帶式輸送機的傳動裝置機械設計課程設計說明書1

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式輸送機的傳動裝置機械設計及其自動化專業(yè)一題目3二運動參數(shù)計算4電動機選擇4傳動比選擇5傳動參數(shù)的計算6（1）各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)的確定6（2）各軸的輸入功率（kw）6（3）各軸的輸入扭矩（nm）6（4）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表：7三、傳動零件設計7高速級齒輪傳動計算7.選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級7.按齒面接觸強度設計8.按齒根彎曲強度設計9.幾何尺寸計算11.低速級齒輪傳動計算11.選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級11.按齒面接觸強度設計12.按齒根彎曲強度設計13.幾何尺寸計算15四、鏈傳動計算15五、聯(lián)軸器的選擇16六、軸的設計1

2、7估算最小直徑17初選軸承：18軸的設計18.高速軸一的設計：18（1）高速軸一的結(jié)構(gòu)設計：18（2）高速軸一的校核19（3）高速軸一的軸承壽命校核：22（4）高速軸一上的鍵的設計與校核:22.中間軸二的設計：23（1）中間軸二的結(jié)構(gòu)設計：23（2）中間軸二的強度校核24（3）中間軸二的軸承壽命校核：27（4）中間軸二上的鍵的設計與校核:27.低速軸的三設計：28（1）低速軸三的結(jié)構(gòu)設計：28（2）低速軸三的強度校核29（3）低速軸三的軸承壽命校核：31（4）低速軸三上的鍵的設計與校核:31七減速箱的設計32八、減速器的附件選擇及說明34一 題目（1）設計一個帶式輸送機傳動用的二級圓柱齒輪展開

3、式減速器。其工作條件為：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作室有輕微的震動，使用期為十年（每年三百個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許的誤差為5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96.（2）傳動簡圖如下圖所示： 圖一.帶式輸送機簡圖1為電動機，2為聯(lián)軸器，為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，6為鏈傳動，7為輸送機滾筒輔助件有:觀察孔蓋，油標和油尺，放油孔和螺塞，通氣器，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。（3）已知條件題號輸送帶的牽引力f/（kn）輸送到的速度v/(m/s)輸送帶的滾筒的直徑d/(mm)4b2.21.3390連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作室有輕微的震動；使用期為十年（每

4、年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制；輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許的誤差為5%；帶式輸送機的傳動效率為0.96；二運動參數(shù)計算電動機選擇帶式輸送機的效率為，= 0.96 ， 由已知條件得到工作機所需功率：= 2.9792kw高速級齒輪組和低速級齒輪組的效率為和，鏈傳動的效率為，聯(lián)軸器的效率為，軸承效率為我們?nèi)「咚偌壓偷退偌壍凝X輪的精度為it=7，查表可得：= 0.98 剛性套柱銷聯(lián)軸器的效率為：= 0.99 選擇滾子鏈傳動，其效率為：= 0.96 選用深溝球軸承軸承，其效率為：= 0.99 傳動裝置的總效率 =0.8768電動機所需功率：=3.397kw根據(jù)電動機所需的功率來選擇電動機，電動機的參數(shù)

5、如下:工作功率= 4kw，滿載轉(zhuǎn)速= 1440r/min型號為y112m-4的三相異步電動機軸伸出端直徑= 28mm 長度e=60mm 鍵槽截面尺寸fgd=82428傳動比選擇通過已知的數(shù)據(jù)可知：（為滾筒的轉(zhuǎn)速）滾筒的轉(zhuǎn)速：總的傳動比：取鏈傳動的傳動比為： =2.5 由傳動比分配公式：。對于二級圓柱齒輪減速器，表示高速級的傳動比，表示減速器的傳動比。高速級的傳動比為：取低速級的傳動比為：=2.5設計的傳動比為 =*=2.5*1.5*3.5=21.875工作軸的轉(zhuǎn)速允許誤差為傳動參數(shù)的計算（1）各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)的確定高速軸的轉(zhuǎn)速： 中間軸的轉(zhuǎn)速：低速軸的轉(zhuǎn)速：滾筒軸的的轉(zhuǎn)速：（2）各軸

6、的輸入功率（kw）高速軸的輸入功率：中間軸的輸入功率：低速軸的輸入功率：滾筒軸的的輸入功率：（3）各軸的輸入扭矩（nm）高速軸的輸入扭矩：中間軸的輸入扭矩：低速軸的輸入扭矩：滾筒軸的輸入扭矩：（4）根據(jù)以上的數(shù)據(jù)整理得下表：軸號電動機兩級圓柱減速器滾筒軸軸軸軸轉(zhuǎn)速n(r/min)=1440n1=1440n2=411.43n3=164.57n4=65.83功率p(kw)p=4p1=3.96p2=3.86p3=3.74p4=3.49轉(zhuǎn)矩t(nm)26.53t1=26.263t2=89.59t3=217.03t4=524.39兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=3.5i23=2.5

7、i34=2.5傳動效率01=0.9912=0.9823=0.9834=0.96三、傳動零件設計 高速級齒輪傳動計算.選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級 （1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪。（2)材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40r（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb1009588)（4)選小齒輪齒數(shù)119，大齒輪齒數(shù)z2i1*z13.519=66.5,取z2=67.按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選(2)計

8、算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (3)由表107選取齒寬系數(shù)(4)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)(5)由圖1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限(6)由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)(7)由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)(8)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1，由式1012得 2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。(2)計算圓周速度(3)計算齒寬b (4)計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 mm (5)計算載荷系數(shù)查表102可查得使用系數(shù)為=1.25根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)=1.07 由表104用插值法可查得7級精度、小齒

9、輪相對支撐非對稱布置時，由和可得；故載荷系數(shù)(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得(7)計算模數(shù).按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度的設計公式為1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值(1)由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限(2)由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， (3)計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1.4，由式1012得 (4)計算載荷系數(shù)(5)查取齒形系數(shù)由表105查得，(6)取應力校正系數(shù)由表105查得(7)計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計

10、算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.623，并就近圓整為標準值2。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有，取大齒輪齒數(shù)取。.幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距將中心距圓整后取。(3)計算齒寬取.低速級齒輪傳動計算.選定齒輪的類型、材料及齒數(shù)，精度等級 （1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪。（2)材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40r（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb1009588)（4)選小齒輪

11、齒數(shù)136，大齒輪齒數(shù)2212.536=90。.按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (3)由表107選取齒寬系數(shù)(4)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)(5)由圖1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限(6)由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)(7)由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)(8)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1，由式1012得 2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。(2)計算圓周速度(3)計算齒寬b (4)計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 mm (5)計算

12、載荷系數(shù)查表102可查得使用系數(shù)為=1.25根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)=1.07 由表104用插值法可查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，由和可得；故載荷系數(shù)(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得(7)計算模數(shù).按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度的設計公式為1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值(1)由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限(2)由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， (3)計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1.4，由式1012得 (4)計算載荷系數(shù)(5)查取齒形系數(shù)由表105查得，(6)取應力校正系數(shù)

13、由表105查得(7)計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.623，并就近圓整為標準值2。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有，取大齒輪齒數(shù)取。.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑2)計算中心距將中心距圓整后取。4)計算齒寬取四、鏈傳動計算選擇材料40,50.zg310570.熱處理回火熱處理硬度4050hrc無劇烈振動及沖擊的鏈輪(1)選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)=18取大鏈輪齒數(shù)=2.5*18=45(2)確定計算功率查表9-6得=1, 查圖

14、9-13得=1.34,kp=1(單排鏈),則計算功率的(3)選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)=5.01kw, =164.57r/min 可選16a 在查表 鏈條節(jié)距為p=25.4mm(4)計算鏈節(jié)數(shù)和中心矩初選中心矩=(3050)p=(3050)*25.4,取=850mm鏈節(jié)數(shù)=102.2 取=100。查表中心矩計算系數(shù)=0.248585最大中心矩=846mm(5)計算鏈速v,確定潤滑方式=1.32m/s由v=1.79m/s和鏈號16a查圖9-14可知應采用油池潤滑.(6)計算壓軸力軸材料為40cr,調(diào)質(zhì)處理有效圓周力: =2833n鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)=1.15,則壓軸力為=1.15*2833=

15、3528n(7)鏈輪的結(jié)構(gòu)設計小直徑的鏈輪一般做成整體式；中等尺寸的鏈輪多做成孔板式，為便于搬運、裝卡和減重，在輻板上開孔；大直徑的鏈輪可做成組合式，常可將齒圈用螺栓連接或焊接在輪轂上，此時齒圈與輪芯可用不同材料制造。根據(jù)軸的尺寸可確定鏈輪軸孔d=40mm，輪轂長度l=80mm，可與減速器的相關(guān)尺寸協(xié)調(diào)。(8)鏈輪的分度圓直徑小鏈輪用15#鋼，z=18.分度圓直徑為大鏈輪用45#鋼，z=45.分度圓直徑為五、聯(lián)軸器的選擇選定聯(lián)軸器的類型:選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由上文我們?nèi)。?。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)

16、軸器的計算轉(zhuǎn)矩tca=kat1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取ka=1.3,則 按照計算轉(zhuǎn)矩tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊，選用lt4（j型）彈性柱銷聯(lián)軸器型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63n。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l52的半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度。六、軸的設計估算最小直徑（1）高速軸的最小軸徑的確定選取高速軸的材料為40cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040mpa由表15-3確定=100mm (按一個鍵槽,軸頸增大7%)考慮到彈性套柱銷聯(lián)軸器的規(guī)格, 取最小軸徑為：（2）中間軸的最小軸徑的確定選取軸的材料為40cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040mpa=10

17、0mm(考慮到一個鍵槽,軸頸增大7%) 取最小軸徑為：（3）低速軸的最小軸徑的確定選取軸的材料為40cr，熱處理為調(diào)質(zhì)。 =3040mpa=100mm(考慮到一個鍵槽,軸頸增大7%)取最小軸徑為：=31mm初選軸承：1軸高速軸選軸承為6205（2系列）深溝球軸承2軸中間軸選軸承為6207（2系列）深溝球軸承3軸低速軸選軸承為6208（2系列）深溝球軸承各軸承參數(shù)見下表：軸承代號（深溝球軸承）基本尺寸/mm基本額定負荷/knddb動載荷cr靜載荷cor6205（2系列）25521514.07.886207（2系列）35721725.515.26208（2系列）40801829.518.0軸的設計

18、.高速軸一的設計： 我們選擇軸的材料為40cr。其許用彎曲應力為。熱處理為調(diào)質(zhì)處理。（1）高速軸一的結(jié)構(gòu)設計：圖二.高速軸的結(jié)構(gòu)簡圖1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從左向右）：a.由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為20mm。b.考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為25。c.該段軸要安裝軸承，我們采用兩段不同的配合要求的軸25mm來使軸承便于安裝，不必增大軸的軸徑，則軸承選用6205（2系列）深溝球軸承，即該段直徑定為25mm。d.下一段軸，考慮到軸肩要有2.5mm的圓角，經(jīng)標準化，

19、定為30mm。e.下段軸為齒輪軸，所以該段直徑選為齒輪的齒頂圓直徑48mm。f.下一段軸安裝軸承，直徑為30mm。g.下一段軸要安裝軸承，直徑定為25mm。2).各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a.該段軸連接聯(lián)軸器，我們選擇lt4（j型）彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為40mm，該段長度定為40mm。b.下一段要安裝軸承，其工作要求長度為b=16mm，考慮軸承蓋零件的拆裝，我們?nèi)b=32；同時該段還要裝軸承蓋和墊片，兩者的高度我們?nèi)?2；軸安裝在軸孔中，考慮到軸孔的長度要求和軸的安裝。我們?nèi)≡摱屋S的長度為101mmc.下一段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離、軸承與箱體

20、內(nèi)壁距離（采用脂潤滑），還有二級齒輪的寬度，定該段長度為94mm。 d.下一段考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段52mm。e.下一段軸安裝軸承，以及考慮到軸承的潤滑，我們?nèi)≡摱蔚拈L度為37mm。（2）高速軸一的校核輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力和彎矩： 圓周力為，徑向力為。下圖是受力簡圖：下面計算力、。l1=139 l2=56 l3=195（具體尺寸見圖f）求垂直面的支反力：（受力簡圖如b圖所示）求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖d所示）求水平面的支承力：（受力簡圖如a圖所示）求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖c所示）彎矩圖如圖e所示。求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把和

21、的最大值直接相加。按照軸的彎扭合成強度條件校核軸的強度：從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）則計算得到的軸的計算應力： （3）高速軸一的軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的），我們可以知道軸一上受力最大的軸承所受到的力為：。工作機要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1故根據(jù)1軸高速軸選軸承為6205（2系列）深溝球軸承可以查得其cr=14kn。則 因此所該軸承符合要求因此在生產(chǎn)過程中需要每隔6.7年換一次高速軸一的軸承。（4）高速軸一上的鍵的設計與校核: 根據(jù)，裝鍵處的輪轂的長度為l=40mm，查表可以得到軸段上采用

22、鍵=, 采用a型普通鍵:故選用的鍵符合要求。 .中間軸二的設計：我們選擇軸的材料為40cr。其許用彎曲應力為。熱處理為調(diào)質(zhì)處理。（1）中間軸二的結(jié)構(gòu)設計：圖三.中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖1）.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從左向右）：a.由于我們在上面中間軸的最小軸徑我們?nèi)〔⑶椅覀冊诖溯S的兩端裝軸承，軸承的內(nèi)徑最小為20，并且為5的倍數(shù)，考慮到中間軸的受力較大，并且受力較復雜，所以我們?nèi)〈硕屋S的直徑為35mm。此時的軸和軸承有較大的載荷余量和壽命余量。b.下一段軸肩為非定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為1.5mm（單側(cè)），故此段軸的直徑為38mm。c.下一段軸要安裝軸齒輪，考慮到有配合關(guān)系的軸的直

23、徑要滿足標準系列，并且上一段的軸肩是非定位軸肩，我們?nèi)≈睆降脑隽繛?mm（單側(cè)）。故我們此段的直徑取40mm。d.下段軸為定位軸肩，在這里我們?nèi)≥S肩的高度為4mm(單側(cè))，所以該段直徑為48mm。e.下一段我們安裝直徑為40的齒輪，此時我們?nèi)≡摱屋S的直徑為40mm。f.下一段軸肩為非定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為1mm（單側(cè)），故此段軸的直徑為38mm。g.考慮到中間軸的受力較大，并且受力較復雜，并且安裝軸承的要求，此時的軸和軸承有較大的載荷余量和壽命余量。所以我們?nèi)〈硕屋S的直徑為35mm。2)各段長度的確定：a.各段長度的確定從左到右分述如下：b.該段軸連接6208（2系列）軸承和甩油環(huán)，軸承

24、的寬度為18mm，而且甩油環(huán)的寬度為13mm，并且軸套的長度為12，還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度為345mm。c.下一段要安裝齒輪，其工作要求長度為b=74mm，考慮到此段的定位要求，。我們?nèi)≡摱屋S的長度為72mmd.下一段綜合考慮齒輪與軸的定位的穩(wěn)定以及可靠，我們?nèi)≥S肩的高度為4mm，該段軸的長度為10mm。 e.下一段段考慮齒輪的安裝和齒輪的定位，故取此段的長度為59mm。f.下一段軸連接6208（2系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為19mm，而且甩油環(huán)的寬度為19mm，定距環(huán)的長度為20以及軸承蓋的長度，還考慮到軸承端蓋上的螺釘?shù)娜菀撞鹦?，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)?/p>

25、此段的長度為68mm。（2）中間軸二的強度校核（1）輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩（2）求作用在齒輪上的力 圓周力為、，徑向力為、。下圖是受力簡圖：下面計算力、。l1=70 l2=70.5 l3=56.5（具具體位置見圖f）求垂直面的支反力：（受力簡圖如b圖所示）求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖d所示）求水平面的支承力：（受力簡圖如a圖所示）求并繪制水平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖c所示）彎矩圖如圖e所示。求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。按照軸的彎扭合成強度條件校核軸的強度：又由于最危險截面在安裝齒輪處，通過一個從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）則計算

26、得到的軸的計算應力： （3）中間軸二的軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的），我們可以知道軸二上受力最大的軸承所受到的力為：。工作機要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1故根據(jù)1軸高速軸選軸承為6207（2系列）深溝球軸承可以查得其cr=25。5kn。則 因此所該軸承符合要求（4）中間軸二上的鍵的設計與校核: 根據(jù)，裝鍵處的輪轂的長度為l=46mm，查表可以得到軸段上采用鍵=。采用a型普通鍵:故選用的鍵符合要求。 .低速軸的三設計：我們選擇軸的材料為40cr。其許用彎曲應力為。熱處理為調(diào)質(zhì)處理。（1）低速軸三的結(jié)構(gòu)設計：圖四.低速軸的結(jié)構(gòu)

27、簡圖1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（從右向左）：a.由于我們在上面中間軸的最小軸徑我們?nèi)〔⑶椅覀冊诖溯S的一端裝軸承，另外一端裝一個鏈輪，鏈輪的直徑我們?nèi)∑渲睆綖?4mm，然后下一段的有一個定位軸肩，我們?nèi)《ㄎ惠S肩的高度為3mm（單向），故下一段軸的直徑為40mm，在這一軸段上我們安裝軸承、軸承蓋、甩油環(huán)、定距環(huán)等零件b.下一段軸肩為定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為3mm（單側(cè)），故此段軸的直徑為46mm。c.下一段軸肩為定位軸肩，我們?nèi)≥S肩的高度為5mm（單側(cè)），故此段軸的直徑為56mm。d.下一段軸要安裝軸齒輪，考慮到有配合關(guān)系的軸的直徑要滿足標準系列，并且上一段的軸肩是定位軸肩

28、，我們?nèi)≈睆降脑隽繛?mm（單側(cè)）。故我們此段的直徑取48mm。e.下段軸為非定位軸肩，在這里我們?nèi)≥S肩的高度為4mm(單側(cè))，所以該段直徑為40mm。2)各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a.該段軸連接6208（2系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為17mm，而且甩油環(huán)的寬度為21mm，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度為32mm。b.下一段安裝定位環(huán)，此時取此段的長度為13mm。c.下一段要安裝齒輪，其工作要求長度為b=46mm，考慮到此段的定位要求，。我們?nèi)≡摱屋S的長度為44mmd.下一段綜合考慮齒輪與軸的定位的穩(wěn)定以及可靠，我們?nèi)≥S肩的高度為4mm，該段軸的長度為

29、8mm。 e.下一段段考慮齒輪的安裝和齒輪的定位，在這里我們用套筒定位，股取此段的長度為87mm。f.下一段軸連接6207（2系列）軸承和甩油環(huán)，軸承的寬度為17mm，而且甩油環(huán)的寬度為21mm，并且還要使得定位穩(wěn)定可靠，所以我們?nèi)〈硕蔚拈L度為31mm。（2）低速軸三的強度校核（1）輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩（2）求作用在齒輪上的力 圓周力為，徑向力為，壓軸力為。下圖是受力簡圖：下面計算力、。l1=70.5 l2=127.5 l3=113.5（具具體位置見圖f）求垂直面的支反力：（受力簡圖如b圖所示）求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：（彎矩簡圖如圖d所示）求水平面的支承力：（受力簡圖如a圖所示）求并繪制水

30、平面彎矩圖：（彎矩簡圖如圖c所示）彎矩圖如圖e所示。求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把和的最大值直接相加。按照軸的彎扭合成強度條件校核軸的強度：又由于最危險截面在安裝齒輪處，通過一個從圖可見，有齒輪處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）則計算得到的軸的計算應力： （3）低速軸三的軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用（我們?nèi)∈芰ψ畲蟮妮S的），我們可以知道軸三上受力最大的軸承所受到的力為：。工作機要求工作在輕微載荷下，可以查得其=1.1故根據(jù)1軸高速軸選軸承為6207（2系列）深溝球軸承可以查得其cr=29.5kn。則 因此所該軸承符合要求.因此我們在生產(chǎn)過程中對于低速軸三需要每隔1.9年換一次軸承（4）低速軸三上的鍵的設計與校核: 根據(jù)，裝鍵處的輪轂的長度為l=74mm，查表可以得到軸段上采用鍵=。采用a型普通鍵:在這里我們?nèi)℃I的材料為鋼。故選用的鍵符合要求。 綜上