1、- 1 - 目录1 机械设计课程设计任务书 .22 传动方案的分析 .33 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 .34 传动零件的设计计算 .55 轴的设计计算 .186 轴承的选择和校核 .287 键联接的选择和校核 .308 联轴器的选择 .309 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 .3010 减速器箱体设计及附件的选择和说明 .3111 设计小结 .3612 参考资料 .36- 2 - 1 机械设计课程设计任务书设计题目：设计铸造车间型砂输送机的传动装置。要求：输送机由电机驱动，经传动装置驱动输送带移动。要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，整机使用寿命为5 年，每天两班制工作，每年工作
2、300 天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为 5%。工作机效率为 0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。二、原始数据：学号 1-6 7-12 13-18 19-24 25-30 31-36 37-41输送带拉力F（N） 2300 2500 2600 2800 3300 4000 4500输送带速度v（m/s） 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.5 1.2鼓轮直径D（mm） 300 400 220 350 400 400 500三、设计内容：1设计传动方案；2减速器部件装配图一张(0 号图幅)；3绘制轴或齿轮零件图一张；4编写设计计算说明书一份（6000 字） 。- 3
3、 - 2 传动方案的分析3 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用 y 系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率 PwPWw = Fv/1000 =4000*1.5/1000kW=6kW(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率P d，先要确定从电动机到工作机之间的总功率 总 。设 1、 2、 3、 4、 5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由设计手册P5查得 1 = 0.992， 2 = 0.97， 3 = 0.99， 4 = 0.96，
4、5 = 0.95，则传动装置的总效率为 总 = 1 22 33 4 5 = 0.992x 0.972 x 0.993 x 0.96 x 0.95=0.8266/0.826=7.264kW总wdP- 4 - 3.选择电动机转速由机械手册表 2-3 推荐的传动副传动比合理范围普通 V 带传动 i 带 =24 二级圆柱齿轮传动 i 齿 =840则传动装置总传动比的合理范围为i 总 =i 带 i 齿i总 =（ 24）（8 40） ）=（16160）卷筒轴工作转速为：n w =60*1000v/D=60*1000*1.5/3.14*400r/min=71.656 r/min电动机转速的可选范围为nd=i
5、总 nw=（16160）71.656 r/min =1146.49611464.96 r/min根据电动机所需功率和同步转速，根据机械手册 P167 表 12-1，符合这一范围的常用同步加速有 1500 ，3000 。mirinr选用同步转速为 1500选定电动机型号为 Y132M-4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比i 总 = nm / nw=1440/71.656=20.096式中 nm-电动机满载转速， r/min;nw-工作机的转速， r/min。2.分配传动装置各级传动比i 总 =i 带 i 齿分配原则： （1）i 带 i 齿（2）i 带 =24 i 齿
6、 =35 根据机械手册p5，V形带的传动比取i 带 = 2.6减速器的总传动比为i = i总 / i带 =20.096/2.6=7.730双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i=7.730 i齿1 =2.7低速级的传动比i齿2 = i/i齿1 =7.730/2.7=2.86三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算1440 r/minmn0n = nm / i带 = 1440/2.6 r/min= 553.85r/minn = n / i齿1 = 553.85/2.7r/min=205.13 r/minn = n / i 齿 2 =205.13/2.86 r/min=71.72r/min2.各
7、轴输入功率P0= Pd=7.264 kWP = Pd 4 = 7.264*0.96 kW=6.973 kW- 5 - P = P 2 3 =6.973*0.97*0.99 kW=6.696 kWP = P 2 3 =6.696*0.97*0.99 kW=6.430 kW3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550*7.264/1440N.=48.174N.T = T0i带 4=48.174*2.6*0.96N.=120.242N.T = T i齿1 2 3=120.242*2.7*0.97*0.99 N.=311.76 N.T = T i齿2 2 3=311.76*2.86*0.9
8、7*0.99 N.=856.24 N.表 1 传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率 kw转速 minr转矩 mNT传动比0 轴 7.264 1440 48.174 2.6轴 6.973 553.85 120.2422.7轴 6.696 205.13 311.76轴 6.430 71.72 856.24 2.864 传动零件的设计计算一、V 带传动设计1.设计计算表项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果(1)确定计算功率 Pca Pca= dAK查课本表 8-7Pca=1.1*7.264=7.990 kw7.990(2)选择带的型号 查图 8-11 选 A 型带(3
9、)选择小带轮直径 1d1d最小基准直径 75 查表 8-6 及 8-8 m取 85- 6 - (4)确定大带轮直径 2d=2d带i1d查表 8-8=2.6*85=2212d m224(5)验算传动比误差 iidi12%0 i=(2.6-224/85)/2.6=0.014% 0.014%(6)验算带速 v61nvdv=3.14*85*1440/60*1000=6.41 sm6.41(7)初定中心距 0a)()27.(21dao=(0.72) *(85+224)=216.3618 取 300(8)初算带长 0L210d024)(adL0=2*300+3.14*（85+224）/2+（ 224-85
10、） 2/4*300= 1101.23 m1101.23(9)确定带的基准长度 dL查表 8-2 1120(10)计算实际中心距离（取整）a200Lada=300+(1120-1101.23)/2=318.77 m取 319(11)安装时所需最小中心距（取mina整）dLa015.minamin=319-0.015*1120=302.2 302(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距 maxdLa015.xamax=319+0.015*1120=335.8 m336(13)验算小带轮包角 13.7812ad =1800-(224-85)*57.30/319=124.4960 度 124.4960-
11、 7 - (14) 单根V 带的基本额定功率 0P查表 8-4a 插值法 Y3=0.82+(0.94-0.82)*(1440-1200)/(1460-1200)=0.931 kN0.931(15) 单根V 带额定功率的增量 0P查表 8-4b 插值法 y3=0.15+(0.17-0.15)*(1440-1200)/(1460-1200)=0.168 kN0.168(16) 长度系数 LK查表 8-2 0.91(17)包角系数 表 8-8 插值法 y3=0.91+(0.92-0.91)*(146.942-145)/150-145）=0.914 0.914(18)单位带长质量 q表 8-4 mkg
12、0.10(19)确定V 带根数 ZLocacaKP00Z=7.990/(0.93+0.168)*0.914*0. 91=8.749取 9(20)计算初拉力 0F2)15.(qvvZca查表 8-3 得 q= 0.10F0=500*7.990*（2.5/0.914-1 ）/6.41*5+0.10*6.412=164.283N164.283(21)计算带对轴的压力 p2sin10FpFP=2*9*164.283sin124.496/2=2616.94 2616.942.带型选用参数表带型 )(1md)(2dsmv)(a(1)根 数Z(NFpfeZBm2)1(带 轮 宽85 224 6.41 319
13、 124.4960 92616.94B=(9-1)*15+2*10=140 3带轮结构相关尺寸项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位计算（或确定）结果- 8 - (1)带轮基准宽bd表 8-10 m11(2)带轮槽宽 b 表 8-1 b=13 13(3)基准宽处至齿顶距离hamin表 8-10 2.75 3(4)基准宽处至槽底距离 hfmin同上 8.7 m9(5)两 V 槽间距e同上 150.3 15(6)槽中至轮端距离 f同上 9 10(7)轮槽楔角同上 1182d度 380(8)轮缘顶径da同上da=dd+2hada=224+2*3=206 m206(9)槽底直径df df=da-2(
14、ha+hf)df=206-2(3+9)=182 182(10)轮缘底径D1D1= dd-2 表 8-10 查得 min=6D1=224-2*6=212 212(11)板孔中心直径 D0图 8-14 D0=0.5（D 1+d1）d1=（1.82）dD0=0.5*(212+73)=142.5 m143(12)板孔直径d0图 8-14 d0=（0.20.3） （D 1+ d1）d0=（0.20.3） （212+ 73）=5785.5取 70(13)大带轮孔径 d根据第一根轴的直径确定 m38(14)轮毂外径d1d1=（1.82）d d1=（1.82）*38=68.476取 70(15)轮毂长 L 图
15、 8-14 L=（1.52）dL=（1.52）*38=5776取 60(16)辐板厚 S 图 8-14 S=CC=（1/71/4）BS=（1/71/4）*140=2035 m取 25(17)孔板孔数 n=D 0/(S+ d0) n=3.14*143/（25+70）=4.73取 5二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表- 9 - 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查表 10-5 68 级 72材料选择钢 45钢 453选择齿数 Z )402(11iZ12UZ1=26Z2=2.7*26=70.2 取 70U=71/26=2.69个 Z
16、1=26Z2=70U=2.694选取螺旋角80200 度 155按齿面接触强度设计（1）试选 Kt Kt=1.6 1.6（2）区域系数 ZH 由图 =15 2.425（3） a 由图26 查 a1= 0.76a2=0.84 210.76+0.85=1.611.61(4)计算小齿轮传递的转矩 T1T=95.5*105*P / n T=95.5*105*6.973/311.76=213600.69Nmm 213600.69(5)齿宽系数 d 由表 0.71.15 1(6)材料的弹性影响系数 ZE由表 189.8 MPa1/2 189.8(7) 齿轮接触疲劳强度极限 limH由图 5801limH5
17、502liMPa5801limH5502li（8）应力循环次数 N由式 N1=60n1jLh=60*311.76*1*2*8*300*5=4.49*108N2 = N1/ i 齿 1 =4.49*108/2.7=1.66*108N1=4.49*108N2 =1.66*108（9）接触疲劳强度寿命系数KHN由图 KHN1 = 0.93 KHN2 = 0.96KHN1= 0.93 KHN2= 0.96（10）计算接触疲劳强度许用应取失效概率为，安全系数为 S=1，由 H1= = SHN1limMPa H1=- 10 - 力 H 式得 0.93*580=539.4 H2= SKN2lim= 0.96
18、*550=528 H= = （ 539.4+528） /2=533.7 539.4 H2=528 H=533.7（11）试算小齿 轮分度圆直径 td1按式（1021）试算 3211)(2HEdtt ZuTk=232*.609.45*8.137=74.40mm 74.40td1（12）计算圆周速度 v 106ndvtv= .4*.5.8601=2.156m/s 2.156（13）计算齿宽Bb = dd1tb =1*74.4=74.4B1=80B2=75mm B1=80B2=75（14）模数 ntm1cosztntmnt=74.4cos150/26=2.76h=2.25mnt=2.25*2.76=
19、6.21b/h =74.4/6.21=11.98度 mnt=2.76h=6.21b/h =11.98（15）计算纵向重合度 = 0.318 dz1tan =0.318*1*26*tan150=2.2152.215（16）计算载荷系数 K 由表 10-2 查得使用系数 1AK根据 v=2.156m/s，级精度，由图查得动载荷系数 1.08V由表查得KH =(1.426-1.417)*(b-40)/(80-40)+1.417=(1.426-1.417)*(74.4-40)/(80-40)+1.417=1.42由图查得 KF =1.38- 11 - 假定 ，由表查得mNdFKtA/101.4FH故载
20、荷系数 K=KAKVKH KH=11.081.41.42=2.147（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径 d1由式 d1=d1t =3/t74.2.6=82.06m82.06（18）计算模数 nm=1coszdmn82.06cos150/26=3.05mm 3.056按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数 KK=KAKVKF KF K=1*1.08*1.4*1.38=2.087 2.087（2）螺旋角影响系数 Y根据纵向重合度 =2.215 ，从图0.875Y0.875（3）计算当量齿数 ZV 3coszv=26/cos315=31coszv28.850=32cszv70/ cos315=72
21、.47Zv1=28.850Zv2=72.47（4）齿形系数YFa由表 YFa1= 2.5(8.02)9=2.533YFa2= .42(7.)80=2.225YFa1=2.533YFa2=2.225（5）应力校正系数 YSa由表 YSa1= 1.62(8.502)9YSa1=1.6185YSa2=1.755- 12 - =1.6185YSa2=11.75(2.470)80.755（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE由图 5201FE4902MPa5201FE4902（7）弯曲疲劳强度寿命系数 1FNK由图 0.951FNK0.922 0.951FNK0.922（8）计算弯曲疲劳许用应力 F取弯曲疲
22、劳安全系数S1.3，由式得 F1= SFEN1=0.95*520/1.3=380 F2= =0.92*490/1.3SKEN=346.77MPa F1=380 F2=346.77（9）计算大小齿轮的并加以FSaY比较=1FSaY2.533*1.6185/380=0.0108=2FSa2.225*1.755/346.77=0.0113结论：大齿轮的数值大（10）齿根弯曲强度设计计算由式 321cosFSdn YZKTmmn =1.0011.001结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度nm计算的法面模数，取 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度
23、，须nm按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1= 74.4 mm 来计算应有的齿数。于是由- 13 - = =74.4cos150/2=35.93 取 36，则 Z2 = Z1i 齿 1 = 36*2.7=97.2 nmdzcos11z取 Z2 =973几何尺寸计算（1）计算中心距 a cos2)(1nmza= =137.690697*2cos15将中心距圆整为 138mm 138（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 azn)(r21=arccos 32*8=15.470因 值改变不多，故参数、 、 等不必修KHZ正。度 =15.47 0（3）计算齿轮的分度圆直径 d cosnzm=cos1nzd0
24、36*25.47=74.71=cs2nz=201.29097*o15.4mm d1=75d2=202（4）计算齿轮的齿根圆直径 df nfm5.2=nfmd275-2.5*2=70=nf5.2202-2.5*2=197mm df1=70df2=197（5）计算齿轮宽度 Bb = dd11*74.4=74.4圆整后取：B1 = 80 B2 =75mm B1 = 80B2 =75（6）验算=2*213600.69/74.4=5741.951N12dTFt=1*5741.95/74.4N/mm = 77.18N/mm100N/mm 合适bKtA（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目 计算（或选择）依
25、据 计算过程 单位 计算（或确- 14 - 定）结果1选齿轮精度等级查表 10-8 68 级 72材料选择 45 号钢 大，小齿轮为 45 钢（调质）小齿轮硬度270HBS大齿轮硬度220HBS3选择齿数 Z )402(33iZ34UZ3=30Z4=2.86*30=85.8U=86/30=2.87个 Z3=30Z4=86U=2.874选取螺旋角80200 度 145按齿面接触强度设计（1）试选 Kt Kt=1.6 1.6（2）区域系数 ZH 由图 =14 0 2.43（3） a 由图 10-26 查得a3=0.786a4=0.84 0.786+0.84=1.43a6261.626(4)计算小齿
26、轮传递的转矩 TT =95.5*105P /n T =95.5*105*6.696/205.13=311737.92Nmm311737.92(5)齿宽系数 d 由表 0.71.15 1(6)材料的弹性影响系数 ZE由表 189.8 MPa1/2189.8(7) 齿轮接触疲劳强度极限 limH由图 6003limH5704liMPa63limH0054li70（8）应力循环次数 N由式 N3= 60n3jLh=60*205.13*1*2*8*300*5=2.95*108N4 = N3/ i 齿 2 =2.95*108/2=1.475*108N3 =2.95*108N4 =1.475*108（9）
27、接触疲劳强度寿命系数KHN由图 KHN3 = 0.97 KHN4 = 0.95 KHN3 = 0.97 KHN4 = - 15 - 0.95（10）计算接触疲劳强度许用应力 H取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得 H3= = SKHN3lim0.97*600/1=582 H4= 4li= 0.95*570/1 =541.5 H= 243H= (582+541.5)/2 = 561.75 MPa H3=582 H4=541.5 H= 561.75 （11）试算小齿轮分度圆直径 td3按式（1021）试算 = 322)(1HEdtt ZuTk23*.67.94*.3815=81.57mm 81
28、.5td37（12）计算圆周速度 v 10623ndvtv= .8.0.16*=0.876m/s v=0.876（13）计算齿宽Bb = dd3t1*81.57=81.57B3=90B4=85mm B3=90B4=85（14）模数 ntmcos3ztnt=81.57*cos140/30=2.638ntmh=2.25mnt =2.25*2.638=5.94b/h =81.57/5.94=13.73度 =2.63ntm8h=5.94b/h =13.73（15）计算纵向重合度 = 0.318 dz3tan =0.318*1*30*tan140=2.379=2.379（16）计算载荷系数 K 由表 1
29、0-2 查得使用系数 1AK根据 v=0.876 m/s，级精度，由图查得动载荷系数 1.05V由表查得KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.2310-3b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10-3*81.57=1.33由图查得 KF =1.38假定 ，由1表查得mNdtA/10 KH =1.38 F1.4K=2.102- 16 - 1.4FHK故载荷系数 K=KAKVKH KH =1*1.05*1.4*1.43=2.102（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径 d3由式 D3=d3t =/t=93.4981.5720.6m93.49（18）计算模
30、数 nm=3coszdmn=3.0209.41mm 3.026按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数 KK=KAKVKF KF K=1*1.05*1.4*1.3=2.03 K=2.03（2）螺旋角影响系数 Y根据纵向重合度 =2.379 ，从图0.88Y0.88Y（3）计算当量齿数 ZV 3coszv=30/cos3143coszv=32.84=86/ 34cszvcos314=94.14Zv3=32.84Zv4=94.14（4）齿形系数YFa由表 YFa3= 2.45(.830)=2.48YFa4= .0128(94.)=2.19YFa3=2.48YFa4=2.19（5）应力校正系数 YSa由
31、表 YSa3= .6521(3.80)=1.639YSa4= .798(4.19)0=1.784YSa3=1.639YSa4=1.784- 17 - （6）齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE由图 5003FE4504MPa5003FE4504（7）弯曲疲劳强度寿命系数 FNK由图 0.973FNK0.964 0.973FNK0.964（8）计算弯曲疲劳许用应力 F取弯曲疲劳安全系数S1.3，由式得 F3= SFEN3=0.97*500/1.3=373.08 F4= = KFEN40.96*450/1.3=332.31MPa F3=373.08 F4=332.31（9）计算大小齿轮的并加以FSaY比较
32、=3FSaY2.48*16970=0.0109=4FSa.21=0.01176结论：大齿轮的数值大（10）齿根弯曲强度设计计算由式 32cosFSdnYZKTmmn( 203*2.0179.8cos4*.176=2.122.12nm结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度n计算的法面模数，取 2.5 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，nm须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3= 81.57mm 来计算应有的齿数。于是由= = 31.67 取 32，则 Z4 = Z3i 齿 2 = 31*2.86=88.66 ndzcos3081.57cos
33、42z取 Z4 =873几何尺寸计算- 18 - （1）计算中心距 a cos2)(43nmza= =153.303287*.5cos14mm 将中心距圆 整为 154（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 anr43=arccos3287*.5164=15.00因 值改变不多，故参数 、 、 等KHZ不必修正。度=15.00 0（3）计算齿轮的分度圆直径 d cosnzm=cos3nzd02*.51=82.82=cs4nz087.5=225.17mm d3=82.82d4=225.17（4）计算齿轮的齿根圆直径 df nfm5.2=82.82-nfmd.232.5*2. 5=76.57=225.1
34、7-nf5.42.5*2. 5=218.92mm df1=76.57df2=218.92（5）计算齿轮宽度 Bb = dd3=1*82.82=106.823圆整后取：B3 =90 B4 =85 mmB3 = 90B4 =85（6）验算= N =3764.04N32dTFt*17.928= N/mm =45.45 N/mm100N/mm 合适bKtA6.0（三）斜齿轮设计参数表传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽 螺旋角高速级斜齿圆柱齿轮2 Z1=35Z2=140180 B1 = 80B2 =71=13.536 0低速级斜齿圆柱齿轮2. 5 Z3=32Z4=87154 B3 = 90B4 =85=
35、15.00 0- 19 - 5 轴的设计计算减速器轴的结构草图一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查表 15-1 选择轴的材料为优质碳素结构钢 45；根据齿轮直径 ，热处理方法为正m10火。2确定轴的最小直径查表 P370 的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=26.613103362.0159nPAd36.9758再查表， A0=126103 （取 A0=113）考虑键： =26.61*（1+5%7% ）=27.9428.47j- 20 - 轴承 7210AC =50 D=90 B=20 =26.3 =83 =57daaDad3确定各轴段直径并填于下表内名称 依据 单位 确定结果1d轴端
36、要安装带轮查带轮的标准取 381dm382V 带轮定位= +2*（0.070.1）211d=43.3245.6要安装毡圈查的毡圈的标准有45mm453d因轴承同时受径向力和轴向力的作用，选用角接触轴承考虑 选用轴承 7210AC3d2=m504d考虑轴承定位，则 =4dam575小齿轮的直径不是很大，做成齿轮轴，所以 等于小齿轮的齿根圆直5径67.006d考虑挡油板定位=6dam577考虑轴承的安装=7504选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 “润滑方式” ，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度 ” = 1.625 ，故选7P vsm2用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称 依据
37、单位 确定结果箱体壁厚 查 24P8)03.5.(a=（0.0250.3）*138+3=6.75取 9- 21 - 地脚螺栓直径及数fd目 n250 取 19 afdn 取 4=19fdn=4轴承旁联接螺栓直径 1d=0.75 =14.251df m14轴承旁联接螺栓扳手空间 、1C2 指导书 P27 mC1=20C2=18轴承盖联接螺钉直径 3d指导书 P27=（0.40.5） =7.69.53dfdm取 8轴承盖厚度 e指导书 P27=（11.2） =89.6e3dm取 8小齿轮端面距箱体内壁距离 2指导书 P272取 10轴承内端面至箱体内壁距离 4指导书 P27=8124m取 10轴承
38、支点距轴承宽边端面距离 a轴承 m21- 22 - 轴承座宽度 572)10(829105211 CBm555.计算各轴段长度。名称 计算公式 单位 计算结果1l该段要安装带轮，故选择略小于带轮宽度 L=60 m582673l该段安装轴承 7210AC，故 =20mm3l 19475/2+8+8+90+10-80/2=113.5 m113.55l该轴段要略小于齿轮宽度 80mm786l10+10=20mm 207l该段安装轴承 7210AC，故 =20mm3lm19L（总长） 374.5（支点距离）l 5.2091920785.13964 alll 209.5二、轴的结构设计1选择轴的材料及热
39、处理方法查表 14-1 选择轴的材料为优质碳素结构钢 45；根据齿轮直径 ，热处理方法为正m10火回火。2确定轴的最小直径查 的扭转强度估算轴的最小直径的公式：46P=36.43303362.0159nPAd36.914205（取 =114）A0- 23 - 考虑键： =36.43*（1+5%7% ）=38.2538.98jd选用轴承 7309AC =45 D=100 B=25 =30.2 =91 aaD=54 a47.5rCkN37.2ork3确定各轴段直径并填于下表内名称 依据 单位 确定结果1d安装轴承 =1dm452非定位轴肩 = +2*（0.070.1）2d11=51.354取 52
40、3d连接齿轮，齿轮直径不太大，做成齿轮轴 等于低速级小齿轮的齿根3d圆直径76.574d定位轴肩= +2*（0.070.1）455d=53.5856.4m取 555安装大齿轮，考虑轴承的定位取 476d安装轴承=6d1m454选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 （二） “滚动轴承的润滑” ，及说明书“六、计算齿轮速度 ” ，故选用25P vs2脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称 依据 单位 确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离 a根据轴承 m41.55.计算各轴段长度- 24 - 名称 计算公式 单位 计算结果1l该段安装轴承 7309AC，故 =25mm1lm242非定位轴肩
41、183l该段略小于小齿轮宽度 l=90mm884=4l128m105l 73)(75)32(5Bl726l 5.46120806 46.5L（总长） m258.5（支点距离）l 5.2185.28aLl 218.5三、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查表 14-1 选择轴的材料为优质碳素结构钢 45；根据齿轮直径 ，热处理方法为正m10火回火。2确定轴的最小直径查 的扭转强度估算轴的最小直径的公式：46P=51.47303362.0159nPAd36.401572（取 =115）A0考虑键： =51.47*（1+5%7% ）=54.0455.07jd选用轴承 7312AC =65 D=1
42、40 B=33 =41.5 =128 =77aaDad3确定各轴段直径并填于下表内名称 依据 单位 确定结果1d连接联轴器，选用标准值 m50- 25 - 2d定位轴肩= +2*（0.070.1）2d11d=59.9261.6安装毡圈m选 603连接轴承=3d 654d m745定位轴肩= +2*（0.070.1）5d44d=79.884806d m677连接轴承=7d 654选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2 （二） “滚动轴承的润滑” ，及说明书“六、计算齿轮速度 ” dFd轴承 2 被压紧 = + =6717.43N2a1dFae轴承 1 被放松 =0.68 e=0.68=
43、故 =1 =01arF1X1Y=1.107 故 =0.41； =0.872are22（5）计算轴承的当量载荷 、1rP2取 1.0pf=1.0（ + ）=5529.54N1rP1XrF1Ya=1.0（ + ）=8331.97N2r2r2 所以轴承 2 较危险r1（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承 计算，滚子轴承的 3 ，查 1表e13-6 取冲击载荷系数 1.0，查 1表 13-7 取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：Pf tf- 30 - = 年6310()rhCLnP3610*89.510724352h结论：所选的轴承合格7 键联接的选择和校核一、轴大齿轮键
44、1键的选择选用普通 圆头平键 A ,轴径 67 2键的校核键长度小于轮毂长度 且键长不宜超过 ，前面算得大齿轮宽度 67m105d8.16,根据键的长度系列选键长 100 。mL=100 =1001200b12hpMpa键的工作长度： =L- =100-20=80lb键与轮毂槽键的接触高度： 0.5.*126khm332*1048.7*196pTpakld所以所选用的平键强度足够。8 联轴器的选择选用弹性套柱销联轴器:=1.5 =856.24 =1284.36AK3T.Nm3caATK.Nm选用 LX4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2500 ，半联轴的孔径是 56 ，半联轴m器长度 L=112 ，与轴配合的长度为 84
