机械设计课程设计-带式输送机传动装置（含全套图纸） (2).doc

华南农业大学机械设计课程设计题目： 带式输送机传动装置 设 计 者： 学 号： 班 级： 05机化2班 学 院： 工 程 学 院 指导老师： 2008 年1月全套cad图纸，qq153893706目 录摘 要1、 总体分析.12、 电动机的选择 .23、 确定总传动比和分配各级传动比.34、 传动装置的运动和动力参数.45、 高速级齿轮的设计（斜齿圆柱齿轮）.46、 低速级及开式齿轮的设计（直齿圆柱齿轮）.97、 轴的设计与校核148、 轴承的校核299、 键及联轴器的选择与校核3310、 润滑与密封.3411、 箱体的设计.3512、 减速器附件的设计.3613、 设计总结.37附 录：（matlab代码）附录 1： 常用的线性插值函数39附录 2： 计算传动装置的运动和动力参数39附录 3： 直齿圆柱齿轮的设计与校核39附录 4： 高速轴的设计与校核(弯扭组合).42附录 5： 圆锥滚子轴承寿命计算43摘 要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式，具有很多优点。而由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。本传动方案是基于两级圆柱齿轮减速器上的带式输送机的传动装置。设计中从选择动力源，计算总体传动比，合理地分配各级传动比开始，到主体的对各级传动的啮合齿轮的设计、根据齿轮的尺寸对轴做了设计与校核，并且精确地校核了轴的疲劳强度。在设计轴的同时，选择了键与轴承并对他们做了校核，最后设计了箱体及辅助件的尺寸。由于图纸是表达设计者思想的最好语言，最后根据设计结果绘制三张零件图及装配图。本设计的亮点是主要结构均采用编程实现。编程有利于调整参数，比如在一次的设计中，如果不满足校核要求，可以按照教材上的调整方法调整其中的参数，不用在按照原来的步骤再作计算，大大减少了计算量，可以将设计者从繁杂的计算中解放出来。所编写的matlab代码，只需稍作修改，就可以应用于同类零件的设计与校核中，具有极强的应用价值。设计的不足之处是没有从经济的角度出发，没有解决机械的安全性与经济性之间的矛盾，这在实际大批量生产中是不可取的。如果时间充足，并且能够具有一定的经济效益的情况下，可以进一步完善程序，建立函数接口，联合信息学院的同学，做出一个小系统，只需要输入基本参数，就可以得出计算结果及校核情况。另外，还可以进行优化设计，建立相应的目标函数，将设计结果进行优化。通过这次课程设计，极大地提高了我对机械设计这门课程的掌握和运用，使我进一步熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。由于课程设计过程的固有特性要求我们在设计过程中禀承仔细、认真、耐心、实事求是的态度去完成这项课程。每根轴，每个螺钉都要根据实际情况，自己去查手册，决定选用何种规格是最优的。提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，建议多多开展类似这样的课程设计。最好能将自己的设计结果做成实体，进一步了解理论与实践之间的差距，那样将会更有意义。1、 总体分析1.1 设计任务设计题目：带式输送机传动装置传动方案：电动机两级圆柱齿轮减速器开式齿轮传动工作机设计参数：输送带的牵引力，输送带的速度为，提升机滚筒直径为。带式输送机传动简图如下：图中i为输送带鼓轮，ii为开式齿轮传动，iii为减速箱，iv为联轴器，v为电动机。说 明：1) 带式输送机机提升货物：谷物、型砂、碎矿石、煤等等。2) 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。3) 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。1.2 总体分析 减速器类型的选择：选用两级展开式圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。因为斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小，故高速级做成斜齿，低速级做成直齿，开式齿轮采用直齿传动。 各部件的选择目的分析过程选择结果动力源三相交流电三相异步电动机齿轮斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小；直齿经济。高速级做成斜齿，低速级做成直齿，开式齿轮做成直齿轴承输入轴（1轴）和中间轴（2轴）有一定的轴向力，输出轴（3轴）的轴向力较小。圆锥滚子轴承和深沟球轴承联轴器经济性和实用性并存弹性柱塞联轴器 辅助件的选择：观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。2、 电动机的选择2.1 选择电动机类型和结构型式工业上广泛使用三相异步电动机，对载荷平稳、不调速的、长期工作的机器，可采用鼠笼式异步电动机。y系列电动机为我国推广采用的产品，它具有节能、启动性能好等优点，适用于不含易燃、易爆和腐蚀性气体的场合以及无特殊要求的机械中。结合y系列电动机的优点，并且根据工作要求和条件，本传动方案选用y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2.2 确定电动机的功率 输送机主轴所需功率本方案已知输送带的牵引力和圆周速度（线速度），则在稳定运转状态下，输送机主轴上所需功率 所需电动机功率电动机所需功率式中：为电动机到输送机主轴之间的总效率。查阅机械设计课程设计表23，闭式圆柱齿轮一般按78级精度计算， 因此这里选用7级精度齿轮，其传动效率每对滚动轴承的传动效率 弹性连轴器的传动效率 开式圆柱齿轮的传动效率 输送带鼓轮的传动效率 因此总传动效率 代入数据得：因此电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率，故可以选择y系列三相异步电动机额定功率。2.3 确定电动机的转速输送机滚筒的工作转速：一级圆柱齿轮减速器传动比范围，开式圆柱齿轮传动比。因此电动机转速的可选范围为同一功率的异步电动机有3000r/min、1500 r/min、1000 r/min、750 r/min等多种同步速度。一般来说，电动机的同步转速愈高，则磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格较低；反之，转速愈低，外廓尺寸愈大，价格比较高。一般选用同步转速为1500 r/min和1000 r/min的电动机为宜。因此额定功率为4kw，同步转速为1500 r/min的y112m4型号或者同步转速为1000 r/min的y132m16两种型号电动机均比较合适。将两者技术参数的比较见下表：同步转速（r/min）满载转速（r/min）极数总传动比机座中心高（mm）机轴直径d（mm）伸出端安装长度（mm）y112m-415001440481.49411122860y132m1-61000960654.32941323880为了使总传动比不至于过大，以至增加整体尺寸，故选用同步转速为1000r/min的y132m1-6三相异步电动机。3、 确定总传动比和分配各级传动比3.1 计算总传动比电动机满载转速输送机滚筒的工作转速：总传动比：3.2 分配各级传动比开式圆柱齿轮的传动比范围是37，试取传动比为，则减速箱内齿轮的总传动比为。对于开式二级圆柱齿轮减速器，一般取，即参考机械设计课程设计表24，选取，（其中为高速级传动比，为低速级传动比）。4、 传动装置的运动和动力参数根据公式、 式中为第轴到第轴之间的参数，编写一小程序，输入电动机的输出功率及满载转速，运行结果如下：第 1 轴的运动和动力参数： 转速： n = 960.000 r/min 输入功率： p = 3.336 kw 输入转矩： t = 33.189 n.m 第 2 轴的运动和动力参数： 转速： n = 200.000 r/min 输入功率： p = 3.204 kw 输入转矩： t = 153.000 n.m 第 3 轴的运动和动力参数： 转速： n = 56.497 r/min 输入功率： p = 3.077 kw 输入转矩： t = 520.171 n.m 第 4 轴的运动和动力参数： 转速： n = 17.655 r/min 输入功率： p = 2.865 kw 输入转矩： t = 1549.693 n.m将上面传动装置的运动和动力参数归纳如下表： 轴号参数电机轴0高速轴1中间轴2低速轴3滚筒轴4转速n96096020056.49717.655输入功率p3.373.3363.2043.0772.865输入转矩t33.189153.000520.1711549.693传动比14.83.543.2传动效率0.99000.96040.96040.93105、 高速级齿轮的设计（斜齿圆柱齿轮）基本传动参数：转速：，输入功率：，传动比：； 目的分析过程结果选精度等级、材料和齿数1 ) 为了获得较小的传动几何尺寸，选用斜齿圆柱齿轮传动。2 ) 输送机为一般工作机器，速度不高，可以选用7级精度。3 ) 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为hbs，二者材料硬度差为hbs。选择小齿轮齿数，大齿轮齿数4 ) 选取螺旋角。初选螺旋角两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，所以法向压力角按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 确定公式内的各计算数值1) 试选2) 由图，选取区域系数3) 由图查得4) 计算小齿轮传递的转矩5) 由表选取齿宽系数6) 由表查得材料的弹性影响系数7) 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度1.4极限，大齿轮的接触疲劳强度极限8) 由式计算应力循环次数9) 由图查得接触疲劳强度寿命系数，10) 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为s=1，由式得目的分析过程结果 按齿面接触强度设计 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2) 计算圆周速度3) 计算齿宽及模数4) 计算纵向重合度5) 计算载荷系数k.。已知使用系数根据，7级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得7) 计算模数纵向重合度又称轴向重合度模数：目的分析过程结果按齿根弯曲强度设计由式 确定计算参数1) 计算载荷系数2) 根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数3) 计算当量齿数4) 查取齿形系数由表查得 5) 查取应力校正系数由表查得 6) 由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限7) 由图查得弯曲疲劳强度寿命系数8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.4，由式得 9) 计算大小齿轮的并加以比较：显然大齿轮的数据大。目的分析过程结果按齿根弯曲强度设计 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则因此取确定时取较大的数值，安全。几何尺寸计算1) 计算中心距将中心距圆整为121mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角因值几乎没有改变，故参数、等不必修正。3) 计算大、小齿轮的分度圆直径4) 计算大、小齿轮的齿根圆直径 5) 计算大、小齿轮的齿顶圆直径 6) 计算齿轮宽度圆整后取；中心距螺旋角分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径 所以，小齿轮做成实心结构；大齿轮做成腹板结构。 齿轮宽度6、 低速级及开式齿轮的设计（直齿圆柱齿轮）齿轮传动不仅要满足齿根弯曲疲劳强度，还要满足齿面接触疲劳强度。本设计参考文献2 ，采用编程实现，与教材上的方法略有区别，设计参数较教材上偏于安全。程序的大体思想可以用下面流程图表示：6.1 低速级齿轮的设计基本参数：转速：，输入功率：，传动比：；根据上面的流程图，编写程序（见附录）。按照以下步骤操作：step 1 选定齿轮材料、精度等级、材料及齿数1 ) 根据传动方案，选用直尺圆柱齿轮传动。2 ) 输送机为一般工作机器，速度不高，可以选用7级精度。3 ) 为了减少材料的品种和工艺要求，对于同一减速器中的各级传动的小齿轮（或大齿轮）的材料，如果没有特殊的要求，应选用相同的牌号。因此低速级的小齿轮材料仍选用40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料选用45钢（调质），硬度为240hbs。4 ) 选择选小齿轮齿数，。step 2 选择载荷系数及齿宽系数1 ) 选择载荷系数 2 ) 选择齿宽系数 3 ) 材料的弹性影响系数 step 3 计算齿轮齿根弯曲疲劳许用应力因此需要查取齿轮的弯曲疲劳强度极限、弯曲疲劳寿命系数和安全系数。1 ) 由图10-20c查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2 ) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数： 3 ) 取弯曲疲劳安全系数为s=1.44 ) 由表10-5，查取齿形系数： 5 ) 由表10-5，查取应力校正系数： step 4 计算齿轮齿面接触疲劳强度许用应力1 ) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限2 ) 计算应力循环次数确定接触疲劳寿命系数 由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 3 ) 失效概率为1%，安全系数为s=1。step 5 以下计算和校核均由matlab完成。运行结果如下： * 圆柱齿轮传动设计 * 主动轮传递功率(kw) p1 =3.204 主动轮转速(r/min) n1 =200 传动比 i =3.54 试选载荷系数 kt=1.3小齿轮的硬度 hbs1280大齿轮的硬度 hbs2240 选择齿宽系数： fd = 1 = 已知条件 =齿面硬度类别：软齿面类型 主动轮传递功率 p1 = 3.204 kw 主动轮转速 n1 = 200.000 r/min 传动比 i = 3.540 载荷系数 k = 1.300 齿高系数 ha* = 1.000 顶隙系数 c* = 0.250 齿宽系数 fd = 1.000 (*以下计算齿轮齿根弯曲疲劳许用应力*) 输入小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 kfn1=0.94 输入大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 kfn2=0.96 输入小齿轮的弯曲疲劳强度极限(mpa) genfe1=500 输入大齿轮的弯曲疲劳强度极限(mpa) genfe2=380 请给出您的弯曲疲劳的安全系数 sg =1.4 小齿轮齿根弯曲许用应力 cfp1 = 335.714 mpa 大齿轮齿根弯曲许用应力 cfp2 = 260.571 mpa (*以下计算齿轮齿面接触疲劳许用应力*) 输入小齿轮的接触疲劳寿命系数 khn1=0.955 输入大齿轮的接触疲劳寿命系数 khn2=0.98 输入小齿轮的接触疲劳强度极限(mpa) mianfe1=600 输入大齿轮的接触疲劳强度极限(mpa) mianfe2=550 请给出您的接触疲劳的安全系数 s =1 小齿轮齿面接触许用应力 chp1 = 573.000 mpa 大齿轮齿面接触许用应力 chp2 = 539.000 mpa 闭式软齿面齿轮传动小齿轮齿数范围是：20-30 输入小齿轮齿数 z1 = 24 大齿轮齿数 z2 = 85 主动轮传递的转矩 t1 = 152991.000 n.mm *硬齿面齿轮传动-按照齿根弯曲强度确定齿轮模数* 查取齿形系数 yfa1 =2.65 查取齿形系数 yfa2 =2.21 查取应力校正系数 ysa1 =1.58 查取应力校正系数 ysa2 =1.775 *软齿面齿轮传动-按照齿面接触强度确定齿轮直径* 请在表106中查取材料的弹性影响系数 ze=189.8* 校核* *按照齿根弯曲强度校核 ! * 满足齿根弯曲强度! = 输出齿轮传动参数的设计结果 = 小齿轮齿数 z1 = 24 大齿轮齿数 z2 = 85 齿轮副模数 mn = 4.00 mm 齿轮副中心距 a = 218.000 mm 小齿轮分度圆直径 d1 = 96.000 mm 大齿轮分度圆直径 d2 = 340.000 mm 小齿轮齿顶圆直径 da1 = 104.000 mm 大齿轮齿顶圆直径 da2 = 348.000 mm 小齿轮齿根圆直径 df1 = 86.000 mm 大齿轮齿根圆直径 df2 = 330.000 mm 小齿轮宽度 b1 = 103 mm 大齿轮宽度 b2 = 98 mm由于小齿轮的齿顶圆直径da1 = 104.000 mm，宜做成实心结构，大齿轮的齿顶圆直径da2 = 348.000 mm，做成腹板结构。6.2 开式齿轮的设计开式齿轮传动的参数：主动齿轮转速，输入到主动齿轮上的功率：，传动比i3.2。由于齿面磨损是开式齿轮传动的主要失效形式，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为准则即可。采用上面的程序，计算结果偏于安全，为了简化问题，不再对程序作修改。同样按照下面的步骤，只需要查取相应的参数输入程序即可。step 1 选定齿轮材料、精度等级、材料及齿数1 ) 开式齿轮传动，多选用直尺圆柱齿轮传动。2 ) 输送机为一般工作机器，速度不高，可以选用7级精度。3 ) 为了减少材料的品种和工艺要求，对于同一减速器中的各级传动的小齿轮（或大齿轮）的材料，如果没有特殊的要求，应选用相同的牌号。因此低速级的小齿轮材料仍选用40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料选用45钢（调质），硬度为240hbs。4 ) 开式齿轮传动推荐齿数为1720，这里选取小齿轮齿数，step 2 选择载荷系数及齿宽系数1 ) 选择载荷系数 2 ) 由于小齿轮是悬臂布置，由表，选择齿宽系数 3 ) 材料的弹性影响系数 step 3 计算齿轮齿根弯曲疲劳许用应力因此需要查取齿轮的弯曲疲劳强度极限、弯曲疲劳寿命系数和安全系数。1 ) 由图10-20c查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2 ) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数： 3 ) 取安全系数为s=1.44 ) 由表10-5，查取齿形系数： 5 ) 由表10-5，查取应力校正系数： step 4 计算齿轮齿面接触疲劳强度许用应力1 ) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限2 ) 计算应力循环次数确定接触疲劳寿命系数 由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 3 ) 失效概率为1%，安全系数为s=1。step 5 以下计算和校核均由matlab完成。运行结果如下： * 圆柱齿轮传动设计 * 主动轮传递功率(kw) p1 =3.077 主动轮转速(r/min) n1 =56.50 传动比 i =3.2 试选载荷系数 kt=1.5小齿轮的硬度 hbs1280大齿轮的硬度 hbs2240 选择齿宽系数： fd = 0.6 = 已知条件 =齿面硬度类别：软齿面类型 主动轮传递功率 p1 = 3.077 kw 主动轮转速 n1 = 56.500 r/min 传动比 i = 3.200 载荷系数 k = 1.500 齿高系数 ha* = 1.000 顶隙系数 c* = 0.250 齿宽系数 fd = 0.600 (*以下计算齿轮齿根弯曲疲劳许用应力*) 输入小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 kfn1=0.95 输入大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 kfn2=0.98 输入小齿轮的弯曲疲劳强度极限(mpa) genfe1=500 输入大齿轮的弯曲疲劳强度极限(mpa) genfe2=380 请给出您的弯曲疲劳的安全系数 sg =1.4 小齿轮齿根弯曲许用应力 cfp1 = 339.286 mpa 大齿轮齿根弯曲许用应力 cfp2 = 266.000 mpa (*以下计算齿轮齿面接触疲劳许用应力*) 输入小齿轮的接触疲劳寿命系数 khn1=0.96 输入大齿轮的接触疲劳寿命系数 khn2=0.98 输入小齿轮的接触疲劳强度极限(mpa) mianfe1=600 输入大齿轮的接触疲劳强度极限(mpa) mianfe2=550 请给出您的接触疲劳的安全系数 s =1 小齿轮齿面接触许用应力 chp1 = 576.000 mpa 大齿轮齿面接触许用应力 chp2 = 539.000 mpa 闭式软齿面齿轮传动小齿轮齿数范围是：20-30 输入小齿轮齿数 z1 = 18 大齿轮齿数 z2 = 58 主动轮传递的转矩 t1 = 520094.690 n.mm *硬齿面齿轮传动-按照齿根弯曲强度确定齿轮模数* 查取齿形系数 yfa1 =2.91 查取齿形系数 yfa2 =2.288 查取应力校正系数 ysa1 =1.53 查取应力校正系数 ysa2 =1.724 *软齿面齿轮传动-按照齿面接触强度确定齿轮直径* 请在表106中查取材料的弹性影响系数 ze=189.8* 校核* *按照齿根弯曲强度校核 !* 满足齿根弯曲强度! = 输出齿轮传动参数的设计结果 = 小齿轮齿数 z1 = 18 大齿轮齿数 z2 = 58 齿轮副模数 mn = 8.00 mm 齿轮副中心距 a = 304.000 mm 小齿轮分度圆直径 d1 = 144.000 mm 大齿轮分度圆直径 d2 = 464.000 mm 小齿轮齿顶圆直径 da1 = 160.000 mm 大齿轮齿顶圆直径 da2 = 480.000 mm 小齿轮齿根圆直径 df1 = 124.000 mm 大齿轮齿根圆直径 df2 = 444.000 mm 小齿轮宽度 b1 = 93 mm 大齿轮宽度 b2 = 88 mm由于小齿轮的齿顶圆直径da1 = 144 mm，宜做成实心结构，大齿轮的齿顶圆直径da2 = 480 mm ，做成腹板结构。7、 轴的设计与校核7.1 高速轴的设计设计目的计算及设计说明备注1、选择轴的材料2初步估算轴的最小直径3.轴 3 .轴的结构设计4求轴上的载荷5.按弯扭合成应力校核轴的强度6.精确校核轴的疲劳强度选取45钢，调质处理，由教材p362表151查得，其硬度为220hbs，抗拉强度极限b640mpa，屈服强度极限s355mpa，弯曲疲劳极限1275mpa，剪切疲劳极限1155mpa，许用弯应力1=60mpa。 由前面传动装置的参数知， 。根据教材表153，取112，于是按式152：对于直径100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%。然后将轴颈圆整为标准直径。所以 。显然高速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相配合，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩查表，取，则查机械设计手册（软件版），选用zlz1型弹性联轴器，其公称转矩为100nmm。半联轴器的孔径，联轴器长度, 半联轴器长度 拟定轴上零件的装配方案 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。(1) 半联轴器的孔径，联轴器长度, 半联轴器长度。为了满足联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制成轴肩的形式，故取ii iii段的直径=22mm，挡圈直径d=25 mm, =28mm。半联轴器与轴配合的孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故i ii段的长度应比略短一些，取（2）初选滚动轴承。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=22mm,初步选取单列圆锥滚子轴承30305,查得轴承参数：ddt =25 mm62 mm18.25 mm.所以，25mm，18.25mm 左端滚动轴承右侧采用轴肩进行轴向定位。取30305型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,因此，取28 mm 。（3）取安装齿轮处的轴段vii 的直径30 mm，齿轮的宽度为50mm,取46mm。（4）轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离l20mm， 故取50mm。（5）取齿轮距箱体内壁间距离a14mm。两大齿轮间的距离c=1015mm,为了便于计算取 c=12.5mm,则中间轴上的两齿轮距为10mm，1轴与2轴上的小齿轮间的距离为7.5mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，s12（d=1015mm），已知滚动轴承宽度t18.25mm，中间轴上的小齿轮齿宽为103mm则 s+a+103+7.5=136.5mmt+s+a+(50-46)=14+12=48.25 mm取轴环的宽度12mm，则124.5mm。（6）轴上零件的周向定位。斜齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。（7） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考教材表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径为r1.2mm（d为1830mm）和1.6（d为3050mm）。根据 轴上的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，由机械设计手册(软件版)r2.0查取30306型滚动轴承的a值：a20mm。则l1=98, l2= 159.75, l3=69.25因此，作为简支座的轴的支承跨距：l2+l3159.75mm+69.25mm229.00mm。1 ) 高速级小齿轮1的受力分析。圆周力： 径向力： 轴向力：2 ) 计算支反力水平面： mb0，ft1l3fah(l2+l3)0 f0 , ft1fahfbh=0垂直面 mb0, fa1fr1l3+ fav(l2+l3)0 , f0 fr1favfbv=03 ) 根据支反力，作出弯矩图；根据轴传递的扭矩，作出扭矩图。4 ) 计算合成弯距 mc1 mc2 由上面的分析过程，结合后面的弯扭校核，编程实现。运行结果如下： = 轴弯扭组合强度计算 = 轴的最小直径 d = 17.8125 mm 齿轮传递的圆周力 ft = 1590.2731 n 径向力 fr = 596.5316 n 轴向力 fa = 396.4996 n h面-a支座反力 fah = 480.9014 n b支座反力 fbh = 1109.3718 n 弯矩 mch = 76823.9937 n.mm v面-a支座反力 fav = 216.5273 n b支座反力 fbv = 380.0043 n 弯矩1 mcv1 = 34590.2431 n.mm 弯矩2 mcv2 = 26315.2960 n.mm 弯矩突变值 mc12 = 8274.9471 n.mm 集中力偶值 mcm = 8274.9471 n.mm 合成弯矩1 mc1 = 84252.0678 n.mm 合成弯矩2 mc2 = 81206.0393 n.mm 大齿轮传递转距 t2 = 33186.2500 n.m 按弯扭合成应力校核轴的强度 cca =32.0641 mpa= 按弯扭合成应力校核轴的强度 = 输入危险截面的直径(mm) d =28 按弯扭合成应力校核轴的强度 cca = 39.4374 mpa 60 mpa *满足轴的弯扭组合强度要求*从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面，现将计算出的截面c处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力()fah=480.9014fav =216.5273fbh1109.3718fbv =380.0043弯距m()mch = 76823.9937mcv1 = 34590.2431mcv2 = 26315.2960总弯距()mc1 = 84252.0678mc2 = 81206.0393扭距t()t2 = 33186.2500进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度。根据教材式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力已由前面查得许用弯应力1=60mpa，因此ca0.070.1d，取h4mm，则轴环处的直径d54mm。由1轴的计算可知轴环宽度l =10mm，其高度1.4 h=5.6mm满足轴肩定位要求。3）轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。4）为使中间轴上的大齿轮与高速轴上的小齿轮对齐和两端轴承的支持点在同一平面，即要满足l1+l2=170.25mm,l3=62.75mm，经计算得： l =25.5mm， l =28mm.大齿轮距箱体内壁之距离11.5mm，滚动轴承内圈距箱体内壁一段距离s，s25.5-14=11.5mm,右端轴承内侧离箱内壁的距离为28-3-11.5=13.5mm。至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。5）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键联接。平键的选择将在以后讨论。6) 确定轴上的圆角和倒角尺寸，参考教材表152，取轴段倒角为245，各轴肩处的圆角半径为r1.6mm3050mm和r=2.0mm(d=5080mm)根据轴上的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，由机械设计手册(软件版)r2.0查取30306型滚动轴承的a值：a17mm。经计算得：l1=156.75mm, l2=84mm, l3=52.25mmll1l2l3293mm轴承的载荷分析：1 ) 跟据轴的结构图及以上各段长度作出轴的计算简图。2 ) 计算作用在轴上的力 中间轴所传递的转矩 为： 轴上斜齿圆柱齿轮（d）圆周力： 径向力： 轴向力：轴上直齿圆柱齿轮（c）圆周力： 径向力：3 )