机械综合设计课程设计两级同轴减速器.doc

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1、XXXXX大学课程设计说明书 课程名称： 机械综合设计 题目名称： 二级同轴减速器 学 院： 工程学院 姓 名： XXXXX 学 号 200XXXXXXXX 班 级： XX机制（X）班 指导老师： 目录第一部分 机械综合设计任务书1第二部分 传动装置总体设计 2.1 传动方案的确定42,2 电动机的选择42.3 传动比的计算及分配42.4 传动装置运动、动力参数的计算6第三部分 传动件设计计算 3.1 联轴器的选择73.2 高速级圆柱齿轮的设计计算93.3 低速级圆柱齿轮的设计计算133.4 高、低速级齿轮参数校核173.5 结构设计173.6 润滑方式173.7 计算运输带带速误差18第四部

2、分 直齿圆柱齿轮上的作用力计算19第五部分 轴的设计计算 5.1 高速轴的设计与计算205.2 低速轴的设计与计算275.3 中间轴的设计与计算34第六部分 减速器箱体的结构尺寸6.2 箱体的主要结构尺寸406.1 附件的设计与选择41第七部分 课程设计总结44第八部分 参考文献45计算及说明结果第一部分机械综合设计任务书1、原始数据：数据编号：A3 ； 传动方案编号：参2、考传动方案图1.1数据编号运输带工作压力F运输带工作速度V卷筒直径DA32300N1.1m/s300mm3、3、用于带式运输机的传动装置4、工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支撑间，

3、包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。 使用期限：十年，大修期三年。 生产批量：10台。 生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及涡轮。 动力来源：电力，三相交流（220/380V） 运输带速度允许误差：。 设计工作量：1、减速器装配图（A0或A1）。 2、零件图13张。 3、设计说明书一份。第二部分 传动装置总体设计2.1 传动方案的确定 选用两级同轴式圆柱齿轮减速器的传动方案，示意图见图1.12,2 电动机的选择一、选择电动机电动机类型根据要求可选用Y系列封闭式三相异步电动机。（Y系列封闭式三相异步电动机特点可参考文献：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第5卷. 北京：机械工

4、业出版社，2010.32-16页）。二、电动机功率计算已知传输带的工作拉力,工作速度，卷筒直径。故，输送带所需功率为查机械原理表5-1，可知78级圆柱齿轮传动效率，轴承的转动效率，联轴器的传动效率故，从电动机到传输带的总效率为 电动机的工作功率为 根据JB/T 96161999，选取电动机的额定功率三、确定电动机的转速传输带的的工作转速根据机械设计表18-1，可得两级同轴式圆柱齿轮减速器的传动比故，总传动比电动机的转速范围为根据JB/T 96161999，可选取型号为Y100L2-4的三相异步电动机，满载时转速。表2.2 Y100L2-4三相异步电动机技术数据 (摘自JB/T 9616-199

5、9)型号Y100L2-4额定功率/KW3.0满载时转速/1430电流/A6.82效率（%）82.5功率因素0.812.3飞轮力矩/0.067重量/kg352.3 传动比的计算及分配 一、总传动比计算 二、传动比的分配 高速级与低速级传动比 为高速级传动比，低速级传动比。4321图2.12.4 传动装置运动、动力参数的计算 （参考图2.1）一、各轴的转速计算 电动机的转速 传输带的转速 二、计算各轴的功率 电动机的额定功率各轴的功率分别为 传输带的功率三、计算各轴的转矩 电动机的额定转矩 各轴的转矩为 传输带的转矩为第三部分传动件设计计算3.1联轴器的选择一、与电动机连接的联轴器的选择 Y100

6、L2-4三相异步电动机轴伸的直径（数据来源：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第5卷. 北京：机械工业出版社，2010.32-18页） 电动机连续单向转动，载荷平稳，可选用滑块联轴器。联轴器公称转矩 查机械设计表14-1可得工作情况系数联轴器的计算转矩 从GB4323-84中查得KL4型滑块联轴器的许用转矩为160N.m，许用最大转速5700r/min，孔径为2028mm，故合用。二、与传输带卷筒连接的联轴器的选择 初定低速轴轴伸直径为联轴器公称转矩，查机械设计表14-1可得工作情况系数联轴器的计算转矩 从GB4323-84中查得KL7型滑块联轴器的许用转矩为900N.m，许用最大转速为32

7、00r/min，孔径为4055mm，故合用。如表3-1.图3.1表3.1 KL4和KL7型滑块联轴器技术数据型号许用转矩T/N.m许用转速n/r/min轴孔直径/mm轴孔长度L/mmDKL4160570020，22，24，25，2852623844805064126,146KL7900320040,42,45，4850,5511284150100120266（数据来源2：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第3卷. 北京：机械工业出版社，2010.15-19页）3.2、高速级圆柱齿轮的设计计算一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、 减速器的工作转速平稳，载荷不大，可选用直齿圆柱齿轮传动。

8、 2、运输机为一般工作机器，速度不高，可选用7级精度。 3、材料选择。根据机械设计表10-1，大、小齿轮均可采用45钢，小齿轮调质处理， HBW值取250，大齿轮正火处理，HBW值取200，两者相差50HBW。（齿轮工作齿面硬度及其组合数据来源：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第2卷. 北京：机械工业出版社，2010.8-85页）。4、初选小齿轮齿数，由传动比，得齿数比，故大齿轮齿数，取整后，。二、按齿面接触强度设计设计计算公式为 1、小齿轮传递的转矩2、因圆周速度未知，动载系数不能确定，可试选一载荷系数=1.21.4，初选=1.3.3、两支承相对于小齿轮做对称布置，由机械设计表10-7可

9、得，齿宽系数为0.91.4，取4、由机械设计表10-6可得，齿轮材料的弹性影响系数 5、由机械设计图10-21d按齿面接触强度，取小齿轮的接触疲劳极限由机械设计图10-21c按齿面接触强度，取大齿轮的接触疲劳极限6、计算应力循环次数小齿轮：大齿轮：7、由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数 小齿轮： 大齿轮：8、取齿轮的失效概率为1%，而对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故疲劳强度安全系数S可取为1.齿轮的许用应力小齿轮：大齿轮：9、小齿轮分度圆直径（中取小值代入计算） 10、圆周速度 11、齿宽 12、计算齿宽与齿高比13、计算载荷

10、系数K根据，齿轮精度等级为7，由机械设计图10-8，取动载系。齿尖载荷分配系数，对直齿轮，取。齿向载荷分布系数按齿面接触强度计算时，由机械设计表10-4，可取。再由机械设计图10-13，按弯曲疲劳强度计算时，取。由机械设计表10-2，取使用系数。14、载荷系数与初选=1.3相差较大，应校正试算所得的分度圆直径。 此时，模数三、按齿根弯曲强度设计1、设计计算公式为2、由机械设计图10-20c，按齿根弯曲疲劳强度，取小齿轮的弯曲疲劳疲劳极限由机械设计图10-20b，按齿根弯曲疲劳强度，取大齿轮的弯曲疲劳极限3、由机械设计图10-18取齿轮的弯曲疲劳寿命系数小齿轮：大齿轮：4、计算齿轮的弯曲疲劳许用

11、应力 取弯曲疲劳强度安全系数S=1.3小齿轮：大齿轮：5、计算载荷系数K6、由机械设计表10-5，查得齿形系数小齿轮：大齿轮： 应力校正系数 小齿轮： 大齿轮：7、计算大、小齿轮 小齿轮： 大齿轮：将两者中的较大者代入设计公式进行计算，保证满足抗弯强度较弱的齿轮的要求。 8、由于齿轮模数m的大小主要决定于齿根弯曲强度所决定的承载能力，故取按齿根弯曲强度算得的模数1.439mm，圆整并取标准值=2mm。而齿轮分度圆直径d的大小主要决定于齿面接触强度所决定的承载能力，故取按齿面接触强度算得的小齿轮分度圆直径=55.346mm。小齿轮齿数大齿轮齿数，故取此时的齿轮既满足齿根弯曲强度要求，又满足齿面接

12、触强度要求。9、分度圆直径 小齿轮：大齿轮：中心距齿轮宽度为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，常将小齿轮齿宽在圆整值的基础上人为地加宽510mm。故取齿宽，小齿轮：，大齿轮：3.3、低速级圆柱齿轮的设计计算一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、跟高速级圆柱齿轮一样，可选用直齿圆柱齿轮，选用7级精度。 2、材料选择。低速级圆柱齿轮所承受的为低速重载，故齿面硬度较高速齿轮应选大一些。根据机械设计表10-1，大齿轮可采用45钢，小齿轮可采用40Cr，两者均采用调质处理，大齿轮为230HBS，小齿轮为270HBS，两者相差40HBS. 3、初选小齿轮

13、齿数，由传动比，得齿数比，故大齿轮齿数，取整后，二、按齿面接触强度设计设计计算公式为 1、小齿轮传递的转矩2、因圆周速度未知，动载系数不能确定，可试选一载荷系数=1.21.4，初选=1.3.3、两支承相对于小齿轮做非对称布置，由机械设计表10-7可得，齿宽系数为0.71.15，取 4、由机械设计表10-6可得，齿轮材料的弹性影响系数 5、由机械设计图10-21d按齿面接触强度，取小齿轮的接触疲劳极限由机械设计图10-21d按齿面接触强度，取大齿轮的接触疲劳极限6、计算应力循环次数小齿轮： 大齿轮：7、由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数 小齿轮： 大齿轮：8、取齿轮的失效概率为1%，而对接

14、触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故疲劳强度安全系数S可取为1.齿轮的许用应力小齿轮：大齿轮：9、小齿轮分度圆直径（中取小值代入计算） 10、圆周速度 11、齿宽 12、计算齿宽与齿高比13、计算载荷系数K根据，齿轮精度等级为7，由机械设计图10-8，取动载系。齿尖载荷分配系数，对直齿轮，取。齿向载荷分布系数按齿面接触强度计算时，由机械设计表10-4，可取。再由机械设计图10-13，按弯曲疲劳强度计算时，取。由机械设计表10-2，取使用系数。14、载荷系数与初选=1.3相差不大，故可取小齿轮 三、按齿根弯曲强度设计1、设计计算公式为2、由机

15、械设计图10-20c，按齿根弯曲疲劳强度，取小齿轮的弯曲疲劳疲劳极限由机械设计图10-20c，按齿根弯曲疲劳强度，取大齿轮的弯曲疲劳极限3、由机械设计图10-18取齿轮的弯曲疲劳寿命系数小齿轮：大齿轮：4、计算齿轮的弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数S=1.3小齿轮：大齿轮：5、计算载荷系数K6、由机械设计表10-5，查得齿形系数小齿轮：大齿轮： 应力校正系数 小齿轮： 大齿轮：7、计算大、小齿轮 小齿轮： 大齿轮：将两者中的较大者代入设计公式进行计算，保证满足抗弯强度较弱的齿轮的要求。 8、由于齿轮模数m的大小主要决定于齿根弯曲强度所决定的承载能力，故取按齿根弯曲强度算得的模数2.063

16、mm，圆整并取标准值。而齿轮分度圆直径d的大小主要决定于齿面接触强度所决定的承载能力，故取按齿面接触强度算得的小齿轮分度圆直径=63.97mm。小齿轮齿数大齿轮齿数，故取此时的齿轮既满足齿根弯曲强度要求，又满足齿面接触强度要求。9、分度圆直径 小齿轮：大齿轮：中心距齿轮宽度为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，常将小齿轮齿宽在圆整值的基础上人为地加宽510mm。故取齿宽，小齿轮，考虑加工的方便，可取大齿轮（与高速级大齿轮齿宽相同）。3.4、高、低速级齿轮参数校核 考虑到：齿轮模数越大，齿轮的弯曲疲劳强度越高；相啮合的小齿轮直径越大，齿轮的齿面接触疲劳

17、强度就越高。 低速级的一对相啮合的齿轮参数应用到高速级齿轮上，完全能够满足要求，故高速级齿轮可以采用低速级齿轮参数，即：齿轮模数，小齿轮齿数，齿宽齿数.3.5、结构设计 齿顶圆直径，小齿轮： 大齿轮：根据机械设计说明，小齿轮,可采用齿轮轴结构。大齿轮，可采用腹板式结构。3.6、润滑方式根据机械设计说明，当前设计的齿轮传动圆周速度，均小于12m/s，故将大齿轮的轮齿浸入油池中进行进油润滑，浸入的深度一般不小于10mm。而该减速器为两级传动，传递的功率约为3kw，故油池的需油量控制在.由机械设计表10-12，减速器齿轮传动润滑油运动粘度在（81.5118）cSt之间，由机械设计表10-11可知，牌

18、号为100重负载工业齿轮油（GB5903-1995）运动粘度在（90110）cSt，满足要求，可选用。3.7、计算运输带带速误差使用以上设计的齿轮传动，运输带转速为 误差，在允许误差之内，符合要求。表3.3 减速器各个齿轮的设计参数设计参数高速级齿轮低速级齿轮小齿轮1大齿轮2小齿轮3大齿轮2模数m/mm2.5齿数z2611726117压力角分度圆直径d/mm65292.565292.5齿顶高系数1顶隙系数0.25齿顶圆直径/mm70297.570297.5齿根圆直径/mm58.75286.2558.75286.25齿宽B/mm60546054标准中心距a/mm178.75传动比i4.54.5结

19、构选用齿轮轴腹板式结构齿轮轴腹板式结构润滑方式进油润滑润滑剂选用牌号为100重负载工业齿轮油（GB5903-1995）KL4型KL7型7级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理=2mm7级精度大齿轮45钢小齿轮40Cr均采用调质处理小齿轮齿轮轴大齿轮腹板式结构需油量2.1L4.2l牌号100重负载工业齿轮油（GB5903-1995）第四部分 直齿圆柱齿轮上的作用力计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算，以及轴承的选用和校核提供数据。4.1、高速级齿轮传动的作用力计算 已知条件：高速轴传递的转矩，转速为高速级相啮合的齿轮为标准圆柱齿轮，压力角，小齿轮分度圆直径。小齿轮1 1、

20、圆周力 ，方向与该点的圆周速度方向一致。2、径向力 ，方向与该点的圆周速度方向垂直，并指向分度圆中心。3、法向载荷 ，方向与该点的圆周力、径向力的合力方向一致大齿轮2 其圆周力、径向力、法向载荷与小齿轮1等大反向。4.2、低速级齿轮传动的作用力计算已知条件：低速轴传递的转矩，转速为低速级相啮合的齿轮为标准圆柱齿轮，压力角，小齿轮分度圆直径。小齿轮3 1、圆周力 ，方向与该点的圆周速度方向一致。2、径向力 ，方向与该点的圆周速度方向垂直，并指向分度圆中心。3、法向载荷 ，方向与该点的圆周力、径向力的合力方向一致大齿轮4其圆周力、径向力、法向载荷与小齿轮3等大反向。表4.1 直齿圆柱齿轮上的作用力

21、圆周力/N径向力/N法向载荷/N高速级597.85217.60636.22低速级2567.08934.342731.83第五部分 轴的设计计算5.1 高速轴1的设计与计算 1、 已知高速轴1上转速，功率，转矩，小齿轮1分度圆直径，齿宽。 由于齿轮分度圆直径与配合轴段直径相差很小，故应采用齿轮轴结构。 2、选择轴的材料 因轴传递的功率不高，且对重量和结构尺寸无特殊要求，参考机械设计表15-1，可选用45钢，调质处理。 3、初步确定轴的最小直径 由机械设计表15-3的，考虑该轴为高速轴，且承受弯矩和转矩，取较大值，取。则轴的最小直径 该轴段与联轴器连接，轴端上开有键槽，考虑键槽对轴强度的削弱，轴径

22、增大5%7%，即。4、轴的结构设计 （1）、拟定高速轴1上零件的装配方案，如图5-1图5-1（2）、轴段1-2的设计由3.1 联轴器的选择中已知，Y100L2-4三相异步电动机轴伸的直径，选用KL4型滑块联轴器，半联轴器的孔径为28mm，故可选定。半联轴器与轴配合的毂孔长度。为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，可取。左端取倒角C1。轴左端用的轴端挡圈定位，直径应比半联轴器的孔径略大，可取。表5-1 零件倒角C和圆角半径R的推荐值直径610101818303050508080120120180C或R0.5, 0.60.81.01.2,1.62.02.5

23、3.0（数据来源：机械设计表15-2）（3）、密封圈与轴段2-3的设计为满足半联轴器轴向定位要求，1-2轴段右端一般加工有一定位轴肩，高度为，取，故。为满足密封性，左端轴承端盖应使用毡圈油封。可选用毡圈35JB/zq4606-1997，故2-3轴段直径最终应取。左端轴肩圆角半径。表5-2 毡圈35JB/zq4606-1997技术参数（mm） 公称直径d毡圈沟槽DB重量/kgb35493470.002348366（数据来源：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第3卷. 北京：机械工业出版社，2010.21-55页）（4）、轴承与轴段3-4和轴段5-6的设计考虑到齿轮主要受径向力和圆周力作用，载荷

24、不大，转速高，可选用角接触球轴承，暂定型号为7208C，选用脂润滑。故，。轴段3-4和轴段5-6左端轴肩圆角半径。（7208C角接触球轴承技术参数可参考：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第3卷. 北京：机械工业出版社，2010.14-135页）7208C内圈的定位轴肩高度范围，外圈的定位轴肩高度范围（5）、轴段4-5的设计7208C内圈的定位轴肩高度范围，取，故。轴段4-5左端轴肩圆角半径由于采用齿轮轴，为减小应力集中，拟定齿轮两端面距轴段3-4右轴肩，轴段5-6左端轴肩的距离均为，略增大齿轮轴段直径，取。故。（6）、轴段2-3和轴段3-4长度设计拟定轴承端盖总宽度为，半联轴器右端面到轴承

25、端盖的距离，则 。（轴承端盖总宽度技术参数可参考：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第2卷. 北京：机械工业出版社，2010.10-24页）拟定齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承轴向位置时，应距箱体内壁有一段距离，取为，故图5-2 高速轴各轴段尺寸5、轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位可以采用平键连接。由GB/T10951096-2003，可选择GB/T 1096 键 832，正常连接。轴上键槽深度，半联轴器毂孔键槽深度。键与键槽配合选用，轴承内圈与轴的配合选用，轴承外圈与轴承座配合选用。（键与键槽配合数据参考互换性与技术测量技术图6.9，轴承内圈、外圈的配合参考互

26、换性与技术测量技术图6.3和图6.4）6、轴的受力分析(1)、计算轴上力的作用点的位置画出轴的受力简图，如图5-3，已知轴承反力的作用点，故轴的支点及受力点间的距离 （2）、计算支座反力 已知，齿轮上径向力，圆周力在垂直平面上，由静力平衡方程可得又,由机械设计表13-5，e取中间值，即。解得， 方向如图5-3所示。（3）、计算扭矩和弯矩AB段BC段CD段计算扭矩表达式/N.m端点值/N.m垂直面xAz上弯矩计算表达式/N.m端点值/N.m水平面xAy上弯矩计算表达式/N.m端点值/N.m总弯矩计算表达式/N.m端点值/N.m 图5-3高速轴受力简图图5-4 高速轴扭矩图图5-5 高速轴弯矩图（

27、4）、校核轴的强度 判断危险截面： 截面C同时受弯矩和扭矩作用，且扭矩最大，为危险截面 。截面D所受弯矩最大，同样是危险截面。 截面C强度校核 抗弯截面系数弯扭合成强度 此处，折合系数取最大1，可由机械设计表15-1查取，故截面C满足强度要求。 截面D强度校核 抗弯截面系数弯扭合成强度故截面C满足强度要求。因此轴的强度满足要求。 （5）、校核键连接的强度半联轴器处键连接的挤压应力为查机械设计表6-2，取连接工作方式为静连接，键、毂和轴的材料均为钢，载荷性质为轻微冲击，键的许用挤压应力，故键连接满足强度要求。（6）、校核轴承的寿命由机械设计13-5，取，由表13-6，取故轴承1当量动载荷轴承2当

28、量动载荷两者取较大值，的轴承的基本额定寿命设计寿命为，故轴承寿命满足要求。5.2 低速轴3的设计与计算1、 已知低速轴3上转速，功率，转矩，大齿轮4分度圆直径，齿宽。2、选择轴的材料 因轴传递的功率不高，且对重量和结构尺寸无特殊要求，参考机械设计表15-1，可选用45钢，调质处理。3、初步确定轴的最小直径 由机械设计表15-3的，考虑主要承受弯矩和转矩，取中间值，取。则轴的最小直径 该轴段直径最小处与联轴器连接，轴端上开有键槽，考虑键槽对轴强度的削弱，轴径增大5%7%，即。4、轴的结构设计 （1）、拟定低速轴3上零件的装配方案，如图5-6图5-6（2）、轴段1-2的设计由3.1 联轴器的选择中

29、已知，选用KL7型滑块联轴器与低速轴连接，半联轴器的孔径为48mm，故可选定。半联轴器与轴配合的毂孔长度。为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，可取。 右端取倒角C1。轴段1-2左端轴肩圆角半径轴左端用的轴端挡圈定位，直径应比半联轴器的孔径略大，可取。（3 ）、密封圈与轴段2-3的设计为满足半联轴器轴向定位要求，1-2轴段右端一般加工有一定位轴肩，高度为范围为，取，故。为满足密封性，左端轴承端盖应使用毡圈油封。可选用毡圈55JB/zq4606-1997，故2-3轴段直径取合适。轴段2-3左端轴肩圆角半径（4）、轴段3-4和轴段6-7的设计该轴段安装轴承

30、。考虑到该轴上齿轮主要受径向力和圆周力作用，采用型号为7012C角接触球轴承，选用脂润滑。（7012C角接触球轴承技术参数可参考文献：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第3卷. 北京：机械工业出版社，2010.14-135页）轴承内圈轴向定位轴肩高度范围在，外圈轴向定位轴肩高度范围。故。轴段3-4左端轴肩圆角半径，轴段7-8右端倒角C1。（5）、轴段4-5的设计该轴段安装大齿轮。为拆装方便，该轴段直径应比略大，初定为。为可靠定位，大齿轮毂孔长度应比轴段4-5长2-3mm，取为2mm。故。轴段4-5左端轴肩圆角半径。（6）、轴环5-6的设计轴环右端为齿轮进行轴向定位，轴肩高度范围为，取，故。轴

31、环宽度一般不小于，故取轴段5-6左端轴肩圆角半径（7）、轴环6-7的设计轴环左端为左端轴承内圈进行轴向定位，轴承内圈轴向定位轴肩高度范围在。取轴肩高，故轴环宽度一般不小于，故取轴段6-7左端轴肩圆角半径（8）、轴段2-3和轴段3-4长度设计拟定轴承端盖总宽度为，半联轴器左端面到轴承端盖的距离，则。（轴承端盖总宽度技术参数可参考：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第2卷. 北京：机械工业出版社，2010.10-24页）高速轴中拟定小齿轮距箱体内壁的距离，则低速轴中大齿轮距箱体内壁的距离（大齿轮齿宽比小齿轮齿宽小6mm），考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承轴向位置时，应距箱体内壁有一段距离，取为，

32、为定位可靠，大齿轮2毂孔长度应比轴段2-3长2-3mm，取为2mm，故图5-75、轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位可以采用平键连接。由GB/T10951096-2003，可选择GB/T 1096 键 1470，正常连接。轴上键槽深度，半联轴器毂孔键槽深度。齿轮与轴的周向定位也可以采用平键连接。由GB/T10951096-2003，可选择GB/T 1096 键 2045，正常连接。轴上键槽深度，齿轮毂孔键槽深度。键与键槽配合选用，轴承内圈与轴的配合选用，轴承外圈与轴承座配合选用。（键与键槽配合数据参考互换性与技术测量技术图6.9，轴承内圈、外圈的配合参考互换性与技术测量技术图6.3和图6

33、.4）6、轴的受力分析(1)、计算轴上力的作用点的位置画出轴的受力简图，如图5-8，已知轴承反力的作用点，故轴的支点及受力点间的距离 （2）、计算支座反力 已知，齿轮上径向力，圆周力在垂直平面上，由静力平衡方程可得又,由机械设计表13-5，e取中间值，即。解得， 方向如图5-8所示。（3）、计算扭矩和弯矩AB段BC段CD段计算扭矩表达式/N.m端点值/N.m垂直面xAz上弯矩计算表达式/N.m端点值/N.m水平面xAy上弯矩计算表达式/N.m端点值/N.m总弯矩计算表达式/N.m端点值/N.m 图5-8 低速轴受力简图图5-9 低速轴扭矩图图5-10 低速轴弯矩图（4）、校核轴的强度判断危险截

34、面： 截面C同时受最大弯矩和最大扭矩作用，为危险截面 。截面C强度校核 抗弯截面系数弯扭合成强度此处，折合系数取最大1，可由机械设计表15-1查取。故截面C满足强度要求。 因此轴的强度满足要求。（5）、校核键连接的强度 半联轴器处键连接的挤压应力为查机械设计表6-2，取连接工作方式为静连接，键、毂和轴的材料均为钢，载荷性质为轻微冲击，键的许用挤压应，故键连接满足强度要求。齿轮处键连接的挤压应力为查机械设计表6-2，取连接工作方式为静连接，键、毂和轴的材料均为钢，载荷性质为轻微冲击，键的许用挤压应，故键连接满足强度要求。（6）、校核轴承的寿命由机械设计13-5，取，由表13-6，取故轴承1当量动

35、载荷 轴承2当量动载荷 两者取较大值，轴的承的基本额定寿命设计寿命为，故轴承寿命满足要求。6.3 中间轴2的设计与计算1、 已知中间轴2上转速，功率，转矩，大齿轮2分度圆直径，齿宽，小齿轮3分度圆直径，齿宽。由于小齿轮3分度圆直径与配合轴段直径相差很小，故应采用齿轮轴结构。 2、选择轴的材料 因轴传递的功率不高，且对重量和结构尺寸无特殊要求，参考机械设计表15-1，可选用45钢，调质处理。 3、初步确定轴的最小直径 由机械设计表15-3的，考虑该轴的转矩和弯矩不大，取中间值，取。则轴的最小直径 4、轴的结构设计（1）、拟定中间轴2上零件的装配方案，如图5-11图5-11（2）、轴段1-2和轴段

36、7-8的设计该轴段安装轴承。考虑到该轴上齿轮主要受径向力和圆周力作用，可采用型号为7209C角接触球轴承，选用脂润滑。（7010C角接触球轴承技术参数参考文献：阎邦椿. 机械设计手册. 第五版. 第3卷. 北京：机械工业出版社，2010.14-135页）轴承内圈轴向定位轴肩高度范围在，外圈轴向定位轴肩高度范围。故。轴段1-2左端取倒角C2， 右端轴肩圆角半径，轴段7-8右端取倒角C2. 左端轴肩圆角半径（3）、轴段2-3的设计轴段安装大齿轮2。为拆装方便，该轴段直径应比略大。同低速轴中一样，初定为。为可靠定位，大齿轮2毂孔长度应比轴段2-3长2-3mm，取为2mm。故轴段2-3右端轴肩圆角半径（4）、轴环3-4的设计轴环3-4为大齿轮2提供右端轴向定位，轴肩高度范围在，取，故可取。 轴环宽度一般不小于，故取。（5）、轴段5-6的设计 小齿轮3与高速轴的小齿轮1参数相同，故轴段4-5的设计可参照高速轴轴段4-5的设计，取。拟定小齿轮3两端面距轴段4-5右轴肩，轴段6-7左端轴肩的距离均为，故。轴段5-6左、右端轴肩圆角半径（6）、轴段6-7的设计轴段6-7为右端轴承提供右端轴向定位，轴肩高度范围在，取，故可取。（7）、轴段4-5的设计 轴段4-5不起定位作用，主要是连接大小齿轮2、3进行传动，右端轴肩高度范围，取，故 由于高速轴右端轴承和低速轴左端轴承共用一个轴