机械设计课程设计-二级斜齿圆柱齿轮减速器F=650-V=0.85-D=350.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：二零一二年五月一日目 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： 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限5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(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。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. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 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V带设置在高速级。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V带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=0.960.9830.9720.990.96=0.81h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=0.85m/s工作机的功率pw:pw= 0.55 KW电动机所需工作功率为:pd= 0.68 KW执行机构的曲柄转速为:n = 46.4 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，二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=16160，电动机转速的可选范围为nd = ian = (16160)46.4 = 742.47424r/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Y90S-4的三相异步电动机，额定功率为1.1KW,满载转速nm=1400r/min，同步转速1500r/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=1400/46.4=30.2（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=30.2/3.5=8.6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 = 2.48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/i0 = 1400/3.5 = 400 r/minnII = nI/i12 = 400/3.47 = 115.3 r/minnIII = nII/i23 = 115.3/2.48 = 46.5 r/minnIV = nIII = 46.5 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 0.680.96 = .65 KWPII = PIh2h3 = .650.980.97 = .62 KWPIII = PIIh2h3 = .620.980.97 = .59 KWPIV = PIIIh2h4 = .590.980.99 = .57 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = .64 KWPII = PII0.98 = .61 KWPIII = PIII0.98 = .58 KWPIV = PIV0.98 = .56 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 4.6 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 4.63.50.96 = 15.5 NmTII = TIi12h2h3 = 15.53.470.980.97 = 51.1 NmTIII = TIIi23h2h3 = 51.12.480.980.97 = 120.5 NmTIV = TIIIh2h4 = 120.50.980.99 = 116.9 Nm 输出转矩为：TI = TI0.98 = 15.2 NmTII = TII0.98 = 50.1 NmTIII = TIII0.98 = 118.1 NmTIV = TIV0.98 = 114.6 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.10.68 = .75 KW 根据手册查得知其交点在Z型交界线范围内，故选用Z型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 80 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 3.580(1-0.02) = 274.4 mm 由手册选取d2 = 280 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 140080/(601000) = 5.86 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(80+280)a02(80+280)252a0720 初定中心距a0 = 486 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2486+(80+280)/2+(280-80)2/(4486)=1558 mm 由表9-3选用Ld = 1600 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 486+(1600-1558)/2 = 507 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(280-80)57.30/507 = 157.4012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= .75/(0.35+0.03)1.160.94) = 1.81故要取Z = 2根A型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 500.75(2.5/0.94-1)/(25.86)+0.105.862 = 56.5 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 2256.5sin(157.4/2) = 221.6 N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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 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 = 21，则：Z2 = i12Z1 = 3.4721 = 72.87 取：Z2 = 73 2） 初选螺旋角:b = 150。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 = 2.5 2) T1 = 15.5 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 = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/21+1/73)cos150 = 1.626 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318121tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.784 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 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 = 604001530028 = 5.76108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 5.76108/3.47 = 1.66108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.9,KHN2 = 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:sH1 = = 0.9650 = 585 MPasH2 = = 0.92530 = 487.6 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 35.6 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 1.64 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 97.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 43 mmd2 = = = 151 mmb = dd1 = 43 mmb圆整为整数为：b = 43 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.9 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/21+1/73)cos150 = 1.626 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318121tan150 = 1.79 9) eg = ea+eb = 3.416 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.784 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 720.9 N = = 16.8 35.5所以齿面接触疲劳强度足够。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 = 21/cos3150 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 73/cos3150 = 81 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/23.3+1/81)cos150 = 1.645 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 = 1.79查得螺旋角系数Yb = 0.87 5) = = 3.09前已求得:KHa = 1.733.09，故取：KFa = 1.73 6) = = = 9.56且前已求得:KHb = 1.36，由图8-12查得：KFb = 1.33 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.731.33 = 2.53 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 = 2.66 YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.77 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 = 5.76108大齿轮应力循环次数:N2 = 1.66108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.88 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 326.9sF2 = = = 257.2 = = 0.01294 = = 0.01535大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.1 mm1.12所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 43 mmd2 = 151 mmb = ydd1 = 43 mmb圆整为整数为：b = 43 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 48 mm b2 = 43 mm中心距：a = 97 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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 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 = 24，则：Z4 = i23Z3 = 2.4824 = 59.52 取：Z4 = 60 2） 初选螺旋角:b = 130。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 = 2.5 2) T2 = 51.1 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(1/24+1/60)cos130 = 1.626 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318124tan130 = 1.76 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.784 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 = 60115.31530028 = 1.66108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 1.66108/2.48 = 6.69107 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.92,KHN4 = 0.93 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 = = 0.92650 = 598 MPasH4 = = 0.93530 = 492.9 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (598+492.9)/2 = 545.45 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 54.3 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.2 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 107.8 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.10 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 62 mmd4 = = = 154 mmb = dd3 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.37 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9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/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/60)cos13.10 = 1.649 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318124tan13.10 = 1.78 9) eg = ea+eb = 3.429 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.779 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 = = = 1648.4 N = = 26.6 54.4所以齿面接触疲劳强度足够。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 = 24/cos313.10 = 26ZV4 = Z4/cos3b = 60/cos313.10 = 64.9 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2(1/26+1/64.9)cos13.10 = 1.663 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 = 1.78查得螺旋角系数Yb = 0.88 5) = = 3.06前已求得:KHa = 1.723.06，故取：KFa = 1.72 6) = = = 11.02且前已求得:KHb = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.721.34 = 2.54 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 = 2.58 YFa4 = 2.27应力校正系数:YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.75 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 = 1.66108大齿轮应力循环次数:N4 = 6.69107 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.88 KFN4 = 0.9 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 338.5sF4 = = = 263.1 = = 0.01227 = = 0.0151大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.51 mm1.512.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 62 mmd4 = 154 mmb = ydd3 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 67 mm b4 = 62 mm中心距：a = 108 mm，模数：m = 2.5 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 = .65 KW n1 = 400 r/min T1 = 15.5 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 = 43 mm 则:Ft = = = 720.9 NFr = Ft = 720.9 = 271.6 NFa = Fttanb = 720.9tan150 = 193.1 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 = 13.2 mm 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 14 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (2-1)18+28 = 34 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 17 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 = 20 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30204型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 204715.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 15.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30204。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 26 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 = 48 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 = 67+12+10+8 = 97 mml78 = T = 15.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30204圆锥滚子轴承查手册得a = 11.2 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (34/2+35+11.2)mm = 63.2 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (48/2+15.25+97-11.2)mm = 125 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (48/2+18+15.25-11.2)mm = 46 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 193.9 NFNH2 = = = 527 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -206.2 NFNV2 = = = 256.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 193.9125 Nmm = 24238 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 221.663.2 Nmm = 14005 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -206.2125 Nmm = -25775 NmmMV2 = FNV2L3 = 256.246 Nmm = 11785 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 = = 35381 NmmM2 = = 26951 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 = 4.6 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 = .62 KW n2 = 115.3 r/min T2 = 51.1 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 = 151 mm 则:Ft1 = = = 676.8 NFr1 = Ft1 = 676.8 = 255 NFa1 = Ft1tanb = 676.8tan150 = 181.3 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 62 mm 则:Ft2 = = = 1648.4 NFr2 = Ft2 = 1648.4 = 616 NFa2 = Ft2tanb = 1648.4tan13.10 = 383.4 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 = 18.7 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：30204型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 204715.25 mm，则：d12 = d67 = 20 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 25 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 41 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0725 = 1.75 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.41.75 = 2.45 mm，所以：d34 = d56 = 29 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 = 62 mm，l45 = 67 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 37.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 15.25+8+10-7 = 26.25 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30204圆锥滚子轴承查手册得a = 11.2 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (43/2-2+37.75-11.2)mm = 46 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (43/2+14.5+b3/2)mm = 69.5 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+26.25-11.2)mm = 55.6 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1030.5 NFNH2 = = = 1294.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 135.7 NFNV2 = = = -496.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 1030.546 Nmm = 47403 NmmMH2 = FNH2L3 = 1294.755.6 Nmm = 71985 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 135.746 Nmm = 6242 NmmMV2 = FNV2L3 = -496.755.6 Nmm = -27617 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 = = 47812 NmmM2 = = 77101 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 = 36.4 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：III轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = .59 KW n3 = 46.5 r/min T3 = 120.5 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 = 154 mm 则:Ft = = = 1564.9 NFr = Ft = 1564.9 = 584.8 NFa = Fttanb = 1564.9tan13.10 = 364 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 = 26.1 mm 输出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 = KAT3，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 = KAT3 = 1.2120.5 = 144.6 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT6型，其尺寸为：内孔直径32 mm，轴孔长度60 mm，则：d12 = 32 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 58 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 = 42 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 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 = 40 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 40mm80mm19.75mm。由轴承样本查得30208型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 47 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 = 47 mm，所以：d67 = 47 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 60 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0747 = 3.29 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.29 = 4.61 mm，所以：d56 = 54 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 19.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 43+10+8+5+12+2.5-10 = 70.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19.75+8+10+2.5+2 = 42.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30208圆锥滚子轴承查手册得a = 16.9 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (62/2+10+70.5+19.75-16.9)mm = 114.4 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (62/2-2+42.25-16.9)mm = 54.4 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 504.3 NFNH2 = = = 1060.6 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 354.5 NFNV2 = = = -230.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 504.3114.4 Nmm = 57692 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 354.5114.4 Nmm = 40555 NmmMV2 = FNV2L3 = -230.354.4 Nmm = -12528 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 = = 70520 NmmM2 = = 59037 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 = 9.7 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 = 5mm5mm28mm，接触长度:l = 28-5 = 23 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2552314120/1000 = 48.3 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 = 8mm7mm36mm，接触长度:l = 36-8 = 28 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2572825120/1000 = 147 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 = 14mm9mm50mm，接触长度:l = 50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2593647120/1000 = 456.8 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 = 10mm8mm50mm，接触长度:l = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2584032120/1000 = 307.2 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 = 528300 = 24000 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 = 1271.6+0193.1 = 271.6 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 271.6 = 1832 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30204轴承，Cr = 28.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.16108Lh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 = 1616+0383.4 = 616 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 616 = 2860 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30204轴承，Cr = 28.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 4.9107Lh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 = 1584.8+0364 = 584.8 N(2) 求轴承应有的基本额