二级圆柱斜齿轮减速箱设计课程设计说明书(经供参考)

1、洛 阳 理 工 学 院 课程设计说明书课程名称： 机械课程设计 设计课题： 二级斜齿展开式减速箱 专 业： 材料成型及控制工程 指导教师： 张旦闻 班 级： 模具一班 姓 名： 刘可可 2013年06月25日目录第一章 机械设计课程设计任务书4第二章 传动装置的总体设计52.1 电动机的选择52.2 传动装置总体传动比和分配各级传动62.3 计算传动装置的运动参数和动力参数7第三章 V带的设计9第四章 齿轮传动设计114.1高速级齿轮传动设计114.2低速级齿轮传动设计18第五章 轴的设计255.1中间轴的设计与计算255.2 高速轴的设计与计算345.3 低速轴的设计与计算43第六章 减速器

2、箱体主要结构尺寸52第七章 减速器附件的选择547.1检查孔与检查孔盖547.2通气器547.3油标547.4起吊装置547.5放油螺塞547.6定位销547.7启盖螺钉547.8减速器润滑与密封557.8.1润滑方式557.8.2密封方式55第八章 心得体会56参考文献5757第一章 机械设计课程设计任务书题目 设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器 指导老师：张旦闻带式输送机减速器结构简图 1-轴、2-轴、3-轴、4-卷筒轴设计参数运输带工作拉力:F(N)=1200N运输带工作速度:V(m/s)=1.2m/s卷筒直径:D(mm)=400mm工作条件 连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有

3、粉尘； 运输带速度允许误差土5； 两班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑) 。加工条件 生产20台，中等规模机械厂，可加工 78级齿轮 设计工作量 1减速器装配图1张(AO或A1)； 2零件图13张；3设计说明书1份第二章 传动装置的总体设计2.1 电动机的选择 项 目 内 容结 果1.电动机的类型和结构形式 由于电动机的工作条件是连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘，Y系列（IP44）电动机全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，满足要求。Y系列（IP44）自扇冷式笼型三相异步

4、电动机2、选择电动机的容量 电动机所需工作功率为 Pd=工作机所需功率 Pw=1.44 kW传动装置的总效率为 = 1 2³3²4 查机械设计相关表可确定各部分效率：V带传动效率1=0.96：轴承效率（一对） 2=0.99：齿轮传动效率3=0.97:；联轴器的传动效率4 =0.99 代入得 =0.96×0.99³×0.97²×0.99=0.868 电动机的功率 Pd=1.66kW查机械设计课程设计手册表12-1可以选择Y系列三相异步电动机，电功率的额定功率 Po =2.2 kW ，满足 P0 Pd 要求Po =2.2 kW

5、3、电动机的转速 卷筒工作转速 r/min 查相关表可得V带传动的传动比常用范围为 =24， 二级援助减速器的传动比为=840， 则总传动比的范围为 =16160 ，故电动机的转速可选范围为 =（16160) ×57.3=916.89168 r/min符合这一转速范围的同步转速有1000 r/min 、1500 r/min 和3000 r/min ，根据电动机额定功率和转速，由Y系列（IP44）三相异步电动机的技术数据可得如下表格方案电动机型号额定功率/(Kw)同步 / 满载转速 nm/( r/min)电动机质量/Kg总传动比1Y90M-22.23000 / 28402549.562

6、Y100L1-42.21500 / 14303424.93Y112M-62.21000 / 9404516.4方案1：电动机的重量轻、价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，转速太大，故不可取。方案2和方案3相比较可知如侧重考虑电动机的重量和价钱，则选方案2，但综合考虑电动机的和传动装置的尺寸、重量以及总传动比，可以看出，如使传动装 n0=1430 r/min2.2 传动装置总体传动比和分配各级传动 项目 内 容 结 果1计算总传动比及分配各级传动比1计算总传动比及分配各级传动比（1）传动装置总传动比 =1440/57.3=24.96（2）分配各级传动比 取V带轮的

7、传动比为=2.8， 则减速器的总传动比： =24.96/2.8=8.91 ，（1.31.4） 取两级圆柱齿轮减速器的高级传动比： =3.47 = =2.57=24.96=3.47=2.572.3 计算传动装置的运动参数和动力参数 表 2-1 各轴功率、转速和转矩 项 目 内 容 结 果1.电动机 P0=Pd=1.66kW n0=nm=1430r/min N·mP0=1.66kWn0=1430r/minN·m 轴 P1=P0=1.66×0.96=1.59 kW N·mP1=1.59 kWN·m 轴 P2= P1=1.59×0.99

8、15;0.97=1.53 kW N·m P2=1.53 kW N·m 轴 P3= P2=1.53×0.99×0.97=1.47 kW N·mP3=1.47 kW N·m 卷筒P卷= P3=1.47×0.99×0.99=1.44 kW N·mP卷=1.44 kW N·m第三章 V带的设计项目 内容 结 果 1. 确定计算功率Pc Pc=KAP参考文献1表13-8得KA=1.2，所以Pc=1.2×1.66=1.99 kWKA=1.2，Pc=1.99 kW2. 选V带型号由Pc=1.99和n

9、0=1430r/min参考文献1查图13-15可知此点位于A型区域，故选A型V带3. 确定小带轮直径d1参考文献1查表13-9得d175mm,取d1=112mm（要大于或等于最小直径，并符合直径系列）d1=112mm4. 确定大带轮直径d2大带轮d2=id1(1),取弹性滑动率=0.02 则d2=id1(1)=2.5×112×0.98=246.96mm 查表13-9取d2=250mm实际传动比i=2.83从动轮的实际转速n1= =505.3r/min转速误差n=对于传送带装置，转速误差允许在±5范围内，d2=250mm5. 验算带速vm/s在规定的5 25 m/s

10、范围内V=6.74m/s合理6. 初选中心距a0a0=1.5（d1+ d2）=510mm ,取a0=500 mm符合0.7（d1+ d2）a02（d1+ d2）a0=500 mm7. 初选长度L0=1547mmL0=1547mm8 选择V带所需Ld参考文献1查13-2表，对A型带选用Ld=1600mmLd=1600mm9.实际中心距 aaa0+=mma=527mm10. 验算小带轮包角1=163°120°经计算，小带轮包角1取值合理1=163°11. 求V带轮根数由式13-15得Z=今n0=1430 r/min d1=250mm查表13-3得P0=1.07kW由公

11、式传动比 i=2.83参考文献1查表13-9得 kW由，在参考文献1查表13-7得 根据Ld=2000mm，参考文献1查表13-2得用z=取z = 2 根z = 2 13.求作用在带轮轴上的作用力FQ参考文献1查表13-1得q=0.1Kg/m有公式可得单根V带的初拉力作用在轴上的压力FQ=FQ=487N第四章 齿轮传动设计4.1高速级齿轮传动设计 已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：项目内 容结果1.选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表87，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=197286HB

12、S，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=158217HBS，取HBS2=190。按 估取圆周速度vt=1.5m/s, 查表11-2选公差等级8级小齿轮数 在推荐值2040选，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。 在推荐值 初选螺旋角HBS1=197286HBSHBS2=158217HBSvt=1.5m/s公差组8级合适(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩载荷系数K使用系数KA动载系数KVt齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数则动载系数的初选值齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u节点区域系数螺旋角

13、系数轴向重合度重合度系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数（不许有点蚀）最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应小齿轮分度圆直经初值法面模数中心距确定螺旋角小齿轮分度圆直径计算值计算圆周速度动载系数KVt齿间载荷分配系数动载系数修正小齿轮分度圆直径分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa1、YFa2应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN尺寸系数弯曲疲劳强度安全系数计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高h

14、a齿根高hf全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式818知设计公式：由式得：=29733N·mm查参考文献5中表85得：KA=1根据vt=1.5m/s，查参考文献5中图810得:KVt=1.1端面重合度 =1.69由参考文献5中图811得：由参考文献5中图813得：参考文献1查表11-4得：参考文献1查表11-6按齿轮相对轴承为非对称布置取 u=3.46查得：2.45由参考文献5中图88得： ZN1=1，ZN2=1由参考文献3中表810 得： SHmin=1由参考文献3中表89得接触接触疲劳极限Hlim1=600MPaHlim2=390MPa由参考文献5中式83得：MPa

15、 = 600MPa=MPa = 380MPa由于H2<H1，所以应取较小值H2代入计算=mmmm根据参考文献3中表81，取标准值mmmm圆整为mmm/s 根据v=1.56m/s，查参考文献5中图810得：KV=1.11端面重合度 =1.67由参考文献5中图811得：=1.46由参考文献5中式810得：mmmmmmmm圆整后取=45mm，=50mm由参考文献5中式819知校核公式为：由，可得31.5109查参考文献5中表87得：YFa1=2.57，YFa2=2.2查参考文献5中表87，YSa1=1.64，YSa2=1.83查参考文献5中图820得：由参考文献1中表11-5得：=450MPa

16、=248MPa由参考文献5中式（82）得：由参考文献5中图89得：YN1=1，YN2=1由参考文献2中表105得：由参考文献1中表MPaMPa=45.34MPa=48.12MPa由得：mmmmda1=62.24mmda2= =205.76mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×2=2mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=2.5mmmmmmmmmmKA=1KVt=1.1 u=3.462.45ZN1=1，ZN2=1 SHmin=1Hlim1=600MPaHlim2=390MPaMPaMPammKV=1.11=1.46=50mm=45mmYFa1=2.57，YFa2=2.2Y

17、Sa1=1.64，YSa2=1.83=450MPa=248MPaYN1=1，YN2=1MPaMPaMPaMPamm mmha1=ha2=2mmhf1=hf2=2.5mmmmmmmmmm4.2低速级齿轮传动设计已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：1.选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献1中表11-1，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=197286HBS，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=158217HBS，取HBS2=190。按 估取圆周速度vt=0.6m/s, 查表11-2选公

18、差等级8级小齿轮数 在推荐值2040选，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。 在推荐值 初选螺旋角HBS1=197286HBSHBS2=158217HBSvt=0.6m/s公差组8级合适(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩载荷系数K使用系数KA动载系数KVt齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数则动载系数的初选值齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u节点区域系数螺旋角系数轴向重合度重合度系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数（不许有点蚀）最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应小齿轮分度圆直经初值法面模

19、数中心距确定螺旋角小齿轮分度圆直径计算值计算圆周速度动载系数KV齿间载荷分配系数动载系数修正小齿轮分度圆直径分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa1、YFa2应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN尺寸系数弯曲疲劳强度安全系数计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高ha齿根高hf全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式818知设计公式：由式得：=99263N·mm查参考文献5中表85得：KA=1根据

20、vt=0.6m/s，查参考文献5中图810得:KVt=1.06端面重合度 =1.67由参考文献5中图811得：由参考文献5中图813得：参考文献1查表11-4得：参考文献1查表11-6按齿轮相对轴承为非对称布置取 u=2.57查得：2.43由参考文献5中图88得： ZN1=1，ZN2=1由参考文献1参考文献3中表810 得： SHmin=1由参考文献3中表89得接触接触疲劳极限Hlim1=600MPaHlim2=380MPa由参考文献5中式83得：MPa = 600MPa=MPa = 380MPa由于H2<H1，所以应取较小值H2代入计算=mmmm根据参考文献3中表81，取标准值mmmm

21、圆整为mmm/s 与初选值vt=0.8m/s有误差，对KV修正，由查参考文献5中图810得：KV=1.07端面重合度 =1.67由参考文献5中图811得：=1.45由参考文献5中式810得：mmmmmmmm圆整后取=65mm，=70mm由参考文献5中式819知校核公式为：由，可得30.9查参考文献5中表87得：YFa1=2.58，YFa2=2.25查参考文献5中表87，YSa1=1.63，YSa2=1.77查参考文献5中图820得：由参考文献1中表11-5得：=450MPa=310MPa由参考文献5中式（82）得：由参考文献5中图89得：YN1=1，YN2=1由参考文献2中表105得：由参考文

22、献1中表MPaMPa=46.5MPa=48.02MPa由得：mmmm =229.20mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×3=3mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=3.75mmmmmmmmmm KA=1KVt=1.06 u=2.572.43ZN1=1，ZN2=1 SHmin=1Hlim1=600MPaHlim2=380MPaMPaMPammmmKV=1.07=1.45=70mm=65mmYFa1=2.58，YFa2=2.25YSa1=1.63，YSa2=1.77=450MPa=310MPaYN1=1，YN2=1MPaMPaMPaMPamm mmha1=ha2=3mm

23、hf1=hf2=3.75mmmmmmmmmm第五章 轴的设计 齿轮的相关参数序号齿数法向模数齿宽螺旋角齿向分度圆直径转速 12825015.942°左旋转58.24510.7 29724515.942°右旋转201.76147.2 32837014.593°右旋转86.80147.2 47236514.593°左旋转223.2057.3轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择选择和进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。 5.1中间轴

24、的设计与计算 已知中间轴的传递功率P2=1.53kW，转速n2=147.2r/min，小齿轮分度圆直径mm，齿轮宽度mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明计算结果选择轴的材料，确定许用应力 选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书5表15-2查得其强度值：，； 许用应力由表15-6查得：，=200MPa=95MPa=55MPa2、计算轴的载荷圆周力轴向力 径向力高速轴所传递的转矩TI I=99263Nm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：TII=99263NmFt2=984NFt3=2287NFa2=281NFa3=595NFr2=372NFr3=860N估算轴径，轴

25、的圆周速度轴承润滑由参考文献3中表103可知45钢取A=107118(因轴上受较大弯矩)，于是得： mm由标准轴径去取mm，轴承采用脂润滑，需要挡油班。由于工作环境有灰尘，根据参考书1选择密封圈密封，并且密封唇朝外。dmin=30mm轴的结构设计选用键连接轴的结构构想如图51所示轴承部件的结构设计 (1) 轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。（2）轴承的选择与轴段及轴段的设计 由于、轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力、径向力存在，选用角接触轴承。其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。若选用角接触轴承，型号为7306AC由

26、参考书3查得有关数据为：外径D=72mm，孔径，经过验算符合要求，取d1=30mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=30mm（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，为了便于齿轮的安装，d2和d4应分别大于和，可初定d2=d4=35mm。齿轮2轮毂宽度与齿轮宽度b2=45mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用档油环定位固定。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mm相等，右端采用轴肩定位，左端采用档油环定位固定。为使档油环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=68mm，l4=43mm。 （4）轴段 该段为中间轴上

27、的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为mm，取其高度为h=5mm，故d3=45mm。齿轮2与齿轮3的距离为mm，取mm （5）轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于3m/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，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成，则轴段的长度为：mm 齿轮距箱体内壁距离均取为mm， 轴承距箱体的距离为： 选用普通键连接，按参考书3按轴径查相应键的尺寸为：及，其中，轴上槽深毂上槽深轴的结构图如图5.1所示d1=d5=30mmd2=d4=35mml2=68 mml4=43 mml3=10 mml1=l5=46mmmm轴的

28、受力分析确定跨度求轴的支反力，做轴的受力图水平支反力垂直面支反力作弯矩图，转矩图水平弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图 =1514N =1757N . 转矩图 转矩 L1=69.5 mmL2=67.5mmL3=57mmFBH=1514NFAH=1757NFBV=324.6NFAV=163.4NMCH=122111.5NmmMDH=86298Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm按弯矩和转矩的合成应力校核轴的强度由图8.1(f)知，截C处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面C的当量弯矩： 由式得查参考书5表15-6得截面C的强度足够=32.7Mpa=55Mpa验算轴的疲劳

29、强度截面的抗弯模量W抗扭截面模量WT弯矩作用下的安全系数转矩 作用下的安全系数综合安全系数由图8.1(f)可知，C截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度 该截面轴径，槽宽，槽深，则此截面的抗弯、抗扭截面模量W、WT分别为： 此截面的应力幅平均应力（忽略由轴向力作用产生的）此截面的查参考书5得：由表1-10等效系数：， 由表1-7尺寸系数：， 由表1-8表面质量系数： 由表1-12许用安全系数： 由表1-4应力集中系数：键槽处: ，；配合处： ，；按规定取中最大值,则， 满足疲劳强度要求W=3564mm3WT=7771mm3=35.8MPa8、轴承寿命校核计算内部轴向力计算轴承所受的

30、轴向载荷计算轴承当量动载荷计算轴的寿命径向载荷: 轴向载荷方向指向左侧轴承对7306AC型轴承，查表参考书1表11-10，有故左侧轴承有“压紧“的趋势，右侧轴承有被”放松“的趋势，于是| 查参考书1表6-12，知7306AC轴承（）的判别系数，故 再由参考书1表16-11，查得,因而轴承的当量动载荷为=1551N查参考书1表11-8，得，取中间值。查表11-7，得。查参考书3得7306AC的又因为要3年一大修，故3年换一次轴承 所以左端轴承寿命约为9664.8h，右端轴承寿命约为79832.4h。这对轴承的工作寿命为142354.7hF1=1764.6NF2=1548.4NFa=314NS1=

31、1200NS2=1053NFa1=1367NFa2=1053NP1=1764.6NP2=1551N 合适5.2 高速轴的设计与计算已知高速轴的传递功率P1=1.59kW，转速n1=510.7r/min，小齿轮分度圆直径d1=58.24mm，齿轮宽度b1=50mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明计算结果1、选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书5表15-2查得其强度值：，；许用应力由表15-6查得：，=200MPaMPaMPa2、计算轴的载荷圆周力轴向力 径向力高速轴所传递的转矩TI=29733Nm轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：NTI

32、=29733NmFt1=1021NFa1=292NFr1=386N3、估算轴径最小值，轴的圆周速度由参考文献3中表103取A=118107（因轴上受较大弯矩）于是得： mm取mm由于安装大带轮处有键，故轴需加大4%5%，则mm取d=20mmdmin=18mmv=0.67m/s4.轴的结构设计选用键连接轴的构想图如图53所示 （1）轴承部件的结构设计 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dmin=20mm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彀轴孔设计同步。根据第二步计算结果，

33、考虑到该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的直径d1=24mm，带轮轮彀的宽度mm轴段的长度应略小于彀孔的宽度，取l1=31mm (3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。用轴肩定位，轴肩高度=2.684.8mm轴段的轴径d2=d1+2h=2934mm，其最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于2m/s，轴承采用脂润滑，需要挡油班。由于工作环境有灰尘，根据参考书1选择密封圈密封，并且密封唇朝外。该处轴的圆周速度小于3m/s，则d2=32mm （4）轴承与轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，其直径应符合轴承内径系列

34、。先暂取轴承为7308AC，由参考文献6中表99得轴承内径mm，外径mm，宽度mm，内圈定位轴肩直径mm，外圈定位内径mm，故取轴段的直径mm。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。为补偿箱体的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测面凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=25mm，则l3=B+B1=(23+25)mm=48mm,由中间轴可算出mm(5) 轴段 该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，取，该段长度可有中间轴设定的箱体间距确定，齿轮右端面距箱体内壁距离为该段的长度为 =67.5mm （6）轴段 该段为齿轮提供定位

35、，其轴肩高度范围为mm，取其高度为h=3.5mm，故d5=52mm。该段长度为mm，取 （7） 齿轮与轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定mm，则由参考文献8中表1034知该处键的截面尺寸为b×h=12mm×8mm，轮彀键槽深度为t1=3.3mm，则该齿轮上齿根圆与彀孔键槽顶部的距离为mm，因为mm，故该轴设计成齿轮轴，则有，该段长度应与齿轮齿宽保持一致，取 （8）轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度有关及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为：， 由参考文献2中表3-1.下箱体厚度<8mm，取mm。由参考文献1中表151知：取

36、地脚螺栓为M12。则取轴承旁螺栓直径为M10，查参考文献1中表152知c1=16mm，c2=14mm，则箱体轴承座宽度L=10+16+14+(58)=4546mm，l=46mm。取轴承端盖凸缘厚度t=10mm，取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm。，为方便在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面距离k=25mm，带轮采用腹板式。则 选用普通键连接，按参考书3按V带轴径查相应键的尺寸为：其中，轴上槽深毂上槽深。齿轮轴径查相应键的尺寸为：其中，轴上槽深毂上槽深。l1=31mml3=48mmmma1=12.5mml4=67.5md5=52mml6=50mmV带

37、：t=4mm t1=3.3mm齿轮：t=6.0mm t1=4.3mm5.轴的受力分析确定跨度求轴的支反力，做轴的受力图水平支反力垂直面支反力作弯矩图，转矩图水平弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图 , 转矩图 转矩L1=78mmL2=139mmL3=59mmFBH=520.9NFDH=-419.9NFBV=304.2NFDV=716.8N Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm6、按弯矩和转矩的合成应力校核州的强度由图5.2(f)可知，截面C处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面C的当量弯矩： 由式得查参考书5表15-6得截面C的强度足够=3.74MPa=55MPa7、验算轴的疲劳强度截面的抗弯

38、模量W抗扭截面模量WT弯矩作用下的安全系数转矩 作用下的安全系数综合安全系数由图5.2(f)可知，C截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度 该截面轴径，槽宽，槽深，则此截面的抗弯、抗扭截面模量W、WT分别为： 此截面的应力幅平均应力（忽略由轴向力作用产生的此截面的查参考书5得：由表1-10等效系数：， 由表1-7尺寸系数：， 由表1-8表面质量系数： 由表1-12许用安全系数： 由表1-4应力集中系数：键槽处: ，；配合处： ，；按规定取中最大值,则， 满足疲劳强度要求W=12795.9mm3WT=27603.8mm3= 4.2MPa8、轴承寿命校核计算内部轴向力计算轴承所受的轴向载荷计算轴承当量动载荷计算轴的寿命径向载荷:轴向载荷方向指向左侧轴承对7308AC型轴承，查表参考书1表16-12，有故左侧轴承有“压紧“的趋势，右侧轴承有被”放松“的趋势，于是 查参考书1表11-6，知7204AC轴承（）的判别系数，故 再由参考书1表11-6，查得,因而轴承的当量动载荷为 N查参考书1表11-8，得，取中间值。查表11-7，得。查参考书3得7308AC的又因为要3年一