带式运输机传动装置设计课程设计.docx

机械设计
课程设计说明书

设计题目： 带式运输机传动装置
专业班级： 机 械1312
姓 名：
学 号：
指导老师：
成绩评定 等 级
评阅签字
评阅日期
湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系
2016年1月

目录
第一章 课程设计任务书 1
1.1主要内容 1
1.2任务 1
1.3 进度安排 1
1.4 设计数据 2
1.5 传动方案 2
1.6已知条件 2
第二章 电动机的选择 3
2.1电动机容量的选择 3
2.2 电动机转速的选择 3
2.3．电动机型号的确定 4
第三章 传动装置运动及动力参数计算 4
3.1分配传动比 4
3.1.1 总传动比 4
3.1.2 分配传动装置各级传动比 4
3.2 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 5
第四章 传动装置设计 6
4.1高速齿轮的计算 6
4.1.1 选精度等级、材料及齿数 6
4.1.2 按齿面接触强度设计 6
4.1.3 确定公式内的各计算数值 7
4.1.4 按齿根弯曲强度设计 8
4.1.5 几何尺寸计算 10
4.2 低速齿的轮计算 11
4.2.1 选精度等级、材料及齿数 11
4.2.2．按齿面接触强度设计 11
4.2.3 确定公式内的各计算数值 11
4.2.4计算 12
4.2.5 确定计算参数 13
4.2.6 设计计算 14
4.2.7 几何尺寸计算 15
第五章 轴的设计 16
5.1 低速轴3的设计 16
5.1.1总结以上的数据。 16
5.1.2求作用在齿轮上的力 16
5.1.3 初步确定轴的直径 16
5.1.4 联轴器的型号的选取 17
5.1.5 轴的结构设计 17
5.2中间轴 2 的设计 23
5.2.1总结以上的数据。 23
5.2.2求作用在齿轮上的力 23
5.2.3 初步确定轴的直径 23
5.2.4选轴承 24
5.3第一轴 1 的设计 26
5.3.1总结以上的数据。 26
5.3.2求作用在齿轮上的力 26
5.3.3 初步确定轴的直径 26
5.3.4 联轴器的型号的选取 26
5.3.5 联轴器的型号的选取 27
5.3.6. 轴的结构设计 27
第六章．滚动轴承的计算 28
第七章．连接的选择和计算 30
第八章．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 31
第九章．箱体及其附件的结构设计 31
第十章 总结 34
参考文献 35

第一章 课程设计任务书
班级：机械1312 姓名： 学号： 指导老师：雷 芳 日期： 2016年1月
班级：机械1312 姓名： 学号： 0 指导老师：雷 芳 日期：2016年1月
设计题目：带式运输机传动装置的设计 设计时长：二周
1.1主要内容
1.掌握减速器齿轮、轴、轴承、箱体、键等所有零件的设计计算；
2.会用《机械设计手册》查取数据和标准件的型号。
1.2任务
1、按照设计数据（编号） a和传动方案（编号）A0，高速级选用圆柱直齿轮，低速级选用圆柱直齿轮设计减速器装置。
2、绘制传动装置装配图一张（A0/A1）；
3、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；
4、编制设计说明书一份。（字数在8000字左右）
1.3 进度安排
时 间
内 容 安 排
第 1 天
布置任务，总体设计
第 2 天
运动分析、计算传动比、计算功率
第 3 天
齿轮的设计计算
第 4 天
轴的结构设计计算
第 5 天
轴的计算，箱体的设计
第 6-8 天
绘制装配图、零件图
第 9-10天
编制设计说明书、答辩
1.4 设计数据
数 据 编 号
A0
运输带工作拉力F(N)
4800
运输带速度（m/s）
1.25
卷筒直径D(mm)
500
1.5 传动方案

a二级展开式
1.6已知条件
1、第四部分的设计数据；
2、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带、卷筒及支撑包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑），环境最高温度40 C；
3、使用折旧期：8年 检修间隔期：4年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;
4、动力来源：电力，三相交流，380/220V;
5、运输带速度允许误差：±5%；
6、生产条件：中等规模制造厂，可加工7～8精度的齿轮及蜗轮，小批量生产。
第二章 电动机的选择
因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。
2.1电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw 由题中条件 查询工作情况系数KA，查得K A=1.3
设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…nn
本设计中的
η联——联轴器的传动效率（2个），η轴 ——轴承的传动效率 （4对），
η齿 ——齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 其中η联=0.99（两对联轴器的效率取相等） η轴承123=0.99（123为减速器的3对轴承） η轴承4=0.98（4为卷筒的一对轴承） η齿=0.95（两对齿轮的效率取相等）
η总=η联* 3轴承123* 齿*η联*η轴承4=0.841
2） 电动机的输出功率
Pw=kA* =5.9592KW
Pd＝Pw/ ， =0.841
Pd＝5.9592/0.841=3.464KW
2.2 电动机转速的选择
由v=1.25m/s 求卷筒转速n
V = =1.25 →nw=79.614r/min
nd＝（i1’•i2’…in’）nw
有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他 传动比都等于1。由[1]表13-2知圆柱齿轮传动比范围为3—5。
所以 nd =(i1*i2) nw=[32，52]* nw
所以nd的范围是（859.88，2547.65）r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机
2.3．电动机型号的确定
由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。
电动机型号
额定功率/KW
满载转速r/min
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
质量/Kg
Y100L2-4,
3.0
1430
2.2
2.3
38

第三章 传动装置运动及动力参数计算
3.1分配传动比
3.1.1 总传动比

3.1.2 分配传动装置各级传动比
由于减速箱是展开式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2。
因为i＝17.96，取i＝18，估测选取 i1=5.2 i2=4.9
速度偏差为0.3%，所以可行
3.2 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算
电动机转轴速度 n0=1430r/min
高速I n1= =1430r/min 中间轴II n2= =283.92r/min
低速轴III n3= =95.4r/min 卷筒 n4=93.1r/min。
各轴功率
电动机额定功率 P0=Pd* =3Kw (n01=1)
高速I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw
(n12 = =0.99*0.99=0.98)
中间轴II P2=P1 =P1*n=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23= =0.95*0.99=0.94)
低速轴III P3=P2*n34=P2* =2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw
(n34= =0.95*0.99=0.94)
卷筒 P4=P3*n45=P3* =2.600*0.98*0.99=2.523 Kw
（n45= =0.98*0.99=0.96）
各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N
高速I T1= = =19.634 N
中间轴II T2= = =88.615 N
低速轴III T3= = =264.118 N
卷筒 T4= = =256.239 N
其中Td= (n*m)
项 目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
卷筒
转速（r/min）
1430
1430
297.92
93.1
93.1
功率（kW）
3
2.79329
2.628
2.4204
2.4204
转矩（N·m）
2.2
19.654
88.6177
264.1175
256.2395
传动比
1
1
4.8
3.2
1
效率
1
0.98
0.94
0.94
0.96

第四章 传动装置设计
4.1高速齿轮的计算
输入功率
小齿轮转速
齿数比
小齿轮转矩
载荷系数
2.9403KW
1430r/min
4.8
19.643N·m
1.3

4.1.1 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
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。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝96的；
4.1.2 按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即
dt≥2.32*

4.1.3 确定公式内的各计算数值
1）
（1） 试选Kt＝1.3
（2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1
（3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（4） 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（5） 由[1]式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9
N2＝N1/4.8＝8.35×10e8
此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时
（6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
（7） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa
[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =37.043
（2） 计算圆周速度
v= = =2.7739
（3） 计算齿宽b及模数m
b=φdd1t=1×37.043mm=37.043mm m== =1.852
h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mm b/h=34.043/4.1678=8.89
（4） 计算载荷系数K 由[1]表10—2
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=2.7739m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.14；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，所以： KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd )φd +0.23×10 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652
由b/h=8.89，KHB=1.41652
查[1]表10—13查得KFB =1.33
由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763
（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得
d1= = mm=41.10968mm
（6） 计算模数m m = mm=2.055
4.1.4 按齿根弯曲强度设计
由[1]式(10—5) m≥
1） 确定计算参数
由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa
由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得
[σF1]=（KFN1*σF1）/S= =303.57Mpa
[σF2]= （KFN2*σF2）/S= =238.86Mpa
（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875
（2） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79
（3） 计算大、小齿轮的并 加以比较
= =0.014297
= =0.016341
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
m≥ =1.4212
对结果进行处理取m=2
Z1=d1/m=41.1097/2≈21 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*21=100
4.1.5 几何尺寸计算
1） 计算中心距
d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200
a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取121mm
2） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =42mm，d2 =200mm
3） 计算齿轮宽度
b=φdd1， b=42mm
B1=47mm，B2=42mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm
4） 验算
Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N
m/s
结果合适
5） 由此设计有

模数
分度圆直径
齿宽
齿数
小齿轮
2
42
47
21
大齿轮
2
200
42
100
6） 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
4.2 低速齿的轮计算
输入功率
小齿轮转速
齿数比
小齿轮转矩
载荷系数
2.7654KW
297.92r/min
3.2
88.6177N·m
1.3
4.2.1 选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
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。
2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝77的；
4.2.2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
dt≥2.32*

4.2.3 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt＝1.3
（2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1
（3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（4） 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（5） 由[1]式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8
N2＝N1/3.2＝2.61×10e8
此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时
（6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa
[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa
（7） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥
==62.9349
4.2.4计算
1) 计算圆周速度
v===0.9810 m/s
2) 计算齿宽b及模数m
b=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mm
m===3.1467
h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mm
b/h=62.9349/7.08 =8.89
计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以KV=1.14
由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固
KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414
由b/h=8.92，KHB=1.414
查[1]表10—13查得KFB =1.33
由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.414=1.7731
4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得
d1==mm=69.78mm
5) 计算模数m m =mm≈3.4890
6) 按齿根弯曲强度设计。由[1]式(10—5)
m≥
4.2.5 确定计算参数
由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa
由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得
[σF1]= （KFN1*σF1）/S==303.57Mpa
[σF2]= （KFN2*σF2）/S==238.86Mpa
1）计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875
2） 查取应力校正系数
有[1]表10-5查得YFa1=2.8; YFa2=2.18
由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79
K=1.7875

=0.014297
=0.016341
所以 大齿轮的数值大。
4.2.6 设计计算
m===3.4485
对结果进行处理取m=3.5 ，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）
小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20
大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=64

4.2.7 几何尺寸计算
计算中心距
d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224
a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a圆整后取147mm ，d1=70.00mm
计算齿轮宽度
计算大、小齿轮的分度圆直径
b=φdd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm
验算
Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 N
N/mm。结果合适
由此设计有

模数
分度圆直径
压力角
齿宽
小齿轮
3.5
70
20°
75
大齿轮
3.5
224
20°
70

第五章 轴的设计
5.1 低速轴3的设计
5.1.1总结以上的数据。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
2.6 Kw
264.118N·m
93.1r/min
224mm
20°
5.1.2求作用在齿轮上的力

Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N
5.1.3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。
根据表[1]15-3选取A0=112。于是有

此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。
5.1.4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准
GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 N·m。半联轴器的孔径d1=35mm .固取d1-2=35mm。
5.1.5 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
a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 82mm ,
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，固取1-2断的长
度应比L1略短一些，现取L1-2=80mm
b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承
又根据d2-3=42mm 选 61909号
右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45
轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.07~0.1倍
所以在d7-8=45mm l6-7=12
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=67mm
,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.07~0.1倍）这里
去轴肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm.
d 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）
根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mm
e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm
小齿轮的轮毂长L=50mm
则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm
L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm
至此已初步确定轴得长度
3) 轴上零件得周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见[2]表4-1,L=56mm
同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合
得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
4) 确定轴的的倒角和圆角
参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图
5) 求轴上的载荷（见下图）
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图
计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N
Fr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N
通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2
MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23N
MV=40.788N·M
N·M
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
FNH1=758N FNH2=1600.2
FNV1=330.267N FNV2=697.23N
弯矩
MH= 93.61 N
MV=40.788 N
总弯矩
M总=102.11 N
扭矩
T3=264.117 N
6） 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）
计算轴的应力

（轴上载荷示意图）

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。
7）精确校核轴的疲劳强度
① 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,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地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,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，故不必作强度校核。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V显然更不必校核。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

截面上的扭矩为T3=264.117 N
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力

轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]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[1]附表3-2查取。因，，
经插值后可查得 ，
又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为

由[1]附图3-2得尺寸系数；
由[1]附图3-3得扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为

于是，计算安全系数值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得

故该轴在截面右侧的强度也是足够的。
本题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，轴的设计计算结束。
5.2中间轴 2 的设计
5.2.1总结以上的数据。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
2.765 Kw
88.615N·m
93.1r/min
200mm
20°
5.2.2求作用在齿轮上的力

Fr =Ft*tan=2358.17*tan20°=322.53N
5.2.3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表
[1]15-3选取A0=112。于是有

5.2.4选轴承
初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承
5. 轴的结构设计
A 拟定轴上零件的装配方案
B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
由低速轴的设计知 ，轴的总长度为
L=7+79+6+67+30=189mm
由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm
所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm
左端轴承采用轴肩定位由[2]查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm
所以D2-3=30mm ,
同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm
在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm
8mm为轴承里减速器内壁的厚度
又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm
同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm
取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm
至此二轴的外形尺寸全部确定。
C 轴上零件得周向定位
齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与
轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
D 确定轴的的倒角和圆角
参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图

5.3第一轴 1 的设计
5.3.1总结以上的数据。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
2.94Kw
19.634N·m
1430r/min
42mm
20°

5.3.2求作用在齿轮上的力

Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N
5.3.3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有

5.3.4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准
GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63
N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm
5.3.5 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准
GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 见下表
5.3.6. 轴的结构设计
A 拟定轴上零件的装配方案
B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm ,
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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mm
b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm
d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）
根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm
已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则
L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2
取1.0mm

第六章．滚动轴承的计算
根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为
FNH1=758N FNV1=330.267N
FNH2=1600.2 FNV2=697.23N
由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。
1）求比值
轴承所受径向力
所受的轴向力
它们的比值为
根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。
2）计算当量动载荷P，根据[1]式（13-8a）
按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，，
取。则

3）验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为
（工作时间）,根据[1]式（13-5）
（ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承61909满足要求。

第七章．连接的选择和计算
按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。
1）对连接齿轮4与轴3的键的计算
（1）选择键联接的类型和尺寸
一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。
根据d=52mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。
（2）校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度
k=0.5h=0.5×10=5mm。根据[1]式（6-1）可得
所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。
2）对连接联轴器与轴3的键的计算
（1）选择键联接的类型和尺寸
类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。
根据d=35mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。
（2）校核键联接的强度
键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm