减速器课程设计()

1、目 录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 三、计算传动装置的运动和动力参数 四、减速器的结构 五、传动零件的设计计算 六、轴的计算 七、键的选择和校核 八、轴承的的选择与寿命校核 九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号F=2.8 KN 输送带工作速度=1.4 m/s 滚筒直径D= 350mm计算及说明一、传动装置总体设计方案（1）传动装置由电动机、减速器和工作机构组成。（2）传动方案的特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均，所以要求轴有较大的刚度。（3）确定传动方案：传动装置的简图如（1）所示： 传动装置的总效率：g 433221=a1为一对圆柱斜齿轮啮合传动

2、的效率0.97；2为一对轴承的效率0.98；3为高速级联轴器的效率0.9925；4为低速级联轴器的效率0.99；g 为滚筒的效率0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。 （1）传动装置总体设计图二、 电动机的选择（1）选择电动机类型和结构型式按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型。 （2）选择电动机的功率电动机所需工作功率为a wd P P =kW由式 1000FvP w =kW可得 ad Fv P 1000=kW由电动机至运输带的传动总效率为g 433221=a 96. 099. 09925. 098. 097. 032= 0.835所以 kW Fv P

3、ad 69. 4835. 010004. 128001000=（3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速为min/43. 763504vn =二级圆柱斜齿轮减速器传动比408' =i 故电动机转速的可选范围为min /305861243. 76 408(''r n i n d =符合这一范围的同步转速有min /750r 、min /1000r 、min /1500r 和min /3000r 。根据功率和转速，查Y 系列（IP44）电动机的技术数据表格，可知友四种适用的电动机型号，所以有四种传动比方案，如第一表：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见

4、第三方案比较合适。因此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能如第二表： 电动机主要外形和安装尺寸列于下表： 三、 确定传动装置的总传动比和分配传动比由以上可得电动机型号为Y132S-4，满载转速m n =960r/min (1 总传动比56. 1243. 76960=n n i m a滚筒的速度范围：, n = （1±0.05）n = （1±0.05）76.43= 72.6180.25 r/min (2 分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，一般推荐21 5. 13. 1(i i 故取214. 1i i =，则有22214. 1i

5、i i i = 得2. 41=i ； 00. 32=i四、 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速1轴 9601=m n n r/min 2轴 =2. 4960112i n n 228.57r/min3轴 19. 7600. 357. 228223=i n n r/min卷筒轴 19. 7634=n n r/min （2） 各轴输入功率1轴 kW P P P d d 65. 49925. 069. 43011= 2轴 kW P P P 42. 498. 097. 065. 42111212= 3轴 kW P P P 20. 498. 097. 042. 42122323= 卷筒轴 kW

6、P P P 07. 499. 098. 020. 44233434= （3） 各轴输出功率1轴 kW P P 56. 498. 065. 4211' = 2轴 kW P P 33. 498. 042. 4222' =3轴 kW P P 12. 498. 020. 4233'=卷筒轴 kW P P g 91. 396. 007. 444' = （4） 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩m N n P T md d =66. 4696069. 4955095501-3轴输入转矩1轴 m N T T T d d =31. 469925. 066. 463011 2轴mN

7、i T i T T =89. 18498. 097. 02. 431. 462111121123轴卷筒轴输入转矩mN T T T =56. 51199. 098. 027. 5274233434 运动和动力参数计算结果整理于下表： 五、减速器的结构 六、传动零件的设计计算（一）高速级齿轮传动1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图（1）所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为是高速级的齿轮，故选用8级精度（GB1009588）。3）材料选择。由机械设计第八版中表10-1选择小齿轮材料为Cr 40（调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材

8、料硬度差为40HBS 。 4）选小齿轮齿数181=z ，大齿轮齿数76182. 4112=z i z 5）选取螺旋角。初选螺旋角014=2按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即 321112±H EH d t t Z Z u u T K d (1确定公式内的各计算值 1 试选载荷系数=t K 1.6。 2）小齿轮传递的转矩mN T =31. 4613）由机械设计第八版表107选取齿宽系数1=d 。4）由机械设计第八版表106查得材料的弹性影响系数218. 189MPa Z E =5）由机械设计第八版图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa Hlin 6001=；大

9、齿轮的接触疲劳强度极限MPa Hlin 5502=。 6）计算应力循环次数。91110064. 2 828082(19606060=h jL n N 89210914. 42. 410064. 2=N7）由机械设计第八版图1019取接触疲劳寿命系数93. 01=HN K ；98. 02=HN K 。 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，可得MPaMPa S K lin HN H 55860093. 0111=MPaMPa SK HN H 53955098. 02lim22=故许用接触应力 MPaMPa H H H 5. 5482539558221=+=+=9）机械设计第八

10、版图1030选取区域系数445. 2=H Z 。10）由机械设计第八版图1026查得78. 01=，87. 02=，则65. 121=+= （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得mm mm d t 02. 435. 5488. 189445. 22. 42. 565. 111031. 466. 12231=2）计算圆周速度。 s m s m n d v t /16. 2/10006096002. 4310006011=3）计算齿宽b 、模数nt m 及齿宽与齿高之比hb。mm mm d b t d 02. 4302. 4311=mmmm z d m t nt 32. 218

11、14cos 02. 43cos 011=mm mm m h nt 22. 532. 225. 225. 2= 24. 822. 02. 43=h b4）计算纵向重合度。427. 114tan 181318. 0tan 318. 001=z d5）计算载荷系数K 。已知使用系数1=A K ，根据s m v /17. 2=，8级精度，由机械设计第八版图108查得动载系数50. 1=v K ；表104查得H K 的值与直齿轮的相同，故342. 1=H K ；由机械设计第八版图1013查得342. 1=F K ；由机械设计第八版图103查得4. 1=F H K K 。故载荷系数 27. 2342. 1

12、4. 121. 11=H H V A K K K K K 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，则mmmm K K d d tt 33. 486. 127. 202. 43311=7）计算模数n m 。 mmmm z d m n 61. 21814cos 33. 48cos 011=3、按齿根弯曲强度设计 由设计公式有 2121c o s 2F SaFa d n Y Y z Y KT m （1） 确定计算参数 1 计算载荷系数。27. 235. 14. 121. 11=F F v A K K K K K2）根据纵向重合度427. 1= ，从机械设计第八版图1028查得螺旋角影响系数88.

13、 0=Y 。 3）计算当量齿数。 7. 1914cos 18cos3311=z z V19. 8314cos 76cos3322=z z V4）由机械设计第八版图1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=；大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 3802=；5）由机械设计第八版图1018取弯曲疲劳寿命系数86. 01=FN K ，90. 02=FN K 6）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则MPaMPa S K FE FN F 14. 3074. 150086. 0111=MPaMPa SK FE FN F 29. 2444. 138090. 0222=7

14、）查取齿形系数。由机械设计第八版表10 5查得73. 21=Fa Y ；21. 22=Fa Y 8 查取应力校正系数。由机械设计第八版表10 5查得569. 11=Sa Y ；774. 12=Sa Y 9）计算大、小齿轮的F SaFa Y Y 并加以比较。01395. 014. 307569. 173. 2111=F Sa Fa Y Y 01605. 029. 244774. 121. 2222=F Sa Fa Y Y 大齿轮打得数值大。 （2） 设计计算mm mm m n 74. 101605. 065. 118114cos 88. 010631. 427. 22224=对比计算结果，由齿面

15、接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mm m n 0. 2=，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm d 88. 491=来计算应有的齿数。于是由 44. 23214cos 33. 48cos 011=nm d z 取231=z ，则97232. 4112=z i z 。 4. 、几何尺寸计算 （1）计算中心距mm m z z a n67. 12314cos 22 9723(cos 2 (021=+=+=将中心距圆整为mm 124。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角59. 1412422 9723(arccos2

16、(arccos21=+=+=am z z n因值改变不多，故参数、K 、H Z 等不必修正。 （3） 计算大、小齿轮的分度圆直径mmmm m z d mmmm m z d n n 46. 20059. 14cos 297cos 53. 4759. 14cos 223cos 2211=（4） 计算齿轮宽度mm mm d b d 01. 4600. 4411= 圆整后取mm B 502=；mm B 551=。（二）低速级齿轮传动1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图（1）所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）选用8级精度（GB1009588）。3）材料选择。由机械设计第八版中表10-1

17、选择小齿轮材料为Cr 40（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 。 4）选小齿轮齿数201=z ，大齿轮齿数60200. 3122=z i z 5）选取螺旋角。初选螺旋角014= 2按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即 21112±H EH d t t Z Z u u T K d (1确定公式内的各计算值 1 试选载荷系数=t K 1.6。 2）小齿轮传递的转矩mN T =89. 18413）由机械设计第八版表107选取齿宽系数1=d 。4）由机械设计第八版表106查得材料的弹性影响系数218. 189MPa

18、 Z E =5）由机械设计第八版图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa Hlin 6001=；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa Hlin 5502=。 6）计算应力循环次数。81110915. 4 828082(157. 2286060=h jL n N 88210638. 1310915. 4=N7）由机械设计第八版图1019取接触疲劳寿命系数93. 01=HN K ；94. 02=HN K 。 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，可得MPaMPa S K lin HN H 55860093. 0111=MPaMPa SK HN H 51755094.

19、 02lim22=故许用接触应力 MPaMPa H H H 5. 5372517558221=+=+=9）机械设计第八版图1030选取区域系数445. 2=H Z 。10）由机械设计第八版图1026查得75. 01=，87. 02=，则62. 121=+= （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得mm mm d t 33. 715. 5378. 189445. 23462. 111089. 1846. 12231= 2）计算圆周速度。 sm s m n d v t /85. 0/10006057. 22833. 7110006011=3）计算齿宽b 、模数nt m 及齿宽与齿

20、高之比hb。mm mm d b t d 33. 7133. 7111=46. 32014cos 33. 71cos 011=mm z d m t nt mm mm m h nt 79. 746. 325. 225. 2= 16. 979. 733. 71=h b4）计算纵向重合度。586. 114tan 201318. 0tan 318. 001=z d5）计算载荷系数K 。已知使用系数1=A K ，根据s m v /85. 0=，8级精度，由机械设计第八版图108查得动载系数07. 1=v K ；表104查得H K 的值与直齿轮的相同，故46. 1=H K ；由机械设计第八版图1013查得3

21、9. 1=F K ；由机械设计第八版图103查得4. 1=F H K K 。故载荷系数 19. 246. 14. 107. 11=H H V A K K K K K 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，则mmmm K K d d tt 2. 796. 119. 233. 71311=7）计算模数n m 。 mmmm z d m n 84. 32014cos 2. 79cos 011=3、按齿根弯曲强度设计 由设计公式有 2121c o s 2F SaFa d n Y Y z Y KT m （5） 确定计算参数 2 计算载荷系数。08. 239. 14. 107. 11=F F v A

22、K K K K K2）根据纵向重合度586. 1= ，从机械设计第八版图1028查得螺旋角影响系数88. 0=Y 。 3）计算当量齿数。 89. 2114cos 20cos3311=z z V68. 6514cos 60cos3322=z z V4）由机械设计第八版图1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=；大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 3802=；5）由机械设计第八版图1018取弯曲疲劳寿命系数90. 01=FN K ，91. 02=FN K 6）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则MPaMPa S K FE FN F 43. 3214. 15

23、0090. 0111=MPaMPa SK FE FN F 2474. 138091. 0222=7）查取齿形系数。由机械设计第八版表10 5查得73. 21=Fa Y ；265. 22=Fa Y 8 查取应力校正系数。由机械设计第八版表10 5查得569. 11=Sa Y ；741. 12=Sa Y 9）计算大、小齿轮的F SaFa Y Y 并加以比较。01333. 043. 321569. 173. 2111=F Sa Fa Y Y 01597. 0247741. 1265. 2222=F Sa Fa Y Y 大齿轮打得数值大。 （6） 设计计算mm mm m n 5. 201597. 06

24、2. 120114cos 88. 01089. 18408. 223223=对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mm m n 0. 3=，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm d 33. 711=来计算应有的齿数。于是由 07. 23314cos 33. 71cos 011=nm d z 取231=z ，则69233122=z i z 。 4. 、几何尺寸计算 （1）计算中心距 mm m z z a n23. 14214cos 23 6923(cos 2 (021=+=+=将中心距圆整为mm

25、 143。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角'' '2114261495226923(arccos2 (arccos=+=+=am z z n因值改变不多，故参数、K 、H Z 等不必修正。 （7） 计算大、小齿轮的分度圆直径mmmm m z d mmmm m z d n n 75. 213142614cos 369cos 25. 71142614cos 323cos "'22'' '11=（8） 计算“齿轮宽度mm mm d b d 25. 7125. 7111= 圆整后取mm B 752=；mm B 801=。 （三）齿轮验算

26、滚筒实际速度sm s m Dz z z z n v dd gg m /4005. 1/10006035069231132796014. 31000602121=速度误差%04. 0%1004. 14005. 14. 1-=-=，则%5<故齿轮设计符合要求。传动齿轮的参数：齿数Z ；法向模数n m （mm ）；分度圆直径d (mm ；齿轮宽度B(mm ；中心距a (mm ； 七、轴的计算（一）低速轴3轴的设计计算 1、3轴的计算轴的输入功率为kW P 20. 43=，轴的转速为min /19. 763r n =，轴的输入转矩为m N T =27. 5273。 2、求作用在齿轮上的力由前面齿

27、轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径mm d 75. 2132=则：NN d T F t 52. 493375. 2131027. 52722323=N N F F n tr 21. 1854142614cos 20tan 52. 4933cos tan "'0=N N F F t a 37. 477142614tan 21. 1854tan "'=3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第八版表15-3可查得1120=A ，于是有：mmmm n P A d 63. 4219. 7620. 411233330m

28、in =取最小直径为mm 44。输出轴的最小直径轴段安装半联轴器，需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩3T K T A ca = 由传动平稳，查机械设计第八版表14-1 可查得A K = 1.5，故mm N mm N T ca =7909051027. 5275. 13按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用GL8联轴器，半联轴器的孔径mm d 45=I，故取mm d 45=II-I。半联轴器轴孔长度mm L 112=，半联轴器与轴的配合的毂孔长度mm L 841=。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用机械设计第八版图15-22a

29、 所示的装配方案。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足轴向定位要求，I-II 轴段要制出一轴肩，故取II-III 段的直径mm d 50=III-II；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm D 55=。为使轴端挡圈能够有效工作，取mm l 82=II-I。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据mm d 50=III-II，由机械设计课程设计手册表67初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为mm mm mm T D d 5. 3112055=，故mm d d VIII VII

30、 V 55=-I-III；mm l IV III 5. 31=-。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由30310的安装高度可知，则mm d d V IV a 65=-。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII 的直径mm d VII VI 60=-；齿轮的右端面与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为mm 75，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mm l VII VI 72=-。齿轮的右端面采用轴肩定位，轴肩高度d h 07. 0>，取mmh 5=，mm d VI V 70=-，轴环宽度b 1.4h ，取mm l VI V 10=-。4）轴承端盖的总宽度为mm 2

31、0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为mm l 30=，故取mm l III II 50=-。 5）取齿轮距箱体内壁距离mm a 16=，2轴上的大齿轮与3轴上的大齿轮端面间应保持一定的距离c ，取mm c 20=。考虑到铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s , 取mm s 8=，已知滚动轴承宽度mm T 25. 29=,2轴上的大齿轮轮毂长度mm L 60=，则mm mm a s T l VIII VII 25. 56 316825. 29( 7275(=+=-+=- mm mm l s

32、 a c L l VI V V IV 94 108162060(=-+=-+=- 则有mm L mm L mm L 25. 67, 5. 146, 116321=。 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按V IV d -由机械设计第八版表6-1查得平键截面mmmm h b 1118=，键槽用键槽铣刀加工，长为mm 56，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67n H ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键mm mm mm 70914，半联轴器与轴的配合为67k H 。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选

33、轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计第八版表15-2，取联轴端倒角为2045，各轴肩处的圆角半径见机械设计第八版图15265、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得30311型圆锥滚子轴承25=a . 因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：mm mm mm L L 75. 21325. 675. 14632=+=+。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。 （1）计算支反力N F F a NV 37. 477'=mmN mm N d F D F Ma a a=9.

34、 51018275. 21337. 477222N N L L L F F t NH 18. 155275. 21325. 6752. 49333231=+=N N L L L F F t NH34. 338175. 2135. 14652. 49333222=+=N N L L L F MF r aNV 82275. 21325. 6721. 18549. 510183231=+=+=N N L L M L F F ar NV103275. 2139. 510185. 14621. 18543222=-=+-=（2）计算弯矩M mm N mm N L F MNH H=2273945. 146

35、18. 155221mm N mm N L F M NV V =1204235. 146822211mm N mm N M M M a V V =-=-=69404 9. 51018120423(12 （3）计算总弯矩 mm N mm N M M M V H22121 mmN mm N M MM V H=+=+=23775069404227394222222（4）计算扭矩Tmm N T T =5272703现将计算出的截面C 处的H M 、V M 及M 的值列于下表。 6、按弯矩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。由上表中的数据，以及

36、轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6. 0=，则轴的计算应力为：333316326325514. 332mm mmd W =MPa MPa WT M ca 98. 24163265272706. 0(257313(22221=+=+=根据选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第八版表151查得MPa 601=-。因此1-<ca ，故安全。（二）高速轴1轴的设计计算 1、1轴的计算轴的输入功率为kW P 65. 41=，轴的转速为min /9601r n =，轴的输入转矩为m N T =31. 461。 2、求作用在齿轮上的力由前面齿轮计算所得：高速级齿轮的分度圆直径mm d

37、93. 551=则：NN d T F t 20. 186954. 491031. 4622311=N N F F n tr 10. 7023054. 14cos 20tan 20. 1869cos tan 0=N N F F t a 0. 1793054. 14tan 10. 702tan =3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第八版表15-3可查得1120=A ，于是有：mmmm n P A d 95. 1896065. 411233110min =取最小直径为mm 22。应该设计成齿轮轴输出轴的最小直径轴段安装半联轴器，需选取联轴器型号

38、。联轴器的计算转矩1T K T A ca = 由传动平稳，查机械设计第八版表14-1 可查得A K = 1.5，故mm N mm N T ca =694651031. 465. 13按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用LT5联轴器，半联轴器的孔径mm d 25=I，故取mm d 25=II-I。半联轴器轴孔长度mm L 52=，半联轴器与轴的配合的毂孔长度mm L 381=。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案此轴为齿轮轴，无须对齿轮定位。轴承安装两侧的轴段采用，轴向采用过盈配合。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

39、1）为了满足轴向定位要求，I-II 轴段要制出一轴肩，故取II-III 段的直径mm d 32=III-II；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm D 35=。为使轴端挡圈能够有效工作，取mm l 36=II-I。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据mm d 32=III-II，由机械设计课程设计手册表67初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为mm mm mm T D d 75. 228035=，故mm d d VIII VII V 35=-I-III；mm l l VIII VII IV I

40、II 75. 22=-。滚动轴承都采用轴肩进行轴向定位。由30310的安装高度可知，则mm d d d IV III VII VI a 44=-。 3）轴承端盖的总宽度为mm 20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为mm l 30=，故取mm l III II 50=-。4）取齿轮距箱体内壁距离mm a 16=，2轴上的大齿轮与3轴上的大齿轮端面间应保持一定的距离c ，取mm c 20=。考虑到铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s , 取mm s 8=，则mm mm a s l VII V

41、I 20 168(=+=+=-联合轴2，轴3的计算设计可得 mm l V IV 101=-则可得mm L mm L mm L 75. 64, 75. 159, 103321= 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按V IV d -由机械设计第八版表6-1查得平键截面mmmm h b 810=，键槽用键槽铣刀加工，长为mm 36，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67n H ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键mm mm mm 2278，半联轴器与轴的配合为67k H 。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保

42、证，选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计第八版表15-2，取联轴端倒角为2045，各轴肩处的圆角半径见机械设计第八版图1526（三）中速轴2轴的设计计算 1、2轴的计算轴的输入功率为kW P 42. 42=，轴的转速为min /57. 2282r n =，轴的输入转矩为m N T =89. 1842。 2、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的力都是作用力与反作用力，则中速轴的大齿轮所受的力为N F t 20. 18691= N F r 10. 7021= N F a 03. 1791=同理有中速轴的小齿轮所受的力为N F t 52

43、. 49332= N F r 21. 18542= N F a 37. 4773=3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第八版表15-3可查得1120=A ，于是有：mmmm n P A d 06. 3057. 22842. 4112220min =取最小直径为mm 32。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 选用下图所示的草图装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。轴承同时受有径向力和轴向力作用，选择角接触7007AC 。则其尺寸为mmmm mm B D d 146235=，故mm d II

44、I 35=-。2）取安装小齿轮处的轴段IV-V 的直径mm d V IV 44=-；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知小齿轮轮毂的宽度为mm 80，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故mm L V IV 76=-。3）取安装大齿轮处的轴段II-III 的直径mm d III II 40=-；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为mm 60，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故mmL III II 56=-。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度d h 07. 0>，故取mm h 4=，则轴环处的直径mm d IV III 4

45、8=-。2轴上的大齿轮与3轴上的大齿轮端面间应保持一定的距离c ，取mm c 20=。故mm L IV III 16=-4）取齿轮距箱体内壁距离mm a 16=，则mmmm s a T L mm mm s a T L VI V II I 42 481614( 7680(42 481614( 5660(=+=-+=+=-+=-（3）轴上零件的周向定位中速级齿轮的与轴采用平键连接。按V Iv III II d d -和由机械设计第八版表6-1查得平键截面都为mmmm h b 812=，键槽用键槽铣刀加工，长分别为mm mm 6345和，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

46、67n H ；滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角半径见机械设计第八版图1526 八、键的选择与校核1、1轴（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，应选用平键联接。当轴（与联轴器连接）的直径为mm d 25=根据mmd 25=从机械设计表61中查得键的截面尺寸为：宽度mm b 8=，高度mm h 7=。 由半联轴器与轴的配合的毂孔长度mm L 381=并参考键的长度系列，取键长mm L 32=。（2）键联接强度的校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 P = 100 120 MPa ，取其平均值

47、P = 110MPa 。 键 的 工 作 长 度 l = L b = 32mm 8mm = 24mm , 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 7mm = 3.5mm 。 由计算公式可得： 2T3 × 10 3 2 × 46.31 × 10 3 P = = MPa = 44.1MPa < P = 110 MPa kld 3.5 × 24 × 25 可见联接的挤压强度满足要求。 2、2 轴 （1）大齿轮 1）键联接的类型和尺寸选择 由于精度等级为 7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故

48、选用圆头普通平键（A 型） 。 根据 d = 40mm 从机械设计表 61 中查得键的截面尺寸为：宽度 b = 12mm ，高度 h = 8mm 。 由轮毂 宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 45mm 。 2）键联接强度的校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 P = 100 120 MPa ，取其平均值 P = 110MPa 。 键 的 工 作 长 度 l = L b = 45mm 12mm = 33mm , 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 8mm = 4mm 。 由计算公式可得： P = 2T2 

49、5; 10 3 2 × 184.89 × 10 3 = MPa = 70.03MPa < P = 110 MPa kld 4 × 33 × 40 可见联接的挤压强度满足要求。 （2）小齿轮 1）键联接的类型和尺寸选择 由于精度等级为 7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型） 。 根据 d = 44mm 从机械设计表 61 中查得键的截面尺寸为：宽度 b = 12mm ，高度 h = 8mm 。 由轮毂 宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 63mm 。 2）键联接强度的校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查

50、得许用挤压应力 P = 100 120 MPa ，取其平均值 P = 110MPa 。 键 的 工 作 长 度 l = L b = 63mm 12mm = 51mm , 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 8mm = 4mm 。 由计算公式可得： P = 2T2 × 10 3 2 × 184.89 × 10 3 = MPa = 41.2 MPa < P = 110 MPa kld 4 × 51 × 44 可见联接的挤压强度满足要求。 2、3 轴 （1）键联接的类型和尺寸选择 由于精度等级

51、为 7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型） 。 根据 d = 60mm 从机械设计表 61 中查得键的截面尺寸为：宽度 b = 18mm ，高度 h = 11mm 。 由轮毂 宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 56mm 。 （2）键联接强度的校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 P = 100 120 MPa ，取其平均值 P = 110MPa 。 键 的 工 作 长 度 l = L b = 56mm 18mm = 38mm , 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 11mm =

52、5.5mm 。 由计算公式可得： P = 2T3 × 10 3 2 × 527.27 × 10 3 = MPa = 84.09 MPa < P = 110 MPa kld 5.5 × 38 × 60 可见联接的挤压强度满足要求。 九、轴承的的选择与寿命校核 1、第 III 轴的轴承计算 已知： Ft = 4933.52 N Fr = 1854.21N Fa = 477.37 N 轴承预期计算寿命： L'h = 8 × 280 × 8h = 17920h ，轴的转速为 n3 = 76.19r / min 查机械设

53、计手册可知圆锥滚子轴承 30311 的基本额定动载荷 C = 152000N （1）选择轴承型号为 30311。 （2）求两轴承受到的径向载荷 Fr1 和 Fr 2 将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。 由力分析可知 Fr1V = Fr × 67.25 Fa × 213.75 d 213.75 1854.21 × 67.25 477.37 × 2 = 2 N = 344.69 N 213.75 Fr 2V = Fr Fr1V = 1854.21N 344.69 N = 1509.52 N Fr1H = 67.25 67.25 Ft = × 4933.52 N = 1552.18 N 67.25 + 146.5 213.25 Fr 2 H = Ft Fr1H = 4933.52 N 1552.18N = 3381.34 N Fr1 = Fr2V + Fr2 H = 344 .69 2 + 1552 .18 2 N = 1589