两级(分流式)圆柱齿轮减速器

1、算说明题 目 两级（分流式）圆柱齿轮减速器院 （系）： 汽车与交通学院专业班级：车辆工程 * 班学 号：设计人 ：指导老师：韦丹柯完成时间：2013 年 1 月 19日目录一设计任务书二、传动方案拟定. .三、电动机的选择四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算八、滚动轴承的选择及校核计算九、键联接的选择及计算十、联轴器的选择十一、润滑与密封十二、参考文献十三、附录（零件及装配图）计算及说结果. 设计任务书（一） 设计题目：设计带式运输机的两级（分流式）圆柱齿轮减速'Lh=12000h器（如下图），用于装配车间，双班制工作，工作

2、比较平稳，使用寿命为 8 年（轴承寿命为3 年以上） 。其原始数据如下：参数题号滚筒直径D（ mm ）输送带速度v（ m/s）输送带从动轴所需扭矩T（ N · m）63700.8500F=5500NV=1.2m/sD=400mm分流式二级圆柱齿轮减速器设计内容1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；3）传动系统中的传动零件设计计算；4）手绘减速器装配图1 张（ A1 或以上，比例1： 1） ；计算及说结果二、传动装置总体设计方案:输送机由电动机驱动，电动机 1 通过带传动2 将动力传入减速器3， 再经联轴器4传至输送机滚筒5

3、， 带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。三 . 电动机的选择1）带机构的输入转速为1000 60v 1000 60 0.8nw=r/min=41.32r/minw D 3.14 3702）带式运输机所需的工作功率为PwT nw 95505009550kw 2.16kw3）传动系统总效率为34343 409534=123 4.Pw=2.16 kwnw =41.32r/min=0.79Pd =2.73kwPed =11 kw其中， 1 为 V 带的效率, 2 为三对齿轮传动的效率，3 为四对轴承的效率，4 为联轴器的效率，4

4、）电动机所需工作功率为：Pdw . kw 2.73kwd 0.795） 根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500 r/min 和 1000 r/min ，以便比较。根据电动机所需工作功率Pd =2.73 kw查表 8-53 和 表 8-54 确定如计算及说明结果方案电动机型 号额定功 率/kw电动机转速/( r min )外伸轴径 /mm外伸 轴长 /mm中心高/mm电动机型号为Y100l2 4i=34.37i j =11.46i1 = 3.55i2=3.23i3=3.23nI 473.33r/minn =133.33r / mi

5、nn = n =41.32r/minPI =2.85 kwPII =2.63 kwPIII =2.50 kwPIV =2.43 kw同步 转速满载 转速1Y100L2-431500142028601002Y132S-6310009603880132因为方案1 转速高，所以选择方案1。四、确定传动装置的总传动比和分配传动比（ 1）传动比分配传动系统的总传动比为： i nm 142034.37nw41.32带 传 动 的 传 动 比 取 为=3， 则 减 速 器 总 传 动 比 为i 34.37i j11.46ji13则两级（分流式）圆柱齿轮减速器高速级的传动比i21.1 ij 3.55低速级的传

6、动比i3 ij 11.46 3.233 i2 3.55（ 2）各轴转速计算n nm /i0 1420/3 473.33r/minn n /i 1 473.33/3.55 133.33r/minn = n =41.32 r/min（ 3）各轴输入功率计算Pp1 3×0.95 kw 2.85 kWPp2232.85× 0.792× 0.98 kw2.63kWPP24 2.63× 0.97× 0.98 kw2.50 kWPP3 4=2.50× 0.98× 0.99 kw2.43kW（4） 各轴输入转矩计算T 9550P / n =

7、9550× 2.85/473.33 =57.50 N m·T 9550P / n =9550× 2.63/133.33 =188.38 N m·T 9550P / n =9550× 2.50/41.32=577.81 Nm ·计算及说明结果T =9550P /n =9550× 2.43/41.32=561.63 N ·m 各轴运动与动力参数TI 57.50 N mtII 188.38 N mtIII 577.81 N mTIV 561.63 N mPca4.4kw选用带型为A型带dd1=90mmV=6.69 m/s

8、dd2 280mmLd1400mm项目高速轴中间轴低速轴滚筒轴转速r/min473.33133.3341.3241.32功率 kW2.852.632.502.43转矩N m57.50188.38577.81561.63五、传动零件设计计算(一). 设计带和带轮1 、 确定计算功率由课本P156表 8-7 查得工作情况系数：KA 1.2Pca kA P 1.2 3 4.4kw , 式中为工作情况系数，p 为传递的额定功率, 既电机的额定功率.2 选择V 带的带型根据Pca 4.4kw ,n=1420r/min 由图8-10 选用带型为A型带3、确定带轮的基准直径dd 并验算带速v1)初选小带轮基

9、准直径dd1。由表8-6 和表8-8，取小带轮基准直径dd1=90mm 。2)验算带速vVdd1n90 1420 m/s 6.69m/s，在5 25m/s范围内，60 100060 1000故带速合适。3)计算大轮的基准直径dd2。dd2 id d1 3 90 270mm ， 根 据 课 本 表 8-8 ， 圆 整 后 取 dd2 280mm 。4、确定V带的中心距a和基准长度1)根据0.7 (d1 d2) a0 2(d1 d2 ) , 所以初定中心距a0 400mm。2)计算带所需的基准长度,(dd2)2Ld0 = 2a0(dd )11401.15mm mm .查课本表8-2 选取d0 0

10、2 124a0带的基准长度Ld 1400mm。计算及说明结果3)计算实际中心距a 。LLa a0d d 500 (1401.15 1400) /2 398.80mm ， 取 圆 整 得a =400mm5、验算小带轮包角11 180 d2 d1 180 15490 ，包角合适。1a6、确定v 带的根数z1)计算单根v 带的额定功率Pr由dd1 90mm和小带轮的转速n 1420 r/m in ，查课本表8-4a 得p0 =1.053 kw。根据n 1420 r/m in ， i=3.55 和 A 型带，查课本表8-4b 并由内插值法得p0 0.158.查课本表8-5 得 K =0.928，表8-

11、2 得 K L =0.96，于是计算 V 带的根数ZPr = (p0p0) kk l = (1.053 0.158) 0.928 0.96kw =1.08 kwZ pca 3.6 3.33故选Z=4根带。pr1.087、计算单根带的初拉力的最小值( F0) min查课本表8-3 可得A型带的单位长度质量q 0.1kg/m，故 :单根普通带张紧后的初拉力为( 2.5 k ) Pca2( 2.5 0.928)2F0) min 500ca qv2 5000.1 6.692 N0 mink zv0.928 4 6.69=119N应使带的实际初拉力F0 >( F0) min8、计算压轴力Fpp压轴

12、力的最小值为利用P93公式5.33 可得 :1540Fp) min2(z Fp) min sin2214 119 sin1524 N 928Na =400mm1 15490Pr =1.08 kw选 Z=4 根带（ F0） min 119N（ Fp） min 928N计算及说明结果9、带轮的结构设计小带轮：小带轮为实心式，因电动机的轴径D=28 mm，所以选取带轮中心孔的直径d 0 =28 mm，轮毂长度L=45mm。大带轮：大带轮为腹板式，中心孔d=20mm轮毂长度 ,L=60mm。又因为电动机的外伸轴长E=60mm， 所以E-L=（ 60-45） mm=15m m>10m m，保证了带

13、轮与电动机之间有足够的空间，避免碰撞。六、齿轮传动设计1. 高速级齿轮传动设计（ 1）选择材料、精度及参数8 级精度小齿轮：45 钢 （调质）a . 按图1 所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（GB10095-88 ）硬度：250 HBS大齿轮：45 钢 （正火）c . 材料选择。查图表（ P191 表 10-1） ， 选择小齿轮材料为45钢 （调质），硬度为250 HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为210 HBS，二者的硬度差为40 HBS。d . 初选小齿轮齿数Z1 =18，则大齿轮齿数硬度：210HBSZ1 =18Z2=

14、 64Z2=3.55× 18=63.9 取 Z2 =64u1=3.55e .初选螺旋角 =152）按齿面接触强度设计按下式试算3 2ktT1 u1 1ZH ZEd1t 3d au1H1 ）确定公式内的各计算数值a . 试选载荷系数kt =1.6b. 计算小齿轮传递的转矩T1 9.55 105P9.55 2.85Nmm 2.875 105Nmm1 n12 473.33c. 由表10-7 选取齿宽系数d =0.8u1=3.55 =15kt =1.6T1 2.875 105N mmd=0.8计算及说明结果1d.由表10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 2e. 由 图 1

15、0-2 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限Hlim1 560 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2400MPa。f. 由式N=60nj Lh 计算应力循环次数9N1 60n1jLh =60× 473.33× 0.8×(8× 16× 300) =1.09× 109NN11.09 109307 108N23.07 102 3.553.55g.由图10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1 0.94; KHN2 0.96h.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，于是 H1KHNS1

16、 lim1 0.94 560MPa 526.4MPaK H2KHNS2 lim2 0.96 400MPa 470.4MPai. 查图表(图10-30)选取区域系数ZH =2.425j. 查图表(P215 图 10-26)得a1 =0.74 ， a2=0.85aa1a2=1.59k. 许用接触应力H =(H 1 + H 2) /2= ( 56.4+470.4) /2=455.2 MPa2) 计算a. 按式计算小齿轮分度圆直径d1t2 1.6 2.875 104 3.55 12.425 189.8 2d1t 3()2mm 45.26mm1t0.8 1.593.55455.2d1tn13.14 45

17、.26 473.33v1t 1112m/sb. 计算圆周速度60 100060 10001ZE =189.8 MPa2H lim1 560 MPaHlim2400MPaN1=1.09 109N1=3.07 108KHN1 0.94;KHN2 0.96H =455.2 MPad1t =45.26mmV=1.12m/s计算及说明结果c. 计算齿宽b 及模数mntb= d d1t =0.8× 45.26mm=36.21mmmnt = d1t cos / Z1 = 2.43mmh =2.25 mnt =2.25 × 2.43mm=5.46mmb/h=36.21/5.46=6.62d

18、. 计算纵向重合度=0.318 d Z1 tan=0.318× 0.8× 18× tan15 =1.23e. 计算载荷系数K使用系数KA=1 ， 根据V1=1.12m/s， 8级精度查图表图10-8 得动载系数Kv=1.09查图表表10-4 得齿间载荷分布系数KH 1.32由图10-13 查得K F =1.27由表10-3 查得KH K F =1.4，故载荷系数KKAKVKH KH =1× 1.09× 1.4× 1.32=2.01f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式K3 2.01ddt 3=42.87. =46.26mmKt1.

19、6g. 计算模数mn 。mn = d1 cos /Z1 =46.26× cos15 /18=2.48 mmh. 按齿根弯曲疲劳强度设计按式m 3 2K1T1Y cos2YF YS 计算按式mn 3d1Z12F 计算b=36.21mmmnt =2.43mmh=5.46mmb/h=6.62=1.23K=2.01分度圆直径d=46.26mmmn =2.48mm计算及说明结果1 确定计算系数a. 计算载荷系数。K KAKV KF KF = 1× 1.09× 1.4× 1.27=1.94b根据纵向重合度=1.59，从图10-28 查得螺旋角影响系数Y =0.87c

20、计算当量齿数ZV1Z1 / cos318/cos31520.0ZV2Z2/cos364/cos31571.11b. 查取齿形系数由表10-5 查得YF 1 =2.80 ， YF 2 =2.238c. 查取应力校正系数由表10-5 查得YS 1 =1.55 ， YS 2 =1.752d. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由图10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=385MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=400MPa；由图10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.93 ， KFN2=0.95 。由式KN limS得 F1 =0.93× 385/1.4 M

21、Pa=255.75 MPa F2=0.95× 400/1.4 MPa=271.43 MPae. 计算大小齿轮的YF YS 并加以比较FYF 1YS 1 =2.80× 1.55/255.7=0.01697F1YF 2YS 2F 2 S 2 =2.238× 1.752/271.43=0.01445F2小齿轮的数值大K=1.94 F1 =255.75 MPa F2=271.43 MPaYF 1YS 1 =0.01697F1YF 2YS 2 =0.01445F2计算及说明结果2、设计计算2 1.94 2.875 104 0.87 cos2150mn 320.01697mm

22、 1.44mmmmn0.8 182 1.59mn =1.5=1.34 mm由以上计算结果，取mn=1.5 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径d1=46.26mm 来计算应有的齿数，于是由Z1 d1 cos / mn=46.26× cos15 /1.5=29.79Z1 =30取 Z1 =30 ，则Z2 u1Z1 =3.55× 30=106Z2=1063、 几何尺寸计算1) 计算中心距(z1 z2)mn(30 106) 1.5a0 mm 105.5mm2cos2 cos15a =105mm将中心距圆整为105mm.2)按圆整后的中心距修正螺旋角mn(Z1 Z2)(30 106) 1

23、.50 '''arccos n 12 arccos13 43442a2 105=13043'44''因 值改变不多，故参数a ， K ， Z H 等不必修正3)计算大小齿轮的分度圆直径d1 =46.32mm0'''d1 Z1 mn / cos =30× 1.5/cos13 4344 =46.32mmd2=163.68mmd2 Z2mn1 /cos =106 × 1.5/ cos130434' 4 '' =163.68mm4)计算齿轮宽度b dd1=0.8× 46.32m

24、m=37.06mmB1 =40mm圆整后取B1 =40mm ， B2 =45mmB2 =45mm5) 结构设计小齿轮做成齿轮轴由e<2 mt1 ，小齿轮做成齿轮轴大齿轮采用腹板式结由 160mm< da2 <500mm ，大齿轮采用腹板式结构构计算及说结果ha=1.5mmhf =1.875mmda1 =49.32mmd f1=42.57mmda2=166.68mmdf2 =161.81mm8 级精度小齿轮：45 钢 (调质)硬度：250 HBS大齿轮：45 钢 (正火)硬度：210HBSZ3=20 ， Z465T2 =1.88×510 N mm6) 、齿轮的几何参数

25、齿顶高：ha=h*a× m=1 × 1.5=1.5mm齿根高：hf= (h*a+c*)m=(1+0.25)× 1.5=1.875mm小齿轮齿顶圆直径da1=d1+2ha=49.32mm齿根圆直径df1 =d1-2hf=42.57mm大齿轮齿顶圆直径d a2=d2+2ha=166.68mm齿根圆直径d f2 =d2-2 hf =161.81mm2. 低速级齿轮传动设计（直齿圆柱齿轮）1）选择材料、精度及参数a. 按图1 所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b. 选用8 级精度（GB10095-85）c. 材料选择小齿轮：45 钢（调质），硬度为250HBS大齿轮：45 钢

26、（正火），硬度为210HBSd. 初选小齿轮齿数Z3=20 ， Z4Z3i2 =20× 3.23=64.6 取 Z4 65e. 选取齿宽系数d2 =12）按齿面接触强度设计按下式试算d3t 2.323 Kt 2T2 u2 1 ZE d2 u2 H1） 确定公式内各计算数值a. 试选Kt2 =1.3b. 确定小齿轮传递的转矩5595.5 105P95.5 105 2.635c. T2N m=1.88× 10 N mm2n133.331d.查表10-6 得 选取弹性影响系数ZE=189.8 MPa2e.查图表（P 图 10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim3 =56

27、0MPa ，结果及说Hlim4=400MPaf. 确定应力循环次数N160n1 jLh =60× 473.33× 0.8×(98× 16× 300) =1.09× 1099N1=1.09× 109N11.09 10988N2 =3.37× 1022 3.233.23查图表（图10-19）取接触疲劳寿命系数KHN 3 =0.94 ， KHN4 =0.96g.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1% ，安全系数S=1 ，于是H 3=0.94× 560MPa=526.4MPaH4=0.96× 400MP

28、a=384MPaH =526.4MPa32）计算H 4 =384MPaa. 试算小齿轮分度圆直径d3t ，代入H 中的较小值H 4 =384MPa 得d3t 2.323Kt2T2 u2 1 ZE2d2u2Hd1t =97.92mm1.3 1.88 105 3.55 1 189.8 2=2.32 3()=97.92mm13.55384b. 计算圆周速度vd1tn3.14 97.92 133.33v60 100060 1000m/s=0.68m/sv=0.68m/sc. 计算齿宽bb= d d1t =1 97.92mm=97.92mmb=97.92mmd. 计算模数、齿宽高比mt = d1t/ Z

29、1 = 97.92/20=4.90mmmt =4.90mmh =2.25 mt =2.25× 4.90mm=11.03mmh=11.03mmb/h=97.92/11.03=8.91b/h=8.91e. 计算载荷系数10-8） 得动载荷系数KV2 =1.07 ，根据v=0.68 m/s ， 8级精度，查图表（图计 算 及说 明结果直齿轮 KH 2 KF 2 =1.4 ， 直齿轮Ka =1；由表10-2 查得使用系数KA=1；由表 10-4 插值法查8 级精度，查得KH =1.34，查图 10-13 取得齿向载荷分布系数K F =1.27；故载荷系数为K =KA KV Ka KH =2.

30、01f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。g. 计算模数m2 d3 /Z3 =113.22/20mm=5.67mm3)按齿根弯曲强度设计计算公式为1) 确定公式内各计算数值a. 查图表(图10-20c)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3 =400MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4 =330MPa 。b. 查图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.93，KFN4=0.95c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S2 =1.4 ，于是F KFN 3 FE3 =0.93 ×400/1.4MPa=265.71MPaF 3S2KFN 4 FE4 =0.95×

31、; 330/1.4MPa=223.93MPaF 4S2d. 计算载荷系数K2。由式得K2=1 × 1.07× 1.4× 1.27=1.91计算及说明结果e. 查取齿形系数。查表10-5)得YF 3 =2.80 YF 4 =2.26f. 查取应力校正系数。查表10-5)得Ys 3=1.55 ， Ys 4 =1.74YYg. 计算大、小齿轮的F S ，并加以比较FYF 3YS 3 =0.01633F3YF 4YS 4 =0.01756F4大齿轮的数值大2) 设计计算m23 2 1.91 1.88 100.01756=3.16mm21 202由以上计算结果，取模数m2

32、=4mm。按分度圆直径d3 =113.22mm 计算应有的齿数得Z3 d3 /m2 =113.22/4=28.25 取 Z3 =28 ，则Z4u2Z3=3.23× 28=90.44取 Z4=90( 3)几何尺寸计算1) 计算分度圆直径d3m2Z34× 28mm=112mmd4m2Z4 4× 90 mm=360mm2) 计算中心距a (d3 d4)/2 236mm 取 a 235mm3) 计算齿轮宽度b3d2d3=1 × 112 mm=112mm取 B3 =115mm ， B4 =120 mm5) 齿轮的几何参数齿顶高：ha=h*a× m=1 &

33、#215; 4=4mmm2 =4mmZ3=28Z4=90d3=112mmd4 =360mma 235mmB3=115mm，B4 =120 mm计算及说明结果齿根高：hf= （h*a+c*）m=（1+0.25）× 4=5mm小齿轮齿顶圆直径da1=d1+2ha=120mm齿根圆直径df1=d1-2hf=102mm大齿轮齿顶圆直径da2=d2+2ha=368mm齿根圆直径df2=d 2-2hf=350mm6）结构设计 大小齿轮都采用腹板式结构总结：高速级z1=30 z2=106 m=1.5 低速级z3=28 z4=90 m=4h a= 4mmh f= 5mmda1= 120mmd f1f

34、=102mmd a2 =368mmdf2 =350mm高速级低速级齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z(mm)301062890分度圆直径（mm）46.32163.68112160齿顶圆直径（mm）49.32166.92112368齿根圆直径（mm）42.57161.81102350齿宽（mm）6055115120齿顶高（mm）1.55中心距（mm）105235模数（mm）1.54螺旋角0'''13043'44 ''七、轴的设计计 算 及说 明结果A、中速轴（II 轴）的设计II已知P =2.63kw， TII =188.38 N m ， nII =1

35、33.33r/min ， d3=112mm1 求作用在齿轮上的力Ft2Ft1 =1206.05N ，Fr2Fr1=451.82N， Fa2Fa1=294.0N2TIIFt3 II =3363.93N d3Fr3Ft3tan200 =1224.37N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45 钢，调质处理。查图表（P 表 15-3） ，取Tt =45 ，于是得95.5 105pIId IIm in= 3mm=27.56mmIIm in 0.2 T nII此轴的最小直径显然是安装轴承处的最小直径,查机械设计课程设计表9-19角接触球轴承表，选7

36、206AC, 其尺寸为d D B 30 62 16 , a=18.7mm 轴承润滑，根据速度因素dn 选择脂润滑。3轴的结构设计（ 1 ）拟定轴上零件的装配方案，如图结果及说（ 2）确定轴的各段直径和长度1） 根据d -II =30mm 取 d -II = d - 30mm， 考虑到箱体内壁到小齿轮端面的距离取12.5mm，小齿轮与大齿轮之间的挡圈取10mm，又有B2 =40mm ，B3 =120 ， 得 箱 体 内 壁 距 离 为L=12.5+2 B2 +10+10+ B3 +12.5=245mm 。所以L - =120-3=117mm ，L - =10mm ， L - =40-2=38mm

37、 ， L - =40-2+10+3=51mm 。考虑到轴承内端面至箱体内壁距离为10mm, 小齿轮端面与箱体内壁距离为 12.5mm， 轴 承 外 壁 宽 B=16mm ， 得L -II = L - =16+22.5+2=40.5mm 。 所 以 中 间 轴 总 长L总= d III + LII III + LIIIIV +L- + L-+ L-=297mm 。'轴承与齿轮2， 2 之间采用挡油盘定位，取d - =L - =36mm，齿轮 2 与齿轮3 之间用套筒定位，取d - =42mm ，齿轮 3 采用轴肩定位，取h=3mm ，则 d - =52mm 。根据轴承外径D=62mm,

38、选用凸缘式轴承端盖，齿轮与轴的周向定位均采用A 型圆头平键联接,齿轮2 处选用平键b h L=10 8 28 ,齿轮 3 处选用平键b h L=12 8 110经校核，符合强度要求5） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P 表 15-2） ，取轴端倒角为1.0× 45 ，查表得取轴端倒角2 45 ,各轴肩圆周半径见轴零件图.B、高速轴（轴）的设计计算及说结果PI =2.85kw ， nI =473.33r/min ， TI =57.5 N md1 =46.32mm1. 求作用在齿轮上的力21 cosFt12=1206.05Nd1Ft1 tan ntan 20Fr1t1 n 1206.05

39、N=451.82 Ncoscos13.7Fa1Ft1 tan =1206.05× tan13.7 N=294.0NFt1 ，径向力Fr1 及轴向力Fa1 的方向如图所示6) 初步确定轴的最小直径。先按式95.5 105pIdImin = 3mm=18.56mm0.2 T nI初步估算轴的最小直径。该轴直径d 100mm，有一个键槽，轴颈增大5% 7%,安全起见，取轴颈增大5%则 d - min 1.05 d - min 1.05 18.56mm 19.49mm，圆整后取d - =20mm。此轴的最小直径显然是安装带轮的最小直径,查机械设计课程设计 算 及说 明结果计，取带轮孔径为20

40、mm，所以最小轴径取d - =20mm。7) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示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I 根 据 带 轮 与 轴 配 合 ， dI II =20mm， 由 带 轮 毂 长 60mm ， 取II II =60mm, 带轮用轴肩定位d II III =26mm。2 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用角接触球轴承。根据dIII IV =30mm，查GB/T276-1994初步取 0 组游隙， 0 级公差的角接触球轴承7206AC，其尺寸为d× D× B=30mm×

41、 62mm× 16mm ，故 dIII IV dVII VIII =30mm考虑到轴承内端面至箱体内壁距离为10mm, 小齿轮端面与箱体内壁距离为10mm ，轴承外壁宽B=16mm ，得 LIII IV LVII VIII =36mm由 箱 体 内 壁宽 L=245mm ， 小 齿 轮 齿 宽 B1=45mm, 得L - =245-2*45-10-10=135mm由 指 导 书 表4-1 知 箱 体 内 壁 到 轴 承 座 孔 端 面 的 距 离LC1 C2 (5 8) mm ，取L1 =58mm，采用凸缘式轴承盖，到v带 的 距 离 为 30mm ， 则 LII III =62mm

42、. 所 以 轴 总 长 为l =60+62+36+45+135+45+36=383mm。d hd因为 x3.285mm 2.5m 3.75mm，故高速轴做成齿轮轴。2223 确定轴上圆角和倒角尺寸计算及说明结果查图表（表15-12） ，取轴端倒角为1.5× 45 ，各轴肩处圆角见图。C、低速轴的设计已知pIII =2.50kw ， TIII =577.81 N m ， nIII =41.32r/min1求作用在轴上的力Ft4Ft3=3363.93NFr4Fr3=1224.37N2初步确定轴的最小直径按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢调质处理。查图表（ P 表 1

43、5-3）取Tt =45，于是得95.5*105pd IIImin 3*mm=40.04mm 。该轴的最小直径为安装联轴器0.2*45nIII处的直径，选取联轴器的型号。根据式（11） ，查图表（P表 14-1 ） ，取 KA=1.3 ，则Tca=1.3× 577.81 N m=751.15 N m根据Tca =751.15 N m，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用YL9 型凸缘式联轴器。选取轴孔直径 d=50mm，其轴孔长度L=112mm ，则轴的最小直径dIV min =50mm3轴的结构设计1 ）拟定轴上零件的装配方案。

44、经比较，选取如下图所示的方案2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度计算及说明结果1 ）取dVIII IX =50mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由 h=（ 0.07-0.1 ） d，取dVII VIII =57mm。初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用0 组游隙，0 级公差的角接触球轴承7212AC ，其尺寸为d× D × B=60mm × 110mm× 22mm 故 LI IILVI VII =37mm轴承采用套筒定位，因LI IILVI VII =60mm ，取dII IIIdV VI =68mm ，d III IV

45、=78mm齿轮采用轴肩定位，因dIII IV =78mm，取dIV V =90mm，因为轴环宽度b 1.4h=8.4，故取LIV V 10mm。根据轴II，设计轴III 的齿轮位置，已知B4 =115mm。LIII IV =112m根据轴II 和内壁宽L=245mm ， 设计轴III ， 则 LV VI =50mm， LII III =73mm3）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（表15-12） ，取轴端倒角尺寸为1.6× 45 。轴上圆角见图。八、轴的校核1）低速轴的校核齿轮上的作用力：求作用在轴上的力32T2 577.81 103Ft33210.05Nt3d3360Fr3 Ft3ta

46、n200 1168.36NFa0再由下图求出轴承对轴的作用力，角接触球轴承7212AC ， a=30.8mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft 作用处是危险截面，计算及说结果计算及说明结果L=134.9mm ，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表表 4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 FNH2=1605.03NFNV1FNV2 =584.18N弯矩M H =210258.93 N mmMV=76527.58 N mm总弯矩M223752.74 N mm扭矩TT=577810 N mm5. 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向

47、旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力M 2 ( T)2caW3=12.51< 1 =60MPa(前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，查图表(P 表 15-1 )得1 =60MPa) ，因此ca<1 ，故轴安全。七、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为Lh =14400h4)输入轴承的选择与计算由轴 III 的设计知，初步选用角接触球轴承7212AC，由于受力对称，只需要计算一个，其受力Fr = Fr12Ft12 =1708.04N ， Fa=0， =3 ，转速n=41.32r/min由轴 II 的设计知，初步选用角接触球轴承7206AC，由于受力对称，

48、只需要计算一个，其受力Fr =Fr12Ft12 =299.62 N ， Fa =0， =3 ，转速n=960r/min1 )查滚动轴承样本(指导书表8-33)知角接触球轴承7212AC 的基本额定动载荷 C=42800N ，基本额定静载荷C0 =46200N2)求轴承当量动载荷P因为Fa =0，径向载荷系数X=1 ，轴向载荷系数Y=0 ，因工作情况平稳，按课本(P 表13-6) ，取 fp =1.2 则 P= fp ( X Fr +Y Fa) =1.2×( 1×1708.04+0) N =2049.65N3)验算轴承寿命106c 10642800 36'Lh ( )

49、 =()3.68 10 h> Lh =14400hh 60n p 60 41.322049.65h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触球轴承7212AC 。计算及说明结果十、键连接的选择与校核计算1 输入轴与v 带的键连接1) 由轴I 的设计知初步选用A 型键b h L =6mm × 6mm× 50mm，TI =57.5 N m2) 校核键连接的强度键 、 轴 和 轮 毂 的 材 料 都 是 钢 ， 由 课 本 ( 表 6-2) 查 得 许 用 应 力p =100120MPa ， 取p =100MPa 。 键 的 工 作 长 度l =L-b=50mm-6mm=44

50、mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 × 6mm=3mm 。2T 1032TII 1033由式可得II=2× 57.5 103 /3× 44× 20MPapkldpkld=43.56MPa< p =100MPa可见连接的强度足够，选用A 型 键 b h l =6mm× 6mm× 50mm，2大斜齿轮与轴II 的键连接1) 由轴II 的设计知初步选用键b h L =10 × 8× 28，T =TII /2=94.19 N m2) 校核键连接的强度键 、 轴 和 轮 毂 的 材 料 都 是 钢 ，

51、由 课 本 ( P 表 6-2) 查 得 许 用 应 力p =100120MPa ， 取p =100MPa 。 键 的 工 作 长 度l =L-b=28mm-10mm=18mm ， 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度 k=0.5h=0.5 ×2T 1038mm=4mm。由式p可得pkld32T 1033p=2× 94.19 103/4× 18× 36MPa=72.68MPa< p =100MPa可见连接的强度足够，选用键b× h× L=10mm × 8mm × 28mm计算及说结果3小直齿轮与轴II 的键连接1） 由轴 II 的设计知初步选用键b× h× L=12mm × 8mm× 110mmT =TII = 188.38 N.m2） 校核键连接的强度键 、 轴 和 轮 毂 的 材 料 都 是 钢 ， 由 课 本 （ P 表 6-2） 查 得 许 用 应 力p =100120MPa ， 取 p =100MPa 。 键 的 工 作 长 度l =L-b=110mm-12mm=98mm ，2T 103键与轮毂键槽的接触高度k=0.