机械设计课程设计二级同轴式圆柱齿轮减速器.doc

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1、目 录一. 课程设计任务书1二.题目及总体分析 3三. 电动机选择 4四. 传动装置的总传动比及其分配4五. 计算传动装置的运动和动力参数5六. 齿轮设计 6七. 传动轴和传动轴承的设计13 (a)低速轴、传动轴承以及联轴器的设计13 （b）高速轴以及传动轴承的设计18(c)中间轴以及传动轴承的设计26八. 轴承的选择和校核计算32九.键连接的选择与校核计算33十. 轴承端盖的设计与选择35十一. 滚动轴承的润滑和密封36十二. 其它结构设计36十三. 箱体38十四. 设计总结40十五. 参考文献41一、设计任务书设计内容：设计一用于带式运输机的二级同轴式圆柱齿轮减速器设计参数：输送带工作拉力

2、 F:3300 N输送带工作速度：1.2m/s输送带卷筒直径 D： 350mm备注：工作条件:两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：5%；制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量： 减速器装配图一张(A1图纸)、零件工作图1-3张（A3图纸）、设计说明书一份二、题目及总体分析题目：设计一个带式输送机传动装置给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力为3300N，输送带的速度为1.2m/s，输送带滚筒的直径为35

3、0mm。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期8年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5。带式输送机的传动效率为0.96。传动装置组成：由电动机、减速器、联轴器、v带、卷筒、运输带等组成。减速器采用二级圆柱同级减速器。整体布置如下： 1.1 带式输送机传动简图各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成直齿，低速级做成斜齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大单列滚子轴承联轴器弹性联轴器三、选择电动机根据一般带式输送机选用的电动机选择工作机所需有效功率为33001.2/10003.96 kw查表1-7可得联轴器的动效率：1=0.9

4、9，每对轴承的传动效率：2，=0.993齿轮传动的传动效率：3=0.974输送机滚筒效率：4=0.96电动机至运输带的传动总效率为：=0.886电动机所需工作功率为： PP/3.96/0.8864.469 kw ,执行机构的卷筒转速为65.5 r/min查表12-1选取电动机的额定功率kw电动机型号额定功率满载转速转矩（堵转）转矩（最大额定）质量Y132S-45.5kw14402.22.36.8kg四、传动装置的总传动比及其分配一、 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为二、 ：/1440/65.521.9三、 分配传动装置传动比：式中、分别为带传动和减速器的传动比。

5、对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配： 式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.5，则减速器传动比为：4.68五、 传动系统的运动和动力参数计算按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数各轴转速：高速轴 1440r/min中间轴 307.69r/min低速轴 65.74 r/min滚筒轴 =65.74r/min各轴输入功率：高速轴 P4.337 kW 中间轴 24.165kW 低速轴 24kW滚筒轴 24=4.425 kW各轴输入转矩：电动机输出转矩：9550 95504.469/144029.638 Nm高速轴

6、955029.34Nm中间轴 9550131.86 Nm低速轴 9550592.61Nm滚筒轴 9550580.81Nm项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷同轴转速（r/min）14401440307.6965.7465.74功率（kW）4.4254.3374.16543.96转矩（Nm）29.63829.34131.86592.61580.81传动比114.684.681效率10.990.970.970.96六、 齿轮设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。低速级齿轮传动的设计计算1. 齿轮选材（1）按低速级齿轮设计（2）选用级精度（3）

7、材料选择。小齿轮材料为40（调质），硬度为280，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数121，大齿轮齿数24.68取Z2=99。选取螺旋角。初选螺旋角按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选=1.3。2) 小齿轮传动的转矩为 TNmm3) 查课本P205表10-7选取齿宽系数1。4) 查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8 5) 由课本P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为H

8、lim2550 MPa。6) 计算应力循环次数。60nj 6014401（283008）7.0891087) 由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.92；KHN20.96 8) 查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433 。9) 由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.855。则+1.625。10) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.926005520.96550528（2） 设计计算1) 试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得68.897 mm2) 计算圆周速度。1.1m/s3)

9、 计算齿宽b和模数。计算齿宽b b68.897 mm计算摸数 =3.281mm4) 计算齿宽与高之比齿高 h2.252.253.2817.382 9.335) 计算载荷系数K已知使用系数=1，根据1.1m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数K1.05；由课本表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，K1.497；由9.33，K1.497查图10-13得 K1.32；由课本表10-3 得: K1。故载荷系数K KK K 11.0511.4971.5726) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd73.4017) 计算模数3.49mm 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度

10、的设计公式（1） 确定计算参数1) 计算载荷系数 K K K11.1211.321.4782) 计算当量齿数29 =4.6829=135.72 取 =1364) 查取齿形系数和应力校正系数查课本表10-5得 齿形系数2.76；2.178 应力校正系数1.56；1.789查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K0.92；K0.96。5) 计算接触疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4328.57 Mpa260.57Mpa6) 计算大、小齿轮的 并加以比较0.0131040.01495大齿轮的数值大，故选用。（2） 设计计

11、算=2.35 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m2.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d73.401来计算应有的齿数.于是由: z29 取z29那么zuz134.6829135.72 取z1364. 几何尺寸计算（1） 计算大、小齿轮的分度圆直径d292.572.5 d1362.5340（2） 计算中心距 A=206.25（3） 计算齿轮宽度 b172.572.5 mm圆整后取75mm；80mm。（二） 高速级齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等

12、级、材料及齿数1) 选用直齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588)。2) 材料选择。由表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。3) 选小齿轮齿数21，大齿轮齿数Z2992. 按齿面接触强度设计由设计计算公式(109a)进行试算，即 （1） 确定公式各计算数值1) 试选载荷系数=1.62) 小齿轮传动的转矩为 T307.69103 Nmm3) 查课本P205表10-7选取齿宽系数0.8。4) 查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8 5) 由课本P209图10-

13、21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。6) 计算应力循环次数60nj 603841（2830010）1.11093.261087) 由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.906005400.95550522.5（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=61.84mm2) 计算圆周速度vv=0.9953) 计算齿宽 4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5) 计算纵向重

14、合度 =6) 计算载荷系数K根据v=0.995m/s，级精度，由图查得动载荷系数；直齿轮，.4；由表查得使用系数由课本表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，K1.497；查图10-13得 K1.34；故载荷系数7) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得8) 计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1） 确定公式内的计算数值1) 计算载荷系数 2) 查取齿形系数由表查得；。3) 查取应力校正系数 由表查得；。4) 计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（2） 计算当量齿数 （3） 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

15、齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m2.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d68.56来计算应有的齿数 取z27大齿轮齿数4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 将中心距圆整为198mm（2） 安圆整后的中心距修正螺旋角 （3） 计算分度圆直径 （4） 计算尺宽 七、传动轴和传动轴承的设计(a)低速轴、传动轴承以及联轴器的设计i. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P4 KW 65.74r/min 592.61Nm2. 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 326.09而 F3624.64 NFF3624

16、.641370.88NFFtan3624.64973.9N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图8.1所示图8.1 轴的载荷分布图3. 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（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。根据课本，取，于是得11244.05mm（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.3592.61103770393Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用LT10弹性

17、套柱销联轴器（GB/T43232002），其公称转矩为1250。半联轴器的孔径d145 mm，故取45 mm，半联轴器的长度L112 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm。4. 轴的结构设计（1） 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要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径50mm；左端2) 用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L184 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L1略短一些,现取82mm。3) 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

18、圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据50mm，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（GB/T 2971994）30217型，其尺寸为dDT55mm90 mm18 mm，故55 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则67mm。4) 取安装齿轮处的轴段60 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为70 mm，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66 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h5mm，则72 mm。轴环宽度,取10 mm。轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的

19、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50mm。=55 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度图8.2 低速轴的结构设计示意图 表 8.1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm45 H7/k65255 m660 H7/n67266 55 m6长度/mm82525566106718键bhL/mm14 9 70181162C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2） 轴上的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66mm由课本表6-1查得平键截面bh18

20、 mm11 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14 mm9 mm70 mm，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。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R2.5。5. 求轴上的载荷首先根据结构图(图8.2）作出轴的计算简图（图8.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a20 mm。因此，作为

21、简支梁的轴的支承跨距79+119198 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下： 载荷水平面H垂直面V 支反力 弯矩M 总弯矩 扭矩 6. 桉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。根据课本式(15-5)及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa 12.1Mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面A,B只受扭矩作

22、用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，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,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，但是截面不受扭矩作用，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，但是应力集中不大（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，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较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

23、系数 W0.10.1166637 抗扭截面系数 0.20.233275截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 592610截面上的弯曲应力 7.85Mpa截面上的扭转切应力 17.81Mpa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表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课本附表3-2查取。因 经插值后查得 2.0 1.31又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 0.85故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）

24、得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数 ，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得S12.45S10.427.99S1.5故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.121600抗扭截面系数 0.20.243200截面的右侧的弯矩M为 M=130638N.mm截面上的弯曲应力 6.05 Mpa扭矩及扭转切应力为 59261013.72 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.16 0.83.162.53轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合

25、系数为3.33 2.68于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得S13.92S8.477.27S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴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，低速轴的设计计算即告结束。（b）高速轴以及传动轴承的设计1. 求输入轴上的功率，转速，转矩14.337 KW 1440 r/min 29.34x Nm2. 求作用在齿轮上的力F809.38NFF809.38 294.59N圆周力F，径向力F如图8.3所示。3. 初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取

26、，于是得11216.17 mm故圆整取17，输入轴的最小直径显然是联轴器 取半联轴器的孔径 L=42mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度4. 轴的结构设计（1）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V带轮的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径25 mm。V与轴配合的毂孔长度L130 mm，故-的长度取28mm。2) 单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据25mm，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（GB/T 2761994）30306型，其尺寸为dDB30 mm72 mm20mm，故30mm；左端深沟球轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽

27、为14 mm。轴段VI的长度与轴承宽度相同,故取38mm。3) 取安装齿轮处的轴段35mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为75 mm，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70 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h4 mm，则43 mm。轴环宽度,取8 mm。 4) 轴承端盖的总宽度为27.25 mm(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50 mm。=46 mm。至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度图8.3 高速轴的结构设计示意图 段名参

28、数-直径/mm18 H7/k62530 m635 H7/n6433830 m6长度/mm2850467087620键bhL/mm6 62010858C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2）轴上的零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按50 mm由课本表6-1查得平键截面bh10 mm8 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为58 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，V带轮与轴的连接，选用平键为6mm6 mm20 mm，V带轮与轴的配合为。深沟球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

29、径尺寸公差为m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.2，右端倒角为1.6。各轴肩处的圆角半径为:处为R1.2，其余为R1.5。5. 求轴上的载荷取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8.4）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面C出的、及的值列于下表载 荷水平面H垂直面V支反力534.77 N，274.61 N194.6 N，99.99N弯矩M30481.89 11092.2 11098.89 总弯矩32436.46扭矩T29340 图8.4 轴的载荷分布图6. 桉弯扭合成应力校核轴的

30、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。根据课本式(15-5)及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa2.95Mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。8. 精确校核轴的疲劳强度（3） 判断危险截面截面A,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消弱轴的疲劳强度，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,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，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力

31、集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，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，但是应力集中不大（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，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较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。（4） 截面左侧抗弯截面系数 W0.10.12700 抗扭截面系数 0.20.25400截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 29340截面上的弯曲应力 7.79Mpa截面上的扭转切应力 5.43Mpa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论

32、应力集中系数及按课本附表3-2查取。因 经插值后查得 2.0 1.31又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 0.85故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数 ，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得S12.84S3412.14S1.5故可知其安全。（4） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.14287.5抗扭截面系数 0.20.28575截面的右侧

33、的弯矩M为 M=21055N.mm截面上的弯曲应力 4.91Mpa扭矩及扭转切应力为 293403.42 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.16 0.83.162.53轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.25 2.62于是，计算安全系数值，按课本式（15-6） (15-8)则得S17.23S33.9915.21S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴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，高速轴的设计计算即告结束。(c)中间轴以及

34、传动轴承的设计1. 求输出轴上的功率，转速，转矩4.165KW 307.69r/min 13186 Nmm2. 求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为=340F775.64NFF282.3N低速级小齿轮的分度圆直径=69.87mm 3767.43N FF1420.97 N Ftan1009.36N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图8.5所示。3. 初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取，于是得11226.69mm4. 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了保证轴的强度要求，故取3

35、0 mm。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48 mm，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（GB/T 2971994）30306型，其尺寸为dDT30 mm72 mm20 mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则52 mm。3) 取安装齿轮处的轴段35 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为75m，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75mm，则48。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h6 mm，则35 mm

36、。轴环宽度。-段为小齿轮，其宽度为95 mm，故75 mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。 图8.5 中间轴的结构设计示意图表 8.2 中间轴结构设计参数 段名参数-直径/mm30 m635 H7/n64035 H7/n6 30 m6长度/mm48752007552键bhL/mm1086310863C或R/mm处245o处R2处R2处R2处R2处R2（2）轴上的零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按35 mm由课本表6-1查得平键截面bh10 mm8 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样

37、，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。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左右两端倒角为2。各轴肩处的圆角半径为R2。5. 求轴上的载荷首先根据结构图(图8.5）作出轴的计算简图（图8.6）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a16mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L177.5 mm L2275 mm L381.5mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下 +77.5+275+81.5434 mm载 荷水平面H垂直面V支反力1344 N，3194 N582 N，1121N弯矩M104

38、160 45105 47433 总弯矩 扭矩T131860 7. 桉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。根据课本式(15-5)及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa7.94Mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。9. 精确校核轴的疲劳强度（5） 判断危险截面截面A,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消弱轴的疲劳强度，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,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，从受载来看，截