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1、目 录1. 设计任务书22. 传动系统方案的分析23. 电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算34. 传动零件的设计计算65. 轴的设计计算236. 轴承的校核367. 键联接的选择及校核计算398. 联轴器的选择419. 润滑与密封4110. 减速器附件的选择4211. 设计小结4212. 参考文献42设计计算及说明结果一、设计任务书1.1传动方案示意图1.2已知条件： 1滚筒效率g=0.95(包括滚筒与轴承的效率损失)；2工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3使用折旧期：4年一次大修，每年280个工作日，寿命8年；4工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；5制造条件及生产批
2、量：一般机械厂制造，小批量生产；6. 运输带速度允许误差：5%；7动力：电力，三相交流，电压380/220V 1.3基本参数:输送带工作拉力F= 2.5 KN 输送带工作速度=1.3m/s 滚筒直径D=240mm 1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见上图，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传
3、动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为10-25，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择：（二）选择电动机，电动机类型选择根据电源及工作及工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。，选择电动机容量1) 工作机所需功率2) 传动装置总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。查机械设计课程设计手册，由表15查得：滚子轴承（一对）；8级精
4、度的圆柱齿轮传动；8级精度的圆锥齿轮传动；弹性联轴器；滚筒效率，则 3) 所需电动机功率4) 确定电动机额定功率根据，选取电动机额定功率，计算电动机转速可选范围并选择电动机型号卷筒轴工作速度：查机械设计课程设计手册按表1推荐，取圆锥圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机可选转速：可见同步转速为1500的电动机符合。查机械设计课程设计手册表12-1符合的有，如下表：方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量(kg)总传动比同步满载1Y112M-44.0150014404325.46选定电动机型号为Y112M-4。， 电动机的技术数据和外形，安装尺寸。查机械设计课程设计手册表12
5、-9查出Y132M2-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。尺寸D=32mm，中心高度H=112mm，轴伸长E=80mm。（三）计算传动装置总传动比和各级传动比，传动装置的总传动比，分配各级传动比对于圆锥圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮传动比：则（四）计算传动装置的运动参数1各轴的转速n（r/min）减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴， 2各轴的输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即； ； ； ；3各轴的输入转矩T（N）和输出转矩T(kW)；轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.98。运动和运动参数计算结果汇总如下表：表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴I
6、I低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）14401440414103.5103.5功率（kw）4.03.7843.5973.4543.249转矩()25.8625.0982.88318.39299.44传动比1.34754.01效率0.990.980.960.98 F=2500NV=1.3m/sD=240mm电动机型号为Y112M-4设计计算及说明结果四、传动零件的设计计算（一）直齿圆锥齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1选用标准直齿圆锥齿轮传动，压力角取20。1.2带式输送机为一般工作机器，查表选用8级精度。1.3材料选择。查表选择小
7、齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240 HBS。1.4初选小齿轮齿数：大齿轮齿数，取Z2=84.2.按齿面接触强度设计2.1试算小齿轮分度圆直径2.1.1确定公式中的各参数值2.1.1.1试选 2.1.1.2计算小齿轮传递的转矩2.1.1.3查图10-25选取齿宽系数2.1.1.4查表得区域系数2.1.1.5查表10-5得材料的弹性影响系数MPa1/22.1.1.6计算接触疲劳许用应力查图10-25d得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa，MPa。计算应力循环次数查图10-23取接触疲劳寿命系数 。取失效概率为1%，安全系数S=1，得
8、MPaMPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPa2.1.2试算小齿轮分度直径2.2调整小齿轮分度圆直径2.2.1计算实际载荷系数前的数据准备2.2.1.1.圆周速度 2.2.1.2当量齿轮的齿宽系数2.2.2计算实际载荷系数 2.2.2.1查表10-2得使用系数2.2.2.2根据vm=3.35m/s、8级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.122.2.2.3直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 2.2.2.4由表10-4用插值法查表得8级精度、小齿悬臂时，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数2.2.3按实际载荷系数算得的分度圆直径 以及相应的齿轮模数（2） 按齿根弯
9、曲疲劳强度设计3.1试算模数 3.1.1确定公式中的各参数值3.1.1.1试选3.1.1.2计算由分锥角和，可得当量齿数：查图10-17得齿形系数查图10-18得应力修正系数查图10-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPa，MPa查图10-22取弯曲疲劳寿命系数区弯曲疲安全系数,得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.0203.1.2试算模数3.2调整齿轮模数3.2.1计算实际载荷系数前的数据准备3.2.1.1圆周速度3.2.1.2齿宽3.2.2计算实际载荷系数 3.2.2.1查表得使用系数3.2.2.2根据V=1.3m/s、7级精度，查表得动载系数Kv=1.123.2.2.3直齿
10、锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 3.2.2.4查表10-4得直齿锥齿轮传动，取 由此，得到实际载荷系数3.2.3按实际载荷系数算得的齿轮模数 按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=1.5mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=52.24mm，算出小齿轮齿数,取Z1=35，则大齿轮齿数Z2=uZ1=3.475*35=121.6.为了使两齿轮的齿数互质，取Z2=122.（3） 几何尺寸计算4.1计算分度圆直径d1=mz1=1.5*35=52.5d2=mz2=1.5*122=1834.2计算分锥角4.3计算齿轮宽度取b1=b2=29mm强度校核5齿面接触疲劳强度校核5.1小齿轮
11、接触疲劳强度条件5.1.1确定公式中的各参数值5.1.1.1查表得使用系数5.1.1.2根据、7级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.125.1.1.3直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 5.1.1.4由表10-4用插值法查表得8级精度、小齿悬臂时，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数5.1.2计算小齿轮传递的转矩5.1.3查图10-25选取齿宽系数5.1.4查表得区域系数5.1.5查表10-5得材料的弹性影响系数MPa1/25.1.6计算接触疲劳许用应力查图10-25d得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa，MPa。计算应力循环次数查图10-23取接触疲劳寿命系数 。取失效概率
12、为1%，安全系数S=1，得MPaMPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPa5.1.3小齿轮齿面接触疲劳强度条件满足齿面接触疲劳强度条件5.2齿根弯曲疲劳强度校核5.2.1计算齿根弯曲疲劳强度5.2.2确定公式中的各参数值5.2.2.1计算齿根弯曲疲劳强度5.2.2.2查表得使用系数5.2.2.3根据、7级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.15.2.2.4由 查表10=3得齿间载荷分配系数5.2.2.5查表10-4得直齿锥齿轮传动，取 由此，得到实际载荷系数5.2.3计算弯曲疲劳强度用重合系数 5.2.4查图10-17得齿形系数查图10-18得应力修正系数5.3小齿轮齿根
13、弯曲疲劳强度条件 满足齿根弯曲疲劳强度条件6主要设计结论齿数z1=35，z2=122,模数m=2mm，压力角 ，变位系数 ，分锥角，齿宽b1=b2=29mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。（二）斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1选用标准斜齿圆柱齿轮传动，压力角取20。1.2带式输送机为一般工作机器，查表选用7级精度。1.3材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240 HBS。1.4初选小齿轮齿数：大齿轮齿数.2.按齿面接
14、触强度设计2.1试算小齿轮分度圆直径2.1.1确定公式中的各参数值2.1.1.1试选 2.1.1.2计算小齿轮传递的转矩2.1.1.3查图10-25选取齿宽系数2.1.1.4查表得区域系数ZH=2.52.1.1.5查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/22.1.1.6计算接触疲劳许用应力查图10-25d得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa，MPa。计算应力循环次数查图10-23取接触疲劳寿命系数 。取失效概率为1%，安全系数S=1，得MPaMPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPa2.1.1.7计算接触疲劳强度用重合度系数 2.1.2试算小齿轮分度
15、直径2.2调整小齿轮分度圆直径2.2.1计算实际载荷系数前的数据准备2.2.1.1.圆周速度 2.2.1.2齿宽b2.2.2计算实际载荷系数 2.2.2.1查表10-2得使用系数2.2.2.2根据vm=1.196m/s、7级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.012.2.2.3由 查表10=3得齿间载荷分配系数2.2.2.4由表10-4用插值法查表得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数2.2.3按实际载荷系数算得的分度圆直径 以及相应的齿轮模数3按齿根弯曲疲劳强度设计3.1试算模数3.1.1确定公式中的各参数值3.1.1.1试选3.1.1.2计算 1
16、.1.1.1 计算查图得齿形系数，查图得应力修正系数，查图得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPa，MPa查图取弯曲疲劳寿命系数,安全系数,得MPaMPa因为大齿轮的大于小齿轮，所以取3.1.2试算模数 3.2调整齿轮模数3.2.1计算实际载荷系数前的数据准备3.2.1.1圆周速度3.2.1.2齿宽b,齿高h和宽高比b/hb=37.68mmh=(2h*an+cn*)mnt=2.77mmb/h=37.68/2.77=13.603.2.2计算实际载荷系数 3.2.2.1查表得使用系数3.2.2.2根据V=0.816m/s、7级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.003.2.2.3由 查表1
17、0=3得齿间载荷分配系数3.2.2.4查表10-4用插值法取 ，结合b/h=13.60查图10-13，得由此，得到实际载荷系数3.2.3按实际载荷系数算得的齿轮模数 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计算的法面模数，按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55.20mm算出小齿轮齿数,取Z1=31，则大齿轮齿数Z2=122.为了使两齿轮的齿数互质，取Z2=121.4几何尺寸计算4.1计算中心距，圆整为4.2按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不
18、必修正。4.3计算大、小齿轮的分度圆直径4.4计算齿轮齿宽取强度校核5齿面接触疲劳强度校核5.1小齿轮接触疲劳强度条件5.1.1确定公式中的各参数值5.1.1.1查表得使用系数5.1.1.2根据、8级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.015.1.1.3由 查表10=3得齿间载荷分配系数5.1.1.4由表10-4用插值法查表得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数5.1.2计算小齿轮传递的转矩5.1.3查图10-25选取齿宽系数5.1.4查表得区域系数ZH=2.55.1.5查表10-5得材料的弹性影响系数MPa1/25.1.6计算接触疲劳许用应力查图1
19、0-25d得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa，MPa。计算应力循环次数查图10-23取接触疲劳寿命系数 。取失效概率为1%，安全系数S=1，得MPaMPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPa5.1.7计算接触疲劳强度用重合度系数5.1.8螺旋角系数5.1.9小齿轮齿面接触疲劳强度条件满足齿面接触疲劳强度条件5.2齿根弯曲疲劳强度校核5.2.1计算齿根弯曲疲劳强度5.2.2确定公式中的各参数值5.2.2.1计算齿根弯曲疲劳强度5.2.2.2查表得使用系数5.2.2.3根据、8级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.015.2.2.4由 查表10=3得齿间载荷分配系数5
20、.2.2.5由表10-4用插值法查表得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数，结合b/h=14.2查图10-13，得由此，得到实际载荷系数5.2.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数和螺旋角系数 5.2.4由当量齿数：，查图10-17得齿形系数查图10-18得应力修正系数查图10-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPa，MPa查图10-22取弯曲疲劳寿命系数区弯曲疲安全系数,得5.3小齿轮齿根弯曲疲劳强度条件 满足齿根弯曲疲劳强度条件6主要设计结论齿数z1=31，z2=122,模数m=2mm，压力角 ，变位系数，螺旋角 ，中心距a=156，齿宽b1=70mm，b2=6
21、4mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。五 轴的设计计算1输入轴（I轴)的设计 1求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为则圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示：3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得轴上有两个键槽，轴径应增加10 所以 , 圆整取.输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，
22、则 查机械设计课程设计手册表8-7，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为32mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（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，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计手册表6-7中初步选取0基本游隙组，标准精
23、度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册表6-7查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取 3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5）锥齿轮轮毂宽度为50mm，套筒宽度为12mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6
24、-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷（30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为54.75mm。）载荷水平面H垂直面V支反力F=596.29N=1799.86N弯矩M总弯矩扭矩T将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：6、按弯扭合成应力校核轴的强
25、度 根据载荷分析图可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。2 输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩=3.454KW， =103.5r/min , =318.70Nm ，2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 则圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示：3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联
26、轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 查机械设计课程设计手册表8-7，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，半联轴器的孔径d1=45mm，所以取d1=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（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，1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器于轴配合的毂长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器
27、上而不压在轴端面上，故I-II段长度应比略短一些，现取L1=58mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=50mm，由机械设计课程设计手册表6-7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30311，其尺寸为 55mm120mm31.5mm所以d3=d7=55mm而L3=32mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册表6-7查得30311型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此da=65mm。3）取安装齿轮处的轴段6的直径d4=70mm。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为b2=62mm，
28、为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L6=60mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，由轴直径d6=70mm查表得 ，故取mm，则轴环处的直径d5=82mm。轴环宽度 ，故取L5=12mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与端断面半联轴器右端面的距离mm，故取L2=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离C=20mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离，取mm，已知滚动轴承宽度T=31.5mm，大锥齿轮轮毂长mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴
29、上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位都采用平键连接，按d6=70mm查表得平键截面mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮于轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂于轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12*8*50mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷(查得30311型的支点距离a=25mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=63.5mm，L2=131.5mm)将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及
30、扭矩列表：载荷水平面H垂直面V支反力F=2558.55N=1235.5N弯矩M总弯矩扭矩T=318.70Nm6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据载荷分析图可知齿轮支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，
31、故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2）截面左侧校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩T=318.70N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因r/d=2/65=0.03，D/d=77/65=1.18，经插值后查得=2.05 =1.63又由机械设计（第八版）附图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，
32、由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。（3） 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩T=318.70N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力过盈配合处的由表3-8得则轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为故综合系数为所以轴在截面右侧的安全系数值为：故可知其安全。3 中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T 3.597KW， =414r/min , =82.97Nm ，2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 则 已知大圆
33、锥齿轮的平均分度圆直径为则圆周力 ，径向力 及轴向力 的方向如图所示：3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d564、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d56，由机械设计课程设计手册表6-7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30305，其尺寸为dDT=25mm62mm18.25mm，所以d12=d
34、56=25mm。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度32mm，因此取套筒直径32mm。2）取安装齿轮的轴段d23=d45=30mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L=42mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L45=38mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d34=38mm。3）已知圆柱直齿轮齿宽b1=67mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L23=63mm。4）取齿轮距箱体内壁之距离mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离mm，考虑箱体的铸造误差
35、，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离，取mm，已知滚动轴承宽度T18.25mm，且根据ll轴取L12=53.25mm,L34=20mm,L5646.25mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d45由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故
36、选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取（5）求轴上的载荷 (查得30306型的支点距离a=13mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=51.5mm，L2=63mm, L3=59.25mm)将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：载荷水平面H垂直面V支反力F=1754.32N=2118.08N弯矩M总弯矩扭矩T82.97Nm6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据载荷分析图可知圆柱齿轮支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循
37、环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。六、 轴承的校核1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，轴向力Fa=146.23N， ，Y=1.7，X=0.4. 根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：载荷水平面H垂直面V支反力F=596.29N=1799.86N1.1求两轴承的计算轴向力和则=则1.2求轴承当量动载荷和因为则 1.3验算轴承寿命 =故轴承使用寿命足够、合格。2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30
38、305，其尺寸为dDT=25mm62mm18.25mm，轴向力Fa=299.8N，e=0.3 ，Y=2，X=0.4。载荷水平面H垂直面V支反力F=1754.32N=2118.08N1.1求两轴承的计算轴向力和则=则1.2求轴承当量动载荷和因为则 1.3验算轴承寿命 =故轴承使用寿命足够、合格。3输出轴轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为55mm120mm31.5mm，轴向力Fa=987.57N， ，Y=1.7，X=0.4。 载荷水平面H垂直面V支反力F=2558.55N=1235.5N1.1求两轴承的计算轴向力和则=则1.2求轴承当量
39、动载荷和因为则 1.3验算轴承寿命 =故轴承使用寿命足够、合格。七、键联接的选择及校核计算1输入轴键计算 1.1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，选择键联接的类型和尺寸：选择圆头普通平键，材料为45钢。查表6-2得 ：=110MP，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：=110MP 故单键安全即可。 1.2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，选择键联接的类型和尺寸：选择圆头普通平键，材料为45钢。查表6-2得 ：=110MP，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： =110MP故合格。2中间轴键计算 2.1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选
40、用普通平键尺寸为，选择键联接的类型和尺寸：选择圆头普通平键，材料为45钢。查表6-2得 ：=110MP，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： =110MP 故合格。 2.2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，选择键联接的类型和尺寸：选择圆头普通平键，材料为45钢。查表6-2得 ：=110MP，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： =110MP 故合格。3输出轴键计算 3.1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，选择键联接的类型和尺寸：选择平头普通平键，材料为45钢。查表6-2得 ：=110MP，接触长度L=44mm，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： =110MP 故合格。 3.2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，选择键联接的类型和尺寸：选择圆头普通平键，材料为45钢。查表6-2得 ：=110MP，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=5mm。则键联接的强度为： =110MP 故合格。八、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为12500