二级齿轮减速器

机械设计课程设计姓 名：廖聪学 号：2015143227层 次：本科专 业：机械电子工程班 级：15机电2班指导教师：桂旺生 2017年12月目录第一章 设计任务书11.1带式运输机传动装置简图11.2带式运输机传动装置原始数据11.3电动机设计步骤及优缺点2第二章 电动机的选择32.1选择电动机的类型32.2选择电动机的容量3第三章 计算传动装置的总传动比并分配传动比63.1计算总传动比63.2计算分配传动比63.3计算传动装置的运动和动力参数6第四章 带传动的设计84.1确定计算功率84.2选取普通V带型号84.3确定带轮基准直径并验算带速v84.4确定带轮中心距和基准长度94.5校验小带轮包角94.6确定V带根数z94.7计算单根V带的初拉力的最小值104.8带轮的结构设计114.9带传动主要设计结论11第五章 标准圆柱齿轮传动的设计125.1高速级齿轮的设计125.2低速级齿轮的设计195.3齿轮传动参数表26第六章 轴的结构设计和校核计算276.1低速轴的设计和校核276.2高速轴的设计346.3中间轴的设计42第七章 轴承的寿命校核457.1圆锥滚子轴承30317的寿命校核457.2圆锥滚子轴承30308的寿命校核46第八章 键联接强度校核计算488.1普通平键的强度条件488.2低速轴上键的校核488.3中间轴上键的校核488.4高速轴上键的校核49参考文献50课程设计心得51第一章 设计任务书1.1带式运输机传动装置简图传动装置图如下所示：1电动机 2传动带 3二级圆柱齿轮减速器4联轴器 5卷筒 6运输带图1.1 传动装置图1.2带式运输机传动装置原始数据原始数据如表1.1 所示：表1.1 原始数据数据编号06运送带工作拉力F/N7200运输带工作速度v/(m/s)0.48卷筒直径D/mm4751.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2.使用期：使用期15年；3.检修期：3年大修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;5.运输带速度允许误差：5%；6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。1.3电动机设计步骤及优缺点电动机设计步骤如下：外传动机构为联轴器传动与皮带传动减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机的选择2.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.2选择电动机的容量（1）确定卷筒功率:试中Fw=7200N V=0.48m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 ，代入上试得电动机的输出功率功率 按下式式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。由试 其中，皮带传动效率，滚动轴承效率，齿轮传动效率联轴器传动效率，（7级精度一般齿轮传动）。则所以电动机所需工作功率为按Y系列电动机数据，选电动机的核定功率为5.5kw。（2）确定电动机转速按推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比，带传动而工作机卷筒轴的转速为：所以电动机转速的可选范围为：根据（JB/T 9616-1999）可知符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号如表2.1；表2.1 电动机型号方案型号额定功率电动机转速(r/min)堵转转矩最大转矩同步转速满载转速1Y132M2-65.510009602.02.22Y160M2-85.57507202.02.03Y132S2-45.5150014402.22.3综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y132S,其满载转速为。（3）电动机主要外形如图3.1和安装尺寸如表3-2：图2.1 电动机外形图表2.2 电动机尺寸表中心高外形尺寸底角安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键尺寸HL(AC/2+AD)HDABKDEFGD1325153453152161781238801041第三章 计算传动装置的总传动比并分配传动比3.1计算总传动比总传动比：3.2计算分配传动比分配传动比：考虑润滑条件等因素，初定、，3.3计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速1轴(高速轴)2轴(中速轴)3轴(低速轴)卷筒轴（2）各轴的输入功率电动机轴 1轴(高速轴)2轴(中速轴)3轴(低速轴)卷筒轴 （3）各轴的输入转矩电动机轴1轴(高速轴)2轴(中速轴)3轴(低速轴) 卷筒轴将上述计算结果汇总于表3.1，以备查用：表3.1 电动机参数汇总表项目电动机1轴2轴3轴卷筒轴转速（r/min319.3功率P（kw）5.55.2555.0984.9464.897转矩T（Nm）36.476139.4676.22447.372467.66传动比i453.731第四章 带传动的设计4.1确定计算功率已知电动机的功率P=5.5KW，转速=1440r/min，传动比i=4。根据文献1表8-8查得工作情况系数=1.3，得4.2选取普通V带型号根据=7.15kW、=1440r/min， 由文献1图8-11选用A型普通V带。4.3确定带轮基准直径并验算带速v根据文献1图8-11初选小带轮直径取=100mm，则大带轮基准直径为则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为从动轮的转速误差率为在 以内为允许值。验算带速v带速在525m/s范围内。4.4确定带轮中心距和基准长度(1)一般初选中心距为：所以初选中心距：取 （2）计算带所需的基准长度初选长度：取 实际中心距：4.5校验小带轮包角校验如下：4.6确定V带根数z由=1440r/min和=100mm，根据文献1查表8-4得，根据=1440r/min，i=4和A型带，根据文献1查表8-5得,根据文献1查表8-6得包角系数=0.95，根据文献1查表8-2得，于是故V带的根数取Z=5根。4.7计算单根V带的初拉力的最小值（1）确定单根V带的预紧力根据文献1表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m。（2）确定带对轴的压力4.8带轮的结构设计带轮尺小带轮大带轮基准宽度1111基准线上槽深2.752.75基准线下槽深8.78.7槽间距150.3150.3槽边距99轮缘厚66外径内径2825带轮宽度带轮结构实心式轮辐式表4.1 带轮参数表4.9带传动主要设计结论选用A型普通V带5根，带基准长度。带轮基准直径=100mm，=400mm，中心距555mm,单根带初拉力160.76N。小带轮采用铸钢制造，大带轮采用铸铁 HT150 或 HT200 制造，其允许的最大圆周速度为 25m/s。第五章 标准圆柱齿轮传动的设计5.1高速级齿轮的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。压力角取为。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）因为，闭式软齿面齿轮传动，=2040，取20。则高速大齿轮齿数。2.按齿轮面接触强度设计（1）设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，即确定公式内的各计算数值：a.试选载荷系数。b.计算小齿轮传递的转矩：T1=139.4103 Nmmc.按软齿面齿轮非对称安装，由表10-7选取齿宽系数。d.由文献1表10-5查得材料的弹性影响系数。e.计算出接触疲劳强度用重合度系数f.由文献1图10-25d查按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。g.计算应力循环次数:h.由文献1图10-23查得接触疲劳寿命系数、。i.计算接触疲劳许用应力取失效概率1%、安全系数S=1，得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳用应力，即=523MPa(3)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。(4)计算圆周速度。(5)计算齿宽b(6)计算载荷系数：a.由文献1表10-2查得使用系数 b.根据v=1.2m/s、7级精度，由文献1图10-8查得动载系数c.齿轮圆周力d.查文献1表10-3得齿间载荷分配系数e.由文献1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，得齿向载荷分布系数,由此，得到实际载荷系数 (7)校正分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲强度设计（1）试算模数确定公式内的各参数值:a.取b.计算弯曲疲劳强度用重合度系数:c.计算由文献1图10-17查得齿形系数:由文献1图10-18查得应力修正系数:由文献1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由文献1图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取(2)模数(3)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度vb.齿宽bc.宽高比b/h(4)计算实际载荷系数a.根据v=0.818m/s，7级精度，由文献1图10-8查得动载系数b.由查文献1表10-3得齿间载荷分配系数c.由文献1表10-4用插值法查得 结合b/h=8.888查文献1图10-13，得由此得到载荷系数为:(5)按实际载荷系数算得的齿轮模数:对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.32mm并就近圆整标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取,则大齿轮齿数,取，互为质数。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，结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1） 计算小齿轮分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径（2）计算大齿轮分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径（3）计算中心距（4）计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b节省材料，一般小齿轮略为加宽（5-10）mm，即取 ，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 5.轮的结构设计（1）小齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径42.5mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 轮缘厚度 板厚度 腹板中心孔直径腹板孔直径 齿轮倒角取（2）大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径60mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 轮缘厚度 板厚度 腹板中心孔直径腹板孔直径 齿轮倒角取5.2低速级齿轮的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动，压力角取为。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）因为闭式软齿面齿轮传动，取25。则高速大齿轮齿数，取93。 取2.按齿轮面接触强度设计（1）设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，即确定公式内的各计算数值a.试选载荷系数。b.计算小齿轮传递的转矩：T2=676.2103 Nmmc.由文献1表10-7选取齿宽系数d.由文献1图10-20查得区域系数=2.5e.由文献1表10-5查得材料弹性影响系数=189.8f.由文献1图10-25d查得小齿轮和大齿轮 接触疲劳极限分别为:、g.计算出接触疲劳强度用重合度系数h.计算应力循环次数i.由文献1图10-23查得接触疲劳寿命系数、。j.计算接触疲劳许用应力取失效概率1%、安全系数S=1，得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳用应力，即=528MPa(3)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。(4)计算圆周速度:(5)计算齿宽b计算实际载荷系数a.由表10-2查得使用系数b.根据v=0.41m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数c.齿轮圆周力d.查文献1表10-3得齿间载荷分配系数e.由文献1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，得齿向载荷分布系数 ,由此，得到实际载荷系数(7)校正分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲强度设计（1）试算模数确定公式中的各参数值a.取b.计算弯曲疲劳强度用重合度系数c.计算由文献1图10-17查得齿形系数:由文献1图10-18查得应力修正系数:由文献1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由文献1图10-22查得弯曲疲劳寿命系数:取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取(2)模数(3)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度vb.齿宽bc.宽高比b/h(4)计算实际载荷系数a.根据v=0.299m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数b.由查文献1表10-3得齿间载荷分配系数c.由表10-4用插值法查得 结合b/h=11.12查图10-13，得则载荷系数为(5)按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.2mm并就近圆整标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取,则大齿轮齿数，取116，互为质数。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，结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算(1)计算小齿轮分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径(2)计算大齿轮分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径(3)计算中心距(4)计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b节省材料，一般小齿轮略为加宽（5-10）mm，即取 ，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 5.轮的结构设计（1）小齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径42.5mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 轮缘厚度 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取（2）大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径90mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 轮缘厚度 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取 5.3齿轮传动参数表表5.1 齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm196.25183.75传动比i53.73模数mmm2.52.5压力角2020齿数Z2613131116分度圆直径dmm65327.577.5290齿顶圆直径damm70332.582.5295齿根圆直径dfmm59.8539321.8571.85284.85齿宽bmm72658577.5旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS280240280240第六章 轴的结构设计和校核计算6.1低速轴的设计和校核1.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而圆周力 径向力 圆周力，径向力的方向参考图7-2.2.轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。3.轴的最小直径根据文献1中12-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献1表5-1按45钢查得 低速轴的功率（KW），由前可知： 低速轴的转速（r/min），由前可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献1中表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由前可知：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据GB/T5014-2003查得，选用LX6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度为172mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。选用装配方案如图7.1所示。图6.1 低速轴的结构与装配 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（mm)，根据文献1中P283中查得定位轴肩的高度故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317，其基本尺寸为,故,而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据文献1中表15-3中查得30317型轴承的定位轴肩高度，因此，取取安装齿轮处的轴段-的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为77.5mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。轴承端盖的宽度为20mm（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。取齿轮距箱体内壁之距离，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，取，已知滚动轴承宽度，则至此，已初步确定了轴的各直径和长度。 (3)轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平头平键连接。按由文献1中表6-1查得平键截面，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用半圆头平键为，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图所示。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时。由手册中查得，因此作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。 根据轴系机构图绘制轴的计算简图，如图7.2图6.2 低速轴的强度计算轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力和径向力，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为。已知： （2）将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。垂直面的支反力水平面上的支反力（3）作弯矩图作垂直弯矩图垂直面上截面的D处的弯矩 (L为轴支承跨距)作水平面弯矩图 (L为轴支承跨距) 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只要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）。因为单向旋转，旋转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，w为抗弯截面系数，参考文献1表15-1查得，因此，故安全。7.精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面处和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，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，而且这里轴的直径最大，故截面C也不要校核。其他截面显然也不要校核，由机械手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只要校核截面左右两侧即可。 （2）截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献1表15-1查得截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及,由参考文献1附表3-2查取。因，经插值后可查的;可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化，即，则综合影响系数为又由碳钢的特性系数为 取于是，计算安全系数值故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 过盈配合处由手册查得过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按车削加工，查得表面质量系数为。则综合影响系数为于是，计算安全系数值故可知其安全。6.2高速轴的设计1.求轴上的功率,转速和转矩由上述6.1中高速级齿轮设计可知：2.轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。3.轴的最小直径 根据文献1中12-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献1中表12-3按45钢查得 高速轴的功率（KW），由表5.1可知： 高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献1中14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献1中表11-1按转矩变化小查得， 高速轴的转矩（），由前可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003查得，选用LX2型弹性柱销联轴器，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案图6.3 高速轴的结构与装配高速轴的装配方案如图7.3所示。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（mm)，根据文献1中P283中查得定位轴肩的高度故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取初步选择滚动轴承。因滚动轴承主要受径向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其基本尺寸为,故。而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此，取取安装齿轮处的轴段-的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为72mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。轴承端盖的宽度为20mm（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。取齿轮距箱体内壁之距离，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，取，已知滚动轴承宽度，则至此，已初步确定了轴的各直径和长度。（3）轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。按由文献1中表6-1查得圆头平键截面，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图所示。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时。由手册中查得，因此作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。 根据轴系机构图绘制轴的计算简图，如图7.3图6.3 高速轴的强度计算轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力和径向力，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为。已知： （2） 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。垂直面的支反力水平面上的支反力（3）作弯矩图作垂直弯矩图 (L为轴支承跨距)作水平面弯矩图 (L为轴支承跨距) 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只要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）。因为单向旋转，旋转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，w为抗弯截面系数，参考文献1表15-1查得，因此，故安全。7.精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面处和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，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，而且这里轴的直径最大，故截面C也不要校核。其他截面显然也不要校核，由机械手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只要校核截面左右两侧即可。 （2）截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献1表15-1查得截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及,由参考文献1附表3-2查取。因，经插值后可查的;可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化，即，则综合影响系数为又由碳钢的特性系数为 取于是，计算安全系数值故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处由手册查得过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按车削加工，查得表面质量系数为。则综合影响系数为于是，计算安全系数值故可知其安全。6.3中间轴的设计1.轴上的功率、转速和转矩的计算在前面的设计中得到：2.初步确定轴的最小直径 根据文献1中12-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献1中表12-3按45钢查得 中间轴的功率（KW） 中间轴的转速（r/min）因此： 3. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案中间轴的装配方案如下图7.4所示，图6.4 中间轴的结构与装配(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径初步选择滚动轴承。因为轴上安装的都是直齿轮，且中间轴没有外伸端，又因滚动轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承6210，其尺寸为,故。 取安装齿轮处的轴II-III的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=7mm，则直径。取安装齿轮处的轴段IV-V的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。两齿轮轮毂之间的距离为20mm，所以。(3) 取齿轮距箱体内壁之距离，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=8mm，已知滚动轴承宽度B=20mm，则：轴上零件的周向定位。大小齿轮与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。按由文献1中表6-1查得齿轮轮毂与轴连接的平头平键截面，键槽用键槽铣刀加工，由的轴-的键为圆头平键，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。第七章 轴承的寿命校核7.1圆锥滚子轴承30317的寿命校核1.轴承的径向载荷计算由前面条件，选择圆锥滚子轴承，轴承代号为30317，参考（GB/T297-1994），可知，基本额定动荷载Cr=305KN,基本额定静荷载C0r=388KN。 2.轴承的轴向载荷计算因为此减速器为二级直齿轮减速器，也就存在少量轴向载荷。另选用的轴承为深沟球轴承，在运行的过程中产生少量轴向力。所以在这里不考虑轴向力。3.轴承的当量动载荷计算根据文献1中表10-8按轻微冲击查得载荷系数取 根据文献1中表10-5查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以两轴承的当量动载荷为4.轴承寿命的计算及校核根据设计要求每年工作日300天，双班制，每班8小时，寿命为15年。可算得预期寿命为轴承计算寿命公式为：参考文献1表10-7，常温下，。由之前结果可知：，,取C=305KN所以 ，由于满足要求，故选用30317型轴承。7.2圆锥滚子轴承30308的寿命校核1.轴承的径向载荷计算 由前面条件，选择圆锥滚子轴承，轴承代号为30308，参考（GB/T297-1994），可知，基本额定动荷载Cr=90.8KN,基本额定静荷载C0r=108KN。 2.轴承的轴向载荷计算因为此减速器为二级直齿轮减速器，也就存在少量轴向载荷。另选用的轴承为深沟球轴承，在运行的过程中产生少量轴向力。所以在这里不考虑轴向力。3.轴承的当量动载荷计算根据文献1中表10-8按轻微冲击查得载荷系数取 根据文献1中表10-5查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以两轴承的当量动载荷为4.轴承寿命的计算及校核根据设计要求每年工作日300天，双班制，每班8小时，寿命为15年。可算得预期寿命为轴承计算寿命公式为：参考文献1表10-7，常温下，。由之前结果可知：，,取C=90.8KN所以 ，由于满足要求，故选用30308型轴承。第八章 键联接强度校核计算8.1普通平键的强度条件根据文献1表4-1中可知，式中：传递的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（）