二級圓柱齒輪減速器設計說明書

東莞理工學院城市學院課程設計說明書課程名稱： 機械設計 題目名稱： 二級圓柱齒輪減速器 班級： 15材料成型及控制工程2班 姓名： 莊曉鑫 學號： 201536050235 指導老師： 謝明 目錄第一章總體設計6一、選擇原動機6二、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比7三、計算各傳動部件的運動參數(shù)和動力參數(shù)8四、主要設計結(jié)論9第二章V帶傳動設計9一、確定計算功率Pca9二、選擇V帶的帶型9三、確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v9四、確定V帶的中心距a和基準長度Ld10五、驗算小帶輪上的包角110六、計算帶的根數(shù)z10七、計算單根V帶的初拉力F011八、計算壓軸力Fp11九、帶輪結(jié)構(gòu)設計11十、主要設計結(jié)論11第三章齒輪傳動設計11一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)11二、按照齒根彎曲接觸疲勞強度確定模數(shù)12三、按照齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù)14四、幾何尺寸計算17五、圓整中心距后的強度校核17六、設計低速級傳動的齒輪17七、主要設計結(jié)論20八、齒輪精度設計20九、按照上述流程，計算出另外兩個齒輪的精度25十、齒輪的結(jié)構(gòu)設計26十一、齒輪傳動的潤滑26第四章傳動軸設計27一、確定軸的類型和材料27二、初步確定軸的最小直徑28三、軸的結(jié)構(gòu)設計29四、軸的工作能力計算31五、按照以上設計流程設計低速軸（3軸）和高速軸（1軸）34第五章聯(lián)軸器的選擇46一、類型選擇46二、載荷計算46三、軸孔直徑要求47四、型號選擇47五、主要設計結(jié)論47第六章軸承的選擇47一、校核高速軸兩端軸承48二、校核中速軸兩端軸承49三、校核低速軸兩端軸承50第七章箱體的設計51一、機座和箱體選型、選材51二、箱體結(jié)構(gòu)尺寸51第八章設計總結(jié)53機械設計課程設計增加方案方案號61626364656667F(KN)2.62.62.62.52.72.32.5V(m/s)1.451.71.61.61.51.81.8D(mm)300280320300280300320方案號68697071727374F(KN)2.82.62.42.42.72.32.7V(m/s)1.51.81.81.51.81.51.9D(mm)340320300280320280300方案號75767778798081F(KN)2.452.952.552.82.652.32.4V(m/s)1.51.81.61.751.81.451.65D(mm)310330300320340280290方案號82838485868788F(KN)2.452.52.652.62.32.42.45V(m/s)1.81.751.91.851.551.751.9D(mm)300320310300280310330方案號89909192939495F(KN)2.252.352.552.52.62.652.75V(m/s)1.351.41.71.651.751.91.95D(mm)270280310290320330360方案號96979899100101102F(KN)2.252.22.31.952.92.42.3V(m/s)1.451.91.951.71.51.351.5D(mm)280300320340300290280方案號103104105106107108109F(KN)2.42.52.252.32.752.82.6V(m/s)1.91.81.451.61.451.851.65D(mm)320300290340290300290第一章總體設計一、選擇原動機1.1按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。按機械設計課程設計第二版式2-2得出的工作機所需功率： Pw=Fv1000=2900*1.61000=4.16kW根據(jù)機械設計課程設計第二版表2-2確定各部分的效率如下表：代號類別傳遞效率對數(shù)1V帶0.9612彈性聯(lián)軸器0.9923軸承0.9934圓柱齒輪0.952傳動裝置的總效率：=1223342=0.960.9920.9930.952=0.83按照機械設計課程設計第二版式2-4得出電動機所需功率：Pd=Pw=4.160.83=5.136kW因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped等于Pd即可，由機械設計課程設計第二版表17-7選擇Y132S-4型電動機，額定功率為5.5kW。1.2確定電動機的轉(zhuǎn)速由設計要求知，工作機的轉(zhuǎn)速為nw=601000vD=6010001.6320=95.5/min一般選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機。通常，V帶傳動常用的傳動比范圍為i1=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍i2=3 5，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd=nwi1i2=95.5(24) (35)=(5731910) r/min。符合這一同步轉(zhuǎn)速的范圍有750r/min、1000r/min、1500r/min。根據(jù)前述若選用750r/min同步轉(zhuǎn)速的電動機，則電動機重量大，價格昂貴；1000r/min、1500r/min的電動機，從其重量、價格以及傳動比等考慮，選擇Y112M-4型電動機。電動機主要性能參數(shù)、尺寸如下：型號額定功率（kW）電動機滿載轉(zhuǎn)速（r/min）軸徑（mm）啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132S-45.51440282.22.3二、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比2.1傳動裝置的總傳動比由前面計算得輸送機卷筒的轉(zhuǎn)速nw=95.5/min，則總傳動比為：i總=nmnw=144095.5=15.082.2分配各級傳動比根據(jù)機械設計課程設計第二版表3-2推薦傳動比的范圍，選取V帶傳動的傳動比i1=2，則一級圓柱齒輪減速器的傳動比為：i =i總i1=15.082=7.54一般來說，對于兩級臥式圓柱齒輪減速器，為使兩級大齒輪有相近的浸油高度，高速級傳動比i2和低速級傳動比i3的分配方法如下：展開式和分流式：i3=（1.11.5）i2，i =i2i3=7.54取i2=2.4，i3=3.12，則it=2.43.12=7.49。（ttest,代表試算的結(jié)果）傳動比誤差：=（1-iit）100%=（1-8.398.40）100%=0.1%5%，故符合要求（傳動比誤差要全部的傳動機構(gòu)后測算）三、計算各傳動部件的運動參數(shù)和動力參數(shù)1軸高速軸：傳動功率：P1=Pd123=(5.1360.960.990.99)kW=5.01kW轉(zhuǎn)速：n1=n0i1=14402r/min=720r/min轉(zhuǎn)矩：T1=9550P1n1=(95505.01720)Nm=66Nm2軸中速軸：傳動功率：P2=P134=(5.010.990.95)kW=4.66kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i2=7202.4r/min=300r/min轉(zhuǎn)矩：T2=9550P2n2=(95504.66300)Nm=147.57 Nm3軸低速軸：傳動功率：P3=P234=(4.660.990.95)kW=4.34kW轉(zhuǎn)速：n3=n2i3=3003.12r/min=96r/min轉(zhuǎn)矩：T3=9550P3n3=(95504.3496)Nm=431.07 Nm四、主要設計結(jié)論 軸號參數(shù)1軸高速軸2軸中速軸3軸低速軸輸入功率（kW）5.014.664.34輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）66148431轉(zhuǎn)速（r/min）72030096效率95%94%94%傳動比2.43.12第二章V帶傳動設計一、確定計算功率Pca由機械設計第九版表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，Pca=KAP=1.15.5kW=6.05kW。二、選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n0由機械設計第九版圖8-11選用A型三、確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v3.1初選小帶輪的基準直徑dd1。由機械設計第九版表8-7和機械設計第九版表8-9，取小帶輪的基準直徑dd1=180mm。3.2驗算帶速v。按照機械設計第九版式8-13驗算帶的速度v=dd1n1601000=1801440601000=13.57m/s因為5m/sv120六、計算帶的根數(shù)z6.1計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=180mm和n1=1440r/min，查機械設計第九版表 8-4得P0=3.16kW。根據(jù)n1=1440r/min，i=2和A型帶，查機械設計第九版表8-5得P0=0.17kW。查機械設計第九版表8-6得K=0.96，機械設計第九版表8-2得KL=0.93，于是Pr=(P0+P0)KKL=(3.16+0.17)0.960.93kW=2.97kW6.2計算V帶的根數(shù)z。z=PcaPr=6.052.97=1.6，故取3根七、計算單根V帶的初拉力F0由機械設計第九版表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=500（2.5-K）PcaKzv+qv2=500(2.5-0.96)6.050.96213.57+0.10513.572N=198N八、計算壓軸力FpFP=2zF0sin12=22198sin1642=788N九、帶輪結(jié)構(gòu)設計十、主要設計結(jié)論選用A型普通V帶2根，帶基準長度1250mm。帶輪基準直徑dd1=180mm，dd2=360mm，中心距控制在a=596652mm。單根帶初拉力F0=198N。第三章齒輪傳動設計一、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.1按照選定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為201.2帶式輸送機為一般工作機器，參考機械設計第九版表10-6，選用7級精度。1.3材料選擇。由機械設計第九版表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。1.4選小齒輪齒數(shù)z1=29,z2=uz1=2.429=69.6,取z2=71。按照齒面接觸疲勞強度確定分度圓直徑二、 按照齒根彎曲接觸疲勞強度確定模數(shù)2.1由機械設計第九版式10-11試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2 2.1.1確定公式中的各參數(shù)值a. 試選KHt=1.3.b. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=9.55106P1/n1=9.551065.01/720Nmm=66103 Nmmc. 由機械設計第九版表10-7選取齒寬系數(shù)d=0.8d. 由機械設計第九版圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5e. 由機械設計第九版表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8Mpa1/2。f. 由機械設計第九版式10-9計算接觸強度用重合度系數(shù) Z。a1=arccosz1cos/(z1cos(z1+2ha*)=arccos29cos20/(29+21)=28.470 a2=arccosz2cos/(z2cos(z2+2ha*)=arccos71cos20/(71+21)=23.936=z1tana1-tan+z2tana2-tan/2=29tan28.470-tan20+71(tan23.936-tan20)/2=10.47/2=1.666 Z=4-3 = 4-1.6663=0.882g. 計算接觸疲勞許用應力H。由機械設計第九版圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa由機械設計第九版式10-15計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=(60720183008)=8.294109N1=N1/u=8.294109/(71/29)=3.388109由機械設計第九版圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= 0.90 KHN2=0.95取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由機械設計第九版式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.906001= 540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.955501=523Mpa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H= H2=523Mpa2.1.2試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2 =321.3661030.8(71/29)+1(71/29)(2.5189.80.882523)2=53mm2.2調(diào)整小齒輪分度圓直徑2.2.1計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備a.圓周速度v。v=d1tn1601000 =53720601000=2.01m/sb.齒寬b。b=dd1t=0.853=42.56mm2.2.2計算實際載荷系數(shù)KHa.由機械設計第九版表10-2查得使用系數(shù) KA=1.00b.根據(jù)v=2.01m/s,7級精度，由機械設計第九版圖10-8查得動載系數(shù) KV=1.08。c.齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=266103/53N=2.48103NKAFt1/b=12.48103/42.56N/mm=58.27N/mm100N/mm查機械設計第九版表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2d.由機械設計第九版表10-4用插查法查得7級精度、硬齒面、小齒輪非對稱布置時，得齒向分布載荷系數(shù)KH=1.289。由此，得到實際載荷系數(shù)KH=KAKvKHKH=11.081.21.289=1.662.2.3由機械設計第九版式10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=5331.661.3=57.72mm及相應的齒輪模數(shù)mH=d1/z1=57.72/29=1.99三、 按照齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù)3.1由機械設計第九版式10-7試算模數(shù)，即mt32KFtT1Ydz12（YFYsaF） 3.1.1確定公式中的各參數(shù)值a. 試選K Ft=1.50b. 由機械設計第九版式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y=0.25+0.75=0.25+0.751.666=0.45c. 計算YFYsaF由機械設計第九版圖10-17查得齒形系數(shù) YFa1=2.53 ,YFa2=2.25由機械設計第九版圖10-18查得應力修正系數(shù) Ysa1=1.63，Ysa2=1.76由機械設計第九版圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 Flim1 =520Mpa , Flim2=480Mpa由機械設計第九版圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 ,KFN2=0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ，由機械設計第九版式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.885201.4Mpa=316MpaF2=KFN2Flim2S=0.854801.4 Mpa=301MpaYFa1Ysa1F1=2.531.63316=0.0130YFa2Ysa2F2=2.251.76301=0.0136因為小齒輪的YFaYsaF大于大齒輪，所以取YFaYsaF=0.01363.1.2試算模數(shù)mt32KFtT1Ydz12（YFYsaF）=321.5661030.450.82920.0136 mm=1.80mm3.2調(diào)整齒輪模數(shù)3.2.1計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v.d1=mtz1=1.829=52.2mmv=d1n1601000=52.2720601000m/s=1.968m/s齒寬b.b=dd1=0.852.2=41.76mm寬高比b/h.h=(2ha*+c*)mt=(21+0.25)1.8=4.05mmb/h=41.76/4.05=10.313.2.2計算實際載荷系數(shù)KF。根據(jù)v=1.45m/s,7級精度，由機械設計第九版圖10-8查得動載系數(shù) Kv=1.05由Ft1=2T1d1=26610352.2=2.53103N查機械設計第九版表10-2 知，KA=1.00KAFt1b=12.5310341.76=60.60N/mm由機械設計第九版表10-4用插查法查得KH=1.291，結(jié)合b/h=11.43,查機械設計第九版圖10-13，得 KF=1.283.2.3由機械設計第九版式10-13,可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mF=mt3KFKFt=1.831.281.50=1.71mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mH=1.99大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)mF=1.71，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)。為了滿足彎曲疲勞強度，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)，為了滿足齒面接觸疲勞強度，可按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)。即m=2mm,小齒輪分度圓直徑為58mm,小齒輪齒數(shù)z1=d1m=582=29。大齒輪齒數(shù)z2=uz1=2.429=69.6,取z2=71。z1與z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。四、 幾何尺寸計算4.1計算分度圓直徑d1=z1m=292=58mmd2=z2m=712=142mm4.2計算中心距a=(d1+d2)/2=(58+142)/2=100mm4.3計算齒輪寬度b=dd1=0.858=46.4mm考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般小齒輪略微加寬（510）mm， 而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b1=b+(510)mm=(5056)mm，b2=b=46mm?？紤]到加工方便，最終取b1=54，b2=46。五、 圓整中心距后的強度校核由于中心距a=101mm，在數(shù)值上沒有不利于其他零部件設計制造的因素，故無需對中心距進行圓整，不必進行圓整中心距后的強度校核。六、 設計低速級傳動的齒輪已知：低速級齒輪傳動輸入功率P=4.66kW小齒輪轉(zhuǎn)速n2=300r/min，齒數(shù)比u=3.12，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設每年工作300天），每天工作8小時，帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。設計思路：由于低速比齒輪傳動采用與高速比齒輪傳動相同的小齒輪，故大齒輪的法面模數(shù)m=2，齒數(shù)可根據(jù)設計傳動比算出：z2=uz1，即 z2=293.12=90.5，取91.但是由于低速級齒輪與高速級齒輪相比，運動參數(shù)（轉(zhuǎn)速）和動力參數(shù)（輸入扭矩）相差較大，故需要對齒輪設計參數(shù)（模數(shù)、分度圓直徑）進行重新校核。對于齒面接觸疲勞強度的校核：由于低速級傳動的輸入轉(zhuǎn)速相對高速比傳動有了很大的降低，故只需選用與高速比傳動的相同的齒輪材料即可保證符合齒面接觸疲勞強度要求。對于齒根彎曲疲勞強度的校核：由于低速級傳動的輸入轉(zhuǎn)矩相對高速比傳動有了很大的提高，故需要對齒根彎曲疲勞強度進行重新校核，確定是否調(diào)整模數(shù)。計算過程：6.1校核齒根彎曲疲勞強度 mt32KFtT3Ydz32（YFYsaF）計算前的數(shù)據(jù)準備:a.試選 KFt=1.50b.T2=9.55106P2/n2=9.551064.266/300Nmm=148103 Nmmc.非對稱設計：取d=0.8d.計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算：a1=arccosz1cos/(z1+2ha*)=arccos29cos20/(29+21)=28.470a2=arccosz2cos/(z2+2ha*)=arccos91cos20/(91+ 21)= 23.150=z1tana1-tan+z2(tana2-tan)/2=29tan28.470-tan20+91(tan23.150-tan20)/2=10.99/2=1.75Y=0.25+0.75=0.25+0.751.75=0.68e.由機械設計第九版圖10-17查得齒形系數(shù) YFa1=2.53 ,YFa2=2.21 由機械設計第九版圖10-18查得應力修正系數(shù) Ysa2=1.63，Ysa2=1.79f.計算（YFYsaF）由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 Flim1 =520Mpa , Flim2=480Mpa。由機械設計第九版圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 ,KFN2=0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ，由式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.855201.4Mpa=315Mpa F2=KFN2Flim2S=0.884801.4 Mpa=301MpaYFa1Ysa1F1=2.531.63315.71=0.01306YFa2Ysa2F2=2.211.79301.71=0.01311因為小齒輪的YFaYsaF小于大齒輪，所以取YFaYsaF=0.0131故mt=32KFtT3Ydz32（YFYsaF） =321.504321030.680.89120.0310 =1.74mm2mm因此，給定設計模數(shù)符合齒根彎曲疲勞強度要求。6.2幾何尺寸計算a.計算分度圓直徑： d1=58mm，d2=z2m=291=182mmb.計算中心距： a=(d1+d2)/2=(58+182)/2=120mmc.計算齒輪寬度： b1=54mm， b2=54-4=50mm6.3.2齒根彎曲疲勞強度校核按照前述做法，先計算機械設計第九版式10-6中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結(jié)果：KF=1.28，T3=148103Nmm，YFa1=2.53，YFa2=2.21，Ysa1=1.63，Ysa2=1.79，Y=0.68，d=0.8，m=2mm，z1=29。代入式中，得到：F1=2KFT3YFa1Ysa1Ydm3z12Mpa=21.281481032.531.630.680.823292 Mpa=246MpaF-1F2=2KFT3YFa2Ysa2Ydm3z12Mpa=21.281481032.211.790.680.823292 Mpa=236Mpa2m=(22)mm=4mm。即齒輪1的裝配直徑應滿足dA1d1- e=(58-4)mm=54mm齒輪2的裝配直徑應滿足dA2d2- e=(142-4)mm=138mm齒輪3的裝配直徑應滿足dA3d3- e=(182-5)mm=177mm齒輪的最大裝配直徑即為其軸段配合的最大直徑。十一、 齒輪傳動的潤滑11.1選擇潤滑方式由上述計算結(jié)果可知，齒輪的圓周速度為：v=dn60=mz3n60=3.142919660103=0.91m/s12m/s故采用浸油潤滑。11.2選擇潤滑劑平均圓周速度為v=13(d1n1+d1n1+d1n160103)=13(3.1458720+3.14142300+3.141829660103)m/s=1.776m/s由機械設計第九版表10-9查得，潤滑油的運動粘度/cSt(50)=118由機械設計第九版表10-8查得，選用的潤滑油為中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2001），牌號為68。11.3計算所需潤滑油體積V=（0.350.7）5.012L=（3.57.0）L11.4確定浸油深度及油池深度。確定大齒輪為浸油齒輪。根據(jù)經(jīng)驗，齒輪的浸油深度由齒輪的圓周速度決定，對圓柱齒輪通常不超過一個齒高，同時不低于10mm。h=(2ha*+c*)m=(21+0.25)2=4.5mm10mm故確定浸油深度10mm,油池深度為30mm。第四章傳動軸設計一、 確定軸的類型和材料減速器所用的軸為傳動軸，只承受扭矩而彎矩很小，但仍需對彎矩進行校核。軸的材料選用45鋼，因為碳鋼比合金鋼價廉，且對應力集中的敏感性較低，易于加工，可以滿足一般軸的剛度和強度要求，通過簡單熱處理即可提高其耐磨性。二、 初步確定軸的最小直徑減速器示意圖可以，為了方便確定1軸和3軸的長度，應該以2軸的長度為參考尺寸，因此先設計2軸。 軸號參數(shù)1軸高速軸2軸中速軸3軸低速軸輸入功率（kW）5.014.664.34輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）66148431轉(zhuǎn)速（r/min）72030096效率95%94%94%傳動比2.43.122.1求出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2由上表可知，P2=4.66kW, n2=300r/min，T2=148Nm2.2求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為d1=mz1=229=58mm大齒輪的分度圓直徑為d2=mz2=271=142mmFt1=2T2d1=214810358=5103NFt2=2T2d2=21481031422085NFr1=Ft1tann=5103tan20N=1857NFr2=Ft2tann=2085tan20N=759N圓周力Ft和徑向力Fr的方向如圖所示。2.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理）。根據(jù)機械設計第九版表15-3，取A0=105，dt=A03P2n2=10534.66300mm=28mm因為dt=25.9mm100mm,且中速軸上開有兩個鍵槽，軸徑應在dt上增大10%15%,故dmin=1+（10%15%） dt=（30.732.1）mm30mm。三、 軸的結(jié)構(gòu)設計3.1擬定軸上零件的裝配方案擬采用的裝配方案如下圖：3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度3.2.1初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，但考慮到軸承所受載荷較大，軸承內(nèi)圈和外圈的直徑也會相應較大，為了節(jié)省軸的制造材料（減小傳動軸的直徑），故選用承載能力較大的圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d1-2=30mm，由機械設計課程設計第二版表15-4中初步選取30206。軸承右端采用擋油圈和套筒進行軸向定位。3.2.2取安裝左端齒輪處的軸段d2-3=36mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒進行定位。已知齒輪的輪轂寬度等于齒寬b=46mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l2-3=44mm。齒輪的右端采用軸肩定位，取軸肩高度h=3,軸肩的寬度為20mm。3.2.3取安裝右端齒輪處的軸段d4-5=34mm，齒輪的左端采用軸肩定位，齒輪的右端采用軸承和套筒定位。已知齒輪輪轂寬度等于齒寬b=54mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l4-5=52mm。3.2.4取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離=16mm, 由機械設計課程設計第二版表15-4查得軸承30206寬度T=17mm。3.3軸上零件的周向定位齒輪與軸的軸向定位采用平鍵連接。按d2-3=36mm，d4-5=34mm由機械設計第九版表6-1查得平鍵截面bh=10mm8mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為32mm和36mm。3.4確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計第九版表15-2，取軸端倒角C1；取12和56軸段圓角半徑R1.0；取23和45軸段圓角半徑R1.6；取34軸段圓角半徑R1.6。3.5主要結(jié)構(gòu)尺寸如下軸段直徑/mm長度/mm總長/mm1-23042 2002-336443-442204-534525-630423.6確定L1、L2、L3及跨距L查機械設計課程設計第二版表11-3得B=16mmL1=l1-2+l2-3/2-B/2=(42+44/2-16/2)=56mmL2=（l2-3+l4-5）/2+l3-4=(44+52)/2+20=68mmL3=l5-6+l4-5/2-B/2=(42+52/2-16/2)=60mmL=L1+L2+L3=54.5+65.5+57=184mm四、 軸的工作能力計算4.1軸的強度校核計算由于減速器的傳動軸屬于一般的軸，故用彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。4.1.1做出軸的計算簡圖、彎矩圖、扭矩圖如下計算所得數(shù)據(jù)如下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2870N，F(xiàn)NH2=148NFNV1=1044N，F(xiàn)NV2=54N彎矩MMH1=161Nm，MH2=19NmMv1=58.5Nm，Mv2=6.9Nm總彎矩M1=2MH12+Mv12=21612+58.52=171.5NmM2=2MH22+Mv22=2192+6.92=20.2 Nm扭矩TT2=148 Nm4.1.2校核軸的強度危險截面彎曲應力校核由機械設計第九版表15-4查得W=d332-bt(b-t)22d由上述數(shù)據(jù)可知，b=10mm,t=5mm，d=36mm。W=36332-105(10-5)2236=4571.5mm31=M1W=1711034571=37.4Mpa2=M2W=201034571=4.4Mpa危險截面扭轉(zhuǎn)切應力校核由機械設計第九版表15-4查得WT=d316-bt(b-t)22dWT=36316-108(10-8)2236=9125mm3=TWT =148103