机械设计课程设计带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置设 计 者： 学 号： 20080170专业班级： 机械08-5班指导教师： 冯桂军完成日期： 2011年 6月 20日目 录一、 设计题目 1.1 机械设计课程设计任务书2二、传动系统方案设计2.1传动方案设计3 2.2电动机的选择42.3传动装置的总传动比和各级传动比分配62.4传动装置的运动和动力参数计算7三、齿轮零件的设计计算3.1高速级齿轮的设计 83.2 低速级齿轮的设计12四、轴的设计4.1高速轴的设计 174.2中速轴的设计214.3.低速轴的设25五、键的校核5.1高速轴上键的校核305.2中速轴上键的校核305.3低

2、速轴上键的校核31六、轴承寿命的验算6.1高速轴上轴承的寿命校326.2中速轴上轴承的寿命校核 336.3低速轴上轴承的寿命校核34七、润滑与密封7.1润滑357.2密封35八、设计小结36九、参考文献37 一、 设计题目：带式输送机传动装置1.1 机械设计课程设计任务书1.带式输送机传动装置1.原始数据带的圆周力f/n带速v/（m/s）滚筒直径d/mm36000.8 5001.技术条件1、 单向运转，输送带速度允许误差5%。2、 每日两班，每班工作8小时，一年按300工作日计算。3、 传动装置使用年限10年。4、 载荷平稳，传动装置无特殊要求。1.设计工作量减速器装配图1张零件图1张设计说明

3、书1份二、传动系统方案设计2.1传动方案设计传动系统位于原动机和执行系统之间，将原动机的运动和动力传递给执行系统。除进行功率传递，使执行机构能克服阻力作功外，它还起着如下重要作用：实现增速、减速或变速传动；变换运动形式；进行运动的合成和分解；实现分路传动和较远距离传动。传动系统方案设计是机械系统方案设计的重要组成部分。当完成了执行系统的方案设计和原动机的预选型后，即可根据执行机构所需要的运动和动力条件及原动机的类型和性能参数，进行传动系统的方案设计。在保证实现机器的预期功能的条件下，传动环节应尽量简短，这样可使机构和零件数目少，满足结构简单，尺寸紧凑，降低制造和装配费用，提高机器的效率和传动精

4、度。根据设计任务书中所规定的功能要求，执行系统对动力、传动比或速度变化的要求以及原动机的工作特性，选择合适的传动装置类型。根据空间位置、运动和动力传递路线及所选传动装置的传动特点和适用条件，合理拟定传动路线，安排各传动机构的先后顺序，完成从原动机到各执行机构之间的传动系统的总体布置方案。机械系统的组成为：原动机 传动系统(装置) 工作机（执行机构） 原动机：y系列三相异步电动机；传动系统(机构)：常用的减速机构有齿轮传动、行星齿轮传动、蜗杆传动、皮带传动、链轮传动等，根据运动简图的整体布置和各类减速装置的传动特点，选用二级减速。第一级采用皮带减速，皮带传动为柔性传动，具有超载保护、噪音低、且适

5、用于中心距较大的场合；第二级采用齿轮减速，因斜齿轮较之直齿轮具有传动平稳，承载能力高等优点，故在减速器中采用斜齿轮传动。根据运动简图的整体布置确定皮带和齿轮传动的中心距，再根据中心距及机械原理和机械设计的有关知识确定皮带轮的直径和齿轮的齿数。故传动系统由“v带传动+二级圆柱斜齿轮减速器”组成。原始资料：已知工作机（执行机构原动件）主轴：转速：nw=30 （r/min）转矩：mb =950 (n.m)2.2电动机的选择1） 选择电动机类型按已知工作要求和条件选用y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2） 选择电动机容量a工作轴输出功率 ： pw=m/1000 (kw) =nw /30=

6、30/30=3.14159 (rad/s)pw=m/1000=950*3.14159/1000=2.8945 kw注：工作轴执行机构原动件轴。b所需电动机的功率：pd= pw /aa-由电动机至工作轴的传动总效率a =带轴承3齿轮2联 查表可得：对于v带传动: 带 =0.96 对于8级精度的一般齿轮传动：齿轮=0.97对于一对滚动轴承：轴承 =0.99对于弹性联轴器：联轴器=0.99则 a =带轴承3齿轮2联=0.960.9930.9720.99= 0.868pd= pw /a=2.8945/0.868=3.335 kw查各种传动的合理传动比范围值得：v带传动常用传动比范围为 i带=24，单级

7、圆柱齿轮传动比范围为i齿=35，则电动机转速可选范围为nd=i带 i齿2nw=(24)( 35)2 nw =（18 100 ）nw=(18100)30=5403000 r/min符合这一转速范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案。方案电动机型号额定功率ped/kw电动机转速/ r/min电动机质量/kg传动装置的传动比同步满载总传动比v带传动比齿轮传动1y112m-24300028904596.33332.112y112m-441500144043483163

8、y132m1-64100096073322.512.84y160m1-84750720118242.59.6对于电动机来说，在额定功率相同的情况下，额定转速越高的电动机尺寸越小，重量和价格也低，即高速电动机反而经济。若原动机的转速选得过高，势必增加传动系统的传动比，从而导致传动系统的结构复杂。由表中四种方案，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，认为方案2的传动比较合适，所以选定电动机的型号为y112m-4。y112m-4电动机资料如下: 额定功率：4 kw满载转速：n满=1440 r/min同步转速：1500 r/min2.3传动装置的总传动比和各级传动比分配1传动装

9、置的总传动比i总= n满/ nw =1440/30= 482 分配各级传动比根据机械设计课程设计表2.2选取，对于三角v带传动,为避免大带轮直径过大,取i12=2.8；则减速器的总传动比为 i减=i总/2.8=48/2.8=17.1429对于两级圆柱斜齿轮减速器,按两个大齿轮具有相近的浸油深度分配传动比,取 ig=1.3idi减= igid = 1.3i2d =17.1429i2d =17.1429/1.3=13.1868id =3.63ig=1.3id=1.33.63=4.72 注：ig -高速级齿轮传动比；id 低速级齿轮传动比；2.4传动装置的运动和动力参数计算计算各轴的转速：电机轴：n

10、电= 1440 r/min轴 n= n电/i带=1440/2.8=514.29 r/min轴 n= n/ ig=514.29/4.72=108.96 r/min轴 n=n/ id =108.96/3.63=30 r/min 计算各轴的输入和输出功率：轴： 输入功率 p= pd带=3.3350.96=3.202 kw 输出功率 p= 3.202轴承=3.2020.99=3.168 kw轴： 输入功率 p=3.168齿轮=3.1680.97=3.073 kw 输出功率 p= 3.073轴承=3.0730.99=3.042 kw轴 输入功率 p=3.042齿轮=3.0420.97=2.951 kw

11、输出功率 p= 2.951轴承=2.9510.99=2.921 kw计算各轴的输入和输出转矩：电动机的输出转矩 td=9.55106pd /n电=9.551063.335/1440=22.12103 nmm轴： 输入转矩 t=9.55106p / n=9.551063.202/514.29=59.46103 nmm 输出转矩 t=9.55106p / n=9.551063.168/514.29=58.83103 nmm轴： 输入转矩 t=9.55106p / n=9.551063.073/108.96=269.34103 nmm输出转矩 t=9.55106p / n=9.551063.042/

12、108.96=266.62103 nmm轴 输入转矩 t=9.55106p / n=9.551062.951/30=939.40103 nmm输出转矩 t=9.55106p / n=9.551062.921/30=929.85103 nmm 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率p/kw转矩t ( nmm)转速n/rmin-1传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.33522.1210314402.80.95轴3.2023.168 59.4610358.83103514.294.720.96轴3.0733.042269.34103266.62103108.963.630.96轴2.

13、9512.921939.40103929.851033010.99工作轴2.8922.86930.01103920.5510330三、齿轮零件的设计计算3.1高速级齿轮的设计设计参数：两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（gb10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2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，二者材料硬度差为40hbs。3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4）选取螺旋角。初选

14、螺旋角=14。2.按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选kt=1.62）由参考文献2图10-30选取区域系数zh=2.4333）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14）由参考文献2图10-26查得5）小齿轮转距58.83n.mm6）由由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献2图10-21d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由参考文献2图10-21d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8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数9）由参考文献2图10-19查得接

15、触疲劳寿命系；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数k已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故；由参考文献2图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）得 7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系

16、数2）根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数yb=0.883）计算当量齿数4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得； 6）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由文献2式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大（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大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需

17、按接触疲劳强度算出的分度圆直径=56.50mm来计算应有的齿数。于是由 取=27，则，取=128。4几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为160mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因b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 （4）计算齿轮宽度 mm圆整后取；。3.2 低速级齿轮的设计 设计参数：1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（gb10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献2表10-1小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为4

18、5钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取2按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选kt=1.32）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数5）由参考文献2图10-21d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6）由参考文献2式（10-19）计算应力循环次数 7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由参考文献2式（10-12）得（

19、2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5)计算载荷系数k已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取；根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；直齿轮，；由参考文献2图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， ；由，查参考文献2图10-13得，故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 7）计算模数3. 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5） （1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大

20、齿轮的弯曲疲劳极限；2）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由参考文献2式（10-12）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；。6）查取应力校正系数由文献2表10-5查得；。7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大(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大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，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，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就近圆整为标准值，

21、并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=92.27mm，算出小齿轮齿数 取=26，则，取=94。4几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 mm则取；。小结： 表 3项目d/mmzmn/mmb/mmb材料旋向高速级齿轮155.742726040gr左旋齿轮2264.261285545钢右旋低速级齿轮391263.59540gr齿轮4329949045钢四、轴的设计齿轮机构的参数列于下表： 表4级别高速级低速级271282694 22.065/mm3.53.50 1齿宽/mm；4.1高速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而

22、圆周力，径向力及轴向力的方向如图3所示。 图3 高速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2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。根据参考文献2表15-3，取，于是得高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图3）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准gb/t5014-2003，选用lx1型弹性柱销联轴器，其公称转距为250000n.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长

23、度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图3。（2）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轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=28mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应比略短一些，现取。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，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30206，其尺寸为的,故。3）由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴

24、上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取。 4）轴承端盖的总宽度为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。5）已知高速级齿轮轮毂长b=45mm,做成齿轮轴， 则。6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，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是s,取s=8mm。已知滚动轴承宽度t=16.25mm，低速级大齿轮轮毂长l=70mm，套筒长。 则 至

25、此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为25mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。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。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图3。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=12.5mm。因此

26、，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4）。 图4 高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的，的值列于下表（参看图4）。表5载荷水平面h垂直面v支反力fn，n，弯距m总弯距扭距t5按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距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。4.2中速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力因

27、已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 而 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，圆周力，径向力及轴向力的方向如图5所示。 图5 中速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2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。根据参考文献2表15-3，取，于是得3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）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轴的最小直径，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30208，其尺寸为的,故。2）取安装

28、小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体

29、内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度t=18.25mm。则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（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。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。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。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5。

30、4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图（图6），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图6）。 图6 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面b和c是轴的危险截面。现将计算出的截面b和c处的的值列于下表（参看图6）。 表6载荷水平面h垂直面v支反力fn，弯距m总弯距扭距t5按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距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及

31、轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。4.3.低速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，圆周力，径向力的方向如图7所示 图7 低速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2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。根据参考文献2表15-3，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转

32、距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准gb/t5014-2003，选用lx5型弹性柱销联轴器，其公称转距为2000000n.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=107mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图7。（2）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轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应比略短一些，现取2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故

33、选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，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6315，其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取,.3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取。4）轴承端盖的总宽度为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。5）取齿轮距箱

34、体内壁之距离,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，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是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度b=25mm，高速级小齿轮轮毂长l=45mm，右端套筒长。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面，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。4）

35、确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图（图8），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取b值。对于6309型深沟球轴承，由参考文献1中查得b=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图8）。 图8 低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表（参看图8）。 表7载荷水平面h垂直面v支反力fn，n，弯距m总弯距扭距t5按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距和扭距

36、的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。五、键的校核5.1高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=5mm,高度h=5mm，键长l=25mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100120mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=25mm-5mm=20mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.55mm=2

37、.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 mpa故挤压强度足够。5.2中速轴上键的校核 1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长l=56mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=56mm-12mm=44mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够.2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=12

38、mm,键长l=28mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=32mm-12 mm=20mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。5.3低速轴上键的校核 1）低速轴上外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=16mm，键长l=45mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100120mpa,取其平均值，=110mpa。键

39、的工作长度l=l-b=45mm-10mm=35mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.516mm=8mm.由参考文献2式（6-1）可得 mpa故挤压强度足够。 2) 低速轴上齿轮处键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=16mm,键长l=50mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=50mm-14 mm=36mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.516mm=8mm.由参考文献2式（6-1）可得六、轴承寿命的验算6.1高速轴

40、上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷c=41200n。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中y是对应参考文献2表13-5中的y值。查参考文献1可知y=1.6，因此可算得 按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知

41、滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。6.2中速轴上轴承的寿命校核已知参数，=72000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30208的基本额定动载荷c=59800n。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中y是对应参考文献2表13-5中的y值。查参考文献1可知y=1.6，因此可算得 按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承2的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。6.3低速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知深沟球滚子轴承6315的基本额定动载荷c=50800n。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2. 求轴承当量载荷由于轴承只承受纯径向动载荷的作