1、沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）1目 录概述 1设计任务书 2第 1 章 传动方案的总体设计 41.1 传动方案拟定 .41.2 电动机的选择 .41.3 传动比的计算及分配 51.4 传动装置运动、动力参数的计算 6第 2 章 减速器外传动件（三角带）的设计 72.1 功率、带型、带轮直径、带速 .72.2 确定中心距、V 带长度、验算包角 72.3 确定 V 带根数、计算初拉力压轴力 .82.4 带轮结构设计 .9第 3 章 减速器内传动的设计计算 103.1 高速级齿轮传动的设计计算 .103.2 低速级齿轮传动的设计计算 .143.3 齿轮上作用力的计算 .18第 4 章 减速器装
2、配草图的设计 214.1 合理布置图面 .214.2 绘出齿轮的轮廓尺寸 .214.3 箱体内壁 .21第 5 章 轴的设计计算 225.1 高速轴的设计与计算 .225.2 中间轴的设计与计算 .285.3 低速轴的设计计算 .34第 6 章 减速器箱体的结构尺寸 41第 7 章 润滑油的选择与计算 42第 8 章装配图和零件图 431.1 附件设计与选择 .438.2 绘制装配图和零件图 .43参考文献 44致谢 45沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）2概述 毕业设计目的在于培养机械设计能力。毕业设计是完成机械制造及自动化专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学
3、环节，其目的为：1. 通过毕业设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2. 通过毕业设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等） 。沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）3设计任务书一、设计题目：带式输送机传动装置输送机连续工作，单项运转，载荷变化不大，使用期限 10 年，两班制工作，输送带速度允许误差为0.5%二、原始数据：传送带拉力F(KN)传送带速度 V(m/
4、s)滚筒直径 D（mm）使用年限（年）7000 1.25 500 10三、设计内容和要求：本毕业设计选择齿轮减速器为设计课题，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件带、齿轮、轴的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘制减速器装配图及典型零件图（有条件可用 AutoCAD 绘制） ；（5）编写设计计算说明书。2. 要求每个学生完成以下工作：1、减速器装配图 1 张（0 号图纸）2、输入轴输出轴零件图各 1 张（2 号图纸）3、齿轮零件图 1 张（2 号图纸）4、设计说明书 1 份（1 万字以
5、上）5、减速器箱体零件图 1 张（0 号图纸）沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）4第 1 章 传动方案的总体设计1.1 传动方案拟定（图 2）1-带传动 2-电动机 3-减速器 4-联轴器 5-输送带 6-输送带 由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为展开式圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）51.2 电动机的选择1.选择电动机的类型，根据用途选用 Y 系列三相异步电动机。输送带功率为kwFvPw75.8102.7查表132-1 取，带传动效率 带 =0.96，一对轴承效率 轴承 =0.99，直齿齿轮传动效
6、率 直齿 =0.97，联轴器效率 联 =0.99，得电动机到工作机间的总效率为总 = 带 4 轴承 2 直齿 联 =0.96*0.994*0.972*0.99=0.8592.选择电动机功率电动机所需工作效率为P0= Pw/ 总 =8.75/0.859 Kw=10.19Kw根据表138-2 选取电动机的额定工作功率为 Ped=11Kw3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为min/7.4502.1601rdvnw 由表132-2 可知带传动传动比 i 带 =24，两级减速器传动比 i 齿 =840，则总传动比范围为i 总 =i 锥 i 齿 =（24）*（840）=16160电动机的转速范围为n0
7、=nwi 总 =47.77*(16160)r/min=764.327643.2r/min由表138-2 知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min、1500r/min 和 3000r/min，考虑到 3000r/min 的电动机转速太高，而 1000r/min 的电动机体积大且价格贵，所以本例选用 1500r/min 的电动机，其满载转速为 1460r/min,其型号为 Y160M-41.3 传动比的计算及分配1.总传动比沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）6i 总 =nm/nw=1460/47.77=30.562.分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比 i 带 =2.5，则减速
8、器传动比为2.15.630带总i高速级传动比为，取14.9.32.1)4.3()4.13(1 ii 1.i低速级传动比为i2=i/i1=12.22/4.1=2.981.4 传动装置运动、动力参数的计算1.各轴转速 n0=nm=1460r/minn1=n0/i 带 =1460/2.5=584r/minn2=n1/i1=584/4.1r/min=142.44r/minn3=n2/i2=142.44/2.98r/min=47.8r/minnw=n3=47.8r/min2.各轴功率p1=p0 带 =10.19*0.96kw=9.78kwP2=p1 1-2=p1 轴承 齿 =9.78*0.99*0.97
9、kw=9.39kwP3=p2 2-3=p2 轴承 齿 =9.39*0.99*0.97kw=9.02kwPw=p3 3-w=p3 轴承 联 =9.02*0.99*0.99kw=8.84kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*10.19/1460Nmm=66.65NmT1=9550p1/n1=9550*9.78/584Nmm=159.93NmT2=9550p2/n2=9550*9.39/142.44Nmm=629.6NmT3=9550p3/n3=9550*9.02/47.8Nmm=1802.11Nm沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）7Tw=9550pw/nw=9550*8.84/47
10、.8Nmm=1766.15Nm第 2 章 减速器外传动件（三角带）的设计2.1 功率、带型、带轮直径、带速1.功率 0PKAd由表138-6，查得工作情况系数 ，则2.1AkwPAd 39.1202选择带型n0=1460r/min， ，由13图 8-2 选择 A 型 V 带d.3.确定带轮基准直径根据表138-7，选小带轮直径为 ，则大带轮直径为md10mdi25105.212带4.验算带的速度 sVsnvd/25/64.7/106410max带根据 ，初步确定中心距，即)()(. 2101ddm705040 为使结构紧凑，取偏低值， a3沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）82.2 确定中心
11、距、V 带长度、验算包角1.计算基准长度 mmaddaLd57.1263504)12()01(302221由表138-8 选 V 带基准长度 ，则实际中心距为Ld2Lad21.3457.162035102.计算小带轮包角 1208.543.57121ad2.3 确定 V 带根数、计算初拉力压轴力1.V 带的根数可用下式计算： LdKPz)(0由表138-9 查取单根 V 带所能传递的功率 P0=1.3kw,功率增量)1(0ibn由表138-10 查得 ，由表138-11 查得 ，则3725.bK137.iKkwP16.0).1(4601725.03由表138-12 查得 ，由表138-8 查得
12、 ,则带的根数为93 9.0L8.93.05.)16.0(2)(0 LdKz取 10 根沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）92.计算初拉力由表138-13 查得 V 带质量 ，则初拉力为mkg/1.0NNvzvPFd81.3964.710935.264.705K. 220）（ ）（ 带带 3.计算作用在轴上的压力 zFQ29.728.sin1.2sin0 2.4 带轮结构设计1.小带轮结构 采用实心式，由表 8-14 查电动机轴径 ，由表138-15 查得420Dmfe102,3.15轮毂宽： mL846345.0）（ ）（带 轮其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽： feB150215)
13、0(-z）（带 轮2.大带轮结构 采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）10第 3 章 减速器内传动的设计计算 3.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表138-17 得齿面硬度HBW1=217255，HBW 2=162217.平均硬度 HBW1=236，HBW 2=190.HBW1-HBW2=46.在 3050HBW 之间。选用 8 级精度。2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度
14、进行设计。其设计公式为d1 3 21)(2HEdZKT小齿轮传递转矩为 T1=159930因 v 值未知，Kv 值不能确定，可初步选载荷系数 Kt=1.4由表138-19，查得弹性系数 ZE=189.8 Mpa直齿轮，由13图 9-2 查得节点区域系数 ZH=2.46齿数比 =i1=4.1取齿宽系数 =1.1d初选 Z1=23,则 Z2=23*4.1=94.3，取 Z2=95，则端面重合度为沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）1167.112cos)9523(.8.1Z轴向重合度为 71.12tan3.80Zd由13图 8-3 查得重合度系数 75.0Z由13图 11-2 查得螺旋角系数 9许
15、用接触应力可用下式公式由图 8-4e、a 查得接触疲劳极限应力为HNHSZ/limppa390,5802li1lim小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*584*1*2*8*250*8=1.12*109 N2=N1/i1=1.12*109/4.1=0.27*109由13图 8-5 查得寿命系数 ZN1=1，Z N2=1.14；由13表 8-20 取安全系数SH=1，则有 MpaSZHN451/390*./852lim211 初算小齿轮的分度圆直径 d1t, d1 3 21)(HEdZKTmm3 2)459.07.68.19(.4.59042 =68.98mm3.确定传动
16、尺寸1）计算载荷系数 由表138-1 查得使用系数 KA=1.0沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）12因 ，smsndvt /1.2/605849.160由13图 8-6 降低 1 级精度，按 9 级精度查得动载荷系数 Kv=1.17，由13图 8-7 查得齿向载荷分配系数 K=1.11，由表138-22 查得齿间载荷分配系数 ，则载荷系数2.1K56.12.17vA对 d1t进行修正 因 K 与 Kt 有较大的差异，故需对 Kt 计算出的 d1t进行修正 ，即d1= 68.98 =71.51mm3tt 34.156大端模数 m ，查表138-23，取标mZd04.321cos7cos1准模
17、数 m=3.5mm计算传动尺寸 中心距为mZan 15.21cos2)953(.cos2)(11 取整 ，则螺旋角为1 08.132)95(.3arcos2(arcos1Zmn）因 值与初选值相差不大，故对与 有关的参数不用进行修正大端分度圆直径为mmzd65.820.13cos51.4.92（6）齿宽为 b= =1.1*82.65mm=90.92mm1d取 b2=91mm，取 b1=100mmm）（ 051沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）134.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为FSFnFYdbmKT21K、T 1、m n和 d1同前齿宽 b92齿形系数 YF和应力修正系数 YS
18、 即当量齿数为81.02.13cos959.4.3123Zv由13图 8-8 查得 YF1=2.58,YF2=2.28 由13图 8-9 查得YS1=1.51，Y S2=1.73由13图 8-10 查得重合度系数 71.0由13图 11-3 查得螺旋角系数 8Y许用弯曲应力FNSFlim由13图 8-11 查得寿命系数 YN1=YN2=1,由表138-20 查得安全系数SF=1.25，故MpaSYFNFF13625.70.lim21li FSFnFYdbmKT211沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）14= 1F6.4587.015.82.3910.2MpaMpa21228.465.735FS
19、FpaY5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 m 1= mn59.308.1cos齿顶高 ha=m n=3.5mm齿根高 h f=1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm顶隙 C=0.25m=0.25*3.5mm=0.875m全齿高 h=h a+hf=3.5+4.375mm=7.875mm齿顶圆直径为da1=d1+2ha=82.65+2*3.5mm=89.65mmda2=d2+2ha=341.38+2*3.5mm=348.38mm齿根圆直径为df1=d1-2hf=82.65-2*4.375mm=73.9mmdf2=d2-2hf=341.38-2*4.375mm=332.63mm3.2
20、 低速级齿轮传动的设计计算1.选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表138-17 得齿面硬度HBW1=217255，HBW 2=162217.平均硬度 HBW1=236，HBW 2=190.HBW1-HBW2=46.在 3050HBW 之间。选用 8 级精度。2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）15d1 3 22)(1HEdZKT1)小齿轮传递转矩为 T2=6296002)因 v 值未知，Kv 值不能确定，可初步选载荷
21、系数 Kt=1.43)由表138-19，查得弹性系数 ZE=189.8 Mpa4)初选螺旋角 ，由13图 9-2 查得节点区域系数 ZH=2.4615)齿数比 =i2=2.986)取齿宽系数 =1.1d7)初选 Z3=25,则 Z4=25*2.98=74.5，取 Z4=75，则端面重合度为68.113cos)752(.3.43轴向重合度为 70.11tan25.38Zd8)由13图 8-3 查得重合度系数 75.0Z9)由13图 11-2 查得螺旋角系数 910）许用接触应力可用下式公式HNHSZ/lim由13图 8-4e、a 查得接触疲劳极限应力为 papaHH390,5802lim1lim
22、小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*142.44*1*2*8*250*8=2.73*108N4=N1/i2=2.73*108/2.98=9.16*107由13图 8-5 查得寿命系数 ZN3=1.14，Z N2=1.18；由表138-20 取安全系数 SH=1，则有沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）16 MpaSZHNH 2.4601/39*8./52lim211 取 MPa.460初算小齿轮的分度圆直径 d1t,有d3t 3 22)(1HEdZKTmm3 2).4609.758.19(.1.6904 =109.06mm3.确定传动尺寸 （1）计算载荷系数 由表13
23、8-1 查得使用系数 KA=1.0因 ，smsndvt /81.0/604.12.910623 由13图 8-6 降低 1 级精度，按 9 级精度查得动载荷系数 Kv=1.17，由13图 8-7 查得齿向载荷分配系数 K=1.08，由表138-22 查得齿间载荷分配系数 ，则载荷系数2.1K52.108.17vA（5)大端模数 m ，查表138-mZd28.41cos69cos323，取标准模数 m=4.25mm计算传动尺寸 中心距为mZan 48.2161cos2)75(.4cos2)(1 取整 ，则螺旋角为m7 68.127)5(.4arcos2(arcos1Zn）因 值与初选值相差大，故
24、对与 有关的参数不用进行修正大端分度圆直径为沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）17mmzd8.146.cos2543374（6）齿宽为 b= =1.1*114.88mm=126.37mm3d取 b4=127mm，取 b1=135mmm）（ 10534.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为FSFnFYdbKT23（1）K、T 1、m n和 d3同前（2）齿宽 b274（3）齿形系数 YF和应力修正系数 YS即当量齿数为86.79.1cos5223343Zv由13图 8-8 查得 YF3=2.62,YF4=2.21,由13图 8-9 查得YS3=1.58，Y S4=1.81（4）由13图
25、8-10 查得重合度系数 701.（5）由13图 11-3 查得螺旋角系数 92Y（6）许用弯曲应力FNSYlim沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）18由13图 8-11 查得寿命系数 YN1=YN2=1,由表138-20 查得安全系数SF=1.25，故MpaSYFNFF13625.70.4lim433li FSFnFYdbmKT231= 38.792.071.5862.4590.FMpaMpa413442.7558.68FSFpaY5.计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 m 1= mn58.46.1cos齿顶高 ha=m n=4.5mm齿根高 h f=1.25mn=1.25*4.5mm=5
26、.625mm顶隙 C=0.25m=0.25*4.5mm=1.125m全齿高 h=h a+hf=4.5+5.625mm=10.125mm齿顶圆直径为da3=d3+2ha=114.88+2*4.5mm=123.88mmda4=d4+2ha=334.63+2*4.5mm=343.63mm齿根圆直径为df3=d3-2hf=114.88-2*5.625mm=103.63mmdf4=d4-2hf=334.63-2*5.625mm=323.38mm沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）193.3 齿轮上作用力的计算1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩 T1=159930Nmm，转速 n1
27、=584r/min，高速级齿轮的螺旋角 ，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮的分度圆直径08.13d1=82.65mm （2）齿轮 1 的作用力 圆周力为 NTFt 05.38765.891其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 NFtr 76.14508.3cos2tan5.387cosan1 其方向为由力的作用点指向轮 1 的转动中心轴向力为 NFta 01.89.3tan05.387n1 其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为NFtn 89.4270.13cos2587cos11 （3）齿轮 2 的作用力 从齿轮 2 各个力与主动齿轮 1 上相应的力大小相等，作用方向相反2.低速级齿
28、轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩 T2=629600Nmm，转速n2=142.44r/min，低速级直齿圆柱齿轮的螺旋角 。为使斜齿圆柱齿轮68.13 的轴向力与锥齿轮 2 的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为d3=114.88mm齿轮 3 的作用力沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）20圆周力为 NdTFt 10968.146232其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为NFntr 02.47368.1cos20tan9cosa3 其方向为由力的作用点指向轮 3 的转动中心轴向力为NFta 64.2568.1tan09n3 其方向可用右手法
29、则来确定，即用右手握住轮 3 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为 NFntn 52.1678.cos20169cos33 齿轮 4 的作用力从动齿轮 4 的各个力与主动齿轮 3 上相应的力大小相等，作用方向相反沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）21第 4 章 减速器装配草图的设计4.1 合理布置图面该减速器的装配图一张 A0 图纸上，本文选择 A0 图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位 1：1，采用三视图表达装配的结构。4.2 绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸4.3 箱体内壁在齿轮齿
30、廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）22第 5 章 轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。5.1 高速轴的设计与计算1.已知条件高速轴传递的功率 p1=9.78kw,转矩 T1=159930Nmm，转速 n1=584r/min，小齿轮大端分度圆直径 d1=82.65mm，齿轮宽度 b1=100mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表138-26选用常用的材料 45 钢，调质处理3.初算轴径查表139-8 得 C=106135，取
31、中间值 C=118，则mnPCd18.30547.91833mi 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径d130.18+30.18*（0.030.05）mm=31.0931.69mm取 32min4.结构设计（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）23件的安装顺序，从最细处开始设计（2）轴段 轴段 上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计 1 1同步进行。根据第三步的初算结果，考虑到如该段轴径取得大小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命
32、的效果，定轴段 的轴径 d1=35mm,带轮轮毂的宽 1度为（1.5）d 1=52.57mm，结合带轮节后 L 带轮 =6384mm，取带轮轮毂的宽度 L 带轮 =70mm，轴段 的长度略小于毂孔的宽度，取 L1=68mm 1（3）密封圈与轴段 在确定轴段 的轴径时，应考虑带轮的轴向固定 2 2及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*35mm=2.453.5mm。轴段 的轴径 d2=d1+2*(2.453.5） 2mm=39.942mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于 3m/s，可选用毡圈油封，查表138-27 初选毡圈
33、40 JB/ZQ46061997，则 d2=40mm（4）轴承与轴段 及轴段 的设计 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接 3 7触球轴承。轴段 上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为 37209C，由表1311-9 得轴承内径 d=45mm，外径 D=85mm,宽度 B=19mm,内圈定位轴肩直径 da=52mm，外圈定位内径 Da=78mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3=18.2mm，故取轴段 的直径 d3=45mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油杯阻 3止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油杯，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 ，挡油杯的挡油凸缘内侧面
34、凸出箱体内壁1-2mm，挡油杯轴孔宽度初定为 B1=15mm ，则 L3=B+B1=19+15mm=34mm通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则 d7=40mm，L 7=B+B1=33mm齿轮与轴段 的设计 轴段 上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d 5应略大于 5 5d3，可初定 d5=47mm，则由表138-31 知该处键的截面尺寸为b*h=14*9mm，轮毂键槽深度为 t1=3.8mm，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为 ,故该轴设计成齿轮轴，则有nfmte5.26.9)8347.(151d5=df1=73.9mm，L 5=b1=100mm轴段 和轴段 的设计 该轴段直径可取略大于
35、轴承定位轴肩的直径，则 4 6沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）24,齿轮右端面距箱体内壁距离为 ，md48641则轴段 的长度 。 6 mBL715021轴段 的长度为 4 mbx 850264 （6） 轴段 的长度 2该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为 ，由表134-1 可知，下箱座厚mcL)85(21a8425.3170.3025. 取 ，取轴承旁连接螺栓为 M20,则m49,91c1=28mm，c 2=20mm ,箱体轴承座宽度 ，取mL65)(8L=64mm ,可取箱体凸缘连接螺栓为 M12,地脚螺栓为 ，则有轴承端盖连20Md接螺
36、栓定为 ，由表138-30 得轴承端盖凸缘厚度取为md82040，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 ，端盖连接螺钉查mBd1 1表138-29 采用螺钉 GB/T 5781 M8*25,为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘面距轴承端盖表面距离 K=28mm ，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则 m5.12812058064BL12带 轮带 轮BKLd（7）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 a3=17mm，则由13图 11-9 可得轴的支点及受力点间的距离为沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）25maLlaLl 741321028584.1
37、75.202376535431 带 轮（8）键连接带轮与轴段 间采用 A 型普通平键连接，查表138-31 取其型号为键 8 145GB/T109619905.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 5 所示TDnABFr1=2849.6Nt17.CFp=2953.N（2）计算支承反力 在水平面上为NNNldFlQRarH45.281674185265.801.96.).7(92)(321111FRQrH.6.791在垂直平面上为 NlFRtv 73.105741850.321 vtv 2.641沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）26轴承 1 的总支承反力为 NRvH 62.81
38、73.1054.2862212 轴承 2 的总支承反力为 vH 57.6).(222画弯矩图 弯矩图如图 5c、d、e 所示在水平面上，a-a 剖面右侧为 NmNlRMHa 74.20816937451.2863 a-a 剖面左侧为 NmdFaHa3.208745265.801.9161b-b 剖面左侧为 NmQl 52.164905.78.9M1bH在垂直平面上为 mNNlRbvva 0 .3.21合成弯矩a-a 剖面为 mNmNMavaHa39.2087405.246)5( 22b-b 剖面左侧为bvbHb5.16)(2（4）画转矩图 转矩图如图 5f 所示，T 1=159930Nmm6.
39、校核轴的强度因 a-a 剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a 剖面为危险面其抗弯截面系数为333 64.891245mdW沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）27抗扭截面系数为33328.176451mdWT弯曲应力为MpaMb 6.4.890扭剪应力为paWT9.82.1735按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 则当量应力为，6.0Mpapabe49.21)94.8(8222由表138-26 查得 45 钢调质处理抗拉强度极限 ，则由表13MpaB6508-32 查得轴的许用弯曲应力 强度满足要求beb1160，7.校核键连接的强度联轴器处键连接的
40、挤压应力为MpahldTp 57.1)845(7319041 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表138-33 查得，强度足够ppMpa11502，沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）285.2 中间轴的设计与计算1. 已知条件高速轴传递的功率 p2=9.39kw,转速 n2=142.44r/min，齿轮分度圆直径d2=341.38mm，d 3=114.88mm,齿轮宽度 b2=91mm,b3=135mm2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表138-26 选用常用的材料 45 钢，调质处理3.初算轴径查表139-8 得 C=106135，取中间值 C=110，则m
41、npCd414239032mi 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径d144.44+44.44*（0.030.05）mm=45.7746.62mm4.结构设计(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2) 轴段 及轴段 的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的 1 5选择设计同步进行。轴段 及轴段 上安装轴承，其直径应既便于轴承安装， 1 5又符合轴承内径系列。根据 dmin=44.44mm，暂取轴承 7207C，由表139-9 得轴沈阳工
42、业大学应用本科毕业设计（论文）29承内径 d=50mm，外径 D=90mm，宽度 B=20mm，内圈定位直径 da=57mm，外径定位Da=83mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3=19.4mm，故 d1=50mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d5=50mm（3）齿轮轴段 与轴段 的设计 轴段 上安装齿轮 3，轴段 上安 2 4 2 4装齿轮 2。为便于齿轮的安装，d 2和 d4应略大于 d1和 d5，可初定 d2=d4=52mm齿轮 2 轮廓的宽度范围为（1.21.5）d 2=62.478mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度 b2=66mm 相等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固
43、定。由于齿轮 3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度 b3=105mm 相等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 长度应比齿轮 2 的轮毂略短，故取 2L2=102mm，L 4=64mm（4）轴段 的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度 3范围为（0.070.1)d 2=3.645.2mm，取其高度 h=3mm，故 d3=62mm齿轮 3 左端面与箱体内壁距离和齿轮 2 的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为 =10mm，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为1，取 ,Bx=206mm，齿轮 2 的右端面与箱体mbBx5
44、.202675213m5.103内壁的距离 则轴段 的长度为b.14/)675(212 3 mL5.103此时齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（5）轴段 及轴段 的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱 1 5体内壁距离取为 ，则轴段 的长度为m 1BL4531021轴段 的长度为 5沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）30mBL5.482.120（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 a3=19.4mm，则由图 12-7 可得轴的支点与受力点间的距离为 mabLl1.9034.25431mabLlbLl6.7224.19548.235332325.键连接齿轮与轴段间采用 A 型普通平键连接，查表138-31 取其型号为键16 100 GB/T10961990，齿轮与轴段 间采用 A 型普通平键连接，型号为键 416 GB/T10961990636.轴的受力分析1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 6 所示ACBFr4t4 n3DT
