机械设计课程设计概述2

机械设计课程设计

V^sqyCHUZHOUUNIVERSITY

学号：顶

姓名：

2017-05

2016/2017学年第二学期指导老师：王峥2015级机械设计制造及自动化

目录

1课程设计题目

1.1内容

1.2目标

1.3任务陈述

1.4设计的关键

2传动装置的总体设计

2.1传动方案的确定

2.2电动机的选择

2.3传动比的计算及分配

2.4传动装置的运动、动力参数计算

3传动件的设计计算

3.1减速器外传动件的设I十计算

3.1.1、，带设计

3.2减速器内传动件的设计计算

3.2.1齿轮传动设计（1、2轮的设计）

322齿轮传动设计（3、4轮的设计）

4键连接的选择及校核计算

4.1输入轴键选择及校核

4.2中间轴键选择及校核

4.3输出轴键选择及校核

5轴承选择及校核计算

5.1输入轴的轴承计算及校核

5.2中间轴的轴承计算及校核

5.3输出轴的轴承计算及校核

6联轴器选择

7减速器的润滑及密封

7.1减速器的润滑

7.2减速器的密封

8减速器附件及箱体主要结构尺寸

1、课程设计题目:

设计铸工车间的砂型运输设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。

每日两班制工作，工作期限为10年。

已知条件：输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.69m/s,输送带轴所需拉力F=6000N。

图1两级展开式D5柱齿轮或

速器传动装置陆用

1一电动机2—传传动3-MSS

4一取轴=$一・退带带轮6-输送传

1.1内容

1.设计二级圆柱齿轮减速器，计算带传动的主要性能参数。

2.绘制齿轮减速器的装配图一张；绘制低速轴上的齿轮的传动件的工作图一张；绘制从动轴的零

件工作图；绘制减速器箱体的零件工作图一张。

3.写出设计计算说明书一1分。

1.2目标

(1)通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课

程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。

(2)学习机械设计的一般方法,掌握机械设计的一般规律。

(3)通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正

确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行

结构设计，达到了解和掌握机械零件,机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。

(4)学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。

1.3任务陈述

I、绘制传动装置装配图一张(A0/A1)；

2、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；

3、编制设计说明书一份。(字数在8000字左右)

1.4设计的关键

设计的重中之重在于二级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计，需要通过计算减速器内部各种零件的

性能参数使其达到规定的强度、刚度要求进而对减速器进行设计。其主要步骤如下：

第一步选择原动机

第二步分配传动比计算管轴的转速，力矩

第三步齿轮传动设计与计算

第四步轴的设计与计算

第五步联轴器的选择与设计

第六步轴承的选择与校核

第七步润滑方式选择

第八步其它附件如端盖油标等各种附件的选择

第九步减速器箱体的设计

2传动装置的总体设计

2.1传动方案的确定

(1)根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱直齿轮减速器传动方案。此方案工作

可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好。

(2)为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以

打滑，保证电动机的安全。

(3)由于带传动的承载能力较低，传递相同转矩时结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸

震，因此，应将其布置在高速的一端。

(4)直齿圆柱齿轮相对于带传动有一定的冲击,所以放在传动装置的速度低的一端。故该

机器包括原传动机、传动装置、工作机三部分组成，而且结构紧凑，匀称、强度和刚性号，便于

操作和维修。

2.2电动机的选择

2.2.1电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。

2.2.2电动机的功率

厂几

(M)

1000L

式中：々为工作机的阻力,N；v”为工作机的线速度，m/s；%为工作机的效率，带式传动机

可取%二().96

其中：^=6000N,y(0=0.69m/s,%=0.96

Fv、6000x0.69/

pD=--(也t)--(a——(kW)=-----------=4.313kW

府"10007]31000X0.96

2、电动机的输出功率A为

Pd=5kW)

7—电动机至滚筒轴的传动装置总效率。

夕——工作机实际需要的电动机的输出功率。

P&——工作机所需的输入功率

且传动装置的总效率公式为：

7="刃2%……力

式中，77],773,......，〃〃为传动系统中各级传动机构、轴承以及联轴器的效率。

?J2,

查《机械设计课程设计》第三章表3-1可知

小——带传动效率：（）.96

%——每对轴承的传动效率：0.99

秋3——圆柱齿轮的传动效率：0.98

71—联轴器的传动效率：0.99

775——卷筒的传动效率：0.96

由简图可知共有三对轴承，两对齿轮，一个联轴器，两种传送带。

所以传动装置的总效率为：

39

"=7%小%"5=。.85

3、电动机所需功率为：

庄=叁2=5.0744%

"770.85

因载荷平稳，电动机额定功率片只需略大于《即可，，查《机械设计课程设计》表17-7选取

电动机额定功率2=5.5bvo

2.2.3电动机转速的确定

滚筒轴工作转速:

6x10%60000x0.69.仆“/.

=---------=---------------r/zmin=43.96〃/min

MTIDJIX300

由《机械设计课程设计》表3-2得展开式减速器的传动比为：2减=9-25

V带的传动比为：1带=2〜4

得总推荐传动比为：1总=1减［带=18-100

所以电动机实际转速的范围为：

，

n=〃/总=791.08〜4395r/min

直《机械设计课程设计常用标准和规范》表17-7可知

符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/minx1500r/minx3000r/mino

但是电动机的转速范围为791.08~4395r/min,且3000r/min的电动机的转速过高，故选用

同步转速1500r/min的电机。

型号为Y132S-4,满载转速%=1440r/min。

2.3传动比的计算及分配

1、总传动比为:i总=727=;14^40=32.76

nw43.95

其中nm是电动机的满载转速，4,是电动机的工作转速。

2、分配传动比

为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：/带=3；

._i_32.76_

则减速器的传动比为："二厂=—；—=1也An9n2；

"带3

考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。应使两级的大齿轮具有相似的直径

(低速级大齿轮的直径应略大一些，使高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙)。

设高速级的传动比彳，低速级的传动比为h，对于二级展开式圆柱齿轮减速器：

z,=，(1.3〜1.4)i减=3.77〜3.91

取工二3.75,则低级传动比为：

10.92

=2.912

3.75

2.4传动装置的运动、动力参数计算

2.4.1各轴的转速：

n

电机5由：=m=1440r/min

1轴：n{="==480r/min；

25*-=—=-^^-=128/Vmin•

科2z-3.75，

3轴：n3=-=-----=43.96r/min；

i22.912

滚筒轴：〃4==nyv=43.96r/min

2.4.2各轴的输入功率：

电机轴：P。=5.5%v

1轴：々=4•"]=5.5x0.96=5.28Zw；

2轴：£=4•彷=5.2S<0.99x0.98=5.IZw；

3轴：P、=口.%"=5.12X0.99X0.98=4.9^W；

卷筒轴：勺二A=4.97x0.99x0.99=4.87kw

2.4.3各轴的输入转矩：

电楣由：T.=9550x区=9550x=36.48N•m;

〃加1440

1轴-T,=95504=9550x*-=105.05N,m：

勺480

p512

2轴：T2=9550二=9550x--=382Nm；

n2128

p4Q7

3轴：r=9550」=9550x———=1079.7Nm;

%43.96

p487

滚筒轴：T,=9550」=9550x——=1058N."?

43.96

2.4.4整理列表

转矩

轴名功率P，kw转速〃/(/•.min)

TINm

电机轴5.536.481440

15.28105.05480

25.12382128

34.971079.743.96

滚筒轴4.87105843.96

3传动件的设计计算

3.1减速器外传动件的设计计算

3.1.1V带设计

3.1.1.1原始数据

电动机功率—Pw=5.5kw

电动机转S-------%=1440r/min

V带理论传动比—/=3

3.112设计计算

确定计算功率4“二3•乙

根据两班制工作，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限10年。

表8-8查得工作系数KA=1.2

匕二Kj6=l.2・5.5=6.6kw

3.1.13选择V带的带型

根据匕、斯由图8-11选用A型。

3.1.1.4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d@。由表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径d4二80mm

2）验算带速v。按式（8・13）验算带的速度

nd^n；_JT»80»1440

6.029m/s

60*1000-60*1000

因为5m/sVvV30m/s,故带速合适

3.1.1.5计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径

dd2=iddI=3•80mm=240mm

根据表8-9,取标准值为dd2=250mm

3.1.1.6确定V带的中心距a和基准长度4

1）根据式（8-20）,初定中心距a。=400mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度

（%-犷

£如82ao十不+dd2)+

4ao

(250-80)2]

=[2<400+^(80+250)+--------------mm

4・400

a1336

由表8-2选带的基准长度4=1250mm。

3)按式(8-23)计算实际中心距a。

ana0+———(400+⑵。~~的兆)mm工357mm

°22

由式(8-24)可得中心距的变化范围为338.25mm~394.5mm。

3.1.1.7验算小带轮上的包角％

573°573°

a,«180°-(d-d.)^-«180°-(250-80)-

1d122d，a357

«152.71°>120°

3.1.18计算带的根数z

1)计算单根V带的额定功率#。

由ddl=80mm和、=1440r/min,查表8-4得”=0.68KA

根据川=1440r/min,i=3和A型带，查表8-5得=0.17K%

查表8-6得儿=0.92,查表8-2得&=0.93,于是

4=（鸟+"）•Ka•K,=（0.68+0.17）•0.92•0.93=0.73KJV

2）计算丫带的根数乙

z=-^=—=9.04

Pr0.73

取10根。

3.1.1.9计算单根V带的初拉力”

由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以

£=500⑵5-储）匕+q\J=poo+0105•6.0291

心zv0.92>10<6.029

=97.82N

3.1.1.10计算压轴力弓

a,15271°

[,=2*sin,=2・10・97.82・sin；N

二1901.18N

3.1.1.11主要设计结论

带轮基准直径

带型传动比基准长度(mm)

(mm)

dd\=80

A31250

%=250

中心距(mm)根数初拉力(N)压轴力(N)

6631097.821901.18

3.1112带轮的结构设计

1、带轮的材料:

采用铸铁带轮(常用材料HT200)

2、带轮的结构形式:

V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接耳动机，4“二80”"〃较小，所以采用

实心式结构带轮。

3.2减速器内传动件的设计计算

3.2.1齿轮传动设计(1、2轮的设计)

1.选精度等级、材料及齿数

(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，齿

面硬度为240HBS。

(2)一般工作机器，选用8级精度。

(3)选小齿轮齿数zi=22,大齿轮齿数Z2=22x3.75=82.5,®z2=83。

(4)压力角=20%

2.按齿面接触疲劳强度设计

(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即

3•、

2KTZHZEZs

Ht1u±1d2

d1t-XX

u

1)确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=1.6。

②计算小齿轮传递的转矩

%=105.05N/m

③选取齿宽系数(Pd=1O

④由图查取区域系数ZH=2.5.

1/2

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数乙O

端面压力角：

al=arccos[z!COS/(z1+2ha*)]=arccos[22xcos20°/(22+2x1)]=30.537°

a2=arccos[z2cos/(z2+2ha')]=arccos[87xcos20°/(87+2x1)]=23.284°

端面重合度：

=[zKtana1-tan)+z2[tana2-tan)]/2TI

=[22x(tan30.5370-tan20c)+83x(tan23.284°-tan20°)]/2n=1.71

重合度系数:

4-e4-1.71

Za

33

⑦计算接触疲劳许用应力[H]

查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hiimi=600MPa、Hiim2=550MPa。

计算应力循环次数：

9

小齿轮应力循环次数:M=60nkth=60x480x1x10x300x2x8=1.38x10

98

大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N/u=1.38x10/3.75=3.69x10

查取接触疲劳寿命系数:KHNI=0.88.KHN2=0.91o

取失效概率为1%,安全系数S=L得：

^HN10Hlim10.88x600

[oH]i===528MPa

S1

Ko091550

[CT(i]2=HN2Hlim2=><=500.5MPa

S1

取[田1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[QH]=[OH]2=500.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

3

2KHtT1ZZZ

U±1HEE2

d1t-XX

u

2*1.6*105.05*1000*3.75+1*,2.5*189.8*0.874、2

=3------------------------------不------------率(---------------------------)

V13.75500.5

=66.44mm

(2)调整小齿轮分度圆直径

1)计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

ndn

=1t1=/66.44*480

=1.667m/s

60x100060*1000

②齿宽b

b=cpjd^=1*66.44=66.44mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数％=1。

②根据v=1.67m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02e

③齿轮的圆周力

Ft1=2T/dit=2x1000x105.05/66.44=3162.252N

KAFt1/b=1x3162.252/66.44=47.60N/mm<100N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.20

④由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。=1.457。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHKH=1x1.02x12x1.457=1.783

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

3

KH

d1t=66.44x3=68.89mm

V1.6

KHt

及相应的齿轮模数

mn=di/Z]=68.89/22=3.13mm

模数取为标准值m=3mm。

3.几何尺寸计算

(1)计算分度圆直径

di=Zim=22x3=66mm

d2=z2m=83x3=249mm

(2)计算中心距

a=(ch+d2)/2=(66+249)/2=157.5mm

(3)计算齿轮宽度

b=q)ddi=1x66=66mm

4.校核齿根弯曲疲劳强度

(1)齿根弯曲疲劳强度条件

^dmnz1

1)确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.689

②由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数

YFSI=2.69YFa2=2.23

Ysai=1.58YSa2=1.79

③计算实际载荷系数KF

由表10-3查得齿间载荷分配系数KF=1.2

根据表10-4用插值法查得KH=1.426,结合b/h=9.78>1110-13得KF

则载荷系数为

KF=KAKVKFKF=1x1.12x1.2x1.427=1.918

④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Him=500MPa、Flim2=380MPa。

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.87

取安全系数S=1.4,得

^FN10Flim10.85x500

[F]i===303.57MPa

SL4

二KFN2aFlim20.87x380

=236.14MPa

S1.4

2）齿根弯曲疲劳强度校核

2KFT1YFaYSaYs

32

(Pdmnz1

2x1000x1.918x87.09x2.69x1.58x0.689

=74.863MPa<[小

1X33X222

2KFT1YFaYSaYs

F2-

32

(Pdmnz1

2x1000x1.918x87.09x2.23x1.79x0.689

=70.31MPa<[F]2

1X33X222

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数4=22、Z2=87,模数m=3mm,压力角=20。，中心距a=163.5mm,齿宽耕

=71mm、b2=66mm0

6.齿轮参数总结和计算

代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮

模数m3mm3mm

齿数z2283

齿宽b71mm66mm

分度圆直径d66mm249mm

齿J贝图系数ha1.01.0

顶隙系数c0.250.25

齿顶高hamxha3mm3mm

齿根高hfmx(ha+c)3.75mm3.75mm

全齿高hha+hf6.75mm6.75mm

齿顶圆直径dad+2xha72mm251mm

齿根圆直径dfd-2xhf58.5mm241.5mm

3.2.2齿轮传动设计（3、4轮的设计）

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿

面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

(3)选小齿轮齿数Z3=23,大齿轮齿数Z4=23x2.912=66.976,取z4=670

(4)压力角=20。。

2.按齿面接触疲劳强度设计

(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即

3

2K.T,Z/pZ—

HWtZ?u±1Ht£2

d1t^xx

1)确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=1.6。

②计算小齿轮传递的转矩T2=382N/m

③选取齿宽系数牝=1O

④由图查取区域系数ZH=2.50

1/2

⑤食表得材料的弹性影响系数4=189.8MPa0

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数乙O

端面压力角：

ai=arccos[z3cos/(z3+2ha*)]=arccos[23xcos20°/(23+2x1)]=30.181°

a2=arccos[z4cos/(Z4+2ha')]=arccos[67xcos20°/(67+2x1)]=23.998°

端面重合度：

=[z3(tana1-tan)+z4tana2-tan)]/2n

=[23x(tan30.181°-tan20c)+70x(tan23.998°-tan20°)]/2Ti=1.701

重合度系数：

4-1.701

Za

33

⑦计算接触疲劳许用应力[H]

查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hiimi=600MPa、Hiim2=550MPa。

计算应力循环次数：

8

小齿轮应力循环次数:小=60nkth=60x128x2x10x300x1x8=3.69*10

8

大齿轮应力循环次数:大=60nkth=N/u=3.69x1072.912=1.266*10

查取接触疲劳寿命系数:KHNI=0.91,KHN2=0.93。

取失效概率为1%,安全系数S=L得：

Ka

r1HN1Hlim10.91x600

[oHJi===546MPa

S1

K

r]HN20Hlim2093x550

[OH]2===511.5MP<

S1

取[。4和6H12中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[oH]=[GH]2=511.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

3

2mZZZ

Ht2HucEeE2

%Nxx

%

2x1.6x382x10002.912+12.5x189.8x0.875

=<----------------------------x--------------x(z----------------------------)x

V12.912511.5

=102.676mm

(2)调整小齿轮分度圆直径

1)计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

二叫mJ*102.676'128=o£88m/s

60x100060x1000

②齿宽b

b=q)dd[t=1x102.676=102.676mm

2)计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数a二1。

②根据v=0.688m/s、8级精度,由图查得动载系数Kv=0.78。

③齿轮的圆周力

Ft3=2T2/dit=2x1000x382/102.676=7440.88N

KAFt3/b=1x7440.88/102.676=72.47N/mm<100N/mm

查表得齿间载荷分配系数Q=1.2。

④由表用插值法蛰得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.469。

由此，得到实际载荷系数

炸=KAKVKHKH=1x0.78x1.2x1.469=1.375

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

3

KHI——

d3=d1t=102.676x"=97.618mm

KHt

及相应的齿轮模数

mn=d3/z3=97.618/23=4.244mm

模数取为标准值m=4mme

3.几何尺寸计算

(1)计算分度圆直径

ds=z3m=23x4=92mm

d4=z4m=67x4=268mm

(2)计算中心距

a=(d3+d4)/2=(92+268)/2=180mm

(3)计算齿轮宽度

b=(pdd3=1x92=92mm

取b4=92、b3=97。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

(1)齿根弯曲疲劳强度条件

2KFT2YFaYSaYE

F-32~

^dmnz3

1）确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

Y=0.25+0.75/£*0.25+0.75/1.701=0.691

②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFal=2.66YFa2=2.25

YSai=1.59YSa2=1.76

③计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KRX=1.2

根据KH=1.469,结合b/h=10.22查图得KEP=1.439

则载荷系数为

KF=KAKvKFaKFp=1x1.05x1.2x1.439=1.813

④计算齿根弯曲疲劳诧用应力[OF]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flimi=620MPa、Flim2=620MPa。

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87、KFN2=0.89

取安全系数S=1.4,得

KFN10Flim10.87x620

[F)1=385.29MPa

S1.4

KFN20Flim20.89x620

394.14MPa

[F]2=

S1.4

2）齿根弯曲疲劳强度校核

2KFT2YFaYSaYs

32

(Pdmnz3

2x1000x1.813x330.35x2.66x1.59x0.691

103.401MPa<[F]i

1X43X232

2KFT2YFaYSaYs

F2

32

(f)dmnz3

2x1000x1.813x330.35x2.25x1.76x0.691

=96.814MPa<[F]2

1X43X232

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数4二23、Z2=67,模数m=4mm,压力角=20°,中心距a=180mm,齿宽b

=97mm、b2=92mm0

6.齿轮参数总结和计算

代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮

模数m4mm4mm

齿数z2367

齿宽b97mm92mm

分度圆直径d92mm268mm

齿顶局j系数ha1.01.0

顶隙系数c0.250.25

齿顶高hamxha4mm4mm

齿根高hfmx(ha+c)5mm5mm

全齿高hha+hf9mm9mm

齿顶圆直径dad+2xha100mm276mm

齿根圆直径dfd-2xhf82mm258mm

3.3输入轴的设计

1.输入轴上的功率匕、转速5和转矩小

Pi=5.28KWni=480r/min%=105.05Nm

2.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：

ch=66mm

则:

2Tl

2x105.05x1000318333N

Ft==

66

d1

Fr=Ftxtan=318333xtan20°=1158.64N

3初步确定轴的最小直径

先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理，根据表，取A。=112,得:

3

P1

dmin=AQX=112x3/—=24.91mm

V480

n1

输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%,古嬷取:&2=26mm

4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足大带轮的轴向定位要求，i-n轴段右端需制出一轴肩，故取ii=in段的直径d23=

30mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm。大带轮宽度B=78mm,

为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故i-n段的长度应比大带轮宽度B略短

一些，现取h2二76mmo

2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，古攵选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23二

30mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207,其尺寸为dxDxT=35x72x17mm,故

d34=d78=35mm,取挡油环的宽度为15,则电二桢二17+15=32mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型粕承的定位轴肩高度h=3.5mm,因

此，取d45=d7=

642mm0

3）由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。

所以Ise=B=71mm,d56二二66mm

4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取坛二50

mm。

5）取齿轮距箱体内壁之距离△=16mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。

考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知低

速小齿轮的宽度b3=97mm,则

I45=b3+c+A+s-15=97+12+16+8-15=118mm

匕7=A+s-15=9mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

6.轴的受力分析和校核

1)作轴的计算简图(见图a):

根据6207深沟球轴承杳手册得T=17mm

带轮中点距左支点距离Li=(78/2+50+17/2)mm=97.5mm

齿宽中点距左支点距离L2=(71/2+32+118-17/2)mm=177mm

齿宽中点距右支点距离L3=(71/2+9+32-17/2)mm=68mm

2)计算轴的支反力：

水平面支反力(见图b):

FtL32639.1x68

FNHI==732.5N

L2+L3177+68

FtL22639.1x177

FNH2==1906.6N

L2+L3177+68

垂直面支反力（见图d）:

FrL3-Fp(L1+L2+L3)960x68-1345.58x(97.5+177+68)

FNVI===-1614.6N

L2+L3177+68

FrL2+FpL1960x177+1345.58x97.5

FNV2===1229N

L2+L3177+68

3)计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNHIL2=732.5x177Nmm=129652Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MVo=FpLi=1345.58x97.5Nmm=131194Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MVi=FNVIL2=-1614.6x177Nmm=-285784Nmm

MV2=FNV2L3=1229x68Nmm=83572Nmm

分别作水平面弯矩图（图C）和垂直面弯矩图（图e）。

截面C处的合成弯矩:

22

Mi=M+M=313S19Nmm

unvV/1I

22

M=MIJ4-MVO=154253Nmm

2VC.

作合成弯矩图（图f）。

4）作转矩图（图g）。

5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度:

通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截

面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4）,取=0.6,则有：

2

McaMi+(aT1)23138192-(0.6x87.09x1000)2

=1=MPa

Ww0.1x663

=11.1MPa<[]=60MPa

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）.轴的弯

扭受力图如下：

3.4中间轴的设计

1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2

P2=631KWn2=182.28r/minT2=330