带传动+双级圆柱齿轮减速器.docx

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1、教学单位机电工程系存档编号机械设计课程设计 说明书题 目带传动+双级圆柱齿轮减速器学生姓名胡金洲学生学号5专业名称机械设计制造及其自动化指导教师伍妮妮1. 设计目的32. 设计方案33. 电机选择54. 装置运动动力参数计算75. 带传动设计96. 齿轮设计187. 轴类零件设计288. 轴承的寿命计算319. 键连接的校核3210. 润滑及密封类型选择 3311. 减速器附件设计3312. 设计总结36参考文献371. 设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是 机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生 第一次全面的设计能力训练，其目的是

2、：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合 运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设 计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工 作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维 护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或 简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资 料和手册，运用标准和规范等。2. 设计方案及要求据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱

3、直齿轮减速 器）方案图如下：技术与条件说明:1）传动装置的使用寿命预定为10年每年按350天计算，每天16小时计算;2）工作情况：单向运输，少振，室内工作，多尘，3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏，设计要求1)减速器装配图1张;2)零件图2张（齿轮，低速级轴）；3)设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数：F=5.8KN，V=0.65 m/s，D=260mm3. 电机选择3.1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自 扇冷式结构，电压为380V。3.2选择电动机的容量工作机有效功率P巧=1000,根据任务书所给数据F=8K

4、N，V=0.6 mS。则有:=3.77KW_ F - v _ 5800 x 0.65 w = 10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为门 _n x4 x2 x x = 12345式中门1，l，七，七，门5分别为V带传动效率，滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知 气=0.96，七=0.99，七=0.97，七=0.99，=0.96，则有:门 =0.96x 0.994 x 0.972 x 0.99 x0.96=0.83所以电动机所需的工作功率为：一 .3.77P =一J =4.54KW61 0.% 尸 0.83取 P d=5KW3.3确定电动机的转速按推荐的

5、两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=840和带的传动比I带=24，则系统的传动比范围应为：I/=1 齿 x，带=（840）x（24）=16200工作机卷筒的转速为60 x 1000v 60 x 1000 x 0.65n = 47.77r /minw 兀 D3.14 x 260所以电动机转速的可选范围为nd =IExnw=（16200）x 47.77 r/min=（764.39555.4）r/min符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由于 本次课程设计要求的电机同步转速是1500r/min。查询机械设计手册（软 件版）【常有电动机】-【三相异步

6、电动机】-【三相异步电动机的选型】 -【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速 对应关系】确定电机的型号为Y132S-4.其满载转速为1440r/min，额定功率为 5.5KW。4. 装置运动动力参数计算4.1传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比I尸n =也0 = 30.14乙 nw 47.77因为I2）分配到各级传动比=i带齿已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比i01 = 2则I齿=虹=15.07分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分 i 01配齿轮传动比得高速级传动比i = 4.2，低速级传动比为L, = O = 3.512234

7、.24.2传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n0=1440r/min输入功率：P0=Pd=5.5KW输出转矩：T=9.55x106*p =9.55x 106 xE- 0n01440=3.648 x 104N -mmI轴（高速轴）转速：型r/min =2720r /min输入功率：P1=P0x门01 = P0xn1 = 5.5x0.96 = 5.28KW 输入转矩T1 = 9.55 x 106x p = 9.55 x 106 x 竺=7.003 x105N - mm n1720II轴（中间轴）转速：n = n1 = 2 = 205.7r/min 2 i124.2输入功率：P2=P1 x

8、n12 = P1 x%xn3 = 5.28x0.99x0.97=5.07KW输入转矩：T = 9.55 x 106x p = 9.55 乂106 xA7 = 2.35x10N-mm2 n2205.7III轴(低速轴)转速：n疽n2 =25 = 48.98,/min3 233.5输入功率:P3 = P2x%3 = P2x%xn3 = 5.5x0.99x0.97=4.87KW输入转矩：T = 9.55 x 106 p = 9.55 x 106 x 4.87 = 9.495 x 106N-mm3 n348.98卷筒轴：转速：n卷=n3 = 48.98r/min输入功率:P 卷=P3 x%34 = P

9、3 x%2 x七=4.87 x 0.99 x 0.99=4.77KW.p517输入转矩：T卷=9.55 x 106p = 9.55 x 106 x =1.73 x106 N - mm奁n 428.6各轴运动和动力参数表4.1轴号功率(KW)转矩（N-mm ）转速（）电机轴5.53.648 x10414401轴5.287.003 x 1057202轴5.0723.58 x105205.73轴4.879.4954 x 10648.98卷同轴4.779.4954 x 10648.98图4-15. 带传动设计5.1确定计算功率P ca据机械设计课程设计表6-8查得工作情况系数K a=1.2。故有:P“

10、 =K a * P = 1.2x5.5 = 6.6KW5.2选择V带带型据Pea和n有机械设计课程设计选用A带。5.3确定带轮的基准直径（1并验算带速（1）初选小带轮的基准直径d d 1有机械设计课程设计，取小带轮直径d d 1=100mm。(2) 验算带速v，有：_ xdxn_ 3.14 x 100 x 1440V = 60 x11000060 x 1000=7.536 气因为7.536m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。(3) 计算大带轮基准直径dd2d =匚 xd = 2x 100 = 200mm 取dd2=280mm 新的传动比i带=200 =2.85.4确定V带的中心距a和基

11、准长度L d(1) 据2式8-20初定中心距a0=400mm(2) 计算带所需的基准长度Ln - 2a += (d + d ) + (d1d d 2)d 00 2 d 1d 24 a0=2 x 400 + 3.14 (280 +100) + (280 一100)224 x 400=1277mm由2表8-2选带的基准长度Ld=1400mm（3）计算实际中心距总 461.5mma . a + 上匕=400 + 1400 一1277 022中心局变动范围：a . = a一0.015d = 435.6mma= a + 0.03d = 502.6mm5.5验算小带轮上的包角57.3。a = 180。一(

12、dd 2 一 dd 1)x= 167.5 N 120。5.6计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P ,由 d = 100mm 和 =1440 r/min 查2表 8-4a 得P0=1.32KW据 n0=1440rmin， i=2 和 A 型带，查28-4b 得 P0=0.17KW查表 8-5 得 Ka =0.96, KL =0.96，于是:Pr =(P0 + P0)xKl xKa=(1.32+0.17) x0.96X0.96 =1.373KW（2）计算V带根数zZ = =竺=4.82P 1.48故取5根。5.7计算单根V带的初拉力最小值（F 0 ） min所以机械设计课程设计得A型带的单

13、位长质量q=0.1履皿。(F0) min = 500 x (2.5 一 Ka)Pca + qv2(2.5 - 0.96) x 6.60.96 x 5 x 6.35=500 x + 0.1x 6.352=170.76N应使实际拉力F0大于（F0）min5.8计算压轴力F p压轴力的最小值为：a（F p ） min=2x z x （Fo） minx sin 2 =2乂5乂 179.96乂0.99=1696.45N5.9带轮设计（1）小带轮设计由Y132S电动机可知其轴伸直径为d=mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d0=42mm。有4P622表14-18可知小带轮结构为实心轮。（2）大带轮

14、设计大带轮轴孔取32mm，由机械设计课程设计可知其结构为辐板式。6. 齿轮设计6.1高速级齿轮设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588）3）材料的选择。由机械设计课程设计选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为 230HBS，大齿轮的材料为 45钢（正火）硬度为 190HBS，两者硬度差为 40HBS；4） 选小齿轮齿数为Z1=21，大齿轮齿数Z2可由Z2 = *2 xZ1得Z2=88.2， 取89；2. 按齿面接触疲劳强度设计按公式：du 2.32 x :KT .也.（客）23 9

15、 u a （1）确定公式中各数值1）试选 K t =1.3。2）由机械设计课程设计-8-8选取齿宽系数9d =1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：=3.648x 105n mm。14）由机械设计课程设计8-17查的材料的弹性影响系数Ze=189.8MP25）由机械设计课程设计8-17 d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 HHmi=550MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 hlim2=370MP。6）由机械设计课程设计8-15取接触疲劳寿命系数Khn 1=0.85；K HN 2=0.91。7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为100，安全系数S=1，有 H 1= ”HN1H 阮1 =

16、0.85 x 550=467.5MPa S H 2 =膈电血1 =0.91 x 370=336.7MPaS计算确定小齿轮分度圆直径du，代入 h中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径dit，由计算公式可得:, c ”16 x 2.36x 105 5.2 ,189.8、d 1t 2.32 x E1x 4 x (-6-)2 =81.92mm2）计算圆周速度。_ _dn_ 3.14 x 81.926 x 720 _V= V = 60 xl00060 x1000= . mS3）计算齿宽bb=4 d x d =1 x 81.92=81.92mm4）计算模数与齿高d 81 92模数 m = - = 3.90

17、0mmt %21齿高 h = 2.25mt = 2.25x2.78 = 6.26mm5) 计算齿宽与齿高之比bhb 66.7=10.65h 6.266）计算载荷系数K。已知使用系数KA =1.5，据v=3.08 ms , 8级精度。机械设计课程设计10-8得Kv =1.16, K邮=1.46。由2图 10-13 查得 K用=1.40,由图 10-3 查得K Ha =K HP =1故载荷系数：K=K v X K A X K Ha X K HP=1.5 X 1.16 X1X 1.46 =2.547）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：,K254d 1 = d =81.92 x - = 95.2

18、7mm8）计算模数m nd 95.27m n = m =t = 4.361mmn Z1213. 按齿根弯曲疲劳强度由设计机械设计课程设计8-16 按公式：m ,气.二 n 3 悟g f （1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=K A K v K Fa K fP=1.5 x 1.463 x 1x 1.28=2.2272）查取齿形系数由2表 10-5 查得 Y顼=2.76，Y也2=2.203）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y%1=1.56, Y 52=1.784）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 fe=550MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe2=370MP5）由图10-18取

19、弯曲疲劳寿命系数Kf 1=0.90, Kf2 =0.956）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：F 1 = % 1 FE1 = 0.85 X 550 =467.5MpSF2 = %S FE2 = 091X370=336.7MPFaSa-7）计算大、小齿轮的 F，并加以比较二=Z65 x L58 =0.01619 f 212以心=日1 =0.02510 f 2210经比较大齿轮的数值大。选择0.0251（2）设计计算：2 x 2.7 x 7.007 x 1051X 212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m 二，x 0.0251 =2.602计

20、算的法面模数，八dZ1 = 1m取m =2.75mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有:95.0272 ,=34.542.75取 Z1=35，则 Z2 =七 x Z1 = 4.2x35=147147取z2=137，新的传动比i12 =4.2354. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=mi】=2.75 x 35 = 96.25 mmd2 = mz2 = 2.75 x 135 = 371.25mm(2) 计算中心距_ (Z1 + Z2)m _ (35 +147) x 2.75 a 22=233.75mm(3) 计算齿轮宽度b=1 x 96.25 = 96.25 mmB1=100mm, B 2 =96.

21、25mm5.大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数（单位mm）表6-1名称符号计算公式及说明模数m2.75压力角aa = 20 o齿顶高haha = h x m = 2.75齿根高hhf =( ha + c * )m=6.18全齿高hh =(2 x h* + c * )m=5.62分度圆直径d1d1=m Z1=9d 2d 2 = mz = 371.25齿顶圆直径da1da 1 = ( z + 2h * )m=112.251ada 2da2=( z2 + 2h*)=395.25齿根圆直径d f 1=(z1 - 2 h* 2c *)=63.75df 2=(z - 2h * 2c*)=321.25基

22、圆直径db1=d 1 cos a = 65.78db 2=d 2 cos a = 307.75中心距a=(d1 ；d 2)= 233.5表6-16.2低速级齿轮设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45 （调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2 = Jx Z1 得 Z2 =78.48，取 78；2. 按齿面接触疲劳强度设

23、计按公式：K T u +1 . Z 、 d1t z 2.32x 3 （）23 9 u。h （1）确定公式中各数值1）试选 K t =1.3。2）由表10-7选取齿宽系数9 d =1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：t2=5.6x 105n-mm。14）由表10-6查的材料的弹性影响系数Ze =189.8MP25）由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim1=580MP ；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim2=560MP。6）由图10-19取接触疲劳寿命系数KhN 1=1.07；K hn 2=1.13。7)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为100，安全系数S=

24、1,有b H - Khn 1二 H lim1 =1.07 x 580=620.6MP Sb h 2 -H lim2 =1.13 x 560=632.8MPL 1 i -J 乙计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入b h中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得:1.3 x 5.6 x 105 4.27 ,189.8、 d1t z 2.32x/x x()2=124mmt 13.27 620.62）计算圆周速度。v-兀5 - 3.14X124 X膑=0.51m/s60 X100060 x 10003）计算齿宽bb= d X d1t=1 x 104.3=104.3mm4）计算模数与齿高

25、d 104.3模数 m -1 4.35mmt七 24齿高 h=2.25 mt =2.25x 4.35 = 9.79mmb5）计算齿宽与齿高之比hb -冬10.7h 9.796）计算载荷系数K。已知使用系数Ka=1，据v=0.51m；，8级精度。由图10-8得Kv =1.03,13 / 37K耶=1.47。由图10-13查得 K邛=1.38 ,由图10-3查得K Ha =K HP =1故载荷系数:K=K v X K / K Ha x K HP=1 X 1.03 X 1x 1.47=1.517）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:K151“扃一一 =104.3 x3一 =109.6mm13 K

26、3 1.3 t8）计算模数m nm n =幺=1096 =4.57mmZ 2413. 按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:FaSag F（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=K A K v KFa K fp =1x 1.03 x 1x 技8 =1.422）查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1=2.65, YFa2=2.2243）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 YSa1=1.58, YSa2 = 1-7664）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 FE1=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe2=310MP5）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kf 1=0.95，Kfn2=0

27、.976）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有:坚*223.9Mp214.8MP7）计算大、小齿轮的，并加以比较 Fa1 J1 F 12.65 x L58 - 0.0187223.9W - 0.0182经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算、：2x 1.421X5.6x 1051x 242mZ ,x 0.0187 = 3.84mm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 计算的法面模数，取m =4mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有:Z1=。- 124 - 31 m 4取 Z1=27,则 Z2 = 23 x Z1= 311 3.5=88.29 取 z2=

28、108.5新的传动比123=牌=3.54. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d = mz - 4 x 31 - 124 mmd = mz - 4 x 109 = 436mm（2）计算中心距a 二（十）m = （27 + 88）x 4 = 280m22（3）计算齿轮宽度b = 4 d = 1 x 108=124mmB1=113mm, B 2 =124mm5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数表6-2（单位mm）名称符号计算公式及说明模数m4压力角aa = 20 o齿顶高haha = ” x m = 4齿根高hfhf=(h： + c* )m=5全齿高hh =(2 h： + c * )m=9分度

29、圆直径d14=m Z1=108d2d2 =m 乙 2 = 352齿顶圆直径da1d ( z + 2h*、1a1=( 1a)m=124da 2da2=( Z2 + 2h*)m=436齿根圆直径d f 1二(z1 - 2h* - 2c * )m二98df 2二（z 2项秦 * ）m二342基圆直径db1d 1 cos a = 101.5db 2d2cos a = 330.8表6-27. 轴类零件设计7.1 I轴的设计计算1. 求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P1=5.28KW, n1=720r/min, T 1=7.003x 105N-mm2. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为

30、d1=94mm2T1d12 x 7003094=4396.6NF r =F t tana = 3625 x tan20 =2336.3N 压轴力F=1696N3. 初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3，取Ao=110，于是得:d min =A 0:P528-= 110= 21.45mm:气 720000因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=22.35mm，又此段轴 与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmiri=32mm，查4P62（表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取80mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通

31、过分析比较，装配示意图7-1图7-1(2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) I-II段是与带轮连接的其d顷=32mm, l顷=80mm。2) II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm (由减速器及轴的结构 设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与 I-II段右端的距离为38mm。故取ln_ni =58mm，因其右端面需制出一轴肩故取 d II _ III =35mm。3) 初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据 d II _ iii =35mm，由轴承目录里初选 6208号其尺寸为 d x D x B =40mm x 8

32、0mm x 18mm 故d m_iv =40mm。又右边采用轴 肩定位取 dw_v =52mm所以 kv =139mm，dv_vi =58mm，lv_vi =12mm4) 取安装齿轮段轴径为dv=44mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位， 已知齿轮宽度为100mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽 度故取l v一训=96mm。齿轮右边-W段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d训一皿=40mm。取l训一皿=46mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按di_ii由5P53表4-1查得平键 截面bxh =10x8,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。

33、同时为了保证带轮与轴之间 配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为坦，同样齿轮与轴的连n6接用平键14 x 9 x 63,齿轮与轴之间的配合为 H 轴承与轴之间的周向定位是用 n6过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2 x 45 .其他轴肩处圆觉角见图。5. 求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2图7-2现将计算出的各个截面的Mh，Mv和M的值如下：F nh i=1402N F nh 2=1613N F nv i=2761N F nv2=864NM H1 =86924N -mmMH2=103457n -

34、mmM v =171182N -mmM=侦0.872 +1.72 x 105 = 2.0x 105N mmM2=MH2=103457N -mm=1.3 x 105N -mm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩 图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据 式15-5及上面的数据，取 a =0.6轴的计算应力：M2 + (aT )2caW2.02 + (0.6 x 1.3)2 x 105=23.7MP0.1x 463前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得，=60Mp，气a 一 1，故安全。7.2 II轴的设计计算1. 求轴

35、上的功率，转速和转矩由前面的计算得 P1=5.07KW，n1 =205.7、n，T 1=2.35x 105N-mm2. 求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d2=378mm d3=124mm2T2 x1.3 x105而 F t1 = 一 =767N=767 x tan20。=279N327.5F r1 =F tana t12 * I6；105 = 10498N，F r2=F t1tana = 1730N同理可解得：2TF12 =十 d43. 初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3，取Ao=110，于是得:：3T3,= 43.0mm

36、392.1Pd min =A 0 32 = 110 X* n2因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故dmm=45.2mm，又此段轴 与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作条件可选N213E其尺寸为：dx D x B =40 x 80 x 18故d顷=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取40mm所以11-Ir =36mm4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4图7-4（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为94mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此

37、轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l ii一iii =90mm， d 一 iii =48mm。2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得15=15mm，d m-iv =68mm。3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为124mm可取l iv-v =120mm，d iv一v =48mm4）V-VI段为轴承同样选用圆柱滚子轴承，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为 24mm 则 l v-vi =48mm d v-vi =50mm（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dini由5P53表4-1查得平bx h x L =16 x10x 63,按d/

38、得平键截面bx h x L =16乂10 乂110其与轴的配合均为生。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸 n6公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2x45。.个轴肩处圆觉角见图。5. 求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的Mh，Mv和M的值如下：F NH1 =719N F NH2 =2822N F w 1=4107N F w 2=7158NM H1=49611N -mmM H1=253980N mmM v1=-283383N mmM v 2 =-644220N mmM1 = j2.82 +

39、 0.52 x 105=284000N mmM 2 =、 6.42 +（2.5）2 x 105 =690000N mmT2=5.6 x 105n mm图7-46. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图 中可以看出截面B和丑的右侧是轴的危险截面，对该轴进行详细校核，对于截面 B则根据2式15-5及上面的数据，取a =0.6，轴的计算应力_ ,-M2 + (aT)2caW顼.92 + (0.6x 5.6)2 x105 =50朝？0.1x 563前面选用轴的材料为 45钢，调制处理，由 表15-1查得_i=60Mp， 气 S=1.5 S 2

40、+ ST 2 2.562 + 8.562 *故该轴在截面丑的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴安全。7.3 III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P3=4.87KW，n3=48.98r/min，T3=9.49乂 106N-mm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4=432mm十2T2 x 9.49 x 106 / 而巳=-二 d4= =43966N432F r=F ttana = 43966 x tan 20。= 3669N3. 初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3，取Ao=110,于是得：P528d mi

41、n =A o , 3 = 110 x 3； 28 6 = 51.782mm 3.同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca =KaT3查表14-1取K A=1.3.则：T = K?3 = 1.3 x 1.76 x 106 = 2288000 N mm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P99表8-7可选用LX4型弹性 柱销联轴器。其公称转矩为 2500000N mm。半联轴器孔径d=55mm，故取d j-jj =55mm半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=112mmo4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径 djj-jjj =55mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配 合的毂孔长为112mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II 段长度应比Li略短一些，现取l顷=112mm.2) II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据dII_III =63mm和方便拆装可取l II _ III