機械設計課程設計帶式運輸機的同軸式二級圓柱齒輪減速器

1、 目錄一、題目及總體分析3二、各主要部件選擇3三、選擇電動機4四、分配傳動比4五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算5六、齒輪的設計7七、傳動軸和傳動軸承的設計16(a)低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設計17（b）高速軸以及傳動軸承的設計 24(c)中間軸以及傳動軸承的設計26八、軸承的選擇和校核計算28九、鍵連接的選擇與校核計算30十、軸承端蓋的設計與選擇 33十一、滾動軸承的潤滑和密封33十二、聯(lián)軸器的選擇33十三、其它結構設計34十四、參考文獻38一、題目及總體分析題目：用于帶式輸送機的傳動裝置給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力為2450n，輸送帶的速度為1.1m/s，輸送帶滾筒的直徑為24

2、0mm。工作條件：連續(xù)單向運轉，載荷平衡，室內(nèi)工作，有灰塵，使用期10年（每年300個工作日），大修期三年，生產(chǎn)10臺，一班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為5。帶式輸送機的傳動效率為0.96。傳動裝置組成：由電動機、減速器、聯(lián)軸器、卷筒、運輸帶等組成。減速器采用二級圓柱同級減速器。整體布置如下： 1.1 帶式輸送機傳動簡圖二、各主要部件選擇目的過程分析結論動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級和低速級做成斜齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三、 選擇電動機目的過程分析結論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用y系列（ip44）封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為2

3、4501.1/（10000.8854）3.04 kw電動機至運輸帶的傳動總效率為：=0.8854為聯(lián)軸器效率,為三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油潤滑），為卷筒傳動的效率。電動機所需工作功率為： pp/4.45/13.04 kw ,要求電動機輸出功率為p3.04 kw型號卷筒軸的工作轉速為(6010001.1)/(2403.14)87.54 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比840，則總傳動比合理范圍為840，電動機轉速的可選范圍為：（840）87.547003502r/min按電動機的額定功率p，要滿足pp以及綜合考慮電動機和傳動裝置的

4、尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為y112m4的三相異步電動機，額定功率p為4.0 kw，額定電流8.77 a，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500 r/min。選用型號y112m4的三相異步電動機四、 分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比（1） 由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，可得傳動裝置總傳動比為：/1440/87.5416.45（2） 分配傳動裝置傳動比：式中、分別為減速器高速級和低速級的傳動比。對于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動比按查表分配：5.80 式中為高速級圓柱齒輪的傳動比，為低速級圓柱齒輪的傳動比。則減速器低速級傳動比為：16.45/5.80=

5、2.485.802.48五、 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的 過程分析結論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)各軸轉速：高速軸 1440/11440 r/min中間軸 1440/5.80248.28 r/min低速軸 248.28/2.4887.42 r/min滾筒軸 =87.42r/min各軸輸入功率：高速軸 p3.040.993.0096 kw 中間軸 23.00960.990.982.92 kw 低速軸 22.920.990.982.83 kw滾筒軸 24=2.830.990.992.78 kw各軸輸入轉矩：電動機輸出轉矩：9550

6、95503.04/144020.16 nm高速軸 955095503.0096/144019.96 nm中間軸 955095502.92/248.28112.32 nm低速軸 955095502.83/87.42309.16 nm滾筒軸 955095502.78/87.42303.69nm軸名功率p/kw轉矩t/（nm）轉速n/（r/min）傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸3.0420.1614401.000.99軸3.00962.9819.9619.7614405.800.89軸2.922.89112.32111.20248.282.840.89軸2.832.80309.16306.068

7、7.421.000.98滾筒軸2.722.75303.69300.6587.42計算步驟結果六、 齒輪設計因減速器為同軸式，低速級齒輪比高速級齒輪的強度要求高，所以應優(yōu)先校準低速級齒輪。（a） 低速級齒輪傳動的設計計算1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)a) 選用斜齒圓柱齒輪傳動，運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb 1009588)。b) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。20o。c) 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)z2z1i2242.8468.16，取z268。d) 初選螺旋角14o

8、。i. 按齒面接觸強度設計由機械設計課本設計計算公式（10-21）進行計算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選=1.6。2) 小齒輪傳動的轉矩為 t112.32103 nmm3) 查課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)1。4) 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8 5) 由課本p209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1600 mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為hlim2550 mpa。6) 計算應力循環(huán)次數(shù)。60nj 60248.281000（1830010）3.58108(3.58108)/2.841.261087) 由課本p207圖1

9、0-19去接觸疲勞壽命系數(shù)khn11.08；khn21.13。 8) 查課本p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.433 。9) 由課本p215圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度0.77 ，0.88。則+1.65。10) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用公式（10-12）得:=1.086006481.13550621.5則許用接觸應力為：634.75 （2） 設計計算1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得53.82 mm2) 計算圓周速度。0.70m/s3) 計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b b53.82 mm計算摸數(shù) =2.18mm4) 計算齒寬與高之

10、比齒高 h2.252.252.184.90 10.985) 計算縱向重合度 =0.318=1.9036) 計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)=1，根據(jù)0.70m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)k1.08；由課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，k1.420；由11，k1.428查圖10-13得 k1.35；由課本表10-3 得: k1.2。故載荷系數(shù)k kk k 11.081.21.4201.840327) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd53.8256.398) 計算模數(shù)2.28mmii. 按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式（1） 確定計算參數(shù)

11、1) 計算載荷系數(shù) k k k11.081.21.351.74962) 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.883) 計算當量齒數(shù)26.2774.444) 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)查課本表10-5得 齒形系數(shù)2.592；2.23 應力校正系數(shù)1.596；1.76查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)k0.90；k0.91。5) 計算接觸疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4321.43 mpa247.00mpa6) 計算大、小齒輪的 并加以比較0.012870.01589大齒輪的數(shù)值大，

12、故選用。（2） 設計計算=1.76 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取m2 mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d56.39來計算應有的齒數(shù).于是由: z27.35 取z27那么zuz12.842776.68 取z774. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距 a107.18將中心距圓整為110mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d57.11 d162.87（4） 計算齒輪

13、寬度 b157.1157.11 mm圓整后取55mm；60mm。（二） 高速級齒輪傳動的設計計算1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 選用直齒圓柱齒輪傳動，運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb 1009588)。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。3) 選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)z2z1i1205.80116，取z21162. 按齒面接觸強度設計由設計計算公式(109a)進行試算，即 （1） 確定公式各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 小齒輪傳動的轉矩為 t19.96103 n

14、mm3) 查課本p205表10-7選取齒寬系數(shù)1。4) 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8 5) 由課本p209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1600 mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為hlim2550 mpa。6) 計算應力循環(huán)次數(shù)60nj 6014401（1830010）2.071093.571087) 由課本p207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.97；khn21.08。8) 查課本p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.433 。9) 由課本p215圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度0.74 ，0.89。則+1.

15、63。10) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用公式（10-12）得:=0.976005821.08550594則許用接觸應力為：588 （2） 設計計算1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得30.49 mm2) 計算圓周速度vv2.30 m/s3) 計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b b130.4930.49mm計算摸數(shù) =1.48mm4) 計算齒寬與齒高之比齒高 h2.252.251.483.33 9.165) 計算縱向重合度 =0.318=1.5866) 計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)=1，根據(jù)2.30m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)k1.13；由課本

16、表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，k1.413；由9.16，k1.413查圖10-13得 k1.35；由課本表10-3 得: k1.2。故載荷系數(shù)k kk k 11.131.21.4131.9160287) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd30.4932.388) 計算模數(shù) 1.57mm3. 按齒根彎曲強度設計,由彎曲強度的設計公式（1） 確定計算參數(shù)1) 計算載荷系數(shù) k k k11.131.21.351.83062) 根據(jù)縱向重合度1.586，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.8753) 計算當量齒數(shù)21.89126.94) 查取齒形系數(shù)和應力校正

17、系數(shù)查課本表10-5得 齒形系數(shù)2.70；2.16 應力校正系數(shù)1.568；1.81查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)k0.85；k0.90。5) 計算接觸疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4303.57 mpa244.29mpa6) 計算大、小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大（2） 設計計算1.14mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取m1.5 mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3

18、2.38來計算應有的齒數(shù).于是由: z20.95 取z21那么zuz1215.80121.8 取z1224. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距 a110.53mm 將中心距圓整為110mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d32.47 d188.66(4) 計算齒輪寬度 b132.4732.47 mm圓整后取30mm；35mm。七、 傳動軸和傳動軸承的設計(a)低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設計i. 求輸出軸上的功率p，轉速，轉矩p2.83 kw 87.42r/min 309.16nm2. 求作用在齒

19、輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 162.87而 f3796.40 nff3796.401461.40nfftan3796.401307.21n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.1所示圖8.1 軸的載荷分布圖3. 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11235.70mm（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取1.3，則：1.3309.16103401908

20、 nmm按照計算轉矩tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊表17-4，選用tl73彈性套柱銷聯(lián)軸器（gb/t43232002），其公稱轉矩為500。半聯(lián)軸器的孔徑d142 mm，故取42 mm，半聯(lián)軸器的長度l112 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l184 mm。4. 軸的結構設計（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑60 mm； 2) 左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑d65 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l184 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度

21、應比l1略短一些,現(xiàn)取82 mm。3) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)60 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213型，其尺寸為ddt65 mm120 mm24.75 mm，故65 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為10 mm，則34.75 mm。4) 取安裝齒輪處的軸段75 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為55 mm，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51 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸

22、肩高h0.07d，故取h6 mm，則87 mm。軸環(huán)寬度,取10 mm。5) 軸承端蓋的總寬度為25 mm(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,故取55 mm。=24.75+10+(55-51)=38.75 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度 圖8.2 低速軸的結構設計示意圖（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按75 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh20 mm12 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂

23、與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm8 mm70 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2，右端倒角為2.0。各軸肩處的圓角半徑為:處為r2，處r1.5,其余為r2.5。表 8.1 低速軸結構設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm42 h7/k66065 m675 h7/n68765 m6長度/mm825538.75511034.75鍵bhl/mm12 8 70201245c或r/mm處1.245o處r2處r1.5處r2.5處r2.5處r2.5處2

24、.045o5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結構圖(圖8.2）作出軸的計算簡圖（圖8.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30213型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a24 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距38.25+38.2576.5 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8.1）。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。計算步驟如下：38.25+38.2576.5 mm1898.20n1898.20 n2122.23 n1461.40-2122.23-660.83n1898.2038.2572606.15 2122.2338.2581175.30-660

25、.8338.25-25276.75108908.6076880.216. 桉彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 mpa 5.10mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60mp。因此 ，故此軸安全。7. 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消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面a,b均無需校核。從應力集中對軸的疲

26、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，從受載來看，截面c上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面c上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面c也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側即可。（2） 截面左側抗彎截面系數(shù) w0.10.127462.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.254925 截面的右側的彎矩m為 =66911.17截面上的扭矩為 309160截面上的彎曲應

27、力 2.44mpa截面上的扭轉切應力 5.63mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得 2.14 1.50又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.88故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為=1+0.84（2.14-1）1.9576由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-

28、6） (15-8)則得s52.61 s14.3813.87s1.5故可知其安全。（3） 截面右側抗彎截面系數(shù) w0.10.142187.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.284375 截面的右側的彎矩m為 =66911.17截面上的彎曲應力 1.59 mpa扭矩及扭轉切應力為 309160 3.66 mpa過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得2.52 0.82.522.016軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為2.612.10于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6） (15-8)則得s

29、70.71s15.1614.82s1.5 故該軸的截面右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。（b）高速軸以及傳動軸承的設計1. 求輸入軸上的功率，轉速，轉矩3.0096 kw 1440 r/min 19.96 nm2. 求作用在齒輪上的力f1229.44nff1229.44458.96nfftan1229.44280.22n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.3所示。3. 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11214.3

30、2mm（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取1.3，則：1.319.9610325948 nmm按照計算轉矩tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊表17-4，選用lt33彈性套柱銷聯(lián)軸器（gb/t43232002），其公稱轉矩為31.5。半聯(lián)軸器的孔徑d120 mm，故取20 mm，半聯(lián)軸器的長度l52 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l138 mm。4. 軸的結構設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的

31、軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑22 mm；2) 左端用軸端擋圈定位, 按軸端直徑取擋圈直徑d40 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l138 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比l1略短一些,現(xiàn)取36 mm。3) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)22 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30205型，其尺寸為ddt25 mm52 mm16.25 mm，故25 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為1

32、0 mm，則26.25 mm。 4) -段設計為齒輪軸，齒輪分度圓直徑32.47 mm；齒輪軸左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為35 mm，故取35 mm。則26 mm。軸環(huán)寬度,取6mm。5) 軸承端蓋的總寬度為25 mm(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,故取55 mm。=16.25+10=26.25 mm。至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度。 圖8.3 高速軸的結構設計示意圖（2）軸上的零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為6 mm6 m

33、m28 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.0，右端倒角為1.0。各軸肩處的圓角半徑為:、 、處為r1.0，其余為r0.6。表 8.1 低速軸結構設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm20h7/k62225 m632.472625 m6長度/mm365526.2535626.25鍵bhl/mm6 6 28c或r/mm處1.045o處r0.6處r1.0處r1.2處r1.2處r0.6處1.045o5. 求軸上的載荷取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎

34、矩圖和扭矩圖（圖8.4）。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。現(xiàn)將計算出的截面c出的、及的值列于下表載 荷水平面h垂直面v支反力1 297.59 n，1 387.08 n472.28 n，504.86n彎矩m75 260.22 27 392.24 31 301.32 總彎矩80 090.17,81 509.96扭矩t120 810 圖8.4 軸的載荷分布圖6. 桉彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)課本式(15-5)及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 mpa 8.

35、64mpa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60mp。因此 ，故此軸安全。7. 精確校核軸的疲勞強度精確校核高速軸的疲勞強度具體步驟通同低速軸。經(jīng)計算該軸在截面左右兩側的強度安全系數(shù)s1.5。故該軸的強度是足夠的。(c)中間軸以及傳動軸承的設計1. 求輸出軸上的功率，轉速，轉矩2.92 kw 248.28 r/min 112.32 nm2. 求作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為=188.66f1190.71nff1190.71444.50nfftan3796.40271.40n低速級小齒輪的分度圓直徑=57.11mm 3933.46n ff3933.461514.

36、16 nftan3933.461354.40n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖8.5所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11225.47mm4. 軸的結構設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了保證軸的強度要求，故取35 mm。2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)35 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30207型，其尺寸為ddt35 mm72 m

37、m18.25 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm。3) 取安裝齒輪處的軸段40 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知小齒輪的寬度為60m，大齒輪輪轂寬度為=30mm。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26mm，=56mm，則36.25，=36.25mm。兩齒輪之間采用軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h3 mm，則46 mm。軸環(huán)寬度。所以=94mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長度。 圖8.5 中間軸的結構設計示意圖表 8.2 中間軸結構設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm35m640 h7/n64640 h7/n6 35

38、 m6長度/mm36.2526945636.25鍵bhl/mm181160181190c或r/mm處1.245o處r2處r2處r2處r2處1.2x45o（2）軸上的零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按40 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh10 mm8 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為20 mm，50mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為1.22。各軸肩處的圓角半徑為r2。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結

39、構圖(圖8.5）作出軸的計算簡圖（圖8.6）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a20 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)155.25 mm l2174.25 mm l363.25 mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下計算支承反力 +55.25+174.25+63.25292.75 mm在水平面上 =4094.98 n =7665.89 n在垂直面上 故1621.17 n 226247.65 484867.54153022.06 102539273136.87 九、軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=24000h1輸入軸承

40、的選擇與計算由軸i的設計知，初步選0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30205型， =280.22，fr=458.96n ，=10/3 ，轉速n=1440r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知單列圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷c=32.2n，基本額定靜載荷=37.0n 2）求軸承當量動載荷p 因為=288.22n，徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.0，則 p=（x+y）=1（1458.96+1x280.22）n =739.18n 3）驗算軸承壽命 lh=10660n（cp）=33664

41、47.2h=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承302052中間軸上的軸承選擇與計算由軸ii的設計已知，初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30207型 =271.40，fr=444.50 轉速n=248.28 r/min,=10/31）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知單列圓錐滾子軸承30210的基本額定動載荷c=54.2kn，基本額定靜載荷=63.5kn2）求軸承當量動載荷p 因為=271.40n，徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.0，則 p=（x+y）=1.0（1

42、444.50+1x271.40）n =715.9n3）驗算軸承壽命 lh=10660n（cp）=108717839.9h72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30207型。3輸出軸上的軸承選擇與計算由軸的設計知，初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213型， =1307.2n，fr=1461.40n =10/3 ，轉速n=87.42/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213的基本額定動載荷c=120kn，基本額定靜載荷=152kn 2）

43、求軸承當量動載荷p 因為=1307.2n，fr=1461.40n徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=1，因工作情況平穩(wěn)，按課本（p表13-6），取=1.0，則 p=（x+y）=1.（11461.40 +11307.2）n=2768.61n 3）驗算軸承壽命 lh=10660n（cp）=54530082.78h=72000h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使單列圓錐滾子軸承（gb/t 2971994）30213取z27z77中心距a110螺旋角分度圓直徑d57.11 d162.87齒輪寬度55mm60mm取z21z122分度圓直徑d32.47d188.66 螺旋角中心距a110齒輪寬度35mm30

44、mm42 mm60 mm65 mm75 mm87 mm65 mm82 mm=55 mm=38.75mm51 mm10 mm=34.75 mm20 mm22 mm25 mm32.47 mm26 mm25 mm36 mm=55 mm=26.25mm35 mm6 mm=26.25 mm十、鍵連接的選擇與校核計算1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結構，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇a型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸，由2中表6-1選擇。鍵長根據(jù)皮帶輪寬度b=108選取鍵的長度系列取鍵長l=28mm. 校核鍵連接的強度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應力，取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強度足夠。鍵 gb/t 1095-20032、輸出軸鍵連接選擇鍵連