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机械课程设计说明书 班级：A07机械（1）班学号：070401131姓名：王霆指导老师：章海和顾平灿目 录第一节 设计任务-(3)第二节 电动机的选择和计算- - - - (4)第三节 传动零件的设计计算- (7)第四节 具体二级齿轮减速器轴的方案设计- - - (12)第五节 键的校核- (17)第六节 轴承的润滑及密封- - - - - (19)第七节 箱体结构设计和计算- - - - - - (20第八节 设计结果 - (22)第九节 设计小结 - (24)参考文献- - - - - - - - - -（25）机械设计课程设计任务书之八带式输送机传动系统设计第一节、设计任务传动装置中广泛采用减速器，它具有固定传动比、结构紧凑、机体封闭并有较大刚度、传动可靠等特点。设计带式输送机传动系统。采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。1. 原始数据运输带的有效拉力F=6200N，运输带速度v=0.48m/s（允许误差5%）,卷筒直径D=375mm。减速器设计寿命为5年。2. 传动装置参考方案图 1-1带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。3. 工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。第二节、电动机的选择和计算2.1 电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机，电压380V。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.980.970.990.96=0.87(2)电机所需的工作功率：电动机所需工作功率按式（1）为Pd=Pw/总 由式（2）Pw=FV/1000 KW因此：Pd=FV/1000总=62000.48/10000.87 =3.4KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：n=601000V/D=6010000.48/375=24.46r/min按表1推荐的传动笔合理范围，取V带传动的传动比i1=24，二级圆柱齿轮减速器传动比i2=840，则总传动比合理范围为i总=16160，故电动机转速的可选范围为nd=i总n=（16160）24.46=371.43913.6r/min.符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000 r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机幸好，因此有4种传动比方案，如下页第一表：方案电动机型号额定功率PedKw电动机转速r/min电动机重量N参考价格传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动比减速器1Y112M-4415001440470230125.653.535.902Y132M-64100096073035083.772.829.0283Y160M-84750720118050062.832.525.134Y112M-2430002890450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，可见第二方案比较合适。因此此选定电动机型号为Y132M1-6，其主要性能如下表：型号额定功率KW满载时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流（380V）A效率%功率因素Y132M1-649609.4840.776.52.022.2、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/24.46=39.252、分配各级传动比由机械手册（8） ia=i0*i式中ia、i0分别为带传动和减速器的传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.8（世纪的传动比要再设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：i= ia/ i0=39.25/2.8=14.023、分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由机械设计手册图（12）展开式曲线查得i1=4.51，则i2=i/i1=14.02/4.51=3.102.3、计算传动装置的运动参数及动力参数1、计算各轴转速（r/min）由机械手册（9）（11）I轴 nI=nm/i带=960/2.8=342.86(r/min) .II轴 nII=nI/i1=342.86/4.51=76.02(r/min) .III轴 nIII=nI/i齿=72.06/3.1=24.52(r/min) .滚筒轴 nw=nIII =24.52(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）由机械手册（12）（15）I轴 PI=Pd*01=Pd*1=3.4*0.96=3.26KW.II轴 PII=PI*12=PI*2*3=3.26*0.98*0.97=3.10KW.III轴 PIII=PII*23=PII*2*3=3.10*0.98*0.97=2.95KW.卷筒轴 PIV=PIII*34=PIII*2*4=2.95*0.98*0.99=2.86KW.I-III轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，；例如I轴输出功率为P1=PI*0.98=3.26*0.98=3.14KW，其余类推。3、 计算各轴转矩由机械手册（16）（21）电动机轴输出转矩Td=9550Pd/nm=95503.4/960=33.83NmI-III轴输入转矩I轴 TI=Td*i001=Td*i0*1=33.83*2.8*0.96=90.94 NmII轴 TII=TI*i1*12=TI*i1*2*3=90.94*4.51*0.98*0.97=389.89 NmIII轴 TIII=TII*i2*23=TII*i2*2*3=389.89*3.10*0.98*0.97=1148.92 Nm卷筒轴输入转矩 TIV=TIII*2*4=1148.92*0.98*0.99=1114.68 Nm IIII轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴效率0.98，例如I轴的输出转矩为T01=TI*0.98=90.94*0.98=89.12 Nm，其余类推。运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名效率PKW转矩TNm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.4033.839602.80.96I轴3.263.1990.9489.12342.864.510.95II轴3.103.01389.89378.1976.023.100.95III轴2.952.921148.921137.4324.521.000.97卷筒轴2.862.751114.681070.0924.52电动机的外形如图:第三节、传动零件的设计计算3.1 V带传动设计1、确定计算功率 Pca=KAP=1.23.4=4.10KW 式中KA为工作情况系数，P为电机输出功率。2、选择带型号 根据计算功率Pca 为4.10KW和小带轮转速960/min,从机械设计课本图8-11选取普通V带的带型号。查图初步选用A型V带。3、确定带轮的基准直径dd 并验算带速v1） 初选小带轮的基准直径dd根据V带的带型，参考机械设计课本表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1,应使dd1 (dd)min。(dd)min=75mm,所以选取dd1 =100mm。2） 验算带速v根据式v=dd1nm/（601000）=100960/60000=5.03 m/s。在525m/s范围内，带速合适。3） 计算大带轮的基准直径由dd2=idd1 =3.0100=300mm，并根据机械设计课本表8-8加以适当圆整,取dd2=300mm.4 确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld1）根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距a0=500mm.2）计算相应的带长Ld0.Ld02a0+（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+（100+300）/2+(300-100)2/(4500)=1648.31 mm查机械设计课本表8-2选取Ld=1600mm.3）计算中心距a及其变动范围。传动的实际中心距近似为 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1648.31)/2=475.62mm取a=475mm。考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变化范围amin=a-0.015Ld=475-0.0151600=451amax=a+0.03Ld=475+0.031600=523.5验算小带轮上的包角1由机械设计课本（8-7）可知，小带轮上的包角小于大带轮上的包角。又由机械设计课本（8-6）可知，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能发生才小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使 a11800-(dd2-dd1)57.30/a1200 a11800-(dd2-dd1)57.30/a=1800-(300-100)57.30/481=155.91012006确定带的根数z查机械设计课本表8-4a,8-4b得出P0=0.95，P0=0.11，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=0.99z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KaKL=1.23.4/(0.95+0.11)0.950.99=4.09取5跟。7确定带的初拉力F0（F0）min=500（2.5-Ka）Pca/Kazv+qv2=500（2.5-0.95）4.1/0.9545.03+0.106.782=168.77N新安装的V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min8计算带传动的压轴力Fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力FpFp=2zF0sin a1/2 =24168.44sin 155.910/2=1317.853.2. 齿轮的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用标准直齿圆柱齿轮。（1） 齿轮材料及热处理通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；（2） 齿轮精度按GB/T100951998，精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选6级精度。(3) 确定齿数 因为是硬齿面，故取z1=24,z2=z1i1=244.51=108.24，取109初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3（1）确定公式内的各计算值1. 试选载荷系数Kt=1.32. 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5105P/ n1=95.51054/342.86=111415.2Nmm3. 由表10-7选取齿宽系数d=1.04.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25.经查图10-21，取Hlim1Hlim2610MPa，FE1FE2500Mpa。6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。N1=60njLh=60342.861285300=4.937108N2=4.937108 /4.51=1.0951087.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.958.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 H1=KHN1lim1/1=0.90610/1=549.0MPa H2=KHN2lim2/1=0.95500/1=475.0MPa（2）计算1. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值 d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3111415/1（5.51/4.51）(189.8/475.0)2】1/3=67.415mm2. 计算圆周速度vV=d1tn1/601000=67.415342.86/60000=1.18m/s3. 计算齿宽b b =dd1t=168.734=68.734mm4. 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/z1=68.734/24=2.864mm 齿高 h=2.25mt=2.253.437=6.444mm b/h=68.734/6.444=10.675.计算载荷系数根据v=1.18m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01直齿轮，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.410由b/h=10.67，KH=1.410查图10-13得KF=1.34 K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.34=1.48876.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t(K/Kt)1/3=70.664(1.4887/1.3)1/3=73.9307.计算模数mm =d1/z1=73.930/24=3.08mm二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3(1) 确定公式内的各计算数值1.经查图10-20，取Hlim1Hlim2500MPa，FE1FE2380Mpa。2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.953.计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.90500/1.4=321.43MPa F2=KFN2FE2/S=0.95380/1.4=257.86MPa4. 载荷系数K=KAKvKFaKF=1.001.011.11.34=1.4895. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa由于知道Z1和Z2，查课本表10-5得YFa1=2.80，YFa2=2.20,YSa1=1.55,YSa2=1.786.计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F1=2.801.55/321.43=0.0135 YFa2YSa2/F2=2.201.78/257.86=0.0152 小齿轮的数值大（2）设计计算 m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3=（21.489111415/1.02420.0152）1/3=1.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的1.71并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=73.142，算出小齿轮齿数 z 1=d1/m=67.715/2.4=28大齿轮齿数 z2=4.51z1=4.5128.21=128这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。3、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 d1=z1m=292=58mm d2=z2m=1282=256mm2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(58+256)/2=157mm3计算齿轮宽度 b=dd1=158=58mm取B2=55mm，B1=60mm3.2 、低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为215HBS。 （2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。(3) 确定齿数 因为是硬齿面，所以取z1=35, z2=z1i1=353.1=109传动比误差 iuz2/ z1109/35=3.11i(3. 11-3.10)/3.5=0.3%5%，符合初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3（1） 确定公式内的各计算值1. 试选载荷系数Kt=1.32. 计算小齿轮传递的转矩T2=95.5105P/ n2=95.51054/76.02=502.63Nm3. 由表10-7选取齿宽系数d=1.04.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25.经查图10-20，取Hlim1Hlim2610MPa，FE1FE2500Mpa。6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。N1=60njLh=6076.021285300=1.095108N2=1.095108/3.11=3.5211077.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.978.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 H1=KHN1lim1=0.92610=561.2MPa H2=KHN2lim2=0.97500=485MPa（2）计算4. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值 d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3502630/1（4.11/3.11）(189.8/485)2】1/3=118.14mm5. 计算圆周速度vV=d1tn1/601000=118.1476.02/60000=0.47m/s6. 计算齿宽b b =dd1t=1118.14=118.14mm4. 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/z1=118.14/35=3.38mm 齿高 h=2.25mt=2.251.83=7.61mm b/h=118.14/7.61=15.525.计算载荷系数根据v=0.47m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05直齿轮，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.416由b/h=15.52, KH=1.416查图10-13得KF=1.48 K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.416=1.5736.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t(K/Kt)1/3=118.14(1.573/1.3)1/3=125.89mm7.计算模数mm =d1/z1=125.89/35=3.60mm二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3(2) 确定公式内的各计算数值1.经查图10-20，取Hlim1Hlim2550MPa，FE1FE2400Mpa。2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.953.计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.90550/1.4=353.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.95400/1.4=271.43MPa4. 载荷系数K=KAKvKFaKF=1.001.011.11.48=1.6445. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa当量齿数zv1=z1/cos3=35/cos3150=38.89 Zv2=z2/cos3=123/cos3150=136.66查课本表10-5得YFa1=2.45，YFa2=2.16,YSa1=1.65,YSa2=1.826.计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F1=2.451.65/353.57=0.0114 YFa2YSa2/F2=2.161.82/271.43=0.0148 小齿轮的数值大（2）设计计算 m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3=（21.644502630/1.03520.0148）1/3=2.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的2.71并就近圆整为标准值m=3.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=69.72，算出小齿轮齿数 z 1=d1/m=118.14/3=40大齿轮齿数 z2=3.11z1=3.8335=125这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。3、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 d1=z1m=403=120mm d2=z2m=1253=375mm2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(120+375)/2=247.5mm3计算齿轮宽度 b=dd1=1120=120mm取B2=120，B1=125 第四节、具体二级齿轮减速器轴的方案设计4.1.各轴的最小直径计算（1）高速轴I材料为38CrMnMo,经调质处理，硬度为217269HBS，按扭转强度计算，初步计算轴径，取A=110dA0(P/n)1/3=110(3.26/342.86)1/3=23.30mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径dmin=25mm （2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217255HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110dA0(P/n)1/3=110(3.10/76.02)1/3=37.86mm取安装小齿轮处轴径dmin=45mm（2） 轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110dA0(P/n)1/3=110(2.95/24.52)1/3=54.30mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径dmin=60mm（4）卷筒轴材料为40Cr，经调质处理，硬度为241286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110dA0(P/n)1/3=110(2.86/24.52)1/3=53.74mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径dmin=60mm4.2.轴的结构设计I 轴：轴的最小直径显然是安装大带轮的直径。（1）装配方案：轴的左端与大带轮相连，从左到右依次连接滚动轴承，高速级小齿轮，滚动轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足大带轮的轴向定位要求，最左端需制出一轴肩，故取d2-3=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=32mm。大带轮与轴配合的孔长度L1=60mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1略短一些，现取L1-2=56mm。2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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d2-3=30mm，由轴承产品目录中 初步选取单列滚子轴承32907，其尺寸为dDT=35mm55mm14mm,故d3-4=d7-8=35mm;而L7-8=14mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32907型轴承的定位轴肩高度h=5mm,故取d6-7=45mm.3.取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=38mm;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度55mm，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L4-5=52mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径d5-6=46mm.轴环宽度b1.4h=5.6mm，取L5-6=6mm。4.轴承端盖的总宽度10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离L=20mm，故取L2-3=30mm。5.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,齿轮与齿轮间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=14mm，低速级小齿轮的轮毂长L=75mm，则 L3-4=T+s+a+(55-52)=14+8+16+3=41mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=30+20+16+8-6=68mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位齿轮，大带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按d4-5由表6-1查得平键截面bh=10mm8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴轴的配合为H7/n6;同样，大带轮与轴的连接，选用平键bh=8mm7mm,长度取46mm，配合选取H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，此处选用轴的直径尺寸公差m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角2450，各轴肩处的圆角半径取1.6.II 轴：轴的最小直径处显然是2端与轴承配合的部分（1）装配方案：轴的左端与滚动轴承相连，从左到右依次连接高速级大齿轮，低速级小齿轮，滚动轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.d1=50mm，故d1-2=50mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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d1-2=50mm，由轴承产品目录中 初步选取单列滚子轴承32010，其尺寸为dDT=50mm80mm20mm,故d1-2=d7-8=50mm;右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。2.取安装齿轮处的轴段2-3的直径d2-3=56mm;大齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度50mm，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L2-3=46mm。大齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径d3-4=64mm.轴环宽度b1.4h=5.6mm，取L5-6=6mm。3.小齿轮处轴端6-7的直径d6-7=56mm，小齿轮的右端与右端轴承间采用套筒定位。故取L7-8=70mm。小齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径d3-4=64mm.轴环宽度b1.4h=5.6mm，取L5-6=6mm。取d4-5=60mm。4.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,齿轮与齿轮间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=20mm，低速级小齿轮的轮毂长L=75mm，则 L1-2=T+s+a+(50-46)=20+8+16+4=48mm L7-8=T+s+a+(75-70)=20+8+16+5=49mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位齿轮轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按d2-3和d6-7由表6-1查得平键截面bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为38mm与60mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴轴的配合为H7/n6;（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角2450，各轴肩处的圆角半径取2.0III 轴：轴的最小直径显然是安装联轴器的直径等于68mm。（1）装配方案：轴的左端与滚子轴承相连，从左到右依次连接低速级大齿轮，滚动轴承，联轴器。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足联轴器的轴向定位要求，最右端需制出一轴肩，故取d6-7=72mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=75mm。联轴器与轴配合的孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比L1略短一些，现取L7-8=80mm。2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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d6-7=72mm，由轴承产品目录中 初步选取单列滚子轴承32915，其尺寸为dDT=75mm105mm20mm,故d1-2=d5-6=75mm;而L1-2=20mm.左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32914型轴承的定位轴肩高度h=3mm,故取d2-3=81mm.3.取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=68mm;齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度70mm，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L4-5=66mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径d3-4=78mm.轴环宽度b1.4h=7.0mm，取L3-4=7mm。4.轴承端盖的总宽度10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器左端面的距离L=20mm，故取L6-7=30mm。5.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,齿轮与齿轮间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=14mm，低速级小齿轮的轮毂长L=75mm，则 L5-6=T+s+a+(70-66)=20+8+16+4=48mm L2-3=L+c+a+s-L3-4=30+20+16+8-7=67mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位齿轮，联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按d4-5由表6-1查得平键截面bh=20mm12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为55mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴轴的配合为H7/n6;同样，联轴器与轴的连接，选用平键bh=20mm12mm,长度取60mm，配合选取H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，此处选用轴的直径尺寸公差m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角2450，各轴肩处的圆角半径取2.0卷筒轴：轴的最小直径处在联轴器d=68mm。卷筒轴的轴承受力分析与3轴类似，就不做分析了。（1）装配方案：轴的左端与联轴器相连，从左到右依次连接向心滚子轴承，卷筒，向心滚子轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足联轴器的轴向定位要求，最左端需制出一轴肩，故取d2-3=72mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=75mm。联轴器与轴配合的孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mm。2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选择单列滚子轴承。参照工作要求并根据d2-3=72mm，由轴承产品目录中 初步选取单列圆锥滚子轴承32915，其尺寸为dDT=75mm105mm20mm,故d3-4=d5-6=75mm;取d4-5=81mm.3.取安装套筒处的轴段4-5的直径d4-5=81mm;套筒的左端与左端轴承之间采用小套筒定位。假设套筒轮毂的宽度100mm，为了使小套筒端面可靠地压紧套筒，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4-5=90mm。套筒的右端情况与左端一致。L3-4=L5-64.轴承端盖的总宽度10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器左端面的距离L=20mm，故取L2-3=30mm。5.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,齿轮与齿轮间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=14mm，低速级小齿轮的轮毂长L=75mm，则 L3-4=L5-6 = T+s+a+(50-45)=20+8+16+5=49mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。联轴器与轴的连接，选用平键bh=20mm12mm,长度取60mm，配合选取H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，此处选用轴的直径尺寸公差m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角2450，各轴肩处的圆角半径取2.0综上，1轴：L1-2=56mm，L2-3=30mm，L3-4=41mm，L4-5=52mm，L5-6=6mm，L6-7=68mm，L7-8=14mm d1-2=25mm,d2-3=30mm,d3-4=35mm,d4-5=38mm,d5-6=46mm,d6-7=45mm,d7-8=35mm 单列圆锥滚子轴承型号：329072轴：L1-2=48mm，L2-3=46mm，L3-4=6mm，L4-5=50mm，L5-6=6mm，L6-7=70mm，L7-8=49mm d1-2=50mm,d2-3=56mm,d3-4=64mm,d4-5=60mm,d5-6=64mm,d6-7=56mm,d7-8=50mm 单列圆锥滚子轴承型号：320103轴：L1-2=20mm，L2-3=67mm，L3-4=7mm，L4-5=66mm，L5-6=48mm，L6-7=30mm，L7-8=80mm d1-2=75mm,d2-3=81mm,d3-4=78mm,d4-5=68mm,d5-6=75mm,d6-7=72mm,d7-8=68mm 单列圆锥滚子轴承型号：32915套筒轴：L1-2=80mm，L2-3=30mm，L3-4=49mm，L4-5=90mm，L5-6=49mm d1-2=68mm,d2-3=72mm,d3-4=75mm,d4-5=81mm,d5-6=75mm 单列圆锥滚子轴承型号：32915第五节、键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与链轮之间的键为键5。 键的类型图如下： 5.1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（A型） b= 8 mm h=7mm L=28mm 键2：圆头普通平键（A型） b=14mm h=9mm L=45mm键3：圆头普通平键（A型） b=14mm h=9mm L=63mm 键4：圆头普通平键（A型） b=20mm h=12mm L=56mm 键5：圆头普通平键（A型） b=16mm h=10mm L=40mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距T1=34.12Nm键2受到的转距T2=97.78Nm键3受到的转距T2=97.78Nm键4受到的转距T4=357.58Nm键5受到的转距T5=357.58Nm键的材料为钢，轻微冲击，为100120Mp，取=110 Mp键的校核公式：（k=0.5h l=L-b d为轴的直径）所以：校核第一个键：校核第二个键：校核第三个键：校核第四个键：校核第五个键：第六节、轴承的润滑及密封 根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处，都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽