二级斜齿减速器课程设计774.8%1.25%500%157%222.doc
二级斜齿减速器课程设计774.8%1.25%500%157%222
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计774.8%1.25%500%157%222,减速器课程设计
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西南大学工程技术学院课程设计（论文） 1 目录 1 引言 . 2 2 传动装置的总体设计 . 3 2.1电动机的选择 . 3 2.1.1电动机类型的选择 . 3 2.1.2电动机功率的确定 . 3 2.1.3 确定电动机转速 . 3 2.2总传动比的计算和 分配各级 传动比 . 4 2.3传动装置的运动和动力参数计算 . 4 3 传动零件的设计计算 . 5 3.1第一级齿轮传动的设计计算 . 5 3.2第二级齿轮传动的设计计算 . 10 4 箱体尺寸计算与说明 . 15 5 装配草图的设计 . 16 5.1初估轴径 . 16 5.2初选联轴器 . 17 5.3初选轴承 . 17 5.4润滑及密封 . 18 6 轴的设计计算及校核 . 18 6.1中间轴的设计计算及校核 . 18 6.2低速轴的设 计计算及校核 . 21 7 滚动轴承的选择和计算 . 25 7.1高速轴轴承的计算 . 25 7.2中间轴轴承的计算 . 26 7.3低速轴轴承的计算 . 27 8 键连接的选择和计算 . 28 8.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算 . 28 8.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算 . 28 8.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 . 28 8.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算 . 29 8.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算 . 29 9 减速器附件的选择及说明 . 29 9.1减速器附件的选择 . 29 9.2减速器说明 . 30 10 结论 . 30 参考文献 . 31 nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 2 带式运输机传动装置的设计 王刚 西 南大学工程技术学院 2009级机械设计制造及其自动化 2班 1 引言 机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是： 1） 通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想； 2）学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用 、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力； 3）通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。 在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上要求，但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图。 nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 3 2 传动装置的总体设计 2.1 电动机的选择 2.1.1 电动机类型的选择 Y系列三相异步电动机 2.1.2 电动机功率的确定 工作机效率w=1 传动装置各部分的效率，查表 1-7 8 级精度齿轮 传动效率齿=0.97 弹性联轴器传动效率l=0.99 齿式联轴器传动效率=0.99 球轴承传动效率 球 1=0.99（一对） 球 轴承传动效率2球=0.99（一对） 球 轴承传动效率 球 3=0.99（一对） = l 球 1 齿 2球 齿 球 3 =0.99 0.99 0.97 0.99 0.97 0.99 0.99=0.89 工作机所需输入功率 4 8 0 0 1 . 2 5 61 0 0 0 1 0 0 0wFvP k W 所需电动机功率 6 6 . 7 4 k 0 . 8 9WdPPW 2.1.3 确定电动机转速 nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 4 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 2 5 4 7 . 7 5 / m i n 500W vnrD 查表 13-2，得圆柱齿轮传动比常值为 35，故电动机转速的可选范围： 2212( ) ( 3 5 ) 4 7 . 7 5 4 3 0 1 1 9 4 / m i nwn i i n r 对 Y 系列电动机 ， 通常多选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机， 如无特殊需要，不选用低于 750r/min 的电动机。 查表 12-1，选用 Y160L-8,额定功率 7.5kW,满载转速为 720r/min， D=42mm， E=110mm。 2.2 总传动比的计算和 分配各级传动比 传动装置的总传动比要求为 720 1 5 . 0 84 7 . 7 5mwni n 又由于1 2 1 2, (1 . 3 1 . 5 ) ,i i i i i 取121.4ii解得：124 .5 9 , 3 .2 8ii2.3 传动装置 的运动和动力参数计算 （ 1）各轴转速 1 7 2 0 / m i nmn n r2 1 1/ 7 2 0 / 4 . 5 9 1 5 7 / m i nn n i r 3 2 2/ 1 5 7 / 3 . 2 8 4 8 / m i nn n i r （ 2）各轴功率 1 dpp l=6.74 0.99 6.67kW 21pp 球1 齿=6.74 0.99 0.97=6.41kW 32pp 球2 齿= 6 . 4 1 0 . 9 9 0 . 9 7 6 . 1 5 kW （ 3） 各轴转矩 1 1 19 5 5 0 / 9 5 5 0 6 . 6 7 / 7 2 0 8 8 . 4 7T p n N m 2 2 29 5 5 0 / 9 5 5 0 6 . 4 1 / 1 5 7 3 8 9 . 9 1T p n N m nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 5 3 3 39 5 5 0 / 9 5 5 0 6 . 1 5 / 4 8 1 2 2 3 . 5 9T p n N m 3 传动零件的设计计算 3.1 第一级齿轮传动的设计计算 计算及说明 结果 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）由于斜齿轮 啮合 性能好，传动平稳，噪声小，重合度大，承载能力强，故第一级选用斜齿圆柱齿轮传动 2） 运输机为一般工作机器，速度不高，由表 10-4可选用 8级精度 3）由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS 4） 初 选小齿轮齿数为1z20，则大齿轮齿数2 2 0 4 . 5 9 9 1 . 8z ，圆整取2z=92 5）初选螺旋角 15 o 2.按齿面接触强度设计 按教材公式 10-21试算，即 2113 2 1t HEtdHKT ZZudu （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数tK=1.3 2）由图 10-30 选取区域系数HZ=2.43 3）由图 10-26 查得1=0.76，2=0.87， 故=0.76+0.87=1.63 选用 斜齿圆柱齿轮 8级 小齿轮： 40Cr（调质），280HBS 大齿轮： 45钢（调质），240HBS 1z20，2z=92 15 o tK=1.3 HZ=2.43 =1.63 nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 6 4）由表 10-7 选取齿宽系数d=1 5）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ= 12189.8MPa 6）由图 10-21d 按齿面硬度 查得小齿轮的接触疲劳强度极限1 650H lin M P a；大齿轮的接触疲劳强度极限 2 550H lin M P a7）由式 10-13 计算应力循环次数 9116 0 6 0 7 2 0 1 ( 2 8 3 6 5 8 ) 2 . 0 2 1 0hN n j L 9 81212 . 0 2 1 0 4 . 4 0 1 04 . 5 9NNi 8）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1 0.88HNK ，2 0.93HNK 9）计算接触疲劳 许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12得 1 l i m 11 0 . 8 8 6 5 0 5 7 2HNH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 3 5 5 0 5 1 1 . 5HNH K M P aS 12 2HHH =541.75MPa （ 2）计算 1）试计算小齿轮分度圆直径直径1td，由公式计算得 2313 2 1 . 3 8 8 . 4 7 1 0 4 . 5 9 1 2 . 4 3 1 8 9 . 84 9 . 9 41 1 . 6 3 4 . 5 9 5 4 1 . 7 5td m m 2）计算圆周速度 11 3 . 1 4 4 9 . 9 4 7 2 0 1 . 8 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 及模数ntmd=1 EZ= 12189.8MPa 1 650H lin M P a2 550H lin M P a91 2 .0 2 1 0N 82 4 .4 0 1 0N 1 0.88HNK ，2 0.93HNK 5 4 1 .7 5H M P a 1td 49.94mm v 1.88 /ms nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 7 1111 4 9 . 9 4 4 9 . 9 4c o s 4 9 . 9 4 c o s 1 5 2 . 4 120dttntb d m mdm m mz o 4）计算齿宽与齿高之比 bh齿高 h =2.25ntm=2.25 2.41=5.42mm bh =49.945.42 =9.21 5）计算纵向重合度10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 0 t a n 1 5 1 . 7 0d z o6）计算载荷系数 K 已知使用系数 AK =1 由 v =1.88m/s,8 级精度，由图10-8查得动载荷系数vK=1.05 由表 10-3查得 1 .2HFKK由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 1.45HK 由图 10-13查得FK=1.38 故载荷系数1 1 . 0 5 1 . 2 1 . 4 5 1 . 8 3A V H HK K K K K 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a得 1133 1 . 8 34 9 . 9 4 5 5 . 9 71 . 3ttKd d m mK 8）计算模数nmnm=11cosd z 5 5 . 9 7 c o s 1 5 2 . 7 020 mm o 3.按齿根弯曲强度设计 由式 10-17 b 9.94mm ntm 2.41mmh =5.42mm bh =9.21 1.70 AK =1 vK=1.05 1.2HK 1.2FK 1.45HK FK=1.38 K 1.83 1d 55.97mmnm 2.70mmnts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 8 21213 2 c o sF a S andFK T Y YYmz（ 1）确定公式内的各计算数值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M P a ；大齿轮的弯曲强度极限2 380FE M P a 2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 120 . 8 5 , 0 . 8 8F N F NKK3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12得 111 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 4F N F EF K M P aS 222 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF K M P aS 4）计算载荷系数 1 1 . 0 5 1 . 2 1 . 3 8 1 . 6 6A V F FK K K K K 5）根据纵向重合度 1.70 ，由图 10-28 查得螺旋角影响系数 0.88Y 6）计算当量齿数 11 3320 2 2 . 1 9c o s c o s 1 5v zz o22 3398 9 8 . 9 8c o s c o s 1 5v zz o7） 查取齿形系数 由表 10-5查得1 2.71FaY ；2 2.18FaY 8）查取应力校正系数 由表 10-5用插值法 得1 1.57SaY ；2 1.79SaY 9） 计算大 、 小齿轮的Fa SaFYY并加以比较 1 500FE M P a 2 380FE M P a 1 0.85FNK 2 0.88FNK 1F 303.57MPa2 2 3 8 . 8 6F M P a K 1.66 0.88Y 1vz 22.192vz 98.981 2.71FaY 2 2.18FaY 1 1.57SaY 2 1.79SaY nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 9 1112 . 7 1 1 . 5 7 0 . 0 1 4 3 0 3 . 5 7F a S aFYY 2222 . 1 8 1 . 7 9 0 . 0 1 6 2 3 8 . 8 6F a S aFYY 大齿轮的数值较大 （ 2）设计计算 3223 2 1 . 6 6 8 8 . 4 7 1 0 0 . 8 8 ( c o s 1 5 )0 . 0 1 6 1 . 8 11 2 0 1 . 6 3nm m m o对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm=2mm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1d=55.97mm 来计算应有的齿数 11 c o s 5 5 . 9 7 c o s 1 5 2 7 . 0 32ndzm o，圆整 取 1z =27； 2 1 1 4 . 5 9 2 7 1 2 3 . 9 3z i z ，圆整取2z124 4.几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 12() ( 2 7 1 2 4 ) 2 1 5 6 . 3 2 72 c o s 1 5 2 c o s 1 5nz z ma m m oo，圆整取a 157mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 7 1 2 4 ) 2a r c c o s a r c c o s 1 5 5 3 2 82 2 1 5 7nz z ma o（ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 11 2 7 2 5 6 . 1 4 5c o s c o s 1 5 5 3 2 8nzmd m m o1110 .0 1 4F a SaFYY 2220 .0 1 6F a SaFYY nm 2mm1z=27，2z124 a 157mm 15 5328o nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 10 22 1 2 4 2 2 5 7 . 8 5 4c o s c o s 1 5 5 3 2 8nzmd m m o（ 4）计算齿轮宽度 1 1 5 6 . 1 4 5 5 6 . 1 4 5db d m m 圆整后取1 65B mm；2 60B mm1d 56.145mm2d 257.854mm1 65B mm2 60B mm3.2 第二级齿轮传动的设计计算 计算及说明 结果 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）该级为低速级齿轮传动， 选 用直齿圆柱齿轮传动 2） 运输机为一般工作机器，速度不高，由表 10-4可选用 8级精度 3） 由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS 4） 初 选小齿轮齿数为1z25，则大齿轮齿数2 2 5 3 .2 8 8 2z 2.按 齿面接触强度 设计 由设计计算公式 10-9a进行试算 2213 12 . 3 2 t EtdHKT Zudu （ 1）确定公式内的各 计算数值 1）试选载荷系数tK=1.3 2）由表 10-7 选取齿宽系数d=1 3）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ= 12189.8MPa 选用 直齿圆柱齿轮 8级 小齿轮： 40Cr（调质），280HBS 大齿轮： 45钢（调质），240HBS 1z25，2z=82 tK=1.3 d=1 EZ= 12189.8MPa 1 650H lin M P ants西南大学工程技术学院课程设计（论文） 11 4） 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1 650H lin M P a；大齿轮的接触疲劳强度极限 2 550H lin M P a5）由式 10-13 计算应力循环次数 8126 0 6 0 1 5 7 1 ( 2 8 3 6 5 8 ) 4 . 4 0 1 0hN n j L 8 81224 . 4 0 1 0 1 . 3 4 1 03 . 2 8NNi 6） 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1 0.93HNK ，2 0.94HNK 7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12得 1 l i m 11 0 . 9 3 6 5 0 6 0 4 . 5HNH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 4 5 5 0 5 1 7HNH K M P aS （ 2）计算 1）试计算小齿轮分度圆直径直径1td，代入 H中较小的值 2213 12 . 3 2 t EtdHKT Zudu 233 1 . 3 3 8 9 . 9 1 1 0 3 . 2 8 1 1 8 9 . 82 . 3 2 1 3 . 2 8 5 1 7 103.64mm 2）计算圆周速度 12 3 . 1 4 1 0 3 . 6 4 1 5 7 0 . 8 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 1 1 1 0 3 . 6 4 1 0 3 . 6 4dtb d m m 4）计算齿宽与齿高之比 bh2 550H lin M P a1N 84.40 102N 81.34 101 0.93HNK 2 0.94HNK 1H 604.5MPa2 H 517MPa1 1 0 3 .6 4td m mv 0.85 /ms b 103.64mm nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 12 模数111 0 3 . 6 4 4 . 1 525ttdm m mz 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 4 . 1 5 9 . 3 3th m m m bh =103.649.33 =11.11 5）计算载荷系数 根据 v 0.85 /ms， 8级精度，由图 10-8查得动载荷系数vK=1.02 直齿轮， 1HFKK由表 10-2查得使用系数 1AK 由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 1.469HK 查图 10-13得 1.37FK 故载荷系数 1 1 . 0 2 1 1 . 4 6 9 1 . 4 9 8A V H HK K K K K 6） 按实际的载荷系数校正所算得 的分度圆直径，由式 10-10a得 1133 1 . 4 9 81 0 3 . 6 4 1 0 8 . 6 61 . 3ttKd d m mK 7）计算模数 m m = 11dz 1 0 8 .6 6 4 .3 525 mm 3.按齿根弯曲强度设计 由式 10-5得弯曲强度的设计公式为 2213 2F a S adFYYKTmz （ 1）确定公式内的 各计算值 1） 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限tm 4.15mmh 9.33mm bh =11.11 vK=1.02 1HK 1FK 1AK 1.469HK 1.37FK K 1.498 1d 108.66mmm 4.35mm 1 500FE M P a 2 380FE M P a nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 13 1 500FE M P a ；大齿轮的弯曲强度极限2 380FE M P a 2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 120 . 8 8 , 0 . 9 1F N F NKK3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12得 111 0 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 4F N F EF K M P aS 222 0 . 9 1 3 8 0 2 4 71 . 4F N F EF K M P aS 4）计算 载荷系数 1 1 . 0 2 1 1 . 3 7 1 . 3 9 7A V F FK K K K K 5）查取齿形系数 由表 10-5查得1 2.62FaY ；2 2.21FaY 6）查取应力校正系数 由表 10-5用插值法 得1 1.59SaY ；2 1.77SaY 7） 计算大 、 小齿轮的Fa SaFYY并加以比较 1112 . 6 2 1 . 5 9 0 . 0 1 3 3 3 1 4 . 2 9F a S aFYY 2222 . 2 1 1 . 7 7 0 . 0 1 5 8 2 4 7F a S aFYY 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 323 2 1 . 3 9 7 3 8 9 . 9 1 1 00 . 0 1 5 8 3 . 0 21 2 5m m m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的 模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，取 m =4mm 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1d=103.64mm 来计算应有的齿数 1 0.88FNK 2 0.91FNK 1F 314.29MPa2 2 4 7F M P a 1.397K 1 2.62FaY 2 2.21FaY 1 1.59SaY 2 1.77SaY 1110 .0 1 3 3F a S aFYY 2220 .0 1 5 8F a S aFYY m 4mm nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 14 11 1 0 3 . 6 4 2 5 . 9 14dz m ，圆整取 1z =26 2 2 1 3 . 2 8 2 6 8 5 . 2 8z i z ，圆整取2z85 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 11 2 6 4 1 0 4d z m m m 22 8 5 4 3 4 0d z m m m （ 2）计算中心距 12 1 0 4 3 4 0 22222dda m m （ 3）计算齿轮宽度 1 1 1 0 4 1 0 4db d m m 取1 110B mm；2 105B mm1z=26，2z85 1d 104mm2d 340mma 222mm 1 110B mm2 105B mm表 1 传动零件设计计算数据表 类型 模数 中心距 材料 齿数 齿宽 分度圆直径 第级 小齿轮 斜齿圆 柱齿轮 2mm 157mm 40Cr 27 65mm 56.145mm 大齿轮 45 124 60mm 257.854mm 第级 小齿轮 直齿圆 柱齿轮 4mm 222mm 40Cr 26 110mm 104mm 大齿轮 45 85 105mm 340mm nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 15 4 箱体尺寸计算与说明 表 2 箱体尺 寸数据表 名称 符号 具体数值 箱座壁厚 8mm 箱盖壁厚 1 8mm 箱盖凸缘厚度 1b 12mm 箱座凸缘厚度 b 12mm 箱座底凸缘厚度 2b 20mm 地脚螺钉直径 fd 20mm 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 1d 16mm 盖与座连接螺栓直径 2d 12mm 轴承端盖螺钉直径 3d 10mm 视孔盖螺钉直径 4d 6mm 定位销直径 d 10mm fd、1d、2d至外箱壁距离 1C26mm、 22mm、 18mm fd、1d、2d至凸缘边缘直径 2C24mm、 20mm、 16mm 轴承旁凸台半径 1R 20mm 铸造过渡尺寸 x 、 y 4mm、 20mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 10mm nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 16 齿轮端面与内箱壁距离 2 9mm 箱盖、箱座肋厚 1m 、 m 8mm、 8mm 箱体其他尺寸由后续计算与画图确定 5 装配草图的设计 5.1 初估轴径 （ 1）高速轴 选取 高速 轴的材料为 40Cr，调质处理。 由教材表 15-3取0A=110 331m i n 016 . 6 71 1 0 2 3 . 1 0720pd A m mn 由于此处要安放 键，故该最小轴径应再放大 7% m i n m i n ( 1 7 % ) 2 3 . 1 0 1 . 0 7 2 4 . 7 2d d m m 由手册表 12-3 查得机座号为 160L 的机座带底脚，端盖有凸缘的电动机轴伸直径D=42mm。高速轴的最小轴径是安装联轴器处的直径，可取min 30d mm。 （ 2） 中间轴 选取轴的材料为 45 钢，调质处理 。 由教材表 15-3取0A=110 332m i n 026 . 4 11 1 0 3 7 . 8 8157pd A m mn 此 最小直径是安装轴承处的直径 ，可取min 45d mm。 （ 3） 低速轴 选取轴的材料为 45 钢，调质处理 。 由教材表 15-3取0A=110 333m i n 036 . 1 51 1 0 5 5 . 4 548pd A m mn 由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大 7% nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 17 m i n m i n ( 1 7 % ) 5 5 . 4 5 1 . 0 7 5 9 . 3 3d d m m ，可取 min 60d mm 。 5.2 初选联轴器 （ 1）高速轴联轴器 考虑到工作条件，高速轴采用弹性联轴器较好。由教材表 14-1 取 1.3AK ，则1 1 . 3 8 8 . 4 7 1 1 5 . 0 1c a AT K T N m ，查手册表 8-7可知，选用 LX3型弹性柱销联轴器合适，其公称转矩为 1250Nm caT。半联轴器轴孔直径为 30mm，轴孔长度为 60mm，与轴配合长度为 58mm，标记为 60 11230 60JJ 。 （ 2）低速轴联轴器 考虑到工作条件，低速轴采用非弹性联轴器较好。由教材表 14-1 取 1.5AK ，则3 1 . 5 1 2 2 3 . 5 9 1 8 3 5 . 3 9c a AT K T N m ，查手册表 8-3可知，选用 GIGL4型鼓形齿式联轴器合适，其公称转矩为 5000Nm caT。半联轴器轴孔直径为 60mm，轴孔长度为 107mm，与轴配合长度为 105mm，标记为 60 10750 107JJ 。 5.3 初选轴承 （ 1）高速轴轴承 第一级齿轮传动是斜齿轮传动，高速轴同时承受径向力和轴向力作用，故采用角接触球轴承，由于min 30d mm，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册 6-6 初选 0 基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承 7208AC，基本尺寸为 4 0 8 0 1 8d D B m m m m m m 。 （ 2）中间轴轴承 中间轴也同时受到轴向力和径向力作用，采用角接触球轴承，由于min 45d mm，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册 6-6初选 0基本游隙 组 、 标 准 精 度 级 的 角 接 触 球 轴 承 7309AC 型 ， 基 本 尺 寸 为4 5 1 0 0 2 5d D B m m m m m m 。 nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 18 （ 3）低速轴轴承 第二级齿轮传动是直齿轮传动，低速轴只受径向载荷，故采用深沟球轴承，由于min 60d mm，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册表6-1，初选 0 基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6015C 型，基本尺寸为7 5 1 1 5 2 0d D B m m m m m m 。 5.4 润滑及密封 轴承采用脂润滑，并设置挡油环；齿轮采用油池润滑；在伸出与轴承端盖之间采用毡圈密封。 6 轴的设计计算及校核 6.1 中间轴的设计计算及校核 中间轴的受力情况如图 (1)计算齿轮受力 第一级大斜齿轮受力分析（ 20n o， 2 8 o ） nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 19 周向力 2222 2 3 8 9 9 1 0 3 0 2 4 . 2 72 5 7 . 8 5 4tTFNd 径向力 22 t a n 3 0 2 4 . 2 7 t a n 2 0 1 1 4 4 . 4 8c o s c o s 1 5 5 3 2 8 tnr F oo轴向力 22 t a n t a n 1 5 5 3 2 8 8 6 0 . 9 7atF F N o第二级小直齿轮受力分析（ 20 o ） 周向力 2112 2 3 8 9 9 1 0 7 4 9 8 . 2 7104tTFNd 径向力 1 1 t a n t a n 2 0 2 7 2 9 . 1 5rtF F N o(2)做出弯扭矩图 以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为 L1=77.5mm， L2=93mm,L3=55mm 水平方向： 1 1 2 2 0N H t t N HF F F F 1 1 2 1 2 2 1 2 3( ) ( ) 0t t N HF L F L L F L L L 解得1NHF=-5658.89N 2NHF=-4863.65N nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 20 垂直方向： 1 1 2 2 0N V r r N VF F F F 21 1 2 1 2 2 2 1 2 3( ) ( ) 02r r a N VdF L F L L F F L L L 解得1NVF= -2003.84N 2NVF=419.17N 弯矩图如下： 扭矩 T=2T=389.91Nm ，扭矩图如下 : nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 21 （ 3）校核轴的强度 载荷 水平面 H 竖直面 V 支反力 1 5 6 5 8 .8 9NHFN 2 4 8 6 3 . 6 5NHFN 1 2 0 0 3 .8 4NVFN , 2 4 1 9 .1 7NVFN 弯矩 438564HM N m m 155298VM N m m 总弯矩 224 3 8 5 6 4 1 5 5 2 9 8 4 6 5 2 4 8M N m m 扭矩 T=389910 N mm 根据教材式 15-5 及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应 力（公式中 30.1Wd ） 2 2 2 23( ) 4 6 5 2 4 8 ( 0 . 6 3 8 9 9 1 0 ) 4 7 . 0 90 . 1 4 8caMT M P aW 由表 15-1查得 45钢的许用弯曲应力 1 60 caM P a 符合要求。 6.2 低速轴的设计计算及校核 低速轴的受力情况如图 nts西南大学工程技术学院课程设计（论文） 22 （ 1）计算齿轮受力 由作用力与反作用力可得2 7 4 9 8 .2 7t
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