机械设计课程设计-两级展开式圆柱齿轮减速器F=2100_V=1.2_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10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=1.2m/s工作机的功率pw:pw= 2.52 KW电动机所需工作功率为:pd= 3.11 KW执行机构的曲柄转速为:n = 65.5 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)65.5 = 104810480r/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Y112M-4的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=1440r/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=1440/65.5=22（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=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=22/2.5=8.8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 = 2.51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 = 1440/2.5 = 576 r/minnII = nI/i12 = 576/3.51 = 164.1 r/minnIII = nII/i23 = 164.1/2.51 = 65.4 r/minnIV = nIII = 65.4 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 3.110.96 = 2.99 KWPII = PIh2h3 = 2.990.980.97 = 2.84 KWPIII = PIIh2h3 = 2.840.980.97 = 2.7 KWPIV = PIIIh2h4 = 2.70.980.99 = 2.62 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 2.93 KWPII = PII0.98 = 2.78 KWPIII = PIII0.98 = 2.65 KWPIV = PIV0.98 = 2.57 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 20.6 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 20.62.50.96 = 49.4 NmTII = TIi12h2h3 = 49.43.510.980.97 = 164.8 NmTIII = TIIi23h2h3 = 164.82.510.980.97 = 393.2 NmTIV = TIIIh2h4 = 393.20.980.99 = 381.5 Nm 输出转矩为：TI = TI0.98 = 48.4 NmTII = TII0.98 = 161.5 NmTIII = TIII0.98 = 385.3 NmTIV = TIV0.98 = 373.9 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 = 1.13.11 = 3.42 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A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 = 100 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5100(1-0.02) = 245 mm 由手册选取d2 = 250 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 1440100/(601000) = 7.54 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(100+250)a02(100+250)245a0700 初定中心距a0 = 472.5 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2472.5+(100+250)/2+(250-100)2/(4472.5)=1506 mm 由表9-3选用Ld = 1600 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 472.5+(1600-1506)/2 = 519.5 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(250-100)57.30/519.5 = 163.5012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 3.42/(1.32+0.17)0.990.96) = 2.42故要取Z = 3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= 5003.42(2.5/0.96-1)/(37.54)+0.107.542 = 127 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 23127sin(163.5/2) = 754 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 = 3.5121 = 73.71 取：Z2 = 74 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 = 49.4 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+1/74)cos150 = 1.627 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 = 6057611030028 = 1.66109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.66109/3.51 = 4.73108 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:= = 53.1 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.44 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 122.9 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 14.90 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 54 mmd2 = = = 191 mmb = dd1 = 54 mmb圆整为整数为：b = 54 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 1.63 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+1/74)cos14.90 = 1.628 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318121tan14.90 = 1.78 9) eg = ea+eb = 3.408 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 = = = 1829.6 N = = 33.9 53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/cos314.90 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 74/cos314.90 = 82 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/23.3+1/82)cos14.90 = 1.646 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 = 0.87 5) = = 3.08前已求得:KHa = 1.733.08，故取：KFa = 1.73 6) = = = 9.6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 = 1.66109大齿轮应力循环次数:N2 = 4.73108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 323.1sF2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01588大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.64 mm1.642.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 54 mmd2 = 191 mmb = ydd1 = 54 mmb圆整为整数为：b = 54 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 59 mm b2 = 54 mm中心距：a = 122.5 mm，模数：m = 2.5 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 = 2.5124 = 60.24 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 = 164.8 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 = 1.627 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 = 60164.111030028 = 4.73108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 4.73108/2.51 = 1.88108 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:= = 81.1 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.29 mm取为标准值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 150.9 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.10 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 86 mmd4 = = = 216 mmb = dd3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.74 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 = = = 3832.6 N = = 44.6 81.3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) = = = 10.92且前已求得:KHb = 1.38，由图8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.721.35 = 2.55 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 = 4.73108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.88108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 326.9sF4 = = = 257.2 = = 0.01271 = = 0.01545大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.25 mm2.253.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 86 mmd4 = 216 mmb = ydd3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 151 mm，模数：m = 3.5 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 = 2.99 KW n1 = 576 r/min T1 = 49.4 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 = 54 mm 则:Ft = = = 1829.6 NFr = Ft = 1829.6 = 689.1 NFa = Fttanb = 1829.6tan14.90 = 486.6 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 = 19.4 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 = 20 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 50 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 23 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 = 25 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 255216.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30205。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 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 = 59 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 = 91+12+10+8 = 121 mml78 = T = 16.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30205圆锥滚子轴承查手册得a = 12.5 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (52/2+35+12.5)mm = 73.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (59/2+16.25+121-12.5)mm = 154.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (59/2+18+16.25-12.5)mm = 51.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 456.1 NFNH2 = = = 1373.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -788.1 NFNV2 = = = 723.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 456.1154.2 Nmm = 70331 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 75473.5 Nmm = 55419 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -788.1154.2 Nmm = -121525 NmmMV2 = FNV2L3 = 723.251.2 Nmm = 37028 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 = = 140409 NmmM2 = = 79483 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 = 9.1 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 = 2.84 KW n2 = 164.1 r/min T2 = 164.8 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 = 191 mm 则:Ft1 = = = 1725.7 NFr1 = Ft1 = 1725.7 = 649.9 NFa1 = Ft1tanb = 1725.7tan14.90 = 458.9 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 86 mm 则:Ft2 = = = 3832.6 NFr2 = Ft2 = 3832.6 = 1432.2 NFa2 = Ft2tanb = 3832.6tan13.10 = 891.4 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 = 27.7 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：30206型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 306217.25 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 = 52 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 = 86 mm，l45 = 91 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30206圆锥滚子轴承查手册得a = 13.8 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (54/2-2+39.75-13.8)mm = 51 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (54/2+14.5+b3/2)mm = 87 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+28.25-13.8)mm = 67 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 2549 NFNH2 = = = 3009.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 420.9 NFNV2 = = = -1203.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 254951 Nmm = 129999 NmmMH2 = FNH2L3 = 3009.367 Nmm = 201623 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 420.951 Nmm = 21466 NmmMV2 = FNV2L3 = -1203.267 Nmm = -80614 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 = = 131759 NmmM2 = = 217142 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 = 38.4 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 = 2.7 KW n3 = 65.4 r/min T3 = 393.2 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 = 216 mm 则:Ft = = = 3640.7 NFr = Ft = 3640.7 = 1360.5 NFa = Fttanb = 3640.7tan13.10 = 846.8 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 = 38.7 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 = 1.2393.2 = 471.8 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT7型，其尺寸为：内孔直径40 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 40 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 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 = 50 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 43 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 = 45 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30209型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 45mm85mm20.75mm。由轴承样本查得30209型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 52 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 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 84 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0752 = 3.64 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 20.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 20.75+8+10+2.5+2 = 43.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30209圆锥滚子轴承查手册得a = 18.6 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (86/2+10+81.5+20.75-18.6)mm = 136.6 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (86/2-2+43.25-18.6)mm = 65.6 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1181.2 NFNH2 = = = 2459.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 893.7 NFNV2 = = = -466.8 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1181.2136.6 Nmm = 161352 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 893.7136.6 Nmm = 122079 NmmMV2 = FNV2L3 = -466.865.6 Nmm = -30622 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 = = 202331 NmmM2 = = 164232 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 = 22.1 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 = 6mm6mm45mm，接触长度:l = 45-6 = 39 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2563920120/1000 = 140.4 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 = 16mm10mm80mm，接触长度:l = 80-16 = 64 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25106452120/1000 = 998.4 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 = 12mm8mm70mm，接触长度:l = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2585840120/1000 = 556.8 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 = 1028300 = 48000 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 = 1689.1+0486.6 = 689.1 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 689.1 = 6385 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30205轴承，Cr = 32.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.05107Lh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 = 11432.2+0891.4 = 1432.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1432.2 = 9102 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30206轴承，Cr = 43.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 8.58106Lh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 = 11360