傳動裝置為實現零部件周向和軸向

『壹』 軸上零件的軸向，及軸向固定方式有哪些

軸向定位的方式：軸肩、定位套、軸用卡簧、緊定螺釘，等。 軸向固定的方式；螺母、定位套、軸用卡簧、緊定螺釘，等。

『貳』 機械設計課程設計---設計帶式輸送機傳動裝置其中減速器是一級圓柱齒輪減速器!

發了。你看看吧

『叄』 帶式輸送機傳動裝置的設計

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

『肆』 軸上零件的周向固定及軸向固定常用方式有哪些試舉兩例說明

軸向固定的方法：通常可採用螺母、擋圈、壓板等配合軸肩和套筒實現軸上零件的軸向固定.它們 各自的特點如下：

（1）軸肩：結構簡單,定位可靠,可承受較大軸向力.

（2）圓螺母：固定可靠,裝拆方便,可承受較大的軸向力.

（3）軸端擋圈：適用於固定軸端零件,可承受一定程度的振動和沖擊載荷.

（4）彈性擋圈：結構簡單緊湊,不能承受較大的軸向力,常用於固定滾動軸承.

（5）套筒：結構簡單,定位可靠,軸上不需開槽、鑽孔和切制螺紋,因而不影軸的疲勞強度.

周向固定的方法：通常採用鍵和花鍵等聯接獲得軸上零件的圓周方向上的固定.它們各自的特點如 下：

（1）平鍵：結構簡單,裝拆方便,對中性好,應用廣泛.

（2）半圓鍵：由於半圓鍵與鍵槽配合較松,可傾轉,易裝拆,常用於錐形軸端,傳遞不大的力矩.

（3）楔鍵：由於楔緊後使軸與軸上零件產生偏心,故常用於對中性要求不高、載荷平穩的低速場合。

（4）切向鍵：當傳遞雙向轉矩時,採用兩對切向鍵並互成120°布置.多用於載荷較大,對中要求不嚴的場合.由於鍵槽對軸的削弱較大,故一般用在直徑大於100mm的軸上.

（5） 花鍵：適用於傳遞載荷較大和定心精度要求較高的動、靜聯接,特別是對常滑移的動聯接更具有獨特的優越性,在飛機、汽車、拖拉機、機床、農業機械等機械傳動中得到了廣泛的應用.

(4)傳動裝置為實現零部件周向和軸向擴展閱讀：

軸向軸承，其用於自由端紡紗裝置的、以無軸向推力的方式安裝在盤式支承裝置的支承空隙內的紡紗轉子，該軸向軸承具有靜態軸承部件、動態軸承部件以及保護裝置，其中，靜態軸承部件具有至少兩個在軸向上被極化的永磁環，這些永磁環在兩側由極性片限定並以使得安裝狀態下同向的極性（N/N或S/S）彼此相對的方式布置在軸承殼體內。

動態軸承部件由以所述極性片的間距布置在所述紡紗轉子的轉子桿上的鐵磁性連接片形成；保護裝置防止所述兩個軸承部件彼此接觸。根據本發明，各極性片被設置成具有這樣的凈空橫截面，該凈空橫截面在極性片安裝狀態下豎直設置的軸線的區域中，相比於在垂直於豎直軸線設置的軸線的區域中具有更大的度量。

『伍』 江湖告急-機械設計課程設計 設計傳動裝置

僅供參考

一跡正、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉滾或速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶大州伍 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

『陸』 齒輪，帶輪在軸上一般採用哪些方式和零件進行軸向固

軸上零件軸向固定的目的是保證零件在軸上有確定的軸向位置，防止零件做軸向移動，並能承受軸向力。常用的方法有利用軸肩、軸環、圓錐面，以及採用軸端擋圈、軸套、圓螺母、彈性擋圈等零件進行軸向固定。
1、用軸肩和軸環固定。階梯軸的截面變化部位叫做軸肩或軸環。用軸肩和軸環軸向固定軸上零件，具有結構簡單、定位可靠和能夠承受較大的軸向力等優點，是一種最常用的固定方法，常用於齒輪、帶輪、軸承和聯軸器等傳動零件的軸向固定。

2、用軸端擋圈和圓錐面固定。當零件位於軸端時，可利用軸端擋圈或圓錐面加擋圈進行軸向固定。用軸端擋圈固定，軸徑小時只需要一個螺釘鎖緊，軸徑大時則需要兩個或兩個以上的螺釘鎖緊。為防止軸端擋圈和螺釘松動，可採用圖示的鎖緊裝置。無軸肩和軸環的軸端，可採用圓錐面加擋圈進行軸向固定，這種固定有較高的定心精度，並能承受沖擊載荷，但加工錐形表面不如加工圓柱表面簡便。

3、用軸套固定。軸套又稱套筒，用其軸向固定零件時，主要依靠已確定位置的零件來作軸向定位，適用於相鄰兩零件間距較小的場合。用軸套固定，結構簡單，裝拆方便，可避免在軸上開槽、切螺紋、鑽孔而削弱軸的強度。若零件間距較大，會使軸套過長，增加材料用量和軸部件質量。

4、用圓螺母固定。當無法採用軸套固定或軸套太長時，可採用圓螺母作軸向固定。這種方法通常用在軸的中部或端部，具有裝拆方便、固定可靠、能承受較大的軸向力等優點。其缺點是：需在軸上切制螺紋，且螺紋的大徑要比套裝零件的孔徑小，一般採用細牙螺紋，以減小對軸強度的影響。為防止圓螺母的松脫，常採用雙螺母或一個螺母加止推墊圈來防松。

5、用彈性擋圈固定。利用彈性擋圈作軸向固定。彈性擋圈結構簡單緊湊，拆裝方便，但能承受的軸向力較小，而且要求切槽尺寸保持一定的精度，以免出現彈性擋圈與被固定零件間存在間隙或彈性擋圈不能裝入切槽的現象。

軸上零件周向固定的目的是為了傳遞轉矩及防止零件與軸產生相對轉動。常採用鍵和過盈配合等方法。
1、用鍵作周向固定。用平鍵聯接作周向固定，結構簡單，製造容易，裝拆方便，對中性好，可用於較高精度、較高轉速及受沖擊或變載荷作用的固定聯接。應用平鍵聯接時，對於同一軸上軸徑相差不大的軸上鍵槽，應盡可能採用同一規格的鍵槽尺寸，並使鍵槽位於相同的周向位置，以方便加工。用楔鍵聯接作周向固定，在傳遞轉矩的同時，還能承受單向的軸向力，但對中性較差。用花鍵聯接作周向固定，具有較高的承載能力，對中性與導向性均好，但成本高。

2、用過盈配合作周向固定。該方法主要用於不拆卸的軸與輪轂的聯接。由於包容件輪轂的配合尺寸（孔徑）小於被包容件軸的配合尺寸（軸頸直徑），裝配後在兩者之間產生較大壓力，通過此壓力所產生的摩擦力可傳遞轉矩。這種聯接結構簡單，對軸的削弱小，對中性好，能承受較大的載荷和有較好的抗沖擊性能。因其承載能力與抗沖擊能力取決於過盈量的大小和配合處的表面質
量，因此，配合表面的加工精度要求較高，表面粗糙度值也較小。
過盈量不大時，一般用壓入法裝配。當過盈量較大時，常採用溫差法裝配，即加熱包容件輪轂或（和）冷卻被包容件軸，利用材料的熱脹冷縮現象以減小過盈量甚至形成間隙進行裝配。用溫差法裝配不易擦傷表面，可以獲得很高的聯接強度。對於對中性要求高、承受較大振動和沖擊載荷的周向固定，可採用鍵聯接與過盈配合組合的固定方法，以傳遞大的轉矩及使軸上零件的周向固定更加牢固。

3、用其他方法作周向固定。在傳遞的載荷很小時，可以用圓錐銷或緊定螺釘作周向固定。這兩種方法均兼有軸向固定的作用。

『柒』 求帶式輸送機傳動裝置課程設計F=2300 v=1.5，滾筒直徑D=400，哪位大神以前有的 你能不能發給我

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。