课程设计带式输送机传动系统设计(含cad图纸)正稿.docx

湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机 械 工 程 学院（系、部） 学年第 学期 课程名称 机械设计 指导教师 职称 学生姓名 闫涛 专业班级 机械设计及自动化 班级 学号 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日 2011年 1 月 1 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸张4装配图15零件图26课程设计任务书20092010学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计及自动化 专业 092 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带式输送机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2011 年 1 月 1 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：卷筒直径D=355mm，运输带速度v=1.4m/s, 输送带最大有效拉力为F=3000N工作条件：双班制工作，工作时有轻微振动，使用寿命为8年（其中轴承寿命为3年以上）。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图2张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工作内容2011.12.21-2011.12.22传动系统总体设计2011.12.23-2011.12.25传动零件的设计计算2011.12.25-2011.12.31减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2012.01.01交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）2.机械设计课程设计（金清肃主编 华中科技大学出版社）3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社）4机械原理（朱理主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）6.机械设计手册（单行本）（成大先主编 化学工业出版社） 7.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社）指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 机 械 设 计设计说明书带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日学生姓名闫 涛班 级机设092学 号09405700433成 绩指导教师(签字) 机械工程学院（部）2012年01月01日目 录1 设计任务书32 传动方案的拟定43 原动机的选择64 传动比的分配85 传动装置运动和运动参数的计算96 传动件的设计及计算127 轴的设计及计算208 轴承的寿命计算及校核369 键联接强度的计算及校核3810 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择4011 减速器箱体及附件的设计4212 设计小结4613 参考文献471.设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式输送机传动系统中的减速器，其传动转动装置图如下图1-1所示。图1.1 带式输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带1.2 课程设计的原始数据动力及传动装置已知条件：运输带最大有效拉力：F=3000N；运输带的工作速度：v=1.4m/s；输送机滚筒直径：D=355mm；使用寿8年（其中轴承寿命为3年以上）。1.3 课程设计的工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.传动方案的拟定2.1传动方案的要求传动方案应满足工作机的要求，适应工作环境和条件，应满足工作可靠的要求且结构简单，尺寸紧凑，制造成本低，传动效率高，维护方便。2.2工作机器的分析带式运输机的传动方案如下图所示图 2.1带式输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带图2.1中展开式两级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。 2.3传动方案说明1) 传动装置组成: 电动机1、联轴器2、两级圆柱齿轮减速器3、联轴器4、滚筒5和输送带62)传动原理: 电动机与减速器是通过皮带进行传动的，由于电动机转速高，所以经过减速器二级变速，通过联轴器带动滚筒转动。在同样的张紧力下，V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且V带所允许的中心距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级(高速级)采用V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。 3.原动机的选择3.1原动件的选择a计算工作机功率式中：工作机所需的有效功率（kw）运输带最大有效拉力( N)运输带的工作速度（m/s）3.2工作机的有效功率 传动装置总效率：设:联轴器效率，闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级） 一对滚动轴承效率，=0.98 输送机滚筒效率，=0.96 输送机滚筒轴至输送带间的效率（见文献【2】表3-3）估算传动系统总效率为 其中： =0.99 = = =0.98 =0.98传动系统的总效率：=工作时， 电动机所需功率为： 由参考材料【2】表12-1可知，满足条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率应取为。3.3选择电动机的型号a.计算卷筒的转速b.根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的额定功率选取3KW、转速可选择常用同步转速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和750r/min以便比较。传动系统的总传动比为式中： nm电动机满载转速 n运输带的转动速度 根据电动机型号查【2】表8-53确定各参数。将计算数据和查表数据填入表3-1，便于比较。 方案电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55表3-1 电动机的数据及总传动比由上表可知，相比1、3、4方案，方案2转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现，此方案较优，所以选方案2。4.传动比的分配4.1总传动比4.2各级传动比的分配由传动系统方案知： 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为高速级圆柱齿轮传动比 低速级圆柱齿轮传动比：各级传动比分别为 5.传动装置运动和运动参数的计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为0轴-电动机轴I轴-减速器高速轴轴-减速器中间轴轴-减速器低速轴轴-输入机滚筒轴5.1各轴转速 0轴：轴：轴：轴：轴： 5.2各轴输入功率0轴：轴： 轴：轴：轴:5.3各轴输入转矩0轴： 轴：轴：轴：轴：运动和动力参数结果如下表：轴号功率转矩T/（）转速n/（）传动比i0轴5.2034.4714401轴5.2534.1614404.98轴4.90161.83289.163.84轴4.66591.0175.301轴4.52573.4075.30表5-1运动和动力参数6.传动件的设计及计算6.1高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算6.1.1选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理：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。2） 精度等级选用7级精度：3） 齿数：选小齿轮齿数，大齿轮齿数的 故取6.1.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（6.2-1）试算，即 （6.2-1）1.确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.3（2） 由文献【1】中表107选取尺宽系数1（3） 由文献【1】中表106查得材料的弹性影响系数（4） 由文献【1】中图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5） 由文献【1】中式1013计算应力循环次数此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数（7） 由文献【1】中式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）2.计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 计算圆周速度v。 计算齿宽b计算齿宽与齿高之比 计算载荷系数K。根据v=1.4m/s，7级精度，由文献【1】中图10-8（p194）查得动载系数；由文献【1】中表10-3查得直齿轮，=1； 由文献【1】中表10-2查得使用系数=1；由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.417。由=8.89，=1.417由文献【1】中图10-13得=1.32故载荷系数： 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 计算模数m所以根据机械原理表7.2可得标准模数：6.1.2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1.确定公式内的各计算数值由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 计算载荷系数K1.39查取齿形系数。由文献【1】中表10-5查得 =2.80 =2.18； 查取应力校正系数由文献【1】中表10-5查得 =1.55； =1.79；计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。2.设计计算对比计算结果，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计算的模数，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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径d1=44.84mm，算出小齿轮齿数。 取=23，则大齿轮数 =4.98x23=114.54，=115. 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。6.1.3 几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮的宽度 圆整后取。6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算6.2.1选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理：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。2） 精度等级选用7级精度：3） 齿数：选小齿轮的齿数，大齿轮齿数 故取6.2.2按齿面接触强度计算根据文献【1】中10-21式进行试算，即1.确定公式内的各计算数值 试选载荷系数。 计算小齿轮传递的转矩。 由文献【1】中表10-7选取齿宽系数。 由文献【1】中表10-6查得材料弹性影响系数。 由文献【1】中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。 由文献【1】中式10-13计算应力循环次数。齿轮的转速（r/min）。齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数，。 齿轮的工作寿命（h）。由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数由文献【1】中式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）2. 计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 计算圆周速度v 计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数： 齿高： 计算载荷系数K。根据v=1.4m/s，7级精度，由文献【1】中图10-8（p194）查得动载荷系数=1.05，由文献【1】中表10-3查得直齿轮，=1； 由文献【1】中表10-2查得使用系数=1；由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.417。由=8.88，=1.417由文献【1】中图10-13（p198）得=1.32 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 计算模数m所以根据机械原理表7.2可得标准模数：6.2.3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1.确定公式内的各计算数值由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 计算载荷系数K查取齿形系数。由文献【1】中表10-5查得 =2.80 =2.22； 查取应力校正系数由文献【1】中表10-5查得 =1.55； =1.77；计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。2.设计计算对比计算结果，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计算的模数，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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.601并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮数 =3.84x26=99.84，=100. 这样设计储 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。6.2.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮的宽度 圆整后取。7.轴的设计及计算7.1低速轴的设计7.1.1轴的受力分析根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率 输出轴的转速 输出轴的转速 7.1.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45钢，调质处理。7.1.3轴的最小直径根据文献【1】中表15-3,取=112,由15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得 低速轴的功率（），由表5-1可知: 低速轴的转速（），由表5-1可知：输出轴的最小直径应该安装联轴器g处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中表14-1式查得式中：联轴器的计算转矩（）工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5-1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表8-36查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250 。其具体结构及基本参数如图7.1及表7-1所示：图7.1 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图型号公称转矩许用转速n（）轴孔直径（）轴孔长度mm S转动惯量Kg. 质量kgY型J、J1、Z型LX31250475030,32,35,3882608216075362.50.026840,42,45,4811284112 表7-1.LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸由上表可知，其公称转矩为。半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。7.1.4轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图7.2所示，图7.2 低速轴的结构与装配2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33011，其基本尺寸资料如下表7-2所示参数数值标准图d45D90T27C21a19B27表7-2 33011型圆锥滚子轴承由上表7.2可知该轴承的尺寸为，故 、； 由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。由手册上查的33011型轴承的定位轴肩高度，因此，取。取安装齿轮处的轴段-的直径已知齿轮轮轮毂的宽度为78，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=6，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。取轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离（参看图7.1），故取。根据轴的总体布置简图7.2可知，齿轮距箱体内壁之距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离（参考图7.1）。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取。已知滚动轴承宽度,根据文献【1】图10-39（b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长，则 至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7-3所示，轴的参数参数符号轴的截面（）轴段长度82502775127455轴段直径45525562726055轴肩高度3.51.53.53.552.5表7-3.低速轴的参数值7.2.4轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了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，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.2。7.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7.4）做出轴的设计简图（7.1图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.3所示。图7.3低速轴的受力分析 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。支反力F: (水平面H) (垂直面V)弯矩M: (水平面H) (垂直面V)现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩表7-4 低速轴上的载荷分布7.2.7精确校核轴的疲劳强度7.2.1 判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面VII的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面IV所受弯矩也不大，所以也不必校核，而截面V显然更不必校核。所以只需要校核截面VI右侧即可。7.2.2分析截面右侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面VI右侧的弯矩M为： 截面上的扭矩： 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。由文献1表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按文献1附表3-2查取。因，经过插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数.轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知该低速轴的截面VI右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。7.3 高速轴的设计7.3.1轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.3.2轴的最小直径 根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得 高速轴的功率（），由表5.1可知： 高速轴的转速（），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得， 高速轴的转矩（），由表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表14-4查得，选用GY2凸缘联轴器，其基本参数如下：公称转矩为63。半联轴器的孔径故=22，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度即。7.3.3轴的结构设计7.3.3.1拟定轴上零件的装配方案 高速轴的装配方案如下图7.3所示，图7.4高速轴的结构与装配7.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸资料如下表7-5所示参数数值标准图d32D58T17C13a14.0B17表7-5 320/32型圆锥滚子轴承由表6.3.1可得轴承尺寸为，故； 两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位，由上表7-4可知320/32型轴承的定位轴肩高度，因此，。取轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。取圆锥齿轮距箱体内壁之距离，轴上的两个大小齿轮之间的距离为。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，取，退刀槽=5mm，因为轴小齿轮比轴大齿轮的宽度大5mm。所以啮合时大齿轮的左端距离小齿轮的左端距离相差2-3mm，取该长度为=3mm，所以：至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.5所示，并归纳为下表7-6所示，轴的参数参数符号轴的截面（）轴段长度3650171015齿宽461917轴段直径2227323828齿轮直径3832轴肩高度2.511.533表7-6 高速轴的参数值7.3.3.3轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了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，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为；滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为k6。7.3.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.4。7.4中间轴的设计7.4.1轴端齿轮的分度圆直径由上述6.2中高速级齿轮设计可知：小圆柱齿轮的分度圆直径：大圆锥齿轮的大端分度圆直径：7.4.2轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.4.3轴的最小直径 根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得 高速轴的功率（KW），由表5.1可知： 高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 7.4.4 轴的结构设计7.4.4.1 拟定轴上零件的装配方案 中间轴的装配方案如下图7.5所示，图7.5中间轴的结构与装配7.4.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为，故。 取安装齿轮处的轴II-III的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为83mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=7.5mm，则直径。取安装齿轮处的轴段IV-V的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为46mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取。两齿轮轮毂之间的距离为20mm，所以。 取齿轮距箱体内壁之距离，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s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19mm，轴2大齿轮的宽度为B=46mm，则：至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，并归纳为下表7-7所示，参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度4779204247轴段直径4045604540轴肩高度2.57.57.52.5表7-7.中间轴的参数值7.4.4.3 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为。7.4.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.5。8.轴承的寿命计算及校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力:径向力:8.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为33011型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得：8.3轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表13-1查得30307型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的派生轴向力为：因为