单级直齿圆柱齿轮减速器毕业设计说明书[1]

1、I摘摘 要要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：1、瞬时传动比恒定、工作为平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间运动和动力；2、适用的功率和速度范围广；3、传动效率高，=0.92-0.98；4、工作为可靠、使用寿命长；5、外轮廓尺寸小、结构运送。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作为机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作为用，在现代机械中应用极为广泛。6、国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过代的问题。另外，材料品质和工世水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外

2、的减速器，以德国、丹麦和日本处于依靠地位，特别在材料和制造工世方面占据优势，减速器工作为可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而失去了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在 21 世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC 机床和工

3、世技术的发展，失去了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。关键字关键字：减速器 轴承 齿轮 机械传动IIAbstractAbstractWheel gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine.Its main advantage.BE:The1.spreads to move

4、to settle,work than in a moment steady,spread to move accurate credibility ,can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalds;Power and speed scope;2.applies are wide;3.spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98; 4.work is dependable,service life long;5.Ortline size outside

5、 the is small,structure tightly pacded.The wheel gear constituted to,from wheel gear,stalk,bearings and boxbody decelerates a machine,useding for prime mover and work machine or performance organization of,have already matched to turn soon and deliver a function of turning,the application is extreme

6、ly extensive in the modern machine;6.local deceleration machine much with the wheel gear spread to move,the pole spread to move for lord ,but widespread exist power and weight ratio small,or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem.there are also many weadnesses on mate

7、rial quality and craft level moreover,the especially large deceleration machines problem is more outstanding,the service life isnt long.The deceleration machine of abroad,with Germany,Denmark and Japan be placed in to lead a position,occupying advantage in the material and the manufacturing craft sp

8、ecially,decelerating the machine work credibility like,service life long.But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord,physical volume and weight problem,dont also resolve like.The direction which decelerates a machine to is the facing big power and

9、spread to move ratio,small physical volume,high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops.Decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly,and have already produced various structure forms and various product

10、s of power model numbers.Be close to ten several in the last yearses,control a technical development because of the modern calculator technique and the number,made the machine process accuracy,process an efficiency to raise consumedly,pushed a machine to spread the diversification of movable propert

11、y article thus,the mold piece of the whole machine kit turns,standardizing,and shape design the art turn,making product more fine,the beauty turns.Become a set a machine material in 21 centuries medium,the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts.CNC tool machine and the IIIcraf

12、t technical development,pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon.Be spreading to move the electronics control,liquid in the system design to press to spread to move,wheel gear,take the mixture of chain to spread to move,will become become soon a box to design in excellent

13、turn to spread to move a combination of direction.The academics that is in spread move the design crosses,will become new spread a moveable property article the important trend of the development.KeyKey wordswords: Reduction gear 、 bearing 、 gear 、 mechanical drive1目录目录摘摘 要要.IABSTRACT.II一一 设计目的设计目的.

14、2二二传动方案的拟定传动方案的拟定 .31 传动方案的分析.32 传动方案的拟定.3三三电动机的选择及传动比的确定电动机的选择及传动比的确定 .51 电动机类型和结构型式的选择：.52 确定电动机的功率：.53 确定电动机转速：.54 确定电动机型号.6四四 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算.71 计算各轴转速（R/MIN）.72 计算各轴的功率（KW）.73 计算各轴转矩.7五五 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.81 皮带轮传动的设计计算.82 齿轮传动的设计计算.9六六 轴的设计计算轴的设计计算.121 从动轴的设计.122 主动轴设计.16七七键联接的选择及校核计算键联

15、接的选择及校核计算 .211根据轴径的尺寸选择键.212键的强度校核.21八八轴承寿命的校核轴承寿命的校核 .221 校核 46208 轴承.222 校核 46211 轴承.22九九减速器箱体、箱盖及附件的设计计算减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 .23十十润滑与密封润滑与密封 .241 齿轮的润滑.244 密封方法的选取.24十一十一减速器装配图如下减速器装配图如下.25致致 谢谢.26参考文献参考文献.272一一 设计目的设计目的1、 通过本次设计，综合运用机械设计基础及其它有关先修课程的理论和实际知识，使所学的知识进一步巩固、深化、发展。2、 本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整

16、的机械产品设计，通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。3、 使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。3二二 传动方案的拟定传动方案的拟定1 1 传动方案的分析传动方案的分析机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用

17、维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200 灰铸铁铸造而成。2 2 传动方案的拟定传动方案的拟定（1） 工作条件：使用年限 10 年，每年按 300 天计算，单班制工

18、作，载荷平稳。 （2） 原始数据：输送带拉力 F=3kN滚筒带速 V=1.6m/s 滚筒直径 D=280mm 运动简图如下1：电动机2：带传动3：单级圆柱齿轮减速器4：齿轮5：联轴器6：滚筒7：带式输送机45三三 电动机的选择及传动比的确定电动机的选择及传动比的确定1 1 电动电动机类型机类型和结构和结构型式的型式的选择：选择： 2 2 确定确定电动机电动机的功率： （1）传动装置的总效率：（2）电动机所需的工作功率：3 确定电动机转速：按已知的工作要求和条件，选用 Y 系列三相异步电动机。由传动图可以看出总计需要轴承 两对齿轮 一对联轴器 一个带传动 一副滚筒 一个由参考文献1P22 表 2

19、-4 得 轴承=0.99 齿轮=0.97 滚筒=0.95 联轴器=0.99 总= 轴承 2 齿轮 滚筒 联轴器 =0.9920.970.950.99 =0.8762Pd=FV/ 总 =31.6/0.8762 =5.48kW 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D =6010001.6/280=109.2r/min选用 Y 系列三相异步电动机总=0.8762Pd=5.48kW nd=6542180r/min64 4 确定确定电动机电动机型号型号5 5 总传动总传动比：比：6 6 分配各分配各级传动比级传动比根据参考资料【1】P20 表 2-2 中推荐的合理传动比范围，取 V 带传动比 i带

20、=24，单级圆柱齿轮传动比范围 i齿=35，则合理总传动比 i总的范围为 i=620，故电动机转速的可选范围为 nd=iNw=（620）109.19=6542180r/min由参考资料【1】P19 表 2-1 选择 Y 系列三相异步电动机得出以下三种符合条件的电动机由以上电机对比及从经济上考虑，选择 Y132M-47.5 型电动机其主要参数如下额定功率：7.5kw满载转速：1440r/min额定转矩：2.2总传动比 i总i总=n电/n筒=1440/109.2=13.19（1） 取 i带=3 其符合 V 带传动一般传动比范围（2）i总=i齿i带 故 i齿=i总/i带=13.19/3=4.40则

21、i齿=4.4 符合一般单级直齿圆柱齿轮减速器的传动比范围。选择Y132M-47.5 型电动机其主要参数如下额定功率：7.5kw满载转速：1440r/min额定转矩：2.2i总=13.19i带=3i齿=4.4电机型号额定功率满载转速起动转矩Y132M-47.514402.2Y160M-67.59702.0Y160L-87.57202.07四四 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算设电动机轴为 0 轴减速器高速轴为轴减速器低速轴为轴1 1 计算各计算各轴转速轴转速（r/minr/min） 2 2 计算各计算各轴的功轴的功率率（KWKW）3 3、计算、计算各轴转各轴转矩矩 n0=1440r/

22、minn=n0/i带=1440/3=480r/minn=n/i齿=109.2r/minP0=7.5kwPI=P0带带=7.50.98=7.35kwPII=PI轴承齿轮=7.350.990.97=7.06kwT0=9.55P0/n0=95507.5/1440=49.74Nm TI=9.55PI /nI=9550 x7.35/480=146.23Nm TII =9.55PII /nII=9550 x7.06/109.2=617.43Nmn0=1440r/minn=480r/minn=109.2r/minP0=7.5kwPI=7.35kwPII=7.06kwT0=49.74Nm TI =146.23

23、Nm TII=617.43Nm 7五五 传动零件的设计计算传动零件的设计计算1 1 皮带皮带轮传动轮传动的设计的设计计算计算 （1） 确定普通 V带截型 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速（3）确定大带轮的基准直径（4）确定带长和中心距 初定中心距a0=600mm 带基准长度(5) 验算小带轮包角由参考资料2 P174 表 9-3 得：kA=1.1 P0=7.5kw Pd=kAP0=1.17.5=8.25kw 据 Pd=8.25kw 和 n0=1440r/min 由参考资料2P174 图 9-10 得：选用 B 型 V 带 dd=125-140mm由参考资料2P175 表 9-4，取 dd1

24、=125mm带速 V：V=dd1n0/601000 =1251440/601000 =9.42m/s 在 525m/s 范围内，带速合适。通常带传动的滑动系数 =0.010.02，则取 =0.02dd2=i带dd1(1-)=3100（1-0.02）375mm查参考资料2P174 表 9-4 取标准值 dd2=400mmLd0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2600+(125+400) /2+(400-125)2/4600=2055.76mm 根据参考资料2P178 表 9-8 选取标准值 Ld=2240mm 确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=600+(2

25、240-2055.76)/2 =692mm1=180-57.30 (dd2-dd1)/a =180-57.3(400-125)/692 =157.2选用 B 型V 带 dd1=125mm带速合适dd2=400mmLd0=2055.76mma=692mm91=157.2120，故小带轮符合设计要求。6） 确定带的根数。7）单根V 带的拉力。(8)作用在轴上的力2 2 齿轮传齿轮传动的设动的设计计算计计算 （1）选择齿轮材料与热处理：(2)按齿面接触疲劳强度设计许用接触力H齿宽系数d据 dd1和 n1，查参考资料2P176 表 9-5 得 P1=2.1kw i1 时单根 V 带的额定功率增量.据带

26、型及 i带查参考资料2P177 表 9-6 得 P1=0.46kw查参考资料2P178 表 9-7，得 K=0.94；查参考资料2P178 表 9-8,得 KL=1.0Z= Pd/(P1+P1)KKL =8.25/(2.1+0.46) 0.941.0 =3.4取 Z=4 根查参考资料2P170 表 9-1 取 q=0.17kg/m则 F0=500(2.5/Ka)-1(Pd/ZV)+qV2 =500（2.5/0.94）-1 8.25/（49.42 ） +0.179.422=196.78 NmFQ=2ZF0sin(1/2)=24196.78 sin(1/2)=610.04N所设计齿轮传动属于闭式传

27、动，通常齿轮采用软齿面。查阅参考资料2P200 表 11-3，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230HBS；大齿轮材料也为 45 钢，正火处理，硬度为 200HBS； 精度等级：查阅参考资料2P201 表 11-5 运输机是一般机器，速度不高，故选 8 级精度。1=157.2120，故小带轮符合设计要求。按中等质量查参考资料2P200 表11-3 得H=520Mpa单级齿轮减速器中齿轮相对轴承呈对称布置，由于是软齿面的闭式齿轮传动，查参考资料2P200 表11-4，选取Z=4 根F0=196.78 NmFQ=610.04N10小齿轮材料为 45钢，调质，齿面硬

28、度230HBS；大齿轮材料也为 45钢，正火处理，硬度为200HBS；8 级精度 H=520Mpa材料弹性系数 ZE载荷系数K按齿面接触强度疲劳强度设计选择齿轮齿数、模数计算主要几何尺寸(3)校核齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲许用应力d=1.0查参考资料2P204 表 11-7，材料弹性系数 ZE=189.8查参考资料2P203 表 11-6，取 K=1.5u=i齿=4.4计算小轮直径 d1d1 3212E/ ) 1(KT)(3.52ZuHud =3224 . 41520/ ) 14 . 4(23.1465 . 1)8 .52189. 3(=76.3mm取小齿轮齿数 z1=24则大齿轮齿数 z2

29、=z1i=244.4=105.6取标准值 z2=106齿轮模数 m=d1/z1=76.3/24=3.188参考资料2P193 表 11-1，取标准模数 m=4mm分度圆d1=mz1=424=96mmd2=mz2=4106=424mm中心距a=m(z1+z2)/2=4(24+106)/2=260mm齿宽b=dd1=1.0106=106mm取 b2=106mmb1=b2+(510)取b1=114mm按中等质量查参考资料P2002表 11-3得F1=310MpaF2=290Mpa查参考资料2204表 11-8得YF1=2.68YF2=2.18YS1=1.59YS2=1.8F1=121112zbmYY

30、KTSF =24410659. 168. 223.1465 . 122=45.9N/mm2F2=F11122SFSFYYYYd=1.0ZE=189.8K=1.511d176.3mmz1=24z2=106m=4mmd1=96mmd2=424mma=260mmb2=106mmb1=114mmF1=310MpaF2=290MpaF1=45.9N/mm2F2=42.3 N/mm2验算齿根弯曲应力(4)计算齿轮的圆周速度 V 计算圆周速度=68.359. 168. 218. 28 . 1=42.3 N/mm2由于 F1F1F2F2，故满足齿根弯曲强度要求，设计合理V=2.4m/s 100060n11d1

31、0006096480因为 V6m/s，故取 8 级精度合适 由上可得，齿轮设计合理。确定有关参数如下：传动比 i齿=4.4小齿轮齿数 z1=24大齿轮齿数 z2=106中心距a=260mmi齿=4.4a=260mmz2=106 z1=24满足弯曲强度要求，设计合理。V=2.4m/s齿轮设计合理12六六 轴的设计计算轴的设计计算1 1 从动轴的设计从动轴的设计 1 选择轴的材料 确定许用应力 2 按扭转强度估算轴的最小直径3 轴承的确定4 联轴器的选择5 设计轴的结构并绘制轴的结构蓝图确定轴上零件的位置和固定方式选轴的材料为 45 号钢，调质处理。查参考资料2P200 表 11-3 可知： b=

32、650Mpa查参考资料2P200 表 11-4 可知：b-1b=60Mpa单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查参考资料2P208 表 11-8 可得，45 钢取 C=118107 则 d（118107）3nP=（118107） 32 .10906. 7=47.243mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取标准值d=50mm为简化安装，选择两轴承一致。据参考资料1P211 附表 4-1 选择角接触球轴承 46211型其内径 d=55mm可采用弹性柱销联轴器，查参考资料1P231附表 6-3可取联轴器的型号为 HL5 联

33、轴器由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在齿轮箱体的中内，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。如下图所示13要确定轴的结构，先确定轴上零件的装配顺序和固定方式b=650Mpab-1b=60Mpad=50mm角接触球轴承46211 型HL5 联轴器确定各段轴的直径确定各轴段的长度6 轴上作用力的计算确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴上采用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。将估算轴d=50mm 作为外伸端直径 d1与联轴器相配（如上图），考虑联轴器用套筒实14现轴向定

34、位，取第二段直径为d2=53mm ，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处 d3 应大于 d2，取d3=55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4 应大于d3，取d4=60mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用套筒定位,轴肩直径d5=60+20.160=72mm 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=55mm.由于齿轮轮毂宽度为 106mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度略短于齿轮轮毂宽度，取轴段长度为100mm;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间就留有一定的间距，取该间距为 25mm

35、,为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽 21mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm,故取轴段长度为 30mm(轴承支点距离 C=185mm);由齿轮宽度及套筒宽度和轴承宽度得，取轴段长度为 56mm;由轴承盖宽度及装配要求选择轴段长度为 57mm；考虑联轴器装配要求取轴段为 90mm。在轴段上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽长度比相应的轮毂宽度小约 510mm,键槽宽度按轴段直径查手册得得。选定轴的结构结节轴两端的倒角均为 245轴段上的倒角为 252.5轴段上的圆角均为 2R2轴段上的圆角均为 2R1轴所受力如下图所示d1=50mmd2=53mm

36、d3=55mmd4=60mmd5=72mm d6=55mm.L4=100mmL3=56L2=57L5=30L6=40L1=907 7 按弯矩按弯矩合成强度合成强度校核轴径校核轴径是否合格是否合格15做出水平面弯矩图支点反力截面处弯矩为截面处弯矩为做出垂直面弯矩图截面轴上所受的转矩：T=9.55 nP1000 =9.5512 .10906. 7000 =617.43Nm轴上作用力： 圆周力：Ft=2T/d2=2617.43/0.424=2912.41N 径向力：Fr=Fttan20=2912.41tan20=1060.03N FHA=FHB=1456.2N2tF支点反力 F=530.02N2rF

37、MHI=FHAC/2=1456.2185/2=134698.5NmmMH=1456.235.5=51712.85NmmMVI=FC/2=530.02185/2=49026.85NmmT=617.43NmFt=1060.03NFr=2912.41N FHA=FHB=1456.2NF=530.02NMHI=134698.5NmmMH=51712.85NmmMVI=49026.85Nmm截面做出合成弯矩图16截面合成弯矩截面合成弯矩做出转矩图截面截面 MV=F35.5=530.0235.5=18815.71NmmM=22VHMMMI=22VHMM=2249026.85134698.5 =143343

38、.36NmmM=22VHMM =2218815.7151712.85 =55029.54NmmT=9.55106P/n=617430Nmma=0.6d3=55mmMe=22)(aTM =22617430)6 . 0(143343.36 =397223.42 NmmMe=)(22aTM =22617430)6 . 0(55029.54 =374522.87 NmmMV=8815.71NmmMI=143343.36NmmM=55029.54NmmMe=397223.42 NmmMe=374522.87 Nmm截面17截面e= =wMe=13.49Mpa23e0.1dMe =12.38 MpawMe

39、23e0.1dM查参考资料2P200 表 11-4 可知：-1b=60Mpa满足 e-1b 的条件，故设计的从动轴有足够的强e=13.49Mpae=12.38 Mpae-1b 的条件，故设计的从动轴有足够的强度，设计合理。2 2 主动轴设计主动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力 。2、按扭转强度估算轴的最小直径3、轴承的确定选轴的材料为 45 号钢，调质处理查参考资料2P200 表 11-3 可知： b=650Mpa参考资料2P200 表 11-4 可知：b-1b=60Mpa 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查参考资料

40、2P208 表 11-8 可得，45 钢取 C=118107 则 d（118107）3nP=（118107） 348035. 7=29.3026.57mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取标准值d=35mm 为简化安装，选择两轴承一致。据参考资料1P211 附表4-1 选择深沟球轴承 46208型轴的材料为 45 号钢，调质处理b=650Mpab-1b=60Mpa d=35mm17深沟球轴承 46208型4、设计轴的结构并绘制轴的结构蓝图定轴上零件的位置和固定方式各段轴的直径定各轴段的长度其内径 d=40mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在齿轮箱体的中内，将轴承对称安装在齿轮两侧

41、，轴的外伸端安装联轴器。要确定轴的结构，须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴上采用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。轴的结构如下图所示将估算轴 d=35mm 作为外伸端直径 d1 与带轮相配（如上图），考虑轴承盖的装配，取第二段直径为 d2=38mm ，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处 d3 应大于 d2，取 d3=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3，取 d4=45mm。齿轮左端用用套筒

42、固定,右端用轴肩定位,轴肩直径d5=45+20.145=54mm 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同, 取 d6=40mm. 轴段为装配轴承，取其长 25mm;由于齿轮轮毂宽度为114mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度略短于齿轮轮毂宽度，取轴段长度为100mm;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间就留有一定的间距，取该间距为2mm,为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽 18mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm,故取轴段长度为25mm(轴承支点距离C=185mm); 由齿轮宽度及套筒宽度和

43、轴承宽度得，取轴段长度为57mm;由轴承盖宽度及装配要求选择轴段长度为1847mm；考虑带轮装配要求取轴段为90mm。在轴段上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽长度比相应的轮毂宽度小约510mm,键d1=35mmd2=38mmd3=40mmd4=45mmd5=54mmd6=40mmL1=25mmL2=25mmL3=100mmL4=57mmL5=47mmL6=90mm5、轴上作用力的计算 轴所受力如图轴上所受的转矩轴上作用力6 6、按弯矩合成强度校核轴径是否合格、按弯矩合成强度校核轴径是否合格作出水平面弯矩图截面处弯矩为截面处弯矩为槽宽度按轴段直径查手册得得。选定轴的结构结节轴

44、两端的倒角均为245轴段上的倒角为545轴段上的圆角均为2R2轴段上的圆角均为2R1T=9.5519 nP1000=9.5548035. 71000=146.23Nm 圆周力：Ft=2T/d2=2146.23/0.096=3046.55N 径向力：Fr=Fttan20=3046.55tan20=1108.85N FHA=FHB=1523.22tF8N支点反力F=552rF4.43NMHI=FHAC/2=140903.4NmmMH=FHA35.5=54076.44NmmT=146.23Nm Ft=3046.55N Fr=1108.85N FHA=FHB=1523.28NF=554.43NMI=1

45、49946.31NmmM=57546.96Nmm作出垂直面弯矩图截面截面作出合成弯矩图截面合成弯矩截面合成弯矩作出转矩图如下20MVI=FC/2=51284.78NmmMV=F35.5=19682.27NmmM=22VHMMMI=22VHMM=149946.31NmmM=22VHMM=57546.96NmmT=9.55106P/n=146230Nmma=0.6d3=40mmMVI=51284.78NmmMV=19682.27Nmm截面截面截面截面21Me=22)(aTM=173729.25NmmMe=)(22aTM= 104926.69Nmme= =wMe=123e0.1dM0.86Mpae

46、=6.56MpawMe23e0.1dM查参考资料2P200 表 11-4 可知：-1b=60Mpa满足 e-1b 的条件，故设计的主动轴有足够的强度，设计合理。Me=173729.25NmmMe= 104926.69Nmme=10.86Mpae =6.56Mpae-1b 故设计的主动轴有足够的强度，设计合理。七七 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算1 1根据根据轴径的轴径的尺寸选尺寸选择键择键2 2键的强度校核键的强度校核2由参考资料1P211 附表4-1 中取 小齿轮与轴连接的键为：键1490 GB1096-79大齿轮与轴连高速轴(主动轴)与 V 带轮联接的键为：键 1470 GB

47、1096-79 接的键为：键 1290 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键 1270 GB1096-79 大齿轮与轴上的键 ：键 1290 GB1096-79 bh=149,L=90,则 Ls=L-b=76mm p=4T/dhl=21.38MpaR=110Mpa 因此剪切强度足够 另外三个键均按照以上校核，强度均符合要求。p=21.38MpaR=110Mpa 因此剪切强度足够 另外三个键均按照以上校核，强度均符合要求 八八 轴承寿命的校核轴承寿命的校核设计时粗选角接触球轴承 46208 型与 46211 型校核轴承的寿命由设计要求使用年限 10 年，每年按 300 天计算，单班制工作，载

48、荷平稳得大约总工作为时间 T=103008=21000h1 1 校核校核4620846208 轴轴承承1.轴承的技术标准2.计算轴承的寿命2 2 校核校核4621146211 轴轴承承231.轴承的技术标准2.计算轴承的寿命查手册，46208 轴承所具有的径向基本额定动载荷Cr=28800N查参考资料【1】P221 附表5-5对于角接触球轴承取 =3Fr=1108.85N取 Pr=Fr=1108.85NLh= 16670PCrn =31108.852880048016670=608490h21000h即该轴承符合设计要求查手册，46211 轴承所具有的径向基本额定动载荷Cr=39200N查参考资料【1】P221 附表 5-5对于角接触球轴承取 =3由 6.1 得，Fr=1060.03N取 Pr=Fr=1060.03NLh= 16670PCrn =31060.03392002 .10916670=7719989h21000h即该轴承符合设计要求Cr=28800N