毕业设计（论文）-二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F=6500_V=0.4_D=327_6X2.doc

机械设计（论文）说明书 题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器 系 别： xxx系 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 课程设计任务书-3第二部分 传动装置总体设计方案-3第三部分 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分 课程设计任务书一、设计课题： 设计两级展开式圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失,使用期限6年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220v。二. 设计要求:1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将开式齿轮设置在低速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择开式齿轮传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.990.9930.9720.950.96=0.81h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为开式齿轮传动的效率,h5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=0.4m/s工作机的功率pw:pw= 2.6 kw电动机所需工作功率为:pd= 3.21 kw执行机构的曲柄转速为:n = 23.4 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i1 = 25，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840，则总传动比合理范围为ia= 16200，电动机转速的可选范围为nd = ian = ( 16200 )23.4 = 374.44680r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y132m1-6的三相异步电动机，额定功率为4kw,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/23.4=41（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为开式齿轮和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=41/2.5=16.4取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 3.55第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:ni = nm = 960 = 960 r/minnii = ni/i12 = 960/4.62 = 207.8 r/minniii = nii/i23 = 207.8/3.55 = 58.5 r/minniv = niii/i0 = 58.5/2.5 = 23.4 r/min（2)各轴输入功率:pi = pdh1 = 3.210.99 = 3.18 kwpii = pih2h3 = 3.180.990.97 = 3.05 kwpiii = piih2h3 = 3.050.990.97 = 2.93 kwpiv = piiih2h4 = 2.930.990.95 = 2.76 kw 则各轴的输出功率：pi = pi0.99 = 3.15 kwpii = pii0.99 = 3.02 kwpiii = piii0.99 = 2.9 kwpiv = piv0.99 = 2.73 kw(3)各轴输入转矩:ti = tdh1 电动机轴的输出转矩:td = = 31.9 nm 所以：ti = tdh1 = 31.90.99 = 31.6 nmtii = tii12h2h3 = 31.64.620.990.97 = 140.2 nmtiii = tiii23h2h3 = 140.23.550.990.97 = 478 nmtiv = tiiii0h2h4 = 4782.50.990.95 = 1123.9 nm 输出转矩为：ti = ti0.99 = 31.3 nmtii = tii0.99 = 138.8 nmtiii = tiii0.99 = 473.2 nmtiv = tiv0.99 = 1112.7 nm第六部分 齿轮的设计（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286hbw。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255hbw。取小齿齿数：z1 = 25，则：z2 = i12z1 = 4.6225 = 115.5 取：z2 = 116 2） 初选螺旋角:b = 13.50。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选kt = 1.6 2) t1 = 31.6 nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ze = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数zh = 2.44 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/25+1/116)cos13.50 = 1.677 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydz1tanb = 0.318125tan13.50 = 1.91 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.772 9) 由式8-21得：zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:shlim1 = 650 mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限:shlim2 = 530 mpa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：n1 = 60nkth = 609601630028 = 1.66109大齿轮应力循环次数：n2 = 60nkth = n1/u = 1.66109/4.62 = 3.59108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:khn1 = 0.88,khn2 = 0.9 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数s=1,得:sh1 = = 0.88650 = 572 mpash2 = = 0.9530 = 477 mpa许用接触应力:sh = (sh1+sh2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 mpa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 38.5 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 1.5 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.50 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 51 mmd2 = = = 239 mmb = dd1 = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 2.56 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。 6) 同前，ze = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:zh = 2.44。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/25+1/116)cos13.50 = 1.677 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydz1tanb = 0.318125tan13.50 = 1.91 9) eg = ea+eb = 3.587 10) 同前，取:eb = 1ze = = = = 0.772 11) 由式8-21得：zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：ka = 1，由图8-6查得系数：kv = 1.1。 13) ft = = = 1239.2 n = = 24.3 100 nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos13.50) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：kha = kfa = 1.2 17) 由表8-4得：khb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.6110-3b = 1.46 18) k = kakvkhakhb = 11.11.21.46 = 1.93计算k值满足要求，计算结果可用。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：zv1 = z1/cos3b = 25/cos313.50 = 27.2zv2 = z2/cos3b = 116/cos313.50 = 126.2 2) eav = 1.88-3.2(1/zv1+1/zv2)cosb= 1.88-3.2(1/27.2+1/126.2)cos13.50 = 1.689 3) 由式8-25得重合度系数：ye = 0.25+0.75cos2bb/eav = 0.68 4) 由图8-26和eb = 1.91查得螺旋角系数yb = 0.88 5) = = 3.15前已求得:kha = 1.23.15，故取：kfa = 1.2 6) = = = 11.33且前已求得:khb = 1.46，由图8-12查得：kfb = 1.43 7) k = kakvkfakfb = 11.11.21.43 = 1.89 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:yfa1 = 2.56 yfa2 = 2.17应力校正系数:ysa1 = 1.62 ysa2 = 1.83 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sflim1 = 500 mpa sflim2 = 380 mpa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:n1 = 1.66109大齿轮应力循环次数:n2 = 3.59108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：kfn1 = 0.84 kfn2 = 0.86 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取s=1.3，由式8-15得：sf1 = = = 323.1sf2 = = = 251.4 = = 0.01284 = = 0.0158大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.14 mm1.142所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 51 mmd2 = 239 mmb = ydd1 = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 56 mm b2 = 51 mm中心距：a = 145 mm，模数：m = 2 mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286hbw。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255hbw。取小齿齿数：z3 = 26，则：z4 = i23z3 = 3.5526 = 92.3 取：z4 = 92 2） 初选螺旋角:b = 110。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选kt = 1.6 2) t2 = 140.2 nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ze = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数zh = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3.2(1/26+1/92)cos110 = 1.691 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydz3tanb = 0.318126tan110 = 1.61 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.769 9) 由式8-21得：zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:shlim1 = 650 mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限:shlim2 = 530 mpa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：n3 = 60nkth = 60207.81630028 = 3.59108大齿轮应力循环次数：n4 = 60nkth = n3/u = 3.59108/3.55 = 1.01108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:khn3 = 0.9,khn4 = 0.92 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数s=1,得:sh3 = = 0.9650 = 585 mpash4 = = 0.92530 = 487.6 mpa许用接触应力:sh = (sh3+sh4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 mpa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 63.5 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.4 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 180.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 110 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 79 mmd4 = = = 281 mmb = dd3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.86 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。 6) 同前，ze = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:zh = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3.2(1/26+1/92)cos110 = 1.691 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydz3tanb = 0.318126tan110 = 1.61 9) eg = ea+eb = 3.301 10) 同前，取:eb = 1ze = = = = 0.769 11) 由式8-21得：zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：ka = 1，由图8-6查得系数：kv = 1.1。 13) ft = = = 3549.4 n = = 44.9 100 nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos110) = 20.40 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos11cos20/cos20.4 = 0.98 16) 由表8-3得：kha = kfa = 1.2 17) 由表8-4得：khb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.6110-3b = 1.47 18) k = kakvkhakhb = 11.11.21.47 = 1.94计算k值满足要求，计算结果可用。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：zv3 = z3/cos3b = 26/cos3110 = 27.5zv4 = z4/cos3b = 92/cos3110 = 97.3 2) eav = 1.88-3.2(1/zv3+1/zv4)cosb= 1.88-3.2(1/27.5+1/97.3)cos110 = 1.699 3) 由式8-25得重合度系数：ye = 0.25+0.75cos2bb/eav = 0.67 4) 由图8-26和eb = 1.61查得螺旋角系数yb = 0.91 5) = = 2.91前已求得:kha = 1.22.91，故取：kfa = 1.2 6) = = = 11.7且前已求得:khb = 1.47，由图8-12查得：kfb = 1.44 7) k = kakvkfakfb = 11.11.21.44 = 1.9 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:yfa3 = 2.56 yfa4 = 2.21应力校正系数:ysa3 = 1.62 ysa4 = 1.8 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sflim3 = 500 mpa sflim4 = 380 mpa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:n3 = 3.59108大齿轮应力循环次数:n4 = 1.01108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：kfn3 = 0.86 kfn4 = 0.89 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取s=1.3，由式8-15得：sf3 = = = 330.8sf4 = = = 260.2 = = 0.01254 = = 0.01529大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.84 mm1.843所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 79 mmd4 = 281 mmb = ydd3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 84 mm b4 = 79 mm中心距：a = 180 mm，模数：m = 3 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率p1、转速n1和转矩t1:p1 = 3.18 kw n1 = 960 r/min t1 = 31.6 nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 51 mm 则:ft = = = 1239.2 nfr = ft = 1239.2 = 463.8 nfa = fttanb = 1239.2tan13.50 = 297.3 n3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取a0 = 112，得：dmin = a0 = 112 = 16.7 mm 输入轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:tca = kat1，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:ka = 1.2，则:tca = kat1 = 1.231.6 = 37.9 nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:lt4型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度38 mm，则：d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：d = 30 mm，左端用轴肩定位，故取ii-iii段轴直径为：d23 = 25 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端iii-iv、vii-viii上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：7206c型角接触球轴承，其尺寸为:ddt = 306216 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得7206c。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 56 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 84+12+10+8 = 114 mml78 = t = 16 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7206c轴承查手册得a = 14.2 mm 齿宽中点距左支点距离l2 = (b1/2+16+114-14.2)mm = 143.8 mm 齿宽中点距右支点距离l3 = (b1/2+18+16-14.2)mm = 47.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：fnh1 = = = 309.2 nfnh2 = = = 930 n垂直面支反力（见图d）：fnv1 = = = 155.3 nfnv2 = = = -308.5 n3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面c处的水平弯矩：mh = fnh1l2 = 309.2143.8 nmm = 44463 nmm截面c处的垂直弯矩：mv1 = fnv1l2 = 155.3143.8 nmm = 22332 nmmmv2 = fnv2l3 = -308.547.8 nmm = -14746 nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面c处的合成弯矩：m1 = = 49756 nmmm2 = = 46844 nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面c）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = mpa = 4 mpas-1 = 60 mpa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算w时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：ii轴的设计1 求中间轴上的功率p2、转速n2和转矩t2：p2 = 3.05 kw n2 = 207.8 r/min t2 = 140.2 nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 239 mm 则:ft = = = 1173.2 nfr = ft = 1173.2 = 439.1 nfa = fttanb = 1173.2tan13.50 = 281.5 n 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 79 mm 则:ft = = = 3549.4 nfr = ft = 3549.4 = 1316 nfa = fttanb = 3549.4tan110 = 689.6 n3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：a0 = 107，得:dmin = a0 = 107 = 26.2 mm 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：7206c型角接触球轴承，其尺寸为：ddt = 306216 mm，则：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 49 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0735 = 2.45 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.42.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 79 mm，l45 = 84 mm，则：l12 = t2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = t2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7206c轴承查手册得a = 14.2 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离l1 = (51/2-2+38.5-14.2)mm = 47.8 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离l2 = (51/2+14.5+b3/2)mm = 82 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离l3 = (b3/2+7+27-14.2)mm = 61.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：fnh1 = = = 2025.4 nfnh2 = = = 2697.2 n垂直面支反力（见图d）：fnv1 = = = 222.8 nfnv2 = = = -1099.7 n3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面b、c处的水平弯矩：mh1 = fnh1l1 = 2025.447.8 nmm = 96814 nmmmh2 = fnh2l3 = 2697.261.8 nmm = 166687 nmm截面b、c处的垂直弯矩：mv1 = fnv1l1 = 222.847.8 nmm = 10650 nmmmv2 = fnv2l3 = -1099.761.8 nmm = -67961 nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面b、c处的合成弯矩：m1 = = 97398 nmmm2 = = 180009 nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面b）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = mpa = 30 mpas-1 = 60 mpa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算w时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：iii轴的设计1 求输出轴上的功率p3、转速n3和转矩t3：p3 = 2.93 kw n3 = 58.5 r/min t3 = 478 nm2 求作用在齿轮上的力: 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 281 mm 则:ft = = = 3402.1 nfr = ft = 3402.1 = 1261.4 nfa = fttanb = 3402.1tan110 = 661 n3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:a0 = 112，得:dmin = a0 = 112 = 41.3 mm 显然，输入轴的最小直径是安装小锥齿轮处的轴径d12，由于键槽将轴径增大4%，故选取：d12 = 43 mm，取：l12 = 40 mm。小锥齿轮右端用轴肩定位，故取ii-iii段轴直径为:d23 = 48 mm。小锥齿轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端iii-iv、vii-viii上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:7210c型角接触球轴承，其尺寸为：ddt = 50mm90mm20mm。由轴承样本查得7210c型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 57 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 77 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0757 = 3.99 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = t3 = 20 mml45 = b2+a+s+5+c+2.5-l56 = 51+10+8+5+12+2.5-10 = 78.5 mml78 = t3+s+a+2.5+2 = 20+8+10+2.5+2 = 42.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7210c轴承查手册得a = 19.4 mm 齿宽中点距左支点距离l2 = (79/2+10+78.5+20-19.4)mm = 128.6 mm 齿宽中点距右支点距离l3 = (79/2-2+42.5-19.4)mm = 60.6 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：fnh1 = = = 1089.7 nfnh2 = = = 2312.4 n垂直面支反力（见图d）：fnv1 = = = 894.9 nfnv2 = = = -366.5 n3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面c处的水平弯矩：mh = fnh1l2 = 1089.7128.6 nmm = 140135 nmm截面c处的垂直弯矩：mv1 = fnv1l2 = 894.9128.6 nmm = 115084 nmmmv2 = fnv2l3 = -366.560.6 nmm = -22210 nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面c处的合成弯矩：m1 = = 181334 nmmm2 = = 141884 nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面c）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = mpa = 18.3 mpas-1 = 60 mpa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算w时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 6mm6mm32mm，接触长度:l = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.2562620120/1000 = 93.6 nmtt1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm45mm，接触长度:l = 45-10 = 35 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.2583535120/1000 = 294 nmtt2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm10mm70mm，接触长度:l = 70-16 = 54 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.25105457120/1000 = 923.4 nmtt3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 12mm8mm36mm，接触长度:l = 36-12 = 24 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.2582443120/1000 = 247.7 nmtt3，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：lh = 628300 = 28800 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷p: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数x和轴向动载荷系数y分别为：x = 1，y = 0所以:p = xfr+yfa = 1463.8+0297.3 = 463.8 n(2) 求轴承应有的基本额定载荷值c为:c = p = 463.8 = 5490 n(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:7206c轴承，cr = 17.8 kn，由课本式11-3有：lh = = = 9.81105lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷p: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数x和轴向动载荷系数y分别为：x = 1，y = 0所以:p = xfr+yfa = 11316+0689.6 = 1316 n(2) 求轴承应有的基本额定载荷值c为:c = p = 1316 = 9354 n(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:7206c轴承，cr = 17.8 kn，由课本式11-3有：lh = = = 1.98105lh所以轴承预期寿命足够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷p: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数x和轴向动载荷系数y分别为：x = 1，y = 0所以:p = xfr+yfa = 11261.4+0661 = 1261.4 n(2) 求轴承应有的基本额定载荷值c为:c = p = 1261.4 = 5876 n(3) 选择轴承型号: 查课本表1