1、目錄全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明1三、電動機的選擇2四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比3五、計算傳動裝置的運動和動力參數4六、傳動件的設計計算61斜齒輪傳動設計計算6七、軸的設計計算151.高速軸的設計15 2. 中速軸的設計193.低速軸的設計26 八、滾動軸承的選擇及計算311.高速軸的軸承312.中速軸的軸承323.低速軸的軸承34九、鍵聯接的選擇及校核計算35十、聯軸器的選擇36十一、減速器附件的選擇和箱體的設計36十二、潤滑與密封38十三、設計小結38十四、參考資料39設計計算及說明結果一、 設計任務書設計

2、一用于帶式運輸機同軸式二級圓柱齒輪減速器設計F=2.2kN，V=0.9m/s,D=300mm1. 總體布置簡圖2. 工作情況工作有輕震， 經常滿載，空載啟動，F=2.2kN，V=0.9m/s,D=300mm3. 原始數據運輸帶拉力F（N）運輸帶V速度（m/s）卷筒直徑D（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）22000.93005514. 設計內容(1) 電動機的選擇與參數計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設計計算說明書的編寫5. 設計任務(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號

3、圖紙）(2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）(3) 設計計算說明書一份二、 傳動方案的擬定及說明如任務書上布置簡圖所示，傳動方案采用展開式二級圓柱齒輪減速箱， 高、低速級的齒輪都是斜齒輪。設計計算及說明結果三、 電動機的選擇1. 電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2. 電動機容量(1) 卷筒軸的輸出功率(2) 電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計（以下未作說明皆為此書中查得）表12-8查得：彈性聯軸器；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；卷筒滑動軸承，則故 (3)

4、電動機額定功率由表19-1，選取電動機額定功率。3. 電動機的轉速由表2-2，查得兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為設計計算及說明結果可見同步轉速為750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動機均符合。這里初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表：方案電動機型號額定功率（kW）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）同步滿載1Y132S-631000960632Y100L2-431500142038由表中數據可知兩個方案均可行，但方案2的電動機質量較小，且比價低。因此，可采用方案2，選定

5、電動機型號為Y100L2-4。（電動機的質量查機械設計師手冊）4. 電動機的技術數據和外形、安裝尺寸由表19-1、表19-2查出Y100L2-4型電動機的主要技術數據和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132M-43150014202.22.2HDEGKL質量（kg）10028602412380838四、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 傳動裝置總傳動比2. 分配各級傳動比根據總傳動比分配的原則：1) 各級傳動比應在常用范圍內，以符合各種傳動形式的工作特點，并且使結構比較緊湊。2) 使各級

6、傳動獲得較小的外廓尺寸和較小的質量。3) 在兩極或多級齒輪減速箱中，使各級傳動大齒輪的浸油深度大致相等，以便于實現統一的浸油潤滑。4) 應注意各級傳動尺寸的協調，結構的勻稱合理，避免各零件的干涉及安裝不便。對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪的材質相同，齒寬系數相等時，為使高、低速級大齒輪浸油深度大致相近，應使另個大齒輪的分度圓至今接近，且低速級大齒輪直徑略大，傳動比可按下式分配： i1=（1.31.5）i設計計算及說明結果取：i1=1.4i=5.8902由公式：i=i1·i2得：i2=4.2073 i1高速級傳動比； i2低速級傳動比；五、 計算傳動裝置的運動和動力參數1. 各

7、軸轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各轉速為a2+b2= a2+b2=c22. 各軸輸入功率按電動機實際輸出功率計算各軸輸入功率，即 3. 各州轉矩電動機軸高速軸中速軸低速軸轉速（r/min07857.299功率（kW）2.3981237412.27982.1894轉矩（）16.128015.785190.3114364.9i1=5.8902i2=4.2073設計計算及說明結果六、 斜齒輪傳動設計計算(一) 高速級齒輪設計：小齒輪轉矩，小齒輪轉速，傳動比。（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不

8、高，故選8級精度（GB10095-88）由機械設計（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為241-286HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為217-255HBS。選小齒輪齒數：大齒輪齒數初選取螺旋角（2） 按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即確定公式內各計算數值a) 試選載荷系數b) 由圖10-30選取區域系數c) 由圖10-26查得，d) 小齒輪傳遞的傳矩e) 由表10-7選取齒寬系數f) 由表10-6查得材料彈性影響系數g) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限h) 由式10-13計算應力

9、循環次數：斜齒圓柱齒輪8級精度設計計算及說明結果i. ）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數a) 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數S=1，由式(10-12)得b) 許用接觸應力計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數mntd) 計算縱向重合度e) 計算載荷系數K由表10-2查得使用系數根據，8級精度，由圖10-8 設計計算及說明結果查得動載系數；由表10-4查得，故；因表10-3查得；圖10-13查得故載荷系數： f) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g) 計算模數（3） 按齒根彎曲強度設計由式(10-17)確

10、定計算參數a) 計算載荷系數b) 根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數c) 計算當量齒數d) 查取齒形系數由表10-5查得e) 查取應力校正系數由表10-5查得設計計算及說明結果f) 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式(10-12)得a) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數值大設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，因模數一般不應小于2，故取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強

11、度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由因斜齒輪的模數范圍為2040，故取，則，因大、小齒輪的齒數要互為質數，故取=117（4） 幾何尺寸計算計算中心距設計計算及說明結果將中心距圓整為142mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數等不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度圓整后取(二) 低速級齒輪設計：小齒輪轉矩，小齒輪轉速，傳動比。1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選8級精度（GB10095-88）由機械設計（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為241-286HBS；大齒輪

12、材料為45鋼（調質），硬度為217-255HBS。選小齒輪齒數：大齒輪齒數初選取螺旋角2) 按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即齒輪8級精度設計計算及說明結果確定公式內各計算數值a) 試選載荷系數b) 由圖10-30選取區域系數c) 由圖10-26查得，d) 小齒輪傳遞的傳矩e) 由表10-7選取齒寬系數f) 由表10-6查得材料彈性影響系數g) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限由式10-13計算應力循環次數：1 ）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數c) 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數S=1，由式(10-12)得d) 許

13、用接觸應力設計計算及說明結果計算h) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得i) 計算圓周速度j) 齒寬b及模數mntk) 計算縱向重合度l) 計算載荷系數K由表10-2查得使用系數根據，8精度，由圖10-8查得動載系數；由表10-4查得，故；因表10-3查得；圖10-13查得故載荷系數： m) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得n) 計算模數設計計算及說明結果3) 按齒根彎曲強度設計由式(10-17)確定計算參數1) 計算載荷系數2）據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數3）計算當量齒數4)查取齒形系數由表10-5查得5)查取應力校正系數由表10-5查得6)計

14、算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式(10-12)得7)計算大、小齒輪的，并加以比較設計計算及說明結果2) 設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，因模數一般不應小于2，故取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由因斜齒輪的模數范圍為2040，故取，則，因大、小齒輪的齒數要互為質數，故取=88 后經驗證，若去上述值，齒輪和軸會發生干涉，故將齒輪的齒數增大，取4

15、）幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為155mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數等不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑=設計計算及說明結果計算齒輪寬度圓整后取大、小齒輪參數匯總為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用右旋，大齒輪采用左旋，低速級小齒輪左旋，大齒輪右旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比5.894.20模數(mm)22.5螺旋角15.496°13.87°中心距(mm)142155齒數201172379齒寬(mm)50426860直徑(mm)分度圓41.46242.5359.20249.78齒根圓36.46237.

16、5352.95243.53齒頂圓45.46246.5364.20254.78旋向右旋左旋左旋右旋設計計算及說明結果七、 軸的設計計算1. 高速軸的設計（1） 高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速n（）高速軸功率P（）轉矩T（）14202.374115.7815（2） 作用在軸上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為=41.46 ，根據機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則（3） 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。根據表15-3，取,于是得（4） 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）2）根據軸向定位的要求確定

17、軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，但軸向力與徑向力都較小，故選用深溝球軸承。 初步確定軸上各段尺寸。根據聯軸器的類型，d12=25mm,，因聯軸器需要進行軸向定位，故2處的軸肩高度為1.5mm，則d23=28mm。3-4處有軸承，根據軸承的標準，該處選用的為深溝球軸承 。初選該處軸的直徑d34 =30mm。因此，該處的軸承選用6006。設計計算及說明軸承靠封油盤進行軸向定位，取4處的軸肩高度為1mm，且5-6處的軸的直徑應小于齒輪的齒根圓直徑df=36.46mm。初取d56=32mm。6-7段軸需與軸承配合，故d67=30mm。根據聯軸器的長度尺寸要求，

18、L12=42mm。為了能方便軸承蓋的安裝與拆卸，2-3段的長度應該略大于軸承蓋的長度及軸承蓋螺釘的長度，因此根據軸承蓋的尺寸及螺釘的尺寸取L23=63mm。因軸承端面距箱體內壁的距離為8mm，以及封油盤需超出內壁23mm，該處的軸承軸向定位為封油盤定位，綜合上述因素，L34=26mm.箱體的內壁間的距離為140mm，而該軸上的齒輪齒寬為50mm，由此，可確定出L45=78mm，L67=28mm。軸上零件的周向定位。 聯軸器采用平鍵定位，根據軸的直徑，選用的鍵的類型為8×36，半聯軸器與軸的配合為H7p6。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證的，此處選的軸的直徑尺寸公差為m6。 確定

19、軸上的圓角和倒角尺寸：參考表15-2，取軸端倒角為1.5×45°，倒圓角為R1.6 計算軸上載荷：。結果設計計算及說明結果則各值分別如下：MH=FNH1×L1=32123.4NmmMa=Fa1×D1/2=4383.0NmmT=Ft1×D1/2=15781.5NmmMV=FNVI×L1=14671.58.3NmmMV=FNVI×L1-Ma=10288.56NmmM=MH2+MV2=35315.29Nmm（1） 根據扭轉強度校核 T=TW=15.782×16×0.0253=5.15MPa-1已選定該軸的材質4

20、0Cr，調質處理，經查表15-1（機械設計），許用彎曲應力-1=200MPa，-1=70MPa，-1=（0.50.6）-1=3542 MPa。故該軸安全。 （2） 根據彎扭合成強度條件校核。 由軸力，彎矩，扭矩簡圖可知，危險截面為齒輪中心所在的截面。M=30252.3Nmm。因該軸為單向旋轉，故彎，扭折合系數=0.6. ca=(MW)2+4(T2W)2 =M2+(T)2W=10.98MPa經查表15-1，該軸的許用安全彎曲應力-1=70MPa。ca<-1，故按該彎扭合成強度條件，該軸安全。（3） 精確校核該軸的疲勞強度 判斷危險截面截面1、2、3只受扭矩作用，且根據軸的最小直徑進行扭轉應

21、力校核，已滿足強度條件，雖然鍵槽，過渡配合以及軸肩會削弱軸的強度，但按照最小直徑計算的扭轉強度寬裕量較大，因此無需再進行疲勞強度的校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，5、6處的軸肩引起的應力集中相近；從受載的情況來看，5、6處的受載情況也相近。因此只需對其中一個面進行校核，而截面4，7的載荷遠小于5、6，而且4、7面無鍵槽及過盈配合，應力集中影響較小。故只需校核5或6截面。 計算截面5左側（D=32mm，d=30mm）抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力T=5.15MPa安全ca=10.98MPa安全設計計算及說明結果截面上的扭轉切應力軸的材料為40Cr

22、，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2 經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為查機械設計手冊得合金鋼的特性系數取；取；于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得設計計算及說明結果故可知其安全。2. 中速軸的設計(1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）241.0782.279890.3114(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10

23、-14)，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）安全設計計算及說明結果2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，且力較大，故選用單角接觸球軸承。參照工作要求并根據d1-2=d5-6=30mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm。

24、考慮軸承與箱體內壁的距離，取L1-2=36mm，L5-6=42mm取安裝大齒輪出的軸段4-5的直徑d4-5=36mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用封油盤定位。小齒輪的軸段2-3的直徑d2-3=36mm為了使大齒輪軸向定位，取d3-4=40mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取L3-4=15mm，大齒輪的齒寬為42mm，為了便于齒輪的軸向定位，取L4-5=40mm；同理可確定L2-3=64mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度3）軸上零件的軸向定位大齒輪與軸的周向定位選用平鍵10×36，而小齒輪與軸的周向定位選用平鍵10×56，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒

25、輪輪轂與軸的配合為H7/p6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑R1.6。軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明1-23630與滾動軸承7206C配合，封油盤定位2-36436與大齒輪鍵聯接配合3-41540定位軸環4-54036與小齒輪鍵聯接配合5-64230與滾動軸承7206C配合總長度172mm設計計算及說明結果（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=14.2mm。因此，軸的支撐跨距

26、為L1=53mm， L2=68mm，L3=43.3mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。由上圖可以看出，截面B，C為危險截面。A. 對于截面BMH=FNH3×L3=115736.78NmmMa=Fa3×D3/2=22036Nmm MV =FNV3×L3+Ma=57871NmmT=Ft3×D32=90311.4NmmM=MH2+MV2=129398Nmm設計計算及說明結果1. 按扭轉輕度條件校核 T=TW=90.1134×16×0.0363=9.83MPa-1已選定該軸的材質40Cr，調質處理，經查表15-1（機械設計），許用彎

27、曲應力-1=200MPa，-1=70MPa，-1=（0.50.6）-1=3542 MPa。故該軸安全。2. 按彎扭合成條件校核該軸為單向旋轉，故彎，扭折合系數=0.6. ca=(MW)2+4(T2W)2 =M2+(T)2W=30.61MPa經查表15-1，該軸的許用安全彎曲應力-1=70MPa，ca<-1，故按該彎扭合成強度條件，該軸安全。B. 對于C截面：MH=FNH2×L2=64727.94NmmMa=Fa2×D2/2=379.7Nmm MV =FNV2×L2+Ma=10879.46NmmT=Ft2×D22=90311.4NmmM=MH2+MV

28、2=65635.88Nmm1. 按扭轉輕度條件校核 T=TW=90.1134×16×0.0363=9.83MPa-1已選定該軸的材質40Cr，調質處理，經查表15-1（機械設計），許用彎曲應力-1=200MPa，-1=70MPa，-1=（0.50.6）-1=3542 MPa。故該軸安全。2. 按彎扭合成條件校核該軸為單向旋轉，故彎，扭折合系數=0.6. ca=(MW)2+4(T2W)2 =M2+(T)2W=18.25MPa經查表15-1，該軸的許用安全彎曲應力-1=70MPa，ca<-1，故按該彎扭合成強度條件，該軸安全3. 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面截面

29、1，2的左側，5的右側，6，均不受扭矩的作用，而且彎矩值小，并且沒有鍵槽，與軸承的配合為過渡配合，過盈配合應力集中小，故無需進行校核。截面3的右面，4的左面，雖然受較大的彎矩，扭矩作用，但3-4段無過渡配合和鍵槽，相對于3的左面，4的右面，其應力集中影響小，相對安全。截面2的右側，5的左側，過盈配合和鍵槽引起的應力集中嚴重，但彎矩，扭矩相對較小，故也相對安全。因此，危險截面為3的左側，4的右側。T=9.83MPa安全ca=30.61MPa安全T=9.83MPa安全ca=18.25MPa安全設計計算及說明結果2） 截面3左側對于開鍵槽的軸的抗彎、抗扭截面系數可查表14-26（機械設計課程設計）插

30、值法得：抗彎截面系數抗扭截面系數截面3左側的彎矩為（近似取作為B截面的彎矩）截面3上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為40Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2 經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為設計計算及說明結果又查得合金鋼的特性系數取；取；于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面4右側對于開鍵槽的軸的抗彎、抗扭截面系數可查

31、表14-26（機械設計課程設計）插值法得：抗彎截面系數抗扭截面系數截面4右側的彎矩為截面4上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2 =4.53安全設計計算及說明結果經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為又查得合金鋼的特性系數取；取；于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。=8.30安全設計計算及說明結果

32、3. 低速軸的設計（1） 低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）低速軸功率（）轉矩T（）57.2992.1894364.9（2） 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則（3） 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得 （4） 軸的結構設計擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位，取d6-7=42mm，6-7軸段左端需制出一軸肩，故取5-6段的直徑d5-6=46mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L6-7=80mm，為了保證軸承蓋能便于

33、拆卸和安裝以及能方便看到軸承潤滑情況，現取L5-6=74mm初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承軸承。參照工作要求并根據d5-6=46mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的深溝球軸承7210C，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm，故d1-2=d4-5=50mm；而L1-2=46mm，L4-5=34mm。滾動軸承均采用封油盤進行軸向定位。根據箱體的總體設計，可取L3-4=34mm。設計計算及說明結果取安裝齒輪出的軸段3-4的直徑d3-4=54mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用封油盤定位。已知齒輪輪轂的寬度

34、為60mm，為了使封油盤端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取L3-4=58mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。2） 軸上零件的軸向定位半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為12mm×70mm，半聯軸器與軸的配合為H7/p6。齒輪與軸的聯接，選用平鍵為16mm×45mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/p6。l1=55.6mm，l2=110.6mm。3） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑d=3050，R1.6；d=5080，R2。（5） 求軸上的載荷設計計算及說明結果MH=FNH4×L4=13

35、1752NmmMa=Fa4×D4/2=87785Nmm MV =FNV3×L3+Ma=261453NmmT=Ft4×D42=364900NmmM=MH2+MV2=184668Nmm1、 按扭轉輕度條件校核 T=TW=364.90×16×0.053=14.88MPa-1已選定該軸的材質40Cr，調質處理，經查表15-1（機械設計），許用彎曲應力-1=200MPa，-1=70MPa，-1=（0.50.6）-1=3542 MPa。故該軸安全。2、 按彎扭合成條件校核該軸為單向旋轉，故彎，扭折合系數=0.6. ca1=(M1W)2+4(T2W)2 =M

36、12+(T)2W1=23.35MPa ca2=(M2W2)2+4(T2W2)2 =M12+(T)2W2=18.07MPa經查表15-1，該軸的許用安全彎曲應力-1=70MPa，ca1<-1，ca2<-1故按該彎扭合成強度條件，該軸安全。3、 精確校核軸的疲勞強度1 判斷危險截面截面5，6，7均受扭矩的作用，而且彎矩值小，并且沒有鍵槽，與軸承的配合為過渡配合，過盈配合應力集中小，故無需進行校核。截面1，2的左側，不受扭矩作用，且無過盈配合以及鍵槽，故無需進行校核。截面3的右側，4，雖然受一定的彎矩、扭矩作用，但3-4段無過渡配合和鍵槽，其應力集中影響小，相對安全。截面2的右側，不受扭

37、矩，但彎矩較大，而3的左側，受較大的彎矩作用，也有扭矩的作用 ，且有鍵槽，應力集中影響較大。故危險截面為2的右側，3的左側。2 截面2的右側，對于開鍵槽的軸的抗彎、抗扭截面系數可查表14-26（機械設計課程設計）插值法得：抗彎截面系數抗扭截面系數截面2右側的彎矩為（近似取作為B截面的彎矩）截面2上的扭矩為T=14.88MPa安全ca1=23.35MPaca2=18.07MPa安全設計計算及說明結果截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為40Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2 經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系

38、數為由附圖3-2得尺寸系數軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為又查得合金鋼的特性系數取；取；于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得3 截面3的左側，對于開鍵槽的軸的抗彎、抗扭截面系數可查表14-26（機械設計課程設計）插值法得：安全設計計算及說明結果抗彎截面系數抗扭截面系數截面3左側的彎矩為截面3左側上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為40Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2 經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為由附圖3-2得尺寸

39、系數，軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為又查得合金鋼的特性系數取；設計計算及說明結果取；于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。八、 滾動軸承的選擇及計算經查表13-3，軸承預期壽命 1. 高速軸的軸承選用6006深溝球軸承。查機械設計課程設計表15-3，該軸承的基本額定載荷Cr=13.2KN，C0r=8.3 KN（1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：Fa=198N深溝球軸承不會產生軸向派生力。安全設計計算及說明結果（2） 求軸承當量動載荷=c2查表13-5，深溝球軸承的判斷系數e的最大值為0

40、.44。X=0.56,Y=2查表13-6，載荷系數取fp=1.5；當量動載荷驗算軸承壽命該軸承滿足壽命條件。2. 中速軸的軸承選用7206C型角接觸球軸承，查機械設計課程設計表15-3，該軸承的基本額定載荷Cr=23KN，C0r=15 KN1、 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：Fae=526N Lh=42888h滿足壽命條件設計計算及說明結果2、 求兩軸承的計算軸向力和軸承的派生力Fd=eFr，e值由FaC0的大小決定，未知Fa，故先試取e=0.42。則：Fd1=0.42×2295=964N；Fd2=0.42×1467=616N Fae+Fd2>F

41、d1，故軸承1壓緊，軸承2放松。 Fa1=526+616=1142N； Fa1=616N Fa1C0=114215000=0.0761； Fa2C0=61615000=0.0411；查表13-5，用插值法可求得： e1=0.449； e2=0.412 重新計算軸承的軸向力： Fd1=0.449×2295=1030.5N Fd2=0.412×1467=616.14N Fa1=526+616.14=1142.14N Fa1=616.14N Fa1C0=1142.1415000=0.0761; Fa2C0=616.1415000=0.0411 比較上述兩組值，相差很小。故可取e1

42、=0.449； e2=0.4123、 求軸承當量動載荷,查表13-5，X1=0.44，Y1=1.119 X2=0.44，Y2=1.36當量動載荷： 在計算軸承壽命時，取當量動載荷中的較大值； 故，滿足壽命條件。Lh=20816 h滿足壽命條件設計計算及說明結果3. 低速軸的軸承選用7210C型角接觸球軸承，查機械設計課程設計表15-3，該軸承的基本額定載荷Cr=42.8KN，C0r=32 KN （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由低速軸的校核過程中可知：Fae =724N （2） 求兩軸承的計算軸向力和軸承的派生力Fd=eFr，e值由FaC0的大小決定，未知Fa，故先試取e=0.39。則：Fd1=0.39×2535=988.7N；Fd2=0.39×1673=652.5N Fae+Fd2>Fd1，故軸承1壓緊，軸承2放松。 Fa1=724+652.5=1376.5N； Fa1=652.5N Fa1C0=1376.532000=0.043； Fa2C0=652.532000=0.0204；查表13-5，用插值法可求得： e1=0.414； e2=0.388 重新計算軸承的軸向力： Fd1=0.414×2535=1049.5NFd2=0.4