带式运输机传动装置设计.docx

广州大学机械设计制造及其自动化特色专业机械设计报告设计题目：带式运输机传动装置设计专业班级：机械125班姓 名： 学 号： 指导老师: 完成日期：2014年01月14日目录一、设计任务书3二、设计方案4三、电机选择及传动比分配5四、皮带传动的设计6五、二级圆柱齿轮减速器齿轮设计71.齿轮减速箱高速级齿轮组设计72.齿轮减速箱低速级齿轮组设计123.各齿轮设计数据16六、轴的设计及校核171.中间轴设计及其校核172.高速轴设计及其校核223.低速轴设计及其校核264.各轴主要数据30七、轴承设计301.中间轴的轴承设计312.高速轴的轴承设计313.低速轴的轴承设计32八、减速器箱体的结构尺寸33九、润滑油选择计算34十、装配图与零件图34十一、设计小结34十二、参考文献35带式运输机传动装置设计说明书一、 设计任务书1. 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2. 使用折旧期：8年；3. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4. 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5. 运输带速度允许误差：5%；6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。7. 参数选择如下：运输带工作拉力F/N运输带工作速V/(m/s)卷筒直径D/mm23001.1300注：运输带与卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。二、 设计方案方案方案说明方案一V带加二级圆柱直齿轮减速器优点：皮带传动平稳，二级齿轮减速器能实现比较大的减速比。缺点：用直齿与斜齿相比，能够承载的速度要小。方案二V带加二级圆柱斜齿轮传动优点：二级齿轮减速器可以实现较大减速比，斜齿可以承受比较高的速度。缺点：斜齿轮加工困难，耗时和费用比较高。方案三V带加单级圆柱直齿轮减速器优点：结构简单，零件较少。缺点：减速比较低，不适宜用速度较大的电机。结论根据方案的优缺点比较，选择第三个方案。三、 电机选择及传动比分配计算项目计算及说明结论电机功率确定及型号选定由设计数据算得卷筒的转速及其输出功率。n卷=v1000D60=1.1100030060=70.028r/minp输出=FV=23001.1=2.53kw取v带传动效率1=0.95，取单级直齿圆柱齿轮对传动效率2=0.97，取滚动轴承传动效率3=0.95，取联轴器传动效率4=0.98，则可以求得电机最小功率Pmin=P输出12334=3.27kw,故选择电机功率P=4kw。初选电机电机型号Y112M-4，电机功率P=4kw。转速n1=1440r/min,轴头直径28-0.004+0.009mm。计算得的总传动比i=20.56，试分配传动比：带传动it1=2，减速器传动比it2=iit1=20.562=10.28。电机电机型号Y112M-4；电机功率P=4kw；转速n1=1440r/min；轴头直径28-0.004+0.009mm。四、 皮带传动的设计计算项目计算及说明结论确定计算功率 由机械设计表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.14kw=4.4kw。Pca=4.4kw选择V带的带型根据Pca，n1，由机械设计图8-11选用A型带。A型带确定带轮的基准直径dd并验算带速v（1） 初选小带轮的基准直径dd1机械设计表8-7和8-9，取小带轮的基准直径dd1=100mm。（2） 验算带速v0v0=dd1n160100=1001440601000m/s=7.54m/s。因为5m/sv120 包角1=169计算带的根数Z（1） 计算单根v带的额定功率Pr。由dd1=100mm和n1=1440r/min，查机械设计表8-4得P0=1.32kw。根据n1=1440r/min，i=2和A型带，查机械设计表8-5得P0=0.17kw。查机械设计表8-6得K=0.99，查机械设计表8-2得KL=0.98。于是Pr=P0+P0KKL=1.32+0.170.990.98kw=1.45kw。（2） 计算v带的根数Z。z=PcaPr=4.41.45=3.04，取4根。z=4计算单根v带的初拉力F0由机械设计表8-3的A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500(2.5-K)PcaKzv+qv2=5002.5-0.994.40.9947.54+0.1057.542N=118N。F0=118N计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24118sin1692N=940N。Fp=940N主要设计结论选用A型普通V带4根，带基准长度1550mm。带轮基准直径dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=513.75583.5mm。单根带初拉力F0=118N。带传动比i1=2，齿轮组减速箱传动比i齿轮=10.28，分配传动比：第一级齿轮传动比i2=3，第二季齿轮传动比i3=3.43。五、 二级圆柱齿轮减速器齿轮设计1. 齿轮减速箱高速级齿轮组设计计算项目计算及说明结论选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1） 选用直齿轮圆柱齿轮传动，压力角为20。（2） 带式输送机为一般工作机器，查机械设计表10-6，选用7级精度。（3） 查机械设计表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度240HBS。（4） 选择小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=243=72，取z2=73。圆柱齿轮传动，7级精度，z1=24，z2=73。按齿面接触疲劳强度设计（1） 由机械设计式10-11试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2确定公式中的各参数1) 试代KHt=1.3.2) 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106Pn1=9.551064720Nmm=5.3104Nmm3) 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1。4) 由机械设计图10-20查得区域系数ZH=2.5。5) 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。6) 由机械设计式10-9计算接触疲劳强度用重合系数Z。a1=cos-1Z1cosZ1+2ha*=cos-124cos2024+21=29.841a2=cos-1Z2cosZ2+2ha*=cos-173cos2073+21=23.85=Z1tana1-tan+Z2tana2-tan2=24tan29.841-tan20+75tan23.85-tan202=5.03+5.862=1.733 Z=4-3=4-1.7333=0.8707) 计算接触疲劳许用应力H。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlin1=600MPa，Hlin2=550MPa。由机械设计式10-15计算应力循环次数：N1=60n1jLh=607201283008=1.67109N2=N1=1.671093=5.53108 由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98。取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计式10-14得H1=KHN1Hlin1s=0.956001MPa=570MPaH2=KHN2Hlin2s=0.985501MPa=539MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H1=H2=539MPa。（2） 试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZ2=321.35.310413+13(2.5189.80.870593)2mm=44.654mm。（3） 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备a) 圆周速度V。v=d1tn1601000=44.654720601000m/s=1.68m/sb) 齿宽b=dd1t=144.654mm=44.654mm 计算实际载荷系数KHa) 由机械设计表10-2查得使用系数KA=1。b) 根据v=1.68m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。c) 齿轮的圆周力。Ft1=2T1d1t=25.310444.654N=2.374103NKAFt1b=12.37410344.654N/mm=53.164N/mm100N/mm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2。d) 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承不对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.162。由此得到实际载荷系数KH=KAKVKHHH=11.051.21.162=1.464 由机械设计式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=44.65431.4641.3=46.46mm级相应的齿轮模数m=d1z1=46.4624=1.936mmm=1.936mm按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 有机械设计式10-7试算模数，即mt32KFtT1YdZ12(YFYSF)确定公式中的各参数值1) 试选KFt=1.32) 有机械设计式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y=0.25+0.75=0.25+0.751.733=0.6833) 计算YF0YSF由机械设计图10-17查得齿形系数YF1=2.65， YF1=2.65。由机械设计图10-18查得应力修正系数YS1=1.58，YS2=1.82。由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.853001.4MPa=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4MPa=238.86MPaYF1YS1F1=2.651.58303.57=0.0138YF2YS2F2=2.171.82238.86=0.0165因为大齿轮的YFYSF大于小齿轮，所以取YFYSF=YF2YS2F2=0.0165（2） 试算模数mt32KFtT1YdZ12YFYSF=321.35.31040.68312420.0165mm=1.392mm调整齿轮模数（1） 计算实际载荷系数前的数据准备1) 圆周速度V0d1=m1z1=1.39224mm=33.40mmv=d1n1601000=33.40720601000m/s=1.26m/s2) 齿宽b0b=dd1=133.40mm=33.40mm3) 宽高比bhh=2ha*+c*mt=21+0.251.392mm=3.132mmbh=33.403.132=10.67（2） 计算实际载荷系数KF1) 根据v=1.26m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数KV=1.04。2) 由Ft1=2T1d1=25.310433.40N=3.17103N，KAFt1b=13.1710333.40n/mm=95N/mm100N/mm，查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.0。3) 由机械设计表10-4用插值法查得KH=1.160，结bh=10.67，查机械设计图10-13，得KF=1.140。则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.041.01.140=1.19（3） 由机械设计式10-13，可得按实际载荷系数算的齿轮模数m=mt3KFKFt=1.61031.191.3mm=0.97mm对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的模数m大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疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数0.97mm并究竟圆整为标准值m=1mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=46.46mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=46.461=46.46。取z1=47，则大齿轮齿数z2=uz1=347=141，取z2=142，z1，z2互为质数。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。几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1=z1m=471mm=47mmd2=z2m=1411mm=142mm（2） 计算中心距a=d1+d22=47+1422mm=94.5mm（3） 计算齿轮宽度b=dd1=147mm=47mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般小齿轮略为加宽5-10mm，即b1=b+510mm=47+510mm=5257mm。取b1=55mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=47mm。主要设计结论齿轮齿数z1=47，z2=142。模数m=1mm，压力角=20，中心距a=94.5mm，齿宽b1=55mm，b2=47mm。小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。第一级齿轮传动比i2=14247=3.02，第二级齿轮传动比i3=ii1i2=20.5623.02=3.4。2. 齿轮减速箱低速级齿轮组设计计算项目计算及说明结论选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1） 选用直齿轮圆柱齿轮传动，压力角为20。（2） 带式输送机为一般工作机器，查机械设计表10-6，选用7级精度。（3） 查机械设计表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度240HBS。（4） 选择小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4=uz3=243.4=81.6，取z2=83。圆柱齿轮传动，7级精度，z3=24，z4=83。按齿面接触疲劳强度设计（1） 由机械设计式10-11试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2确定公式中的各参数1) 试代KHt=1.3.2) 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106Pn1=9.551064239Nmm=1.6105Nmm3) 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1。4) 由机械设计图10-20查得区域系数ZH=2.5。5) 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。6) 由机械设计式10-9计算接触疲劳强度用重合系数Z。a1=cos-1Z1cosZ1+2ha*=cos-124cos2024+21=29.841a2=cos-1Z2cosZ2+2ha*=cos-183cos2083+21=23.42=Z1tana1-tan+Z2tana2-tan2=24tan29.841-tan20+75tan23.42-tan202=5.03+5.202=1.628 Z=4-3=4-1.6283=0.8897) 计算接触疲劳许用应力H。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlin1=600MPa，Hlin2=550MPa。由机械设计式10-15计算应力循环次数：N1=60n1jLh=602391283008=5.5108N2=N1=5.51083=1.84108 由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98。取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计式10-14得H1=KHN1Hlin1s=0.956001MPa=570MPaH2=KHN2Hlin2s=0.985501MPa=539MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H1=H2=539MPa。（2） 试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZ2=321.31.610513.4+13.4(2.5189.80.889593)2mm=64.83mm。（3） 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备a) 圆周速度V。v=d1tn1601000=64.83239601000m/s=0.811m/sb) 齿宽b=dd1t=164.83mm=64.83mm 计算实际载荷系数KHe) 由机械设计表10-2查得使用系数KA=1。f) 根据v=0.811m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数Kv=1.02。g) 齿轮的圆周力。Ft1=2T1d1t=21.610564.83N=4.9103NKAFt1b=14.910364.83N/mm=75.5 N/mm100N/mm，查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.0。3) 由机械设计表10-4用插值法查得KH=1.159，结bh=10.67，查机械设计图10-13，得KF=1.180。则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.011.01.180=1.19（3） 由机械设计式10-13，可得按实际载荷系数算的齿轮模数m=mt3KFKFt=2.0131.191.3mm=1.95mm对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的模数m大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疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.95mm并究竟圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.77mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=62.772=31.38。取z1=32，则大齿轮齿数z2=uz1=3.432=108.8，取z2=109，z1，z2互为质数。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。几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1=z1m=322mm=64mmd2=z2m=1092mm=218mm（2） 计算中心距a=d1+d22=64+2182mm=141mm（3） 计算齿轮宽度b=dd1=132mm=32mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般小齿轮略为加宽5-10mm，即b1=b+510mm=32+510mm=3742mm。取b1=40mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=32mm。主要设计结论齿轮齿数z3=32，z4=109。模数m=2mm，压力角=20，中心距a=141mm，齿宽b1=40mm，b2=32mm。小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。3. 各齿轮设计数据名称符号单位齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4模数mmm1122齿数z4714232109分度圆直径dmm4714264218压力角20202020齿宽bmm55474032圆周速度vm/s1.770.80中心距amm945141六、 轴的设计及校核1. 中间轴设计及其校核计算项目计算及说明结论已知条件若取取v带传动效率1=0.95，取单级直齿圆柱齿轮对传动效率2=0.97，取滚动轴承传动效率3=0.95，则P2=P123=40.950.970.95=3.50kw，又n2=239r/min，于是T2=9550000p2n2=95500003.5239Nmm140000Nmm。齿轮分度圆直径d2=142mm，d3=64mm，齿轮宽b2=47mm，b3=40mm。1=0.952=0.973=0.95P2=3.5kwT2=140000Nmm选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量级结构尺寸无特殊要求，故由减速器设计表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理初算轴径查减速器设计表9-8得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值C=110，则dmin=C3p2n2=11033.5239mm=26.91mm。初选深沟球轴承代号6207。dmin=26.91mm结构设计轴的结构构想图如图所示：（1） 轴承部件设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计（2） 轴承的选择与轴段及轴段的设计该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮无轴向力存在，选用深沟球轴承。轴段、上安装轴承，又应符合轴承内径系列。暂取轴承6207。由减速器设计表11-9得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，定位轴肩直径da=42mm，外径定位直径Da=65mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19mm，故d1=35mm。通常一个轴上的两个轴承取相同型号，则d5=35mm。（3） 轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=37mm。齿轮2轮毂宽度范围为1.21.5d2=44.455.5mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=47mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=40mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2=38mm， L4=45mm。（4） 轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为0.070.1d2=2.593.7mm，取其高度为h=3.5mm，故d3=44mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为1=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为3=10mm，则箱体内壁之间的距离为Bx=21+3+b3+b2=210+10+40+47mm=117mm。（5） 轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为L1=B+1+4mm=17+12+10+4mm=43mm。轴段的长度和轴段的长度相等为L5=43mm，L2=b3-2mm=40-2mm=38mm，L3=10mm，L4=b2-2mm=47-2mm=45mm。（6） 轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=19mm，可得轴的支点及受力点间的距离为l1=L1+b32-a3mm=43+402-19mm=44mml2=L3+b2+b32=10+47+402mm=53.5mml3=L5+b22-a3mm=43+472-19mm=47.5mmL1=43mmL2=38mmL3=10mmL4=45mmL5=43mml1=44mml2=53.5mml3=47.5mm键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查减速器设计表8-31得键的型号分别为键10836 GB/T 1096-1990和键10840 GB/T 1096-1990。轴的受力（1） 画轴的受力简图（2） 计算支承反力在水平面上为Fr2=Fr1=2T1d2=20.955.3104142N=710NFt2=Fr2tana=710tan20 N=258.2NFr3=2T2d3=21.410564N=4375NFt3=Fr3tana=4375tan20 N=1592.4N由轴的结构设计可知，l1=44mm,l2=53.5mm,l3=47.5mm由理论力学可算得FNH1=656.8N，FNH2=1193.8N, FNV1=850.18N,FNV2=2814.82N在H面最大弯矩MH=FNH2l3=1193.847.5mm=56705.5Nmm在V面最大弯矩MV=FNV2l3=2814.8247.5mm=133703.95Nmm最大弯矩M=MH2+MV2=145231.8Nmm校核轴的强度危险面发生在齿轮3的中心剖面处该截面的抗弯截面系数为W=0.1d23=0.1373mm3=5065.3 mm3抗扭截面系数为W=0.2d23=0.2323mm3=10130 mm3齿轮3剖面左侧弯曲应力为=MW=145231.8 5065.3MPa=28.7MPa扭剪应力为=T2W=1.410510130MPa=13.9MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为b=2+4()2=28.72+4(0.613.9)2MPa=33.2MPa因为b,故齿轮3的中心剖面处的左侧为危险截面由减速器设计实例精解表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa，由减速器设计实例精解表8-32查得轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，b-1b，所以强度满足要求。校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为P1=4T2d2hL1=41.410537843MPa=44.0MPa齿轮3处键连接的挤压应力为p2=4T2d4hL2=41.410537838MPa=49.8MPa取键、轴及齿轮的材料都为钢，由减速器设计实例精解表8-33查得p=125150MPa, P1p, p2Lh, Lh2Lh，故轴承寿命足够2. 高速轴设计及其校核计算项目计算及说明结论已知条件若取v带传动效率1=0.95，则P1=P=40.95=3.8kw，又n1=720r/min，于是T1=9550000p2n2=95500003.8720Nmm50403Nmm。齿轮分度圆直径d1=47mm齿轮宽b1=55mm。1=0.95P1=3.8kwT1=50403Nmm选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量级结构尺寸无特殊要求，故由减速器设计表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理初算轴径查减速器设计表9-8得C=106135，考虑轴端不承受转矩，又承受弯矩，故取较小值C=120，则dmin=C3p1n1=12033.8720mm=20.9mm。轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为dmin=20.91.031.05=21.521.9。取dmin=22mm。初选深沟球轴承代号6206。dmin=22mm结构设计轴的结构构想图如图所示：（1） 轴承部件设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计。（2） 轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步根据上面的计算结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径d1=22mm，带轮轮毂的宽度1.52.0d1=3344mm，结合带轮结构，取其带轮轮毂的宽度L带轮=42mm，轴段的长度应略小于轮毂宽度，取L1=40mm。（3） 轴段和密封圈的设计在确定轴段的轴径是应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=0.070.1d1=0.050.122mm=1.12.2mm。轴段的轴径取d2=24.426.4mm。其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查机械设计手册选用毡圈25 JB/ZQ 46091997，则d2=25mm。（4） 轴承与轴段及轴段考虑到齿轮没有轴向力的存在，选用深沟球轴承，暂取轴承6206。由减速器设计表11-9得轴承内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，定位轴肩直径da=36mm，外径定位直径Da=56mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=18mm，故d3=d6=30mm。通常一个轴上的两个轴承取相同型号，则d6=30mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=12mm，则L3=B+B1=16+12mm=28mm。同理，L6=B+B1=16+12mm=28mm。（5） 齿轮及轴段该段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，d5应略大于d3，可初定d5=32mm，查机械设计手册可得该处键的截面尺寸为bh=108mm，初选键10850 GB/T 1096-1990。L5=b1-2mm=55-2mm=53mm。（6） 轴段的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，齿轮右端面距箱体内壁距离为1=10mm，则该轴段长度L4=Bx-21-B1=117-210-55mm=42mm。d4=32+5mm=37mm。（7） 轴承的长度 对于两极直齿圆柱齿轮减速器，其壁厚的计算公式为=0.025a+3其中，a为低速级中心距。由前述计算可知，a=94.5mm。带入可得=0.025a+3=0.02594.5+3mm=5.36mm取壁厚=8mm。另取K=15mm，Bd=10mm，1=2mm，则L2=15+1+10+2+8mm=36mm（8） 轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=18mm，可得轴的支点及受力点间的距离为l1=72mml2=91.5mml3=49.5mmL1=40mmL2=36mmL3=38mmL4=42mmL5=53mmL6=42mml1=72mml2=91.5mml3=49.5mm键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查减速器设计表8-31得键的型号分别为键8740 GB/T 1096-1990和键10850 GB/T 1096-1990。轴的受力（3） 画轴的受力简图（4） 计算支承反力在水平面上为Fr1=2T1d1=25040347N=2144.8NFt1=Ft2=258.2N由l1=72mm，l2=91.5mm，l3=49.5mm可算得FNH1=90.6N，FNH2=167.6N, FNV1=752.9N,FNV2=1391.9NH面最大弯矩MH=FNH2l3=167.649.5mm=8296.2NmmV面最大弯矩MV=FNV2l3=1391.949.5mm=68899.05Nmm最大弯矩M=MH2+MV2=69396Nmm校核轴的强度危险面发生在齿轮1的中心剖面处该截面的抗弯截面系数为W=0.1d23=0.1323mm3=3276.8 mm3抗扭截面系数为W=0.2d23=0.2323mm3=6553.6 mm3齿轮1剖面左侧弯曲应力为=MW=69396 3276.8MPa=21.2MPa扭剪应力为=T1W=504036553.6MPa=7.7MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为b=2+4()2=21.22+4(0.67.7)2MPa=23.1MPa因为b,故齿轮1的中心剖面处的左侧为危险截面由减速器设计实例精解表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa，由减速器设计实例精解表8-32查得轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，b-1b，所以强度满足要求。为了更好地确定轴的强度，故对轴段进行校核，步骤同上，经校核b=50MPa，b-1b，可得轴的强度满足要求。校核键连接的强度带轮1处键连接的挤压应力为P1=4T1d2hL1=45040322740MPa=32.73MPa齿轮1处键连接的挤压应力为p2=4T1d4hL2=45040332850MPa=15.75MPa取键、轴及齿轮的材料都为45钢，由机械设计手册查得p=125150MPa, P1p, p2Lh, Lh2Lh，故轴承寿命足够3. 低速轴设计及其校核计算项目计算及说明结论已知条件若取取v带传动效率1=0.95，取单级直齿圆柱齿轮对传动效率2=0.97，取滚动轴承传动效率3=0.95，则P3=P12232=40.950.970.970.950.95=3.23kw，又n3=70.28r/min，于是T3=9550000p3n3=95500003.2370.28Nmm438908Nmm。齿轮分度圆直径d4=218mm，齿轮宽b4=32mm。1=0.952=0.973=0.95P3=3.25kwT3=438908Nmm选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量级结构尺寸无特殊要求，故由减速器设计表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理初算轴径查减速器设计表9-8得C=106135，考虑轴端承受转矩，只承受少量弯矩，故取值C=120，则dmin=C3p3n3=12033.2370.28mm=42.98mm。轴与联轴器连接，有一键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d142.