带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计书

1 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计书 工作条件： 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度 v 的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h） ， 要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 已知数据： 带式运输机的传动装置如图 12、传动方案分析 传动带的圆周力： F=3600 N 带速： v=1.3 m/s 滚筒直径： 400 mm v 初步在课程设计书上给我们给定了如图 2示的六种方案： 图 2先从总体上考虑一下方案，首先去掉涡轮蜗杆的传动方案，传动效率太低，传动比太大，然后看方案 d，其中有根齿轮轴从传动带下面通过，这样对于操作来说就不怎么安全，并且采取两级传动，把两级变速机构分开放置，一个开始一个闭式，不仅占用空间大，而且大大降低了齿轮的使用寿命，也不便于操作。大体上一看仅剩下 a、 b、 c、 于分组的原因，我就选用方案 。 3、原动件的选择与传动比的分配 择电动机的类型 按工作要求求选用 压为 220V。 择电动机容量 电动机所需工作功率，由公式 ， 又有1000W 根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率 传动装置的总效率 2421 2 3. 3 由文 献【 2】的 94 页可大致得如下参数：联轴器效率1 ，滚动轴承传动效率（一对）2 ，闭式圆柱齿轮传动效率3 ，代入得 2 4 2 2 4 21 2 3. . 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 6 0 . 8 3 3a 所得的电动机功率为 0 0 0 01 0 0 0 因载荷平稳，电动机的额定功率表 12用的电动机的额定功率 定电动机转速 卷筒轴工作转速为 m i n/83m i n/300 两级展开式圆柱齿轮减速器一般传动比为范围为 925 ，则总传动比合理范围为 8 40 ，故 电动机转速的可选范围为 m i n/3320664m i n/83)408( 符合这一范围且且额定功率为 920 / 所以电动机就要选用 动比的分配 由原始数据可初步测算出总传动比 为了传动比合适，减小误差，现提供两种传动比分配方式： 11 。当 I=时，不仅仅润滑好，而且传动平稳些。所以在这里传动比就分配为 I=11 I= 4 4 各轴动力与运动参数 轴的转速 将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴、轴。 09 1 2 . 5 / m i nm i 式 中： 电动机的满载转速； 0i 电动机轴至轴的传动比。 同理 1 0 12920 / m i n 9 1 2 / m i 5r ri i i 2 0 1 21430 / m i n 1 2 7 / m i . 2 6r ri i i i 轴的输入功率 式中： 电动机的实际输出功率（ 01 电动机轴与轴间的传动效率。 同理 其余类推。 轴输入转矩 0 0 1 i 式中： 电动机轴的输出转矩（ N m）， 95 50 式中： 电动机的实际输出功率（ 电动机满载转速（ r/ 所以 0 0 1 0 0 19 5 5 0 1 4 . 3 4 7dd i i N 1 1 2 1 4 . 4 9 2 3 . 5 0 . 9 4 0 8 4 7 . 7 1 9T T i N m m 5 2 2 3 4 7 . 7 1 9 3 . 2 1 7 0 . 9 4 0 8 1 4 4 . 4 2 4T T i N m m 其余类推。 将上诉结果列表如表 2所示，供后面设计计算使用。 表 2 各轴的运动和动力参数 轴号 功率 P/矩 T/（ 转速 n/(r/传动比 i 效率 电动机轴 430 1 轴 1430 轴 08 轴 27 1 作机轴 127 5 齿轮的设计与计算 定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 如图 5用直 齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度等级。 材料的选择，由文献 【 1】 中的表 1040度 280齿轮材料为调质（ 45钢）硬度为 240者材料硬度差为 40 选择齿轮齿数1 22Z ，大齿轮的齿数2 2 2 3 7Z ，4 2 2 3 . 2 1 7 7 0 . 7 7 4Z ， 取整为71. 图 5Z 2Z 3Z 4 6 轮 1、 2 的设计 对于强度，速度及精度都要求不高的齿轮，应 采用软齿面（硬度小于等于 350，因此先按齿面接触强度设计，再按翅根弯曲疲劳强度校核。 齿面接触强度设计 有文献【 1】中的公式（ 10行计算，即 213112 . 3 2 定公式中的各计算数值 1) 试选择载荷系数 2) 计算小齿轮的转矩 1 1 4 7T N m3) 由文献【 1】中的表 10， 中偏上限值 。 4）由文献【 1】中的表 1021 8 9 P a5）由文献【 1】中的图 10齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为li m 1 590H M P a ；大齿轮的接触疲劳强度极限li m 2 550H M P a 。 6） 计算应力循环次数。 9116 0 6 0 1 4 3 0 1 ( 2 8 3 6 0 8 ) 3 . 9 5 4 1 0hN n j L 9 923 . 9 5 4 1 0 1 . 1 2 3 1 03 . 5N 7） 由文献【 1】中的图 10 9 0 0 . 9 5H N H ，8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【 1】中的式 10 7 1 l i m 11 0 . 9 0 5 9 0 5 3 1H N M P a M P 2 l i m 22 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5H N M P a M P 算 1) 计算小齿轮分度圆直径1入 H中的较小值 2 2311 33111 1 . 3 1 4 . 3 4 7 1 0 4 . 5 1 8 9 . 82 . 3 2 2 . 3 2 5 5 . 2 2 71 . 0 3 . 5 5 2 2 . 5 i Zd m m m 2) 计算圆周速度 v 1 5 2 . 2 2 7 1 4 3 0 m / s = 3 . 9 1 0 m / 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 3) 计算齿宽 b 1 1 . 0 5 5 . 2 2 7 5 5 . 2 2 7d m m m m 4) 计算齿宽与齿高之比 . 2 2 7 2 . 5 1 022m m m 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 5 1 0 5 . 6 4 8th m m m m m 5 5 . 2 2 7 9 . 7 7 85 . 6 4 8 5) 计算载荷系数 根据 V=s,7 级精度，由文献【 1】的图 10，直齿轮， 1 , 1 由文献【 1】的表 10。 由文献【 1】的表 10级精度、 , 8 1 . 0 0 1 . 1 1 1 . 4 2 0 1 1 . 5 7 6 2A V H K K K 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由文献【 1】中的式（ 10 3311 1 . 5 7 6 25 5 . 2 2 7 5 8 . 8 9 01 . 3d m 7) 计算模数 m 1115 8 . 8 9 0 2 . 6 7 6 8 2 . 6 822dm m m m m m 齿根弯曲强度设计 根据文献【 1】中的式（ 10弯曲强度的设计公式为： 131 212 F a S 定公式中的各计算数值 1） 根据文献【 1】中的图 10曲疲劳强度极限1 500 P a ；大齿轮的弯曲强度极限2 380 P a 2）根据文献【 1】中的图 10，2 。 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=文献【 1】中的式（ 10 111 0 . 8 0 5 0 0 2 7 5 . 8 6 21 . 4 5F N F M P a M P 222 0 . 8 3 3 8 0 2 1 7 . 5 1 71 . 4 5F N F M P a M P 4）计算载荷系数 K 1 . 0 0 1 . 1 1 1 1 . 3 5 0 1 . 4 9 8 5A V F K K K 5）查取齿形系数 9 根据文献【 1】中的表 10，2 。 6）查取应力校正系数 根据文献【 1】中的表 10，2 。 7）计算大小齿轮的 加以比较 111 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 5 4 82 7 5 . 8 6 2F a S 222 2 . 1 7 1 . 8 0 0 . 0 1 7 9 62 1 7 . 5 1 7F a S 大齿轮的数值较大 计计算 31 3312212 2 1 . 4 9 8 5 1 4 . 3 4 7 1 0 0 . 0 1 7 9 6 1 . 1 6 91 . 0 2 2F a S m m m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 于齿轮的模数 齿面接触疲劳接触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，可取由弯曲强度算得的模数 就近圆整为标准值 m=接触强度算得的分度圆直径1 5 8 0d m m，算出小齿轮齿数 11315 8 . 8 9 0 4 7 . 1 1 2 4 71 . 2 5m 大齿轮的齿数 2 1 1 4 7 3 . 5 1 6 4 . 5Z Z i ，取整 165 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑避免浪费。 轮 3、 4 的设计 齿轮 3 齿面接触强度设计 10 有文献【 1】中的公式（ 10行计算，即 223212 . 3 2 定公式中的 各计算数值 1） 计算齿轮 3的转矩（在前面的设计中已算出，也就是轴的转矩） 2 3 3 4T N m2） 选择载荷系数 3） 由文献【 1】中的表 104） 由文献【 1】中的表 1021 8 9 P a5） 由文献【 1】中的图 10齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为li m 3 590H M P a ；大齿轮的接触疲劳强度极限li m 4 550H M P a 。 6） 由文献【 1】中的式 10 9226 0 6 0 4 0 8 1 ( 2 8 3 6 0 8 ) 1 . 1 2 8 1 0hN n j L 9336 0 6 0 1 2 7 1 ( 2 8 3 6 0 8 ) 0 . 3 5 1 3 1 0hN n j L 7） 由文献【 1】中的图 10 8 5 0 . 9 0H N H 8） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【 1】中的式 10 3 l i m 33 0 . 8 5 5 9 0 5 0 1 . 6H N M P a M P 4 l i m 44 0 . 9 0 5 5 0 4 9 5H N M P a M P 算 1) 计算小齿轮分度圆直径3入 H中的较小值 11 2 22 3331 1 . 3 4 7 7 1 9 4 . 2 1 7 1 8 9 . 82 . 3 2 2 . 3 2 5 3 . 0 4 91 . 0 3 . 2 1 7 4 9 5 Zd m m m m 2) 计算圆周速度 v 3 5 3 . 0 4 9 4 0 8 m / s = 1 . 1 3 3 m / 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 3) 计算齿宽 b 1 1 . 0 5 3 . 0 4 9 5 3 . 0 4 9d m m m m 4) 计算齿宽与齿高之比 . 0 4 9 2 . 4 1 1 322m m m 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 4 1 1 3 5 . 4 2 5th m m m m m 5 3 . 0 4 9 9 . 7 7 95 . 4 2 5 5) 计算载荷系数 根据 V=s,7级精度，由文献【 1】的图 10，直齿轮， 1由文献【 1】的表 10 。 由文献【 1】的表 10级精度、 由 5 3 . 0 4 9 9 . 7 7 95 . 4 2 5， 根据文献【 1】的图 10 则有 1 . 0 0 1 . 0 8 1 . 4 2 0 1 . 0 1 . 5 3 3 6A V H K K K 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由文献【 1】中的式（ 10 12 3333 1 . 5 3 3 65 3 . 0 4 9 5 6 . 0 5 31 . 3d m 7） 计算模数 m 3235 6 . 0 5 3 2 . 5 4 7 8 2 . 5 522dm m m m m m 齿根弯曲强度设计 根据文献【 1】中的式（ 10弯曲强度的设计公式为： 232 232 F a S 定公式中的各计算数值 1）根据文献【 1】中的图 1000 P a ；大齿轮的弯曲强度极限4 380 P a ； 2 根据文献【 1】中的图 10，4 。 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=文献【 1】中的式（ 10 333 0 . 8 0 5 0 0 2 7 5 . 8 6 21 . 4 5F N F M P a M P 444 0 . 8 3 3 8 0 2 1 7 . 5 1 71 . 4 5F N F M P a M P 4 计算载荷系数 K 1 . 0 0 1 . 0 8 1 1 . 3 5 0 1 . 4 5 8A V F K K K 5 查取齿形系数 根据文献【 1】中的表 10 7 2 2 . 2 4F a F ，。 6 查取应力校正系数 13 根据文献【 1】中的表 10 5 7 1 . 7 5S a S ，。 7 计算大小齿轮的 加以比较 333 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 5 4 82 7 5 . 8 6 2F a S 444 2 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 8 0 22 1 7 . 5 1 7F a S 大齿轮的数值较大 计计算 2 332 2232 2 4 7 7 1 9 1 . 4 5 8 0 . 0 1 8 0 2 1 . 6 0 21 . 0 2 2F a S m m m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模 数 于齿轮的模数 齿面接触疲劳接触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，可取由弯曲强度算得的模数 就近圆整为标准值 m=2接触强度算得的分度圆直径1 5 6 3d m m，算出小齿轮齿数 3325 6 . 0 5 3 2 8 . 0 2 7 2 82dZ m 大齿轮的齿数 4 3 3 2 8 3 . 2 1 7 9 0 . 0 7 6Z Z i 。取整为 90 这样设计出的齿轮传动， 既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 何尺寸计算 算分度圆直径 1 1 1 4 7 1 . 2 5 5 9d Z m m m m m 2 2 1 1 6 5 1 . 2 5 2 0 6d Z m m m m m 14 3 3 2 2 8 2 5 6d Z m m m m m 4 4 2 9 0 2 1 8 0d Z m m m m m 算中心距 121 1 3 2 . 52 342 1182 因为齿轮孔的尺寸是有与 之配合的轴的尺寸的大小决定的，先设计出轴的尺寸在进行齿轮结构的设计。 6. 轴结构设计及计算 上的功率 速 转矩 计算 在前面的设计中得到 3P=n=127r/3 1 4 4 . 4 2 4 /T N m2 求作用在齿轮上的力 因一直低速极大齿轮上的分度圆直径为 4 180d 6 0 4 . 7TF dN a n 5 8 4N 步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15步估算轴的最小直径。选取材料为 45钢，调制处理。有文献【 1】中的表 150A 112，于是就有 3 33m i n 031 . 9 0 11 1 2 2 7 . 6 0 2 2 2 2 m m 2 7 . 6 m m 15 输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径 d -（见图 6联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型 号。 联轴器的计算转矩 T K T由文献【 1】中的表 14虑到转矩变化很小，故取 则： 3 1 . 3 1 4 4 . 4 2 4 . 1 8 7 . 7 5 1 2 .c a T N m N m 按照计算转矩据文献【 2】中 用 公称转矩为 联轴器的孔径1 30d 故取 30d -，半联轴器长度 L=82联轴器与轴配合的毂孔长度1 60L 的结构设计 定轴上零件的装配方案 由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由文献【 1】 述，故采用文献中的图 15 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， -轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=()d,故取 -段的直径 3 6 m -；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 36D 。半联轴器与轴段配合的轮毂孔长度1 60L 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 -段的长度应比取 58m -。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 3 6 m -，又轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承 6208，其尺寸为 4 0 8 0 1 8d D B m m m m m m 16 故 40d d m m - - 。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据文献【 2】可以知道 6208型的定位轴肩的高度 m i n 3 . 52m m 由于m 7ad m m，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，取 48d -。 3）非定位轴肩为了加工和装配方便而设置的，其高度没有严格的规定，一般取1 248d -齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。在前面的设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为 60了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取58l - 。齿轮的左端采用轴肩定位。轴肩高度 h（ 0 . 0 7 0 . 1d h d - - ）可取一个合适的值 h=4轴环处的直径 52d -。轴环宽度 ，取6l - 。 4）轴承端盖的总宽度为 25减速器及轴承端盖的结构决定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 30l (文献【 1】图 15故取 57l -。 5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 献【 1】图 15齿轮 2的轮毂与齿轮 3的轮毂之间的距离为 20献【 1】图 15考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8献【 1】图 15已知深沟球轴承的宽度为 18B ，高速级上小直齿轮轮毂的长度为L=65 18l - 8 1 8 . 5 4 7 2 0 6 5 6 5 8 9 4 . 5l m m - 1 8 . 5 8 1 8 2 4 6 . 5l m m - 至此，已初步确定轴的各段直径 和长度。 上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 l -由文献【 1】中表6 4 9b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长略短于轮毂宽度60 50h 1 4 9 5 0b L m m m m m m 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 h 8 7 5 0b L m m m m m m ，半联轴器与轴的配合为76滚动轴承与 17 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6m。 定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中的表 15轴的小端倒角为 5 ，各轴肩处的圆角半径见图 6r= 轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 6出轴的计算简图（图 6 在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取 献【 1】图 15对于 6208型深沟球轴承，由手册中可查得 B/2=9此作为简支梁的轴的支撑a)(b)(c)(d)(e) 轴的载荷分布图 18 跨距23 1 4 9 6 3 2 1 2L L m m m m m m 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 6 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 将计算出截面 的值如 表 6示（参看图 6 表 6载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 4 7 6 1 1 2 7 1 7 3 4 1 0 矩 M 7 1 0 5 2 m m 2 5 8 5 8 . 9 5 m m 总弯矩 2212 7 1 0 5 2 2 5 8 5 8 9 5 7 5 6 1 1 N m m 扭矩 T 3 1 4 4 . 4 2 4 /T N m 弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据文献【 1】中式 15及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取 ，轴的计算应力 19 22 2 2 2 2133 2 23() ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) 1 1 . 7 1 4( ) 1 4 4 . 5 ( 4 8 4 . 5 )0 . 1 4 83 2 2 2 4 8 P a M P a M P ad b t d 前已选定轴的材料为 45钢，调制处理，由文献【 1】的表 15 6 0 M 。因此1，所以此轴是安全的。 确校核轴的疲劳强度 断危险截面 截面 A， 然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面 和 处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面 面 的应力集中的影响和截面 的相近，但截面 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 面 和 显然更不必要校核。由文献【 1】的第 三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 面 右侧 抗弯截面系数 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m m m 抗扭截面系数 3 3 3 30 . 2 0 . 2 4 0 1 2 8 0 0TW d m m m m 截面 右侧的弯矩 M 为 357 5 6 1 1 . 4 2 0 0 6 m m N m m 截面上的扭矩3 3 1 4 4 4 2 4 m m截面上的弯曲应力为 42006 6 . 5 66400b M M P a M P 截面上的扭转切应力 3 144424 1 1 . 2 812800 P a M P 20 轴的材料为 45钢，调制处理。由文献【 1】中的表 1540B M ，1 275M ，1 155M 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【 1】中的附表 3为 1 40， 48 ，经插值后可查得 ， 又由文献【 1】中的附图 3 ， 故有效应力集中系数由文献【 1】附表 31 ( 1 ) 1 0 . 7 8 ( 2 . 0 9 1 ) 1 . 0 7 0 2 1 ( 1 ) 1 0 . 8 1 ( 1 . 6 6 1 ) 1 . 5 3 4 6 由文献【 1】中的附图 3 ；由文献【 1】中的附图 3 。 轴按磨削加工，由文献【 1】中的附图 3系数为 0 轴未经表面强化处理，即 1q ，则按文献【 1】中的式（ 3式（ 3综合系数为 1 1 . 0 7 0 2 11 1 1 . 5 5 80 . 7 6 0 . 8 7 1 1 . 5 3 4 6 11 1 1 . 9 7 60 . 8 4 0 . 8 7 又由文献【 1】中的 330 ，取 21 0 0 ，取 于是，计算安全系数文献【 1】中的式（ 15（ 15得 1 275 2 6 . 9 0 71 . 5 5 8 6 . 5 6 1 155 1 3 . 5 6 51 1 . 2 8 1 1 . 2 81 . 9 7 6 0 . 0 522 2 2 2 22 6 . 9 0 7 1 3 . 5 6 5 1 2 . 1 1 3 22 6 . 9 0 7 1 3 . 5 6 5 故可知其安全。 面 左侧 抗弯截面系数 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 8 1 1 0 5 9 . 2W d m m m m 抗扭截面系数 3 3 3 30 . 2 0 . 2 4 8 2 2 1 1 8 . 4TW d m m m m 截面右侧的弯矩 M 为 357 5 6 1 1 . 4 2 0 0 6 m m N m m 截面上的扭矩3 3 1 4 4 4 2 4 m m截面上的弯曲应力为 42006 3 . 7 9 81 1 0 5 9 . 2b M M P a M P 截面上的扭转切应力 3 144424 6 . 5 3 02 2 1 1 8 . 4 P a M P 过盈配合处的 k，由文献【 1】的附表 3取 ，于是得 2 . 8 5 0 . 8 1 . 8 6 1 . 4 8 8 轴按磨削加工，由文献【 1】中的附图 3 22 0 故得综合系数为 111 2 . 3 2 5 1 2 . 4 7 40 . 8 7 111 1 . 4 8 8 1 1 . 6 3 70 . 8 7 于是，计算安全系数文献【 1】中的式（ 15（ 15得 1 275 2 9 . 2 72 . 4 7 4 3 . 7 9 8 1 155 2 5 . 2 56 . 5 3 0 6 . 5 3 01 . 8 7 5 0 . 0 522 2 2 2 22 9 . 2 7 2 5 . 2 5 1 9 . 1 22 9 . 2 7 2 5 . 2 5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。再加上设计中的运输机有平稳的特点，所以就无大的瞬时过载及其严重的应力循环不对称性，所以可以省略静强度校核。轴的设计基本上就这样 了。 制轴的工作图（见附图 1） 速轴的结构设计及计算 上的功率 速 转矩 计算 在前面的设计中得到 2P 2 1k W2n 4 0 8 r/m 47719T N m m作用在齿轮上的力 23 因在前面的设计中得到中速级大齿轮的分度圆直径为 2 2 0 6 d m m而 2122 2 4 7 7 1 9 6 7 3 . 4 9 6 4 6 2 . 72 0 6 . 2 5 r 1 t 1 nt a n 4 6 2 . 7 t a n 2 0 2 4 5 . 1 3 4 1 6 8 . 4F F N N 中速级上的小齿轮的分度圆直径为 3 56d 2232 2 4 7 7 1 9 1 4 3 4 . 2 9 6 1 7 0 4 . 2 556 r 2 t 2 nt a n 1 7 0 4 . 2 5 t a n 2 0 6 2 0 . 3 6 2 0F F N N 因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故 N步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15步估算轴的最小直径 。选取材料为 45钢，调制处理。有文献【 1】中的表 150A 112，于是就有 2 33m i n 0220211 1 2 1 9 . 0 9 m m 1 9 . 1 m m 输出轴的最小直径也就是安装轴承处的直径 d -（见图 6轴承的内圈内径相适应，故须同时选取轴承型号。根据文献【 2】中 轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据m 9 ，又轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组标准精度 级的深沟球轴承 6204，其尺寸为 2 0 4 7 1 4d D B m m m m m m 得 20d -，也可以得 20d -。 的结构设计 24 据轴向定位的要求确定轴的剩余各段直径和长度方案。 1）右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。根据文献【 2】可以知道 6204 型的定位轴肩的高度 由于套筒外径m 6ad m m，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑 得，套筒外径 26齿轮为非定位轴肩。取 2 2 2 2d m m d m m - - 和2）齿轮 3的右端与右轴承之间采用套筒定位。在前面的设计中已经得出齿轮 3的宽度为 65了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取 l 63 -。齿轮 3的左端采用轴肩定位。轴肩高度 h（ 0 . 0 7 0 . 1d h d - - ）可取一个合适的值 h= 26d -。又因为齿轮 2与齿轮 3要保持 一定的距离，由于在前面已说明齿轮 2与齿轮 3 之间的距离为 20轴 20l -。同理齿轮 2的左端与左轴承之间采用套筒定位，在前面的设计中已得到齿轮 2的齿宽为 47 45l -。 4）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 16献【 1】图 15考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8献【 1】图 15已知深沟球轴承的宽度为 14B ，齿轮 3的宽度为1 66L 齿轮 2的齿宽为2 47L 则 21 6 ( ) 4 0l B s L l m m - - 11 6 ( ) 4 0l B s L l m m - - 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 上零件的周向定位 齿轮 2、 3与轴的周向定位均采用平键连接。按 26d -由文献【 2】中表 127b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 40理，按 23d -选用平键为 8 7 5 6m m m m m m，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76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6m。 定轴上圆角和倒角尺寸 25 根据文献【 1】中的表 15于轴的两端直径一样，故 均取倒角为 5 ，各轴肩处的圆角半径见图 6 绘制轴的工作图（见附图 2） 速轴的结构设计及计算 上的功率 速 转矩 计算 在前面的设计中得到 1P 2 8 k W1n 1 4 3 0 r/m 14347T N m m作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到高速级齿轮的分度圆直径为 1 5 8 d 112 2 1 4 3 4 7 4 8 8 . 4 15 8 . 7 5 26 r t nt a n 4 8 8 . 4 1 t a n 2 0 1 7 7 . 7 7 1 7 8F F N N N步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15步估