参考@@机械设计课设计带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器.doc

湖南工业大学机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 机械设计 班级 091 学号 题 目 带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 19 日 2011 年 1 月 2 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装配图14零件图256课程设计任务书20112012学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计 专业 091 班级课程名称： 机械设计 设计题目： 带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 12 月 19 日至 2012 年 1 月 2 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：输送带最大有效拉力F=3000N；输送带工作速度为 V=1.4 m/s；滚筒直径D=355 mm。工作条件：在常温下连续工作，单向运转;空载起动，工作载荷有轻微冲击，运输带速度允许误差5%，二班制（每班工作8h），寿命为8年，大修期为23年，中批生产；三相交流电源的电压为380/220V。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2011.12.19-2011.12.22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2012.01.02交图纸并答辩主要参考资料1 濮良贵,纪明刚. 机械设计.8版. 北京:高等教育出版社,2006.2 杨光,席伟光,李波,陈晓岑.机械设计课程设计.2版.北京:高等教育出版社,20103 赵大兴.机械制图.2版.北京:高等教育出版社,20094 朱理.机械原理.2版.北京:高等教育出版社,20105 徐雪林.互换性与测量技术基础.2版.长沙:湖南大学出版社,20106 刘鸿文.材料力学.5版.北京:高等教育出版社,20117 毛谦德,李振清.袖珍机械设计师手册.3版.北京:机械工业出版社,2007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中两级圆柱齿轮减速器起止日期： 2011 年 12 月 19 日 至 2012 年 01 月 02 日学生姓名 班级学号成绩指导教师(签字) 机械工程学院（部）2012年01月02日目录1 传动方案的拟定11.1 课程设计的设计内容11.2 课程设计的原始数据11.3 课程设计的工作条件22 电动机的选择32.1电动机类型的选择32.2 电动机容量的选择32.3 电动机转速的选择43确定总传动比及分配各级传动比63.1传动装置的总传动比63.2传动比的分配64传动装置运动和运动参数的计算75传动件的设计及计算95.1选定齿轮精度等级、材料及齿数95.2高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算95.3低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算136轴的设计及计算186.1 轴的布局设计186.2 低速轴的设计196.3 高速轴的设计296.4 中间轴的设计347 轴承的寿命校核367.1低速轴齿轮的载荷计算367.2轴承的径向载荷计算367.3轴承的轴向载荷计算377.4轴承的当量动载荷计算387.5轴承寿命的计算及校核388键联接强度校核计算398.1普通平键的强度条件398.2高速轴上键的校核398.3中间轴上键的校核398.4低速轴上键的校核409 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择419.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择419.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择419.3密封方式的选择4210 减速器箱体及附件的设计4310.1减速器箱体的设计4310.2减速器附件的设计4412 设计小结4713 参考文献48 1 传动方案的拟定1.1 课程设计的设计内容带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。设计带式运输机的传动机构，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已知条件：输送带最大有效拉力为：3000N；运输带的工作速度：v=1.4m/s；卷筒直径：D=355mm；使用寿命：8年，每年工作日300天，二班制，每班8小时。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：大批量生产。2 电动机的选择2.1电动机类型的选择根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三项交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2.2 电动机容量的选择2.2.1工作所需的有效功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为式中： 工作机所需的有效功率（kw） 带的圆周力（N） V-带的工作速度（m/s）2.2.2 电动机的输出功率为 传动装置总效率：设:联轴器效率，（见参考资料【2】表3-3）；闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.97（见参考资料【2】表3-3）； 一对滚动轴承效率，=0.98（见参考资料【2】表3-3）； 输送机滚筒效率，=0.96（见参考资料【2】表3-3）； 输送机滚筒轴至输送带间的效率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，电动机所需的功率为（KW）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5.5KW。2.3 电动机转速的选择电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机工作转速为 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 根据电动机型号查文献【2】表8-53确定各参数。将计算数据和查表数据填入表2-1，便于比较。 表2-1 电动机的数据及总传动比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 又上表可知，方案1转速太高，传动比太大，价格较高；3、4方案虽然总传动比小，但是额定转矩较低；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，比3、4方案较优，所以选方案2。3确定总传动比及分配各级传动比3.1传动装置的总传动比参考资料【2】中式（3-5）可知，带式输送机传动系统的总传动比 3.2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 4传动装置运动和运动参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机0轴、1轴、2轴、3轴和4轴。传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下所示0轴（电动机轴） n0 = nm = 1440r/min (kw) (N.m)1轴（减速器高速轴）：(kw)(N.m)2轴（减速器中间轴）：r/min(kw)(N.m)3轴（减速器低速轴）： r/min(kw) (N.m)4轴（输入机滚筒轴）：轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)14401440289.1675.3075.30功率P/kW5.205.254.904.664.52转矩T/(Nm)34.4734.16161.83591.01573.40传动比i14.983.8415传动件的设计及计算5.1选定齿轮精度等级、材料及齿数（1）传送设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。（2）材料的选择 由参考文献【1】表10-1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。（3）齿数 高速级选小齿轮的齿数, 大齿轮齿数 故取。 低速级选小齿轮的齿数，大齿轮齿数 故取5.2高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算5.2.1 按齿面接触强度设计根据文献【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】表10-7选取齿宽系数。 由文献【1】表10-6查得材料弹性影响系数。 由文献【1】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】式10-13计算应力循环次数。 由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数由文献【1】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】图10-8查得动载荷系数=1.05，由文献【1】表10-3查得直齿轮，=1； 由文献【1】表10-2查得使用系数=1；由文献【1】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】图10-13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m5.2.2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】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】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K1.39mm查取齿形系数。由文献【1】表10-5查得 =2.80 =2.18； 查取应力校正系数由文献【1】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。5.2.3 几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径(2)计算中心距(3)将中心距调整为138mm计算齿轮的宽度 圆整后去。5.3低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算5.3.1 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】表10-7选取齿宽系数。 由文献【1】表10-6查得材料弹性影响系数。 由文献【1】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】式10-13计算应力循环次数。由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数由文献【1】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】图10-8查得动载荷系数=1.05，由文献【1】表10-3查得直齿轮，=1； 由文献【1】表10-2查得使用系数=1；由文献【1】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】图10-13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m5.3.2 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】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】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】表10-5查得 =2.80 =2.22； 查取应力校正系数由文献【1】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mm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m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80mm，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。5.3.3 几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径(2)计算中心距将中心距调整为189mm(3)计算齿轮的宽度 圆整后去。6轴的设计及计算6.1 轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图7.1.2所示图6.1.1 减速器简图 图6.1.2 轴的结构与装配考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。6.2 低速轴的设计6.2.1轴上的功率P3、转速N3和转矩T3的计算在前面的设计中得到：6.2.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为而 因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故。圆周力、径向力的方向如（图6-2）所示。6.2.3初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有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， 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【8】中表11-9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6.2.1以及表6.1.2所示，图6.2.1 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图表6.2.1 LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度mmDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量KgY型J、J1、Z型LLL1LX31250475030,32,35,3882608216075362.50.026840,42,45,4811284112由上表可知，选取选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。6.2.4 轴的结构设计6.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图6.3所示， 图6.2.2 低速轴的结构与装配6.2.4.2 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；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。初步选择滚动轴承。因滚动轴承只受径向力作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33011，其尺寸为，故；而左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。所以 。其基本尺寸资料如下表6.2.2所示表6.2.2 33011型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d45D90T27C21a19B27由于手册上查得33011型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，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78mm，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=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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l=30mm（参看图6.2.2），故取。 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=27mm，轴2大齿轮的宽度为B=40mm，则：至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.3.2所示，并归纳为下表6.2.3所示表6.2.3 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度82503075127655轴段直径45525562726055轴肩高度3.51.53.53.552.57.2.4.3 轴上零件的周向定位 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，半联轴器与轴的配合为。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m6。6.2.4.4 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6.2.2。6.2.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图6.1.2）做出轴的计算简图（图6.2.2）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于33011型圆锥滚子轴承，由于手册中查得a=19mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图喝扭矩图（图7.2.4） 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。现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。图6.2.3 低速轴的受力分析表6.2.4 低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只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。根据式文献1式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得=60MPa。因此,故安全。6.2.7精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是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。从应力集中对在后i丶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，故不必校核。截面C虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，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。（2）截面VI右侧抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面VI右侧的弯矩M为：截面VI上的扭矩T为: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，有附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由文献1中3-1及3-2得碳钢的特性系数于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。6.3 高速轴的设计6.3.1 轴上的功率、转速和转矩的计算在前面的设计中得到6.3.2 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有 输入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，根据GB/T 5843-2003选用GY2凸缘联轴器，其公称转矩为63N.m。如下表6.3.2表6.3.2 GY2型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度mmDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量KgY型J、J1型LL1GY2631000020,22,24,523890402860.00151.72256244选取半联轴器的孔径故=25mm，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度即。6.3.3 轴的结构设计6.3.3.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图6.3.1所示， 图6.3.1 高速轴的结构与装配6.3.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径；式中：轴处轴肩的高度（mm），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D=32mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承只受径向力作用，根据文献【1】中表13-1可选30000型圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸资料如下表6.3.1所示表6.3.1 320/32型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d32D58T17C13a14.0B17由表6.3.1可得轴承尺寸为，故；而左右两个滚动轴承都采用挡油环进行轴向定位所以。 由手册上查得320/32型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取齿轮因为齿根圆到键槽处e=3.5mm，而，因为，所以齿轮应该跟轴做成一体的齿轮轴。由前面齿轮设计知小齿轮的齿宽为46，所以，齿轮两端需要开退刀槽，取规格为55mm。轴承左端用轴承端盖固定，端盖宽20mm，与联轴器间隔30mm，所根据轴的总体布置简图7.1可知，小圆柱齿轮右端面距箱体左内壁之间距离a=16mm，轴上的两个大小齿轮之间的距离为c=20mm。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，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6.3.2所示，表6.3.2 高速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度4250251195齿宽461925轴段直径2530323828齿轮直径3832轴肩高度2.511.5336.3.3.3 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。6.3.3.4 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7.5。6.4 中间轴的设计6.4.1 轴上的功率、转速和转矩的计算在前面的设计中得到6.4.2 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有6.4.3 轴的结构设计6.4.3.1拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图6.4.1所示，图6.4.1 中间轴的结构与装配6.4.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 初步选择滚动轴承。因滚动轴承只受径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32008，其尺寸为，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51mm，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=51mm，则：至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图6.4.1所示，并归纳为下表6.4.1所示表6.4.1 中间轴的参数值参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度4779204747轴段直径4045604540轴肩高度2.57.57.52.56.4.2 轴上零件的周向定位 大小齿轮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，半联轴器与轴的配合为。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m6。6.4.3 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6.4.1。7 轴承的寿命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。7.1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：7.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装。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：7.3轴承的轴向载荷计算根据文献【7】中表13-1查得33011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 左端轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 7.4轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数，取1.2 根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为7.5轴承寿命的计算及校核根据设计要求每年工作日300天，双班制，每班8小时，寿命为8年。可算得预期寿