普通車床減速器優(yōu)化設計

- 1 - 三門峽職業(yè)技術學院 機電一體化技術專業(yè)畢業(yè)設計 普通車床減速器優(yōu)化設計 設 計 者 xxx 系 部 機電工程系 年 級 10 級 學 號 100101070520 指導教師 xxx 完成日期 2012 年 6 月 - 2 - ZQH 350 減速器的設計 摘 要： 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩。本文按照零件工藝設計 的基本流程，經過對比論證，選擇了實用正確的工藝路線。本文對上箱體的結構進行了設計，并且對減速器的每一根軸都進行了詳盡的設計，包括對減速器傳動所需的鍵都做了詳盡的設計。 關鍵字：箱體 高速軸 低速軸 齒輪 底座 傳送帶 ZQH-350 the design of the speed reducer Speed reducer is between the prime mover and work machine independent closed transmission device, used to reduce speed and increase torque. This text, according to the parts of the basic flow process design, by comparison demonstrates, choose the practical process route of right. In this paper, the case on the structure design, and to each of the shaft speed reducer is the detailed design, including the reducer drive the key made detailed design. Key words: Cabinet。 High speed shaft 。 Low speed shaft Gear Base Conveyor belt - 3 - 目錄 ZQH 350減速器的設計計算 .3 （一）總體參數(shù)設計計算 3 一 總體結構布局設想 .3. 二 箱體結構 3. 三 減速器附件 5 四 減速器潤滑 5 五 初選減速器 6 （二）齒輪裝配圖設計 7 一 設計高速級兩齒輪 .7 二、設計低速級兩齒輪 .12. （三）軸的設計計算 .15 一 高速軸設計計算 .15 二、中間軸設計計算 23 三、低速軸設計計算 28 四 選定變速級兩軸上從動齒輪的結構形式、尺寸及配合 37 五 選擇確定各軸的軸承蓋 38 六 減速器箱體的分類形式 41 結構分析 .44. 總技術要求 45 - 4 - 、 ZQH 350減速器的設計計算 ： （一）總體參數(shù) 設計計算 一、總體結構布置設想： 1. 確定減速器內壁凈寬：根據(jù)工作范圍和實用性能，首先，選擇減速器形式和裝配形式，確定總體尺寸（長、寬、高、中心矩） .根據(jù)中心矩設計高、低速級齒輪，根據(jù)齒輪寬度和減速器寬度尺寸，分布齒輪安裝位置，確定齒輪間、齒輪與箱壁間的間隙 . 2. 確定支撐點間矩： 初選軸承，根據(jù)箱體凈寬，確定軸承與箱體側壁間隙，從而確定支撐點間矩 . 3. 設計軸： 根據(jù)軸的計算公式先 計算 出 最小軸徑， 然后根據(jù)優(yōu)先數(shù)標準值，取標準軸徑， 再 根據(jù)軸上零件孔徑和寬度設計 軸 的結構 . 先計算高速軸，再計算中軸，最后 計算低速軸。 4.確定減速器高度與軸處孔徑： 根據(jù)軸承外徑、齒輪齒頂圓直徑， 查起重機設計手冊 確定減速器高度、長度與軸孔處直徑 . 5.確定其他結構： 根據(jù)減速器形式選擇視孔尺寸、油針組件、放油裝置等 . 二、箱體結構： 箱體是減速器重要零件，它是由箱蓋和底座組成，為了滿足減速器能正常工作應滿足以下要求： 1.具有足夠的剛度 - 5 - 箱體要求承受由于傳動零件嚙合并通過軸及軸承而作用的載荷，所以在箱體外部，尤其是軸承孔處常用加強筋可增加箱體散熱面積，凸臺便于螺栓和螺母，有足夠的支撐面積 .同時，軸承孔的兩旁螺栓 應當比別處稍大的直徑，并盡可能靠近軸承孔 . 2.保證安裝精度 為了保證軸線相互位置的正確，箱體上的軸承孔要鏜削精確，同一軸線上所有軸承孔設計成相同直徑的通孔 .為了精確固定箱蓋和底座，并使螺栓不受橫向載荷，可在部分面的凸緣上打兩個錐形定位銷，箱體上要有錐銷孔 . 3.保證箱體部分面的緊密性 應將部分面刮平，并在裝配前涂上洋干玻璃或水玻璃，但不能加墊片，以免破壞軸承孔精度 .軸承采用飛濺法潤滑 .油溝應引向軸承室潤滑油經過軸承滾動后進入油池 . 4.易于檢查輪齒嚙合情況 為了便于檢查輪齒的嚙合情況及向箱內加油，在箱蓋設 有觀察孔 .觀察孔應在嚙合處附近 . 5.底座應有除油裝置 為了排除臟油和清洗油池底部，在底座上設有排油孔，沿排油孔的方向傾斜，平時排油孔用油塞堵住 . 6.搬運裝置 為了提升箱蓋或搬運整個機械，在箱體上應設有提升鉤或吊環(huán) . 7. 鑄造箱體的結構尺寸見下表： 符號 名稱 尺寸 符號 名稱 尺寸 底座壁厚 8 C1 箱體外臂至螺栓中心線間矩離 26 - 6 - 1 箱蓋壁厚 8 C2 箱體底座外臂至中心線矩離 21 b 底座上部凸緣厚度 14 L2 螺栓孔的鉆孔深度 30 b, 箱蓋凸緣厚度 14 a 齒頂圓與箱 體的內壁最小間隙 11 P1P 底座下部凸緣厚度 22 a1 齒輪端面與箱體內壁最小間隙 20 m 底座加強經厚度 8 k 底座上部或下部凸原寬度 58 m1 底蓋加強經厚度 8 D1 軸承分部圓直徑 160 d 地腳螺栓直徑 M16 D2 軸承座突出部分直徑 220 d1 軸承旁連接螺栓 M12 dp 吊環(huán)螺栓直徑 20 d2 底座與蓋連接螺栓 M10 x 相連接部分尺寸 3 d3 軸承改固定螺栓 M12 D0 孔直徑 35 d4 視孔蓋固定螺栓 M10 三、減速器附件 1油面指 示器 油面指示器是用來檢查油池內油面高度，此減速器決定用油尺 . 2排氣裝置 減速器在工作時，氣產生高溫而使箱體內的壓力增大降低使用壽命，采用排氣裝置 .以便使箱體內受熱膨脹的空氣排出，排氣孔均在側面 . 3觀察孔蓋 觀察孔平時用蓋蓋住，為了避免飛濺的油外滲，蓋與箱體之間應當加墊，為了加油時過慮潤滑油，觀察孔處裝置過濾網 4軸承蓋的作用 遮蓋軸承室，以阻止?jié)櫥屯饴⒎乐闺s物進入軸承，而且用軸承蓋的內端固 - 7 - 定軸承外圍和承受軸向力，有透蓋，悶蓋，根據(jù)結構選用 . 四 、減速器潤滑 1潤滑 減速器齒輪圓周速度 V 12 采用油池潤滑，并保證中間軸齒輪輪齒浸入油中，以保證飛濺潤滑 . 2潤滑方式 為保證傳動零件與軸承同時潤滑，采用飛濺潤滑 . 3潤滑油選擇 一般減速器采用 HJ-40， HJ-50 機誡油根據(jù)圓周速度及載荷情況確定所許黏度潤滑油 . 五 、初選減速器 1根據(jù) n=1420轉 /分 P=7.5 應選 ZQH35型減速器 2減速器基本尺寸確定 根據(jù)中心矩為 350mm 查 起重機 設計手冊中冊 P346表 8 424得，漸開線齒基本尺寸見下表： 型號 A A1 A2 B H L H0(mm) G(公斤 ) ZL35 350 250 200 290 405 730 200-1 200 3.參數(shù)計算： 1）各軸功率 P：電機 P0=7.5KW（已知） 效率 ： 聯(lián)軸器 =0.99； 齒輪 =0.97； 軸承 =0.99（查機械設計課程設計 P91表11 1） P=P0 總 （查機械設計課程設計 P85表 2-4） - 8 - 軸： P1=P0 聯(lián) 軸 =7.5 0.99 0.99=7.35KW 軸： P2=P1 軸 齒 =7.35 0.99 0.97=7.06KW ： P3=P2 軸 齒 =7.06 0.99 0.97=6.78KW 2）各軸轉速（ n） .傳動比 ： i 總 =31.5 i 高 =6.3 i 低 =5.0 查 起重機設計手冊 中冊 P344表 21 2得： 軸 n1=1420r/min 軸 n2=n1/i 高 =1420/6.3=225r/min 軸 n3=n2/i 低 =225/5=45r/min 3)各軸的扭矩（ T）： T=9550P/n (NM) 已知 T1=9550P1/n1=9550 7.35/1420=50.1 N.M T2=9550P2/n2=9550 7.06/222=304.4 N.M T3=9550P3/n3=9550 6.78/44=1472.3N.M 1） 各軸效率： 1= 聯(lián)軸器 * 軸承 =0.99 0.99=0.98 2= 軸承 * 齒輪 =0.99 0.97=0.96 3= 軸承 * 齒輪 =0.99 0.97=0.96 根據(jù)以上計算結果列出減速器參數(shù)表： 軸 功率 P（ KW） 轉速n(rpm) 扭矩 T（ NM） 傳動比 i 效率 7.25 1420 50.1 6.3 5.0 0.98 7.06 222 304.4 0.96 6.78 44 1472.3 0.96 - 9 - (二 )齒輪裝配圖設計 一、設計高速級兩齒輪 ： 1定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)： 1）按所選傳動方案，選用斜齒圓柱吃齒輪傳動 . 2）考慮此減速器的功率不大，故大、小齒輪材料 45#，小齒作調質處理 235HBS，大齒作正火處理 210 HBS，大、小齒輪再作表面淬火處理 40-50HRC. 3）選取精度等級 .因采用表面淬火，齒輪的變形不大，不需磨削，故初選 8級精度，由教材 P146表 10-3. 4）選小齒輪齒數(shù) Z1=14，則大齒輪齒數(shù) Z2=i Z1=6.3 14=88.2取 Z2=88. 5）選取螺旋角 ,初選螺旋角 =8 . 當量齒數(shù) ZV 為： ZV1=31COSZ =14.4 ZV2=32COSZ =90.7 2. 按齒面接觸強度設計： 由教材 P165， 10-20 式： c o s17.112213FdSFZYYKTM 確定公式內的各計算數(shù)值： - 10 - 1）試選載荷系數(shù) 查機械設計基礎表 7-10 K=1.4 2）小齒輪傳遞的轉矩 T1=50.15N*m 3）由 機械設計 基礎 表 7-14，選取齒寬系數(shù) d=0.8 4）由 機械設計基礎 表 7-12，查得： YF1 =3.22 YF2=2.18 5）由 機械設計基礎表 7-13， 查得： YS1=1.47 YS2=1.80 6)許用彎曲應力 F 按機械設計基礎圖 7-26 查 limF 小齒輪按 16MnGr5 查取，得 mpaF 8801lim mpaF 7402lim 由機械設計基礎 表 7-9查得 SF=1.4 N1=60njLn=60*1420*1*(10*50*5*8)=1.7*109 N2=N1/i=1.7*109/6.3=2.7*108 查機械設計基礎圖 7-23得 YN1=YN2=1 由機械設計基礎公式 7-16得 i m221l i m1110*42.752980.1*18.2*10*53.762947.1*22.3*5294.1740*6294.1880*mpaYYmpaYYmpaSFYmpaSFYFSFFSFFNFFNF 故 c o s17.112213FdSFZ YYKTM =2.4mm 由機械設計基礎表 7 2取標準數(shù)值 M=3mm 7） 確定中心距 A 及螺旋角 cos*2)( 21 ZZmA =149.03mm 將中心矩圓整為 150 mm 確定螺旋角 OA ZZm 11.82 )(*a r c c o s 21 此值與初選的值相差不大，故不必重新計算，修正 o11.8 1. 校核齒面接觸疲勞強度 - 11 - *)1(17.3121HEH UdbUKTZ 確定相關參數(shù)與系數(shù)： 1） 分度圓直徑 d d1= mmZm 6.56co s* 1 d2= mmZm 242co s* 2 2)齒寬 b b= mmdd 456.56*8.01 取 b2=53mm b1=61mm 3)齒數(shù)比 u U=i=6.3 4)許用接觸應力 H 由機械設計基礎圖 7-25查得 mpaH 15001lim mpaH 12202lim 由機械設計基礎圖 7-9查得 SH=1.2 由機械設計基礎圖 7-24查得 ZN1=1 ZN2=1.4 由機械設計基礎 公式 7-15得 HHNH SZ 1lim11 * =1250mpa HHNH SZ 2lim22 * 1057mpa 由機械設計基礎表 7-11查得彈性系數(shù) ZE=189.8 故 UdbUKTZEH 121*)1(17.3 =657.3mpa 2 HH 齒面接觸疲勞強度校核合格。 5） 驗算齒輪圓周速度 U U=1000*60 11nd=1 0 0 0*601 4 2 0*6.56*14.3 =4.21 sm - 12 - 由機械設計基礎表 7-7知，選 8級精度 是合適的。 高速級兩齒輪參數(shù)表： 名稱 代號 主動齒輪 從動齒輪 中心矩 a 150mm 傳動比 i 6.3 模數(shù) m 3 螺旋角 8 齒數(shù) z 14 88 齒頂圓直徑 da 63mm 248mm 分度圓直徑 d 56.6mm 242mm 齒根圓直徑 df 49mm 235mm 齒寬 b 61mm 53mm 6）選擇制造精度和確定公差 （ 1） 選擇制造精度 因為是一般的齒輪嚙合由機械設計課程設計 P185 表 17-15，選精度等級為8-7-7 GB10095-88 運動精度： 8及 平穩(wěn)精度和接觸精度： 7及 （ 2）選擇表面粗糙度 A齒面齒側光潔度 R值均為 6.3 B齒頂圓面光潔度 R均為 12.5. C其余表面 R均為 2.5 - 13 - （ 3）選定圓跳動 主動齒輪：徑跳： ED=0.04 被動齒輪：端跳： ET=0.011 徑跳： ED=0.065 端跳： DF=0.006 （ 4）檢查項目與公差 項目 代號 備注 齒圈徑向跳動公差 Fr 36 50 P186 表 17-19 徑向 綜合公差 Fi 50 71 齒形公差 fi 11 13 齒距極限偏差 fpt 14 16 基節(jié)極限偏差 fpb 13 14 齒向公差 F 16 28 P187 表 17-20 公法線長度變動公差 Fw 28 36 P187 表 17-21 齒厚極限偏差 Es -112 -168 -160 -256 P189 表 17-27 公法線長度極限偏差 Ew -84 -140 -128 -192 P193 表 17-28 - 14 - 基準面徑向和端面跳動 18 22 P1195 表 17-30 技 術要求： 1 齒輪周緣去毛刺 2正火處理齒面硬度 HB=210 小齒輪調質處理 HB=235 3齒輪精度及公差等級為 8-7-7 GB10095-88 二、設計低速級兩齒輪： 1定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)： 1）按所選傳動方案，選用斜齒圓柱吃齒輪傳動 . 2）考慮此減速器的功率不大，故大、小齒輪材料 45#，小齒作調質處理 235HBS，大齒作正火處理 210 HBS，大、小齒輪再作表面淬火處理 40-50HRC. 3）選取精度等級 .因采用表面淬火，齒輪的變形不大，不需磨削，故初選 9級精度，由教材 P146表 10-3. 4）選小齒輪齒數(shù) Z1=16，則大齒輪齒數(shù) Z2=i Z1=5 16=80 5）選取螺旋角 ,初選螺旋角 =8 . 當量齒數(shù) ZV 為： ZV1=31COSZ =16.49 ZV2=32COSZ =82.47 2. 按齒面接觸強度設計： 由教材 P165， 10-20 式： c o s17.112213FdSFZYYKTM 確定公式內的各計算數(shù)值： - 15 - 1）試選載荷系數(shù)查機械設計基礎表 7-10 K=1.4 2）小齒輪傳遞的轉矩 T1=304.4N*m 3）由機械設計基礎表 7-14，選取齒寬系數(shù) d=0.8 4）由機械設計基礎表 7-12，查得： YF1 =3.03 YF2=2.25 5）由機械設計基礎表 7-13，查得： YS1=1.51 YS2=1.77 6)許用彎曲應力 F 按機械設計基礎圖 7-26 查 limF 小齒輪按 16MnGr5 查取，得 mpaF 8801lim mpaF 7402lim 由機械設計基礎表 7-9查得 SF=1.4 N1=60njLn=60*225*1*(10*52*5*8)=2.8*108 N2=N1/i=2.8*108/5=5.6*107 查機械設計基礎圖 7-23得 YN1=YN2=1 由機械設計基礎公式 7-16得 i m221l i m1110*53.752977.1*25.2*10*27.762951.1*22.3*5294.1740*6294.1880*m p aYYm p aYYm p aSFYm p aSFYFSFFSFFNFFNF 故 c o s17.112213FdSFZ YYKTM =3.47mm 由機械設計基礎表 7 2取標準數(shù)值 M=4mm 7） 確定中心距 A及螺旋角 cos*2)( 21 ZZmA =193.939mm 將中心矩圓整為 150 mm 確定螺旋角 OA ZZm 11.82 )(*a r c c o s 21 此值與初選的值相差不大，故不必重新計算，修正 o11.8 3.校核齒面接觸疲勞強度 - 16 - *)1(17.3121 HEH Udb UKTZ 確定相關參數(shù)與系數(shù)： 1) 分度圓直徑 d d1= mmZm 7.64co s* 1 d2= mmZm 6.323co s* 2 2)齒寬 b b= mmdd 527.64*8.01 取 b2=60mm b1=68mm 3)齒數(shù)比 u : U=i=5 4)許用接觸應力 H 由機械設計基礎圖 7-25查得 mpaH 15001lim mpaH 12202lim 由機械設計基礎圖 7-9查得 SH=1.2 由機械設計基礎 圖 7-24查得 ZN1=1 ZN2=1.4 由機械設計基礎公式 7-15得 HHNH SZ 1lim11 * =1250mpa HHNH SZ 2lim22 * 1057mpa 由機械設計基礎表 7-11查得彈性系數(shù) ZE=189.8 故 UdbUKTZEH 121*)1(17.3 =1035mpa 2 HH 齒面接觸疲勞強度校核合格。 5）驗算齒輪圓周速度 U U=1000*60 11nd=1000*60 222*7.64*14.3=0.76 sm 由機械設計基礎表 7-7知，選 9級精度 是合適的。 - 17 - 低速級兩齒輪參數(shù)表： 名稱 代號 主動齒輪 從動齒輪 中心矩 a 200mm 傳動比 i 5.0 模數(shù) m 4 螺旋角 8.11 齒數(shù) z 16 80 齒頂圓直徑 da 72.7mm 331.6mm 分度圓直徑 d 64. 7mm 323.6mm 齒根圓直徑 df 52.2mm 311.1mm 齒寬 b 68mm 60mm 6）齒輪制造精度與公 差 由機械設計手冊中冊 P402表 8 126得： 選公差組，由表 8-127，選精度等級為 7級，齒面光潔度為 7. 由 P415表 8-132得下表 項目 代號 切向相鄰齒綜合公差 f41 17 17 徑向相鄰齒綜合公差 f42 22 22 齒形公差 ff 14 14 - 18 - 周節(jié)極限偏差 fpt 16 16 （三）軸的設計計算 一、高速軸設計計算： 1. 選擇軸的材料 減速器功率不大，考慮到采用齒輪軸，由機械設計基礎教材P229 表 13-3，選用與齒輪同材料的 45#鍛鋼 .由表 13-1查的 B=610N/MM 2.熱處理方法 查教材 P223表 13-1 材料 牌號 熱處理 毛胚直徑（ mm） 硬度（ HBS） 抗拉強度 B 屈服 S 彎曲疲勞 -1 剪切疲勞 -1 優(yōu)質碳素鋼 45# 正火 100 170-217 600 300 240 140 3.按轉矩最小直徑 由教材 P229中， 13-2式： 3111 nPAd 由教材，表 13-3取 A=118 ；3111 nPAd = 20.41 mm 因在危險截面有鍵槽，應將計算得軸徑加大 5 ， 而且他還和聯(lián)軸器相連，所以由機械設計手冊 查 取 d=25 mm 4. 軸的結構設計 1）確定軸的直徑 與聯(lián)軸器相聯(lián)的軸段是最小直徑，取 d6=25mm，聯(lián)軸器定位軸間的高度取 h=5mm，則d1=35mm，右端軸承定位軸間高度取 h=3.5mm，則 d4=42mm，由于高速軸的小齒輪的齒 - 19 - 根圓直徑為 df1=49.1mm，所以高速軸為齒輪軸， d2=d1=62.6mm，齒輪的定位軸間高度取 h=3mm，則 d3=48mm。 2）軸上零件的軸 向尺寸及其位置 軸承寬度 b=20mm，齒輪寬度 B1=61mm，聯(lián)軸器寬度 B2=84mm，軸承端蓋寬度為12mm.箱體內側與軸承端面間隙取 1 =2mm，齒輪與箱體內側的距離為 20mm，3=15+68+20=103mm，聯(lián)軸器與箱體之間間隙 2 =50mm 與之對應的軸各段長分別是 L1=44mm, L2=59mm, L3=7mm, L4=95mm, L5=20mm, L6=68mm, L7=82mm 軸承的支撐跨度為： L=L1+L2+L3+L4=205mm L總 =375mm 5.驗算軸的疲勞強度 1) 畫輸出軸的受力簡圖 2) 畫水平平面的彎矩圖，通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得， FAH=4238N FBH=1827N 則， MCH=72FAH=72*4238=305136N.mm 3) 畫豎直平面的彎矩圖， 通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得 ， FAV=924N FBV=1336N 則 MCV1=72FAV=72*924=66528N.mm MCV2=167FbV=167*1336=223112N.mm 4) 畫合成彎矩圖 mmNMMMCCVCH .3123041221 - 20 - mmNMMMC CVCH .378 0042222 5）畫轉矩圖 T=5.01*104N.mm 6）畫當量彎矩圖，轉矩按脈動循環(huán)，取 a=0.6 則 aT=0.6*5.01*10000=30060N.mm Mec1= 221 )(aTM C =313747N.mm Mec2= 222 )(aTM C =379197N.mm 由 當量彎矩圖可知 C 截面為 危險截面，當量彎矩最大值為 Mec=379197 N.mm 7）驗算軸的直徑 3 11.0 Mecd=41mm 因為 C截面是齒輪軸直徑為 62.6mm， 查標準 強度足夠 2） 繪制軸的零件圖 6.選聯(lián)軸器并校核聯(lián)軸器 選彈性柱銷聯(lián)軸器（ GB6014-85） ，由機械設計課程設計 P159 表 16-5 考慮到聯(lián)軸器要傳遞不同軸徑的扭矩，根據(jù) T1=49.43N m， 軸徑 ?25mm 選 TL4型： 型號 公稱扭矩 試用轉速 軸孔直徑 軸孔長度 D b 轉動慣量 質量 TL4 63 4600 25 52 106 23 0 604 K 由機械設計手冊中冊 P276表 17-2 得： M計 = M額 n M 式中， 查 P19表 3-1得， =1.5； n查 P40表 4-11得， n =1.6； - 21 - M額查 P94得， M額 =975N/ n=975 7.5/1420=5.15kg.m 則 M計 =1.5 5.15 1.6=12.36 N mm M=63N mm ，故滿足！ 7.初選制動器并校核 : 根據(jù)制動輪外徑 D=106 mm，由機械設計手冊中冊 P299表 18-8選快式電磁鐵制動器： 型號 制動 輪直徑D 制動力矩JC%=100 電磁鐵力矩 電磁鐵型號 重量（公斤） JWZ-100 100 100 30 MZD1-100 12 1)制動力矩及制動安全系數(shù)校核 查起重機設計手冊 起升機構制動器的制動力矩需滿足： M 制 K 制 *M 制靜 式中， K 制查 P98 表 8-17 得， K 制 =2.0； M 制靜 =Q 起 D. ./2mi=1000 0.1 0.95/（ 2 1 31.5） =1.5kg M 制 =16kgm；則 M 制 2.0 1.5=3.0 kgm 2) 校核制動時間 t 制 =1/( M 制 -M 制靜 ) 0.975 Q 起 U2 .+nK(GD 電 2+GD 聯(lián) 2)/375 式中， Q 起 =1000kg； U=36/60m/s；n=1420r/min； GD 電 2+GD 聯(lián) 2=0.39N*M； K=1.1；則 t 制=0.975 1000（ 36/60） 2 0.95/1420+（ 1420 2 0.39） /375/（ 6.03-3.015）=1.221s 查 P99表 8-18和 8-19得， t 制 =1.5s； 故， t 制 t 制 8.初選鍵并校核其強度 : 查機械工程手冊（ 5） P27-47 表 27*3-1 - 22 - 鍵用于軸端與聯(lián)軸器連接，選用普 通平鍵 C型鍵 . 其尺寸見 P27-5 表 27*3-4和表 27*3-5得： （單位： mm） 軸 D 鍵 b h 軸槽深 t 鼓樓深 t k 半徑 r C L 25 87 4.0+0.2 3.3+0.2 3.2 0.16 0.25-0.40 18-90 因聯(lián)軸器 L=50，選鍵長 L=30, 故應標記為：鍵 C 8 30 GB1096-79 校核方式由 P27-48 表 27*3-2： 鍵工作面的擠壓 P=2Mt/Dkl P 式 中 ： Mt=4 D=29430 N mm ； 5 mm ； k=3.2 mm ； l= L -b/2=41 ； b=8 mm ； .0 由 P27-49表 27*3-3得： P=70 N/ mm2 P=249430/253.241=30 N/ mm 2P=70 N/ mm2 9.選定并校核軸承壽命 1) 由 機械設計基礎 P258 得 L=27/2+14+40=67.5mm L=226mm T=55.88KN Cor=38.5KN dm=41.24 mm 徑向力 Fr=899N 軸向力 Fa=598N n=1420r/min d1=30mm 故有 :226+2598/2 -216=249.8 2) 因采用 雙列滾珠 軸承 30306E 再參照 P259 30306 取之點參數(shù) A=16 l=67.5+(16-55.8/2)=55.6mm - 23 - Fr1=899(249.8+55.6) -59841.24/2/249.8=1050N Fr2=Fr1-Rr=1050-899=151N 3) 軸向力 查 P251 表 14-5得 Fs=Fr/2r ； Y=1.9 Fs1=1050/(21.9)=276N Fs2=151/(21.9)=40N Fs1+Fa=276+598=874N Fs2=40N Fa1=Fs1=276N Fa2=Fa+Fs1=598+276=874N 4) 當量動負荷 Fa1/Cor=276/38500=0.007 Fa2/Cor=874/38500=0.023 e=0.31 Fa1/Fr1=276/1050=0.26 e=0.31 Fa2/Fr2=1874/151=5.79 e=0.31 軸承 1的系數(shù)由 P253 表 14-6 X=1 Y=0 當量 動負荷 P1=Fr1=1050N 軸承 2的系數(shù) X=0.44 Y=1.9 P2=0.44Fr2+1.9Fa2=0.44151+1.9874=1727N 5) 按壽命計算軸承的所需額定動負荷 Lh 由 P256 表 14-8 得 Lh=10000h 磙子軸承 =10/3 負荷復數(shù) Fp由 P255 表 14-7得 fp=1.2 按受負荷最大的軸承計算 C=(172760 1420 10000)/(106 1.2)=4.43 104N Cr=5.58 104N 則 C Cr 滿足要求 ! 6) 靜力強度 校核 P0=X0Fr+YOFa 查 P257 表 14-9得 X0=0.5 Y0=0.22cota 0.88 - 24 - 軸承 1 P01=0.5 1050+0.88 276=768N Fr1=1050N 取兩者中大值，故： P01=1050N 軸承 2 P02=0.5 151+0.88 874=845N Fr2=151N 取兩者中大值，故： P02=845N 查 P257 表 14-10得 S0=1.2 Cor/P01=38500/1050=37 S0=1.2 合格！ 7) 校核極限轉速 查 P258 圖 14-27得： f1=1.0 P1/Cr=1050/55800=0.0188 0.10 Fa1/Fr1=276/1050=0.262 查圖 14-28得 f2=0.4 Fa2/Fr2=874/151=5.79 得 f2=0.3 油潤滑 nlim=7000r/min 軸承 1 f1f2nlim=1 0.4 7000=2800 r/min 軸承 2 f1f2nlim=1 0.3 7000=2100 r/min F1f2nlim N=1420 r/min 故選此軸承滿足要求！ 10.確定軸的公差與配合及技術要求 1) 確定軸 1的配合公差 按公差配合要求軸與孔的配合應優(yōu)先采用基孔制 軸與 聯(lián) 軸器可自由拆卸工作時相對靜止，采用間隙配合 查公差值為： 25 0.039 - 25 - 兩軸承與軸的配合處均采用過渡配合選?。?30+0.025-0.009 2) 鍵槽寬度公差： 80-0.036 鍵槽深度公差： 4.0+0.20 3) 確定軸 1的形狀位置公差 齒輪軸的徑向跳動公差和聯(lián)軸器的跳動公差均選里 8級 軸頸處圓度均為 8級 ，軸頸處的同軸度也是 8級 ，所以側鍵槽對稱度也選 8級 ： 齒輪軸的徑向跳動公差 0.03 聯(lián)軸器軸的 徑向跳動公差： 0.025 兩軸頸處的圓度： 0.011 mm 左軸徑向對于右軸頸的： 0.03 mm 健側面的對稱度： 0.015 mm 4) 確定軸 1的粗糙度 軸與軸承配合處的光潔度為 ： 1.6 聯(lián)軸器配合處的光潔度度： 6.3 健兩側工作面的光潔度 :6.3 底面與健接觸： 25 其余表面 :12.5 11. 技術要求 1) 材料今調制處理硬度 HB=220-250 2) 為注遠角均為 R2 3) 軸兩端均采用 B3.15/10 GB145-1985的 中心孔 4）全部倒角為 C1.5 - 26 - 二、中間軸設計計算 1. 選擇軸的材料 減速器功率不大，考慮到采用齒輪軸，由機械設計基礎教材P229 表 13-3，選用與齒輪同材料的 45#鍛鋼 .由表 13-1查的 B=610N/MM 2.熱處理方法 查教材 P223表 13-1 材料 牌號 熱處理 毛胚直徑（ mm） 硬度（ HBS） 抗拉強度 B 屈服 S 彎曲疲勞 -1 剪切疲勞 -1 優(yōu)質碳素鋼 45# 正火 100 170-217 600 300 240 140 3.按轉矩最小直徑 由教材 P229中， 13-2式 ： 3221 npAd 由教材，表 13-3取 A=118 ；32121 nPAd = 37.22 mm 因在危險截面有鍵槽，應將計算得軸徑加大 5 ， 它是與齒輪配合的， 取 整 d=40 mm 4. 軸的結構設計 1）確定軸的直徑 與 軸承 相聯(lián)的軸段是最小直徑，取 d1=40mm，聯(lián)軸器定位軸間的高度取 h=5mm，則d1=35mm， 與齒輪配合的軸段直徑 d2=45mm 齒輪的定位軸肩高取 h=5mm,則d3=55mm,d4=45mm. 2）軸上零件的軸 向尺寸及其位置 軸承寬度 b=20mm，齒輪寬度 B1=53mm,B2=68mm，軸承端蓋寬度為 18mm.箱體內 - 27 - 側與軸承端面間隙取 2mm，齒輪與箱體內側的距離為 20mm， 與之對應的軸各段長分別是 L1=20mm, L2=88mm, L3=5mm, L4=14mm, L5=73mm 軸承的支撐跨度為： L=L1+L2+L3+L4+L5=205mm L總 =225mm 5.驗算軸的疲勞強度 1） 畫輸出軸的受力簡圖 2） 畫水平平面的彎矩圖，通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得， FAH=4238N FBH=1827N 則， MCH=72FAH=72*4238=305136N.mm 3） 畫豎直平面的彎矩圖，通過列豎直平面的受力平衡方程，可求 得 ，F(xiàn)AV=924N FBV=1336N 則 MCV1=72FAV=72*924=66528N.mm MCV2=167FbV=167*1336=223112N.mm 4） 畫合成彎矩圖 mmNMMMCCVCH .3123041221 mmNMMMC CVCH .378 0042222 5）畫轉矩圖 T=3.04*105N.mm 6）畫當量彎矩圖，轉矩按脈動循環(huán)，取 a=0.6 則 aT=0.6*3.04*10000=182400N.mm Mec1= 221 )(aTM C =361668N.mm - 28 - Mec2= 222 )(aTM C =419710N.mm 由當量彎矩圖可知 C 截面為危險截面，當量彎矩最大值為 Mec=419710 N.mm 7）驗算軸的直徑 3 11.0 Mecd=34.42mm 因為 C截面 有一鍵槽，所以需要將直徑加大 5% 則 d=36.5mm，而 C截面 的設計直徑為 40mm,查標準強度 足夠。 8） 繪制軸的零件圖 6.初選鍵并校核其強度 : 查機械工程手冊（ 5） P27-47 表 27*3-1 鍵用于軸端與聯(lián)軸器連接，選用普通平鍵 C型鍵 . 其尺寸見 P27-5 表 27*3-4和表 27*3-5得： （單位： mm） 軸 D 鍵 b h 軸槽深 t 鼓樓深 t k 半徑 r C L 25 12 8 4.0+0.2 3.3+0.2 3.2 0.16 0.25-0.40 18-90 因為齒 輪寬 B=53mm 選鍵長 L=30mm, 故應標記為：鍵 C 12 30 GB1096-79 校核方式由 P27-48 表 27*3-2： 鍵工作面的擠壓 P=2Mt/Dkl P 式中 ： Mt=49430 N mm ； D=25 mm ； k=3.2 mm ； l= L -b/2=41 ； b=8 mm ； - 29 - 由 P27-49表 27*3-3得： P=70 N/ mm2 P=2 49430/25 3.2 41=30 N/ mm2P=70 N/ mm2 7. 選定并校核軸承壽命 1） 由 L=190mm T=63.8 103KN dm=161.34mm 徑向力 Fr=2464N 軸向力 Fa=1667N n=225r/min d1=40mm l=190+286.2/2 -219.5=64.8mm 2） Fr1=246564.8 -1667161.34/2/64.8=1685.52N Fr2=Fr1-Rr=1685.52-2464=4149.52N 3） 軸向力 查 P251 表 14-5得 Fs=Fr/2r ； Y=1.7 Fs1=1685.52/(21.7)=495.74N Fs2 =4149.52/(21.7)=1220.45N Fs1+Fa=495.74+1667=2162.74N Fs2=1220.45N Fa1=Fs1=495.74N Fa2=Fa+Fs1=598+495.74=2162.74N 4） 當量動負荷 Fa1/Cor=495.74/63.8 103=0.0078 Fa2/Cor=2162.74/63.8 103=0.034 e=0.35 Fa1/Fr1=495.74/1685.52=0.29 e=0.35 Fa2/Fr2=2162.74/4149.52=0.52 e=0.35 軸承 1的系數(shù)由 P253 表 14-6 X=1 Y=0 當量動負荷 P1=Fr1=1685.52N 軸承 2的系數(shù) X=0.44 Y=1.9 P2=0.44Fr2+1.9Fa2=0.444195.74+1.92162.74=5502.45N 5） 按壽命計算軸承的所需額定動負荷 - 30 - Lh 由 P256 表 14-8 得 Lh=10000h 磙子軸承 =10/3 負荷復數(shù) Fp由 P255 表 14-7得 fp=1.2 按受負荷最大的軸承計算 C=(5502.45 60 225 10000)10/3/(106 1.2)=3.78104N Cr=8.62 104N 則 C Cr=3.78 104 滿足要求 ! 6） 靜力強度校核 P0=X0Fr+YOFa 查 P257 表 14-9得 X0=0.5 Y0=0.22cota 0.88 軸承 1 P01=0.5 1685.52+0.88 2162.74=1247.33N Fr1=1685.52N 取兩者中大值，故： P01=1685.52N 軸承 2 P02=0.5 4149.52+0.88 2162.74=3977.97N Fr2=4149.52N 取兩者中大值，故： P02=4149.52N 查 P257 表 14-10得 S0=1.2 Cor/P01=63.8 103/4149.52=15.38 S0=1.2 靜強度合格！ 7） 校核極限轉速 P1/Cr=5502.45/86200=0.064 0.10 查 P258 圖 14-27得： f1=1.0 Fa1/Fr1=2162.74/ 4149.52=0.52 查圖 14-28 得 f2=0.8 Fa2/Fr2= 495.74/ 1685.52=0.29 得 f2=1.0 油潤滑 nlim=5600r/min 軸承 1 f1f2nlim=1 1 5600=5600 r/min 軸承 2 f1f2nlim=1 0.8 5600=4480 r/min F1f2nlim n=225 r/min - 31 - 故選此軸承滿足要求！ 8.確定軸的公差與配合及技術要求 1） 兩軸承與軸配合處均采用過渡配合，選取 35+0.025-0.009 2） 齒輪與軸的配合處，采用間隙定位配合，選取 40+0.011-0.017 3） 鍵的寬度公差 120-0.043 鍵的厚度公差 5.5+0.20 4） 形狀位置公差確定 軸頸處圓度均為 8級 ，齒輪軸頸處圓軸度也為 8級 ，兩鍵槽側面對稱度為 8級 兩軸頸處的圓度： 0.007 mm 右軸齒輪處相對于軸頸處的同軸度： 0.020 mm 側鍵面的對稱度： 0.02 mm 5） 表面粗糙度的確定 軸與軸承配合處的粗糙度為： 1.6 鍵兩側面工作的粗糙度： 6.3 地面不與鍵接觸選： 2.5 其余表面： 12.5 6） 技術要求 材料經調質處理硬度 HB=220-250 未注倒角均為 1.5 45 加工時軸兩端均采用保留中心孔 9.設計軸套 1） 選擇軸 2的軸套 D 軸 =40 mm d=40 mm D=60 mm B=14.2 mm - 32 - 2）粗糙度 兩側粗糙度 6.3 與軸接觸粗糙度 6.3 其余面 2.5 3）技術要求 兩端面之間平行度不大于 0.06 mm 未注倒角均為 2 45 三、低速軸 設 計計算 1. 選擇軸的材料 減速器功率不大，考慮到采用齒輪軸，由機械設計基礎教材P229 表 13-3，選用與齒輪同材料的 45#鍛鋼 .由表 13-1查的 B=610N/MM 2.熱處理方法 查教材 P223表 13-1 材料 牌號 熱處理 毛胚直徑（ mm） 硬度（ HBS） 抗拉強度 B 屈服 S 彎曲疲勞 -1 剪切疲勞 -1 優(yōu)質碳 鋼 45# 正火 100 170-217 600 300 240 140 3.按轉矩最小直徑 由教材 P229中， 13-2式： 31 nPAd 由教材，表 13-3取 A=118 ； 31 nPAd = 62.79 mm 因最小直徑與聯(lián)軸器配合，故有一鍵槽，應將計算得軸徑加大 5 ， d=62.79*105%=65.93mm 選擇凸緣聯(lián)軸器，取其標準內孔直徑 d=65mm - 33 - 4. 軸的結構設計 1）確定軸的直徑 與聯(lián)軸器相聯(lián)的軸段是最小直徑，取 d1=65mm，聯(lián)軸器定位軸間的高度取 h=2.5mm，則 d2=70mm，右端軸承定位軸間高度取 h=5mm，則 d3=80mm，與齒輪齒輪配合的軸段直徑 d5=75mm,齒輪的定位軸肩高度取為 h=5mm,d4=85mm 2）軸上零件的軸向尺寸及其位置 軸承寬度 b=30mm，齒輪寬度 B1=60mm，聯(lián)軸器寬度 B2=84mm，軸承端蓋寬度為20mm.齒輪與箱體 內側的距離為 20mm，聯(lián)軸器與箱體之間間隙 50mm 與之對應的軸各段長分別是 L1=82mm, L2=100mm, L3=90mm, L4=5mm, L5=80mm, L6=30mm 軸承的支撐跨度為： L=L1+L2+L3+L4=205mm L總 =385mm 5.驗算軸的疲勞強度 1)畫輸出軸的受力簡圖 2)畫水平平面的彎矩圖，通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得， FAH=4238N FBH=1827N 則， MCH=72FAH=72*4238=305136N.mm 3) 畫豎直平面的彎矩圖，通過列豎直平面的受力平衡方程，可求 得 ，F(xiàn)AV=924N FBV=1336N 則 MCV1=72FAV=72*924=66528N.mm MCV2=167FbV=167*1336=223112N.mm - 34 - 4)畫合成彎矩圖 mmNMMMCCVCH .3123041221 mmNMMMC CVCH .378 0042222 5）畫轉矩圖 T=1.47*106N.mm 6）畫當量彎矩圖，轉矩按脈動循環(huán)，取 a=0.6 則 aT=0.6*1.47*100000=882000N.mm Mec1= 221 )(aTM C =9356.59N.mm Mec2= 222 )(aTM C =959589.mm 由當量彎矩圖可知 C 截面為危險截面，當量彎矩最大值為 Mec=959589N.mm 7）驗算軸的直徑 3 11.0 Mecd=55.87mm 因為 C 截面 有一鍵槽，所以需要將直徑加大 5%，則 d=55.87*105%=58.67,而截面的涉及直徑為 85mm， 查標準 強度足夠 8） 繪制軸的零件圖 6.初選鍵并校核其強度 : 查機械工 程手冊（ 5） P27-47 表 27*3-1 鍵用于軸端與 卷筒 連接，選用普通平鍵 C 型鍵 . 其尺寸見 P27-5 表 27*3-4和表27*3-5得： （單位： mm） 軸 D 鍵 b h 軸槽深 t 鼓樓深 t k 半徑 r C L 25 20 12 4.0+0.2 3.3+0.2 3.2 0.16 0.25-0.40 18-90 因為法蘭寬 B=65mm,選鍵長 L=60 - 35 - 故應標記為：鍵 C 12 60 GB1096-79 校核方式 由 P27-48 表 27*3-2： 鍵工作面的擠壓 P=2Mt/Dkl P 式中 ： Mt=49430 N mm ； D=25 mm ； k=3.2 mm ； l= L -b/2=41 ； b=8 mm ； 由 P27-49表 27*3-3得： P=70 N/ mm2 P=249430/253.241=30 N/ mm 2P=70 N/ mm2 鍵用于軸間與齒輪連接，選用普通平鍵 A型鍵 . 其尺寸見 P27-5 表 27*3-4和表 27*3-5得： （單位： mm） 軸 D 鍵 b h 軸槽深 t 鼓樓深 t k 半徑 r C L 85 18 12 9.0+0.2 5.4+0.2 5.8 0.4 0.6-0.8 63-250 因齒輪寬度 B=60 mm，選鍵長 L=55 mm故：鍵 C 18 55 GB1096-79 校核方式由 P27-48 表 27*3-2： 鍵工作面的擠壓 P=2Mt/Dkl P Mt=1438870N mm ； D=85 mm ； k=5.8 mm ； l= L -b/2=59 ； b=22 mm ；由 P27-49表 27*3-3得： P=100 N/ mm2 P=21438870/855.859=98.9 N/ mm2P=70 N/ mm2 7. 選定并校核軸承壽命 1） 由 L=190mm T=1438.87 103KN dm=333.33mm - 36 - 徑向力 Fr=3024N 軸向力 Fa=2158N n=45r/min d1=65mm l=190+2238/2 -232=364mm 2） Fr1=3204364 -2158333.33/2/364=1227.83N Fr2=Fr1-Rr=1050-899=151N 3） 軸向力 查 P251 表 14-5得 Fs=Fr/2r ； Y=1.9 Fs1=1050/(21.9)=276N Fs2=151/(21.9)=40N Fs1+Fa=276+598=874N Fs2=40N Fa1=Fs1=276N Fa2=Fa+Fs1=598+276=874N 4） 當量動負荷 Fa1/Cor=276/38500=0.007 Fa2/Cor=874/38500=0.023 e=0.31 Fa1/Fr1=276/1050=0.26 e=0.31 Fa2/Fr2=1874/151=5.79 e=0.31 軸承 1的系數(shù)由 P253 表 14-6 X=1 Y=0 當量動負荷 P1=Fr1=1050N 軸承 2的系數(shù) X=0.44 Y=1.9 P2=0.44Fr2+1.9Fa2=0.44151+1.9874=1727N 5）按壽命計算軸承的所需額定動負荷 Lh 由 P256 表 14-8 得 Lh=10000h 磙子軸承 =10/3 負荷復數(shù) Fp由 P255 表 14-7得 fp=1.2 按受負荷最大的軸承計算 C=(172760 1420 10000)/(106 1.2)=4.43 104N Cr=5.58 104N 則 C Cr 滿足要求 ! - 37 - 6）靜力強度校核 P0=X0Fr+YOFa 查 P257 表 14-9得 X0=0.5 Y0=0.22cota 0.88 軸承 1 P01=0.5 1050+0.88 276=768N Fr1=1050N 取兩者中大值，故： P01=1050N 軸承 2 P02=0.5 151+0.88 874=845N Fr2=151N 取兩者中大值，故： P02=845N 查 P257 表 14-10得 S0=1.2 Cor/P01=38500/1050=37 S0=1.2 合格！ 7）校核極限轉速 查 P258 圖 14-27得： f1=1.0 P1/Cr=1050/55800=0.0188 0.10 Fa1/Fr1=276/1050=0.262 查圖 14-28得 f2=0.4 Fa2/Fr2=874/151=5.79 得 f2=0.3 油潤滑 nlim=7000r/min 軸承 1 f1f2nlim=1 0.4 7000=2800 r/min 軸承 2 f1f2nlim=1 0.3 7000=2100 r/min F1f2nlim N=1420 r/min 故選此軸承滿足要求！ 8. 確定軸的公差與配合及技術要求： 1） 確定軸 3的配合公差 按公差配合的要求軸與孔配合選用機孔制 ： 兩軸與軸承的配合處均采用過渡配合選取 70+0.045-0.023 - 38 - 齒輪與軸的配合處采用間隙配合選取 75+0.045-0.023 軸與連軸器可自由拆卸，工作相對靜止，采用間隙配合 65+0.039-0.020 連軸器處：鍵的寬度公差： 18 0.026 鍵的深度公差： 7.0+0.20 齒輪處： 鍵的寬度公差： 22 0.026 鍵的深度公差： 9.0+0.20 2） 形狀位置公差 軸頸處外圓圓度為 8級 ，齒輪軸頸處也 8 級 ，兩鍵對稱度也 8級 兩軸頸處圓度 0.08 mm 齒輪相對于軸頸處圓度 0.04 mm 齒輪軸處的軸肩跳動度 0.01 3） 表面粗糙度確定 軸與軸承的配合處光潔度 1.6 軸兩側工作表明面光潔度 6.3 底面不與鍵接觸 2.5 連軸器軸頸處光潔度 6.3 其余表面 12.5 4） 技術要求 材料 調質 處理 硬度 HBS=220-250 未注圓角 1.5 45 軸兩端面均加工保留 A型中心孔 9.設計軸套 - 39 - 1） 選軸 3軸套 d軸 =75 mm d=75 mm D=90 mm B=14 mm 2）粗糙度 兩側粗糙度 6.3 與軸接觸粗糙度 6.3 其余面 2.5 3）技術要求 兩端面之間平行度不大于 0.06 mm 未注倒角均為 2 45 10.軸承支座的設計 采用類比法類比三建機械廠生產的整體式軸承座 結構形式及安裝尺寸如下圖所示 A校核危險截面 :由結構力學知識 ,得知 A-A截面為危險截面 1求慣性矩 由 P173 公式 J2=bh3 /12式中 b=50 h=28 b=20 h=144 則 J2=bh 3/12=2(5 283/12+8.62 5 2.8)+14.43/12)=2586.84cm4 校核危險點 由工程力學 P175 公式 max=Mmaxymax/J2 式中 ymax=0.1 Mmax=0.16 9800=1568NM =6.06MPa - 40 - 則 max=Mmaxymax/J2=1568 0.1/2586.84=6.06MPa 由 P115 查得 HT =3454MPa 因 max=6.06MPa =34 54MPa,故強度足夠。 b 選擇螺栓 因此軸承座螺栓所受的擠壓力大于剪切力，故只是進行擠壓校核。 由工程力學 P134 剪切強度條件： = /F 式中 =60MPa =1000kg 則 4 p 4 ?9 . 8 ?1000d = = = 6 0 ? 1 0 6 ? 3 . 1 4up0.02m=20mm d=20mm c 確定螺母型號尺寸 選擇螺母為普通六角螺母（ GB52-76）由 d=20mm.選擇螺母尺寸如下： S=30mm D=34.6mm H=16mm 標注：螺母 M20。 GB52-76 d 確定墊圈型號 尺寸 選定線圈為 A型（ GB97-76） 由 d=20mm.查機械制圖 P310確定尺寸如下： D=21mm D=37mm S=3mm e 確定螺栓的型號 有效長度 L及各部分尺寸。 選擇螺栓為六角螺栓（ GB30-76）由螺母厚度 H=16mm. 墊圈厚度 S=3mm. 連接件厚度為 40mm.伸出長度為 0.3d. .則有效長度 L=16+3+40+6=65mm.又由d=20mm查機械制圖 P305確定螺栓尺寸如下： S=30mm H=13mm D=34.6mm v=1mm C=2mm L0=40mm 標注：螺母 M20 65 GB30-76 f 與支承軸表面的配合公差 由機械原理機械零件選用第一種過渡配合 100H7/m6. 則由機械制圖 P326 - 41 - 查得 100+0.0400 100+0.0400 軸承表面光潔度確定 軸承座支承表面光潔度為 3.12.與軸承蓋配合。面為 6.3，其余 0 h 技術要求 與軸承配合處不允許有沙眼：軸承座。 跟部不允許有沙眼，撥模斜度為 1： 25.清理去毛刺。 j 形位 公差的確定 兩端面相對于底座面的垂直度為 7級，軸承孔面的圓度為 7級，則由機械原理機械零件查得：兩軸承座端面相對于底面的垂直度為 0.01。軸承配合面的圓度為 0.08。 四、選定變速級兩軸上從動齒輪的結構形式、尺寸及配合： 1.確定中間軸上齒輪的結構及尺寸 由機械設計基礎教材 P170首選鍛造齒輪。因 da=255mm,為了減輕重量，節(jié)約材料，選用輻板式齒輪。由 d 軸 =48mm，確定 D1=1.6d=1.6 48=76.8mm； 0=3.9 2.5=9.75mm 8-10mm； l=1.25 48=60mm b=45mm； D2=243.75- 0=243.75-9.75=234 mm； D0=0.5(D1+D2)=0.5 (234+76.8)=155.4 mm； d2=0.25(D2-D1)=0.25 (234-76.8)=39.3 mm； - 42 - c=0.3 b=0.3 45=13.5 mm； n=0.5m=0.5 2.5=1.25mm n 45 =56.25 ；r=5 mm 2. 配合處的公差與粗糙度 1） 配合處的公差和粗糙度 軸與孔配合 45+0.0250 粗糙度：軸孔面 6.3 2） 結構工 藝，軸板槽，輪轂邊的斜模斜度 1： 20 3. 確定低速軸上齒輪的結構及尺寸 由機械設計基礎教材 P170首選鍛造齒輪。因 200 da=322mm 500mm,為了減輕重量，節(jié)約材料，選用輻板式齒輪。由 d 軸 =85mm，確定 D1=1.6d=1.6 85=136mm； 0=4 3.5=14mm 8-10mm； l=1.5 136=204mm b=75mm； D2=306.25- 0=306.25-14=292.25 mm； D0=0.5(D1+D2)=0.5 (136+292.25)=214.125 mm； d2=0.25(D2-D1)=0.25 (292.25-136)=39 mm； c=0.3 b=0.3 75=22.5 mm； n=0.5m=0.5 3.5=1.75mm n 45 =78.75 ；r=5 mm 4. 配合處的公差與粗糙度 1）配合處的公差與粗糙度 軸與孔配合為 85+0.0350 - 43 - 粗糙度軸與孔面 6.3 2） 結構工藝 輔板槽 輪轂邊的拔模斜度 1： 20 五、選擇確定各軸的軸承蓋 1.確定高速軸的軸承蓋： 由機械課程設計 P36 圖 4-21，材料選鑄鐵，并根據(jù)軸所選用的軸承 36108E（ d=35mm,D=62mm），選 螺釘 式。 1）輸出軸端選用 3型透蓋：（單位： mm） 軸承外徑 D=62 螺釘直徑 d3=8 端蓋上螺釘數(shù)目 4 d0=d3+1=9 D0=D+2.5d3=82 D2=D0+2.5d3=102 e=1.2d3=9.6 e1=10 D4=54 M=25 d1=37 1公差配合及粗糙度 端蓋深入端配合公差： 62-0.036-0.023 端蓋深入端厚度： 38.30-0.05 2粗糙度 端蓋深入端配合面： 6.3 端蓋外圓角： 25 其余面： 0 2）另一端選用 2型悶蓋： （單位： mm） 軸承外徑 D=62 螺釘直徑 d3=8 端蓋上螺釘數(shù)目 4 d0=d3+1=9 - 44 - D0=D+2.5d3=82 D2=D0+2.5d3=102 e=1.2d3=9.6 e1=10 D4=54 M=25 1公差與配合及粗糙度： 端蓋外深入外經 62+0.036-0.023 端蓋深入端長度公差： 170-0.025 2粗糙度： 端蓋深入端分端面 Ra值： 6.3 最大外圓直徑 Ra:25 其余表面 Ra 值： 0 2.確定中間速軸的軸承蓋： 由機械課程設計 P36 圖 4-21，材料選鑄鐵，并根據(jù)軸所選用的軸承 36108E（ d=35mm,D=68mm），選嵌入式。選用 2型悶蓋： （單位：mm） 軸承外徑 D=68 螺釘直徑 d3=8 端蓋上螺釘