两级直齿圆柱齿轮减速器项目设计方案.doc

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1、两级直齿圆柱齿轮减速器项目设计方案第一章设计任务书1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级直齿圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：二班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，清洁。3、使用期限：八年。4、生产批量：小批量。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土4%8、原始数据：输送带的工作拉力 F1460N输送带的工作速度 v=1.9m/s输送带的卷筒直径 d=300mm第二章传动系统方案的总体设计2-1传动方案的概述带式输送机传动系统方案如下图2.1所示图2.10电动机；1高速级；

2、 2中速级； 3低速级； 4联轴器；带式输送机由电动机驱动。电动机0通过联轴器将动力传入两集圆柱齿轮减速器，再通过联轴器，将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其机构简单，但齿轮箱对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。两级齿轮均为直齿圆柱齿轮的传动，高速级小齿轮位置远离电动机，齿面接触更均匀。2-2电动机的选择 1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率（1）（2）确定传动总效率经查表得： 一对滚动轴承效率=0.99;闭式圆柱齿轮传动为7级的效率=0.98；弹性联轴器的效率=0.99；输送机滚筒效率=0.96。估算传动系统的总效率：输送带

3、卷筒的总效率为:(3)选择电动机电动电动机类型：推荐Y系列380v，三相异步电动机。(4)选择功率工作机所需要的电动机输出功率计算如下：kw查取手册Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：电动机的额定功率=4kw工作机所需的电动机(5)电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速r/min,经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比825所以电动机转速的可选范围为=n（825）n=9683025r/min,在该范围内的转速1000r/min,1500r/min,3000r/min,其主要数据及计算的减速器传动比，列表如下：表2.1 方案电机型号额定功率KW电动机转速传

4、动比同步r/min满载r/min1Y132M164.0KW10009607.92Y112M44.0KW1500144011.93Y112M24.0KW3000289023.8综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112M4。其主要参数：额定功率=4kw大于工作机所需的电动机输出功率=3.2kw同步满载转速=1500r/min,其主要性能参数如下表2.2所示：表2.2中心高外型尺寸:LAC/2+ADHD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132400115 190265190 14012286082

5、4图2.2主要外形和安装尺寸见下表2.3所示表2.3额定功率（kw）满载转速（r/min）中心高(mm)伸出直径(mm)伸出长度(mm)4144011228602-2传动比的分配1带式输送机传动系统的总传动比：(1)(2) 分配减速器传动比。浸油图深度如图2.4所示，尽量使高速级和低速级大齿轮浸油深度相当，故取高速级传动比与低速级传动比。由此得减速器总的传动比关系为：低速级齿轮传动比：=2.975高速级齿轮传动比：3-3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴1轴减速器中间轴2轴减速器中间轴3轴减速器低速轴4轴工作机将计算结果汇表，如下表3.1所示

6、。表3.1轴代号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min14401440360121121功率kw3.23.1683.072.9792.92转矩Nm21.222181.5235.24230.595联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比13.452.651传动效率0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计3-1按齿面强度设计已知条件为3.297kW，小齿轮转速=1440r/min，传动比4，由电动机驱动，工作寿命8年，二班制，载荷平稳，连续单向运转。1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。（1） 按图1.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 （2） 带式输送

7、机为一般工作机器，按GB/T100951998，选择7级精度，齿根喷丸强化。（3） 材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度250HBS。大齿轮材料为45钢（正火）齿面硬度210HB（4） 初选小齿轮齿数,大齿轮齿数=2按齿面接触疲劳强度设计（1） 由课本式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中各参数的值:试选=1.3。计算小齿轮传递的转矩。由表10-7选取齿轮系数=1。由图10-20查得区域系数=2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。 =/=1.746计算接触疲劳许用应力。由课本图10

8、-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,。 由式（10-15）计算应力循环次数：=60=60=3.31776=8.2944由手册查取接触疲劳寿命系数，取失效概率1%，安全系数1。由公式，取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，=380MPa2）试算小齿轮分度圆直径：=mm=44mm（2）调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v 齿宽bb=2）计算实际载荷系数。由表（10-2）查得使用系数。根据v=3.3m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数齿轮圆周力=221010/44N=955N,=1955/44N/mm=21.7N/mm100N/mm，查表（10

9、-3）的齿间载荷分配系数。 查表（10-4）用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时的齿向载荷分布系数。由此得实际载荷系数为：由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径齿轮模数=50.06/27mm=1.854mm。3-2按齿面强度设计（1） 由课本式（10-7）试算模数，即1） 确定公式中的各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数：计算由课本图（10-17）查得齿形系数=2.6F、=2.16由课本图（10-18）查得应力修正系数=1.62、=1.81。由课本图（10-24c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。由图（10-22）查得弯曲疲劳寿命系

10、数=0.85, =0.88。取弯曲疲劳安全1系数S=1.4，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=2）试算模数（2）调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 齿宽b。b= 宽高比b/h。 b/h=26.919/2.24325=122）计算实际载荷系数。根据v=2.07m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数=221010/26.919N=1561N,=11561/26.919N/mm=58N/mm100N/mm，查表（10-3）的齿间载荷分配系数。查表（10-4）用插值法查得，结合b/h=12查表（10-13），得。则载荷系数为由（10-13），可得按

11、实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.1mm，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=1.25mm，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=50.06,算出小齿轮齿数取则大齿轮齿数,取；与于是由:互为质数。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几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 （2） 计算

12、中心距a=（）/2=(68+218)/2mm=128.125mm,将中心距圆整为128mm。 (3)计算齿轮宽度,将齿宽圆整为51mm。考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，即=51+(5-10)mm=56-61mm。取=58mm。而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即=b=68。5齿面弯曲疲劳强度校核按前述类似方法，先计算式10-6中的各参数, =21010， =2.6， =1.62, =2.16, =1.81, =0.68, =1,m=1.25, =41。将它们带入式（10-6），得到小于许用的应力小于许用的应力齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以

13、设计合理。第四章低速级齿轮设计4-1按齿面接触疲劳强度设计1选定齿轮材料、热处理方式、精度等级、（1） 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 （2） 带式输送机为一般工作机器，按GB/T100951998，选择7级精度，齿面粗糙度要求,齿根喷丸强化。（3） 材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度250HBS。大齿轮材料为45钢（正火）齿面硬度210HB（4） 初选小齿轮齿数,大齿轮齿数=2按齿面接触疲劳强度设计由课本式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中各参数的值:试选=1.3。计算小齿轮传递的转矩。由表10-7选取齿轮系数=1。由图1

14、0-20查得区域系数=2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。 =24/=1.711计算接触疲劳许用应力。由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,。由式（10-15）计算应力循环次数：=60=60=8.29=2.788由手册查取接触疲劳寿命系数，取失效概率1%，安全系数1。由公式，取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，=384MPa2）试算小齿轮分度圆直径=mm=69mm调整小齿轮分度圆直径3）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v 齿宽b。b=2）计算实际载荷系数。由表（10-2）查得使用系数。根据

15、v=1.3m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数齿轮圆周力=281440/69N=2360.58N,=12360.58/69N/mm=342N/mm100N/mm，查表（10-3）的齿间载荷分配系数。 查表（10-4）用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时的齿向载荷分布系数。由此得实际载荷系数为： 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数=77.75/1.0889mm。3-1按齿根弯曲疲劳强度设计由课本式（10-7）试算模数，即确定公式中的各参数值 试选 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 计算由课本图（10-17）查得齿形系数=2

16、.65，=2.23由课本图（10-18）查得应力修正系数=1.51、=1.76。由课本图（10-24c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。由图（10-22）查得弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88。取弯曲疲劳安全1系数S=1.4，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=2）试算模数（2）调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 齿宽b。b=2)宽高比b/h。 b/h=41.259/3.83=10.773）计算实际载荷系数。根据v=0.777m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数，=281440/41.259N=3948N,=13948/4

17、1.259N/mm=95.7N/mm100N/mm，查表（10-3）的齿间载荷分配系数。查表（10-4）用插值法查得，结合b/h=10.77查图（10-13），得。则载荷系数为： 由（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.839mm，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm，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=69,算出小齿

18、轮齿数取，则大齿轮齿数,取；与于是由:互为质数。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几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距a=（）/2=(70+208)/2mm=139mm。(3)计算齿轮宽度。考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，达到设计所需的要求，即=70+(5-10)mm=75-80mm。取=76mm。而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即=b=70。5齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似方法，先计算式（10-6）中的各参数。，=81440，=2.65，=1.58, =2

19、.23, =1.76, =0.68, =1,m=2, =35。将它们带入式（10-6），得到小于许用的应力小于许用的应力，齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以设计合理。齿轮参数如下表5.3： 表5.3名称高速级低速低中心距（a）128139模数1.252齿数Z1=41 Z2=164Z1=35 Z2=104分度圆直径D1=51 d2=205d1=70 d2=208齿顶圆直径齿根圆直径齿宽 精度等级 IT7 IT7热处理正火调质第五章各轴设计方案5-1中间轴的的结构设计1已知条件中间轴的传动功率，转速,高速级大齿轮分度圆直径,小齿轮分度圆直径为，低速级大齿轮分度圆直径,小齿轮分度圆直径为，齿轮宽度,。2

20、选择轴的材料中间轴II材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。3初算轴直径 ,轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细处直径为：。由于轴承寿命，故取=45mm。4轴结构设计（1）轴承部件的结构设计,轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后按轴上零件的安装顺序，从 开始设计。(2)轴承的选择与轴段及轴段的设计：该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑直齿轮无轴向力，才用深沟球轴承。暂取6009，轴承内径为45mm，外径D=75mm,宽度为16mm，定位轴肩直径=54.2mm,外径定位直径=65.9mm，故=45mm。通常

21、同一根轴上取相同轴承，则=45mm。 （3）轴段上安装齿轮齿轮3，轴段上安装齿轮2，为了便于齿轮3和齿轮2的安装应分别略大于和，可初定和=49mm。 齿轮2轮毂宽度范围为（1.2-1.5）=51-60mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为51mm，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等76mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取。 (4)轴段 该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度H=（2-3）R，故取其高度为h=（2-3）1.6=3.2-4.8mm，取h=4mm。故

22、=57mm。 齿轮3左端与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm，则减速器的箱体内壁之间的距离齿轮2的右端面与减速器的箱体内壁之间的距离=13.5mm，则轴段的长度为。（5）轴段及轴段的长度：该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需加挡油环，轴承内端面的距离取=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为：=48.5mm。轴段的长度为:=49.5mm。(6)轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈端面距离=8mm,mm=66.5mm,5轴的受力分析（1） 画轴的受力简图，如图5.1所示：图5.1

23、（2）计算支承反力：已知： =794.54N, =289N。高速级：低速级：在水平面上受力如图5.2所示：图5.2列平衡方程得： 解之得：=1746N, =1309N。在垂直面上受力如图5.3所示：列平衡方程得： 解之得：=593N, =60N。轴承1的总反力为：轴承2的总反力为：（3）画弯矩图水平弯矩：画水平弯矩图如图5.4所示：图5.4铅垂弯矩： 画出垂直平面弯矩图如图5.5所示:图5.5轴承一处合弯矩： 轴承二处合弯矩：（4）画出合弯矩图如图5.6所示：图5.6(5)画出扭矩图如图5.7所示：图5.75-2高速轴的的结构设计1高速轴的传动功率，转速,小齿轮分度圆直径，齿轮宽度。2选择轴的

24、材料高速轴I材料用45钢，调质处理。3初算轴直径查课本表得考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120，则：轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细处直径为。取。4轴结构设计（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式的结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴孔设计同步进行。初定最小直径20mm，半联轴器轮毂的宽度查表，取半联轴器轮毂的宽度为52mm，轴段的长度略小于轮毂的宽度，取=50mm。（3）密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，

25、应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩高度：轴段的轴径，该处圆周速为1.507m/s小于3m/s，可选用毡圈油封，选用毡圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。（4）轴承与轴段及轴段 考虑齿轮轴向力比较小，选用深沟球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6006，由课本表查得轴承内径d=20mm，外径D=55mm，宽度B=13mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位轴肩,在轴上力作用点与外圈大段面的距离,故取轴段的直径。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装误差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的

26、挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,挡油环轴孔宽度初定为,则。通常同一根轴上取相同轴承，则=45mm。 （5）齿轮与轴段齿轮轮毂宽度范围为（1.2-1.5）=51-60mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为58mm，左端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等78mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段长度应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm，故取。该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=34mm。由表查出该处键的截面尺寸为=10mm8mm。轮毂键槽深度为=3.3mm,则该处齿根圆与毂孔槽顶部的距离为： =

27、2.52=5mm,故该轴段做成键槽齿轮，=34mm，=58mm。（6）轴段的设计为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段需要设置一个轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，查课本表的此处倒角为R=1.6mm,有经验公式的定位轴肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=3mm。轴环宽度,故取轴段。（7）轴段的设计该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端 盖等零件有关。轴承座的宽度为,由表查出下箱体壁厚为：=7.75mm8mm,取=8mm，mm400mm,取轴承旁边的连接螺栓为M8,则=14mm,=12mm,箱体轴承座宽度L=8+14+12+(5-8)取L=30

28、mm,为方便半联轴器的螺栓的安装空间，取联轴器的凸缘端面距轴承的端盖的距离为30mm,则=50mm。 (8)轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈端面距离=6mm,由构想图得出轴的支点及受力点间的距离为： mm=50+50+6=106mm,5轴的受力分析（1）画轴的受力简图如图5.8所示：图5.8（2）计算支承反力：高速级：在水平面上画受力图如图5.9所示：图5.9由平衡方程得： 解之得：=222N, =572.54N。 在垂直面上画受力图如图5.10所示：图5.10由平衡方程得： 解之得：=81N, =208N。轴承1的总反力为：轴承2的总反力为：（3）画弯矩图水平弯矩：画水平弯矩

29、图如图5.11所示：图5.11铅垂弯矩： 画铅垂面弯矩图如图5.12所示：图5.12轴承一处合弯矩： （4）画合弯矩图如图5.13所示：图5.13 （5）画出转矩图如图5.14所示：图5.146.2低速轴的设计与计算1低速轴的传动功率，转速,大齿轮分度圆直径，齿轮宽度。2选择轴的材料低速轴材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。3初算轴直径 查课本表得考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120，则：轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细处直径为。取。4轴结构设计(1)轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器

30、的机体采用剖分式的结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最小轴径处开始设计。(2)联轴器及轴段轴段上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴孔设计同步进行。初定最小直径32mm，半联轴器轮毂的宽度查表，取半联轴器轮毂的宽度为60mm，轴段的长度略小于轮毂的宽度，取=58mm。(3)密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩高度：轴段的轴径，该处圆周速为1.507m/s小于3m/s，可选用毡圈油封，选用毡圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。(4)轴承与轴段及轴段 考虑齿轮轴向力比较小，选用

31、深沟球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6008，由课本表查得轴承内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=16mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位轴肩,在轴上力作用点与外圈大段面的距离,故取轴段的直径。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装误差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,挡油环轴孔宽度初定为,则。通常同一根轴上取相同轴承，则=40mm。 (5)齿轮与轴段齿轮轮毂宽度：取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为70mm，端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式

32、取其轮毂宽度与齿宽相等70mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段长度应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm，故取。该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=45mm。由表查出该处键的截面尺寸为=14mm9mm。轮毂键槽深度为=5.5mm,则该处齿根圆与毂孔槽顶部的距离大于2.5,故该轴段做成键槽齿轮，=45mm，=70mm。(6)轴段的设计为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段需要设置一轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，查课本表的此处倒角为R=1.6mm,有经验公式的定位轴肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=4mm

33、。轴段直径=53mm，轴环宽度 ,故取轴段。(7)轴段的设计 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为,由表出下箱体壁厚为：=7.75mm8mm,取=8mm，mmS=1.5故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数：W=0.1抗扭截面系数：截面左侧的弯矩：截面上的扭矩截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：过盈配合处的,由附表（3-8）用插值法求出，并取,于是的，轴按磨削加工，由附图（3-4）的表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即,则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为：又由3-1及3-2得碳钢的特性系数为：,取=0.1,取=0.05于是，轴在

34、截面右侧安全系数值为：S=1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的，可知其安全。第七章 滚动轴承寿命计算7-1中间轴的寿命计算校核轴承寿命(1)求比值:根据课本表（13-5），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时(2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1。按照表（13-5），X=1，则=1844N。（3）根据式（13-6），求轴承应有的基本额定动载荷值 =68379h38400h ,故 合格。7-2高速轴的寿命计算9校核轴承寿命（1）求比值 根据课本表（13-5），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时(2)初步计算当量动载荷P，根据课本

35、公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。按照表（13-5），X=1，则=731N。（3）根据式（13-6），求轴承应有的基本额定动载荷值 =68148h38400h，合格。7-3低速轴的寿命计算9校核轴承寿命（1）求比值 根据课本表（13-5），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时(2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。按照表（13-5），X=1，则=1674.7N。（3）根据式（13-6），求轴承应有的基本额定动载荷值 =271442h38400h，合格。第八章 键连接选择和校核8-1中速轴上键的选

36、择和校核1.键的选择齿轮与轴间采用A型普通平键连接，选择键和键。2键的校核齿轮2处的键连接的挤压应力为：，取键轴和轮毂的材料都为钢，静载荷，查课本表（6-2）得许用挤压应力，,强度足够，齿轮3处的键长于齿轮2处的键长，故强度也足够。8-2高速轴上键的选择和校核1.键的选择半联轴器与轴间采用A型普通平键连接，选择键。2校核键连接的强度齿轮2处的键连接的挤压应力为：取键轴和轮毂的材料都为钢，静载荷，查课本表（6-2）得许用挤压应力，,强度足够。8-3低速轴上键的选择和校核1键的选择半联轴器与轴间采用A型普通平键连接，选择键。2.校核键连接的强度 齿轮2处的键连接的挤压应力为：取键轴和轮毂的材料都为钢，静载荷，查课本表（6-2）得许用挤压应力，,强度足够。第九章 联轴器的选择和计算高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。低速轴上选择联轴器,联轴器的计算