單級圓柱齒輪帶傳動機械課程設計(1)

1、.機 械 設 計 課 程 設計計 算 說 明 書設計題目： 單級圓柱齒輪帶傳動 目 錄設計任務書一、傳動方案的擬定及說明二、電動機的選擇三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算四、傳動零件的設計計算五、軸的設計計算六、滾動軸承的選擇及計算七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算八、聯(lián)軸器的選擇九、潤滑與密封十、設計小結參考資料機械設計課程設計任務書(三)一、設計題目帶式輸送機傳動裝置設計。二、工作原理及已知條件工作原理：帶式輸送機工作裝置如下圖所示己知條件 1.工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵； 2.使用壽命：8年（每年300工作日）； 3.檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，一年一次小

2、修； 4.動力來源：電力，三相交流，電壓380220 V 5.運輸帶速度允許誤差；±5；6.一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)；7. 滾筒中的摩擦力影響已包含在工作力F中了。三、原始數(shù)據(jù)編號參數(shù)2傳送帶工作拉力F（kN）4.5傳送帶工作速度v（m/s）0.7滾筒直徑D（mm）200四、設計內容1.按照給定的原始設計數(shù)據(jù)(編號) A2 和傳動方案(編號) 1 設計減速器裝置；2.傳動方案運動簡圖1張（附在說明書里）；3.完成減速器裝配圖1張（可計算機繪圖，A0或A1）；4.完成二維主要零件圖2張（傳動零件、軸或箱體，A3或A4）；5.設計說明書1份（正文約20頁，60007000字）。班級：

3、姓名： 指導教師： 日期： 第一章 傳動方案擬定及說明1、傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊

4、和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。2、傳動方案的分析與擬定1、工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，室內工作。2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4500N；帶速V=0.7m/s；滾筒直徑D=200mm；3、方案擬定： 采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。圖1 帶

5、式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 計算與說明主要結果第二章 電動機的選擇I  選擇電動機的類型和結構1  選擇電動機的類型因為裝置的載荷平穩(wěn)，單向連續(xù)長期工作，因此可選用Y型閉式籠型三項異步電動機，電壓為380V。該電機工作可靠，維護容易，價格低廉，、配調速裝置，可提高起動性能。2  確定電動機功率（1）根據(jù)帶式運輸機工作類型，選取工作機效率為=0.96工作機所需功率=4500x0.7/(1000x0.96)=3.281kw（2）查機參考文獻2表1-7可以確定各部分效率： 聯(lián)軸器效率：=0.98；滾動軸承傳動效率：=0.99；閉式直齒圓柱齒輪傳動效率：查參

6、考文獻2表16-2，選取齒輪精度等級為8級，傳動效率不低于0.97（包括軸承不低于0.965）故取=0.97；滾筒傳動效率：一般選取=0.99；V帶傳動效率：查參考文獻2表3確定選用普通V帶傳動，一般選取=0.96；由上數(shù)據(jù)可得傳動裝置總效率：= ···· = 0.98× 0.99× 0.97× 0.99× 0.96 =0.89 （3）電動機所需功率：=3.281/0.89=3.66kw（4）確定電動機的額定功率：因為載荷平穩(wěn)，連續(xù)運轉，電動機額定功率略大于計算與說明主要結果查參考文獻2表12-1，Y系列

7、三相異步電動機的技術參數(shù)，選電動機額定功率為=4.0kw。3 確定電動機轉速（1）滾筒軸工作轉速=66.9r/min（2）傳動比齒輪查參考文獻2表1-8，給定的傳動比范圍，4，6?？梢源_定圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍是=35或=57。但查參考文獻2表1-8，推薦傳動比i68，選用速度較低失望直齒圓柱齒輪，故可選=35。帶V帶傳動比范圍是24； 總傳動比范圍=620。（3）電動機轉速范圍=（620）×66.9r/min=（401.31137.6）r/min查參考文獻1表19-1，符合這一范圍的同步轉速有：1000 r/min；750 r/min。4 初定方案根據(jù)容量和轉速，查參考文

8、獻1表19-1，初步確定3種方案如表2表2 3種初選方案比較方案電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)堵轉轉矩最大轉矩質量額定轉矩額定轉矩6極Y131M1-649602.02.2738極Y160 M1-847202.02.0118=4.0kw=66.9r/min=620=（401.31137.6）r/min=0.96=3.281kw=0.98=0.99=0.97=0.99=0.96=0.89=3.66kw計算與說明主要結果5確定電動機型號因為對于額定功率相同的類型電動機，選用轉速較高，則極對數(shù)少，尺寸和重量小，價格也低，但傳動裝置傳動比大，從而使傳動裝置結構尺寸增大，成本提高；選用低

9、速電動機則正好相反。因此，綜合考慮高、低速的優(yōu)缺點，采用方案，即選定電動機型號為：Y132M-6，其主要性能是：額定功率：4kw滿載轉速：960r/min。 方案電動機型號Y132M-6計算與說明主要結果第三章 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1 總傳動比=/=/=960/66.9=14.3568.99420，合適。2 分配各級傳動比（1）根據(jù)參考文獻2表1-8，選取齒輪傳動比為：=4.8，單級直齒圓柱齒輪減速器=35，合理。（2）因為=×，所以=/=14.35/4.8=3。二、各軸的轉速、功率和轉速1各軸的轉速可以根據(jù)電動機滿載轉速和各

10、相鄰軸間傳動比進行計算。電動機軸：=960 r/min軸：=/=（960/3）r/min =320 r/min軸：=/=(320/4.8) r/min=66.95 r/min軸：=66.95 r/min驗算帶速: V工作帶=3.14d筒n/60x1000=0.701m/s誤差: V=（0.7-0.701）/0.7=-O.14% -5%5% ，合適。2計算各軸的功率電動機軸：Pd=Pw/總=3.281/0.89=3.66 kw軸： P=Pd/帶=3.66/096=3.51 kw軸： P= P滾.齒=3.51x0.99x0.97=3.37 kw軸：

11、 P= P. 聯(lián)齒=3.37x0.98x0.97=3.27 kw=14.35=4.8=3=320r/min=66.95r/min=66.95r/minPd=3.66 kwP=3.51 kwP=3.37 kwP=3.27 kw計算與說明主要結果   3計算各軸的輸入轉矩電動機軸：Td=9550Pd/n電動=9550x3.66/960=36.41(N.m)軸：T=T0帶i帶=104.8(N.m)軸：  T=T1齒軸承i齒=481.3(N.m)軸： T=T2聯(lián)軸器軸承i齒帶=471.7(N.m)4將以上結果記入表3表3 運動和動力參數(shù) I軸II軸III軸轉速（

12、r/min）32066.9566.95輸入功率P（kw）3.513.373.27輸入扭矩T（N.m）104.48481.3471.3傳動比（i）34.8效率（）0.960.95傳動零件設計計算1皮帶輪傳動的設計計算（外傳動）（1）選擇普通V帶因為每天1016 h，且選用帶式輸送機，所以查參考文獻1表8-7，選取工作系數(shù)Ka=1.0所以Pca=Ka.Pd=3.66kw。（2）選擇V帶類型根據(jù)，查參考文獻1圖8-11，選用A型V帶（3）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速初選小帶輪基準直徑查參考文獻1表8-6和表8-8，取小帶輪直徑=125mm驗算帶速V小帶輪=3.14dd2n2/60x1000=6.28

13、m/s，查參考文獻2表8-9知道 范圍是6.510，故帶速合適。計算大帶輪基準直徑dd2=i帶dd1=3x125=375mm，查參考文獻2表8-8，圓整為dd2=375mm驗算彈性功率，很小，滿足要求。驗算轉速誤差i帶實= dd2/ dd1(1-)=2.988從動輪實際轉速n2=n1/ i帶實=321.29r/min轉速誤差n2=(320-321.29)/320=-0.4%，對于帶式輸送裝置，轉速誤差在±5%范圍內，故合適。（4）初選中心距 根據(jù)得 0.7(125+375)a02(125+375)，初定=500mm。（5） 初選基準長度由公式計算帶所需基準長度Ld2a0+

14、/2(dd2+dd1)+ (dd2-dd1)2/4a0=1816.25mm查參考文獻2表8-2的帶的基準長度=1800mm。(6)計算實際中心距aaa0+(Ld+L0)/2=500+(1800-1816.25)/2=491.88mm由于amin=a-0.015Ld=491.88-0.015x1800=464.88mmamax=a+0.03 Ld=491.88+0.03x1800=545.88mm所以實際中心距的變化范圍是464.88mm 545.88mm（7）驗算小帶輪包角1800-57.30(dd2-dd1)/a=150.8501200，合適。（8）計算單根V帶額定功率由dd2=125mm,

15、n1=960r/min查參考文獻1表8- 得普通V帶的基本額定功率P0=1.632kw；根據(jù)n1=960r/min; ，查參考文獻2表8-得；查參考文獻1表8-5得包角修正系數(shù)k=0.968；查參考文獻1表8-2得長度系數(shù)kL=0.95 所以：Pr=(P0+P0) k.kL=1.416kw（9）計算V帶根數(shù)zz=Pca/Pr=2.31,圓整取3根。（10）計算軸上壓力確定單根V帶的出拉力的最小值Td =36.41(N.m)T=104.8(N.m)T=481.3(N.m)T=471.7(N.m)Ka=1.0Pcad=3.66kwA型V帶=125mmV小帶輪=6.28m/s=375mmn

16、2=-0.4%=500mmLd =1800mma =491.88mmamin=464.88mmamax=545.88mm=150.850k=0.968kL=0.95Pr =1.416kwz=3根查參考文獻2表8-3得A型帶單位長度質量q=0.1kg/m,所以有：=500(2.5- k) Pca/ kzv+qv2=207.05N應使實際初拉力計算軸上壓力壓軸力最小值：(Fp)min=2z(F0)sin=1199.97N（11）計算結果查參考文獻2，選用3根V帶=207.05N(Fp)min=1199.97N第四章 傳動零件的設計計算齒輪傳動的設計計算（內傳動）（1）選擇齒輪類型，材料及

17、精度等級 根據(jù)傳動方案及設計要求可初選為直齒圓柱齒輪根據(jù)參考文獻2表6-19因為載荷小，且要求，所以可以選用8級精度。查參考文獻1表10-1選小齒輪材料為40C（調質），齒面硬度為241 286HBS，取270HBS。大齒輪選用45鋼（調質），齒面硬度為217  255HBS，取230HBS。根據(jù)參考文獻1P192的要求，大，小齒輪均屬軟齒面，二者硬度差為30  50HBS，（此處相40HBS）。齒面粗糙度查參考文獻2表9-13，得Ra3.26.3m 確定齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)為=20，傳動比為i齒 =4.8，則大齒輪齒數(shù)為=i齒.z1=96（2）按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算

18、公式參考文獻2進行試算，即 1確定公式內各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.2計算小齒輪傳遞轉矩T1=95.5x105Pt/n1=95.5x105x3.51/320=10.475x105N.mm查參考文獻1表10-7選取齒寬系數(shù)=1查參考文獻1表10-6的材料彈性影響系數(shù)=189.8Ra3.26.3m=20=96Kt=1.2T1=10.475x105N.mm=1=189.8查參考文獻1圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限同理，小齒輪接觸疲勞強度極限查參考文獻2計算應力循環(huán)次數(shù)小齒輪：N1=60n1jLh=60x320x1x(8x16x300) =7.373x108大齒輪：=/=7.

19、373x108/4.8=1.536x108查參考文獻1圖10-19，選取接觸疲勞系數(shù)計算接觸疲勞許用應力齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求，選安全系數(shù)S=1，失效概率為1%。查參考文獻2得=0.95x700/1=665=1.15x570/12計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值即 =59.84mm注：齒數(shù)比u與傳動比i相等計算圓周速度vV=d1tn1/60x1000=320x3.14x59.84/60x1000=1.0055m/s滿足第（1）中 的要求。計算齒寬bb=d.d1t=1x59.84=59.84mm計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)=59,84/20=2.992齒頂高ha=m

20、t=2.992mm齒根高hf=1.25mt=1.25×2.992=3.74mm齒全高h=ha+hf=2.25mt=6.732mm齒寬與齒高之比b/h=59.84/6.732=8.889計算載荷系數(shù)根據(jù)V=1.005m/s，8級精度，查參考文獻1圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.2;查參考文獻1表10-3得直齒輪齒間載荷分配系數(shù)  查參考文獻1表10-2得使用系數(shù)；查參考文獻1表10-4，用插值法查8級精度小齒輪相對支承對稱不知，接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù);查參考文獻1圖10-13，根據(jù)b/h=8.889，得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)K=Kv1&#

21、215;1.2×1×1.343=1.6116按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，查參考文獻2得d1=d1=59.84=66.02mm計算模數(shù)m=d1/z1=66.02/20=3.30(3)按齒根彎曲強度設計查參考文獻1得彎曲強度的設計公式為： 定公式內的各計算值查參考文獻1圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限。查參考文獻1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);計算彎曲疲勞許用應力按一般可靠度選取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.0查參考文獻2得：F1=KFN1/FE1/S=0.9x480/1=432MPaF2=KFN2/FE2/S=0.95x360/MPa=34

22、2MPa計算載荷系數(shù)K K=Kv1×1.2×1×1.295=1.552查參考文獻1表10-5,取齒型系數(shù)YFa=2.80;YFa2=2.19;應力校正系數(shù)YSa1=1.55,YSa2=1.78.N=7.373x108N=1.536x108安全系數(shù)S=1失效概率為1%665=655.5d1t59.84mmV=1.005m/sb=59.84mmb/h=8.889Kv=1.2K=1.6116d1=66.02mmS=1.0432MPaF2=342MPaK=1.552計算大，小齒輪的/并加以比較/=2.80×1.55/432=0.01004;/=2.19×

23、;1.78/342=0.01139大齒輪數(shù)值大，取大值。設計計算=2.098mm分析對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度的是的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.098并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度原直徑d1=66.02mm,算出小齒輪的齒數(shù)：Z1=d1/m=66.02/2=33;小齒輪的齒數(shù)：Z2=4.8×33=158。這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊

24、湊，避免浪費。（4）幾何尺寸計算計算分度圓直徑：d1=z1m=33×2=66mm;d2=z2m=158×2=316mm.計算中心距：a=(d1+d2)/2=(66+316)/2mm=191mm.計算齒輪寬度：b=d1=1×66=66mm;為補償齒輪軸向未知誤差，應該使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，一般b1=b+(510)mm,所以此處= 66mm; =71mm。2.098mmm=2mmZ1=33Z2=158d1=66mmd2=316mm.a=191mm.=66mm= 71mm第五章 軸的設計計算輸入軸（高速軸）的設計計算 齒輪機構參數(shù)如表

25、4表4 齒輪機構參數(shù)Z1m(mm)齒寬332201B1=711 求輸入軸上的功率,轉速和轉矩前面已經(jīng)求得：P1=P=3.51kw;n1=n=320r/min;T1=T=104.8N.m 2 求作用在小齒輪上的力因為分度圓直徑d1=66mm,圓周力Ft=2/d1=2×104.8×103/66N=3166.16N;徑向力Fr=Ft·tan=3166.16tan20=1152.33N沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn=Ft/cos=3166.16/ cos20=3369.37N3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻1初步估算軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，

26、齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即40Cr（調質），硬度為241268HBS。根據(jù)參考文獻1表15-3取A=118，得：=118=26.22mm輸入軸最小直徑是安裝大帶輪的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=27.53mm4軸的結構設計（1）軸的零件定位，固定和裝配固定單級減速器中可以將齒輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒定位；左軸承用用軸肩和軸承端蓋固定，右軸承用套筒和右軸承端蓋固定。皮帶輪在右端，用軸肩和軸端擋圈固定。周向定位鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性大帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。安裝d

27、1=66mmFt=3166.16NFr=1152.33NFn=3369.37N40Cr（調質）241268HBSA=118dmin=27.53mm軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋依次從左面裝入；軸肩，齒輪，齒輪套筒，右軸承，右軸承端蓋和皮帶輪依次從右面裝入。（2）確定軸各段直徑和長度軸段因為=27.53mm,所以暫取=30mm.軸段軸肩為定位軸肩，查參考文獻1，定位軸肩高度=（0.070.1）則=+2=（1.141.2）=（34.236）mm,暫取=35mm軸段查參考文獻2表6-1，選取滾動軸承6208，其內徑為40mm, =40mm,合適。因為軸肩，為非定位軸肩，軸肩高度可以任意取，

28、現(xiàn)取，則=42mm。軸段暫定小齒輪內徑=42mm；齒根圓直徑df=m(33-2.5)=61確定鍵的型號尺寸，查參考文獻2表4-1，選取普通平鍵A型，其中t1=3.3mm,則查參考文獻1圖10-36a，知齒根圓到鍵槽底部距離e為：e=df/2(/2+t1)=61/2-(42/2+3.3)=0.575mm<2m=3mm,可見偏差較大，故應將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸。5 采用齒輪軸重新設計軸的結構（1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中仍將齒輪安裝下在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。左右軸承都用軸肩和軸承端蓋固定，大帶輪裝在右端，用軸肩和軸端擋圈固定，周向定位采用鍵和過渡配合。軸呈階梯狀，

29、左軸承和左軸承端蓋一次從左面裝入；右軸承右軸承端蓋和大帶輪依次從右面裝入。軸的結構與裝配如圖3暫取=30mm暫取=35mm暫取= =40mm暫取=42mm=422mmdf=61mmt1=3.3mme=0.575mm<2m圖3 軸的結構與裝配圖（2）重新確定各軸段直徑和長度<1>確定軸段和軸段的直徑和考慮到需由右軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸，定出，再由=（1.141.2）得出。查參考文獻2知道，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內嵌式端蓋，右端蓋采用透蓋，左端蓋采用悶蓋，右端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻1表7-12得油毛氈密封尺

30、寸主要數(shù)據(jù)選取如表5表5 油毛氈密封尺寸軸徑氈圈槽dDd1B1Ddb354934748366故取=35mm，則根據(jù)=（1.141.2）得出=30mm> dmin=27.531mm,合適。根據(jù)=30mm確定軸端擋圈的設計查參考文獻2表5-3，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891-1986）,其數(shù)據(jù)如表6 =35mm=30mm表6 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù)軸徑公稱直徑螺釘緊固軸端擋圈DHLdd1CD1螺釘（GB/T891）圓柱銷（GB/T119）35，取=35455126.63.2113M6×16A3×12<2>確定軸段的長度確定軸伸長度：查參考文

31、獻1圖8-14知道d1=30mm的軸對應的長軸伸L=60mm,短軸伸L=58mm,極限偏差為j6。因為<<,故還需要綜合考慮，同時確定。確定大帶輪寬度B 及輪轂寬度L：因為大帶輪基準直徑=375mm2.5=2.5×21=52.5mm,又300mm，故做成輪輻式。查參考文獻1圖8-14知道帶輪寬度輪轂寬度L輪=（1.52）d=（4560）mm，輪轂外徑d1=（1.82）d=（5460）mm，d1=58mm。查參考文獻3表8-10選取帶輪槽間距e=15mm; 第一槽對稱面至端面距離f=139mm則帶輪寬度B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×13=

32、56mm,因為B>1.5=45mm，故不必令L=B，考慮到>B,故取L輪=60mm，則應選取=L=58mm。帶輪槽截面尺寸如表7L=60mmL=58mm<<輪輻式d1=58mmB=56mmL輪=60mm=L=58mm表7 帶輪槽截面尺寸槽型A基準寬度bd基準線上槽ha基準線下槽深hf槽間距e=15±0.3第一槽對稱面至端面距離11mm2.75mm8.7mm15mm取f=13 帶輪寬B=（z-1）e+2f外徑da=d+2ha輪槽角極限偏差56mm380mm38±0.5確定鍵：查參考文獻2表4-1選取軸段上的鍵為普通平鍵A型。表8 鍵的數(shù)據(jù)如下表軸鍵鍵槽

33、公稱直徑d公稱尺寸b×h寬度深度公稱尺寸b軸t公稱尺寸轂t1公稱尺寸308×784.03.3因為<=58mm，則查參考文獻1 表12-11中鍵的長度系列，選取=50mm鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖如圖4圖4 鍵的外型圖和鍵槽的安裝=50mm軸段的長度因為=（：右軸承端蓋的寬度；：大帶輪輪轂到右軸承端蓋的距離）軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。故暫時取=61mm.因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。查參考文獻2表6-1，選取滾動軸承6208，其圖如圖5圖5滾動軸承6208的外形滾動軸承6208部分數(shù)據(jù)如表9:表9 滾動軸承6208的數(shù)據(jù)軸承代號基

34、本尺寸安裝尺寸6208dDB4080181.147731.0基本額定動載核基本額定靜載荷極限轉速Cr/KN/KN脂潤滑29.518.08000軸段與根據(jù)滾動軸承確定，即=B=18mm, =40mm.軸段軸肩-為定位軸肩，查參考文獻2，定位軸肩高度=（0.070.1）=(0.070.1)×40mm=(2.84.0)mm,取=3mm,，則=+2=（40+2×3）=46mm,暫取. =46mm=61mm=B=18mm=40mm=3.0mm=46mm軸段的長度暫取=12.5mm齒輪段寬度由前面計算得齒輪寬度B=71mm確定軸段   

35、根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣，即=12.5；=46mm確定軸段   根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣，即=18mm；=40mm選取左軸承端蓋左軸承端蓋的部分尺寸與右軸承端蓋一樣，但左軸承端蓋采用內嵌式悶蓋。左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻2表11-10，并結合箱體共同確定。軸的總長度+=58+61+18+12.5+71+12.5+18=251mm6 求軸上的載荷軸的載荷分析圖如圖6=12.5mmB=71mm12.5mm=46mm=18mm=40mm251mm圖6 軸的載荷分析圖(1)受力分析，并繪制受力分析圖前面已經(jīng)算出帶輪作用在軸上的壓軸力高速軸的齒輪直徑

36、為d1=66mm 扭矩T1=104800N.mm則作用于齒輪上的圓周力：Ft=3166.6N 徑向力：Fr=1152.33N T1=104800N.mmFt=3166.6NFr=1152.33N法向力：Fn=3369.37N 求垂直面的支承反力FNV1=576.17NFNV2=FNV1=576.17N求水平面的支撐反力外力F作用方向與帶的布置有關，在未有具體確定前，按最不利的情況考慮。（2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖（3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖（4）求合成彎矩 (5）求扭矩，繪扭矩圖軸傳遞的轉矩=104800mm7 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常之校核軸上承受最大彎矩和扭矩的

37、截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)查參考文獻1以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取，齒輪軸取最小直接d=21mm, 查參考文獻1表15-4計算的抗彎截面系數(shù)W0.1d,則軸的計算應力為：根據(jù)選定軸材料為40Cr，調質處理，查參考文獻2表15-1得，可見，故安全。Fn=3369.37NFNV1=576.17NFNV2=576.17N=104800mmW，安全8 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面A、C、D只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面A、C、D均無需校核，截面B雖然應力較大，

38、但由于是齒輪軸，相當于軸的直徑最大，故截面B也不必校核。因此，此齒輪軸較簡單，無其他危險截面。9軸承的選擇與校核（1）根據(jù)前面設計，選取左右軸承都為深溝球軸承6208，查本設計任務書表8得：基本額定動載荷Cr=47.5N, 查參考文獻1得輕微沖擊時的載荷系數(shù)fp的范圍是1.01.2，取fp=1.1。（2）軸上受力分析前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)：軸上傳遞的扭矩T1=104800N.mm齒輪圓周力FT=3166.16N.mm 齒輪徑向Fr=1315.31N.mm 軸上的垂直支撐反力：軸上的水平支撐反力：；計算合力： （3）計算當量動載荷求比值軸承1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所

39、以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻1表13-5得深溝球軸承的最小半段系數(shù)e值為0.22，可見比值:Fa/Fre 算當量動載荷P查參考文獻1表13-5得：徑向動載荷系數(shù)X=1; 軸向動載荷系數(shù)Y=0，根據(jù)參考文獻2得=1.1×1×319.19+0 =351.11N;=1.1×1×1790.68+0 =1969.75N.為確保安全，選用較大的進行校核。fp=1.1Fa/Fr=0e351.11N;1969.75N 由條件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為=38400h。根據(jù)參考文獻2，求軸承應該有的基本額定動載

40、荷值：則按照參考文獻1表13-2，較充裕地選擇C=47500的深溝球軸承6406。驗算軸承6406軸承的壽命，根據(jù)參考文獻2得可見>,所以軸承6406合格。10 鍵的選擇和校核（1）根據(jù)前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段的直徑=30mm，查參考文獻2 表4-1選用鍵8×50GB1096-2003,其中b×h=8×7。(2)鍵連接的強度校核根據(jù)工作件查參考文獻2表6-2的強度校核公式，按輕微沖擊設計選取靜連接時需用擠壓應力，對于鍵8×50GB1096-2003有：鍵與輪轂的接觸高度：k=0.4h=0.4×7=2.8mm

41、 鍵的工作長度：l=L-b=50-8=42mm 鍵的擠壓應力：p=2T 帶輪/d1lk=2×104800/(30×42×2.8) =59.41mm可見<,故安全。至此，高速軸的設計與校核結束。輸出軸（低速軸）的設計計算齒輪機構參數(shù)如表1038400h>,合格k=2.8mml=42mmp=59.41mm<,安全輸出軸（低速軸）的設計計算齒輪機構參數(shù)如表10表10 齒輪機構參數(shù)z2m(mm)齒寬1582201B2=661 求輸出軸上的功率,轉速和轉矩前面已經(jīng)求得： 2 求作用在大齒輪上的力因為分度圓直徑d2=316mm,圓周力Ft=2/d2

42、=2115280/174N=1325.057N;徑向力Fr =Ft·tan=1325.057tan20=482.281N沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn=Ft/cos=1325.057/ cos20=1438.818N3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻1初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為45號鋼（調質），硬度為217255HBS，選取240HBS。根據(jù)參考文獻2表15-3取A=118，得：dmin=A0=118×=43.57mm輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大5%，即dmin=45.75mm。4軸的結構設計（1）軸的零件定位，固定

43、和裝配固定單級減速器中大齒輪也應該安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用套筒定位，右面用軸肩定位；左軸承用套筒和軸承端蓋固定，右軸承用軸肩和軸承端蓋固定；聯(lián)軸器在最左端，用軸肩和軸端擋圈固定。周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與d2=316mmFt=1325.057NFr =482.281NFn=1438.818Ndmin=45.57mm軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接時，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。安裝軸呈階梯狀，右軸承和右軸承端蓋依次從右面裝入；齒輪，齒輪套筒

44、，左軸承，左軸承端蓋和聯(lián)軸器依次從左面裝入。 的結構與裝配如圖7： 圖7軸的結構與裝配圖（2）確定軸各段直徑和長度從軸最細段軸段開始分析計算      軸段因為=45.75mm。由于軸段直徑應該與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需首先選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器計算轉矩，查參考文獻1表14-1，考慮到轉矩變化很小，工作機為運輸機，故取工作情況系數(shù)則計算轉矩：=1.5×481300=721950N.mm 半聯(lián)軸器的選擇：按照計算轉矩應該小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查參考文獻2表8-7，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩Tn=1250000N.mm，半

45、聯(lián)軸器的孔徑=48mm，故取=48mm，半聯(lián)軸器的長度L1=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm查參考文獻1可以確定軸段的軸伸長度為82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在軸的端面上，故應該比略短一些，且綜合考慮軸伸要求，現(xiàn)取L=82mm鍵的選擇：根據(jù)軸段的直徑和長度，軸段上的鍵為普通平鍵A型，其部分數(shù)據(jù)見表11：表11 鍵的部分數(shù)據(jù)軸的直徑鍵寬×鍵高(b×h)軸深 t轂深t鍵的長度L4814×95.53.870確定軸端擋圈的設計查參考文獻2表5-3，選取A型軸端單孔擋圈（GB/T891-1986）,其數(shù)據(jù)如表12：表12 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù)軸徑公

46、稱直徑螺釘緊固軸端擋圈DHLdd1CD1螺釘（GB/T891）圓柱銷（GB/T119）506061694.21.517M8×20A4×14軸段<1>軸肩為定位軸肩，查參考文獻2,定位軸肩高度=（0.070.1）則=+2=（1.141.2）=（54.7257.6）mm, 應該根據(jù)軸段上的軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸。查參考文獻1，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內嵌式端蓋，左端蓋采用透蓋，右端蓋采用悶蓋，左端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻2表7-12得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表13：L=82mm表13 油毛氈密

47、封尺寸軸徑氈圈槽dDd1B1Ddb557453872567故取=55mm，在（54.7257.6）mm范圍內，合適。<2>確定=（：左軸承端蓋的寬度；：聯(lián)軸器轂孔到左軸承端蓋的距離）軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。故暫時取=42mm.因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。查參考文獻2表6-1，選取滾動軸承6212，其數(shù)據(jù)如表14：表14 滾動軸承6212的數(shù)據(jù)軸承代號基本尺寸安裝尺寸6212dDB60110221.5691011.5基本額定動載核基本額定靜載荷極限轉速Cr/KN/KN脂潤滑47.832.88000軸段根據(jù)滾動軸承確定，即=60mm.取=12mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應該比軸承寬度B與之和大一些，現(xiàn)令其大2mm,則LV=L套筒+B+2=12+22+2=44mm軸段根據(jù)中分析，應該比大齒輪寬度略短一些，故=-2=66-2=64mm因為軸肩-為非定位軸肩，故軸肩高度無特殊要求，取=2mm,則=+2=60+2×2=64mm=55mm=42.5mm=60mm.LV=44mm=64mm=