带式输送装置二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

1、机械设计课程设计一一设计带式输送机传动装置（含同轴式二级斜齿轮圆柱齿轮减速箱）目录一、设计任务书3二、传动方案的拟定及说明4三、电动机的选择5四、计算总传动比及分配各级的传动比7五、计算传动装置的运动和动力参数8六、传动件的设计计算91 .V带传动设计计算92 .低速级斜齿轮传动设计计算123 .高速级斜齿轮传动计算164 .齿轮的参数汇总18七、轴的设计计算191 .高速轴的设计192 .中速轴的设计243 .低速轴的设计28八、滚动轴承的选择及校核计算33九、键联接的选择及校核计算38十、联轴器的选择39十一、减速器附件的选择和箱体的设计40十二、设计小结41十三、参考文献42十四、附录（

2、零件及装配图）43计算及说明带式输送机传动方案二1.总体布置简图2 .工作条件与技术要求：输送带允许误差为土4%运输机效率=0.96；工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳；工作年限：15年；工作环境：室内，清洁；电力：三相交流，电压380V;检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3 .原始数据运输机卷筒扭矩（N?m）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm带速允许偏差（为使用年限（年）工作制度（班/日）13000.65360士41524.设计内容（1）电动机的选择与参数计算计算及说明(2)斜齿轮传动设计计算(3)轴的设计(4)滚动轴

3、承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写5.设计任务(1)减速器总装配图1张(0号或1号图纸)(2)齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)(3)设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱,采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。601000v6010000.65nw34.501r/min二D3.143607计算及说明三、电动机的选择1 .电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2 .电动机容量(1)滚筒

4、轴的输出功率PwFv10002Tv D10002 13000.3600.651000=4.694kW(2)电动机的输出功率Pd传动装置的总效率刈=1箱23力；力4力5式中，、“2、“、”4、”5为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表2-2查得：V带传动，=0.955；滚动轴承“2=0.9875；圆柱齿轮传动=0.97;弹性联轴器1=0.9925；卷筒轴滑动轴承限=0.955,则=0.9550.987530.9720.99250.955=0.820故Pd=Pw=4.694=5.724kW0.820(3)电动机额定功率Ped由表16-1选取电动机额定功率Ped=7.5

5、kW。3 .电动机的转速查机械设计手册得V带传动常用传动比范围|1'=24,两级同计算及说明轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2'=860,则电动机转速可选范围为nd'-nwi1'i25528280r/min可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:力杀电动机型号额定功率(kVV电动机转速(r/min)电动机质量(kg)同步港减1Y132M-47.515001440812Y160M-67.51000970119方案

6、1的电动机质量较小，且价格低。因此，可采用方案1,选定电动机型号为Y132M-4计算及说明四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1 .传动装置总传动比-41.737nm1440inw34.5012 .分配各级传动比取V带传动的传动比，=3,则两级圆柱齿轮减速器的传动比为ii 2 i3 -i141.7373= 13.912而两级圆柱齿轮减速器内部两组齿轮传动为同级传动，故i2=i3=i2i3=3.730所得i2和i3符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。计算及说明五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为田轴,各

7、轴转速为n0=nm=I440r/minn01440ni=480r/min11 3ni480n128.690r/min12 3.730n2128.690nm=34.502r/min13 3.7302 .各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即P0=Ped=7.5kWPi=P01=7.50.955=7.163kWPn=P123=7.16250.98750.97=6.861kWPm=P223=6.86080.98750.97=6.572kW3 .各轴转矩T0=9550=9550kn07.5一=49.74Nm1440Ti=9550Rcc=9550MniPn7.163一142.5Nm480

8、6.861Tn二9550-9550>nnPm-509.135Nm128.6906.572Tm=9550=9550nm二1819.045Nm34.502一电动机轴高速轴I中速轴H低速轴m转速（r/min）1440480128.69034.502功率（kW7.5.1636.8616.572机械设计课程设计一一设计带式输送机传动装置(含同轴式二级斜齿轮圆柱齿轮减速箱)转矩（NM49.74142.5509.1351819.045六、传动件的设计计算1.V带传动设计计算(1)确定计算功率由于是带式输送机，功率为=7.5kW,每天工作两班，查机械设计表8-7得，工作情况系数KA=1.2Pca=KaR

9、=1.27,5=9kW(2)选才?V带的带型查机械设计图8-11选用A型(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=118mm验算带速v。=8.892m/s二ddM。二1181440v=601000601000因为带速v在530m/s之间，故带速合适计算大带轮基准直径dd2dd2=i1ddi=3118-354mm根据表8-8,圆整为dd2=355mm(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld初定中心距a0o由0.7(dd1+dd2)-a0W2(dd1+dd2)可得331.1Ma。三946,可取a0=500mm计算及说明23计算

10、带所需的基准长度nLd0、2a0(dd1 - dd2) 2n=2 500 - (118 355)2(d d2 -' dd1 )4a0(355 -118)2：2513.305mm4 500由表8-2选带的基准长度Ld=2500mm计算实际中心距a和变动范围。a a0Ld-Ldo2500-2513.305500<493.348mmamin=a-0.015Ld由公式amax=a0.03Ld可得中心距变化范围为455.848568.348mm(5)验算小带轮上的包角出573：1：180-(dd2-dd1)a57.3=180-(355-118)153.474-90493.348(6)确定带

11、的根数计算单根V带的额定功率由dd1=118mm和n0=1440r/min,查表8-4a得P0=1.61kW根据n°=1440r/min,i=3和A型带，查表8-4b得g=0.17kW查表8-5,得Ka=93,查表8-2得Kl=1.03,于是Pr=(P0P0)K：Kl=1.705kW计算V带的根数z-5.279Pca9Z=Pr1.705取6根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以(5=500(25/)%qv2K：zv(2.5-0.93)92=5000.18.892N0.9368.892=150.296N对于新安装的V

12、带，初拉力应为"3兀访=225.445N(8)计算压轴力FpL八1_：1Fp=2zF0sin一153.474=26225.445sin-2633.181N22.低速级斜齿轮传动设计计算小齿轮转矩Ti=Tn=509.135Nm,小齿轮转速m=g=128.690r/min,传动比i1=i3=3.730。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（GB10095-88从机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者硬度差为40HBS选小齿轮齿数乙=24：大齿

13、轮齿数Z2=iZi=3.73024=89.52o取Z2 =90 。齿数比为u90 =3.91720初选取螺旋角=14（2）按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即d-fU1（产）2.d；：.u二h确定公式内各计算数值a）试选载荷系数Kt=1.6b）由图10-30选取区域系数Zh=2.433c） 由图10-26查得电=0.788%=0.865,；12=0.7880.865=1.653d） 小齿轮传递的传矩Ti=509.135Nme）由表10-7选取齿宽系数d=1f）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze=189.8寸而港/0g）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限jim1=6

14、00MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限仃Hm=550MPah）计算应力循环次数：N1二60njLh=604801（2836515）=2.523103212 父1.6 M 509.135 父 103 堂 3.917 +1 / 2.433父 189.8、d1t 2 3父父 mm1父1.663.917<568 J 93.514mmN2N1i12.523 1093.730= 6.764 108i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1-0.94,KHN2-1.04j）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12）得二hiK HN 1 H lim 1S0.94 6001

15、MPa =564MPa;K HN 2 ; H lim 2S1.04550MPa=572MPa1k）许用接触应力Hil二H2564572卜-H568MPa22计算a）试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得b）计算圆周速度二 九 n1 v =60 1000二 93.514 128.69060 1000m s = 0.630m sc)齿宽b、模数mnt、齿高h、b=4；dd1t=1.093.514mm=93.514mm*cos：93.514cos14-mntmm=3.781mm424h=2.25mnt=2.253.781mm=8.507mmb/h=93.514/8.507=10.993d)计算纵向

16、重合度sp厂=0.3183乙tan一：=0.318124tan14=1.903e)计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA=1,根据v=0.630m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03；由表10-4查得KhP的值与直齿轮的相同，故KhP=1.321,因KAFt/b=1509.135/(93.514/2)/93.514=116.442N/mm100N/mm表10-3查得Khb=Kfg=1.2;图10-13查得K叩=1.28故载荷系数：f)K=KaKvKh：,KhI=11.031.21.321=1.633g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得d1=d

17、1tJ-K-=93.514父311633mm=94.473mmKt，1.6h)计算模数mn = d1 cosZi94.473 cos1424mm = 3.819mm(3)按齿根弯曲强度设计由式(10-17)mn -32KT1Y. cos2dZ12 -YFaYSa二 f确定计算参数a)计算载荷系数b)c)计算当量齿数_ Z1Zv1 =3 ：cos -Zv2Z2cos3 ：24cos314903 cos14.=26.272.=98.521d)查取齿形系数由表10-5查得YFa1= 2.60% =2.18e)查取应力校正系数由表10-5查得YSa1= 1.595,YSa2 =1.79f)查取弯曲疲劳

18、许用应力K=KaKvKf：.Kf：=11.031.21.28=1.582根据纵向重合度&p=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.88由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限仃FE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;/2=380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.84,Kfn2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则二 F1二 f2K±N£E± = OOO=300MPaS1.4KFN2 二 FE2 0.88 380 二238.857MPa1.4g）计算大、小齿轮的YFaYSa,并加以比较二fYFa1 YSa1

19、2.60 1.595300=0.01382YFa2 YSa2 F 22.18 1.79 :0.01634238.857大齿轮的数值大设计计算（按大齿轮）2 父 1.582 & 509.135 父 103 M 0.88 父 fcos14 二 21 242 1.6530.01634mm=2.840mm对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数 mn的大小主要取决于弯曲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（即 模数与齿数的乘积）有关。故可取有弯曲强度算得的模数 2.840mm并就近整园为标准值mn

20、=3mm。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 94.473mm来计算应有的齿数。于是由d1cos : z1 =mn94.473cos143= 30.556取乙=31,贝ijz2=u4=3.917父31=121.427取z2=122。实际传动比为122/31=3.935,与原分配传动比基本一致(4)几何尺寸计算计算中心距ZiZ2mn311223a=.mm=236.526mm2cos-2cos14将中心距圆整为236mm按圆整后的中心距修正螺旋角Z1Z2mn(31122)3QOJ.Q-=arccosarccos1328422a2236计算大、小齿轮的分度圆直径,乙n

21、313d1=一=mm=95.634mmcos-cos132842d2122 3cos13 2842mm = 376.366mm计算齿轮宽度b=：/d1=195.634mm=95.634mm圆整后取B1-100mm,B2-95mm3.高速级斜齿轮传动计算高速级斜齿轮设计过程与低速级些齿轮一样，计算得到齿宽B1=70mm,B2=65mm。考虑到同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮的其他参数取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿

22、轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。4.齿轮的参数汇总高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.935模数(mm)3螺旋角13°28'42中心距(mm)236齿数3112231122齿范(mm)706510095直径(mm)分度圆95.63376.3795.63376.37齿根圆88.13368.8788.13368.87齿顶圆101.75382.37101.75382.37旋问右旋右旋七、轴的设计计算1.高速轴的设计（1）高速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)高速轴功率（kw）转矩T(Nm)4807.163142.5（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直

23、径为d=95.63mm,则2T2142.5Ft2908.236Nd95.6310=Fttan：n=2908.236tan20=1088.490Ncos-cos132842Fa=Fttan:=2908.236tan132842=697.043NFp-2633.181Np（3）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）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15-3,取A。=112,于是得dmin= 112 3 7.163 = 27.574mm ,480（4）轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-出段的直径为了满足V带轮的轴向定位

24、，I-n轴段右端需制出一轴肩，取n=32mm。V带轮与轴配合的长度L1=96mm,为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L1略短一些，现取Li-n=90mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dn-二32mm由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307,其尺寸为dXDXT=35mmX80mm（22.75mm故diY=dvn-皿=35mm而l_m-iv=B+21=21+21=42m,mLv-vi=10mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30307轴承的定位轴

25、肩高度h=4.5mm因此，套筒左端高度为4.5mmdv-vi=44mm取安装齿轮的轴段IV-V的直径div-v=40mm取Lv-v=103mm1轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm故取Ln-皿=60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mme8mme63mmV带轮与轴的配合为H7/r6;齿轮与轴的周向定位选用平键12mm（8mm<63mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7

26、/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2父45n轴段编号长度(mrm直径(mrm配合说明I-n9030与V带轮键联接配合n-m6032定位轴肩m-iv4235与滚动轴承30307配合，套筒定位IV-V7840与小齿轮键联接配合V-VI1044定位轴环VI-vu2335与滚动轴承30307配合总长度303mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm因此，轴的支撑跨距为L1=118mmL2+L3

27、=74.5+67.5=142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的豚MV及M的值列于下表。机械设计课程设计一一设计带式输送机传动装置（含同轴式二级斜齿轮圆柱齿轮减速箱）载荷水平向H垂直面V支反力FFnh1=1358N,FNH2=1550NFnvi=M111N,FNV2=2566NC截向弯矩MMH=FNH2ML3=120900NmmMv=FnV2ML3+M,=233302Nmm总弯矩Mmax=JMH+MV=J1209002+2333022=262767Nmm扭矩T=139057Nmm（6）按弯扭合成应力校核轴的强度

28、根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，出转切应力，取口=0.6,轴的计算应力v'M2+（«T）2_Gca-一WJ2627672十（0.6父13905723MPa=43MPa0.1父403已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得叵-1=70MPa。因此0ca<%,故安全。计算及说明25机械设计课程设计一一设计带式输送机传动装置(含同轴式二级斜齿轮圆柱齿轮减速箱)2.中速轴的设计（1）中速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)中速轴功率（kw）转矩T(Nm)128.6906.861509.135（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为a=3

29、67.37mm,根据式（10-14）,则2T2509.135-3=2771.78Nd367.3710Fr1Ft tan ： ncos :计算及说明432771.78tan20=1037.42Ncos132842Fa1=FttanB=2771.78tan132842=664.34N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2=95.63mm,根据式（10-14）,则Ft2 -2 509.135395.63 10= 10648.02NFttan：nr2cos-10648.02一tan20=3985.33Ncos132842Fa2=Fttan:=10648.02tan132842=2552.11N初步确定轴的最

30、小直径先按式（15-2）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15-3,取Ao=112,于是得3P36.86dmin-Ao-112I-39.31mmn153.6（4）轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据di-n=dv-vi=45mm由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309,其尺寸为dXDXT=45mrH100mme27.25mm故Li-n=Lv-vi=27+20=47mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得

31、30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm取安装大齿轮出的轴段H-田的直径dn-二50mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取div=55mm又由于考虑到与高、低速轴的配合，取Lm-iv=100mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mme9mme70mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2父4

32、5、各圆角半径见图轴段编号长度（mm直径（mm配合说明I-n4945与滚动轴承30309配合，套筒定位n-m7350与大齿轮键联接配合m-w9055定位轴环w-V9850与小齿轮键联接配合V-VI4545与滚动轴承30309配合，套筒定位总长度355mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm因此，轴的支撑跨距为Li=76mmL2=192.5,L3=74.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及

33、M的值列于下表。载荷水平向H垂直面V支反力FFnhi=537NFnh2=7339NFnvi=1776NFnv2=3247NC截向弯矩MMH=FNH2ML3=667849NmmMV=FNV2ML3+Ma2=444347Nmm总弯矩22Mmax=VM；+M；=J6678492十4443472=802163Nmm扭矩T=509134Nmm（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取口=0.6,轴的计算应力.M2（二T）2ca2280216320.6 5091340.1 503MPa =68.67MPa已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1

34、查得o-1=70MPa。因此Ja<S,故安全。3.低速轴的设计低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）中速轴功率（kw）转矩T（Nm）34.5026.5721819.045作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d=367.37mm,根据式（10-14）,则2T21819.045Ft3-9903.07Nd367.3710Fttantan20Fr=_99903.07x尸3706.51Ncos：cos132842Fa=Fttan:=9903.07tan132842=2373.56N初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。P6572根据

35、表15-3,取5112,于e%小州1112/=64.445轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图）1111nivvvivu2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，VI-VD轴段左端需制出一轴肩，故取V-VI段的直径dv-w=64mm半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=107mm为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故VI-叩段的长度应比Li略短一些，现取Lw-vn=105mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dvi-vn=65mm由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承

36、30314,其尺寸为dXDXT=70mm150m由38mm故di-n=div-v=70mm而l_i-n=38mml-iv-v=38+20=58mm左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm因此，取得dn-二82mm右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm取安装齿轮出的轴段m-IV的直径div=75mm齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取ll93mm轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与

37、联轴器左端面间的距离L=30mm故取Lv-vi=60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mme11mrK80mm半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mme12mm<80mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角2.0x45°,各圆角半径见图轴段编号长度(mm直径(mm配合说明I-n3870与滚动轴承30314配合n-m1082轴环m-iv9375与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV-V5870与滚动轴承3

38、0314配合V-VI6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位VI-vu10564与联轴器键联接配合总长度364mmFrGJ98.5MTFtM：iFsil?FrFaMvNLFaD/2(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm因此，轴的支撑跨距为LiL2=88.598.5=187mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平向H垂直面V支反力FFnh1=5216NFnh2=4687NFn

39、v1=1953NFnv2=1754NB截向弯矩MMH-FNH1XL1461616NmmMV=FNV2ML2=172769Nmm总弯矩Mmax=v'MH+MV=V4616162+1727692=492888Nmm扭矩T=1819045Nmm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取u=0.6,轴的计算应力二 ca=,M 2 1(T)2,46161620.6 181904520.1 753MPa = 28.09MPa已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得。-1=70MPa。因此aca产-1,故安全。八、滚动轴承的选择及计算

40、轴承预期寿命Lh=1536582=8.76104h1.高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计手册得a=1l5l35"，Cr=71.2kNe=1.5tan：=1.5tan115135=0.315(1)求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由高速轴的校核过程中可知：Fnh1=1358N,Fnh2=1550NFnv1=-4111N,Fnv2=2566N2222Fr1=、Fnh1Fnv1="1358(-4111).=4329NFr2=JFNH22FnV22=1550225662-2998N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得Fd=2YF d2

41、43292 0.4ctg115135=1136N29982 0.4ctg115135二 787N因为Fae=697N所以FaeFd2=1484NFd1Fa1:FaeFd2=1484NFa2=Fd2=787N(3)求轴承当量动载荷P和2(1)求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2由机械设计表13-7Fr Fr Fr行 Fd =2YFdi18662 0.4ctg12 5710= 537NF d282052 0.4ctg12 5710= 2307N因为 Fae = Fa2 -Fa1 =2552 -664 =1888N所以 Fae . Fd2 =4195N . Fd1Fa1 =Fae Fd2 =4195N

42、 Fa2 =Fd2 =2307N(2)求轴承当量动载荷R和P2Fa1Fr141951866= 2.248 eFa2Fr223078205= 0.281:二 e由机械设计表13-6,取载荷系数fp=1.1pP=fp(0.4Fr1+YFa1)=1.1M(0.4M1866+0.4ctg1257*104195)=8846NF2=fpFr2=1.18205-9026N(4)验算轴承寿命因为已P2,所以按轴承1的受力大小验算10=4.19 105h Lh'106X?10610260n<P,160M128.69019.026J故所选轴承满足寿命要求。3.低速轴的轴承选用30314型圆锥滚子轴承

43、，查课程设计手册得a=12057,10"Cr=208kNe=1.5tan:=1.5tan125710=0.345(1)求两轴承所受到的径向载荷和匕2由低速轴的校核过程中可知：Fnh1=5216N,Fnh2=4687NFnv1=1953N,Fnv2=1754NFr1=,Fnh12Fnv：=.5216219532=5570NFr2-Fnh22Fnv22=4687217542=5004N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得Fd=£r2YFd1 二55702 0.4ctg12 5710=1601NF d250042 0.4ctg12 57 10=1438N

44、因为Fae=2374N所以Fae-Fd1=3975NFd2Fa1=Fd1=1601NFa2=FaeFd1=3975N(3)求轴承当量动载荷P1和P2Fa2Fa1 =1601Fr15570= 0.287 ；eFr239755004= 0.794 e由机械设计表13-6,取载荷系数fp=1.1P=fpFn=1.1x5570=6127NP2;fp0.4Fr2YFa2=1.1(0.450040.4ctg1257103975)二9806N(4)验算轴承寿命Lh101062 208 直60 M 34.502 <9.806 J因为P1<P2,所以按轴承2的受力大小验算=1.28107hLh

45、9;故所选轴承满足寿命要求。九、键联接的选择及校核计算3由机械设计式（6-1）得op="10卜akld键、轴和轮毂的材料都是钢，参照机械设计表6-2,取h】p=110MPa(1)V带轮处的键取普通平键10X8X63键的工作长度l=L-b=6310=53mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm_2T103_2142.5103_一p-kld-45330一44.81MPa-110MPap(2)高速轴上小齿轮处的键取普通平键12X8X63键的工作长度l=L-b=6312=51mm键与轮毂键槽的接触高度k-0.5h-0.58-4mm_2T103_2142.5103_一p-kld-45140一34.93MPa_七一L=110MPap(3)中速轴上大齿轮处的键取普通平键14X9X63键的工作长度l=L-b=6314=49mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59-4.5mm2T1032509.135103Cj='pkld4.5495092.36MPa-=110MPap(4)中速轴上小齿轮处的键取普通平键14X9X70键的工作长度l