机械设计课程设计用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器.doc

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目 录

1 设计任务……………………………………………………2

2 传动方案分析………………………………………………2

3 原动件的选择与传动比的分配……………………………3

4 齿轮的设计…………………………………………………5

5 轴的结构设计………………………………………………17

6.键校核………………………………………………………32

7.滚动轴承的强度校核………………………………………35

8.减速器附件的选择与设计……………………………40

9设计总结…………………………………………………45
1设计任务

设计一：用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。
运输机三班，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的±5%。

已知数据：
传动带的圆周力：F=600N
带速：v=1.7m/s
滚筒直径：D=280mm

2.传动方案分析
教材上有6个传动方案，由于涡轮蜗杆的传动效率太低，传动比太大，又每个人都要选不同的方案，我就选方案D
3原动件的选择与传动比的分配

3.1原动件的选择
1、按工作要求求选用Y系列三相异步电动机，电压为220V。

2、选择电动机容量
电动机所需工作功率，由公式，
又由
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 η=η1*η1*η2*η2*η2*η2*η3*η4
查《机械设计课程设计》的94页可大致得如下参数：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式直齿轮传动效率，闭式锥齿轮传动效率η4=0.97代入得
电动机的功率 ==1.21kw
因载荷平稳，电动机的额定功率略大于即可，查表得，选用的电动机的额定功率为。

3、确定电动机转速。
卷筒轴工作转速为

由6页中的表可知，两级展开式圆柱齿轮减速器一般传动比为范围为，则总传动比合理范围为8-15，故电动机转速的可选范围为 927.2-1738r/min
查书上209页Y系列三相异步电动机的技术参数，选型号为Y100L-6额定功率为1.5kw,满载转速为940r/min,最大转矩2.2r/min的电动机

3.2传动比的分配
由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：由原始数据可初步测算出总传动比
现在有两种传动比分配方式：和。
第一个方案由于齿轮相差速度太大，不利于润滑，所以选的传动比

3.3.各轴动力与运动参数的计算
将各轴从高速级到低速级依次编号为Ⅰ轴、Ⅱ轴
n0=940r/min
nⅠ=vo/I1=940/3=313r/min
nⅡ=nⅠ/I2=313/2.7=116r/min
3.4各轴的的输入功率
P0=1.5*η1*η2=(1.5×0.99×0.99)=1.47kw
pⅠ= P0*η2*η4=(1.47×0.99×0.97) kw =1.41 kw
pⅡ= pⅠ*η2*η3= (1.41×0.99×0.98) kw =1.37 kw
3.5各轴的转矩
T0=9.55×*p/n=9.55××1.47÷940=14934 N·mm
=9.55×*p/n=9.55××1.41÷313=43021N·mm
=9.55×*p/n=9.55××1.37÷116=112788N·mm

4齿轮的设计计算
4.1 圆锥齿轮传动设计
4.1.1选定圆锥齿轮的精度等级、材料和齿数
① 选择7级精度
② 材料的选择：由表10-1选择小锥齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大锥齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
③ 选小齿轮齿数=24,大齿轮的齿数=243=72
4.1.2按齿面接触强度设计
≥2.92
4.1.2.1确定公式内的计算数值
① 试选载荷系数 ：取 =1.25
② 小齿轮的传递的转矩：=14934 N·mm
③ 由表10-7选取齿宽系数=1/3
④ 由表 10-6 查的材料的弹性影响系数=189.8
⑤由图10-21d按齿面硬度查得小锥齿轮的接触疲劳强度极限；大锥齿轮的接触疲劳。
⑥ 由式 10-13计算应力循环次数
=60j=60x940x1x（3x8x300x10）=4.06x
==1.35X
⑦ 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.92;=0.95
⑧ 计算疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
[]==0.92 X 600MPa=552 Mpa
[]==0.95 X 550 Mpa =522.5 Mpa
4.1.2.2计算
① 试算小锥齿轮分度园直径，代人[]中较小的值
≥2.92=2.92=42.924 mm
② 计算圆周速度v
V==m/s=2.11m/s
③ 计算齿宽b
b=x×=
④ 计算齿宽与齿高之比
模数 ：===1.79 齿高：h=2.25x=2.25X1.79=4.02，则 ==5.62
⑤ 计算载荷系数
根据v=2.11m/s,7级精度，使用系数由表10-2查得=1.0，由图10-8查得动载荷系数=1.1，直齿轮 ==1,由表10-9查得轴承系=1.25,则=1.251.1=1.37故载荷系数：==1x1.1x1x1.37=1.51
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
==42.924=45.71mm ===1.9mm
4.1.3按齿根弯曲强度计算
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：
4.1.3.1确定公式内的各计算数值
①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,大齿轮的弯曲强度极限=400 MPa：
②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88;
③计算弯曲疲劳应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
[]=/S=0.85x500/1.4=303.57 Mpa []=/S=0.88x400/1.4=251.43 Mpa
④计算载荷系数 ==1x1.1x1x1.37=1.51
⑤查取齿形系数
由表10-5查得 =2.65：=2.24
⑥查去应力校正系数
由表10-5查得 =1.58；=1.75
⑦计算大小齿轮的并加以比较（取较大值）
==0.01379； ==0.01559
4.1.3.2设计计算

==2.11mm
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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 m=2.11mm 并就近圆整为标准值m=2.5mm ，按接触强度算得的分度圆直径按接触强度算得的分度圆直径=45.71，算出小齿轮齿数：===18.21 取=19 ，大齿轮的齿数：19 x 3=57
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。
4.1.4几何尺寸计算
①计算分度园直径：m=19 x 2.5=47.5mm； m=2.5x57=142.5mm
取α=20°、ha*=1、c*=0.2
②锥距
R==
③齿宽
,故可取
④齿顶高

⑤齿根高

⑥分度圆锥角

⑦齿顶圆直径
⑧齿根圆直径

⑨分度圆齿厚

⑩顶隙

（11）齿顶角

（12）齿根角
(13)顶锥角

(14)根锥角

(15)当量齿数

(16)当量齿轮分度圆半径

(17)当量齿轮齿顶圆半径

(18)当量齿轮齿顶压力角

（19）重合度

4.1.5.结构设计及绘制齿轮零件图
（1）结构设计
因为，故小圆锥齿轮设计成实心式；
，故大圆锥齿轮也设计成实心式。
4.2 圆柱齿轮传动设计
4.2.1选定圆柱齿轮的精度等级、材料和齿数
① 选择7级精度
②材料的选择：大小齿轮都为软齿面，小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为刚（调质）硬度为240HBS，两齿轮硬度差为40HBS
③选小齿轮齿数=24,大齿轮的齿数=2.7X24=64.8 取=65
4.2.2按齿面接触强度设计
≥2.32
4.2.2.1确定公式内的计算数值
① 试选载荷系数 ：取 =1.3
② 小齿轮的传递的转矩：=43021N·mm
③ 由表10-7选取齿宽系数=1
④ 由表 10-6 查的材料的弹性影响系数=189.8
⑤ 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 Mpa
⑥ 由式 10-13计算应力循环次数
=60j=60x313x1x（3x8x300x10）=1.35x
==5.008X
⑦ 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.92;=0.97
⑧ 计算疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
[]==0.92X600MPa=552 Mpa
[]==0.97X550MPa=533.5MPa
4.2.2.2计算
① 试算小齿轮分度园直径，代人[]中较小的值
≥2.3=2.32=49.478mm
② 计算圆周速度v
V==m/s=0.811m/s
③ 计算齿宽b
b=x=1x49.478=49.478
④ 计算齿宽与齿高之比
模数 ：===2.062 齿高：h=2.25x=2.25X2.062=4.64，则 ==10.66
⑤ 计算载荷系数
根据v=0.811m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.2，直齿轮 ==1,由表10-4用插值法查得7精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423,由=10.66，=1.423查图10-13得=1.35,故载荷系数：==1x1.2x1x1.35=1.62
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
==49.478=53.24mm ===2.218mm
4.2.3按齿根弯曲强度计算
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：
4.2.3.1确定公式内的各计算数值
① 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=580MPa,大齿轮的弯曲强度极限=380 MPa：
② 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.84, =0.88;
③ 计算弯曲疲劳应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
[]=/S=0.84x580/1.4=448 Mpa []=/S=0.88x380/1.4=238.86 Mpa
④ 计算载荷系数==1x1.2x1x1.35=1.62
a）查取齿形系数
由表10-5查得 =2.65：=2.26
b）查去应力校正系数
由表10-5查得 =1.58；=1.74
c） 计算大小齿轮的并加以比较（取较大值）
==0.0096； ==0.01646
4.2.3.2设计计算
==1.59mm
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强度强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得模数1.59并就近圆整为m=2.0,按接触强度算得的分度圆直径=53.24，算出小齿轮齿数：== 取=27
大齿轮的齿数：27 x 2.7=72.9 取73
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。
4.2.4.几何尺寸计算
①计算分度园直径：m=27x2=54； m=73x2=146
② 计算中心距；a===100mm
计算齿轮宽带；b==1x54=54
取,，
③齿顶圆直径

④齿根圆直径

⑤基圆直径

⑥齿距，齿厚,齿槽宽,顶隙及基圆齿距

⑦齿顶高，齿根高，齿全高

4.2.5.结构设计及绘制齿轮零件图
（1）齿轮设计
因为，故小圆柱齿轮应设计成实心结构
，故大圆柱齿轮应设计成实心结构

5.轴的结构设计

5.1低速级轴（轴Ⅲ）的设计
设计减速器低速级的从动轴。
已知传动功率P=1.37Kw,n=116r/min，轴上直齿圆柱齿轮的分度圆直径=150mm，，从动轴用联轴器与工作机相联接
5.1.1.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=150mm,

5.1.2.初估最小直径
由参考文献2的表9-4，取A0=112(假设轴的材料为45钢正火处理)，参考式（9-2）得

最小直径在联轴器处，此外，开有键槽，应放大6%左右，即25.51×1.06=27.34mm，取直径d=28mm。
5.1.2.1根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
因轴中间安装齿轮，两端安装轴承，外伸端安装联轴器，故轴的结构应设计为直径中间大两头小的阶梯轴，外伸端轴径最小，向内逐段增大（见图6-1）。

图6-1 低速轴的结构设计
5.1.2.2确定轴段7的直径和长度
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选 轴的直径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取工作情况系数,则

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册，选用GL4刚性可移式联轴器，其公称转矩为160000N.mm。半联轴器孔径系列中Ф28与轴的最小直径相符，故取=28mm；为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅶ的右端需用轴端挡圈定位，故取挡圈直径D=76.91mm。半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长，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Ⅶ段的长度应比略短一些，现取=45mm。
5.1.2.3确定轴段6的直径
为满足半联轴器左端轴向定位的要求，需在轴段Ⅶ右端制出轴肩，轴段
的直径应在30mm左右，同时考虑轴上安装轴承内径系列的要求，故将轴段Ⅴ的直径定为=30mm。
5.1.2.4确定轴段1的直径、长度和轴段5的直径
初选滚动轴承，轴段Ⅰ和轴段Ⅴ所装轴承选为同一型号；因轴只受径向力，故选用圆锥滚子轴承。根据工作要求并根据=30mm，查机械设计课程设计手册中轴承产品目录初步先取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承为30207型号，其基本尺寸d×D×T=35×62×18.25,故取轴段Ⅰ的直径==35mm,长度=18.25mm。
5.1.2.5确定轴段2的直径
右端滚动轴承采用轴肩定位。由机械设计课程设计手册查得30207型轴承的定位轴肩直径=42mm，故取=42mm。
5.1.2.6确定轴段4的直径和长度
与齿轮配合的轴段，根据阶梯轴定位轴肩参数的选择，取=40mm，齿轮轮毂长度l=46mm，为了使套筒压紧齿轮右端面，此轴段应略短（一般与齿轮配合的轴段长比轮毂宽小2~3mm），故取=43mm。
5.1.2.7确定轴段3的直径和长度
齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=6mm,故=46mm；轴环宽度b≥1.4h,故取=8mm。
5.1.2.8确定Ⅵ段的长度
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l=30mm，故取=50mm。

图（6-1） 圆锥圆柱齿轮减速器简图
5.1.2.9确定轴段2的长度和轴段Ⅴ的长度
取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm（参看图15-21）。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（参看图6-7），已知滚动轴承宽度T=17.25mm，大锥齿轮轮毂长L=30mm,则
=T+s+a+(43-40)=(18.25+8+16+3)mm=45.25mm
=L+c+a+s-=(30+20+16+8-8)mm=66mm
5.1.3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联接。按和由机械设计课程设计手册查得与联轴器相配的平键Ⅶ的截面b×h=8mm×7mm,长为35mm；与齿轮相配的平键Ⅳ的截面b×h=10mm×8mm，长为26mm。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/r6,联轴器孔与轴的配合为H7/r6。
滚动轴承与轴的周向定位是靠过渡配合来保证的，选轴的直径公差带为k6（由于作为基准阤的轴承内圈的公差带是布置在零线以下的，故其与k6轴已形成了事实上的过盈配合）；为便于轴承的装配，轴段Ⅴ上非轴承配合段的公差带选为f7。
5.1.4确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见图（6-4）
5.1.5求轴上的载荷
首先根据轴的结构（图6-1）做出轴的计算简图（图6-3）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看图6-2）。对于30206型圆锥滚子轴承，由机械设计课程设计手册中查得a=13.8mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距.根据轴的计算简图做出思的弯矩图和扭矩图（图6-3）。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。由图可以看出的最大弯矩,
已知
5.1.6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矩和扭矩的截面（即危险截面
C）的强度。根据式（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

前已选轴单向的材料45钢，调质处理，由表15-1查得。因此,故安全。
5.1.7.精确校核轴的疲劳强度
5.1.7.1轴的受力图、变矩图和扭矩图如图（6-3）所示

图（6-3） 低速轴的受力图、弯矩图和扭矩图
5.1.7.2判断危险截面
截面A,7-6,6-5,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削弱轴的疲劳强度，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,7-6,6-5,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5-4，4-3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6-5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日均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面3-2，2-1显然更不必校核。由附录可知，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5-4左右两侧即可。
5.1.7.3截面5-4左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面5-4左侧的弯矩M为
M=27340.1×（49.95-20）/49.95N.mm
=16393.1N.mm
截面5-4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附表3-2查取。因r/d=2.0/35=0.057,D/d=40/35=1.14,经差值后查得
=1.93，=1.54
又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为=0.82,=0.85
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为
(-1)=1+0.82×(1.93-1)=1.76
=1+0.85×(1.54-1)=1.46
由附图3-2的尺寸系数=0.85；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.84
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92
轴末经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为
又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数
=0.1—0.2，取=0.1
=0.05—0.1，取=0.05
于是，计算安全系数值，根据式（15-6）—（15-8）则得

注：,
故可知其安全。
5.1.7.4截面5-4右侧
抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。

抗扭截面系数
截面5-4左侧的弯矩M为
M=27340.1×（49.95-20）/49.95N.mm
=16393.1N.mm
截面5-4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。由表15-1查得。
过盈配合处的,经附表3-8用插值法求出，并取，于是得=1.91
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92
轴末经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为
于是，计算安全系数值，根据式（15-6）—（15-8）则得

注：,
故可知其安全。

5.2轴Ⅰ（高速级）的结构设计
已知传动功率P=1.47KM,n=940r/min，轴上标准圆锥齿轮的分度圆直径=47.5mm，压力角轮毂长度l=35mm，从动轴用联思器与工作机相联接。
5.2.1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=150mm,

5.2.2初估最小直径
由参考文献2的表9-4，取A0=112(假设轴的材料为45钢正火处理)，参考式（9-2）得

最小直径在联轴器处，此外，开有键槽，应放大6%左右，即13.01×1.06=13.78mm，取直径d=14mm。
5.2.3.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
因轴末端安装圆锥齿轮，联轴器和圆锥齿轮之间安装轴承，故轴的结构应设计为内伸端安装联轴器，故轴的结构应设计为直径中间大两头小的阶梯轴，内伸端轴径最小，见图（6-2）。

图6-2 高速轴的结构设计
5.2.3.1确定轴段5的直径和长度
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选 轴的直径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取工作情况系数,则

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册，选用LT2弹性联轴器，其公称转矩为16000N.mm。半联轴器孔径系列中Ф18与轴的最小直径相符，故取=18mm；了满足半联轴器的轴向定位要求，5的右端需用轴端挡圈定位，故取挡圈直径D=36mm。半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长，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5段的长度应比略短一些，现取=33mm。
5.2.3.2确定轴段2的直径、长度和轴段4的直径、长度
初选滚动轴承，轴段2和轴段4所装轴承选为同一型号；因轴承受有轴向力和径向力，故选用圆锥滚子轴承。根据工作要求并根据=18mm，查机械设计课程设计手册中轴承产品目录初步先取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承为30205型号，其基本尺寸d×D×T=25×52×16.25,故取轴段Ⅰ的直径==25mm,长度==16.25mm。

5.2.3.3确定轴段3的直径
右端滚动轴承采用轴肩定位。由机械设计课程设计手册查得30207型轴承的定位轴肩直径=31mm，故取=36mm。
5.2.3.4确定轴段1的直径和长度
与圆锥齿轮配合的轴段，根据阶梯轴定位轴肩参数的选择，取=21mm，圆锥齿轮轮毂长度l=35mm，为了使套筒压紧齿轮右端面，此轴段应略短（一般与齿轮配合的轴段长比轮毂宽小2~3mm），故取=33mm。
5.2.3.5确定轴段3的长度
轴段2和轴段4之间采用套杯定位，因30207型轴承的D=52mm,故=52mm
5.2.4.轴上零件的周向定位
圆锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按和由机械设计课程设计手册查得与联轴器相配的平键5的截面b×h=6mm×6mm,长为23mm；与齿轮相配的平键1的截面b×h=8mm×7mm，长为23mm。同时为了保证圆锥齿轮与轴配合有良好的对中性，选择圆锥齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,联轴器孔与轴的配合为H7/r6。
滚动轴承与轴的周向定位是靠过渡配合来保证的，选轴的直径公差带为k6（由于作为基准阤的轴承内圈的公差带是布置在零线以下的，故其与k6轴已形成了事实上的过盈配合）。

5.3轴Ⅱ（中间轴）的结构设计
已知轴Ⅱ的，
5.3.1.求作用在圆柱齿轮上的力
因已知中间轴齿轮的分度圆直径为=54mm,
而
5.3.2.求作用在圆柱齿轮上的力
已知中间轴上圆锥齿轮的=140.42mm

5.3.3.初估最小直径
由参考文献2的表9-4，取A0=112(假设轴的材料为45钢正火处理)，参考式（9-2）得

最小直径在联轴器处，此外，开有键槽，应放大6%左右，即18.49×1.06=19.61mm，取直径d=20mm。
5.3.4.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
因轴的中间部位安装了一个圆柱齿轮和一个圆锥齿轮，两端安装轴承，，故轴的结构应设计为直径中间大两头小的阶梯轴，外伸端轴径最小，向内逐段增大（见图6-3）。

图6-3 中间轴的结构设计
5.3.4.1确定轴段8的直径、长度和轴段1的直径、长度
初选滚动轴承，输出轴的最小直径显然是安装轴承处（轴段8和1），轴段1和轴段8所装轴承选为同一型号；因轴承受有轴向力和径向力，故选用圆锥滚子轴承。根据工作要求并根据=20mm，查机械设计课程设计手册中轴承产品目录初步先取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承为30204型号，其基本尺寸d×D×T=20×47×15.25,故取轴段Ⅰ的直径
==20mm,长度==15.25mm。
5.3.4.2确定轴段2的直径和轴段7的直径
为满足轴承定位的要求，需在轴段2的右端和轴段7的左端用套筒定位。由机械设计课程设计手册查得30204型轴承的定位轴肩直径=26mm，故取==26mm。
5.3.4.3确定轴段3的直径和长度
套筒右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=3mm,故=31mm；与圆锥齿轮配合的轴段3，因为圆锥齿轮轮毂长度L=30mm，故=30mm。
5.3.4.4确定轴段4的直径和长度
圆锥齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=3mm,故=39mm；因为轴Ⅱ上圆锥与圆柱之间的距离C=20mm(参看图6-2)，故=20mm。
5.3.4.5确定轴段5的长度和
因为小圆柱齿轮的分度圆直径小于100mm，与小圆柱齿轮相配合的轴段5和小圆柱齿轮做成齿轮轴，又小圆柱齿轮的轮毂长度L=51mm，故=51mm；小圆柱齿轮的齿顶圆直径为50mm,故
5.3.4.6确定轴段6的直径和长度
圆柱齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,故=42mm；轴环宽度b≥1.4h,故取=8mm。
5.3.4.7确定轴段2的长度和轴段7的长度
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，取端盖的外端面与套筒之间的距离l=30mm（参看图6-2），故取==30mm。
5.3.5轴上零件的周向定位
圆锥齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。按由机械设计课程设计手册查得与轴相配的平键3的截面b×h=10mm×8mm,长为18mm；与齿轮相配的平键Ⅳ的截面b×h=12mm×8mm，长为18mm。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/r6。
滚动轴承与轴的周向定位是靠过渡配合来保证的，选轴的直径公差带为k6（由于作为基准阤的轴承内圈的公差带是布置在零线以下的，故其与k6轴已形成了事实上的过盈配合）。

名称
符号
参数
箱座壁厚
δ
8
箱盖壁厚
δ1
8
箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度
b、 b1、 b2
b=12 b1=12 b2=20
地脚螺栓直径
df
12
地脚螺栓数目
n
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
9
箱盖与箱座联接螺栓直径
d2
6
联接螺栓d2的间距
l
180
轴承盖螺钉直径
d3
6
视孔盖螺钉直径
d4
4.5
定位销直径
d
4.5
df 、d1、 d2至外箱壁距离
c1
22
df 、d2至凸缘边缘距离
c2
20
轴承旁凸台半径
R1
20
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外箱壁至轴承座端面距离
l1
50
大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与箱体内壁距离
⊿1
10
齿轮端面与箱体内壁距离
⊿2
9
箱盖、箱座肋厚
m1、m
m2=6.8 m=6.8
轴承端盖外径
D2、 D3
凸缘式：D2＝D+(5～5.5) d3；嵌入式：D3＝ D+8～12；D为轴承座孔直径
轴承旁联接螺栓距离
S
取S≈D2

6.键校核
6.1低速轴键的校核
与联轴器相配的键=8x7x40，d=25 ，T=77300.943
依据表6-2选取=120，则
==55.21Mpa
可知该键安全
式中：T——转矩，N/m
k——键于轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mm
l——键的工作长度，mm，l=L-b，L为键的工称长度mm，b为键的宽度mm
d——轴的直径mm（下同）
与大直齿轮相连的键=14x9x36，d=46则
==33.5
<可知该键安全
6.2高速轴键的校核
=9727.35，与联轴器相连的键，=5x5x20，d=14
依据表6-2选取=100，
则
==37.06
可知键式安全的
与小锥齿轮相连的键=6x6x20，d=30
==21.05
则键安全
6.3中间轴键的校核
=25422.888，与大圆锥齿轮连接的键=8x7x20，d=30
依据表6-2选择=110，则
==25.22
可知该键安全
7.滚动轴承的强度校核

滚动轴承强度校核是通过计算所选轴承的使用寿命是否达到设计要求中使用年限，即为设计要求规定的使用年限，故，如果所选轴承的寿命就满足寿命要求。
6.1低速轴上滚动轴承的强度校核
7.1.1求两轴承受到的径向载荷和
校核低速轴的时候已选择深沟球轴承6008并计算出受力即
，
，
则

由于此轴是与直齿圆柱齿轮配合，因此没有轴向力。
7.1.2求轴承当量动载荷和
由表13-5可查得径向载荷系数，轴向载荷系数。
因轴承运转中为轻微冲击载荷，按表13-6可查得，载荷系数，取。则

7.1.3验算轴承寿命
因为，所以按轴承2的受力大小验算

式中 ：——为低速轴的转速159r/min， 为寿命指数，对于
——深沟球轴承深=3
C——由轴承6008查得17000N
可知轴承安全
7.2.高速轴上轴承的校核
因轴承受轴向力和径向力，故选择圆锥滚子轴承30205
7.2.1受力图如下

===442.15N
=
=442.15x0.36x0.94=150.33 N
N
=422.15x0.36x0.34=53.06N
由图中力分析可知：
水平支反力

求解得

垂直支反力

求解得

则两轴承受到的径向载荷和分别为

7.2.2求两轴承的轴向力和
由表13-7可知，圆锥滚子轴承的派生轴向力，Y由轴承30205查得Y=1.6。
则派生轴向力

因为两轴承为反装，且由以上计算可知
,故按式（13-12a）和式（13-12b）可知，两轴承所受的轴向力和分别为

7.2.3求轴承当量动载荷和
由表13-5可查得径向载荷系数，轴向载荷系数。
因轴承运转中为轻微冲击载荷，按表13-6可查得，载荷系数，取。
则

7.2.4验算轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算

为寿命指数，对于滚子轴承取。
由以上校核可知，所选轴承满足寿命要求。
7.3 中间轴上轴承的校核
受力图如下，应轴承承受轴向力和径向力，过选择圆锥滚子轴承30203

即
===416.77N
=N
=416.77x0.36x0.34=51.01
N
=416.77x0.36x0.94=141.03N
===1155.59N
==1155.59=416.01N
由图中力分析可知：
水平支反力

求解得

垂直支反力

求解得

则两轴承受到的径向载荷和分别为

7.2.2求两轴承的轴向力和
由表13-7可知，圆锥滚子轴承的派生轴向力，Y由轴承30205查得Y=1.7。
则派生轴向力