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机械设计课程设计南华大学 机械设计制造及其自动化专业 10届机械设计课程设计说明书专业班级： 机械1003班 姓 名： 魏 星 学 号： 20104410320 指导老师： 王剑彬 2013年5月30日 前言机械设计课程设计是培养学生掌握机械系统运动方案设计能力的技术基础课程，它是机械设计课程学习过程中的一个重要实践环节。其目的是（1） 通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程及其他先修课程的理论去分析和解决实际机械设计问题的能力。（2） 学习了解运用机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3） 通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算设计校核零件的能力，确定零件尺寸，能较全面的考虑制造工艺、使用和维护的要求，减速箱的设计过程及方法。（4） 以机械设计课程的学习为基础，进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识， 培养学生分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力进一步提高计算、分析，计算机辅助设计、绘图以及查阅和使用文献的综合能力。目录前言 1目录 2设计任务书 4一、设计内容 51.1 传动方案示意图 51.2 原始数据 51.3 工作条件 5二、传动系统方案分析 5三、电动机的选择52.1 电动机类型选择 52.2 电动机容量选择 5四、传动比的分配 7五、传动系统的运动和动力参数计算 7六、减速器传动零件的设计计算 86.1高速级（锥齿轮） 86.2低速轴（斜齿轮） 11七、减速器轴的设计计算 157.1高速轴（I轴）的设计 157.2中间轴（II轴）的设计 187.3 低速轴（III轴）的设计 22八、轴承的校核 278.1 高速轴轴承校核 278.2 中间轴轴承校核 288.3 低速轴轴承校核 29九、键连接校核 309.1 高速轴键校核 309.2 中间轴键校核 309.3 低速轴键校核 31十、联轴器的选择 31十一、减速器箱体及附件设计 31十二、减速器润滑方式及密封种类的选择 3412.1 减速器的润滑 3412.2 减速器的密封 34设计小结 35参考文献 36附图一、小锥齿零件图 附图二、大锥齿零件图 附图三、小斜齿零件图 附图四、大斜齿零件图 附图五、高速轴零件图 附图六、中间轴零件图 附图七、低速轴零件图 附图八、减速箱装配图 附图九、减速箱零件图 设计任务书设计内容设计计算过程设计结果一、 设计任务1. 传动方案示意图2. 原始数据3. 工作条件二、 传动系统的方案分析三、 电动机的选择1. 电动机类型选择2. 电动机容量选择设计内容IV轴1.1 传动方案示意图II轴III轴I轴图1 传动方案示意图1.2 原始数据运输带拉力F(N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)21001.3320表1 原始数据1.3 工作条件设计用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。单班制工作。运输机卷筒直径D=320mm，运输带容许速度误差为5%。减速器为小批生产，使用期限为10年，每年按300天计。传动方案见图1，其拟定的依据是结构紧凑且尺寸宽度较小，传动效率高，虽然锥齿轮比较贵，但此方案最合理。其减速器的传动比为822，用于输入轴与输出轴相交而传动比比较大的传动。2.1 电动机类型选择选择电动机的类型为三相交流异步电动机，额定电压380V。2.2 电动机容量选择（1）工作机所需功率P=FV1000=滚带轴式中F为工作机阻力设计计算过程F=2100NV=1.3m/s=0.931P=2.93KW设计结果设计内容V为工作机速度滚为滚筒效率取0.96带为带传动效率取0.98轴为滚动轴承传动效率取0.99 为工作机效率（2）电机输出功率Pd=P=轴3锥柱联2式中 锥为圆锥齿轮传动效率取0.97 柱为圆柱齿轮传动效率取0.98 联为联轴器传动效率取0.99（3）确定电动机的额定功率Ped电动机额定功率Ped略大于Pd即可。选取电动机额定功率Ped=4KW。（4）确定电动机转速及传动比由V=nD601000m/s得出滚筒转速n=601000VDr/min传动比范围为i=822，电机转速范围为n0=ni符合这一要求的电动机转速有1000 r/min和1500 r/min两种。这里将两种方案进行比较，列于表2。方案序号电动机型号额定功率/Kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y132M1-64100096012.892Y112M-441500144019.33表2 电动机方案从表中数据看出，两组均可，考虑到电动机转速，转速越高减速器结构尺寸越大，成本越高。选择第一方案进行计算。查1附表6-2电机中心高度132mm，轴外伸长度80mm，外伸直径38mm。设计计算过程=0.904Pd=3.24KWn=77.58 r/minn0=622.41711.6 r/min选Y132M1-6型电动机设计结果四、 传动比的分配五、 传动系统的运动和动力参数计算设计内容（1）总传动比为12.89（2）分配传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小一点i10.25i，且i13i2=ii1（1）各轴转速n0=nmnI=n0nII=nIi1nIII=nIIi2nIV=nIII速度误差=n-nIVn100%（2）各轴功率PI=Pd联PII=PI轴锥PIII=PII轴柱PIV=PIII轴联（3）各轴转矩T=9550Pdn0TI=9550PInITII=9550PIInIITIII=9550PIIInIIITIV=9550PIVnIV将计算结果汇总列表如下表3设计计算过程i1=3i2=4.297n0=960r/minnI=960 r/minnII=320r/minnIII=74.47 r/minnIV=74.47 r/min=4.01%PI=3.21KWPII=3.08KWPIII=2.99KWPIV=2.93KWT=32.23NmTI=31.93NmTII=91.92 NmTIII=383.44 NmTIV=375.74Nm设计结果六、 减速器传动零件的设计计算1. 高速级（锥齿轮）（主要参照3）2. 低速级（斜齿轮）设计内容项目电动机轴I轴II轴III轴IV转速（r/min）96096032074.4774.47功率（KW）3.243.213.082.992.93转矩（Nm）322331.9391.92383.44375.74传动比134.2971效率0.990.940.960.98表3 轴的运动及动力参数6.1 高速级（锥齿轮）已知输入功率为PI=3.96KW、小齿轮转速为nI=960 r/min、齿数比为3。带式运输，工作有轻震，不反转。单班制工作，使用期限为10年，每年按300天计。1. 选定精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。（2）材料选择由3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，两者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮的齿数为Z1=20，则大齿轮齿数Z2=3Z1=602. 按齿面接触疲劳强度计算设计计算公式：d1t=2.923（ZEH）2KT1R(1-0.5R)2u（1）确定公式内的各计算值 试选荷载系数Kt=1.6 小齿轮传递转矩TI=31.93Nm 取齿宽系数R=0.35 查3图10-21得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa设计计算过程7级精度小齿轮40Cr（调质），硬度280HBS；大齿轮45钢（调质），硬度240HBS，硬度差为40HBS。Z1=20Z2=60Kt=1.6R=0.35Hlim1=650MPaHlim2=550MPa设计结果设计内容查3表10-6选取弹性影响系数ZE=189.8MPa12 由式计算应力值循环N=60njLh查3图10-19得KHN1=0.89 KHN2=0.90齿面接触疲劳强度极限：取失效概率为1%，安全系数为S=1。由式H=KHNlimS（2）设计计算 计算小齿轮的分度圆直径，将确定的值代入d1t=2.923（ZEH）2KT1R(1-0.5R)2u 计算圆周速度V=d1tnI601000 计算载荷系数使用系数KA=1.25根据V=3.191m/s，7级精度查3图10-8得动载系数Kv=1.14，查3表10-3得齿间载荷分布系数KHa=KFa=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查3表10-9得轴承系数KHbe =1.25,得KH=KF=1.875K=KAKvKHaKH 按时实际荷载系数校正分度圆直径，得d1=d1t3KKt计算模数mt=d1Z13. 按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式： 设计计算过程ZE=189.8MPa12N1=1.382x109N2=0.460 x109KHN1=0.89 KHN2=0.91H1=578.5MPaH2=495 MPad1t=63.961mmV=3.215m/sK=2.672d1=75.775mmmt=3.794mm设计结果设计内容m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF（1）确定公式内的各计算值 计算载荷系数 K=KAKvKFaKF=2.672 确定分度圆锥角由前面计算知i2=3由式u=i2=tan2=cot1 计算当量齿数Zv=Zcos 查3图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa查3表10-5得齿形系数 YFa1=2.796 YFa2=2.116应力校正系数 YSa1=1.551 YSa2=1.858 查3图10-18得KFN1=0.83 KFN2=0.88 齿跟弯曲疲劳强度极限：取失效概率为1%，安全系数为S=1.4。由式F=KFNFES 计算大小齿轮的YFaYSaF，并加以比较大齿轮数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算。（2）设计计算m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF取m=2.75mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面疲劳接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算的模数2.652mm并设计计算过程1=18028062=7103054Zv1=20.082Zv2=189.736YFa1=2.796 YFa2=2.116YSa1=1.551 YSa2=1.858KFN1=0.83 KFN2=0.88F1=296.4MPaF2=238.9MPaYFa1YSa1F1=0.01463YFa2YSa2F2=0.01646m=2.652mmm=2.75mm设计结果设计内容就进圆整为按标准模数,取m =2.75mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=75.775mm。来计算小齿轮齿数Z1=d1m大齿轮齿数 Z2=3Z1=844.计算几何尺寸（1）d1=mZ1（2）d2=mZ2（3）1=arctand1d2（4）2=90-1（5）R=d1u2+12（6）b=RR=42.612mm，圆整取b1=43mm ，b2=43mm（7）结构设计小锥齿轮大端齿顶圆直径为82.218mm，采用实心结构其零件图见附图1大锥齿轮大端齿顶圆直径为232.648mm，采用腹板式结构其零件图见附图26. 2 低速级（斜齿轮）已知输入功率为PII=2.99KW、小齿轮转速为nII=300r/min、齿数比为4.297。带式运输，工作有轻震，不反转。单班制工作，使用期限为10年，每年按300天计。1. 选定精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。（2）材料选择由3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，两者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮的齿数为Z1=20，则大齿轮齿数Z2=4.297Z1=86，初选螺旋角=14。设计计算过程Z128Z2=84d1=77mmd2=231mm1=18028062=7103054R=121.748mmb1=43mmb2=43mm7级精度小齿轮40Cr（调质），硬度280HBS；大齿轮45钢（调质），硬度240HBS，硬度差为40HBS。Z1=20Z2=86=14设计结果设计内容2. 按齿面接触疲劳强度计算设计计算公式：d1t=3（ZEZHH）22KT1Ru1u（1）确定公式内的各计算值 试选荷载系数Kt=1.6 查3图10-30选取区域系数ZH=2.435 查3图10-26得1=0.75，2=0.87，得=1+2查3图10-21得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa查3表10-6选取弹性影响系数ZE=189.8MPa12 由式计算应力值循环N=60njLh查3图10-19得KHN1=0.90， KHN2=0.93齿面接触疲劳强度极限：取失效概率为1%，安全系数为S=1。由式H=KHNlimS许用接触应力为H=H1+H22 小齿轮传递转矩TII=120.97 Nm 取齿宽系数R=1（2）设计计算 计算小齿轮的分度圆直径，将确定的值代入d1t=3（ZEZHH）22KT1Ru1u 计算圆周速度V=d1tnI601000设计计算过程Kt=1.6ZH=2.435=1.62Hlim1=650MPaHlim2=550MPaZE=189.8MPa12N1=4.60 x108N2=1.08 x108KHN1=0.90KHN2=0.93H1=585MPaH2=511.5 MPaH=548.25 MPaTII=91.92 NmR=1d1t=54.181mmV=0.908m/s设计结果设计内容 计算齿宽b及模数mtb=Rd1tmt=d1tcosZ1 计算齿宽与高之比齿高 h=2.25mt 计算纵向重合度=0.318RZ1tan 计算载荷系数使用系数KA=1.25根据V=0.908m/s，7级精度查3图10-8得动载系数Kv=1.07，查3表10-3得齿间载荷分布系数KHa=KFa=1.4查3表10-4得KH=1.41745查3图10-13得KF=1.325K=KAKvKHaKH 按时实际荷载系数校正分度圆直径，得d1=d1t3KKt 计算模数mt=d1Z13. 按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式：m32KT1Ycos2Rz12YFaYSaF（1）确定公式内的各计算值 计算载荷系数 K=KAKvKFaKF=2.481 根据纵向重合度=1.586，查3图10-28得螺旋影响系数Y=0.88 计算当量齿数设计计算过程b=54.181mmmt=2.629mmh=5.915mmb/h=9.160=1.586KA=1.25Kv=1.07KHa=KFa=1.4KH=1.41745KF=1.325K=2.654d1=64.137mmmt=3.207mmK= 2.481Y=0.88设计结果设计内容Zv=Zcos3 查3图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa查3表10-5得齿形系数 YFa1=2.724 YFa2=2.201应力校正系数 YSa1=1.569 YSa2=1.779 查3图10-18得KFN1=0.88， KFN2=0,90 齿跟弯曲疲劳强度极限：取失效概率为1%，安全系数为S=1.4。由式F=KFNFES 计算大小齿轮的YFaYSaF，并加以比较大齿轮数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算。（2）设计计算m32KT1Ycos2Rz12YFaYSaF取m=2.5mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面疲劳接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算的模数2.107mm并就进圆整为按标准模数,取m =2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=64.137mm。来计算小齿轮齿数Z1=d1m大齿轮齿数 Z2=4Z1=1124.计算几何尺寸（1）计算中心距a=m（Z1+Z2）2cos=177.781设计计算过程Zv1=21.900Zv2=88.812FE1=500MPaFE2=380MPaYFa1=2.724 YFa2=2.201YSa1=1.569 YSa2=1.779KFN1=0.88， KFN2=0,90F1=314.3MPaF2=244.3MPaYFa1YSa1F1=0.01360YFa2YSa2F2=0.01603m=2.107mmm=2.5mmZ126 Z2=112a=178mm设计结果七、 减速器轴的设计计算1. 高速轴（I轴）的设计2. 中间轴（II轴）的设计3. 低速轴（III轴）的设计设计内容圆整取a=178mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosm（Z1+Z2）2a因值改变不多,故参数,K,ZH等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d=mzcos（4）计算齿轮宽度b=R d=67.073mm圆整后取 b1=73mm， b2=68mm（5）结构设计小斜齿轮齿顶圆直径为72.073mm 采用实心结构其零件图见附图3大斜齿轮齿顶圆直径为293.929mm 采用腹板式结构其零件图见附图47.1高速轴（I轴）的设计1.求输入轴上的功率PI，转速nI，转矩TIPI=3.21KW，nI=960rmin，TI=31.93Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小锥齿轮的平均分度圆直径为dm1=d1(1-0.5R)则Ft=2Tdm1Fr=Fttan20cos1Fa=Fttan20sin1圆周力Ft，径向力Fr 及轴向力Fa的方向如图2所示:3.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刚（调质）,根据3设计计算过程=1401650d1=67.073mmd2=288.929mmb1=73mmb2=68mmdm1=63.525mmFt=1005.27NFr=345.63NFa=111.42N设计结果设计内容表15-3，取A0=126。dmin=A03PInI输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT，查3表14-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.3。查2附表4-2，选HL3型弹性柱销联轴器其工称转矩为630N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取d12=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。图2 高速轴力矩分析图设计计算过程A0=126dmin=18.841mmTca=41.509N.md12=30mm设计结果设计内容4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图3）图3 高速轴轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径d23=37mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取L12=58mm 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=37mm，由2附表5-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为 dDT=40mm80mm19.75mm所以d34=40mm而L34=20mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由2附表5-4查得30208型轴承的定位轴肩高度da=47mm，因此取d45=47mm。 取安装齿轮处的轴段67的直径d67=30mm；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取L56=19mm，d56=40mm。 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，取L23=50mm。 锥齿轮轮毂宽度为58.54mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L67=58mm由于L1=2L2，故取L45=85mm。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67=30mm由3表6-1,设计计算过程d23=37mmL12=58mmd34=40mmL34=20mmd67=30mmd45=47mmL56=19mmd56=40mmL23=50mmL67=58mmL45=85mm设计结果设计内容查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6；同样，半联轴器处平键截面为bhl=8mm7mm50mm与轴的配合为H7k6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径见附图5。5、求轴上的载荷（30208型的a=16.9mm。所以俩轴承间支点距离为91.2mm 右轴承与齿轮间的距离为45.9mm。）（见图2）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-505.94NFv1=-176.16NFNH2=1511.21NFv2=169.47N弯矩MMH=46.14N.mMv1=-16.07N.mMv2=7.79N.m总弯矩M1=48.86N.m，M2=46.79N.m扭矩TTI=31.93N.m表4 高速轴载荷分析6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图2可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为ca=M2+(TI)2W式中W是抗弯截面系数取0.1d3前已选定轴的材料为45钢（调质），由3表15-1查得-1=60MPa，故安全。7.2 中间轴（II轴）的设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩TnII=320r/min，PII=3.08KW，TII=91.92 Nm设计计算过程=0.6ca=8.200MPa-1=60MPa设计结果设计内容2、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为d=mzcosFt1=2Td1Fr1=Ft1tan20cosFa1=Ft1tan由7.1中可知大锥齿 Ft2=1005.27NFa2=345.63N Fr2=111.42N圆周力、径向力及轴向力的方向如图4所示图4 中间轴力矩分析图设计计算过程d=67.073mmFt1=2740.894NFr1=132.291NFa1=697.649N设计结果设计内容3、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刚（调质），根据3表15-3，取A0=126。dmin=A03PIInII中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案见图5图5 中间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d5626.802mm，由2附表5-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为dDT=30mm72mm20.75mm，d12=d56=30mm。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。取安装齿轮的轴段d23=d45=35mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L=42mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L23=40mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.007d，故取h=2.5mm，则轴环处的直径为d34=40mm。已知圆柱直齿轮齿宽b1=73mm，为了使套筒端面可靠地压紧端设计计算过程A0=126dmin=26.802mmd12=30mmd56=30mmd23=35mmd45=35mmL23=40mmd34=40mm设计结果设计内容面，此轴段应略短于轮毂长，故取L45=70mm。齿轮距箱体内壁的距离为8mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取L12= 40mm,L34=20mm ,L56=45mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由3表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d45由3表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7k6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径见附图6。5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30306型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=45.7mm，L2=75mm。L3=64.7mm做出弯矩和扭矩图（见图4）。由图4可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-199.03NFv1=244.04NFNH2=-1534.60NFv2=-264.91N弯矩MMH1=-9.096N.mMH2=-99.29N.mMv1=11.15N.mMv2=-17.14N.m总弯矩M1=14.39N.m，M2=100.76N.m扭矩TTI=91.92N.m表5 中间轴荷载分析6、按弯扭合成应力校核轴的强度设计计算过程L45=70mmL12=40mmL34=20mm L56=45mm设计结果设计内容根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为ca=M2+(TI)2W式中W是抗弯截面系数取0.1d3前已选定轴的材料为45钢（调质），由3表15-1查得-1=60MPa，故安全。7.3低速轴（III轴）的设计1.求输入轴上的功率PIII，转速nIII，转矩TIIIPIII=2.99KW，nIII=74.47 r/min，TIII=383.44 Nm2.求作用在齿轮上的力由7.2根据作用力反作用力关系Ft=2740.894NFr=697.649N Fa=132.291N圆周力Ft，径向力Fr 及轴向力Fa的方向如图6所示:图6 低速轴力矩分析图设计计算过程ca=26.79MPa-1=60MPaFt=2740.894NFr=697.649N Fa=132.291N设计结果设计内容3.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刚（调质）,根据3表15-3，取A0=126。dmin=A03PIIInIII输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT，查3表14-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.3。查2附表4-2，选HL4型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，联轴器的孔径取d1=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见图7）图7 输出轴零件装配图（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=52mm。左端用轴端挡圈定位，1段长度应适当小于L所以取L1=82mm 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=52mm，由2附表5-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为设计计算过程A0=126dmin=43.145mmTca=498.472N.md1=45mmd2=52mmL1=82mm设计结果设计内容dDT=55mm120mm31.5mm所以d3=55mm而L3=32mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由2附表5-4查得30311型轴承的定位轴肩高度da=65mm，因此取d4=65mm。齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为68mm，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L6=65mm齿轮的轮毂直径取为60mm所以d6=60mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径为d5=68mm。轴环宽度b1.4h，取L5=6mm。易知d7=55mm。 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，取L2=50mm。大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。结合7.2中的尺寸进行计算可求得L7=57.5mm,L4=79mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6=60mm由3表6-1, 查得平键截面bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6；同样，半联轴器处平键截面为bhl=14mm9mm70mm与轴的配合为H7k6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径参见附图7。5、求轴上的载荷（30311型的a=24.9mm。所以俩轴承间支点距离为62.1mm 右轴承与齿轮间的距离为124.6mm。）（见图6）设计计算过程d3=55mmL3=32mmd4=65mmL6=65mmd6=60mmd5=68mmL5=6mmd7=55mmL2=50mmL7=54.5mmL4=79mm设计结果设计内容载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1829.22NFv1=3382.99NFNH2=911.67NFv2=-1142.11N弯矩MMH=113.59N.mMv1=210.08N.mMv2=-142.31N.m总弯矩M1=238.82N.m，M2=182.08N.m扭矩TTIII=383.44N.m表6 低速轴载荷分析6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图6可知大斜齿轮为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为ca=M2+(TI)2W式中W是抗弯截面系数取0.1d3前已选定轴的材料为45钢（调质），由3表15-1查得-1=60MPa，故安