机械设计课程设计-带式运输机的同轴式二级圆柱齿轮减速器。 .docVIP

目录一、题目及总体分析3二、各主要部件选择3三、选择电动机4四、分配传动比4五、传动系统的运动和动力参数计算5六、齿轮的设计7七、传动轴和传动轴承的设计16(a)低速轴、传动轴承以及联轴器的设计17（b）高速轴以及传动轴承的设计 24(c)中间轴以及传动轴承的设计26八、轴承的选择和校核计算28九、键连接的选择与校核计算30十、轴承端盖的设计与选择 33十一、滚动轴承的润滑和密封33十二、联轴器的选择33十三、其它结构设计34十四、参考文献38一、题目及总体分析题目：用于带式输送机的传动装置给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力为2450n，输送带的速度为1.1m/s，输送带滚筒的直径为240mm。工作条件：连续单向运转，载荷平衡，室内工作，有灰尘，使用期10年（每年300个工作日），大修期三年，生产10台，一班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5。带式输送机的传动效率为0.96。传动装置组成：由电动机、减速器、联轴器、卷筒、运输带等组成。减速器采用二级圆柱同级减速器。整体布置如下： 1.1 带式输送机传动简图二、各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级和低速级做成斜齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三、 选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用y系列（ip44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为24501.1/（10000.8854）3.04 kw电动机至运输带的传动总效率为：=0.8854为联轴器效率,为三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油润滑），为卷筒传动的效率。电动机所需工作功率为： pp/4.45/13.04 kw ,要求电动机输出功率为p3.04 kw型号卷筒轴的工作转速为(6010001.1)/(2403.14)87.54 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为840，电动机转速的可选范围为：（840）87.547003502r/min按电动机的额定功率p，要满足pp以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y112m4的三相异步电动机，额定功率p为4.0 kw，额定电流8.77 a，满载转速1440 r/min，同步转速1500 r/min。选用型号y112m4的三相异步电动机四、 分配传动比目的过程分析结论分配传动比（1） 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为：/1440/87.5416.45（2） 分配传动装置传动比：式中、分别为减速器高速级和低速级的传动比。对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按查表分配：5.80 式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。则减速器低速级传动比为：16.45/5.80=2.485.802.48五、 传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数各轴转速：高速轴 1440/11440 r/min中间轴 1440/5.80248.28 r/min低速轴 248.28/2.4887.42 r/min滚筒轴 =87.42r/min各轴输入功率：高速轴 p3.040.993.0096 kw 中间轴 23.00960.990.982.92 kw 低速轴 22.920.990.982.83 kw滚筒轴 24=2.830.990.992.78 kw各轴输入转矩：电动机输出转矩：9550 95503.04/144020.16 nm高速轴 955095503.0096/144019.96 nm中间轴 955095502.92/248.28112.32 nm低速轴 955095502.83/87.42309.16 nm滚筒轴 955095502.78/87.42303.69nm轴名功率p/kw转矩t/（nm）转速n/（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.0420.1614401.000.99轴3.00962.9819.9619.7614405.800.89轴2.922.89112.32111.20248.282.840.89轴2.832.80309.16306.0687.421.000.98滚筒轴2.722.75303.69300.6587.42计算步骤结果六、 齿轮设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。（a） 低速级齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a) 选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 1009588)。b) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs。20o。c) 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数z2z1i2242.8468.16，取z268。d) 初选螺旋角14o。i. 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选=1.6。2) 小齿轮传动的转矩为 t112.32103 nmm3) 查课本p205表10-7选取齿宽系数1。4) 查课本p201表10-6得材料的弹性影响系数ze189.8 5) 由课本p209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600 mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为hlim2550 mpa。6) 计算应力循环次数。60nj 60248.281000（1830010）3.58108(3.58108)/2.841.261087) 由课本p207图10-19去接触疲劳寿命系数khn11.08；khn21.13。 8) 查课本p217图10-30选取区域系数z=2.433 。9) 由课本p215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.88。则+1.65。10) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式（10-12）得:=1.086006481.13550621.5则许用接触应力为：634.75 （2） 设计计算1) 试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得53.82 mm2) 计算圆周速度。0.70m/s3) 计算齿宽b和模数。计算齿宽b b53.82 mm计算摸数 =2.18mm4) 计算齿宽与高之比齿高 h2.252.252.184.90 10.985) 计算纵向重合度 =0.318=1.9036) 计算载荷系数k已知使用系数=1，根据0.70m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数k1.08；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，k1.420；由11，k1.428查图10-13得 k1.35；由课本表10-3 得: k1.2。故载荷系数k kk k 11.081.21.4201.840327) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd53.8256.398) 计算模数2.28mmii. 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1） 确定计算参数1) 计算载荷系数 k k k11.081.21.351.74962) 根据纵向重合度1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.883) 计算当量齿数26.2774.444) 查取齿形系数和应力校正系数查课本表10-5得 齿形系数2.592；2.23 应力校正系数1.596；1.76查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数k0.90；k0.91。5) 计算接触疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4321.43 mpa247.00mpa6) 计算大、小齿轮的 并加以比较0.012870.01589大齿轮的数值大，故选用。（2） 设计计算=1.76 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m2 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d56.39来计算应有的齿数.于是由: z27.35 取z27那么zuz12.842776.68 取z774. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 a107.18将中心距圆整为110mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d57.11 d162.87（4） 计算齿轮宽度 b157.1157.11 mm圆整后取55mm；60mm。（二） 高速级齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选用直齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 1009588)。2) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs。3) 选小齿轮齿数20，大齿轮齿数z2z1i1205.80116，取z21162. 按齿面接触强度设计由设计计算公式(109a)进行试算，即 （1） 确定公式各计算数值1) 试选载荷系数2) 小齿轮传动的转矩为 t19.96103 nmm3) 查课本p205表10-7选取齿宽系数1。4) 查课本p201表10-6得材料的弹性影响系数ze189.8 5) 由课本p209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600 mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为hlim2550 mpa。6) 计算应力循环次数60nj 6014401（1830010）2.071093.571087) 由课本p207图10-19去接触疲劳寿命系数khn10.97；khn21.08。8) 查课本p217图10-30选取区域系数z=2.433 。9) 由课本p215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.74 ，0.89。则+1.63。10) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式（10-12）得:=0.976005821.08550594则许用接触应力为：588 （2） 设计计算1) 试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得30.49 mm2) 计算圆周速度vv2.30 m/s3) 计算齿宽b和模数。计算齿宽b b130.4930.49mm计算摸数 =1.48mm4) 计算齿宽与齿高之比齿高 h2.252.251.483.33 9.165) 计算纵向重合度 =0.318=1.5866) 计算载荷系数k已知使用系数=1，根据2.30m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数k1.13；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，k1.413；由9.16，k1.413查图10-13得 k1.35；由课本表10-3 得: k1.2。故载荷系数k kk k 11.131.21.4131.9160287) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径dd30.4932.388) 计算模数 1.57mm3. 按齿根弯曲强度设计,由弯曲强度的设计公式（1） 确定计算参数1) 计算载荷系数 k k k11.131.21.351.83062) 根据纵向重合度1.586，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.8753) 计算当量齿数21.89126.94) 查取齿形系数和应力校正系数查课本表10-5得 齿形系数2.70；2.16 应力校正系数1.568；1.81查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数k0.85；k0.90。5) 计算接触疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4303.57 mpa244.29mpa6) 计算大、小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（2） 设计计算1.14mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m1.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d32.38来计算应有的齿数.于是由: z20.95 取z21那么zuz1215.80121.8 取z1224. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 a110.53mm 将中心距圆整为110mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccosarccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d32.47 d188.66(4) 计算齿轮宽度 b132.4732.47 mm圆整后取30mm；35mm。七、 传动轴和传动轴承的设计(a)低速轴、传动轴承以及联轴器的设计i. 求输出轴上的功率p，转速，转矩p2.83 kw 87.42r/min 309.16nm2. 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 162.87而 f3796.40 nff3796.401461.40nfftan3796.401307.21n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图8.1所示图8.1 轴的载荷分布图3. 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11235.70mm（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.3309.16103401908 nmm按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用tl73弹性套柱销联轴器（gb/t43232002），其公称转矩为500。半联轴器的孔径d142 mm，故取42 mm，半联轴器的长度l112 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l184 mm。4. 轴的结构设计（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径60 mm； 2) 左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径d65 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l184 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比l1略短一些,现取82 mm。3) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据60 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30213型，其尺寸为ddt65 mm120 mm24.75 mm，故65 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为10 mm，则34.75 mm。4) 取安装齿轮处的轴段75 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为55 mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取51 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h6 mm，则87 mm。轴环宽度,取10 mm。5) 轴承端盖的总宽度为25 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取55 mm。=24.75+10+(55-51)=38.75 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度 图8.2 低速轴的结构设计示意图（2） 轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按75 mm由课本表6-1查得平键截面bh20 mm12 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12 mm8 mm70 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.2，右端倒角为2.0。各轴肩处的圆角半径为:处为r2，处r1.5,其余为r2.5。表 8.1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm42 h7/k66065 m675 h7/n68765 m6长度/mm825538.75511034.75键bhl/mm12 8 70201245c或r/mm处1.245o处r2处r1.5处r2.5处r2.5处r2.5处2.045o5. 求轴上的载荷首先根据结构图(图8.2）作出轴的计算简图（图8.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30213型圆锥滚子轴承，由手册中查得a24 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距38.25+38.2576.5 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：38.25+38.2576.5 mm1898.20n1898.20 n2122.23 n1461.40-2122.23-660.83n1898.2038.2572606.15 2122.2338.2581175.30-660.8338.25-25276.75108908.6076880.216. 桉弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。根据课本式(15-5)及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 mpa 5.10mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60mp。因此 ，故此轴安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面a,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面a,b均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面c上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面c上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面c也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2） 截面左侧抗弯截面系数 w0.10.127462.5 抗扭截面系数 0.20.254925 截面的右侧的弯矩m为 =66911.17截面上的扭矩为 309160截面上的弯曲应力 2.44mpa截面上的扭转切应力 5.63mpa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因 经插值后查得 2.14 1.50又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为=1+0.84（2.14-1）1.9576由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数 ，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得s52.61 s14.3813.87s1.5故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 w0.10.142187.5 抗扭截面系数 0.20.284375 截面的右侧的弯矩m为 =66911.17截面上的弯曲应力 1.59 mpa扭矩及扭转切应力为 309160 3.66 mpa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得2.52 0.82.522.016轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为2.612.10于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得s70.71s15.1614.82s1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。（b）高速轴以及传动轴承的设计1. 求输入轴上的功率，转速，转矩3.0096 kw 1440 r/min 19.96 nm2. 求作用在齿轮上的力f1229.44nff1229.44458.96nfftan1229.44280.22n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图8.3所示。3. 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11214.32mm（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.319.9610325948 nmm按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用lt33弹性套柱销联轴器（gb/t43232002），其公称转矩为31.5。半联轴器的孔径d120 mm，故取20 mm，半联轴器的长度l52 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l138 mm。4. 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径22 mm；2) 左端用轴端挡圈定位, 按轴端直径取挡圈直径d40 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l138 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比l1略短一些,现取36 mm。3) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据22 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30205型，其尺寸为ddt25 mm52 mm16.25 mm，故25 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为10 mm，则26.25 mm。 4) -段设计为齿轮轴，齿轮分度圆直径32.47 mm；齿轮轴左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为35 mm，故取35 mm。则26 mm。轴环宽度,取6mm。5) 轴承端盖的总宽度为25 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取55 mm。=16.25+10=26.25 mm。至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。 图8.3 高速轴的结构设计示意图（2）轴上的零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为6 mm6 mm28 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.0，右端倒角为1.0。各轴肩处的圆角半径为:、 、处为r1.0，其余为r0.6。表 8.1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm20h7/k62225 m632.472625 m6长度/mm365526.2535626.25键bhl/mm6 6 28c或r/mm处1.045o处r0.6处r1.0处r1.2处r1.2处r0.6处1.045o5. 求轴上的载荷取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8.4）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面c出的、及的值列于下表载 荷水平面h垂直面v支反力1 297.59 n，1 387.08 n472.28 n，504.86n弯矩m75 260.22 27 392.24 31 301.32 总弯矩80 090.17,81 509.96扭矩t120 810 图8.4 轴的载荷分布图6. 桉弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。根据课本式(15-5)及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 mpa 8.64mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60mp。因此 ，故此轴安全。7. 精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同低速轴。经计算该轴在截面左右两侧的强度安全系数s1.5。故该轴的强度是足够的。(c)中间轴以及传动轴承的设计1. 求输出轴上的功率，转速，转矩2.92 kw 248.28 r/min 112.32 nm2. 求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为=188.66f1190.71nff1190.71444.50nfftan3796.40271.40n低速级小齿轮的分度圆直径=57.11mm 3933.46n ff3933.461514.16 nftan3933.461354.40n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图8.5所示。3. 初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11225.47mm4. 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了保证轴的强度要求，故取35 mm。2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据35 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30207型，其尺寸为ddt35 mm72 mm18.25 mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm。3) 取安装齿轮处的轴段40 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知小齿轮的宽度为60m，大齿轮轮毂宽度为=30mm。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取26mm，=56mm，则36.25，=36.25mm。两齿轮之间采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h3 mm，则46 mm。轴环宽度。所以=94mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。 图8.5 中间轴的结构设计示意图表 8.2 中间轴结构设计参数 段名参数-直径/mm35m640 h7/n64640 h7/n6 35 m6长度/mm36.2526945636.25键bhl/mm181160181190c或r/mm处1.245o处r2处r2处r2处r2处1.2x45o（2）轴上的零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按40 mm由课本表6-1查得平键截面bh10 mm8 mm，键槽用键槽铣刀加工，长分别为20 mm，50mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左右两端倒角为1.22。各轴肩处的圆角半径为r2。5. 求轴上的载荷首先根据结构图(图8.5）作出轴的计算简图（图8.6）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a20 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距l155.25 mm l2174.25 mm l363.25 mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下计算支承反力 +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、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=24000h1输入轴承的选择与计算由轴i的设计知，初步选0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30205型， =280.22，fr=458.96n ，=10/3 ，转速n=1440r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知单列圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷c=32.2n，基本额定静载荷=37.0n 2）求轴承当量动载荷p 因为=288.22n，径向载荷系数x=1，轴向载荷系数y=1，因工作情况平稳，按课本（p表13-6），取=1.0，则 p=（x+y）=1（1458.96+1x280.22）n =739.18n 3）验算轴承寿命 lh=10660n（cp）=3366447.2h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用单列圆锥滚子轴承302052中间轴上的轴承选择与计算由轴ii的设计已知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30207型 =271.40，fr=444.50 转速n=248.28 r/min,=10/31）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知单列圆锥滚子轴承30210的基本额定动载荷c=54.2kn，基本额定静载荷=63.5kn2）求轴承当量动载荷p 因为=271.40n，径向载荷系数x=1，轴向载荷系数y=1，因工作情况平稳，按课本（p表13-6），取=1.0，则 p=（x+y）=1.0（1444.50+1x271.40）n =715.9n3）验算轴承寿命 lh=10660n（cp）=108717839.9h72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30207型。3输出轴上的轴承选择与计算由轴的设计知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30213型， =1307.2n，fr=1461.40n =10/3 ，转速n=87.42/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30213的基本额定动载荷c=120kn，基本额定静载荷=152kn 2）求轴承当量动载荷p 因为=1307.2n，fr=1461.40n径向载荷系数x=1，轴向载荷系数y=1，因工作情况平稳，按课本（p表13-6），取=1.0，则 p=（x+y）=1.（11461.40 +11307.2）n=2768.61n 3）验算轴承寿命 lh=10660n（cp）=54530082.78h=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30213取z27z77中心距a110螺旋角分度圆直径d57.11 d162.87齿轮宽度55mm60mm取z21z122分度圆直径d32.47d188.66 螺旋角中心距a110齿轮宽度35mm30mm42 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、键连接的选择与校核计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择a型普通平键。其尺寸依据轴颈，由2中表6-1选择。键长根据皮带轮宽度b=108选取键的长度系列取键长l=28mm. 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力，取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 gb/t 1095-20032、输出轴键连接选择键连