二级斜齿出入联轴器F=5V=D=X

1、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

2、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),1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. 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

3、、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：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：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=h13h22h3h4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84h1为轴承的效率,h2为齿轮啮合传动的效率,h3为联轴器的效率,h4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=1.1m/s工作机的功率pw:pw

4、= 1.65 KW电动机所需工作功率为:pd= 1.96 KW执行机构的曲柄转速为:n = 95.5 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=840，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (8×40)×95.5 = 7643820r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y112M-6的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=940r/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

5、，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=940/95.5=9.8（2）分配传动装置传动比: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 = 2.65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 = 940 = 940 r/minnII = nI/i12 = 940/3.7 = 254.1 r/minnIII = nII/i23 = 254.1/2.65 = 95.9 r/minnIV = nIII = 95.9 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h3 = 1.96×0.99 = 1.94 KWPII =

6、PI×h1×h2 = 1.94×0.98×0.97 = 1.84 KWPIII = PII×h1×h2 = 1.84×0.98×0.97 = 1.75 KWPIV = PIII×h1×h3 = 1.75×0.98×0.99 = 1.84 KW 则各轴的输出功率：PI' = PI×0.98 = 1.9 KWPII' = PII×0.98 = 1.8 KWPIII' = PIII×0.98 = 1.71 KWPIV'

7、= PIV×0.98 = 1.8 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×h3 电动机轴的输出转矩:Td = = 19.9 Nm 所以：TI = Td×h3 = 19.9×0.99 = 19.7 NmTII = TI×i12×h1×h2 = 19.7×3.7×0.98×0.97 = 69.3 NmTIII = TII×i23×h1×h2 = 69.3×2.65×0.98×0.97 = 174.6 NmTIV = TIII×h1

8、×h3 = 174.6×0.98×0.99 = 169.4 Nm 输出转矩为：TI' = TI×0.98 = 19.3 NmTII' = TII×0.98 = 67.9 NmTIII' = TIII×0.98 = 171.1 NmTIV' = TIV×0.98 = 166 Nm第五部分 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：2

9、74286HBW。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 = i12×Z1 = 3.7×21 = 77.7 取：Z2 = 78 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 = 19.7 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

10、)×cosb = 1.88-3.2×(1/21+1/78)×cos150 = 1.629 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 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 = 60×940&

11、#215;1×10×300×1×8 = 1.35×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.35×109/3.7 = 3.66×108 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 = = 0.88×650 = 572 MPasH2 = = 0.9×530 = 477 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524

12、.5 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 38.9 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 1.79 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 102.5 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 43 mmd2 = = = 161 mmb = d×d1 = 43 mmb圆整为整数为：b = 43 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 2.12 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

13、 = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/21+1/78)×cos150 = 1.629 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 9) eg = ea+eb = 3.419 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。

14、13) Ft = = = 916.3 N = = 21.3 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.629/0.972 = 1.73 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.36 18) K

15、 = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.73×1.36 = 2.59 19) 计算d1：d1 = = 38.9 mm实际d1 = 43 > 38.9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 = 78/cos3150 = 86.5 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/23.3+1/86.5)×cos150 =

16、 1.648 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 = 1.73<3.09，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 = 1×1.1×1.73×1.33 = 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 =

17、2.23应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.79 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 = 1.35×109大齿轮应力循环次数:N2 = 3.66×108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.86 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 326.9sF2 = = = 251.4 = = 0.01294 = = 0.01588大齿

18、轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.21 mm1.212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 = 161 mmb = yd×d1 = 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 = 102 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：274286H

19、BW。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 = i23×Z3 = 2.65×24 = 63.6 取：Z4 = 64 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 = 69.3 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)

20、5;cosb = 1.88-3.2×(1/24+1/64)×cos130 = 1.629 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 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 = 60×254.1

21、5;1×10×300×1×8 = 3.66×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.66×108/2.65 = 1.38×108 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 = = 0.9×650 = 585 MPasH4 = = 0.92×530 = 487.6 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 5

22、36.3 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 60.4 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.45 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 112.9 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 62 mmd4 = = = 164 mmb = d×d3 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.82 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

23、为:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/24+1/64)×cos130 = 1.653 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76 9) eg = ea+eb = 3.413 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.778 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

24、.1。 13) Ft = = = 2235.5 N = = 36.1 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos130) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.653/0.982 = 1.72 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.37

25、18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.72×1.37 = 2.59 19) 计算d3：d3 = = 60.4 mm实际d3 = 62 > 60.4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/cos3130 = 25.9ZV4 = Z4/cos3b = 64/cos3130 = 69.2 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/25.9+1/69.2)×cos

26、130 = 1.666 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 = 1.76查得螺旋角系数Yb = 0.89 5) = = 3.04前已求得:KHa = 1.72<3.04，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 = 1×1.1×1.72×1.34 = 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 = 2.61 Y

27、Fa4 = 2.26应力校正系数:YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.76 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 = 3.66×108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.38×108 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 = = 0.0127 = = 0.01

28、529大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.68 mm1.682.5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 = 164 mmb = yd×d3 = 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 = 113 mm，模数：m = 2.5 mm第六部分 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 = 1.94 KW n1 = 940 r/min T1 = 19.7 Nm2 求作用在齿轮上的力

29、: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 43 mm 则:Ft = = = 916.3 NFr = Ft× = 916.3× = 345.3 NFa = Fttanb = 916.3×tan150 = 245.4 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× = 14.3 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 = KAT1，查机械设计（第八版）表

30、14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT1 = 1.2×19.7 = 23.6 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT3型，其尺寸为：内孔直径16 mm，轴孔长度30 mm，则：d12 = 16 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 28 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 = 26 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 21 mm。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-I

31、V、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:d×D×T = 25×52×16.25 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 = 48 mm；齿轮的左端与轴承

32、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 = 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 = 13.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (B1/2+16.25+97-13.5)mm = 123.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (B1/2+18+16.25-13.5)mm = 44.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 243.5 NFNH2 = = = 672.8 N垂

33、直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 123 NFNV2 = = = -222.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 243.5×123.8 Nmm = 30145 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 123×123.8 Nmm = 15227 NmmMV2 = FNV2L3 = -222.3×44.8 Nmm = -9959 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 = = 33773 NmmM2 = = 31747 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作

34、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 = 4.5 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 = 1.84 KW n2 = 254.1 r/min T2 = 69.3 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 =

35、 161 mm 则:Ft = = = 860.9 NFr = Ft× = 860.9× = 324.4 NFa = Fttanb = 860.9×tan150 = 230.6 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 62 mm 则:Ft = = = 2235.5 NFr = Ft× = 2235.5× = 835 NFa = Fttanb = 2235.5×tan130 = 515.8 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

36、:dmin = A0× = 107× = 20.7 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：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 25×52×16.25 mm，则：d12 = d67 = 25 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 30 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 = 0.07×30 = 2.1 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×2.1 = 2.94 mm，所以：d34 =

37、 d56 = 35 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 = 38.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16.25+8+10-7 = 27.25 mm4 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 = 13.5 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (43/2-2+38.75-13.5)mm = 44.8 mm 中间轴两齿轮齿宽中

38、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+27.25-13.5)mm = 54.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1351.1 NFNH2 = = = 1745.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 174.6 NFNV2 = = = -685.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 1351.1×44.8 Nmm = 60529 NmmMH2 = FNH2L3 = 1745.3×54

39、.2 Nmm = 94595 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 174.6×44.8 Nmm = 7822 NmmMV2 = FNV2L3 = -685.2×54.2 Nmm = -37138 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 = = 61032 NmmM2 = = 101624 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

40、式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 27.4 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 = 1.75 KW n3 = 95.9 r/min T3 = 174.6 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 = 164 mm 则:Ft = = = 2129.3 NFr = Ft× = 2129.3× = 795.4 NFa = Fttanb = 2129.3×

41、tan130 = 491.3 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× = 29.5 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 = 1.2×174.6 = 209.5 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，

42、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 = 37 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：d×D×T = 40mm×80mm×19

43、.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 = 0.07×47 = 3.29 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×3.29 = 4.61 mm，所以：d56 = 54 mm，l56 =

44、 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 = 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (62/2+10+70.5+19.75-20)mm = 111.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm

45、2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 671.3 NFNH2 = = = 1458 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 498.8 NFNV2 = = = -296.6 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 671.3×111.2 Nmm = 74649 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 498.8×111.2 Nmm = 55467 NmmMV2 = FNV2L3 = -296.6×51.2 Nmm = -15186 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯

46、矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 93000 NmmM2 = = 76178 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 = 13.5 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：第七部分 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

47、选用普通平键尺寸为：b×h×l = 5mm×5mm×25mm，接触长度:l' = 25-5 = 20 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×5×20×16×120/1000 = 48 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：b×h×l = 8mm×7mm×36mm，接触长度:l' = 36-8 = 28 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25h

48、l'dsF = 0.25×7×28×30×120/1000 = 176.4 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：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接触长度:l' = 50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×36×47×120/1000 = 456.8 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接：

49、 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接触长度:l' = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×40×32×120/1000 = 307.2 NmTT3，故键满足强度要求。第八部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 10×1×8×300 = 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-

50、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 = 1×345.3+0×245.4 = 345.3 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 345.3× = 3010 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 = = = 6.42×107Lh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：

51、X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×835+0×515.8 = 835 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 835× = 4914 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 = = = 1.26×107Lh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 = 1