带式运输机的传动装置说明书.docx

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1、一、课程设计方案1传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示图12原始数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示带的圆周力F/N带速 V/ (m/s)滚筒直径D/mm155023003工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的 5%.传动方案：二、电动机的选择(1)选择电动机类型按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型二相异步电动机，电压为 380V。(2)选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1的(2-1)为Pd =也由式(2-1 )得cF.VR =kw1000 w根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率。-0.96、242传动装置的总

2、效率，=联轴承”齿轮查参考文献1第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率 列联=0.99,滚动轴承传动效率(一对)”轴承=0.开式齿轮传动效率”齿轮-0.97 ,代入得刈=0.992 父 0.994 父 0.972 = 0.886所需电动机功率为F.V1550M2PW =kw = 3.64kw1000”w 1000 M 0.96 父 0.886因载荷平稳，电动机额定功率 PCd略大于Pd即可，由参考文献 1第19章所示Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额 定功率PCd为4 kw。(3)确定电动机转速 卷筒轴工作转速为小 60M1000v60M1000

3、M2力 一一rymin 127.4r/minn D冗父300由参考文献1表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比 范围为840,则总传动比合理范围为i；=840,故电动机转41速的可选范围为nd =ia n=(840) 127.4r min =1019.2 5096 r min符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min两种方案进行比较。由参考文献1表19-1查得电动机数据及计算出 的总传动比列于表1中表1电动机数据及总传动比力杀电动机型 号额定功 率Pcd / kw电动机转速n/( r1/min) r总传动 比ia同步 转速满载 转速1Y112M-441500140011

4、.32Y112M-243000289022.7选电动机型号为Y112M-4表1中，方案2的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传 动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合 考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用 方案1较好，即选定电动机型号为 Y112M-4三.传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速nm及工作机转速n,可得传动装置所要求的总传动比为ianm1440127.4-11.30合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质 相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近(即两个大齿轮分度因直径接近)

5、，且低速级大齿直径略大，传动比 可按下式分配，即i1 = ,(1.31.5)i式中：一高速级传动比i 一减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为35,所以选i1 =3.98, i2 =2.84。传动比分i1 =3.98/2配为2.84四.计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算 (1)各轴转速n：nm io1440T= 1440r minnnnmi 0ii1440361.811 3.98nm =n 二i2nmi0i1i214403.98 2.84= 127.43r min(2)各轴输入功率P = Pd 01 =3.64 0.99=3.60kwP- =P 12 =3.

6、60 0.97 =3.50kwPm = J 12 = 3.50 0.97 = 3.39kw工作机轴 P -Pm 34 =3.39 0.99 =3.37kw(3)各轴输入转距Pd3.98Td =9550 d =9550- 24.14N.mm1440T=Td i0 i01 =24.14 1 0.99 =23.90N.mT-i1 i12 =23.90 3.98 0.97 =92.20N.mTm =T i2 i23 =92.20 2.84 0.97 = 253.99N.m工作机轴 T =Tm i4 i34 =253.99dM0.99=251.45N.m表2运动和动力参数轴号功 率P/kw转距T/(N.

7、m)转速 n/(r/min)传动比 i效率”电动 机轴3.6424.14144010.99高速轴I3.6023.901440中速 轴H3.5092.20361.813.980.972.840.97彳氐速轴田3.39253.99127.4310.99工作 机轴3.37251.45127.43五.齿轮零件的设计计算（一）高速级齿轮的设计设建数：P = 3.60kwT=2.39Ml04N.mn =1440 r/mini1 =3.98两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一 传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精

8、度（GB10095-88）2）材料及热处理：ft考文献2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。3）试选小齿轮齿数乙=18,大齿轮齿数Z2 =i1必=3.98父18 = 71.58,取 Z? = 724）选取螺旋角。初选螺旋角6=14。5）小齿轮转距 T=T=23.90M103N.mm6）由由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数 1ZE =189.8Mpa27）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限0 H

9、lim2 =550MPa8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数N1 =60nI jLh =60父1440父仔（3父8M300M10）=6.221父109N26.048 1093.98一 _ 9= 1.563 1099 ）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系Khni =0.88, Khn2 =0.91;10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由参考文献2式（10-12） 得K HN1 lim 1 _0h1=0.88 600MPa = 528MPaSK HN 2 lim 2_ _ _二 h2 := 0.91 550MPa =500.5MPaSr_二 hi 二 h

10、2258 500.5 M；-HMPa =514.25MPa2 23 .按齿根弯曲强度设计由参考文献2式(10-17)2KTY icos2 - YFaYSamn - 3：2 dZ1 二 f(1)确定计算参数1)计算载荷系数K = KaKvKf-.K一 =1 1.10 1.4 1.35 = 2.0792)根据纵向重合度 邓= 1.427 ,从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Y F0.883)计算当量齿数Z=Z1一181971Zv1-3319.71cos cos 14Z272Zv2-2 - =3=78.86cos - cos 144）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得YFa1 =2.81

11、5;YFa2 =2.222（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d有计算公式得dit一 一一 一 32 1.6 23.90 101 1.624.98 /2.433x189.8、x I3.98 514.251mm = 36.40m m2）计算圆周速度an-3.14 36.40 1440vm s = 2.74 m s60 100060 10003）计算齿宽b及模数mntb=：，dd1t = 1 36.40 = 36.40mmdt cos :36.40 cos14 2m1tmm = 1.96mmZ118h = 2.25m1t = 2.25 1.96mm = 4.41mmb _ 36.40h 一 4.4

12、1= 8.254）计算纵向重合度4=0.318：% Z1tan-0.318 1 18 tan14 -1.4275）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取Ka=1根据v = 2.74m/s, 7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数Kv =1.10;由表10-4查得KHp的计算公式和直齿轮的相 同故 KHp =1.405；由参考文献2图10-13查得KF p = 1.35由表 10-3查得KhoKfoI/ 。 故载荷系数K =KAKvKH-KH ： =1 1.10 1.4 1.405= 2.166）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a怎

13、d1二 d#3K- =36.40 7尸Ktm = 40.25mm7）计算模数185）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得mnd1 cos :40.25 cos14/mm = 2.17mmYsa1 =1.547; Ysa2 =1.7686）由参考文献2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限oFE1 =500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳极限rFE2 =380MPa7）由参考文献2图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.82, Kfn2=0.85;8）计算弯曲疲劳许用应力K FN1 ； FE1K FN 2 ,二 FE 2取弯曲疲劳许用应力S=1.4,由文献2式（10-12）得0.82 5

14、00MPa =292.88MPa1.40.85 380 MPa =230.71MPa1.49）计算大,小齿轮的YaYa,并加以比较二 fYFa1 YSa1二 F 12.815 1.547 =0。1487292.88YFa2 YSa2 F 22.222 1.7680.01702230.71大齿轮的数值大（2）设计计算mn -32 2.079 23.9 103 0.88 cos14一 2一1 181.600.01702 mm 1.393mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =1.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按

15、接触疲劳强度 算出的分度圆直径d1=40.25mm来计算应有的齿数。于是由_ d1 cos :mn40.25 cos141.5u 26.03取 乙=26,贝U Z2 二i mZi =3.98 父 26 =103.48 ,取 Z2=103。4.几何尺寸计算(1)计算中心距a=Z1 Z2mn = 261031.5mm=99.74mm2 cos -2 cos14将中心距圆整为100mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角arccosZ1 Z2 mn . arccos 26 1031-5 . 14 3502a2 100因B值改变不多，故参数 心 Kp、ZH等不必修正。 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径d

16、id2乙mn _ 26 1.5cos : 一 cos14 3 50Z2mn103 1.5=40.2mmcos： cos14 3 50=159.28mm(4)计算齿轮宽度b=：%d1u1 40.2 =40.2 40 mm圆整后取 B2 =40mm； B1 =45mm。(二)低速级齿轮的设计设计参数：P =3.50kw-=92.20 103N.mmn = 361.81 r mini2 =2.841.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1)按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 7级精度(GB10095-88)3)材料及热处理：选择参考文献2表10

17、-1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 ) 试选小齿轮齿数Z3 = 20 , 大齿轮齿数Z4 =i2MZ3 = 2.84父20 =56.8,取 Z4 =572 .按齿面接触强度设计取 mn = 1.5mm乙=26; Z2 =103a=99.74mm:=14 3 50d1 = 40.2mmd2 = 159.28mmB2 = 40mmB1 = 45mm按参考文献2式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt=1.32）由参考文献2表10-7选取齿宽系数Od=13）小齿轮传递

18、的转距 T1 uTu=9.22 104 N.mm4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数1ZE =189.8Mpa25）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlm2 =550MPa6)由参考文献2式(10-19)计算应力循环次数N1 =60nl jLh =60 361.81 1 (3 8 300 10)=1.563 109N2一一 一 91.563 102.84_ 9-0.55 107）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系K HN1Khn2 =0.97;8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全

19、系数S=1,由参考文献2式（10-12） 得1 -Khn1 rim2.84 533.5 ) =0.95 600MPa =570MPaSK2 = HN2-=0.97 550MPa =533.5MPa S（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t,有计算公式得d1t -2.32= 2.32 36 63.507mm1.3 父 9.22 父 104 3.84 189.8 2 I2）计算圆周速度d dit Dt 3.14 x63.507x361.81,八八八v =i =m/s = 1.202 m/s60M100060 M10003）计算齿宽bb = dd1t = 1 m 63.507 = 63.507m

20、m4）计算齿宽与齿高之比b模数mt = d1- = 63.507 mm = 3.175mmZ320齿高h=2.25mt =2.25w3.175mm= 7.14mmb 63.507 “ 一 = 8.89h 7.145）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取KA = 1 ；根据v = 1.202m/s , 7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数Kv =1.03；直齿轮，KhlKfL1;由参考文献2图10-4用插俏法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHp =1.423 ；由b =8.89, KhP = 1.423查参考文献2图10-13得Kf0=1.37,故

21、载荷系数K = KAKvKHaKHp =1 父 1.03父 1父 1.423 = 1.4666）按实际的载荷系数校正所得的分度圆宜径，由参考文献式 （10-10a）日 W1K11.466d1d1t 363.507*3/mm - 66.103mm1）Kt1 1.37）计算模数di66.103m -mm -3.31mmZ3203.按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5）2YFaYSadZ；二 f（1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限仃FE1 =500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳极限 仃FE2 =380MPa ;2）由参考文献2图10-18,查得弯

22、曲疲劳寿命系数Kfni =0.85,3)Kfn2 =0.86;计算弯曲疲劳许用应力K FN1 ,二FE1SK FN2 FE2S取弯曲疲劳许用应力S=1.4,由参考文献2式（10-12）得0.85 500MPa =303.57MPa1.40.86 380一MPa =233.43MPa1.44)计算载荷系数K = KAKvKFKF： =1 1.03 1 1.37 =1.411 v v5)查取齿型系数由参考文献2表10-5查得Yfhi =2.80 ;YFa2 =2.292。6）查取应力校正系数由文献2表10-5查得Ysh=1.55;YSa2 =1.721。7）计算大，小齿轮的YaY,并加以比较。YF

23、a1 YSa1二 fiYFa 2 YSa2二 F 22.80 1.550.01430303.572.292 1.7210.01690233.43大齿轮的数值大（2）设计计算2 1.411 9.22 10421 2020.01690mm = 2.22mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大 小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强 度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.22并就近圆整为标准 值m=2.5mm,并按接触疲劳强度算出的分度圆直径di=66.10mm算出小

24、齿轮齿数di 66.10Z3 =26.443 m 2.5取 Z3=26, WJ Z4 5 之=2.84父 26 = 73.84 ,取 Z4=74。4 .几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径d3 =Z3m = 26父 2.5 = 65mmd4 =Z4m=74x2.5 = 185mm2）计算中心距Z3 +Z4 65+185“二a =mm = 125mm223）计算齿轮宽度b=Gdd3 =1M65 = 65mm则取 B2 =65mm； B1 =70mm。小结：表3取 m = 2.5mmZ3=26; Z4=74d3 = 65mmd4 = 185mma = 125mmB1 = 70mmB2 = 6

25、5mm项目d/mmzmn/mmB / mmP材料旋 向高 速 级齿轮140.20261.55014 3,5040Gr左 旋齿轮2159.281034545钢右 旋低 速 级齿轮365262.570/40Gr/齿轮4185746545钢/六.轴的设计齿轮机构的参数列于卜表：表4级别高速级低速级乙26103Z22674mn / mm1.51.5464mt/mm2.52.5P14350“0口n20* ha1齿范/mmB1 =45; B2 =40B1 = 70 ； B2 = 65（一）高速轴的设计。已知参数：P = 3.60kw, n = 1440r/min ,= 2.39父 104 N.mm1.求作

26、用在齿轮上的力因已知局速级小齿轮的分度圆宜径为d1 =mt Z1 = 1.5464 m 26 = 4021mm42Tf 2 M 2.39 父 104Ft =-1 =N =1189Nd140.21工tanntan 20而 Fr =Ft nr = 1189 父飞N = 446Ncos Fcos14 350”Fa = Ft tan P =1189，tan14 350N =298N圆周力Ft ,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图3所示。图3高速轴结构图2 .初步确定轴的最小直径先按参考文献2式(15-2)初步估算轴的最小直径。选 取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3,取A =112,于

27、是得d min = AP-3.60/ -3112 3 mm = 15.2mmn- 1440高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 dig图4)0为了使所选的轴d1T与联轴器的孔径相适应，需同时选取联 轴器型号。联轴器的计算转距Tca =KaTi ,查参考文献2表14-1 ,考虑到转距变化很小，故取 Ka=1.3,则Tca=KATT.3 2.39 104 N.mm = 31070N.mm按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件，查参考文献 1标准GB/T5014-2003,选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转距为 250000N.mm半联轴器的孔径 d = 16mm,故取d 11T =16

28、mm,半联轴器长度L=42mm半联轴器与轴配合的选用LX1型弹性柱 销联轴器。毂孔长度Li =30mm。3 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图 4（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I -R轴段右端需制出 一轴肩，故取H-m段的直径d皿=19mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm半联轴器与轴配合的毂孔长度Li =30mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - II段长度应比略短一些，现取=28mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作 用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要

29、求并根据du=19mm,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205 ,其尺寸为的d MD 父丁 =25mmx52M 16.25mm,故dw w =25mm。3）由于齿根圆到键槽底部的距离 e2mt （成为端面模数），选用单列圆锥滚子 轴承30205。所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据dm-iv =25mm,左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选dp,。=31mm。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取d邛=31mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承端盖的结构 设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要

30、求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l =30mm,故取L=50mm。5 ）已知高速级齿轮轮毂长b=45mm做成齿轮轴，则Ivn =45mm。6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm圆柱齿轮与圆柱齿轮之间 的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位 置时，应距箱体内壁一段距离是 s,取s=8mm已知滚动轴承宽 度T=16.25mm,低速级大齿轮轮毂长L=70mm 套筒长 L=20mm。则1皿=T+L = (16.25 + 20)mm= 36.25mm= s+a+L +c L= (8+16+70+ 20 20)mm = 94mm1Vl=a+s L1r = (16 + 8 20

31、)mm = 4mm- =T+L= (16.25 +20)mm = 36.25mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按d也由参数文献2表6-1查得平键截面bx h = 5mmx5mm, 键槽用键槽铳刀加工，长为25mm同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为Ho滚动K6轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径 尺寸公差为m64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2,取轴端倒角为0.8x45,各轴肩处 的圆角半径见图3。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图(图3)做出

32、轴的计算简图(图4),在确定 轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚 子轴承，由参考文献1中查得a=12.5mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2 +L3 =192.5mm。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图(图4)图4高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面 c是轴 的危险截面。现将计算出的截面c处的Mh, Mv及M的值列于 下表（参看图4）。载 荷水平向H垂直向V支 反 力FFnhi =310 N ,Fnh2 =879NFnvi =148N ,Fnv2 =298N弯距MM H =44098N.mmMV1 =21053N.mmMv2 =15062N.

33、mm总 弯M1 440982 +210532 =48866N.mmM2 : 440982 150622 =46599N.mmT = 23900N .mm5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危 险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转, 轴的计算应力扭转切应力为脉动循环变应力，取u =0.6,高速轴的强度满足 要求。：ca caMi ：T-2 _、4886620.6 23900 20.1 303MPa =18.9MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1 得仃/=60MPa。因止匕仃cad0

34、4N.mm1.求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为d3 =mt Z1 =2.5 26 = 65mm2Tli 2 9.22 104=N = 2837Nd3Fr1 = Ft1 tan - n65= 2837 tan 20 N =1033N由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为Ft2 =1189N , K =446N , Fa =298N圆周力Ft,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图5所示I图5中速轴结构图2 .初步确定轴的最小直径先按参考文献2式(15-2)初步估算轴的最小直径。选 取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3,取A =112,于是得dmin =A03

35、上=112 3 3.50 mm = 23.9mm 0 . nH361.813 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图 4。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选用单列圆锥滚子 轴承30207。1)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小 直径，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级 的单列圆锥滚子轴承 30207 ,其尺寸为的d MD MT =35mmx72M18.25mm,故djudv=35mm。2)取安装小齿轮处的轴段H - in的直径du=39mm,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮

36、轮毂的宽度为 70mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取八=66mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=3.5mm则轴直径dw_1V =46mm。3)取安装大齿轮处的轴段IV - V的直径d=40mm,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=37mm,齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm与小齿轮右端定位高度一样。4)取小齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,由齿轮对称原则，1大齿轮距相体内壁的距离为 a2 =16+ (45-40) =18.5mm 齿2轮与齿轮之间的距离为c=20mm

37、考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm已知滚动轴承宽度T=18.25mm则l 1n = T +s+a1 +(70 66) = (18.25+8+16 +4)mm = 46.25mm 1l 皿 1V =c+一 (45 40) =(20+2.5)mm = 22.5mm 2 =T +s+a2 +(40 37) =(18.25 +8 +18.5+3)mm= 47.75mm至此，已初步确定r轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位米用平键连接。按du由参数文献2表6-1查得平键截面bxh =12mmx8mm,键槽用键槽铳刀加工， 长为56

38、mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为 H6。同理，由参数文献2表6-1查得平键 n6截面b Mh =12mm父8mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为 32mm同 时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为H9。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的， n6此处选轴的直径尺寸公差为m64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2,取轴端倒角为2父45 ,各轴肩处的圆角半径见图5。4.求轴上的载何首先根据轴的结构图(图5)做出轴的计算简图(图6),在确定 轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚 子轴承，由参考文献1中查得a=1

39、5.5mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距Li + L2 +L3 = 189.5mmo根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图(图6)。M皿HHI血川皿11MMMTTz MuH . p |，4声H i II FxwMvec ”1皿1师【人”Mvr开严图6 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面 B和C是 轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的Mh, MV,及M的值列于卜表（参看图6）。表6中速轴的强度满足 要求。载 荷水平向H垂直向V支反力FFnh 1 = 2228N,Fnh2 =1798NFnv1 = 703N ,Fnv2 =116N弯距MMH1 =227897N.mmMN2

40、 =310249N.mmMV1 =58113N.mmMV2 =103606N.mmMv3 =79873N.mm总弯 距M1 =,2278972 十581132 =227897N.mmM2 =,3102492 +1036062 =327091N.mmM3 =3102492 +798732 =320366N.mm扭距TTn = 92200N .mm5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危 险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数 据，以及轴单1可旋转，扭转切应力为脉动循划、艾应力，取u =0.6, 轴的计算应力VM i +（Ti232

41、70912 + （0.6父 92200）2a -1-3MPaW0.1 父403= 51.83MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得”=60MPa。因止匕仃ca。/，故安全。（三）.低速轴的设计已知参数：Pm =3.39kw, n =127.43r/min , 丁皿=253.99父 103 N.mm1.求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知Ft =2837N , Fr =1033N圆周力Ft ,径向力Fr的方向如图7所示图7低速轴结构图2 .初步确定轴的最小直径选用LX1型弹性柱 销联轴器。先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选 取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3,取A =112,于是得d min = A0Pw0 3.393 112 3 mm = 33.4mm nm 127.43可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di1T （图4）。为了使所选的轴dm与联轴器的孔径相适应， 需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距Tca = KaT,查参考文献2表14-