二級同軸式齒輪減速器設計說明書

1、目錄一、設計任務書-11、傳動方案的確定-12、電動機的選擇-23、傳動比的計算與分配-34、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算-3二、傳動件的設計計算-41.帶傳動的設計-42.高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算-7 3.低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算-13三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算-19四、軸的設計計算-211.高速軸的設計-212.低速軸的設計-303.中間軸的設計-38五、減速器裝配草圖的設計-45六、潤滑油的選擇與計算-46參考資料-47二級同軸式斜齒圓柱齒輪減速器的設計每日三班制工作，工作期限為7年。已知條件：輸送帶帶輪直徑d=320mm,輸送帶運行速度v=0.628m/s,轉矩.一、傳動裝

2、置的總體設計1.1傳動方案的確定 1.2電動機的選擇計算項目計算及說明計算結果1、選擇電動機的類型 根據用途選用Y系列三相異步電動機2、選擇電動機的功率輸送帶所需拉力為 輸送帶所需功率為查表2-1，取v帶傳動效率=0.96， 一對軸承傳動效率=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動效率=0.97，聯(lián)軸器傳動效率=0.99，則電動機到工作間的總效率為 =電機所需工作效率為根據表8-2選取電動機的額定功率 3、確定電動機的轉速輸送帶帶輪的工作轉速為 由表2-2知v帶傳動比,二級圓柱齒輪減器傳動比,則傳動比的范圍為 電機的轉速范圍為 由表8-2可知，符合這一要求的同步電動機由轉速有1000r/min、1500r

3、/min和3000r/min，考慮3000r/min的電動機轉速太高，而1000r/min的電動機體積大且貴，故選用轉速為1500r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為1420r/min，型號為Y100L2-41.3傳動比的計算與分配計算項目計算及說明計算結果1、總傳動比2、分配傳動比根據傳動比范圍，取帶傳動比，減速傳動比為 高級傳動比為 1.4傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算計算項目計算及說明計算結果1、 各軸轉速 電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為 2、各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 計算項目計算及說明計算結果3、各軸轉矩二、傳動件的設計計

4、算2.1帶傳動的設計計算項目計算及說明計算結果1、確定計算功率由于是帶式輸送機，每天工作三班，查機械設計（V帶設計部分未作說明皆查此書）表8-6得， 工作情況系數(shù) 2、選擇V帶的帶型 由、 由圖8-2選用A型V帶A型V帶3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑。由表8-7和表8-8，取小帶輪的基準直徑驗算帶速 ,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑根據表8-7，圓整為計算項目計算及說明計算結果4、確定V帶的中心距a和基準長度 根據，初步確定中心距為 為使結構緊湊，取偏低值， 計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度計算實際中心距a。5、驗算小帶輪上的包角6、確定帶的根數(shù) 計算單根V

5、帶的額定功率由和，查表8-9得根據，i=2.5和A型帶，查表8-12得查表8-8得查表8-10得查表8-11得則可得 計算項目計算及說明計算結果6、確定帶的根數(shù) 計算V帶的根數(shù)z。 取Z=37、計算初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質量m=0.1kg/m，所以8、計算作用在軸上的壓力Q9、帶輪結構設計 小帶輪結構采用實心式，由表8-14查的電動機軸徑 D0=28mm由表8-15查得輪轂寬：其最終寬度結合安裝帶輪的軸段確定輪緣寬：大帶輪結構采用輪輻式結構，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與中的結構設計同步進行2.2高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算計算項目計算及說明計算結果1、選擇材料、熱處理方式和公差

6、等級 考慮都帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪 調質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度.平均硬度.,在之間。選用8級精度45鋼小齒輪調質處理大齒輪正火處理8級精度2、初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其計算設計公式即確定公式內各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 初選螺旋角=12由圖9-2選取區(qū)域系數(shù)c) 齒數(shù)比d) 初選則取，則端面重合度 軸向重合度為e) 小齒輪傳遞的傳矩f) 由表8-18選取齒寬系數(shù)計算項目計算及說明計算結果2、初步計算傳動的主要尺寸g) 由表8-19查得材料彈性影響系數(shù) h)許用接觸應力課用下式計算由圖8

7、-4e、a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i)小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為：j)由圖8-5查得接觸疲勞壽命系數(shù)k)計算接觸疲勞許用應力：由表8-20取安全系數(shù)，得取 l)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得(3).確定傳動尺寸a) 計算載荷系數(shù)由表8-21查得使用系數(shù)。因為計算項目計算及說明計算結果(3).確定傳動尺寸由圖8-6查得動載荷系數(shù) 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)則載荷系數(shù)為 b) 對進行修正因為K與K有較大差異，故需對Kt計算出的進行修正，即c) 確定模數(shù)按表8-23，取d) 計算傳動尺寸中心距為圓整為，則螺旋角為

8、因值與初選值相差較大，故與有關的參數(shù)進行需修正由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)端面重合度為 計算項目計算及說明計算結果(3).確定傳動尺寸 軸向重合度 由8-3查得重合度系數(shù)由圖11-2查得螺旋角系數(shù) 由圖8-6查得動載荷系數(shù)載荷系數(shù)K不變按表8-23取 中心距為 圓整為，則螺旋角為 修正完畢，故計算項目計算及說明計算結果(3).確定傳動尺寸取 取(4)校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 a)b) 齒寬b=b2=65mmc) 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)。當量齒數(shù)為 由圖8-8查得;由圖8-9查得d) 由圖8-10查得重合度系數(shù)e) 由圖11-3查得螺旋角系數(shù)f) 許用彎曲應力為 計算項目計算及說

9、明計算結果(4)校核齒根彎曲疲勞強度由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應為由圖8-11查得壽命系數(shù)由表8-20查得安全系數(shù) 滿足齒根彎曲疲勞強度(5)計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù)齒頂高齒根高全齒高頂隙計算項目計算及說明計算結果(5)計算齒輪傳動其他幾何尺寸齒頂圓直徑為齒根圓直徑 2.3低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算計算項目計算及說明計算結果（1）選擇材料、熱處理方式和公差等級 由于低速級傳遞的轉矩大，故齒輪副相應的材料硬度要大于高速級的材料。故大、小齒輪分別選用45鋼和40Cr，均調制處理，由表8-17得齒面硬度。平均硬度， 基本符合要求。選用8級精度大齒輪45鋼小齒輪40Cr小齒輪調質處理

10、大齒輪調質處理8級精度（2）初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其計算設計公式即確定公式內各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 初選螺旋角=12由圖9-2選取區(qū)域系數(shù)c) 齒數(shù)比d) 初選則取，則端面重合度 計算項目計算及說明計算結果（2）初步計算傳動的主要尺寸 軸向重合度為h) 小齒輪傳遞的傳矩i) 由表8-18選取齒寬系數(shù)j) 由表8-19查得材料彈性影響系數(shù) h)許用接觸應力可用下式計算i)由圖8-4e、a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j)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：k)由圖8-5查得接觸疲勞壽命系數(shù)l)計算接觸疲勞

11、許用應力：由表8-20取安全系數(shù)，得計算項目計算及說明計算結果（2）初步計算傳動的主要尺寸 取 (3)確定傳動尺寸a) 計算載荷系數(shù)由表8-21查得使用系數(shù)。因為由圖8-6查得動載荷系數(shù) 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)則載荷系數(shù)為b) 對進行修正因為K與K有較大差異，故需對Kt計算出的進行修正，即計算項目計算及說明計算結果(3)確定傳動尺寸c) 確定模數(shù) 按表8-23，取d) 計算傳動尺寸中心距為圓整為，則螺旋角為因值與初選值相差較大，故與有關的參數(shù)需修正故由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)端面重合度為 軸向重合度 由8-3查得重合度系數(shù) 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)計算

12、項目計算及說明計算結果(3)確定傳動尺寸 由圖8-6查得動載荷系數(shù)載荷系數(shù)K不變按表8-23取 中心距為 圓整為，則螺旋角為 修正完畢，故取取計算項目計算及說明計算結果（4）校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 a)b) 齒寬b=b2=75mmc) 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)。當量齒數(shù)為 由圖8-8查得;由圖8-9查得d) 由圖8-10查得重合度系數(shù)e) 由圖11-3查得螺旋角系數(shù)f) 許用彎曲應力為 由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應為由圖8-11查得壽命系數(shù) 由表8-20查得安全系數(shù) 計算項目計算及說明計算結果（4）校核齒根彎曲疲勞強度 滿足齒根彎曲疲勞強度 (5)計算齒輪傳動其他幾何

13、尺寸 端面模數(shù)齒頂高齒根高全齒高頂隙齒頂圓直徑為齒根圓直徑 三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算 齒輪上作用力的計算計算項目計算及說明計算結果高速級齒輪傳動的作用力已知條件 高速軸傳遞的轉矩，轉速為計算項目計算及說明計算結果 高速級齒輪傳動的作用力 高速級齒輪的螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪左旋，分度圓直徑為 齒輪1的作用力 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心 軸向力為 其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四指 的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向 法向力為 齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的各

14、力大小相等，方向相 反低速級齒輪傳動的作用力 已知條件 中間軸傳遞的轉矩，轉速為，低級齒輪的螺旋角，為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力相互抵消一部分，低速小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為齒輪3的作用力 圓周力為 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 計算項目計算及說明計算結果低速級齒輪傳動的作用力 其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心 軸向力為 其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為 齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的各力大小相等，方向相反4、 軸的設計計算4.1高速軸的設計與計算計

15、算項目計算及說明計算結果1.已知條件 高速軸傳遞的功率,轉速，小齒輪分度圓直徑，齒輪寬度2.選擇材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調質處理3.初算軸徑查表9-8得，考慮軸端既承受轉矩，也承受彎矩，故取中間值，則 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大，軸端最細處直徑 4.結構設計 軸的構想如圖（1）所示 a、軸承部件的設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用計算項目計算及說明計算結果4.結構設計剖分時結構。該減速器的機體采用剖分時結構。該減速器發(fā)熱小、軸 不長，故軸承采用兩端固定的方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從最細處

16、開始設計 b、軸段的設計 軸端上安裝帶輪，此段設計與帶輪輪轂孔的設計同步進行。初定軸端的軸徑 ，帶輪輪轂的寬度為，結合帶輪結構，取帶輪輪轂的寬度，則軸端的長度略小于轂空寬度，取 c、密封圈與軸段的設計 在確定軸端的軸徑時，應同時考慮帶輪的軸向固定級密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑，其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可用氈圈油封，查表8-27，選取氈圈,則。 d、軸承與軸段和軸段的設計 考慮齒輪有軸向力存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選用圓錐滾子軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應既便于安裝，又符合軸承內徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為30207，由表9-9得軸承內徑，外徑

17、，寬度，內圈定位直徑，外圈定位直徑，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故。該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要檔油環(huán)。為補償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內壁的軸承端面距箱體內壁距離取。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內部，該處軸承采用油潤滑，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可是軸承內圈圓斷面與軸承座端面共面，故可取計算項目計算及說明計算結果4.結構的設計e、齒輪與軸段的設計 該軸段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定。齒輪分度圓直徑比較小，采用實心式，齒輪寬度為，為保證套筒能夠頂?shù)烬X輪左端面，該處軸徑長度應比齒輪

18、寬度略短，取 f、軸段的設計齒輪右側采用軸間定位，定位軸肩的高度 取，則軸肩直徑，取，該軸段也可提供右側軸承的軸向定位。齒輪左端面與箱體內壁距離，以及齒輪右端面與右軸承左端面的距離均取為，則箱體內壁與高速軸承座端面的距離 g、軸段和軸段的長度 軸段的長度除于軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的厚度，由表4-1可知，下箱座壁厚 取，取軸承旁連接螺栓為M12，則箱體軸承座寬度，取，可取箱體凸緣連接螺栓為M10，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，取為M8，由表8-30，軸承端蓋凸緣厚度取為 Bd=10mm；端蓋與軸承座間的調整墊片厚度取為；端蓋連接螺釘查表8-29，取為螺

19、栓；計算項目計算及說明計算結果為在不拆卸帶輪的條件下，可以拆裝軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離，帶輪采用輪輻式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。則有 軸段的長度為h、軸上力的作用點間距軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離，則由圖13-5a可得軸的支點及受力點間的距離為5.鍵連接帶輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31選其型號為鍵-1990，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31選其型號為鍵 6. 軸的受力分析 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖（2）、b所示 計算支承反力 在水平面上為 計算項目計算及說明計算結果6.軸的受力分析 式中負號表示與圖中所畫的方向相反 在垂直平面

20、上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 畫彎矩圖 彎矩圖如圖（2）c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面為 b-b剖面右側為 b-b剖面左側為 在垂直平面為 合成彎矩，剖面左側 剖面左側為 剖面右側為計算項目計算及說明計算結果6.軸的受力分析（4）畫轉矩圖 如圖（2）、f所示，7.校核軸的強度而剖面彎矩較大，也作用彎矩，且有鍵槽，故剖面為危險剖面。 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應力為 扭剪應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，取折合系數(shù)，則 當量應力為 由表8-26查得45號鋼調質處理抗拉強度極限，則由表8-32查得軸的許用應力，強度滿足

21、要求。軸的強度滿足要求8.校核鍵連接的強度 帶輪處鍵連接的擠壓應力為計算項目計算及說明計算結果8.校核鍵連接的強度齒輪處鍵連接的擠壓應力為 鍵、軸和帶輪的材料都選為鋼，由表8-33查得，強度滿足要求鍵連接強度足夠9.校核軸承壽命（1）計算軸承的軸向力 由9-9查得30207軸承的C=54200N，e=0.37,Y=1.6。由表9-10查得軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為 外部軸向力A=347.80N，則則兩軸承的軸向力分別為 （2）計算當量動載荷 由則軸承1的當量動載荷為因 則軸承2的當量動載荷為（4）校核軸承壽命 因，故只需校核軸承1計算項目計算及說明計算結果9.校核軸

22、承壽命的壽命，。軸承在以下工作，查表8-34得，查表8-35中得，軸承1的壽命為減速器預期壽命為 ，故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求 （1）高速軸的結構構想圖 4.2低速軸的設計計算項目計算及說明計算結果1.已知條件低速軸傳遞的功率，轉速，齒輪分度圓直徑，齒輪寬度2.選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，查表8-26選常用的材料45鋼，調質處理45鋼，調質處理3.初算軸徑查表9-8得，考慮軸端承受轉矩，故取較小值，則 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%，軸端最細處直徑為4.結構的設計軸的結構構想如圖（3）所示。（1）軸承部件的結構設計 該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸

23、承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計（2）聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器選擇同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取，則計算轉矩 由表8-38查得GB/T 5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器復合要求：公稱轉矩為，許用轉速為，軸孔范圍為?？紤]，取聯(lián)軸器轂孔直徑為45mm，軸孔長度為，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 GB/T 5014-2003，相應的軸段的直徑，其長度略小于轂孔寬度，取(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸

24、肩高度。軸段的軸徑，其最終由密封圈確計算項目計算及說明計算結果4.結構設計 定。該處軸的圓周速度小于2.5m/s，可選用氈圈油封，選氈圈查表8-27選取55 JB/ZQ 46061997，則（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力較大，接有較大的軸向力和徑向力，應選用圓錐滾子軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應即便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列?，F(xiàn)暫取軸承30212，由中表9-9得軸承內徑，外徑mm，內圈寬度mm，總寬度T=23.75mm，內圈定位軸肩直徑mm，外圈定位內徑，軸上定位端面圓角半徑最大為mm，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故。該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,軸承采用脂潤滑，需

25、要擋油環(huán)，為補償箱體內壁鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，承軸靠近箱體內壁的端面與箱體內壁距離取通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。同軸式減速器該處軸承座完全處與箱體內部，該處軸承采用油潤滑，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮去，可使軸承內圈面與軸承端面共面，故可取。該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，兩軸承相臨端面間距離取為6.5mm，滿足安放拆卸軸承工具的空間要求，則軸承座寬度等于兩軸承的總寬度與其端面間距的和即齒輪與軸段的設計 該軸段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定齒輪4輪轂的寬度范圍為，取其輪轂寬度為，其左端面與齒輪左側輪緣處于同一平面內，采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端

26、面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長度應比齒輪4的輪轂略短，故取軸段的設計 齒輪左側采用軸肩定位，定位軸肩的高度為計算項目計算及說明計算結果4.結構設計取，則軸肩直徑，齒輪左端面與輪轂右端面距箱體內壁距離均取為，則箱體內壁與低速軸左側軸承座端面的距離 取，該軸段也可提供軸承的軸向定位7）軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。為在不拆聯(lián)軸器的條件下，可以裝拆軸承端蓋的連接螺栓，取聯(lián)軸器轂端面與軸承端蓋表面距離，則有軸段的長度為（8） 軸上力作用點間距 軸承反力的作用點距軸承外圓大端面的距離 ，則由圖13-7可得軸的支點及受力點間的距離為 計算項目計算及說明

27、計算結果5.鍵鏈接聯(lián)軸器與軸段及齒輪與軸段間均采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵14×70 GB/T 1096-1990 和鍵18×70GB/T 1096-19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖，軸受力簡圖如圖（4）b所示（2）計算支撐反力在水平面內 在垂直面上 軸承1的總支撐反力為： 軸承2總支撐反力為： （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖（4）c,d和e所示 在水平面上，a-a剖面圖左側為 計算項目計算及說明計算結果6.軸的受力分析a-a剖面右側為 在垂直面上，a-a剖面為 合成彎矩，在a-a剖面左側為 a-a剖面右側為 （4）畫轉矩圖 轉矩圖如圖（4）

28、f, 7.校核軸的強度因a-a剖面右側彎矩大，且有轉矩，其軸徑較小，故a-a截面為危險剖面。其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應力為 計算項目計算及說明計算結果7.校核軸的強度扭剪應力為 按彎扭合成強度進行計算校核，對于單向轉動的軸承，轉矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)，則當量應力為 由表8-26可查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32可查得軸的許用彎曲應力，強度滿足要求。軸的強度滿足要求8、校核鍵連接的強度齒輪4處鍵連接的擠壓應力為軸聯(lián)器處處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸、齒輪及聯(lián)軸器的材料都為鋼，由表8-33查得，強度足夠 鍵連接強度滿足要求9、校核軸承壽命（1）計算軸承的軸向力 由表

29、9-9查得30212的C=102000N，e=0.4,Y=1.5。由表9-10軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為 計算項目計算及說明計算結果9、校核軸承壽命外部軸向力A=1300.16N，則 則兩軸承的軸向力分別為 （2） 計算當量動載荷 因為，故只需校核軸承2，因當量動載荷為 （3）校核軸承壽命 軸承在以下工作，查表8-34中得，查得表8-35載荷系數(shù) 軸承2的壽命為 ，故軸承壽命足夠軸承壽命足夠 （3）低速軸的結構構想圖 圖4、低速軸的結構與受力分析 4.3中間軸的設計計算計算項目計算及說明計算結果1、已知條件中間軸傳遞功率為轉速，小齒輪分度圓直徑，齒輪寬 度 2、選擇

30、軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調制處理 45鋼，調質處理3、初算軸徑查表9-8得，考慮軸端既承受轉矩，也承受彎矩，故取中間值，則  4、結構設計軸的構想如圖（5）所示軸的結構構想如圖軸承部件的結構設計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設計（2） 軸段和軸段和軸段的設計 該軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪油軸向力存在，且圓周力與徑向力均較大，選用圓錐滾子軸承。軸段和上安裝軸承，其直徑應即便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。暫取軸承30208經過驗算不滿足設計要

31、求，改變直徑系列選30207設計計算，由表9-9得軸承內徑，外徑，內圈寬度，軸承總寬度，內圈定位軸徑，外圈定位直徑，軸承內圈對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 （3） 齒輪軸段和軸段的設計軸段上安裝齒輪2，軸段上安裝齒輪3.為便于齒輪的安裝，和應分別略大于和，可初定。查表8-31知該計算項目計算及說明計算結果4、結構設計處鍵的截面尺寸為，輪轂鍵槽深度，齒輪3上齒根圓與鍵槽頂面的距離。故齒輪3設計成齒輪軸，材料為調制處理。齒輪2右端采用軸肩定位，左端采用軸筒固定，齒輪2輪轂的寬度范圍，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長度應比

32、相應齒輪的輪轂略短，因，故取（4） 軸段的設計 該段為齒輪2提供定位，其軸肩高度范圍為，取高度為，故齒輪3右端面距離箱體內壁距離取為，齒輪 2的左端面距離箱體內壁的距離為 高速軸右側的軸承與低速軸左側的軸承共用一個軸承座，其寬度為，則箱體內壁寬度為 則軸段的長度為軸段及軸段的長度 軸承采用脂潤滑，軸承內端面距箱體內壁的距離取為，則軸段的長度為計算項目計算及說明計算結果4、結構設計軸段的長度為軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=21mm，則由圖13-10可得軸的支點及受力點間的距離為 5、鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵12×

33、56 GB/T 1096-1990 和鍵16×80GB/T 1096-19906、軸的受力分析1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖(6)a所示2）計算軸承支承反力 在水平面上為 在垂直平面上為計算項目計算及說明計算結果6.軸的受力分析 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖（6）b、c、d所示在水平面上，a-a剖面圖左側為 a-a剖面右側為b-b剖面右側為b-b剖面左側為在垂直面上為 計算項目計算及說明計算結果6.軸的受力分析 合成彎矩，a-a剖面的左側為a-a剖面右側為 b-b剖面左側為b-b剖面右側為4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖（6）e所示，7.校核軸的強度因b-b剖面左側彎矩大，且作用有轉矩，故b-b剖面左側為危險剖面。B-b剖面的抗彎截面系數(shù)為試中為齒輪