《机械设计》课程设计说明书双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计

1、机械设计课程设计说明书设计题目 双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计机械工程学院 院（系） 机械工程其自动化专业班级0学号设计人： 指导老师： 完 成 日 期：2009年9月8日xx工程技术大学目录课程设计任务书1一、传动方案21.1 传动方案说明21.2 电动机31.2.1选型说明31.2.2所需功率及额定功率31.2.3 额定转速41.2.4电动机型号及安装尺寸41.3传动比分配51.3.1总传动比51.3.2各级传动比的分配及其说明51.4各轴转速、转矩及传递功率6二、各级传动设计72.1 v带传动72.1.1主要传动参数和其设计计算72.1.2 带轮材料，结构及其主要尺寸92.2 齿轮

2、传动92.2.1 高速级齿轮传动设计92.2.2 低速级齿轮传动设计142.2.3齿轮的主要传动参数和尺寸182.4各轴实际值数值及合理性检验192.4.1各轴实际转速、转矩及传递功率192.4.2设计合理性检验192.5联轴器的设计192.5.1选用说明192.5.2联轴器的型号20三、轴与轮毂的连接203.1减速器各轴的结构设计203.1.1高速轴203.1.2低速轴223.1.3中间轴233.2低速轴的强度校核243.3各轴键的强度校核273.3.1键的选取273.3.2高速轴键的校核：283.3.3中间轴键的校核：283.3.4低速轴键的校核：28四、轴承的选用与校核294.1减速器各

3、轴承的选用294.2高速轴轴承的寿命验算294.2.1预期寿命294.2.2寿命验算29五、减速器的润滑与密封305.1齿轮传动的润滑305.1.1润滑方式的确定305.1.2润滑油牌号的确定305.1.3所需油量计算305.2滚动轴承的润滑305.3减速器的密封30六、减速器箱体及其附件306.1箱体设计306.2主要附件及其结构形式306.2.1窥视孔和视孔盖306.2.2通气器306.2.3油面指示器306.2.4定位销306.2.5起盖螺钉306.2.6起吊装置306.2.7放油孔及螺塞30七、小结30参考资料30传送速度：v=0.7 m/s鼓轮直径：d=300 mm鼓轮轴所需扭矩：t

4、900 nm课程设计任务书i. 题目：铸钢车间砂传送带传动装置设计ii. 传动方案：1电动机 2v带传动 3展开式两级圆柱齿轮减速器4联轴器 5底座 6传动带鼓轮 7传动带iii. 设计参数：传送速度 v=0.7 m/s 鼓轮直径 d=300 mm鼓轮轴所需扭矩 t=900 nmiv. 其他条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、使用期限为10年、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。传动方案：双级闭式软齿面圆柱斜齿轮传动一、传动方案1.1 传动方案说明传动装置平面布置简图1电动机 2v带传动 3展开式两级圆柱齿轮减速器4联轴器 5底座 6传动带鼓轮 7传动带本装置使用v带

5、和双级闭式软齿面圆柱斜齿轮传动，v带传动布置在齿轮的高速级，传动带鼓轮布置在低速级。将v带传动设置在高速级可使结构紧凑，发挥其传动平稳，吸震缓冲，减少噪声的作用，而且更能起到过载保护的作用。工作环境有粉尘，应使用闭式传动。斜齿轮承载能力强，传动平衡，软齿面齿轮的加工方便。故采用双级闭式软齿面圆柱斜齿轮传动。综上所述，本方案从设计任务书所给定的条件来看具有合理性和可行性。1.2 电动机电动机类型：y(ip44)型三相异步电动机主动轴所需功率pw=4.3425 kw总效率=0.883电动机输出功率 pd=4.9180 kw 1.2.1选型说明工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异

6、步电动机。最常用的电动机为y系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。此外，根据工作要求和安装需要，采用一般用途的y(ip44)系列卧式封闭结构三相异步电动机。 1.2.2所需功率及额定功率工作机主动轴所需功率 pw ：pw= tnw9550v= dnw601000pw= t601000v9550dt =900 nmv =0.7 msd =300 mmpw= 9506010000.89550350=4.199 kw电动机输出功率 pd ：pd=

7、pw= 带滚4齿2联2v带传动的效率 带 = 0.94滚动轴承的效率 滚 = 0.98圆柱斜齿轮传动的效率 齿 = 0.96弹性联轴器的效率 联 = 0.990= 0.940.9840.9620.9902=0.7832pd= 4.1190.7832=5.3626kw根据pedpd，由2 文中1为参考资料1 ，2为参考资料2。详情请见p38。 p.196表20-1，选取电动机额定功率5.5kw。1.2.3 额定转速电动机可选转速nd电动机型号：y132s-4型电动机nd=ivi减nwiv为24i齿为36， 二级圆柱齿轮减速器 i减 为 936nw=601000vd =6010000.7300 =

8、44.5634 rminndmin=2944.5634=802.141rminndmax=43644.5634=6417.127 rmin初选同步转速为1000 r/min和1500 r/min的电动机进行比较1.2.4电动机型号及安装尺寸参照y系列电动机的技术数据，外形和安装尺寸，综合考虑其传动装置的尺寸、重量、价格等因素后，并结合y系列电动机的主要参数，选用y132s2-4型的电动机。表1 电动机的主要技术数据电动机型号额定功率（kw）满载转速（r/min）同步转速（r/min）质量（kg）y132s-45.51440150068表2 电动机的外型和安装尺寸型号habcdefgdgl132

9、21614089388010833515y132s-4kabadachdaabbha122802101353156020018总传动比i总=32.314各级传动比分配： iv=2i1=4.5830i2=3.52541.3传动比分配1.3.1总传动比电动机的满载转速 nm=1440 r/mini总=nmnw=144044.5634=32.3141.3.2各级传动比的分配及其说明减速器各级传动比的分配，直接影响减速器的承载能力和使用寿命，还会影响其体积、重量和滑。传动比一般使各级传动承载能力大致相等。同时以使大齿轮有接近的浸油深度，还能使减速器具有较小的轮廓尺寸，但不能使高速级传动比过大，否则会使

10、传动零件与零件之间发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比。本方案所采用的展开式两级圆柱斜齿轮传动方式，参照经验值，取 i1=1.3i2。式中：i1 高速级齿轮理论传动比 i2 低速级齿轮理论传动比i总=nmnw=144044.5634=32.314i减=i总iv=32.3142=16.1568i减=i1i2 i1=4.5830 ；i2=3.52541.4各轴转速、转矩及传递功率（1） 各轴的传递功率电机轴 po=pd=5.5kw第i轴 pi=po带=5.50.94=5.1183 kw第ii轴 pii=pi齿滚=5.11830.960.98=4.8153kw第iii轴 piii=pii齿滚 =4.

11、81530.960.98=4.5302kw 鼓轮轴 p轮=piii滚联 =4.53020.980.99=4.3952kw（2）各轴的理论转速电机轴 nm=1440 rmin第i轴 ni=nmiv=14402=720 rmin第ii轴 nii=nii1=7204.5830=157.103 rmin第iii轴 niii=niii2=149.843.5254=44.563rmin鼓轮轴 nw=44.563 rmin（3）各轴的理论转矩to=9550ponm=95505.51440=36.476 nmti=9550pini=95505.1183720=67.889nmtii=9550piinii=95

12、504.8153157.103=292.714 nmtiii=9550piiiniii=95504.5302 44.563=970.835 nm t轮=9550p轮nw=95504.3952 44.563各轴的传递功率：po=5.5kw pi=4.8153kw piii=4.5302 kwp轮=4.3952kw各轴的理论转速：nm=1440 rminni=720 rmin nii=157.10 rmin niii=44.563rmin nw=44.563rmin各轴的理论转矩：to=36.476nmti=67.889 nmtii=292.714 nmtiii=970.835 nm t轮=941

13、.904nm=941.904 nm二、各级传动设计2.1 v带传动 2.1.1主要传动参数和其设计计算带式运输机，不均匀负荷，输出功率 pd=4.915 kw，转速nm=1440 r/min，传动比 iv=2，一天运行1016小时。1. 确定计算功率 pca由1 p156表8-7查得工作情况系数ka=1.2故pca=pdka=5.51.2=6.6kw2.选取v带类型根据pca=6.6 kw、nm=1440 r/min ，查p157,图8-11，选用a型v带。3.确定带轮基准直径取滑动率=0.015由p157表8-8，取小带轮基准直径 dd1=100 mm根据 iv=n1n2dd2dd1从动轮基

14、准直径dd2=dd1iv1- =1002(1-0.015)=200mm 取 dd2= 200mm验算带的速度 v=dd1nm601000=1001440601000=7.540 ms带的速度合适。4.确定普通v带的基准长度和传动中心距根据 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初步确定中心距 a0= 400mm计算所需的基准长度ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd1-dd2)24a0=1277.489mm由p146表8-2选取带的基准长度 ld =1400mm带型选择：a型v带基准直径：dd1=100mmdd2= 200 mm带速：v7.540 ms基准长度：ld = 1400

15、mm计算实际中心距 aaa0+ld-ld02=461.256 mmamin=a-0.015ld=440.256 mmamax=a+0.03ld=461.256 mm中心距的变化范围为440.256461.256 mm。5.验算主动轮上的包角 11=180-dd1-dd257.3a =180-200-10057.3461.256=167.57 1120 主动轮上的包角合适。6.计算普通v带的根数z根据1 式（8-26）z=pca（p0+p)kkl由 n1=1440 r/min，dd1=100 mm ，iv=2，v=7.540 ms 查p152、153表8-4a、b得： p0= 1.3128 kw

16、 ; p= 0.162kw又1= 167.57查1 p155表8-5得k = 0.98 查p146表8-2得 k l= 0.96 则：z=6.6(1.3128+0.162)0.980.96=4.7575取z=5根7.计算预紧力 f0(f0)min=500(2.5-k)pcakzv+qv2查p149表8-3得 q=0.10 kg/m f0min=5002.5-0.986.60.9857.540+0.107.5402=141.457n8.计算作用在轴上的压轴力 fpfp=2zf0sin12=25141.457sin167.572=1406.23 n中心距a：440.256461.256mm主动轮包

17、角：1=167.57v带的根数：5根预紧力：(f0)min=141.457n压轴力fp=1406.23 n2.1.2 带轮材料，结构及其主要尺寸据2 p197，发电机y132s轴径d=38 mmdd1=100mm2.5d所以据2 p65，小带轮采用腹板式，材料灰铸铁表3 传动带轮的主要尺寸槽型bdbhahfef小带轮a1113.22.758.7150.310-1+26大带轮a1113.22.758.7150.310-1+26c轮槽数blddd小带轮34105505010038大带轮341055050200382.2 齿轮传动 2.2.1 高速级齿轮传动设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿

18、数（） 选用圆柱斜齿传动（）双班制工作，使用期限8年，精度等级选7级精度（）材料选择。由 1 p.191表（10-1）小齿轮为45号碳钢锻造，调质处理ml，hbs=250；大齿轮为45号钢，调质处理ml，hbs=210，与小齿轮硬度相差40（4） 初选小齿轮 z1=23大齿轮 z2=i iz1 =105.41 z2取110初选螺旋角 =142按齿面接触强度设计d1t32kttidu+1uzhzeh2a. 初选载荷系数kt=1.6b. 小齿轮传递的扭矩t1=ti滚=6.79105 nmmc. 由1 p.205表10-7, 取：齿宽系数d=1d. 由1 p.215图10-26 根据z1=23, z

19、2=106 =14查得：a1=0.765 ; a2 =0.829所以，端面重合度 a=a1+a2=1.594e. 据=14,由1 p217图10-30 选取区域系数zh=2.433f. 由1p201表10-6 ，查得材料的弹性影响系数ze= 189.8 mpag. 计算接触疲劳许用应力由 1 p209图10-21(d)，小齿轮的 hlim 1= 539mpa，大齿轮的 hlim 2= 480 mpan1=60n1jlh=2.074109ncn2=60n2jlh=4.524109nc由 1 p207图10-19,查得：接触疲劳寿命系数khn1= 0.88，khn2=0.955安全系数 sh=1所

20、以h1=khn1hlim 1sh=474.32mpa初选齿数：z1=23z2=106初选螺旋角：=14小齿轮传递的扭矩：t1=6.79105 nmm齿宽系数：d=1h2=khn2hlim 2sh=0.985480=458.4mpa h=h1+h22=513.04+472.82=466.36 mpa h1.23h2，所以取 h=466.36mpa代入计算小齿轮分度圆直径 d1td1t32kttidu+1uzhzeh2=54.87126 mm计算圆周速度v=d1tni601000=2.06860 ms计算齿宽 bt及模数 mntbt=dd1t=54.87126mmmnt=d1tcosz1=2.31

21、5mmh=2.25mnt=5.2084 mmbh=49.13584.7014=10.535162计算纵向重合度 =0.318dz1tan=1.824计算载荷系数k载荷时轻微冲击，由1 p193，表10-2ka = 1.25，由p194，图10-8查得 kv = 1.08 (选用7级精度)ft=2tid1t=2.4745 nkaftbt=56.370据 2 p195表10-3，取kh=kf=1.43据 2 p197表10-4 ，按软齿面，非对称布置，7级精度，bt=54.87126， d=1，得kh=1.42015h=466.36mpad1t54.87126mmp198图10-13由，bh=10

22、.535162，kh=1.42015，得kf=1.325故载荷系数k=kakvkhkh=2.7416按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t3kkt=65.66081 mmmn=d1cosz1= 2.77002mm按齿根弯曲强度设计mn32kt1ycos2dz12yfaysafk=kakvkfkf=2.5579t1=67.889104 nm根据 =1.824，从p217 图10-28查得螺旋角影响系数 y=0.875计算当量齿数zv1=z1cos3=25.178zv2=z2cos3=116.036由1 p200表10-5得，齿形系数： yfa1=2.614，yfa2=2.167应力校正

23、系数：ysa1=1.590 ，ysa2=1.803由 1p208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度强度极限fe1=270 mpa，fe2=260 mpa由 1 p206图10-18查弯曲疲劳寿命系数kfnn1=2.074109，n2=4.525108kfn1=0.855，kfn2=0.905载荷系数：k=2.7416按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=65.66081 mm载荷系数：k=2.5579计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1.45f1=kfn1fe1s=159.207 mpaf2=kfn2fe2s=162.276 mpayfa1ysa1f1=0.02615yfa2y

24、sa2f2=0.02408yfaysaf=yfa1ysa1f1，yfa2ysa2f2max=0.02615设计计算mn32kt1ycos2dz12yfaysaf=2.0140 mm 对比计算结果，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，取mn=2，已可满足弯曲强度。但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=58.77922 mm 来计算应有的齿数。于是由z1=d1cosmn=31.856取z1=31，z2=uz1=142.0727，取z2=142几何尺寸计算（1） 计算中心距a=z1+z2mn2cos=178.2962 mm圆整后 a

25、取178 mm（） 计算螺旋角和大、小齿轮的分度圆直径=arccosz1+z2mn2a=0.2376改变不多，参数不必修正d1=z1mncos=63.792 mmd2=z2mncos=292.208 mma=d1+d22=178.2962mm（3） 计算齿轮宽度b=dd1=163.792=63.792 mmmn2.0140mm 选定齿数：z1=31z2=142中心距：a=178.2962mm螺旋角：=0.2376大齿轮的分度圆直径:d1=63.792 mm小齿轮的分度圆直径:d2=292.208 mm圆整后取 b2=65; b1=70 2.2.2 低速级齿轮传动设计低速级1. 选定齿轮类型、精

26、度等级、材料和齿数（） 选用圆柱斜齿传动（） 运输机为一般工作，及其速度不高，精度等级选7级精度（） 材料选择。由1 p.191表（10-1）小齿轮为45钢，调质处理，hbs=245，mq；大齿轮为45钢，调质处理，hbs=210，ml，与小齿轮硬度相差35（） 初选小齿轮 z3=28大齿轮 z4=i iz3 = 98.7106,z4取99初选螺旋角 =142按齿面接触强度设计d3t32ktt2du+1uzhzeh2a. 初选载荷系数kt=1.6b. 小齿轮传递的扭矩t2=tii滚=2.927135105 nmmc. 由 1 p.205表10-7, 取：齿宽系数d=1d. 由资料 1 p.21

27、5图10-26 根据z3=28, z4=99, =14查得： a1=0.78 ; a2 =0.83所以，端面重合度 a=a1+a2=1.61e. 据=14,由1 p217图10-30 选取区域系数zh=2.433f. 由1 p201表10-6 ，查得材料的弹性影响系数ze= 189.8 mpag. 计算接触疲劳许用应力由1 p209图10-21(d)，小齿轮的 hlim 1=597 mpa由1 p.209图10-21(c)，大齿轮的 hlim 2= 488 mpan1=60n1jlh= 4.53108nc n2=60n2jlh=1.283108nc 由1 p207图10-19,查得：接触疲劳寿

28、命系数khn1= 0.92，khn2=0.95 齿轮宽度:b2=65b1=70初选齿数：z1=28z2=99初选螺旋角：=14小齿轮传递的扭矩：t2=2.9105 nm齿宽系数：d=1取安全系数 sh=1所以h1=khn1hlim 1sh549.24 mpah2=khn2hlim 2sh=463.6mpa h=h1+h22=506.42 mpa h100 nmh=506.42 mpad3t82.704mm据p195表10-3，取kh=kf=1.2p197表10-4 ，按软齿面，非对称布置，7级精度，bt=82.704， d=1，得kh=1.4266p198图10-13由，bh=12.8254，

29、kh=1.4266，得kf=1.38故载荷系数k=kakvkhkh=2.2469按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d3=d3t3kkt=92.614 mmmn=d3cosz3=3.2094mm按齿根弯曲强度设计mn32kt1ycos2dz12yfaysafk=kakvkfkf= 2.1735tii=2.92105 nmm根据 =2.220017，从p217 图10-28查得螺旋角影响系数 y=0.875计算当量齿数zv3=z3cos3=30.651zv3=z3cos3=108.373由1 p200表10-5得齿形系数： yfa1=2.511 ，yfa2=2.173应力校正系数：ysa1=1.

30、6283，ysa2=1.7967由1 p208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度强度极限fe1=270 mpa，fe2=260 mpa由1 p206图10-18查弯曲疲劳寿命系数kfnn1=4.53108，n2=1.283108载荷系数：k=2.1778按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d3=89.0234 mm载荷系数：k=2.06145kfn1=0.901，kfn2=0.955计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1.45f1=kfn1fe1s=167.77mpaf2=kfn2fe2s=171.241 mpayfa1ysa1f1=0.02437yfa2ysa2f2=0.02280

31、2yfaysaf=yfa1ysa1f1，yfa2ysa2f2max=0.02437设计计算mn32kt1ycos2dz12yfaysaf= 2.6654 mm对比计算结果，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，取mn=3，已可满足弯曲强度。但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d3=82.704 mm 来计算应有的齿数。于是由z3=d1cosmn=29.954取z3=30，z4=uz1=105.76 取z4=106几何尺寸计算（1） 计算中心距a=z1+z2mn2cos=210.245 mm圆整后 a 取198 mm（） 计算螺旋角和大

32、、小齿轮的分度圆直径=arccosz1+z2mn2a=0.2397改变不多，参数不必修正d3=z1mncos=92.647 mmd4=z2mncos=327.353mmmn2.6654mm 选定齿数：z3=30z4=106中心距：a=210.245 mm螺旋角：=0.2397大齿轮的分度圆直径:d3=92.647 mm小齿轮的分度圆直径:d4=327.353mma=d3+d42=210.245mm（3） 计算齿轮宽度b=dd3=192.647=92.647 mm圆整齿轮宽度b4=95 mm，b3=100mm 2.2.3齿轮的主要传动参数和尺寸表4 齿轮材料及主要传动参数高速级齿轮齿数材料热处理

33、表面硬度分度圆直径dz13145号钢调质250hbs63.791 mmz214245号钢调质210hbs292.208mm传动传动比i中心距a模数m螺旋角计算齿宽b4.583178.30 mm21463.791mm低速级齿轮齿数材料热处理表面硬度分度圆直径dz33045号钢调质245hbs92.65 mmz410645号钢调质210hbs327.35mm传动传动比i中心距a模数m螺旋角计算齿宽b3.525210.245 mm31492.65 mm表5 齿轮几何尺寸（mm）序号 分度圆d齿顶圆da齿根圆df齿宽b163.7926579261.292702292.208294.208289.708

34、60392.6479564788.8971004327.353330.353323.60995齿轮宽度:b4=95b3=100 2.4各轴实际值数值及合理性检验轴号p(kw)t(n.m)n(r/min)传动比i电机轴5.536.476144025.11867.8907204.594.815294.71157.1033.534.530970.8444.5631鼓轮轴4.39595044.5632.4.1各轴实际转速、转矩及传递功率表6 各轴转速、转矩及传递功率 2.4.2设计合理性检验i=32.4054 i理=32.3135244i=i-i理i理=32.4054-32.313524432.313

35、5244=0.002843误差在3%5%，符合要求 2.5联轴器的设计2.5.1选用说明本设计中选用弹性柱销联轴器，本联轴器轴向补偿量大，径向补偿量小，弹性和缓冲性较差，工作温度为-20+70c。主要用于载荷较平稳，启动频繁，对缓冲要求不高的中低速轴系传动。该联轴器的优点符合本设计要求。设计误差：i=0.2843%2.5.2联轴器的型号通过计算联轴器的计算转矩tca：tca=kat查1 p.351.表14-1转矩变化小，ka 选1.5在此处键入公式。由2 p.164 表17-4所以选用hl5型联轴器表7 联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmdmm转动惯

36、量kgm2许用补偿量轴向径向角向hl520002500(铁)501422205.41.50.15030三、轴与轮毂的连接3.1减速器各轴的结构设计 3.1.1高速轴此轴为齿轮轴，因此与齿轮1采用相同材料45号钢联轴器选取：hl5型弹性柱销联轴器1. 确定最小轴径d：已知高速轴上的功率p1，转速ni，扭矩ti 。由p370表14-2，a0 取较大值125 dmina03piiiniii=24.035mm 为装大带轮，轴径扩大5%7%，又要与带轮孔径配合 查2 p65 表9-1，取系列值di-ii=25 mm。2.轴的结构设计 (1). 拟定轴上零件的装配方案 (2). 根据轴向定位的要求确定轴的

37、各段直径和长度 . 为满足大带轮的轴向定位要求，i-ii轴段右端制出一轴肩，并与唇形密封圈内径匹配，依照2p158表16-9，取dii-iii=32 mm，左端用轴端挡圈定位，大带轮与轴配合的毂孔长度 l=50 mm，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i-ii段的长度应比l略短一些，现取li-ii=47 mm。. 初步选滚动轴承。选用角接触球轴承7307c，取diii-iv=dv-vi=35 mm，lv-vi=21 mm，由于为齿轮轴，左、右端滚动轴承都采用轴端定位，由2p148表15-6查得6307轴肩高度h = 7 mm ，取 div-v=42 mm。. 轴承端盖的总宽

38、度为42.6mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离l = 30 mm，故取lii-iii=68 mm (3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位均采用平键连接按di-ii=25 mm，由2p140表6-1查得平键截面 bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40 mm，滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为r6(4). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考1p365表15-2，取轴端倒角145，各轴肩处的圆角半径均取1 mm。最小轴径：di-ii=25 mmdii-iii=32 mm选用滚动轴承：角接触球轴承7307cd

39、iii-iv=35 mmdv-vi=35mmdiv-v=42 mm键的选用：c型键 873.1.2低速轴采用45号钢1.初步确定轴的最小直径：已知高速轴上的功率piii，转速niii，扭矩tiii 。由p370表14-2，a0 取较小值105dmina03piiiniii=49.0046mm输出轴的最小直径应与联轴器hl5的孔径相适应，且以键进行周向定位，扩大5%7%，故取di-ii=51 mm，半联轴器长度l= 142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 l1=107 mm。2.轴的结构设计(1). 拟定轴上零件的装配方案(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度. 为满足联轴器hl5

40、的轴向定位要求，i-ii轴段右端制出一轴肩，并与骨架形唇形密封圈内径匹配，依照2 p158表16-9，取dii-iii=60mm，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=107 mm，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i-ii段的长度应比l1 略短一些，现取li-ii=105 mm。. 初步选滚动轴承。选用角接触球轴承7314c，取diii-iv=dvi-vii=70 mm，lvi-vii=31 mm右端滚动轴承采用轴端定位，由2p144表15-6查得6214轴肩高度h = 10 mm ，取 dv-vi=80 mm。. 取安装齿轮处的轴段 div-v=84mm；

41、齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为l1=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 liv-v=91 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h = 14 mm ，则dv-vi=70mm，同时用于右滚动轴承的轴端定位。. 轴承端盖的总宽度为34.6。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l = 30 mm，故取lii-iii=70mm(3). 轴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div-v=84mm，由1 p106表6-1查得平键截面bh=22mm14mm，

42、键槽用键槽铣刀加工，长为73mm，最小轴径：di-ii=51mmdii-iii=60 mm选用滚动轴承：角接触球轴承7314cdiii-iv=70 mmdvi-vii=70 mmdv-vi=80 mmdiv-v=84 mm键的选用：a型键 2214a型键 1610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h7m6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm10mm125mm，半联轴器与轴的配合为r6。滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6(4). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考1 p365表15-2，取轴端倒角245，各轴肩处的圆角半径1 m

43、m。其他尺寸如图：3.1.3中间轴采用45号钢1.初步确定轴的最小直径：已知高速轴上的功率pii，转速nii，扭矩tii 。由p370表14-2，a0 取较大值120di-ii=50 mm选用滚动轴承：角接触球轴承7310cdv-vi=50 mmdiv-v=56 mmdii-iii=64 mmdmina03piinii=32.5045 mm并通过类比，取di-ii=50 mm2.轴的结构设计(1). 拟定轴上零件的装配方案(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度. 初步选滚动轴承。选用角接触球轴承7310c，取di-ii=dv-vi=50 mm，lv-vi=23 mm，右滚动轴承的左

44、端采用轴端定位，由【2】p148表15-6查得7310c轴肩高度h = 6mm ，取 div-v=56 mm。. 取安装高速级大齿轮处的轴段 dii-iii=64 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 l1=104mm，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 lii-iii=100mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h = 6mm ，同时低速级小齿轮轴端的轴径也为64 mm，同作为iii-iv段，diii-iv=64 mm。(3). 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接按dii-iii=64 mm，由1 p106表

45、6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56 mm，按div-v=64mm，由1 p106表6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80 mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合均为h7m6；滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6 (4).确定轴上圆角和倒角尺寸参考【1】p365表15-2，取轴端倒角1.245，各轴肩处的圆角半径1 mm其他尺寸如图3.2低速轴的强度校核1.求作用在齿轮上的力 ft=2t2d3=6318.89nfr=fttanncos=2299.89nfa=fttan=1543.78ndiii-iv=64 mm键的选用：a型键 1610作用在齿轮上的力ft=6318.89 nfr