二級齒輪減速器的設計

1、 課程設計說明書設計題目： 二級齒輪減速器的設計 專 業(yè)：工業(yè)工程 班級：2011-2班設 計 人： 豆春蕾 指導老師： 石永奎 山東科技大學2015年 01月10 日課程設計任務書學院：礦業(yè)與安全工程專業(yè)：工業(yè)工程班級：2011-2姓名：豆春蕾一、課程設計題目：二、課程設計主要參考資料：（1）、 精密機械設計 （2）、 基礎工業(yè)工程 三、課程設計主要要解決的問題：（1）、 帶式運輸機變速器經常燒毀的問題 （2）、 帶式運輸機經常跑偏的問題 四、課程設計相關附件：（1）、 （2）、 五、任務發(fā)出日期：1月5日 完成日期：1月23日 指導老師簽字： 系主任簽字： 指導教師對課程設計的評語指導教師

2、簽字： 年 月 日目錄1. 設計目的52. 傳動方案分析63. 原動件的選擇和傳動比的分配 74. 各軸動力與運動參數的計算 95. 傳動件設計計算（齒輪）10 6 軸的設計 21 7滾動軸承的計算 29 8連接的選擇和計算 309潤滑方式、潤滑油牌及密封裝置的選擇31 10.設計小結3211.參考文獻 33 1. 設計目的隨著經濟社會的發(fā)展，運輸機在經營活動中扮演著越來越重要的角色。其中，帶式運輸機在實際生活中是最常見的一種運輸機，它主要是由運輸帶、電動機、變速器和支架組成。但是，帶式運輸機在使用過程中往往會出現很多問題，比如運輸帶跑偏、電動機燒毀等。其中，有很多問題是由變速箱引起的?；诖?/p>

3、，我設計了一個新型的減速箱，以改善帶式運輸機的使用狀況。設計一個用于帶式運輸機上的動力及傳動裝置。運輸機三班制連續(xù)單向運轉。工作時載荷平穩(wěn)，小批量生產。已知數據：傳輸帶的圓周力F/N:900。二級齒輪減速器原理圖見圖1.1。 圖1.12.傳動方案分析傳送帶帶速v/(m/s): 2.5 滾筒直徑D/mm: 300 使用期限/年：10 帶速允許公差：5% 1.電機 2.聯軸器 3.齒輪減速器 4.聯軸器 5.運輸帶合理的傳動方案，首先應滿足工作機的性能要求，其次應滿足工作可靠，轉動效率高，結構簡單，結構緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要

4、多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認。本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動。帶式運輸機是由電動機驅動，電動機1通過聯軸器2將力傳入減速器3，再經聯軸器4將動力傳輸至轉筒5。軸端連接選擇彈性柱銷聯軸器。見圖1.2。圖1.23.原動件的選擇和傳動比的分配1.原動件的選擇根據帶式運輸機工作機的類型，可取工作機效率w=0.96。設計任務要求減速器的輸入功率為: Pw=Fv/1000w=(900×2.5)/(1000×0.96)=2.34kw。而傳動裝置的效率：=12×23×32=0.992×0.993×

5、;0.972=0.895 式中：1-聯軸器傳動效率 2-滾動軸承（一對）的效率 3-閉合齒輪傳動效率，常見機械效率參見表3.1表3.1 傳動類型表機械傳動類型傳動效率圓柱齒輪傳動閉式傳動開式傳動圓錐齒輪傳動閉式傳動開式傳動平型帶傳動V型帶傳動滾動軸承（一對）聯軸器電動機所需功率為Pd= Pw/n=2.34/0.893=2.62kw 卷筒工作轉速：n=60×1000v/D=（60×1000×2.5）/(×300)=159.2r/min而兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比ia范圍為840。所有電動機轉速可選范圍：nd=n×ia=159.2×

6、（840）=1273.66368r/min。查精密機械設計書初步確定原動機的型號為Y100L2-4，額定功率為p=3kw，滿載轉速為n0=1420r/min，額定轉矩為2.2N·mm，最大轉矩為2.3N·mm。2.傳動比的分配由原始數據以及初步確定的原動機的轉速可確定總傳動比：I=no/n3=1420/159.2=8.92。對于二級展開式圓柱齒輪減速器，當二級齒輪的材質相同，齒寬系數相等時，衛(wèi)視齒輪浸油深度大致相近，且低速機大齒輪直徑略大，高速級傳動比i1=3.53。低速級傳動比i2=i/ i1=8.92/3.53=2.524.各軸動力與運動參數的計算1.各軸的轉速n=n0

7、=1420r/minn=n/i1=1420/3.53=402.27r/min n=n/i2=402.27/2.52=159.63r/min2.各軸的的輸入功率P0=3kwp= P0×(1×2)=3×(0.99×0.99) kw =2.94 kw p= p×(3×2)=2.94×(0.97×0.99) kw =2.82 kw p= p×(3×2×1 )=2.82×(0.97×0.99×0.99)=2.68 kw3.各軸的轉矩T0=9.55×610&

8、#215;p0/n0=9.55×610×3/1420=20.176 N·m T=9.55×610×p/n=9.55×610×2.94/1420=19.72 N·m T=9.55×610×p/n=9.55×610×2.82/402.27=66.947 N·m T=9.55×610×p/n=9.55×610×2.68/159.63=160.333 N·m計算結果如表4.1所示。表4.1 軸的參數表項目電動機軸高速軸1高速

9、軸2高速軸3轉速（r/min27159.63功率（kw）32.942.822.68轉矩（N·m）2.219.7266.947163.33傳動比113.532.525. 傳動件設計計算（齒輪）1.高速齒輪的計算對于高速齒輪，初步設計輸入功率、齒數比等參數如表5.1所示。表5.1 高速齒輪參數表輸入功率（kw）小齒輪轉速（r/min）齒數比小齒輪轉矩（N·m）載荷系數2.9414203.5319.721.32.選精度等級、材料及齒數1) 材料及熱處理；由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為2

10、40HBS，二者材料硬度差為40HBS。2) 精度等級選用7級精度；3) 試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z220×3.53=70.6，取z2=71的；3.按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。按式（5.1）試算，即dt2.32×3KtTUdu+1uZep2 （5.1）(1) 確定公式內的各計算數值，1) 試選Kt1.3 2) 選取尺寬系數d1 3) 查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa 4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；5) 計算應力循環(huán)次數

11、N160n1jLh60×1420×1×（3×8×365×10）7500000000 N2N1/3.532100000000此式中j為轉一圈同一齒面的嚙合次數。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時 6) 查得接觸疲勞壽命系數KHN10.90；KHN20.95 7) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，得H10.90×600MPa540MPa H20.98×550MPa522.5Mpa試算小齒輪分度圓直徑d1t，見式5.2 與式5.3dt2.32×3KtTUdu+1uZep2 （5.2） dt=2.3

12、2×31.3×1975013.53+13.53189.8522.52=37.58mm 1） 計算圓周速度 v=d1tn160×1000=×37.58×142060×1000=2.794m/s 2） 計算齒寬b、模數m、齒高h等參數 b=1×37.58=37.58mm mt=d1tz1=37.5820=1.879 h=2.25mt=2.25×1.879=4.228mm bh=37.58÷4.228=8.894) 計算載荷系數K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1 根據v=2.794m/s,7級精度，查得動載系數K

13、V=1.25；查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KH=1.417 由b/h=8.89，KH=1.417 查得KF =1.33 直齒輪KH=KF=1。故載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.25×1×1.417=1.7769 5) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得d1=d1t×3kkt=37.58×31.77691.3=41.71mm 6）計算模數mm=d1z1=41.7120=2.094.按齒根彎曲強度設計m32KUd×（cos）2Z12×YfYsp （5.3）(1) 確定計算參數1) 由圖10-20c查得小齒輪

14、得彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa 由10-18查得彎曲壽命系數KFN1=0.85 KFN2=0.88。計算彎曲疲勞許用應力，取安全系數S=1.4，可得F1=Kn1×F1S=0.85×5001.4=303.57MpaF2=Kn2×F2S=0.88×3801.4=238.86Mpa2)計算載荷系數K=KaKvKfKf=1×1.25×1×1.33=1.66 3） 查取應力校正系數可得，Ysa1=1.55；Ysa2=1.77Yfa1=2.80；Yfa2=2.22。4） 計算大、小齒輪的

15、YfaYsap并加以比較Yfa1Ysa1p1=2.80×1.55303.57=0.014Yfa2Ysa2p2=2.22×1.77238.86=0.016（2）設計計算m32×1.6625×1.972×1041×4000.016=1.39 對結果進行處理，取m=2，Z1=d1m=41.712=21。 大齒輪齒數 Z2=i×Z1=3.53×21=74.13 , 取Z2=75 。5.幾何尺寸計算 1） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=z1×m=21×2=42mm d2=z2×m=75

16、15;2=150mm 2）計算中心距 a=d1+d22=42+1502=96mm3）計算齒輪寬度 b1=47mm b2=42mm 備注齒寬一般是小齒輪的齒寬一般比大齒輪的齒寬多5-10mm，由此可得設計參數如表5.2所示。表5.2 齒輪參數表模數分度圓直徑（mm）齒寬（mm）齒數大齒輪2424721小齒輪21504275二齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故以都選用實心結構的齒輪。6. 低速齒輪的計算對于低速齒輪，初步設計輸入功率、齒數比等參數如表5.3所示表5.3 低速齒輪參數表輸入功率（kw）小齒輪轉速（r/min）齒數比小齒輪轉矩（N·m）載荷系數2.82402.272.52

17、66.9471.37.選精度等級、材料及齒數1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z220×2.52=50.4，取51；8.按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（1021）試算，即dt2.32×3KtTUdu+1uZep2 （5.4）(1) 確定公式內的各計算數值1)試選Kt1.3 2)由表107選取尺寬系數d1 3)由表106查得材料的彈性影響系數ZE

18、189.8Mpa 4)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa； 5)由式1013計算應力循環(huán)次數N160n1jLh60×402.27×1×（3×8×365×10）2.114×109N2N1/2.528.39×108 此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時6) 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN10.90；KHN20.95 7) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，得 H10.90

19、5;600MPa540Mpa H20.95×550MPa522.5Mpa(2) 計算1)試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=2.32×3KtTUdu+1uZep2 d1t=2.32×31.3×66.95×10312.52+12.52189.8522.52=58.51mm2）計算圓周速度 v=d1tn160×1000=×58.51×402.2760×1000=1.23m/s3）計算齒寬b及模數m b=1×58.5105mm=58.5105mm mt=2.9255 h=2.25mt=2.25×

20、;2.9255mm=6.5824mm b/h=58.5105/6.5824 =8.8889 4)計算載荷系數K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1 根據v=1.2324 m/s,7級精度，查得動載系數KV=1.14；7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KH=1.426 。由b/h=8.8889，KH=1.426，查得KF =1.33 直齒輪KH=KF=1。故載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.14×1×1.426=1.62564 。5) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得d1=d1t3K/Kt=58.51×31.63/1.3=63.03mm 計算模數m，

21、可得m=d1z1=63.0320=3.159.按齒根彎曲強度設計 由精密機械設計參考書得： m32KT1UdZ1YfaYsaf (1)確定計算參數查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa 由10-18查得彎曲壽命系數KFN1=0.85 KFN2=0.88 計算彎曲疲勞許用應力取安全系數S=1.4 見表10-12得F1=Kn1×F1S=0.85×5001.4=303.57MpaF2=Kn2×F2S=0.88×3801.4=238.86Mpa1 ) 計算載荷系數K= 1×1.14×1

22、15;1.33=1.5162 2）查取應力校正系數查得YFa1=2.80; YFa2=2.28 查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.733) 計算大、小齒輪的YfaYsaf并加以比較 Yfa1Ysa1f1=2.80×1.55303.57=0.14Yfa2Ysa2f2=2.28×1.73238.86=0.16所以，大齒輪的數值比較大。(2)設計計算m32KT1UdZ1YfaYsaf=32×1.52×6.69×104400×010165=2.03對結果進行處理取m=2.5 ，（根據優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數 Z1=d

23、1/m=63.0316/2.525.212626 大齒輪齒數 Z2=i× Z1=2.52×26=65.526610.幾何尺寸計算1)計算齒輪寬度d1=z1m=26×2.5=65mm ， d2=z2m=66×2.5=165mm 2)計算中心距a=(d1+d2)/2=(65+165)/2=115 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑b=d×d1 b=65mm B1=70mm；B2=65mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm 由此設計有表5.4所示。表5.4 齒輪參數表模數分度圓直徑（mm）齒寬（mm）齒數大齒輪2.5657026小齒輪2.51

24、65656611.結構設計小齒輪因齒輪齒頂圓直徑又小于150m，故以選用實心結構的齒輪。大齒輪齒頂圓直徑大于150mm，所以選用式結構的齒輪。所有齒輪設計如表5.5所示表5.5 大、小齒輪基本參數表模數分度圓直徑（mm）齒寬（mm）齒數高速小齒輪2424721高速大齒輪21504275低速小齒輪2.5657026低速大齒輪2.516565666 軸的設計在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度1.低速軸3的設計根據精密機械設計參考書，對低速軸的參數初步設計如6.1所示表6.1 低速軸的基本參數表功率（kw）轉矩（N·m）轉速（r/min）分度圓直徑（mm）壓力角

25、2.38163.33159.63165202.求作用在齒輪上的力Ft=2T3d2=2×1.63×105165=1979.76 NFr=Ft×tan=1979.76×tan20=720.57 N初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。選取A0=112。于是有dmin=A0×3pn=112×32.68159.63=28.69mm此軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯軸器的型號。3.聯軸器的型號的選取 取Ka=1.5則；Tca=Ka×T3=1.5&

26、#215;163.33=244.995N·m 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003，選用GY5 型凸緣式聯軸器，其公稱轉矩為400 N·m。半聯軸器的孔徑d1=30mm .固取d1-2=30mm。半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=82mm。4.軸的結構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖6.1所示圖6.1 零件的裝配圖(3) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=37mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直

27、徑D=40。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1= 82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現取L1-2=80mm 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d2-3=37mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游細組、標準精度級的深溝球軸承6008，其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm,故d3-4=d7-9=40mm，L7-9=15mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。定位軸肩高度h=4mm，因此取d6-7=48mm。3) 取安

28、裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=45mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為65，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取L4-5=62mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度?。ㄝS直徑的0.070.1倍）這里取軸肩高度h=4mm.所以d5-6=53mm.軸的寬度取b1.4h,取軸的寬度為L5-6=6mm.4) 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定）。根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯軸器的,距離為25mm。固取L2-3=40mm。取齒輪與箱體的內壁的距離為a=12mm，小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm

29、，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=15m嗎，小齒輪的輪轂長L=47mm，則L3-4 =T+s+a+(65-62)=38mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm 軸承采取脂潤滑，考慮封油盤的長度，L7-8=10mm，d7-8=43mm 至此已初步確定軸得長度。5） 軸上零件得周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=45mm ，由參考文獻1表6-1查得平鍵的截面 b×h=14×9 (mm)， L=50mm 同理按 d1-2=30mm. b

30、15;h=10×8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。6） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為1.2×45°。見圖6.2圖6.2 二級直齒減速器示意5.求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出a值參照參考文獻1圖15-23。對于6008，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據軸的計算簡

31、圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖Ft=758.1979 Fr =720.573NFnh1=1327.091NFnh2=652.667 Mh=652.667×122×10-3=79.62337N·mFnv1=483.023N Fnv2=237.55NMv=483.023×60×10-3=228.98138N·mM總=Mh2×Mv2=79.622×28.982=84.734 Nm對計算結果進行統(tǒng)計，見表6.1表6.1 軸的參數表載荷水平面 H垂直面V支反力F（N）Fnh1=1327.091Fnh2=652.667Fnv1=48

32、3.023Fnv2=237.55彎矩（N·m）MH=79.62337MV=228.98138總彎矩（N·m）M總=84.734扭矩（N·m）T3=163.3336.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據式5.4及表6.1中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）7.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。選擇深溝球軸承6005號軸承8.軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案，見圖

33、6.3圖6.3 高速軸的裝配方案圖（2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設計知，軸的總長度為L=15+76+6+62+38=197mm，由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm，直徑d1-2= d5-6=25mm。軸承采用軸肩定位由參考文獻2查得 6005號軸承的軸肩高度為2.5mm，所以d2-3=d4-5=30mm 。兩齒輪的中間采用軸肩定位軸肩高度?。ㄝS直徑的0.070.1倍）這里取軸肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm。根據低速軸齒輪位置和齒輪寬度，確定中間軸齒輪位置和軸長。L1-2=35.5mm；L2-3=67mm，L3-4=17.5mm，L4-5=39mm, L

34、5-6=38mm（3） 軸上零件的周向定位齒輪軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=30mm 由參考文獻1 表4-1查得平鍵的截面 b×h=10×8(mm),l2-3=50mm，l4-5=32mm 同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻表15-2，取軸端倒角為1×45°。9.高速軸 1 的設計根據精密機械設計參考書，高速軸的參數初步設計如表6.2。表6.2 高速軸的參數表功率（kw）轉矩（N·

35、;m）轉速（r/min）分度圓直徑（mm）壓力角2.9419.721420422010.求作用在齒輪上的力Ft=2T1d2=2×1.972×10442=939.05 NFr=Ft×tan=939.05×tan20=341.79 N初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據參考文獻1表15-3選取A0=112。于是有dmin=A0×3pn=112×32.941420=14.275 mm, 取Ka=1.5則；Tca=Ka×T3=1.5×19.72=29.58N·m 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器的公稱

36、轉矩的條件，查標準GB5843-2003，選用GY2 型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為63N·m。半聯軸器的孔徑d1=16mm .固取d7-8=16mm11.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖6.4所示。圖6.4低速軸裝配方案圖（2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求7-8軸段右端要求制出一軸肩；固取6-7段的直徑d6-7=22mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=25。半聯軸器與軸配合的轂孔長L1= 42mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，固取7-8斷的長度應比L1略短一些，現取L7-8=40mm

37、 1） 初步選擇滾動軸承。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 d6-7=22mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游細組、標準精度級的深溝球軸承6005，其尺寸為d×D×B=25m×47mm×12mm,故d5-6=d1-2=25mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。定位軸肩高度h=2.5mm，因此取d2-3=30mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度取軸肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm.軸的寬度取b1.4h,取軸的寬度為L3-4=5mm.3) 齒輪分度圓過小，故做成齒輪軸。齒輪的輪轂的寬度為47，分度圓直徑為42mm，所有L4-5=47mm，

38、d4-5=46mm。軸承端蓋的總寬度為15mm。根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯軸器的距離為27mm。固取L6-7=42mm 根據中間軸和箱壁位置可知L1-6=197mm，L1-2=25mm，L2-3=87.5mm，L5-6=32.5mm 至此已初步確定軸得長度（3） 軸上零件得周向定位半聯軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸的的倒角和圓角，取軸端倒角為1.0×45°。7滾動軸承的計算根據要求對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進行校核，在前面進行軸的計算時所選軸3上的兩滾動

39、軸承型號均為6008，其基本額定動載荷NCr17000，基本額定靜載荷NCr118000?，F對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為Fnh1=1327.091N Fnv1=483.023NFnh2=652.667N Fnv2=237.55N由上可知軸承1所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承1進行校核，如果軸承1滿足要求，軸承2必滿足要求。1） 求比值軸承所受徑向力 Fr=1327.092×483.022=141226 N所受的軸向力Nfa=0，它們的比值為0。根據參考文獻2,深溝球軸承的最小e值為0.22，故此時FaFre2） 計算當量動載荷P，根據參考文獻1式（13-

40、8a），p=fp（Xfr+Yfa）。按照參考文獻1表13-5，X=1，Y=0,按照參考文獻2表13-6，2.10.1Pf，取1.1Pf。則p=1553.4688連接的選擇和計算1.對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。根據d=45mm從參考文獻1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。（2） 校核鍵聯接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻1表6-2查許用擠壓應力=100120Mpa，取平均值，110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50mm-14mm=36mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm。根據文獻2可得p=2T×103kld=2×1.63×1054.5×36×45=44.81Mpap<p=110Mpa所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵14×