毕业论文-级单圆柱齿轮带传动机械课程设计.doc

机 械 设 计 课 程 设计
计 算 说 明 书

设计题目： 单级圆柱齿轮带传动

（系）院 专业 机械设计制造及其自动化

班

设计人：

指导老师：

年 月 日

XX大学

目 录
设计任务书……………………………………………………………………
一、传动方案的拟定及说明…………………………………………………
二、电动机的选择……………………………………………………………
三、传动装置运动和动力参数计算…………………………………………
四、传动零件的设计计算……………………………………………………
五、轴的设计计算……………………………………………………………
六、滚动轴承的选择及计算…………………………………………………
七、键联接的选择及校核计算………………………………………………
八、联轴器的选择……………………………………………………………
九、润滑与密封………………………………………………………………
十、设计小结…………………………………………………………………
参考资料………………………………………………………………………
《机械设计》课程设计任务书(三)

一、设计题目
带式输送机传动装置设计。
二、工作原理及已知条件
工作原理：带式输送机工作装置如下图所示
己知条件
1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘；
2.使用寿命：8年（每年300工作日）；
3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，一年一次小修；
4.动力来源：电力，三相交流，电压380／220 V
5.运输带速度允许误差；±5％；
6.一般机械厂制造，小批量生产；
7. 滚筒中的摩擦力影响已包含在工作力F中了。
三、原始数据
编号
参数
2
传送带工作拉力F（kN）
4.5
传送带工作速度v（m/s）
0.7
滚筒直径D（mm）
200

四、设计内容
1.按照给定的原始设计数据(编号) A2 和传动方案(编号) 1 设计减速器装置；
2.传动方案运动简图1张（附在说明书里）；
3.完成减速器装配图1张（可计算机绘图，A0或A1）；
4.完成二维主要零件图2张（传动零件、轴或箱体，A3或A4）；
5.设计说明书1份（正文约20页，6000～7000字）。

班级： 姓名：
指导教师： 日期：

第一章 传动方案拟定及说明

1、传动系统的作用及传动方案的特点：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
2、传动方案的分析与拟定
1、工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，载荷平稳，室内工作。
2、原始数据：滚筒圆周力F=4500N；
带速V=0.7m/s；
滚筒直径D=200mm；
3、方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组
合，即可满足传动比要求，同时由于
带传动具有良好的缓冲，吸振性能，
适应大起动转矩工况要求，结构简单，
成本低，使用维护方便。

图1 带式输送机传动系统简图

计算与说明
主要结果
第二章 电动机的选择
I  选择电动机的类型和结构
1  选择电动机的类型
因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用Y型闭式笼型三项异步电动机，电压为380V。该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。
2  确定电动机功率
（1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为=0.96
工作机所需功率==4500x0.7/(1000x0.96)=3.281kw
（2）查机参考文献[2]表1-7可以确定各部分效率：
① 联轴器效率：=0.98；
②滚动轴承传动效率：=0.99；
③闭式直齿圆柱齿轮传动效率：
查参考文献[2]表16-2，选取齿轮精度等级为8级，传动效率不低于0.97（包括轴承不低于0.965）
故取=0.97；
④滚筒传动效率：
一般选取=0.99；
⑤V带传动效率：
查参考文献[2]表3确定选用普通V带传动，一般选取=0.96；
⑥由上数据可得传动装置总效率：
= ····
= 0.98× 0.99× 0.97× 0.99× 0.96 =0.89
（3）电动机所需功率：
==3.281/0.89=3.66kw
（4）确定电动机的额定功率：
因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率略大于
计算与说明
主要结果
查参考文献[2]表12-1，Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为=4.0kw。
3 确定电动机转速
（1）滚筒轴工作转速
=66.9r/min
（2）传动比
①齿轮
查参考文献[2]表1-8，给定的传动比范围，≤4，≤6。可以确定圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围是=3~5或=5~7。但查参考文献[2]表1-8，推荐传动比i＜6~8，选用速度较低失望直齿圆柱齿轮，故可选==3~5。
②带
V带传动比范围是2~4；
③总传动比范围=6~20。
（3）电动机转速范围
=（6~20）×66.9r/min=（401.3~1137.6）r/min
查参考文献[1]表19-1，符合这一范围的同步转速有：
1000 r/min；750 r/min。
4 初定方案
根据容量和转速，查参考文献[1]表19-1，初步确定3种方案如表2
表2 3种初选方案比较
方案
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/(r/min)
堵转转矩
最大转矩
质量
额定转矩
额定转矩
6极Ⅰ
Y131M1-6
4
960
2.0
2.2
73
8极Ⅱ
Y160 M1-8
4
720
2.0
2.0
118

=4.0kw

=66.9r/min

=6~20

=（401.3~1137.6）r/min

=0.96

=3.281kw

=0.98
=0.99

=0.97

=0.99

=0.96

=0.89

=3.66kw

计算与说明
主要结果
5确定电动机型号
因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方案Ⅱ，即选定电动机型号为：Y132M-6，其主要性能是：额定功率：4kw
满载转速：960r/min。

方案Ⅱ
电动机型号
Y132M-6

计算与说明
主要结果
第三章 传动装置运动和动力参数计算
Ⅱ 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配
1 总传动比
=/=/=960/66.9=14.35
6≤8.994≤20，合适。
2 分配各级传动比
（1）根据参考文献[2]表1-8，选取齿轮传动比为：=4.8，单级直齿圆柱齿轮减速器=3~5，合理。
（2）因为=×，所以=/=14.35/4.8=3。

二、各轴的转速、功率和转速
1各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动比进行计算。
电动机轴：==960 r/min
Ⅰ轴：=/=（960/3）r/min =320 r/min
Ⅱ轴：=/=(320/4.8) r/min=66.95 r/min
Ⅲ轴：==66.95 r/min
验算带速: V工作带=3.14d筒nⅢ/60x1000=0.701m/s
误差: △V=（0.7-0.701）/0.7=-O.14%
-5%≤≤5% ，合适。
2计算各轴的功率
电动机轴：Pd=Pw/η总=3.281/0.89=3.66 kw
Ⅰ轴： PⅠ=Pd/η带=3.66/096=3.51 kw
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠη滚.η齿=3.51x0.99x0.97=3.37 kw
Ⅲ轴： PⅢ= PⅡ. η联η齿=3.37x0.98x0.97=3.27 kw

=14.35

=4.8
=3

=320
r/min
=66.95
r/min
=66.95r/min

Pd=3.66 kw
PⅠ=3.51 kw
PⅡ=3.37 kw
PⅢ=3.27 kw

计算与说明
主要结果
   3计算各轴的输入转矩
电动机轴：
Td=9550Pd/n电动=9550x3.66/960=36.41(N.m)
Ⅰ轴：
TⅠ=T0η带i带=104.8(N.m)
Ⅱ轴：
 TⅡ=T1η齿η轴承i齿=481.3(N.m)
Ⅲ轴：
 TⅢ=T2η联轴器η轴承i齿带=471.7(N.m)

4将以上结果记入表3
表3 运动和动力参数

I轴
II轴
III轴
转速（r/min）
320
66.95
66.95
输入功率P（kw）
3.51
3.37
3.27
输入扭矩T（N.m）
104.48
481.3
471.3
传动比（i）
3
4.8
效率（）
0.96
0.95

传动零件设计计算
1皮带轮传动的设计计算（外传动）
（1）选择普通V带
因为每天10～16 h，且选用带式输送机，所以查参考文献[1]表8-7，选取工作系数Ka=1.0所以Pca=Ka.Pd=3.66kw。
（2）选择V带类型
根据，，查参考文献[1]图8-11，选用A型V带
（3）确定带轮基准直径，并验算带速
①初选小带轮基准直径
查参考文献[1]表8-6和表8-8，取小带轮直径=125mm
②验算带速
V小带轮=3.14dd2n2/60x1000=6.28m/s，查参考文献[2]表8-9知道 范围是6.5~10，故带速合适。
③计算大带轮基准直径
dd2=i带dd1=3x125=375mm，查参考文献[2]表8-8，圆整为dd2=375mm
④验算弹性功率
，很小，满足要求。
⑤验算转速误差
i带实= dd2/ dd1(1-ε)=2.988
从动轮实际转速n2=n1/ i带实=321.29r/min
转速误差△n2=(320-321.29)/320=-0.4%，对于带式输送装置，转速误差在±5%范围内，故合适。
（4）初选中心距
根据
得 0.7(125+375)≤a0≤2(125+375)，初定=500mm。
（5） 初选基准长度
由公式计算带所需基准长度
Ld≈2a0+ /2(dd2+dd1)+ (dd2-dd1)2/4a0=1816.25mm
查参考文献[2]表8-2的带的基准长度=1800mm。
(6)计算实际中心距a
a≈a0+(Ld+L0)/2=500+(1800-1816.25)/2=491.88mm
由于amin=a-0.015Ld=491.88-0.015x1800=464.88mm
amax=a+0.03 Ld=491.88+0.03x1800=545.88mm
所以实际中心距的变化范围是464.88mm ~545.88mm
（7）验算小带轮包角
≈1800-57.30(dd2-dd1)/a=150.850≥1200，合适。
（8）计算单根V带额定功率
由dd2=125mm,n1=960r/min查参考文献[1]表8- 得普通V带的基本额定功率P0=1.632kw；根据n1=960r/min;
，查参考文献[2]表8-得；
查参考文献[1]表8-5得包角修正系数kα=0.968；查参考文献[1]表8-2得长度系数kL=0.95
所以：Pr=(P0+△P0) kα.kL=1.416kw
（9）计算V带根数z
z=Pca/Pr=2.31,圆整取3根。
（10）计算轴上压力
①确定单根V带的出拉力的最小值

Td =36.41(N.m)

TⅠ=104.8(N.m)

TⅡ=481.3(N.m)

TⅢ=471.7(N.m)

Ka=1.0
Pcad=3.66kw
A型V带

=125mm

V小带轮==6.28m/s

=375mm

△n2=-0.4%

=500mm

Ld =1800mm

a =491.88mm
amin=464.88mm
amax=545.88mm

=150.850

kα=0.968
kL=0.95

Pr =1.416kw

z=3根

查参考文献[2]表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m,所以有：=500(2.5- kα) Pca/ kαzv+qv2=207.05N
应使实际初拉力
②计算轴上压力
压轴力最小值：(Fp)min=2z(F0)sin=1199.97N
（11）计算结果
查参考文献[2]，选用3根V带

=207.05N

(Fp)min=1199.97N

第四章 传动零件的设计计算
齿轮传动的设计计算（内传动）
（1）选择齿轮类型，材料及精度等级
①根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮
②根据参考文献[2]表6-19因为载荷小，且要求，所以可以选用8级精度。
③查参考文献[1]表10-1选小齿轮材料为40C（调质），齿面硬度为241~ 286HBS，取270HBS。
大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217 ~ 255HBS，取230HBS。根据参考文献[1]P192的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为30 ~ 50HBS，（此处相40HBS）。
④齿面粗糙度
查参考文献[2]表9-13，得Ra≤3.2～6.3μm
⑤确定齿数
取小齿轮齿数为=20，传动比为i齿 =4.8，
则大齿轮齿数为=i齿.z1=96
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式参考文献[2]进行试算，
即
[1]确定公式内各计算数值
①试选载荷系数Kt=1.2
②计算小齿轮传递转矩
T1=95.5x105Pt/n1=95.5x105x3.51/320=10.475x105N.mm
③查参考文献[1]表10-7选取齿宽系数=1
④查参考文献[1]表10-6的材料弹性影响系数=189.8

Ra≤3.2～6.3μm
=20
=96

Kt=1.2
T1=10.475x105N.mm
=1
=189.8

⑤查参考文献[1]图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
同理，小齿轮接触疲劳强度极限

⑥查参考文献[2]计算应力循环次数
小齿轮：N1=60n1jLh=60x320x1x(8x16x300) =7.373x108
大齿轮：=/=7.373x108/4.8=1.536x108
⑦查参考文献[1]图10-19，选取接触疲劳系数

⑧计算接触疲劳许用应力
齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数S=1，失效概率为1%。
查参考文献[2]得
=0.95x700/1=665
=1.15x570/1

[2]计算
①试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值
即 =59.84mm

注：齿数比u与传动比i相等
②计算圆周速度v
V=d1tn1/60x1000=320x3.14x59.84/60x1000=1.005≤5m/s
满足第（1）②中 的要求。
③计算齿宽b
b=Фd.d1t=1x59.84=59.84mm
④计算齿宽与齿高之比b/h
模数=59,84/20=2.992
齿顶高ha=mt=2.992mm
齿根高hf=1.25mt=1.25×2.992=3.74mm
齿全高h=ha+hf=2.25mt=6.732mm
齿宽与齿高之比b/h=59.84/6.732=8.889
⑤计算载荷系数
根据V=1.005m/s，8级精度，查参考文献[1]图10-8得动载系数Kv=1.2;
查参考文献[1]表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数  
查参考文献[1]表10-2得使用系数；
查参考文献[1]表10-4，用插值法查8级精度小齿轮相对支承对称不知，接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数;
查参考文献[1]图10-13，根据b/h=8.889，得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数
载荷系数K=Kv1×1.2×1×1.343=1.6116
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献[2]得
d1=d1=59.84=66.02mm

⑦计算模数
m=d1/z1=66.02/20=3.30
(3)按齿根弯曲强度设计
查参考文献[1]得弯曲强度的设计公式为：

① 定公式内的各计算值
查参考文献[1]图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限；
大齿轮弯曲疲劳强度极限。
查参考文献[1]图10-18取弯曲疲劳寿命系数;
计算弯曲疲劳许用应力
按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数S=1.0
查参考文献[2]得：
[σF]1=KFN1/σFE1/S=0.9x480/1=432MPa
[σF]2=KFN2/σFE2/S=0.95x360/MPa=342MPa
计算载荷系数K
K=Kv1×1.2×1×1.295=1.552
查参考文献[1]表10-5,取齿型系数YFa=2.80;YFa2=2.19;应力校正系数YSa1=1.55,YSa2=1.78.

N=7.373x108
N=1.536x108

安全系数S=1
失效概率为1%

665
=655.5

d1t≥59.84mm

V=1.005m/s

b=59.84mm

b/h=8.889

Kv=1.2

K=1.6116

d1=66.02mm

S=1.0
432MPa
[σF]2=342MPa
K=1.552

计算大，小齿轮的/并加以比较
/=2.80×1.55/432=0.01004;
/=2.19×1.78/342=0.01139
大齿轮数值大，取大值。
②设计计算
==2.098mm
③分析
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度的是的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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2.098并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径d1=66.02mm,算出小齿轮的齿数：
Z1=d1/m=66.02/2=33;小齿轮的齿数：Z2=4.8×33=158。
这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
（4）几何尺寸计算
①计算分度圆直径：d1=z1m=33×2=66mm;d2=z2m=158×2=316mm.
②计算中心距：a=(d1+d2)/2=(66+316)/2mm=191mm.
③计算齿轮宽度：
b=d1=1×66=66mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，一般b1=b+(5~10)mm,所以此处= 66mm; =71mm。

2.098mm

m=2mm

Z1=33
Z2=158

d1=66mm
d2=316mm.
a=191mm.

=66mm
= 71mm

第五章 轴的设计计算
Ⅰ输入轴（高速轴Ⅰ）的设计计算
齿轮机构参数如表4
表4 齿轮机构参数
Z1
m(mm)

齿宽
33
2
20
1
B1=71
1 求输入轴上的功率,转速和转矩
前面已经求得：
P1=PⅠ=3.51kw;n1=nⅠ=320r/min;T1=TⅠ=104.8N.m
2 求作用在小齿轮上的力
因为分度圆直径d1=66mm,
圆周力Ft=2/d1=2×104.8×103/66N=3166.16N;
径向力Fr=Ft·tan=3166.16tan20=1152.33N
沿啮合线作用在齿面上的法向载荷
Fn=Ft/cos=3166.16/ cos20=3369.37N
3按扭矩初步确定轴的最小直径
按参考文献[1]初步估算轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮轴也选用与小齿轮一样的材料，即40Cr（调质），硬度为241~268HBS。根据参考文献[1]表15-3取A=118，得：
=118=26.22mm
输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%，即dmin=27.53mm
4轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
①固定
单级减速器中可以将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒定位；左轴承用用轴肩和轴承端盖固定，右轴承用套筒和右轴承端盖固定。皮带轮在右端，用轴肩和轴端挡圈固定。②周向定位
键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性大带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。
③安装

d1=66mm
Ft=3166.16N
Fr=1152.33N

Fn=3369.37N

40Cr（调质）
241~268HBS
A=118

dmin=27.53mm

轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依次从左面装入；轴肩，齿轮，齿轮套筒，右轴承，右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴各段直径和长度
①轴段Ⅰ
因为=27.53mm,所以暂取=30mm.
②轴段Ⅱ
轴肩为定位轴肩，查参考文献[1]，定位轴肩高度
=（0.07~0.1）
则=+2=（1.14~1.2）=（34.2~36）mm,暂取=35mm
③轴段Ⅲ
查参考文献[2]表6-1，选取滚动轴承6208，其内径为40mm, =40mm,合适。因为轴肩，为非定位轴肩，轴肩高度可以任意取，现取，则=42mm。
④轴段
暂定小齿轮内径==42mm；
齿根圆直径df=m(33-2.5)=61
确定键的型号尺寸，查参考文献[2]表4-1，选取普通平键A型，其中t1=3.3mm,则查参考文献[1]图10-36a，知齿根圆到键槽底部距离e为：
e=df/2(/2+t1)=61/2-(42/2+3.3)=0.575mm<2m=3mm,可见偏差较大，故应将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。
5 采用齿轮轴重新设计轴的结构
（1）轴的零件定位，固定和装配
①单级减速器中仍将齿轮安装下在箱体中央，相对两轴承对称分布。左﹑右轴承都用轴肩和轴承端盖固定，大带轮装在右端，用轴肩和轴端挡圈固定，周向定位采用键和过渡配合。轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖一次从左面装入；右轴承﹑右轴承端盖和大带轮依次从右面装入。
②轴的结构与装配如图3

暂取=30mm

暂取=35mm

暂取= =40mm
暂取=42mm
==422mm
df=61mm
t1=3.3mm

e==0.575mm<2m

图3 轴的结构与装配图
（2）重新确定各轴段直径和长度
①<1>确定轴段Ⅰ和轴段Ⅱ的直径和
考虑到需由右轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸，定
出，再由=（1.14~1.2）得出。查参考文献[2]知道，为了保证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，右端盖采用透盖，左端盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献[1]表7-12得油毛毡密封尺寸主要数据选取如表5
表5 油毛毡密封尺寸
轴径
毡圈
槽

d
D
d1
B1
D
d
b
35
49
34
7
48
36
6
故取=35mm，则根据=（1.14~1.2）得出=30mm> dmin=27.531mm,合适。
根据=30mm确定轴端挡圈的设计
查参考文献[2]表5-3，选取A型轴端单孔挡圈（GB/T891-1986）,其数据如表6

=35mm

=30mm

表6 轴端单孔挡圈数据
轴径
公称直径
螺钉紧固轴端挡圈
≤
D
H
L
d
d1
C
D1
螺钉
（GB/
T891）
圆柱销（GB/
T119）
35，取=35
45
5
12
6.6
3.2
1
13
M6×16

A3×12

<2>确定轴段Ⅰ的长度
确定轴伸长度：
查参考文献[1]图8-14知道d1=30mm的轴对应的长轴伸L=60mm,短轴伸L=58mm,极限偏差为j6。因为<<,故还需要综合考虑，同时确定。
确定大带轮宽度B 及轮毂宽度L：
因为大带轮基准直径=375mm≥2.5=2.5×21=52.5mm,又≤300mm，故做成轮辐式。查参考文献[1]图8-14知道带轮宽度轮毂宽度
L轮=（1.5～2）dⅠ=（45～60）mm，
轮毂外径d1=（1.8～2）dⅠ=（54～60）mm，d1=58mm。
查参考文献[3]表8-10选取带轮槽间距e=15mm; 第一槽对称面至端面距离f=13≥9mm则带轮宽度B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×13=56mm,因为
B>1.5=45mm，故不必令L=B，考虑到>B,故取L轮=60mm，则应选取=L=58mm。
带轮槽截面尺寸如表7

L=60mm
L=58mm
<<

轮辐式

d1=58mm

B=56mm
L轮=60mm
=L=58mm

表7 带轮槽截面尺寸

槽型A
基准宽度bd
基准线上槽ha
基准线下槽深hf
槽间距e=15±0.3
第一槽对称面至端面距离
11mm
2.75mm
8.7mm
15mm
取f=13
带轮宽
B=（z-1）e+2f
外径da=d+2ha
轮槽角

极限偏差

56mm
380mm
38
±0.5

确定键：
查参考文献[2]表4-1选取轴段Ⅰ上的键为普通平键A型。
表8 键的数据如下表
轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸
b×h
宽度
深度
公称尺寸b
轴t公称尺寸
毂t1公称尺寸
30
8×7
8
4.0
3.3
因为<=58mm，则查参考文献[1] 表12-11中键的长度系列，选取=50mm
键的外型图和键槽的安装图如图4

图4 键的外型图和键槽的安装

=50mm

②轴段Ⅱ的长度
因为=
（：右轴承端盖的宽度；：大带轮轮毂到右轴承端盖的距离）
轴承端盖的主要数据要根据装配图确定。故暂时取
==61mm.
因为轴承端盖的部分数据需要根据与之相配合的轴承，故先选择轴承。
查参考文献[2]表6-1，选取滚动轴承6208，其图如图5

图5滚动轴承6208的外形
滚动轴承6208部分数据如表9:
表9 滚动轴承6208的数据
轴承代号
基本尺寸
安装尺寸
6208
d
D
B

40
80
18
1.1
47
73
1.0
基本额定动载核
基本额定静载荷
极限转速
Cr/KN
/KN
脂润滑
29.5
18.0
8000
③轴段Ⅲ
与根据滚动轴承确定，即=B=18mm, ==40mm.
④轴段
轴肩Ⅲ-为定位轴肩，查参考文献[2]，定位轴肩高度
=（0.07~0.1）=(0.07~0.1)×40mm=(2.8~4.0)mm,取=3mm,，则=+2=（40+2×3）=46mm,暂取. =46mm

=61mm

=B=18mm
==40mm

=3.0mm

=46mm

轴段的长度
暂取=12.5mm
⑤齿轮段宽度
由前面计算得齿轮宽度B=71mm
⑥确定轴段   
根据对称性，轴段与轴段尺寸一样，
即==12.5；==46mm
⑦确定轴段   
根据对称性，轴段与轴段Ⅲ尺寸一样，
即==18mm；==40mm
⑧选取左轴承端盖
左轴承端盖的部分尺寸与右轴承端盖一样，但左轴承端盖采用内嵌式闷盖。左右轴承端盖的具体尺寸待以后查参考文献[2]表11-10，并结合箱体共同确定。
⑨轴的总长度
++++++
=58+61+18+12.5+71+12.5+18=251mm
6 求轴上的载荷
轴的载荷分析图如图6

=12.5mm

B=71mm

12.5mm
==46mm

==18mm
=40mm

251mm

图6 轴的载荷分析图
(1)受力分析，并绘制受力分析图
前面已经算出带轮作用在轴上的压轴力
高速轴的齿轮直径为d1=66mm 扭矩T1=104800N.mm
则作用于齿轮上的圆周力：Ft=3166.6N
径向力：Fr=1152.33N 

T1=104800N.mm
Ft=3166.6N
Fr=1152.33N

法向力：Fn=3369.37N
① 求垂直面的支承反力
FNV1===576.17N
FNV2=FNV1=576.17N
②求水平面的支撑反力

外力F作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按最不利的情况考虑。
（2）求垂直弯矩，绘垂弯矩图

（3）求水平弯矩，绘水平弯矩图

（4）求合成弯矩

(5）求扭矩，绘扭矩图
轴传递的转矩=104800mm
7 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常之校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据查参考文献[1]以及前面第5步中的数据，又轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，齿轮轴取最小直接d=21mm, 查参考文献[1]表15-4计算的抗弯截面系数
W≈0.1d,则轴的计算应力为：
根据选定轴材料为40Cr，调质处理，查参考文献[2]表15-1得，可见，故安全。

Fn=3369.37N

FNV1=576.17N
FNV2=576.17N

=104800mm

W

，安全

8 精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
截面A、C、D只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直接选取较宽裕，故截面A、C、D均无需校核，截面B虽然应力较大，但由于是齿轮轴，相当于轴的直径最大，故截面B也不必校核。因此，此齿轮轴较简单，无其他危险截面。
9轴承的选择与校核
（1）根据前面设计，选取左右轴承都为深沟球轴承6208，查本设计任务书表8得：基本额定动载荷Cr=47.5N, 查参考文献[1]得轻微冲击时的载荷系数fp的范围是1.0~1.2，取fp=1.1。
（2）轴上受力分析
前面已经求得以下数据：
轴上传递的扭矩T1=104800N.mm
齿轮圆周力FT=3166.16N.mm 
齿轮径向Fr=1315.31N.mm 
轴上的垂直支撑反力：
轴上的水平支撑反力：；
计算合力：

（3）计算当量动载荷
①求比值
轴承1：因为选用的直齿齿轮轴不受轴向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,则查参考文献[1]表13-5得深沟球轴承的最小半段系数e值为0.22，可见比值:Fa/Fr＜e
② 算当量动载荷P
查参考文献[1]表13-5得：径向动载荷系数X=1; 轴向动载荷系数Y=0，
根据参考文献[2]得
=1.1×1×319.19+0 =351.11N;
=1.1×1×1790.68+0 =1969.75N.
为确保安全，选用较大的进行校核。

fp=1.1

Fa/Fr=0＜e

351.11N;
1969.75N

③ 由条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间为=38400h。
④根据参考文献[2]