機械=設計課設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中兩級圓柱齒輪減速器

1、xxxx大學課 程 設 計資 料 袋機械工程 學院（系、部） 2013 2014 學年第 一 學期課程名稱 機械設計 指導教師 職稱 教授 學生姓名 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化 班級 學號 題 目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 成 績 起止日期 2013 年 10 月 18 日 2013 年 10 月 23 日序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設計任務書12課程設計說明書13課程設計圖紙張4裝配圖15零件圖26目 錄 清 單課程設計任務書l 20092010學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 班級課程名稱： 機械設計 設計題目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 完

2、成期限：自 2013 年 10 月 18 日至 2013 年 10 月 23 日共 1 周內(nèi)容及任務一、設計的主要技術參數(shù)：運輸帶牽引力F=6650 N；輸送速度 V=0.75 m/s；滾筒直徑D=360 mm。工作條件：帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運動；空載啟動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v 的允許誤差為±5%；二班制（每班工作時間8h），使用期8年，大修期為23年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源電壓為380/220V。二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、每個學生應在教師

3、指導下，獨立完成以下任務：（1） 減速機裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；（3） 設計說明書1份（60008000字）。進度安排起止日期工作內(nèi)容2009.12.21-2009.12.22傳動系統(tǒng)總體設計2009.12.23-2009.12.25傳動零件的設計計算2009.12.25-2009.12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書2010.01.01交圖紙并答辯主要參考資料1.機械設計（第八版）（濮良貴，紀明剛主編 高教出版社）2.機械設計課程設計（金清肅主編 華中科技大學出版社）3.工程圖學（趙大興主編 高等教育出版社）4機械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測量

4、技術基礎（徐雪林主編 湖南大學出版社）6.機械設計手冊（單行本）（成大先主編 化學工業(yè)出版社） 7.材料力學（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機 械 設 計帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設 計（4）學生姓名 班級 學號 成績指導教師(簽字)目 錄1 設計任務書12 傳動方案的擬定13 電動機的選擇24 確定總傳動比及分配各級傳動比35 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算46 傳動件的設計及計算57 軸的設計及計算178 軸承的壽命計算及校核359 鍵聯(lián)接強度的計算及校核3610 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇3711 減速器

5、箱體及附件的設計3912 設計小結4213 參考文獻4214 附圖 1 設計任務書1.1 課程設計的設計內(nèi)容設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖-1所示。 圖1.1帶式運輸機的傳動裝置1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶的工作拉力：F=6650N；運輸帶的工作速度：v=0.75m/s；卷筒直徑：D=360mm；使用壽命：8年，每年工作日300天，2班制，每班8小時。1.3 課程設計的工作條件 設計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的±5%；工作情況：連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)；制造情況：中批量生產(chǎn)。2 傳動方案的擬定帶式運輸機的傳動方案如下圖所示 圖2.2封閉式

6、雙極圓柱減速器上圖為閉式的雙極圓柱齒輪減速器傳動，其結構簡單，尺寸較小，結構緊湊，傳動較平穩(wěn)，但是齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。3原動機的選擇3.1 選擇電動機的類型按按照設計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。3.2選擇電動機的容量3.2.1工作機所需的有效功率式中：工作機所需的有效功率（KW） 帶的圓周力（N）3.2.2 電動機的輸出功率 其中，根據(jù)文獻【2】中第18頁表3-3（按一般齒輪傳動查得） 傳動裝置總效率聯(lián)軸器效率（齒式）， 一對滾動軸承效率， 閉式圓柱齒輪傳動效率， 開式圓柱齒輪傳動效率， 傳動裝置總效率，式中：

7、則傳動系統(tǒng)的總效率為 故： 因載荷有輕微沖擊，電動機的功率稍大于即可，根據(jù)文獻【2】中第100頁表12-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，可選擇電動機的額定功率 3.3確定電動機的轉速卷筒軸工作的轉速初選同步轉速為和的電動機，由文獻【2】中第100頁表12-1可知，對應于額定功率為7.5KW的電動機的型號分別為Y132M-4型和Y160M-6型?，F(xiàn)將Y132M-4型和Y160M-6型電動機有關技術數(shù)據(jù)及相應算得的總傳動比列于表3.3.1中。方案號電動機型號額定功率/kW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)總傳動比i外伸軸徑軸外伸長度E/mmY132M-47.5150014403

8、6.172860Y160M-67.5100097024.43880通過對上述兩種方案比較可以看出：方案選用的電動機轉速較高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比為24.4，這對二級減速傳動而言不算大，故方案較為合理。4 確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比，式中：i總傳動比電動機的滿載轉速（r/min）4.2 分配傳動比根據(jù)文獻【2】中表2-1查得，單級傳動中，圓錐齒輪的傳動比適用范圍，圓柱齒輪的傳動比的適用范圍。由傳動系統(tǒng)方案（見圖2-2）知：，可將高低速級齒輪傳動比分配為高速級傳動比為低速級傳動比為傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為，； 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速

9、軸到低速軸依次編號為電動機0軸、軸、軸。5.1 各軸的轉速 5.2各軸輸入功率 式中：電動機0軸與軸間的傳動效率，軸與軸間的傳動效率,軸與軸間的傳動效率，軸與聯(lián)軸器軸間的傳動效率， 5.3 各軸輸入轉矩6將5.1、5.2、5.3節(jié)中的結果列成表格。如下表5.1所示：表5.1 運動和動力參數(shù) 軸號功率P/KW轉矩T/（N·m）轉速n/（r/min）傳動比i效率高速軸1軸6.108360.1389705.50.9603中間軸2軸5.8658317.637176.364.40.9801低速軸3軸5.6331353.33739.756傳動件的設計及計算6.1高速級直齒圓錐齒輪的設計計算6.1

10、.1 材料的選擇 (1)根據(jù)文獻【1】中表7-1查得，小圓柱齒輪選用40Cr號鋼，7級精度，熱處理為表面淬火HBS1=280<350；大圓柱齒輪選用45號鋼，7級精度，熱處理為表面淬火HBS2=230<350。由此可知兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為50HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應先保證接觸疲勞強度，再校核彎曲強度。 (2) 選擇齒輪的精度。此減速器為一般工作機，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度。（3）初選齒數(shù)。取 ,。，。 6.1.2 確定材料許用接觸壓力 (1)確定接觸疲勞極限。根據(jù)文獻【1】中表7-18（a）查MQ線得，。（2）確定壽命系

11、數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)由文獻【1】式7-21得大齒輪循環(huán)次數(shù)由文獻【1】中圖7-19查得,（3）確定尺寸系數(shù),由文獻【1】圖7-20查得(4)確定安全系數(shù),由文獻【1】表7-8查得（5）計算許用接觸應力根據(jù)文獻【1】中式7-22得6.1.3 根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計根據(jù)文獻【1】中式7-11計算齒面接觸強度，公式為確定上式中的各計算值如下。（1） 由文獻【1】P145頁試選載荷系數(shù)（2） 計算小齒輪傳遞的轉矩（3） 確定齒寬系數(shù)，由文獻【1】表7-6選取齒寬系數(shù)（4） 確定材料彈性影響系數(shù),由文獻【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)（5） 確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由文獻【1】圖7-14得（6）

12、確定重合度系數(shù)，由文獻【1】式7-9計算重合度為由文獻【1】式7-8計算重合度系數(shù)（7） 試計算所需小齒輪直徑=6.1.4確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓直徑（1）確定使用系數(shù),按電動機驅動，輕微沖擊，查文獻【1】表7-2?。?）確定動載系數(shù)計算圓周速度故前面去8級精度合理。由齒輪的速度與精度查文獻【1】圖7-8得。（3）確定齒間載荷分配系數(shù)。齒寬初定單位載荷由文獻【1】表7-3查得。（4）確定齒向載荷分布系數(shù),由文獻【1】表7-4得（5）計算載荷系數(shù)（6）根據(jù)實際載荷系數(shù)按文獻【1】式7-22修正所算的分度圓直徑為（7）計算模數(shù)6.1.5齒根彎曲疲勞強度計算彎曲強度按文獻【1】式7-1

13、7計算，其公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下。（1） 確定彎曲應力極限值。由文獻【1】圖7-21（a）取。（2） 確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻【1】圖7-22查得。（3） 確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由文獻【1】表7-8查得。（4） 確定尺寸系數(shù)，由文獻【1】圖7-23查得。（5） 按文獻【1】式7-22計算許用彎曲壓力為（6） 確定計算載荷K。初步確定齒高，由文獻【1】圖7-11查??；計算載荷為。（7） 確定齒形系數(shù)，由文獻【1】圖7-16查得，。（8） 確定應力校正系數(shù)，由文獻【1】圖7-17查得，。（9）計算大小齒輪的數(shù)值。 大齒輪的數(shù)值大，應該把大齒輪的數(shù)據(jù)帶入公式計算。 （10）計算重合度系

14、數(shù)，由文獻【1】式7-18計算得（11）把以上數(shù)值帶入公式計算，得由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決去彎曲強度，所以將計算出來的數(shù)值2,按國標圓整為m=2。再按接觸強度計算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關參數(shù)與尺寸為，這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)6.1.6齒輪其他主要尺寸計算分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距齒寬 6.2低速級直齒圓錐齒輪的設計計算6.2.1 確定材料許用接觸壓力材料的選擇：小圓柱齒輪選用40Cr號鋼，8級精度，熱處理為表面淬火HRC=50；大圓柱齒輪選用45號鋼，8級精度，熱處理為表面淬火，HRC=45。由

15、此可知兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應先保證接觸疲勞強度，再校核彎曲強度。 (1)確定接觸疲勞極限。根據(jù)文獻【1】中表7-18（a）查MQ線得，。（2）確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)由文獻【1】式7-21得大齒輪循環(huán)次數(shù)由文獻【1】中圖7-19查得,（3）確定尺寸系數(shù),由文獻【1】圖7-20查得(4)確定安全系數(shù),由文獻【1】表7-8查得（5）計算許用接觸應力根據(jù)文獻【1】中式7-22得6.1.3 根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計根據(jù)文獻【1】中式7-11計算齒面接觸強度，公式為確定上式中的各計算值如下。（8） 由文獻【1】P145頁試選載荷系數(shù)（9） 計算小

16、齒輪傳遞的轉矩（10） 確定齒寬系數(shù)，由文獻【1】表7-6選取齒寬系數(shù)（11） 確定材料彈性影響系數(shù),由文獻【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)（12） 確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由文獻【1】圖7-14得（13） 確定重合度系數(shù)，由文獻【1】式7-9計算重合度為由文獻【1】式7-8計算重合度系數(shù)（14） 試計算所需小齒輪直徑=6.1.4確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓直徑（1）確定使用系數(shù),按電動機驅動，輕微沖擊，查文獻【1】表7-2?。?）確定動載系數(shù)計算圓周速度故前面去8級精度合理。由齒輪的速度與精度查文獻【1】圖7-8得。（3）確定齒間載荷分配系數(shù)。齒寬初定單位載荷由文獻【1】表7-3查得。

17、（4）確定齒向載荷分布系數(shù),由文獻【1】表7-4得（5）計算載荷系數(shù)（6）根據(jù)實際載荷系數(shù)按文獻【1】式7-22修正所算的分度圓直徑為（7）計算模數(shù)6.1.5齒根彎曲疲勞強度計算彎曲強度按文獻【1】式7-17計算，其公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下。（9） 確定彎曲應力極限值。由文獻【1】圖7-21（a）取。（10） 確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻【1】圖7-22查得。（11） 確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由文獻【1】表7-8查得。（12） 確定尺寸系數(shù)，由文獻【1】圖7-23查得。（13） 按文獻【1】式7-22計算許用彎曲壓力為（14） 確定計算載荷K。初步確定齒高，由文獻【1】圖7-11查取；計

18、算載荷為。（15） 確定齒形系數(shù)，由文獻【1】圖7-16查得，。（16） 確定應力校正系數(shù)，由文獻【1】圖7-17查得，。（9）計算大小齒輪的數(shù)值。 大齒輪的數(shù)值大，應該把大齒輪的數(shù)據(jù)帶入公式計算。 （10）計算重合度系數(shù)，由文獻【1】式7-18計算得（11）把以上數(shù)值帶入公式計算，得由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決去彎曲強度，所以將計算出來的數(shù)值3.18按國標圓整為m=4。再按接觸強度計算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關參數(shù)與尺寸為，這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)6.1.6齒輪其他主要尺寸計算分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑中

19、心距齒寬 6軸的設計及計算6.1 軸的布局設計繪制軸的布局簡圖如下圖6.1.2所示圖6.1.1 減速器簡圖 圖6.1.2 軸的結構與裝配考慮到低速軸的受力大于高速軸，應先對低速軸進行結構設計和強度校核，其他的軸則只需要進行結構設計，沒必要進行強度校核。6.2 低速軸的設計6.2.1軸上的功率P3、轉速N3和轉矩T3的計算在前面的設計中得到： 6.2.2求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故。圓周力、徑向力的方向如（圖6-2）所示。6.2.3初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（12-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為

20、45鋼，調(diào)制處理。有文獻【1】中的表12-3，取，于是就有輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中11-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉矩（）工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表11-1按轉矩變化小查得， 低速軸的轉矩（），由表5.1可知：因此： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或文獻【2】中表16-4，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000。其具體結構及基本參數(shù)如圖6.2.1以及表6.1.2所示，圖6.2.1 HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器結構形式圖表6.2.1 HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器

21、基本參數(shù)及主要尺寸型號公稱轉矩TnN.m許用轉速n（ r/min）軸孔直徑（d1、d2、）軸孔長度mmDmmD1mmBmmSmm轉動慣量Kg.m2質(zhì)量KgY型J、J1、Z型HL52000355050，55，56，60，63，65，70，（71），（75）14210714222075362.55.4230由上表可知，選取選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。6.2.4 軸的結構設計6.2.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.3所示， 圖6.2.2 低速軸的結構與裝配6.2.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸

22、段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力作用，根據(jù)文獻【1】中表10-2可選6型深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻【2】中表15-4軸承產(chǎn)品目錄中初步選深溝球軸承6214，其尺寸為，故；而左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由于手冊上查得6214型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。取安裝齒輪處的軸段-的直徑,已知齒輪輪輪轂的寬度為53mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于輪

23、轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h，取。軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離（參看圖6.2.2），故取。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，小圓柱齒輪與大圓柱齒輪之間的距離c=20mm。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度B=24mm，軸2大齒輪的寬度為B=58mm，則：至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖6.2.2所示，并歸納為下表

24、6.2.3所示表6.2.3 低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度105505249129024軸段直徑60667075878270軸肩高度322.562.567.2.4.3 軸上零件的周向定位 定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表4-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為m6。6.2.4.4 確定軸上圓角和

25、倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中表12-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6.2.2。6.2.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖6.2.2）做出軸的計算簡圖（圖6.2.3）。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖喝扭矩圖（圖7.2.4） 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下表。圖6.2.3 低速軸的受力分析則截面C處的及M的值為6.2.6精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A,，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但是由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，

26、所以截面A,，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大，截面V的應力集中的影響和截面的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必校核。截面C雖然應力最大，但是應力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故截面C也不必校核。截面IV所受彎矩也不大，所以也不必校核，而截面V顯然更不必校核。所以只需要校核截面右側即可。（2）截面左側抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側的彎矩M為：截面VI上的扭矩T為:截面上的彎曲應力：截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻1表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理

27、論應力集中系數(shù)及按文獻1附表3-2查取。因，經(jīng)過插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù).軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由文獻1中§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。6.3 高速軸的設計6.3.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算在前面的設計中得到6.3.2 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（12-2）初步估算軸

28、的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有 輸入軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中11-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表11-1按轉矩變化小查得， 高速軸的理論轉矩（），由表5.1可知：因此： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)GB/T 5834-2003選用YL6凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為100N.m。如下表6.3.2表6.3.2 GY2型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸型號公稱轉矩TnN.m許用轉速n（ r/min）軸孔直徑（d1、d2

29、、dZ）軸孔長度mmDmmD1mm長度mm轉動慣量Kg.m2質(zhì)量KgY型J、J1型LL1Y型J，型YL6100800024523811090108800.00173.39624412892選取半聯(lián)軸器的孔徑故=24mm，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度即。6.3.3 軸的結構設計6.3.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 高速軸的裝配方案如下圖6.3.1所示， 圖6.3.1 高速軸的結構與裝配6.3.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑；式中：h軸處軸肩的高度（mm），定位軸肩的高度，故取。左端用

30、軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=29mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取。 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力作用，根據(jù)文獻【1】中表10-1可選深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取6207型軸承，其基本尺寸。故；而左右兩個滾動軸承都采用擋油環(huán)進行軸向定位所以。取安裝齒輪處的軸段-的直徑已知齒輪輪輪轂的寬度為78mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h，

31、取。軸承左端用軸承端蓋固定，端蓋寬20mm，與聯(lián)軸器間隔30mm，所根據(jù)軸的總體布置簡圖7.1可知，小圓柱齒輪右端面距箱體左內(nèi)壁之間距離a=16mm，軸上的兩個大小齒輪之間的距離為c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，退刀槽=5mm，因為軸小齒輪比軸大齒輪的寬度大5mm。所以嚙合時大齒輪的左端距離小齒輪的左端距離相差2-3mm，取該長度為=3mm，所以：至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.5所示，并歸納為下表6.3.2所示，表6.3.2 高速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度4250251195齒寬46

32、1925軸段直徑2530323828齒輪直徑3832軸肩高度2.511.5336.3.3.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。6.3.3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【1】中表12-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.5。6.4 中間軸的設計6.4.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算在前面的設計中得到6.4.2 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，表面淬火處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有6.4.3 軸的結構設計6.4.3.1擬定軸上零件的裝配方案 中間軸的裝配方案如下圖6.4.1所示，圖6.4.1 中間軸的結構與裝配6.4