输入功率
P1=13.02kw
P2=P1*η0=13.02*0.96=12.5 KW
P3=P2*η1*η2=11.88 KW
P4=P3*η1*η2=11.29 KW
P5=P4*η1*η2*η3=10.63 KW
P6=P5*η1=10.42 KW
4.4.3各轴输入转矩
T1=9550*Pd/nm=9550*13.02/1460=85.167 N’m
T2=T1*η0*i0=204.40 N’m
T3=T2*i1*η1*η2=701.42 N’m
T4=T3*i2*η1*η2=1797.62 N’m
T5=T4*i3*η1*η2*η2=7250.67 N’m

4.5 各轴传动和动力参数汇总表( 理论值)

各轴的输入功率、 转矩、 转速
轴号
P( KW)
T (N.m)
n (r/min)
传动比i
效率η
电机轴
13.02
85.16
1460
i0=2.5
η0
Ι
12.50
204.40
584
i1=3.61
η1η2
Ⅱ
11.88
701.42
161.77
i2=2.696
η1η2
Ⅲ
11.29
1797.61
60
i3=1.286
η1η2
η3
桶轴
10.63
7250.67
14
工作
10.42

14

η1η4

ⅰa=104.286

ⅰ0= 2.5

ⅰ1=3.61
ⅰ2=2.696

n1=1460
n2=584
n3=161.77
n4=60

P1=13.02
P2=12.5
P3=11.88
P4=11.29
P5=10.63
P6=10.42

T1=85.17
T2=204.40
T3=701.42
T4=1797.62
T5=7250.67

五、 各级传动的设计计算
5.1 V带传动
5.1.1 主要传动参数

已知: 工作条件为双班工作制, 载荷平稳, 工作机为带式输送, 主要参数如下: 电动机功率Pd =13.02 kw

  转速  n1=1460 r/min  , ⅰ0= 2.5
5.1.2 设计计算
1. 确定计算机功率
查课本P156 表8-8 得工作情况系数5
Pca=KA*Pd=1.5*13.02=19.53 kw
2. 选取V带带型
由课本P157-表-8-9 知, 选用B型带
3. 确定带轮基准直径
（1） 初选小带轮的基准直径为dd1
由课本P157-表8-9, P155-表-8-7选取, 180mm
( 2) 计算大带轮的基准直径
由[1]式( 8-15a) 计算大带轮的基准直径dd2
180*2.5=450mm
(3) 验算带速

因此选取合适
4. 由[1]表8-20确定V带的基准长度和传动中心距

初选中心距 a0= 600mm

由P145 表8-2 选带的基准长度

5. 验算主动轮上的包角

因此主动轮上包角符合要求。

6. 计算V带的根数Z

得
因此Z=5

7、 计算单根V带的初拉力的最小值(Fo) min

查[1]表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m
因此单根V带的初拉力:
(Fo) min=500 ×Pca× (2.5 - Kα) /(Z×V×Kα)+qV2
=500×19.52×(2.5-0.927) /(0.927×5× 13.76)+0.17 ×13.762
=273.01N
应使带的实际初拉力Fo>(Fo) min
8、 计算压轴力Fp
( Fp ) min =2×Z×(Fo) min ×sin(α1/2)
=2×5×273.01×sin(153.33°/2)
≈2656.5N
5.1.3 V带传动主要参数汇总表
带型
计算功率
Pca
( kw)
基准直径
(mm)
基准度
Ld(mm)
中心距
a
(mm)
小轮包角
α1

根数
dd1
dd2
B
5.2
180
450
2180
547.
645
153.33o
5
单根带初拉力 F0=273 N
5.1.4实际计算结果
由以上各步设计计算得带传动的:
实际传动比: iv= dd2/ dd1=450/180=2.5
I轴实际转速: nI=nm/iv=1460/2.5=584 r/min
I轴实际转矩: TI=9.55×106 PI / nI
=9.55×106×13.02/ 584=204.40N•m
5.2 高速级齿轮传动设计计算
5.2.1 原始数据
1、 输入转矩TI=204396N•mm
小齿轮转速nI=584 r/min
理论齿数比μ= i´1=3.61
2、 选定齿轮类型、 精度等级及齿数
(1)、 根据设计方案, 采用标准直齿圆柱齿轮
(2)、 该减速器用于搅拌, 其工作速度较低, 周围环境中粉尘偏高, 故采用闭式软齿面。于是,
小齿轮45cr调质处理HBS1 = 280HBS
大齿轮45钢正火处理HBS2 = 240HBS
由教课书上P 207--209页 图10-20和10-21
σHlim1 =600Mpa , σFE1= 500Mpa
σHlim2= 550Mpa , σFE2= 380Mpa
(3)、 精度等级为7级
(4)、 初选z1=24
得: z2=z1μ=24×3.61=86.64
圆整取: z2=87

5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥ {2·k·T1·(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/ [σH ] ) 2 / (φd·μ)}1/3
1、 确定公式中各计算数值
(1) 初选载荷系数Kt =1.3
(2) 由课本表10-7, 取得: 高速级定:
φd=1
由[1]表10-6, 得: ZE=189.8(Mpa)1/2
(3) 由图P203-图20 , 得: ZH=2.5 (αn=20o, βt=0 o)
(4) 由图10-26 得: εα1=0.8, εα2=0.918
得: εα1+ εα2=1.64
因此 Zε=( 4-εa)^0.5=0.872
(5) 应力循环系数N1=60n1×Lh×j
=60×584╳(8×2×300×10) ×1
=2.046×109
得: N2= N1 /μ
=2.046×109/3.61
=0.567×109
(6) 由[1]表10-23, 查得kHN1=0.96, kHN2=1.05
(7) 通用齿轮和一般工业齿轮, 按一般可靠度要求选取安全系数SH。因此由[1]表 , 取S=1
(8) [σH]1=( kHN1σHlim1) /S
=( 0.96×600) /1
=576Mpa
[σH]2=( kHN2σHlim2) /SH
=(1.05×550) /1
=577.5Mpa
因为 [σH]1 > [σH]2
因此取: [σH]= [σH]1=576Mpa
2、 计算
(1) d1t≥ {2·kt·T1(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH ])2/(φd·μ)}1/3
={2×1.3×204396×(3.61+1)×(2.5×189.8X0.872)2 /(1×5402×3.61)}1/3
=70.486mm
(2) 齿轮的圆周速度: V=πd1t×nI /( 60×1000)
=2.155m/s
(3) 齿宽: b=φd·d1t=1×70.486=70.486mm
(4) 计算载荷系数k
a． 由[1]表10-2查得: kA=1.75
b. 根据V=2.155m/s及齿轮精度为7级
由[1]表10-8 , 查得: 动载系数kv=1.10
c. kAFt / b=2*T*KA/(b*φd) > 100 N/mm
由[1]表10-3,查得: 齿间载荷分配系数: kHα=kFα=1.0
d. 由[1]表10-4, 齿向载荷分布系数kHβ=1.424
得到动载系数: k=kA·kv·kHα·kHβ
= 1.75×1.10×1.0×1.424
=2.741
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1=d1t×( k / kt )1/3=70.456×(2.741/1.3)1/3=90.384mm
(7) 计算模数m
mt= d1 / z1=90.384/24=3.766mm
(8) 计算齿厚
b=80.117
5.2.3按齿根弯曲疲劳强度计算
mt≥{2k·T1·Yε2 (YFa·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
1. 确定公式中各计算数值
(1) 计算载荷系数
根据kFt=1.3,Yε=0.25+0.75/1.719=0.686
(2) 由[1]P200-图10-17和P201-图10-18得:
齿形系数: YFa1=2.72 , YFa2=2.2
应力校正系数: YSa1=1.59 , YSa2=1.78
查得: 弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.85, kFN2=0.87
取安全系数SF=1.4
又已知σFE1= 500Mpa , σFE2= 380Mpa
最终得到: [σF]1=( kFN1σFE1 )/ SF
=303.57Mpa
[σF]2= (kFN2σFE2 )/ SF
=236.143Mpa
( 3) 计算大小齿轮的YFa1 YFa1/ [σF], 并加以比较
因为YFa1 YSa1/ [σF]1=0.01658
YFa2 YSa2/ [σF]2=0.01658
取二者中的大值, 得到YFa YFa/ [σF] =0.01658
（4） 计算模数
mt≥{2k·T1· Yε2 (YFa ·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
={2×1.3×204396 X 0.686 X 0.01658/ 242)}1/3
=2.189mm

(5) 计算载荷系数
d1=mt*Z1=52.544 mm v=1.607 m/s
b=φd·d1=52.544 mm h=4.492525mm
b/h=10.668
查得: kFβ=1.35 KA=1.75 Kv=1.05
KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s >100 m/s
因此, kFα=1.0
得到: k F=kA·kv·kFα·kFα
=1.75×1.05×1.0×1.35
=2.41
( 6) 重新计算模数
mF=mt*(KF/KFt)1/3=2.715
因为 mF=2.715 < mH =3.766
因此m=4
5.2.4 整理参数
d1=96 mm d2=348 mm
Z1=24 Z2=87
b2=80mm b1=85mm
m=4 中心距a=222mm

5.3 低速级齿轮设计
5.3.1 原始数据
1、 输入转矩T=701488 N•mm
小齿轮转速nI=161.773 r/min
理论齿数比μ= i´1=2.696
2、 选定齿轮类型、 精度等级及齿数
(1)、 根据设计方案, 采用标准直齿圆柱齿轮
(2)、 该减速器用于搅拌, 其工作速度较低, 周围环境中粉尘偏高, 故采用闭式软齿面。于是,
小齿轮45cr调质处理HBS1 = 280HBS
大齿轮45钢正火处理HBS2 = 240HBS
由教课书上P 207--209页 图10-20和10-21
σHlim1 =600Mpa , σFE1= 500Mpa
σHlim2= 550Mpa , σFE2= 380Mpa
(3)、 精度等级为7级
(4)、 初选z1=30
得: z2=z1μ=30×2.696=80.9
圆整取: z2=81

5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥ {2·k·T1·(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/ [σH ] ) 2 / (φd·μ)}1/3
1、 确定公式中各计算数值
(9) 初选载荷系数Kt =1.3
(10) 由课本表10-7, 取得: 高速级定:
φd=1
由[1]表10-6, 得: ZE=189.8(Mpa)1/2
(11) 由图P203-图20 , 得: ZH=2.5 (αn=20o, βt=0 o)
(12) 由图10-26 得: εα1=0.827, εα2=0.914
得: εα1+ εα2=1.741
因此 Zε=( 4-εa)^0.5=0.868
(13) 应力循环系数N1=60n1×Lh×j
=60×161.773╳(8×2×300×10) ×1
=5.67×108
得: N2= N1 /μ
=5.67×108/2.696
=2.103×108
(14) 由[1]表10-23, 查得kHN1=1.045, kHN2=1.1
(15) 通用齿轮和一般工业齿轮, 按一般可靠度要求选取安全系数SH。因此由[1]表 , 取S=1
(16) [σH]1=( kHN1σHlim1) /S
=( 1.045×600) /1
=627 Mpa
[σH]2=( kHN2σHlim2) /SH
=(1.1×550) /1
=605 Mpa
因为 [σH]1 > [σH]2
因此取: [σH]= [σH]2= 605 Mpa
2、 计算
(1) d1t≥ {2·kt·T1(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH ])2/(φd·μ)}1/3
={2×1.3×701488×(2.696+1)×(2.5×189.8 X 0.868)2 /(1×5402×2.696)}1/3
=105.035 mm
(2) 齿轮的圆周速度: V=πd1t×nI /( 60×1000)
=0.89 m/s
(3) 齿宽: b=φd·d1t=1×105.035=105.035 mm
(4) 计算载荷系数k
b． 由[1]表10-2查得: kA=1.75
b. 根据V=0.89m/s及齿轮精度为7级
由[1]表10-8 , 查得: 动载系数kv=1.04
c. kAFt / b=2*T*KA/(b*φd) > 100 N/mm
由[1]表10-3,查得: 齿间载荷分配系数: kHα=kFα=1.0
d. 由[1]表10-4, 齿向载荷分布系数kHβ=1.432
得到动载系数: k=kA·kv·kHα·kHβ
= 1.75×1.04×1.0×1.432
=2.607
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1=d1t×( k / kt )1/3=105.035×(2.607/1.3)1/3=132.450 mm
(7) 计算模数m
mt= d1 / z1=132.450/30=4.4 mm
(9) 计算齿厚
b=80.117
5.2.3按齿根弯曲疲劳强度计算
mt≥{2k·T1· Yε2 (YFa ·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
1 确定公式中各计算数值
(1) 计算载荷系数
根据kFt=1.3,Yε=0.25+0.75/1.741=0.681
(2) 由[1]P200-图10-17和P201-图10-18得:
齿形系数: YFa1=2.548 , YFa2=2.225
应力校正系数: YSa1=1.625 , YSa2=1.775
查得: 弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.88, kFN2=0.89
取安全系数SF=1.4
又已知σFE1= 500Mpa , σFE2= 380Mpa
最终得到: [σF]1=( kFN1σFE1 )/ SF=314.29 Mpa
[σF]2= (kFN2σFE2 )/ SF=241.57 Mpa
( 3) 计算大小齿轮的YFa1 YFa1/ [σF], 并加以比较
因为YFa1 YSa1/ [σF]1=0.013174
YFa2 YSa2/ [σF]2=0.016349
取二者中的大值, 得到YFa YFa/ [σF] =0.016349
（5） 计算模数
mt≥{2k·T1· Yε2 (YFa ·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
={2×1.3×701488 x 0.681 x 0.016349/ 302)}1/3
=2.826 mm
(6) 计算载荷系数
d1=mt*Z1=84.772 mm v=0.718 m/s
b=φd·d1=84.772 mm h=6.3585 mm
b/h=13.33
查得: kFβ=1.384 KA=1.75 Kv=1.025
KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s >100 m/s
因此, kFα=1.0
得到: k F=kA·kv·kFα·kFα
=1.75×1.025×1.0×1.384
=2.483
( 6) 重新计算模数
mF=mt*(KF/KFt)1/3=3.506
因为 mF=3.506 < mH= 4.4
因此m=4.5
5.2.4 整理参数
d1=135 mm d2=364.5 mm
Z1=30 Z2=81 m=4.5
b2=128mm b1=130mm
中心距 a=(d+d)/2=249.75mm

六、 轴、 键、 轴承的设计计算及校核
6.1轴最小直径的估算
齿轮1

轴的示意简图:

Ⅰ轴

齿轮3
齿轮2

Ⅱ轴

Ⅲ轴
齿轮4

(1) 选取轴的材料为45钢, 调质处理
当轴的支撑距离未定时, 无法由强度确定轴径, 要用初步估算的方法, 即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d, 计算公式为:
1轴为高速轴, 初算轴径作为最小直径, 应取较小的A值, 选30 MPa 即 Ao=116.757 ; 3轴为低速轴, 初算轴径作为最大直径, 应取较大的A值,选40MPa 即 Ao=106.08 ;
2为中速轴在两者之间,选35MPa 即 Ao=110.909。
(2) 按[1]式 (15-2), d1min=Ao (PIII / nIII)1/3
=116.757×( 12.4992 /584) 1/3
=32.417mm
依次得, d2min=Ao (PIII / nIII)1/3
=110.909×( 11.8827 /161.773) 1/3
=46.448mm

D3min=Ao (PIII / nIII)1/3
=106.08×( 11.2948 /60) 1/3
=60.796 mm
( 3) 因为dmin小于100 mm, 且轴上开有键槽
因此, 需将最小直径加大补偿键槽对轴的强度的削弱。
得到: d1min=37.2796 mm
d1min=53.4152 mm
d1min=69.9154 mm
圆整后, 低速轴承受扭矩较大, 应放大直径, 有
d1=40 mm
d2=60 mm
d4=75mm
6.2 高速轴及轴上零件的设计和校核
6.2.1高速轴设计尺寸
4

3
2
5
6

1

根据轴径选择深沟球轴承的型号:

轴承代号
d
D
B
da

极限转速
6410
50
130
31
62
118
92.2
55.2
6700

（1） 高速轴设计设计尺寸
1段轴和带轮配合, 配合孔直径选轴的最小尺寸 40mm,该孔径带轮的宽度为100 mm,轴承端盖材料为 灰铸铁40% , 配合轴承外径130mm, 凸缘厚度为12mm,连接螺栓直径为 M10, 选取长度为40mm, 减速箱壁厚 10mm,配合高速小齿轮齿轮宽为85mm, 低速小齿轮齿宽为133mm,低速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm,根据轴的直径查课本得到相关的轴肩高度, 进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围
L=100+12+40+133+85+31+10=410mm
实际轴长应大于此尺寸。

( 2) 轴的各段安装示意图如下:

整理表格得:

1
2
3
4
5
6
d
40
45
50
62
50
54
具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好, 且齿轮与轴没有交叉( 轴和齿轮不想交) , 经计算进一步确定确定,

1
2
3
4
5
6
d
40
45
50
62
50
54
L
101
62
31
151.5
83
41.5

6.2.2校核轴和轴承、 键的强度以及使用寿命

1、 轴的强度校核

取轴承齿轮的的中心作为受力点分析

带入数值得

σca=13.4 Mpa < [σ-1]=60Mpa
轴校检合格。

2、 键强度校核
轴第一段键, 轴直径40mm,
选键 b x h=14 x 9 , L=90mm, l=L-b=76mm
=26.5 Mpa <
校检合格

轴第五段, 轴直径50mm
选键 b x h=16 x 10, L=80mm, l=L-b=64mm
=23.6 Mpa <
校检合格

3、 轴承强度校核

Fa=0 Fs1=Fs2=0
FR1=S1 FR2=S2

代入数据有,
P1=1131 N < P2=33912 N
因此
因此Lh=5.74 x 104h <300*16*10=4.8*104

6.3 中速轴及轴上零件的设计和校核
6.3.1中速轴设计尺寸
2
3
4

1
5

根据轴径选择深沟球轴承的型号:

轴承代号
d
D
B
da

极限转速
6312
60
130
31
72
118
81.8
51.8
8000

（2） 中速轴设计设计尺寸
1段轴和配合轴承外径130mm, 轴承宽度为31凸缘厚度为12mm,连接螺栓直径为 M10, 选取长度为40mm, ,配合高速大齿轮齿轮宽为85mm, 低速小齿轮齿宽为133mm,低速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm,根据轴的直径, 查课本得到相关的定位轴肩的轴肩高度, 进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围
L=10+31+133+85+31=290mm
实际轴长应大于此尺寸。

( 2) 轴的各段安装示意图如下:

整理表格得:

1
2
3
4
5

d
60
64
72
64
50

具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好, 且齿轮与轴没有交叉( 轴和齿轮不想交) , 结合轴I的尺寸, 经计算进一步确定确定

1
2
3
4
5

d
60
64
72
64
50

L
41
78
10
131
42

6.3.2校核轴和轴承、 键的强度以及使用寿命