带式运输机用两级圆柱齿轮减速器.doc

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1、一. 课程设计书1、设计课题:带式运输机用两级圆柱齿轮减速器。2、设计原始数据：表格 1-1 设计原始设计参数运输带工作拉力F（kN）运输带工作速度V（m/s）卷筒直径D（mm）2.51.02503、传动示意图： 4、工作条件及设计要求：连续工作，不逆转；载荷平稳；工作环境清洁；使用3年，每日工作一班；中小批量生产；总传动比误差不超过5%。设计计算说明书的及格式计算及说明计算结果1电动机的选择计算1.1计算电动机功率 工作机功率 皮带传动效率：齿轮啮合效率：滚动轴承效率：联轴器效率：滚筒效率：总的机械效率：电机功率所需：根据资料1可选Y系列三相异步电动机。型号：Y112M-4；额定功率：P=4

2、kW；额定转速：n=1000r/min1.2 确定工作机转速2分配传动比2.1总传动比电动机满载转速为总传动比：2.2减速器传动比根据资料2取，则减速器传动比2.3减速器高速级传动比Y112M-4P=4kW；n=1000r/min设计计算说明书的内容设计任务书；目录（标题及页次）；1.电动机的选择计算1.1计算电动机功率工作机功率1.2确定工作机转速2.分配传动比2.1总传动比2.2减速器外各传动装置的确定2.3减速器传动比2.3.1减速器高速级传动比2.3.2低速级传动3.传动装置的运动与动力参数的选择和计算(计算减速器各轴的功率P、转速n和扭矩)3.1电动机轴的参数3.2减速器高速轴的参数

3、3.3减速器中间轴的参数3.4减速器低速轴的参数3.54.传动零件的设计计算4.1减速器外部零件的设计计算4.1.1带传动的设计计算4.1.2链传动的设计计算4.1.3 4.2减速器内部传动零件的设计计算4.2.1高速级齿轮的设计计算（1）齿轮各分力计算（2）齿轮的弯曲强度计算（3）齿轮的接触强度计算4.2.2低速级齿轮的设计计算（1）齿轮各分力计算（2）齿轮的弯曲强度计算（3）齿轮的接触强度计算5.轴的设计计算5.1高速轴的设计5.1.1高速轴的结构设计 （1）初估直径 （2）确定各轴段的尺寸。5.1.2高速轴的强度校核 （1）轴的受力分析 （2）按弯扭合成条件校核计算（计算各点弯矩、合成弯

4、矩及扭矩图，并绘制轴的弯矩图、合成弯矩图及扭矩图，找出危险截面，按弯扭合成校核危险截面）。 （3）按疲劳强度条件进行精确校核5. 2中间轴的设计5.2.1中间轴的结构设计（1）初估直径（2）确定各轴段的尺寸。5.1.2中间轴的强度校核（1）轴的受力分析 （2）按弯扭合成条件校核计算（计算各点弯矩、合成弯矩及扭矩图，并绘制轴的弯矩图、合成弯矩图及扭矩图，找出危险截面，按弯扭合成校核危险截面）。（3）按疲劳强度条件进行精确校核5. 3低速轴的设计5.3.1低速轴的结构设计（1）初估直径（2）确定各轴段的尺寸。5.3.2轴的强度校核（1）轴的受力分析 （2）按弯扭合成条件校核计算（计算各点弯矩、合成

5、弯矩及扭矩图，并绘制轴的弯矩图、合成弯矩图及扭矩图，找出危险截面，按弯扭合成校核危险截面）。（3）按疲劳强度条件进行精确校核6.轴动轴承的选择和寿命计算6.1高速轴的轴承校核计算（包括轴承受力分析图、派生轴向力计算、轴向力计算、当量定动载荷及寿命计算）6.2中间轴的轴承校核计算6.3低速轴的轴承校核计算7.键联接的选择和验算7.1高速轴7.1.1键的型号7.1.2键校核计算7.2中间轴7.1.1键的型号7.1.2键校核计算7.3低速轴7.1.1键的型号7.1.2键校核计算8.联轴器的选择9.减速器的润滑方式及密封形式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算10.参考目录11.总结。机械设计中注意

6、事项4. 一律采用手工绘图。5. 图面必须干净、清晰，线条必须光滑符合制图标准。6. 说明书字迹要工整，内容要完整。且符合说明书要求。7. 结构正确，标准正确。8. 标准件要严格按尺寸绘制。机械设计进度安排序号时间应完成的工作12天完成动力参数和运动计算；齿轮参数计算；22天完成草图，并进行轴的校核计算33天完成轴的校核、轴承校核、键的校核，和部分装配图41天完成装配图51天完成零件图61天完成说明书7答辩机械设计课程设计任务书 班级： 姓名： 学号： 指导教师： 2014年6月一：课程设计的目的 1.培养学生综合运用机械设计及相关课程知识解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展；

7、2.学习机械设计的一般方法和步骤； 3.进行课程设计基本技能的训练，如计算，绘图（其中包括计算机辅助设计）和学习使用设计资料，手册，标准和规范。二：课程设计的内容1.设计题目：带式运输机用两级圆柱齿轮减速器2.设计原始数据组序F（kN）V(m/s)D(mm)81.61.04003.传动示意图4. 工作条件及设计要求 连续工作，不逆转；载荷变化（冲击）：工作环境（多尘）：使用 3 年，每日工作 2 班：中小批量生产；总传动比误差不超过5% 。三计算及说明53计算及说明结果1.电动机的选择与计算1.1电动机工作功率 工作机功率：p=Fv/1000=1600*1/1000=1.6 kw 圆柱齿轮传动

8、（8级）1=0.97 轴承效率（圆锥轴承（稀油润滑） 2=0.98 联轴器传动效率 3=0.99 卷筒效率 4=0.96 总效率 =12 24 32 4 =0.972 0.984 0.992 0.96 =0.8166 电动机功率Pr=p / =1.6/ 0.8166 = 1.959kw 根据质料电动机型号为Y132S-8，额定功率2.2kw,满载转数710r/min，（同步转数750 r/min），d电机=38 mm，轴伸长E=80 mm1.2确定工作机转速 n=60v/(D)=601/(0.4)=47.75 r/min2.分配传动比2.1总传动比 总传动比 i=n满/n=710/47.75=

9、14.872.2减速器外各传动装置的确定 i联=1 i减=i/i联=14.87/1=14.872.3减速器传动比2.3.1减速器高速级传动比 高速级 i1=(1.3-1.4)i2 低速级i1=（1.3-1.4）i减0.5 i1=（1.3514.87）0.5=4.482.3.2低速级传动 i2=i减/i1=14.87/4.48=3.323.传动装置的运动与动力参数的选择和计算(计算减速器各轴的功率P、转速n和扭矩)3.1电动机轴的参数 轴0：即电动机机轴 P0=Pr=1.959 kw n0=710 r/min T0=9.55P0/n0=9.551.959103/710=26.350 Nm3.2减

10、速器高速轴的参数 减速器高速轴,即轴1 P1=P001=P0联=1.9590.99=1.939 kw n1=n0/i01=710/1=710 r/min T1=9.55P1/n1=9.551.939103/710=26.081 Nm3.3减速器中间轴的参数 减速器中间轴,即轴2 P2=P112=P1齿承=1.8630.970.98=1.843 kw n2=n1/i12=710/4.48= 158.5 r/min T2=9.55P2/n2=9.551.843103/158.5=111.045 Nm3.4减速器低速轴的参数减速器低速轴,即轴3P3=P223=P2齿承=1.8430.970.98=1

11、.752 kwn3=n2/i23=182.3/3.82=47.7 r/minT3=9.55P3/n3=9.551.752103 /47.7=350.767 Nm3.5传动滚筒轴的参数 传动滚筒轴,即轴4P4=P334=P3承联=1.7520.980.99=1.700 kwn4=n3=47.7 r/minT4=9.55P4/n4=9.551.700103/ 47.7=340.356 Nm 4.传动零件的设计计算4.1减速器外部零件的设计计算 联轴器 过程在轴的计算4.2减速器内部传动零件的设计计算4.2.1高速级齿轮的设计计算（1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1).选用斜齿圆柱齿轮 2）

12、.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级 精度（GB 10095-88） 3).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，二者材料硬度差为40HBS。 4）.选小齿轮齿数z1=22 大齿轮齿数z2=22i1=224.48=98.56=99 5）选取螺旋角。初选螺旋角，压力角 (2)按齿面接触强度设计由教材计算公式（9-10a）进行计算，即 1）试选定载荷系数K=2 ， 由图10-30选取区域系数 2）小齿轮传递的转矩 T1=26.081 Nm 3)由教材中表10-7选取齿宽系数 4)由表10-6查得材料弹性

13、影响系数 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限，大齿轮接触疲劳强度极限 6）由式10-13计算应力循环次数 h ; j=1 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数 8）计算许用接触应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由10-12得 9)由图10-26查得 10）计算 a.计算小齿轮分度圆直径d1t b.计算圆周速度v c.计算齿宽b d.计算齿宽与齿高之比b/h e.计算纵向重合度 f.根据 v=1.69m/s, 8级精度，由图10-8查 动载系数 Kv=1.15 由表10-3齿轮。4 由表10-2查得使用系数 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承 非对称布置

14、时， 1.449 由b/h=10.08 ,查图10-13得故载荷系数 故按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由10-10a得f.计算模数m(3) 按齿根弯曲强度设计 由10-17得弯曲强度的设计公式为 1）确定公式内的各计算数值 a.由图10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限为 ；大齿轮的疲劳弯曲强度极限 b. 计算系数K 1.50*1.15*1.4* 1.36=3.28 C.根据重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88 e.计算当量齿数 f.查取系数 由表10-5查得齿形系数 由表10-5查得应力校正系数 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 g.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全

15、系数S=1.4，由式10-12得 p.计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大2）设计计算教材P220的理由，m=1.40取标准值m= 2 mm 取z1=23Z2=4.48*30=103.04 取z2=103(4) 几何尺寸计算 1）计算中心距 将中心距调为1302. ）按圆整后的中心距修正螺旋角 3) 验算 符合要求4）计算大小齿轮的分度圆直径4）计算齿宽 47.5=47.5取整后B2=50，B1=554.2.2低速级齿轮的设计计算（1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1).选用斜齿圆柱齿轮 2）.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88） 3).材料选择:

16、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，二者材料硬度差为40HBS。 4）.选小齿轮齿数z1=22 大齿轮齿数z2=24i2=223.32=73.04=735）选取螺旋角。初选螺旋角(2)按齿面接触强度设计由教材计算公式（9-10a）进行计算，即 1）试选定载荷系数K=2 ， 由图10-30选取区域系数 2）小齿轮传递的转矩 T1=111.045 Nm 3)由教材中表10-7选取齿宽系数 4)由表10-6查得材料弹性影响系数 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限，大齿轮接触疲劳强度极限 6）由式10-

17、13计算应力循环次数 h ; j=1 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数 8）计算许用接触应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由10-12得 9)由图10-26查得 10）计算 a.计算小齿轮分度圆直径d1t b.计算圆周速度v c.计算齿宽b d.计算齿宽与齿高之比b/h e.计算纵向重合度 f.根据 v=0.52m/s, 8级精度，由图10-8查 动载系数 Kv=1.03 由表10-3齿轮。4 由表10-2查得使用系数 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承 非对称布置时， 1.457 由b/h=10.08 ,查图10-13得故载荷系数 故按实际载荷系数校正所算得分度圆直

18、径，由10-10a得f.计算模数m(4) 按齿根弯曲强度设计 由10-17得弯曲强度的设计公式为 1）确定公式内的各计算数值 a.由图10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限为 ；大齿轮的疲劳弯曲强度极限 b. 计算系数K 1.50*1.03*1.4* 1.40=3.0282 C.根据重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88 e.计算当量齿数 f.查取系数 由表10-5查得齿形系数 由表10-5查得应力校正系数 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 g.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 p.计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大2）设计计算教材P22

19、0的理由，m=2.19取标准值m= 2.5 mm 取z1=28Z2=3.32*31=92.96=92(5) 几何尺寸计算 1）计算中心距 将中心距调为1553. ）按圆整后的中心距修正螺旋角 4) 校核 符合要求4）计算大小齿轮的分度圆直径4）计算齿宽 72.4=72.4取整后B2=75，B1=805) 校核传动比 符合设计要求5.1 轴的设计 5.1.1中间轴的设计 1）.中间轴上的功率 ,转数和转矩 P2=1.843 kw n2= 158.5 r/min T2=111.045 Nm 2）初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-3取A0=112,于是得。

20、输出轴的最小直径显然是是安装滚动轴承处的直径，查文献表4.6-3，根据轴最小直径25.4 mm，可选圆锥滚子轴承的安装直径为30mm，即轴的直径为30 mm，轴承基本参数为 d*D*T=30*62*17.25，代号为30206d12=d56=30 mm 3)安装轮处的轴段2-3,4-5的直径为d4-5=d2-3=36 mm 高速级中的大齿轮轴毂为孔50，L45=46mm 低速级中的小齿轮轴毂孔为80 ，L23=76 mm 两齿轮之间采用轴肩定位，d34=42 mm ,轴肩宽度 b=1.4h=1.4*3=4.2，取b=16,L34=20 mm 4）在考虑箱体的铸造误差，在确定轴承位置的时候，应距

21、箱体内壁一段距离S，取S=10mm；取齿轮距箱体内壁的距离a=20， L12=17.25+10+20+80-76=51.25 mm L56= 17.25+10+20+50-46=51.25 mm 箱体内壁宽 L内壁=L45+L23+b+2a=46+76+20+40=182 mm 5.1.2高速轴的设计 高速轴 1）高速轴上的功率 ,转数和转矩 P1=1.939 kw ; n1=710 r/min ; T1=26.081 Nm 2）作用在齿轮上的力 高速级上小齿轮分度圆直径d1= 47.5 mm 3)初选轴的各段轴的最小直径及计算各段轴长 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=

22、112 减速器外伸段轴径为轴的最小直径,即联轴器相联的部 分，选择联轴器确定减速器外伸段轴径d=(0.81)*38=30.438mm选用TL型弹性套柱销联轴器，计算转矩Tc为 T=9.55*2.2*103/710=29.6查教材中表14-1，工况系数K=1.5Tc=KT=1.5*29.6=44.4查TL6联轴器，公称转矩Tn=250 NmTc=44.4,许用转速n=3300 r/minn0=710 r/min,轴孔直径dmin=32 mm,可选联轴器轴孔d1=d电机=38 mm，d2=d=32 mm，所以TL6联轴器满足要求，毂孔长L1=60 mm 5).轴的结构设计(a)1-2段:毂孔长L1

23、=60,取L12=58mm, d12=d=32 mm （b).2-3段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20（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1-2段右端的距离为26 mm。故取L=46 mm，因其右端面需制出一轴肩故取d23=37 mm。 (c).初步选择轴承。选择单列圆锥滚子轴承参照工作要求及D23=38mm,由轴承产品目录初步选取0组基本游隙组，标准精度及的单列圆锥滚子轴承30208，其基本尺寸d*D*T=40*80*19.75 (GB/T297-94)故d34=d67=40, (d).在考虑箱体的铸造误差，在确定轴承位置的时候，应

24、距箱体内壁一段距离S，取S=10mm；取齿轮距箱体内壁的距离A=17.5mm，L56=55 mmL45=L内壁-55-17.5=182-55-17.5=109.5 mmL34=19.75+10=29.75 mmL78=17.5+10+19.75=47.25 mm(e). 采用齿轮轴5. 3低速轴的设计5.3.1低速轴的结构设计 1）.低速轴上的功率 ,转数和转矩P3=1.752 kw n3=47.7 r/minT3=350.767 Nm 2）作用在齿轮上的力低速级大齿轮分度圆直径d1= 237.994 mm 3）初步确定轴的最小尺寸 选取轴的材料为45钢，调质处理。更具教材中表15-3，取A0

25、=112，于是得 计算转矩Tc为Tc=KT查教材中表14-1，工况系数K=1.5Tc=KT=1.5*350.767=526.1505查HL3型弹性柱销联轴器，公称转矩Tn=630NmTc=526.1505,许用转速n=5500 r/minn0=47.7 r/min。半联轴器的孔径d1=38mm,故取d12=38mm ,其毂孔长L1=60 mm 4）轴的结构设计a).拟定轴上零件的转配方案 P369图15-22a类似 b)为了满足半联轴器的定位要求，1-2段右端需制出轴肩，故取2-3段的直径d2-3=45 mm;左端用轴端挡圈定位D=50mm,L12=57mm, c)初步选择轴承。选择单列圆锥滚

26、子轴承参照工作要求及D23=45mm,由轴承产品目录初步选取0组基本游隙组，标准精度及的单列圆锥滚子轴承30209，其基本尺寸d*D*T=45*85*20.75 (GB/T297-94)d34=d78=45 mm ,d45=54d)安装轮处的轴段6-7的直径为d67=50 mm。已知齿轮轮毂孔宽度为75mm，L67=72，轴环处的直径为d56=58 mm,L56=b=10 mme).2-3段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20（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1-2段右端的距离为26mm。故取L23=46mm，f).在考虑箱体的铸造误差

27、，在确定轴承位置的时候，应距箱体内壁一段距离S，取S=10mm；取齿轮距箱体内壁的距离a=22.5mm，L78=20.75+10+22.5+75-72=56.25 mmL34=20.75+10=30.75 mmL45=L内壁-b-L67-(75-72+22.5)=74.5 mm5.3.2轴的强度校核 1)中间轴（1）轴的受力分析 （2）按弯扭合成条件校核计算（计算各点弯矩、合成弯矩及扭矩图，并绘制轴的弯矩图、合成弯矩图及扭矩图，找出危险截面，按弯扭合成校核危险截面）。 （3）按疲劳强度条件进行精确校核1)中间轴（1）轴的受力分析 （2）按弯扭合成条件校核计算（计算各点弯矩、合成弯矩及扭矩图，并

28、绘制轴的弯矩图、合成弯矩图及扭矩图，找出危险截面，按弯扭合成校核危险截面）。 （3）按疲劳强度条件进行精确校核 2)低速轴（1）轴的受力分析 （2）按弯扭合成条件校核计算（计算各点弯矩、合成弯矩及扭矩图，并绘制轴的弯矩图、合成弯矩图及扭矩图，找出危险截面，按弯扭合成校核危险截面）。 （3）按疲劳强度条件进行精确校核3）高速轴（1）轴的受力分析 （2）按弯扭合成条件校核计算（计算各点弯矩、合成弯矩及扭矩图，并绘制轴的弯矩图、合成弯矩图及扭矩图，找出危险截面，按弯扭合成校核危险截面）。 （3）按疲劳强度条件进行精确校核6. 轴动轴承的选择和寿命计算 P3386.1高速轴的轴承校核计算6.2中间轴的

29、轴承校核计算6.3低速轴的轴承校核计算7.键联接的选择和验算7.1高速轴 P1087.1.1键的型号7.1.2键校核计算7.2中间轴7.1.1键的型号7.1.2键校核计算7.3低速轴7.1.1键的型号7.1.2键校核计算8.减速器的润滑方式及密封形式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算9.参考目录10.总结。 高速级中的大齿轮 D0=da-12*2=216.540-24=192.54 mm Ds=33 D3=1.6*33=52.8 mm D1=(D0+D3)/2=(192.540+52.8)/2=122.67 D2=20 mm(锻造) C=0.25*50=12.5mm r=0.5*12.5=

30、6 mm 低速级中的小齿轮 Ds=33 mm, 4)两齿轮中间轴肩为 36 高速取整后B2=50，B1=55 低速轴取整后B2=75，B1=80 低速级的大齿轮da=242.994 mm Ds=d45=54 mmD3=1.6*54=86.4D1=(D0+D3)/2=(86.4+212.994)/2=149.697 mmD0=da-12m=242.994-12*2.5=212.994 mmC=0.25*80=20 mm, r=05*20=10 mmD2=20 mm名称符号高速低速小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮螺旋角法面模数22.5端面模数2.06352.5869法面压力角端面压力角20.5824度20

31、.6144度法面齿距6.2837.854端面齿距6.4838.156法面齿顶高系数1法面顶隙系数0.25法面基圆齿距5.9047.380齿数z231032892分度圆直径d47.460212.54072.433237.994齿顶高222.52.5齿根高2.52.5.3.1253.125法面齿厚3.1423.1423.9273.927齿顶圆直径49.460216.5477.433242.994齿根圆直径42.460207.5466.183231.744基圆直径44.431198.97367.795222.7567.1 I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=5.76KW，n=4

32、40r/min，T =1.3N2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=70mm 而 F=3625N F=F3625=1319N 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2表15-3，取A=110，于是得： d=A26mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=32mm，查4P表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。4. 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7-1 图7-1 （2）据轴向定位的要求确定轴

33、的各段直径和长度 1）I-II段是与带轮连接的其d=32mm，l=76mm。 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l=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=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=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右边采用轴肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安装齿轮段轴径为d=46mm，齿轮左端与左轴承之间

34、用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm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=71mm。齿轮右边-段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d=40mm。取l=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d由5P表4-1查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。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，同样齿轮与轴的连接用平键14，齿轮与轴之间的配合为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公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。 5.

35、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M，M 和M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M=N M=M=103457N T=1.3N 6.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2式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力: =23.7MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 II轴的设计计算1.求轴上的

36、功率，转速和转矩 由前面的计算得P=5.76KW，n=440，T =1.3N2.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 d=327.5mm d=108mm 而 F=767N F=F767=279N 同理可解得： F=10498N，F=F1730N 3.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2表15-3，取A=110，于是得： d=A43.0mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=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，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d=50故d=50mm

37、右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=48mm 4.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70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=64mm，d=56mm。 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l =15mm，d=68mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取l=109mm，d=56mm 4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套

38、筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l =48mm d=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d由5P表4-1查得平b,按d得平键截面b=16其与轴的配合均为。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公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.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M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N T=5.6N 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和的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详