机械设计作业设计计算说明书题目：设计齿轮传动高速轴的轴系部件系别：班号：姓名：日期：2014.11.29机械设计作业任务书题目：设计带式运输机中的齿轮传动设计原始数据：带式运输机传动方案如图1所示。

原始数据见表1表1 带式运输机设计中的已知数据电动机工作功率Pd （kW）电动机满载转速(/min)mn r工作机的转速(/min)wn r第一级传动比1i轴承中心高H（mm）最短工作年限工作环境3 960 90 1.8 150 8年1班室外、有尘图1 带式运输机运动方案及各轴名称目录1 轴材料的选择 (3)2 初算轴径 (3)3 结构设计 (3)3.1 确定轴的轴向固定方式 (4)3.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式 (4)3.3 确定各段轴的径向尺寸 (4)3.4 确定轴承端盖的尺寸 (5)3.5 确定各段轴的轴向尺寸 (5)3.6 确定各段轴的跨距 (6)3.7 确定箱体的尺寸 (6)3.8 确定键的尺寸 (7)4 轴的受力分析 (7)4.1 画出轴的受力简图 (7)4.2 计算轴承的支承反力 (7)4.3 画出轴的弯矩图 (7)4.4 画出轴的转矩图 (9)5 校核轴的强度 (9)5.1 按弯扭合成强度计算 (9)5.2 轴的安全系数校核计算 (9)6 校核键连接的强度 (11)7 轴承寿命计算 (11)8 绘制高速轴装配图 (12)9参考文献 (12)1 轴材料的选择因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，并调质处理。

2 初算轴径由V 带传动的设计计算和齿轮传动的设计计算可得各轴的运动参数和动力参数见表2。

表2 各轴的运动及动力参数高速轴作为转轴，这里按照扭转强度初算轴径 3nP C d ∙≥ 式中：P ——高速轴（即I 轴）传递的功率，kW ，由表2可知，kW P 88.2=； n ——高速轴的转速，min /r ，由表2可知，min /533r n =； C ——由许用扭转剪应力确定的系数，查参考文献[1]表10.2得106~118=C ，取112=C 。

由上述数据计算轴径得mm d 7.1953388.21123=⨯≥ 由于轴上有一个键槽，因此，轴径需要增大5%，即mm d 7.207.1905.1min =⨯=根据GB/T 2822—200520a R 系列圆整得mm d 22min =。

3 结构设计轴名功率P/ kW 转矩T/ (N ·m) 转速n/ (r/min) 传动比i 效率η 电机轴3 29.8 960 1.8 0.96 Ⅰ轴2.88 51.49 533 5.9 0.96 Ⅱ轴2.77 291.73 90 1 0.98 卷筒轴 2.71 285.92 90图2 各轴段示意图 ⑦⑥ ⑤ ④ ③ ② ①图3 轴的结构草图 3.1 确定轴的轴向固定方式因为高速轴的跨距不太大，而且齿轮减速器效率较高、发热小，温度变化不大，故轴的轴向固定可采用两端固定方式。

3.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式因为轴承所受轴向力很小，故选用深沟球轴承。

因为轴承转速不高，并且轴承内径也较小，其速度速度因数()m in /102~5.15r mm dn ∙⨯≤，故轴承的润滑方式选择脂润滑。

因为带式运输机的工作环境是有尘的，故轴承的密封方式选择唇形圈密封。

3.3 确定各段轴的径向尺寸由设计任务可知，高速轴上需要安装的零件有大带轮、轴承端盖、轴承、小齿轮，而根据带式运输机的传动情况可知，高速轴的两个支点在同一轴承座内且支点之间无传动件，因此高速轴需要设计成有7个轴段的阶梯轴，各轴段示意图如图2所示。

确定轴的各段径向尺寸（直径），需要以1d 轴径为基础，考虑轴上零件的受力情况，轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔径的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各段的直径。

结构草图如图3所示。

⑴ 确定轴段①和轴段⑦的直径。

根据要求，轴段①和轴段⑦分别安装大带轮和小齿轮，这两段直径相等，由计算最小直径确定，即mm d d d 22min 71===⑵ 确定轴段②和轴段⑥的直径。

确定轴段②和轴段⑥的直径时需要考虑到小齿轮和大带轮的轴向固定，以及密封圈的直径。

查参考文献[1]图10.9得轴肩高度()()mm d h 2.2~32.1221.0~06.0)1.0~06.0(1=⨯=≈ 所以有()()mm h d d d 4.26~64.242.2~32.12222162=⨯+=+== 选择密封方式为唇形圈密封，根据GB/T 1387.1—1992，取mm d d 2562==。

⑶ 确定轴段③和轴段⑤的直径。

轴段③和轴段⑤用以安装轴承，其直径需要由轴承内孔直径确定。

根据轴承类型以及2d 和6d ，按GB/T 267—1994初选深沟球轴承代号为6308，内径mm d 40=，外径mm D 90=，宽度mm B 23=，安装尺寸mm d a 48min =。

根据轴和轴承的配合要求得mm d d 4053==⑷ 确定轴段④的直径。

轴段④位于两支点之间，且轴上没有安装零件，其直径根据轴承的安装尺寸确定，即mm d d a 48min 4==3.4 确定轴承端盖的尺寸选用凸缘式轴承端盖，两个轴承端盖均为透盖。

根据GB/T 5782 选择紧固轴承端盖的螺栓为M8，则凸缘厚度为mm d e 6.982.12.1=⨯==取mm e 10=。

凸缘直径为()()()mm d D D 134~13085.5~5905.5~52=⨯+=+= 取mm D 1322=。

紧固螺栓用孔所在直径为()()mm D D D 111901325.05.020=+⨯=+=与箱体上轴承座孔配合的宽度取mm m 12=。

两个透盖均为铸件，拔模斜度取1：10。

3.5 确定各段轴的轴向尺寸⑴ 确定轴段①和轴段⑦的轴向尺寸。

轴段①和轴段⑦分别安装大带轮和小齿轮，大带轮基准直径较大，选择腹板式，轮毂孔长度()()()mm d L 44~33222~5.12~5.11=⨯==取mm l 401=。

小齿轮宽度为mm b 551=，故mm b l 5517==。

⑵ 确定轴段②和轴段⑥的轴向尺寸。

轴段②和轴段⑥的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。

选用凸缘式轴承端盖，轴承盖凸缘厚度mm e 10=，mm m 12=，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离mm K 15=，则mm K m e l l 3715121062=++=++==考虑到大带轮的轴向固定，由于其轮槽宽度mm B 65=，尺寸较大，故对2l 进行修正 mm L B l l 5.492406537262=-+=-+= 取mm l 502=。

⑶ 确定轴段③和轴段⑤的轴向尺寸。

轴段③和轴段⑤需要安装滚动轴承，故其长度与滚动轴承宽度相同，即mm B l l 2353===⑷ 确定轴段④的轴向尺寸。

对二支点在同一轴承座内且支点之间没有传动件的情况，首先确定两轴承之间的跨距L ,根据经验公式()()()mm d L 120~80403~23~232=⨯==取mm L 982=，故mm B L l 75239824=-=-=3.6 确定各段轴的跨距⑴ 大带轮与右端轴承之间的跨距为 mm l l l L 5.8122350240223211=++=++= ⑵ 两轴承之间的跨距为mm L 982=⑶ 小齿轮与左端轴承之间的跨距为 mm l l l L 7622337255225673=++=++= 3.7 确定箱体的尺寸箱体壁厚为mm 10=δ箱体内壁直径为mm d 100=内壁箱体长度为mm m l l l L 1451222375232543=⨯+++=+++=箱体 轴承座宽度mm B 40=轴承座箱体总高度mm h 206=箱体轴承座孔中心高度mm h 140=3.8 确定键的尺寸大带轮与小齿轮与轴的的连接均采用A 型普通平键连接，均为键306⨯ 20031096/-T GB 。

4 轴的受力分析4.1 画出轴的受力简图将阶梯轴简化为一简支梁，受力分析及其简图如图4(a)所示。

4.2 计算轴承的支承反力传递到轴系部件上的转矩为abcde图4 弯矩、转矩图 51490mmN T ∙=I 51490齿轮圆周力 N d T F t 21685.47514902211=⨯== 齿轮径向力N F F t r 1.78920tan 2168tan =︒⨯==α齿轮轴向力0a F N =带轮压轴力N Q 981=带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故在设计计算轴和轴承时，将压轴力扩大50%，即N Q 5.14719815.1=⨯=在水平面上()()N L L F L L Q F r H 3.208398761.789985.815.147123211=⨯-+⨯=-+= N F F Q F H r H 3.1773.20831.7895.147112=-+=-+=在垂直平面上N L L F F t V 3.168198762168231=⨯== N F F F t V V 3.384921683.168112=+=+=轴承1的总支承反力 N F F F V H 1.26773.16813.20832221211=+=+= 轴承2的总支承反力 N F F F V H 4.38533.38493.1772222222=+=+=4.3 画出轴的弯矩图弯矩图如图4(b)、(c)、(d)所示。

⑴ 在水平方向上，Ⅰ-Ⅰ截面的弯矩为mm N L F M r H ∙=⨯==I 6.59971761.7893Ⅱ-Ⅱ截面的弯矩为mm N QL M H ∙=⨯==I I 25.1199275.815.14711 ⑵ 在竖直方向上，Ⅰ-Ⅰ截面的弯矩为mm N L F M t V ∙=⨯==I 1647687621683 ⑶ 轴在Ⅰ-Ⅰ截面处的合弯矩为 mm N M M M H V ∙=+=+=I I I 8.1753426.599711647682222⑷ 轴在Ⅱ-Ⅱ截面处的合弯矩为mm N M M H ∙==I I I I 25.1199274.4 画出轴的转矩图转矩图如图4(e)所示。

轴上的转矩就是高速轴传递的转矩，即 mm N T ∙=I 514905 校核轴的强度5.1 按弯扭合成强度计算由弯矩图和转矩图可知，轴的危险截面在Ⅰ-Ⅰ截面处，按照第三强度理论有 []b T e W T W M 1224-I I ≤⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=σασ 式中：e σ——危险截面的当量应力，MPa ；I M ——危险截面的弯矩，由前述计算可知mm N M ∙=I 8.175342；W ——抗弯剖面模量，33356400401.01.0mm d W =⨯==； I T ——高速轴传递的转矩，mm N T ∙=I 51490；T W ——抗扭剖面模量，333512800402.02.0mm d W T =⨯==； α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3≈α； []b 1-σ——对称循环应力状态下的许用弯曲应力，由参考文献[1]表10.4可得，[]MPa b 651=-σ。