机械设计课程设计-带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc

目录一、题目及总体分析2二、各主要部件选择2三、选择电动机3四、分配传动比3五、传动系统的运动和动力参数计算4六、 设计带和带轮6七、齿轮的设计9八、传动轴和传动轴承的设计16(a)低速轴、传动轴承以及联轴器的设计16（b） 高速轴以及传动轴承的设计23(c)中间轴以及传动轴承的设计25九轴承的选择和校核计算28十键连接的选择与校核计算30十一、轴承端盖的设计与选择31十二、滚动轴承的润滑和密封32十三、联轴器的选择32十四、其它结构设计33十五、参考文献36一、题目及总体分析题目：设计一个带式输送机传动装置给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力为5800n，输送带的速度为0.75m/s，输送带滚筒的直径为410mm。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5。带式输送机的传动效率为0.96。传动装置组成：由电动机、减速器、联轴器、v带、卷筒、运输带等组成。减速器采用二级圆柱同级减速器。整体布置如下： 1.1 带式输送机传动简图二、各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成直齿，低速级做成斜齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三、 选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用y系列（ip44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为57000.75/（10000.96）4.45 kw电动机至运输带的传动总效率为：=0.724为v带的效率,为第一、二、三和联卷筒四对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油润滑），为联轴器的效率。为卷筒传动。电动机所需工作功率为： pp/4.45/0.8245.40 kw ,要求电动机输出功率为p5.40 kw型号执行机构的曲柄转速为33.31 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比24，二级圆柱齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为16160，电动机转速的可选范围为：（16160）33.311661332.459r/min按电动机的额定功率p，要满足pp以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y132m26的三相异步电动机，额定功率p为5.5 kw，额定电流8.8 a，满载转速960 r/min，同步转速1000 r/min。选用型号y132m26的三相异步电动机四、 分配传动比目的过程分析结论分配传动比（1） 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为：/960/34.9528.820（2） 分配传动装置传动比：式中、分别为带传动和减速器的传动比。对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配： 式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.5，则减速器传动比为：3.39五、 传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数各轴转速：高速轴 960/2.5384 r/min中间轴 417.39/3.39113.274 r/min低速轴 120.98/3.3933.414 r/min滚筒轴 =33.414r/min各轴输入功率：高速轴 p5.50.965.28 kw 中间轴 25.280.990.975.07 kw 低速轴 25.070.990.974.77 kw滚筒轴 24=4.770.990.994.675 kw各轴输入转矩：电动机输出转矩：9550 95505.5/96054.71 nm高速轴 955095505.28/384131.31 nm中间轴 955095505.07/113.274427.445 nm低速轴 955095504.77/33.411363.30 nm滚筒轴 955095504.675/33.411226.15nm 轴 参数 电机轴 轴 轴 轴滚筒轴功率p/kw5.55.285.074.774.675转矩t/（nm）54.71131.31427.451363.301336.154转速n/（r/min）960384113.27433.41433.414传动比i2.53.393.39效率0.960.97020.97600.9702计算步骤结果六、 设计带和带轮（a） 确定计算功率查机械设计课本表8-7选取工作情况系数：1.2 1.2 5.56.6 kw（b） 选择带的带型根据6.6 kw，1.2 ,查课本图8-11选用带型为a型带。（c） 确定带轮基准直径并验算带速a) 初选小带轮的基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径100 mm。b) 验算带速5.024 m/s因为5 m/s30 m/s ，故带速合适。c) 计算大带轮的基准直径大带轮基准直径2.5100250 mm ，式中为带传动的传动比，根据课本表8-8，圆整为250 mm 。（d） 确定v带的中心距和带的基准长度由于0.72，所以初选带传动的中心距为：1.5525 mm所以带长为：=1610.49 mm查课本表8-2选取v带基准长度1600 mm，传动的实际中心距近似为：+519.76 mm圆整为520 mm，中心距的变动范围为：-0.015496 mm+0.03568 mm故中心距的变化范围为496568 mm 。（e） 验算小带轮上的包角163.47o90o，包角合适。（f） 计算带的根数z因100 mm，带速v5.024 m/s，传动比,则查课本、表8-4a、表8-4b,并由内插值法得单根普通v带的基本额定功率0.95 kw，额定功率增量0.11 kw 。查课本表8-2得带长修正系数0.99 。查课本表8-5,并由内插值法得小带轮包角修正系数0.96 ，于是6.55 故取7根。（g） 计算单根v带的初拉力的最小值查课本表8-3可得v带单位长度的质量 0.10 kg/m,故:单根普通带张紧后的初拉力为155.17 n（h） 计算压轴力压轴力的最小值为: 22122.07 n（i） 带轮结构v带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据v带根数z7，小带轮基准直径100 mm，大带轮基准直径250 mm。故由课本图8-14小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式。轮槽的截面尺寸槽型bd/mm/mm/mme/mmfmin/mma11.0 2.758.7150.3938o大带轮宽度:b=(z-1)e+2f=108 mm1.2=6.6 kwa型100 mm=5.024 m/s250 mm=1610.49 mm1600 mm520 mm=163.47o取=7=2122.07 n七、 齿轮设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。（a） 低速级齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a) 选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 1009588)。b) 材料选择。由表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。c) 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数z2z1i2243.3981.36，取z282。d) 初选螺旋角14o。i. 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选=1.6。2) 小齿轮传动的转矩为 t427.445103 nmm3) 查课本p205表10-7选取齿宽系数1。4) 查课本p201表10-6得材料的弹性影响系数ze189.8 5) 由课本p209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600 mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为hlim2550 mpa。6) 计算应力循环次数。60nj 60113.271000（2830010）3.261080.961087) 由课本p207图10-19去接触疲劳寿命系数khn10.95；khn21.0。 8) 查课本p217图10-30选取区域系数z=2.433 。9) 由课本p215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.855。则+1.625。10) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式（10-12）得:=0.956005701.0550550则许用接触应力为：560 （2） 设计计算1) 试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得91.26 mm2) 计算圆周速度。0.627m/s3) 计算齿宽b和模数。计算齿宽b b91.26 mm计算摸数 =3.69mm4) 计算齿宽与高之比齿高 h2.252.253.698.3 115) 计算纵向重合度 =0.318=1.9036) 计算载荷系数k已知使用系数=1，根据0.627m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数k0.95；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，k1.428；由11，k1.428查图10-13得 k1.35；由课本表10-3 得: k1.2。故载荷系数k kk k 10.951.21.4281.6287) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd91.2691.788) 计算模数3.71mmii. 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1） 确定计算参数1) 计算载荷系数 k k k10.951.21.351.5392) 根据纵向重合度1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.883) 计算当量齿数26.2789.854) 查取齿形系数和应力校正系数查课本表10-5得 齿形系数2.592；2.211 应力校正系数1.596；1.774查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数k0.88；k0.92。5) 计算接触疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4314.29 mpa249.71mpa6) 计算大、小齿轮的 并加以比较0.013160.01571大齿轮的数值大，故选用。（2） 设计计算=2.66 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m3 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d70.4来计算应有的齿数.于是由: z29.68 取z30那么zuz13.3923101 取z1014. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 a202.577将中心距圆整为203mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d92.78 d312.37（4） 计算齿轮宽度 b192.7892.78 mm圆整后取90mm；95mm。（二） 高速级齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选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（gb 1009588)。2) 材料选择。由表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。3) 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数z2z1i1243.3981.36，取z2822. 按齿面接触强度设计由设计计算公式(109a)进行试算，即 （1） 确定公式各计算数值1) 试选载荷系数2) 小齿轮传动的转矩为 t131.31103 nmm3) 查课本p205表10-7选取齿宽系数0.8。4) 查课本p201表10-6得材料的弹性影响系数ze189.8 5) 由课本p209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600 mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为hlim2550 mpa。6) 计算应力循环次数60nj 603841（2830010）1.11093.261087) 由课本p207图10-19去接触疲劳寿命系数khn10.90；khn20.95。8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式（10-12）得:=0.906005400.95550522.5（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值2) 计算圆周速度v3) 计算齿宽 4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5) 计算载荷系数k根据，级精度，由图查得动载荷系数；直齿轮，；由表查得使用系数由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，k1.293；由8.55，k1.293查图10-13得 k1.25；故载荷系数6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得7) 计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1） 确定公式内的计算数值1) 查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。2) 查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数k0.85；k0.88。3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4303.57 mpa238.86mpa4) 计算载荷系数 5) 查取齿形系数由表查得；。6) 查取应力校正系数 由表查得；。7) 计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m2.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d77.44来计算应有的齿数 取z31大齿轮齿数取4. 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 （2） 计算中心距 但为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算.即a160 mm。z31 z3.3936=122.04取z122， （3） 计算尺宽 取八、 传动轴和传动轴承的设计(a)低速轴、传动轴承以及联轴器的设计i. 求输出轴上的功率p，转速，转矩p4.77 kw 33.414r/min 1363.305nm2. 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 305而 f8939.70 nff8039.703011.77nfftan8039.702234.926n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图8.1所示图8.1 轴的载荷分布图3. 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（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。根据课本，取，于是得11258.53（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.31363.3051031772296 nmm按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用lt10弹性套柱销联轴器（gb/t43232002），其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d165 mm，故取65 mm，半联轴器的长度l142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1107 mm。4. 轴的结构设计（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径80 mm；左端2) 用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径d85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l1107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比l1略短一些,现取105 mm。3) 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80 mm，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（gb/t 2971994）30217型，其尺寸为ddt85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。4) 取安装齿轮处的轴段90 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为90 mm，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86 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取12 mm。5) 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(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,故取67.5 mm。=30.5+14+(90-86)=48.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度 图8.2 低速轴的结构设计示意图（2） 轴上的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90 mm由课本表6-1查得平键截面bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。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m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为r2，其余为r2.5。表 8.1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 h7/k68085 m690 h7/n610485 m6长度/mm10567.548.5861244.5键bhl/mm20 12 90251470c或r/mm处245o处r2处r2.5处r2.5处r2.5处r2.5处2.545o5. 求轴上的载荷首先根据结构图(图8.2）作出轴的计算简图（图8.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7 mm4472.74n3566.95 n5545.27 n4007.1-5545.27-1538.17n6025.0857.1344032.68 5545.2757.1316634.917-1538.1771.6110132.972467564.06 361230.896. 桉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。根据课本式(15-5)及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 mpa 12.76mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60mp。因此 ，故此轴安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面a,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面a,b均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面c上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，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，但是应力集中不大（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c也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较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。（2） 截面左侧抗弯截面系数 w0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩m为 131835.1截面上的扭矩为 1 339780截面上的弯曲应力 2.15mpa截面上的扭转切应力 10.91mpa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因 经插值后查得 1.9 1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数 ，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得s55.21 s15.5114.93s1.5故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 w0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩m为 131835.1截面上的弯曲应力 1.80 mpa扭矩及扭转切应力为 1 339780 9.19 mpa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得s55.42s11.9411.7s1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。（b）高速轴以及传动轴承的设计1. 求输入轴上的功率，转速，转矩5.28 kw 417.39 r/min 131.31x nm2. 求作用在齿轮上的力f2830.7nff3412.7 1030.29n圆周力f，径向力f如图8.3所示。3. 初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取，于是得11226.80 mm故圆整取27，输入轴的最小直径显然是v带轮处的直径（图8.4）。v带轮与轴配合的毂孔长度l1108 mm。4. 轴的结构设计（1）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v带轮的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径40 mm。v与轴配合的毂孔长度l1108 mm，故-的长度取108 mm。2) 初步选择深沟球轴承。参照工作要求并根据40mm，由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（gb/t 2761994）6009型，其尺寸为ddb45 mm75 mm16 mm，故45 mm；左端深沟球轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm。轴段vi的长度与轴承宽度相同,故取16 mm。3) 取安装齿轮处的轴段50 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为90 mm，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86 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h4 mm，则58 mm。轴环宽度,取10 mm。 4) 轴承端盖的总宽度为27.25 mm(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,故取57.25 mm。=16+14+(90-86)=34 mm。至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。 图8.3 高速轴的结构设计示意图（2）轴上的零件的周向定位齿轮、v带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按50 mm由课本表6-1查得平键截面bh14 mm9 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，v带轮与轴的连接，选用平键为10 mm8 mm90 mm，v带轮与轴的配合为。深沟球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m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.2，右端倒角为1.6。各轴肩处的圆角半径为:处为r1.2，其余为r1.5。5. 求轴上的载荷取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8.4）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面c出的、及的值列于下表载 荷水平面h垂直面v支反力1 297.59 n，1 387.08 n472.28 n，504.86n弯矩m75 260.22 27 392.24 31 301.32 总弯矩80 090.17,81 509.96扭矩t120 810 图8.4 轴的载荷分布图6. 桉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。根据课本式(15-5)及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 mpa 8.64mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60mp。因此 ，故此轴安全。7. 精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同低速轴。经计算该轴在截面左右两侧的强度安全系数s1.5。故该轴的强度是足够的。(c)中间轴以及传动轴承的设计1. 求输出轴上的功率，转速，转矩5.07 kw 113.274 r/min 427.445 nm2. 求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为=315f2607.48nff2607.48 938.7n低速级小齿轮的分度圆直径=71.13mm 11363.98n ff11363.984264.07 nftan11363.982833.36n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图8.5所示。3. 初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取，于是得11239.2mm4. 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了保证轴的强度要求，故取50 mm。2) 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50 mm，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（gb/t 2971994）30210型，其尺寸为ddt50 mm90 mm21.75 mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则35.75 mm。3) 取安装齿轮处的轴段60 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为65m，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61mm，则39.75。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h6 mm，则72 mm。轴环宽度。-段为小齿轮，其宽度为95 mm，故95 mm，=92.25mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。 图8.5 中间轴的结构设计示意图表 8.2 中间轴结构设计参数 段名参数-直径/mm50 m660 h7/n67260 h7/n6 50 m6长度/mm39.756191.259535.75键bhl/mm181160181190c或r/mm处245o处r2处r2处r2处r2处r2（2）轴上的零件的周向定位齿轮、v带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按60 mm由课本表6-1查得平键截面bh18 mm11 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，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m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左右两端倒角为2。各轴肩处的圆角半径为r2。5. 求轴上的载荷首先根据结构图(图8.5）作出轴的计算简图（图8.6）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a20 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距l155.25 mm l2174.25 mm l363.25 mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下计算支承反力 +55.25+174.25+63.25292.75 mm在水平面上 =4094.98 n =7665.89 n在垂直面上 故1621.17 n 226247.65 484867.54153022.06 102539273136.87 九、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=48000h1输入轴承的选择与计算由轴i的设计知，初步选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承（gb/t 2761994）6009型， =0，fr=1242.2n ，=3 ，转速n=417.39r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6009的基本额定动载荷c=21kn，基本额定静载荷=14.8n 2）求轴承当量动载荷p 因为=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=1.2，则 p=（x+y）=1.2（11242.2+0）n =1490.64n 3）验算轴承寿命 lh=10660n（cp）=111646h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60092中间轴上的轴承选择与计算由轴ii的设计已知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30210型 =0，fr=938.7 转速n=120.98 r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知单列圆锥滚子轴承30210的基本额定动载荷c=73.2kn，基本额定静载荷=92.0kn2）求轴承当量动载荷p 因为=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=1.2，则 p=（x+y）=1.2（1938.7+0）n =1126.44n3）验算轴承寿命 lh=10660n（cp）=3780456272000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30210型。3输出轴上的轴承选择与计算由轴的设计知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30217型， =2700，fr=4007.1 =3 ，转速n=35.07/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30217的基本额定动载荷c=178kn，基本额定静载荷=238kn 2）求轴承当量动载荷p 因为=2700，fr=4007.1径向载荷系数x=1，轴向载荷系数y=1，因工作情况平稳，按课本（p表13-6），取=1.0，则 p=（x+y）=1.（14007.1 +12700）n=6707.1n 3）验算轴承寿命 lh=10660n（cp）=126124h=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使单列圆锥滚子轴承（gb/t 2971994）30217取z30z101中心距a203螺旋角分度圆直径d92.78 d312.37齿轮宽度90mm95mm取z31z102分度圆直径d77.5d305 中心距a160齿轮宽度65mm60mm65 mm80 mm85 mm90 mm104 mm85 mm105 mm=67.5 mm=48.5mm86 mm12 mm=44.5 mm十、键连接的选择与校核计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择a型普通平键。其尺寸依据轴颈，由2中表6-1选择。键长根据皮带轮宽度b=108选取键的长度系列取键长l=100. 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力，取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 gb/t 1095-20032、输出轴键连接选择键连接的类型与尺寸一般7级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a型）。据，由2中表6-1查得键的剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 gb/