二级圆柱斜齿轮减速器计算说明书

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目: 带式运输机传动装置班 级: 设 计 者: 指导教师: 完成日期: 31目录课程任务说明书3一、电动机的选择41.1电动机类型选择41.2电动机容量选择41.3确定电动机的转速41.4传动比的分配41.5计算传动装置的运动和动力参数4二、齿轮设计42.1高速级52.2低速级10三、轴的设计143.1高速轴143.2中速轴163.3低速轴17四、中速轴的校核184.1齿轮受力分析184.2中速轴的各参数194.3绘制受力简图194.4水平面H受力分析 194.5铅锤面V的受力分析 204.6中速轴所受的扭矩图214.7合成弯矩224.8按弯扭合成应力校核轴

2、的强度 22五、滚动轴承的选择及其基本额定寿命的计算225.1求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2225.2求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2225.3求两轴承的当量动载荷P1和P2235.4验算轴承的寿命23六、键的选择和键的连接强度计算246.1键的选择246.2键连接强度的校核24七、联轴器的选择247.1高速轴联轴器242.1低速轴联轴器24八、齿轮及轴承润滑方法、润滑剂牌号及装油量248.1齿轮润滑248.2轴承润滑25九、密封方式的选择259.1减速器的密封259.2密封类型的选择25十、密封方式的选择2510.1疾速器的机体结构尺寸2510.2减速器附件26参考文献27【机械设计】

3、课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置设计者专业: 姓名： 题目数据工作机输入功率(kW)2.3工作机输入转速(rpm)631 电动机 2 联轴器 3 减速器 4 带式输送机(工作机)工作条件1、连续单向运转；2、载荷较平稳；3、两班制；4、结构紧凑；5、工作寿命5年。设计内容1、 减速器装配图1张(0号图)；2、零件图23张；3、设计计算说明书1份。设计期限答辩日期指导教师设计成绩（表x.x如表9.1来自参考文献1、表x-x、式（x-x）、式x-x、图x-x如表10-1来自参考文献2）一、电动机的选择1.1电动机类型选择： Y系列三厢笼型异步电动机（全封自扇冷式）。1.2 电动机容量选择：

4、电动机所需工作功率Pd=P式中P为工作机的输入功率，为组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。设1、2、3分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动的传动效率。查表9.1得：1=0.99、2=0.99、3=0.97。=0.992×0.993×0.972=0.895则： Pd=P=2.30.895kw=2.57kw选取电动机额定功率为3kw。1.3确定电动机转速：工作机输入转速为已n=63r/min,展开式减速器的传动比为840，即电动机的实际转速为nd=5042520r/min。综合考虑传动装置的机构紧凑，选同步转速为750r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速

5、，查表14.1选定型号为Y132SM-8。其主要性能如下：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)起动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132SM-837102.02.01.4传动比的分配： 总传动比i=nmn=71063=11.27，考虑润滑条件、为使两级大齿轮直径相近i1= 1.4i2。故：i1=1.4i=1.4×11.27=3.97i2=ii1=11.273.97=2.841.5计算传动装置的运动和动力参数：各州转速：1轴：n1=nm=710r/min2轴：n2=n1i1=7103.97r/min=178.84r/min3轴：n3=n2i2=178.842.84r/min=

6、62.97r/min各轴的输入功率：1轴：P1=Pd1=2.57×0.99kw=2.544kw2轴：P2=P123=2.544×0.99×0.97kw= 2.44kw3轴：P3=P223=2.44×0.99×0.97kw=2.34kw卷筒轴：P4=P31=2.34×0.99kw=2.32kw各轴的输入转矩：电动机的输出转矩：Td=9.55×106×Pdnm=9.55×106×2.57710N.mm=34568.31N.mm1轴：T1=Td1=34568.31×0.99N.mm=3422

7、2.63N.mm2轴：T2=T123i1=34222.63×0.99×0.97×3.97N.mm=130470N.mm3轴：T3=T223i2=130470×0.99×0.97×2.84N.mm=355824.66N.mm卷筒轴：T4=T31=355824.66×0.99N.mm=352266N.mm整理列表轴名功率P/kw转矩T/(N.mm)转速/(N.mm)传动比i效率电机轴2.573.46×10471010.991轴2.5443.42×1047103.970.96032轴2.441.3×1

8、05178.842.840.96033轴2.343.56×10562.9710.99卷筒轴2.323.52×10562.97二、齿轮设计21高速级：选精度等级、材料及齿数1)依照传动方案，本设计选用二级斜齿轮传动。标准结构参数压力角n=20°,齿顶高系数ha*=1,顶隙系数c*=0.25。2)运输机为一般工作机器，运动转速不高，查表16.1选用8级精度。3)由表10-1，小齿轮选用40cr（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS。4)初选小齿轮齿数Z1=19，大齿轮Z2=i1Z1=3.97 ×19=75.43,取Z2

9、=76，Z1与Z2互质。5)初选螺旋角=14°按齿面接触疲劳强度设计：1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径：dt32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2a. 确定公式中的各参数值：i试选载荷系数KHt=1.3ii.由图10-20差得区域系数ZH=2.433，表10-5查得材料弹性影响系数Z=189.6Mpa12,表10-7取d=1。iii由式10-21计算接触疲劳强度重合系数Z。t=arctantann/cos=arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arccosZ1cost/(Z1+2ha*cos=arccos19&

10、#215;cos20.562°/(19+2×1×cos14°)=31.840°at2=arccosZ2cost/(Z2+2ha*cos=arccos76×cos20.562°/(76+2×1×cos14°)=24.079°=Z1tanat1-tant'+Z2tanat2-tant'/2=19tan31.840°-tan20.562°+76(tan24.079°-tan20.562°)/2=1.611=dZ1tan=1×1

11、9×tan14°/=1.508Z=4-3(1-)+=4-1.6113×1-1.508+1.5081.611=0.729iv由式（10-23）可得螺旋角系数Z=cos=cos14°=0.985v.计算接触疲劳需用应力H由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa, Hlim2=550Mpa由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×710×1×2×8×300×5=1.022×109N2=N1u=1.022×109/(76/19

12、)=2.556×108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.93,取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得：H1=KHN1Hlim1S=0.90×6001Mpa=540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.93×5501Mpa=511.5Mpa取H1和H2中的较小者为该齿轮的接触疲劳强度许用应力，即H=H2=511.5Mpab. 试算小齿轮分度圆直径：d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×3.42×1041×7619+17619×2.433

13、5;189.8×0.729×0.985511.52mm=36.014mm2)调整小齿轮分度圆直径a.计算实际载荷系数前的数据准备：i圆周速度VV=d1tn160×1000=×36.014×71060×1000m/s=1.339m/sii.齿宽bb=dd1t=1×36.014mm=36.014mmb计算实载荷系数KAi.由表10-2查得使用系数KA=1。ii.根据V=1.339m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.07。iii.齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×3.42×104/36.0

14、14N=1.899×103N,KAFt1/b=1×1.899×103/36.014N/mm=52.736N/mm<100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4。iv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，KH=1.4445则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.07×1.4×1.445=2.16463)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=36.014×32.16461.3mm=42.686mm及相应的齿轮模数mn=d1cosZ1=42.

15、686×cos14°/19mm=2.1799mm按齿根弯曲疲劳强度设计：1) 由式（10-20）试算齿模数，即mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYsaFa. 确定公式中的各参数值。i试选载荷系数KFt=1.3。 ii由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合系数Y。b=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°v=/cos2b=1.611/cos213.140°=1.699Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.699=0.691iii.由式（10-19）可得计

16、算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。Y=1-120°=1-1.50814°120°=0.824iv.计算YFaYsaF。由当量齿数Zv1=Z1/cos3=19/cos314°=20.799Zv2=Z2/cos3=76/cos314°=83.196查图10-17，得齿形系数YFa1=2.78,YFa2=2.23由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.55,Ysa2=1.77由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500Mpa, Flim2=380Mpa由图10-22查得弯曲疲劳系数KFN1=0.84、KFN2=0.90

17、,取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.855×5001.4Mpa=303.57MpaF2=KFN2Flim2S=0.88×3801.4Mpa=244.28MpaYFa1Ysa1F1=2.78×1.55303.57=0.01419YFa2Ysa2F2=2.23×1.77244.28=0.01615因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.01615b.试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dZ12YFaYsaF=32×1.3×3.42×

18、104×0.691×0.824×cos214°1×192×0.01615mm=1.287mm2) 调整齿轮模数a. 计算实际载荷系数前的数据准备。i.圆周速度Vd1=mntZ1cos=1.287×19cos14°mm=25.204mmV=d1n160×1000=×25.204×71060×1000m/s=0.9369m/sii.尺宽bb=dd1=1×25.204mm=25.204mmiii.齿高h及宽高比b/hh=2ha*+c*mnt=2×1+0.25&#

19、215;1.287=2.895mmb/h=25.204/2.895=8.7037b. 计算实际载荷系数KF。i根据V=0.9639m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02iiFt1=2T1/d1t=2×3.42×104/25.204N=2.713×103N,KAFt1/b=1×2.713×103/25.204N/mm=107.67N/mm>100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4。iii.由表10-4用插值法得KH=1.445,结合b/h=8.7037，查图10-13，得KF=1.31。则载荷系数为KF=

20、KAKVKFKF=1×1.02×1.4×1.31=1.871c. 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.287×31.92571.3mm=1.453mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=1.5mm，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d1=42.686mm 来计算小齿轮的齿数，即Z1=d1cos/mn=42.686×cos14°/1.5=27.6。取Z1=28，则Z2=uZ1

21、=3.97×28=111.16,取Z2=111，Z1与Z2互为质数。(4)几何尺寸计算1)计算中心矩a=Z1mn2cos=28+111×1.52×cos14°mm=107.44mm将中心矩圆整为108mm2)按圆整后的中心矩修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(28+111)×1.52×108=15.142°3)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=28×1.5cos15.142°mm=43.511mmd2=Z2mncos=111×1.5cos15.142

22、76;mm=172.488mm4)计算齿轮宽度b=dd1=1×43.511mm=43.511mm 取b1=50mm、b2=44mm。(5)主要设计结论齿数Z1=28,Z2=111,模数m=1.5mm，压力角=20°，螺旋角=15.142°，变位系数x1=x2=0,中心矩a=108mm,齿宽b1=50mm、b2=44mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。按8级精度设计。22低速级：选精度等级、材料及齿数1)依照传动方案，本设计选用二级斜齿轮传动。标准结构参数压力角n=20°,齿顶高系数ha*=1,顶隙系数c*=0.25。2)运输机为一

23、般工作机器，运动转速不高，查表16.1选用8级精度。3)由表10-1，小齿轮选用40cr（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS。4)初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮Z2=i2Z1=2.84 ×24=68.16,取Z2=69，Z1与Z2互质。5)初选螺旋角=14°按齿面接触疲劳强度设计：1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径：dt32KHtT2du+1u(ZHZEZZH)2c. 确定公式中的各参数值：i试选载荷系数KHt=1.3ii.由图10-20差得区域系数ZH=2.433，表10-5查得材料弹性影响系数Z=189.6Mpa12,

24、表10-7取d=1。iii由式10-21计算接触疲劳强度重合系数Z。t=arctantann/cos=arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arccosZ1cost/(Z1+2ha*cos=arccos24×cos20.562°/(24+2×1×cos14°)=29.974°at2=arccosZ2cost/(Z2+2ha*cos=arccos69×cos20.562°/(69+2×1×cos14°)=24.400°=

25、Z1tanat1-tant'+Z2tanat2-tant'/2=24tan29.974°-tan20.562°+69(tan24.400°-tan20.562°)/2=1.632=dZ1tan=1×24×tan14°/=1.905Z=4-3(1-)+=4-1.6323×1-1.905+1.9051.632=0.673iv由式（10-23）可得螺旋角系数Z=cos=cos14°=0.985v.计算接触疲劳需用应力H由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa,

26、 Hlim2=550Mpa由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60n2jLh=60×178.84×1×2×8×300×5=2.57×108N2=N1u=2.57×108/(69/24)=8.939×107由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93、KHN2=0.95,取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得：H1=KHN1Hlim1S=0.93×6001Mpa=558MpaH2=KHN2Hlim2S=0.95×5501Mpa=522.2Mpa取H1和H2中

27、的较小者为该齿轮的接触疲劳强度许用应力，即H=H2=522.2Mpad. 试算小齿轮分度圆直径：d1t32KHtT2du+1uZHZEZZH2=32×1.3×1051×2.84+12.84×2.433×189.8×0.673×0.985511.6122mm=53.95mm2)调整小齿轮分度圆直径a.计算实际载荷系数前的数据准备：i圆周速度VV=d1tn260×1000=×53.95×178.8460×1000m/s=0.505m/sii.齿宽bb=dd1t=1×53.95mm

28、=53.95mmb计算实载荷系数KAi.由表10-2查得使用系数KA=1。ii.根据V=0.505m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03。iii.齿轮的圆周力Ft1=2T2/d1t=2×1.3×105/53.95N=4819.277N,KAFt1/b=1×4819.277/53.95N/mm=89.33N/mm<100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4。iv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，KH=1.4545则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×

29、1.4545=2.0973)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=53.95×32.0971.3mm=63.2717mm及相应的齿轮模数mn=d1cosZ1=63.2717×cos14°/24mm=2.558mm按齿根弯曲疲劳强度设计：3) 由式（10-20）试算齿模数，即mnt32KFtT2YYcos2dZ12YFaYsaFb. 确定公式中的各参数值。i试选载荷系数KFt=1.3。 ii由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合系数Y。b=arctantancost=arctantan14°cos20.56

30、2°=13.140°v=/cos2b=1.632/cos213.140°=1.733Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.733=0.682iii.由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。Y=1-120°=1-1.90514°120°=0.778iv.计算YFaYsaF。由当量齿数Zv1=Z1/cos3=24/cos314°=26.27Zv2=Z2/cos3=69/cos314°=75.533查图10-17，得齿形系数YFa1=2.62,YFa2=2.23由图10-18查得应力修正系数Y

31、sa1=1.6,Ysa2=1.77由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500Mpa, Flim2=380Mpa由图10-22查得弯曲疲劳系数KFN1=0.91、KFN2=0.98,取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.91×5001.4Mpa=325MpaF2=KFN2Flim2S=0.98×3801.4Mpa=266MpaYFa1Ysa1F1=2.62×1.6325=0.012898YFa2Ysa2F2=2.23×1.77266=0.014419因为大齿轮的YFaYsaF大于小

32、齿轮，所以YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.014419b.试算齿轮模数mnt32KFtT2YYcos2dZ12YFaYsaF=32×1.3×1.3×105×0.682×0.778×cos214°1×242×0.014419mm=1.6168mm4) 调整齿轮模数d. 计算实际载荷系数前的数据准备。i.圆周速度Vd1=mntZ1cos=1.6168×24cos14°mm=39.992mmV=d1n160×1000=×39.992×178.8460&

33、#215;1000m/s=0.37448m/sii.尺宽bb=dd1=1×39.992mm=39.992mmiii.齿高h及宽高比b/hh=2ha*+c*mnt=2×1+0.25×1.6168=3.6378mmb/h=39.992/3.6378=10.993e. 计算实际载荷系数KF。i根据V=0.9639m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.00iiFt1=2T2/d1t=2×1.3×105/39.992N=6.5013×103N,KAFt1/b=1×6.5013×103/39.992N/mm=16

34、2.565N/mm>100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4。iii.由表10-4用插值法得KH=1.450,结合b/h=10.993，查图10-13，得KF=1.36。则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1×1.4×1.36=1.904f. 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.6168×31.9041.3mm=1.8361mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm，为了同时满足接触疲

35、劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.2717mm 来计算小齿轮的齿数，即Z1=d1cos/mn=63.2717×cos14°/2=30.696。取Z1=31，则Z2=uZ1=2.84×31=88.04,取Z2=88，Z1与Z2互为质数。(4)几何尺寸计算1)计算中心矩a=Z1mn2cos=31+88×22×cos14°mm=122.643mm将中心矩圆整为122mm2)按圆整后的中心矩修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(31+88)×22×122=12.732°3

36、)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=31×2cos12.732°mm=63.562mmd2=Z2mncos=88×2cos12.732°mm=180.436mm4)计算齿轮宽度b=dd1=1×63.562mm=63.562mm 取b1=70mm、b2=64mm。(5)主要设计结论齿数Z1=31,Z2=88,模数m=2mm，压力角=20°，螺旋角=12.732°，变位系数x1=x2=0,中心矩a=122 mm，b1=70mm、b2=64mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。按8级精度设计。齿

37、轮的主要参数高速级低速级齿数281113188中心距108122法面模数1.52.0螺旋角15.142°12.732°法面压力角20°20°齿宽b50447064分度圆直径43.511172.48863.562180.436齿顶圆直径46.511175.48867.562184.436齿根圆直径39.761168.73858.562175.436三、轴的设计3.1高速轴(1)材料选择查表15-1，选用45钢（调质）(2)确定最小直径dmindminA03P1n1查表15-3，A0=112，由上面结论P1=2.544kw,n1=710r/min,dmin1

38、12×32.544710mm=17.138mm考虑该轴有一键槽，将计算结果加5%，dmin=17.138×1+5%mm=17.65mm(3)选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用LH型弹性柱销联轴器。联轴器的计算转矩为Tca=KATd,查表14-1取KA=1.5，由Td=3.46×104N.mm,得Tca=1.5×3.46×104N.mm=5.19×104N.mm根据Tca=5.19×104N.mm=51.9N.m查表13.1选定LH3型联轴器，其T=630N.m>Tca,轴孔直径d(30-42)mm可满足电动机的轴径

39、要求(取半联轴器的孔径为d=30mm)。(4)轴的结构设计1）确定减速器高速轴外伸处直径(与联轴器配合处)dmin=30mm取d1-2=30mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm2）为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=58mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，查表15-2得R=1.2mm,则轴间高h=23R=(2.43.6)mm，且为满足毡圈装配需求，取h=2.5mm,故2-3段直径d2-3=35mm。3）初步选择滚动轴承根据d2-3=35mm，且轴承能承受一定的轴向力，选择7207C号轴承，其d×D×B

40、=35mm×72mm×17mm,(da)min=42mm。确定d6-7=35mm,l6-7=17mm。4）根据轴承旁连接螺栓d1，与地脚螺钉df的c1=26mm、c2=20mm，以及壁厚=8mm得内机壁至轴承座断面距离l2=c1+c2+58mm=26+20+8+58mm=5962mm,取l2=60mm。5）.轴承端盖与调整垫片厚度e=10mm,根据轴承端盖便于拆装的要求，取2-3段轴肩距轴承端盖x2=10mm, 轴承旁挡油板宽度3=10mm，则l2-3=l2-3+x2=60-10+10+10mm=70mm6）取d3-4=45mm(满足安装轴承与毡圈要求)。7）小齿轮矩齿内机

41、壁距离2=8mm,取中间轴两齿轮轴向间距4=7mm，中速轴上两齿轮宽度分别为b2h=44mm, b1l=70mm。得出，l3-4=3+2+b1l+4-(b1h-b2h)/2=10+8+70+7-(50-44)/2=92mm8）轴段4-5加工齿轮轴，为方便加工，取d4-5=48mm，l4-5=b1h=50mm9) 取d5-6=45mm(满足安装轴承与毡圈要求)。l5-6=+3=8+10mm=18mm10)整理如下：轴段1-22-33-44-55-66-7直径d/mm303545484530长度l/mm5870925018173.2中速轴(1)材料选择查表15-1，选用45钢（调质）(2)确定最小

42、直径dmindminA03P2n2查表15-3，A0=112，由上面结论P2=2.44kw,n2=178.84r/min,dmin112×32.44178.84mm=26.762mm考虑该轴有一键槽，将计算结果加5%，dmin=26.762×1+5%mm=28.1001mm 但不应小于高速轴安装轴承处直径35mm,(3)轴的结构设计 1)选择7208C号轴承，其d×D×B=40mm×80mm×18mm,(da)min= 47mm。则安装轴承处d1-2=40mm。2)轴承与高速轴大齿轮左端之间采用套筒定位。已知b2h=44mm,为了保证

43、套筒断面可靠地压紧齿轮，取l1-2=B+3+2+(b1h-b2h)/2+2mm=18+10+8+(50-44)/2+2mm=41mm3)取d2-3=44mm, l2-3=b2h-2mm=44-2mm=42mm。4)大齿轮右端采用轴肩定位，查表15-2得R=1.2mm,则轴间高h=23R=(2.43.6)mm，取h=2.5mm，则d3-4=49mm,取轴环宽度b=4=7mm1.5h=1.5×2.5mm=3.75mm，即l3-4=7mm5)由于低速级小齿轮b1l=70mm,齿顶圆dal=67.562mm。取d4-5=68mm, l4-5=70mm。6）轴承左端采用轴肩定位，且为满足毡圈装

44、配要求，取d5-6=55mm,l5-6=2+3=8+10mm=18mm。7)d6-7=d=40mm,l6-7=B=18mm8)整理数据如下：轴段1-22-33-44-55-66-7直径d/mm404449685540长度l/mm412377018183.3低速轴(1)材料选择查表15-1，选用45钢（调质）(2)确定最小直径dmindminA03P3n3查表15-3，A0=112，由上面结论P3=2.34kw,n3=63r/min,dmin112×32.3463mm=37.368mm考虑该轴有一键槽，将计算结果加5%，dmin=37.368×1+5%mm=39.2364mm

45、(3)选择联轴器联轴器的计算转矩为Tca=KAT3,查表14-1取KA=1.5，由T3=3.56×105N.mm,得Tca=1.5×3.56×105N.mm=534N.m查表13.6选定LH3型联轴器，其T=650N.m>Tca,轴孔直径d(30-42)mm， (取半联轴器的孔径为d=40mm)。(4)轴的结构设计1）确定减速器高速轴外伸处直径(与联轴器配合处)dmin=40mm取d1-2=40mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm2）为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=82mm。为了满足

46、半联轴器的轴向定位要求，查表15-2得R=1.2mm,则轴间高h=23R=(2.43.6)mm，且为满足毡圈装配需求，取h=2.5mm,故2-3段直径d2-3=45mm。3）初步选择滚动轴承根据d2-3=45mm，且轴承能承受一定的轴向力，选择7209C号轴承，其d×D×B=45mm×85mm×19mm,(da)min=52mm。l2-3=x2+e+l2-3=10+10+60-10mm=70mm4）5-6轴段安装轴承，则d5-6=45mm,轴承左端与大齿轮右端通过套筒定位，又低速级大齿轮b2l=64mm, 为了保证套筒断面可靠地压紧齿轮,得l5-6=B+

47、3+(b1l-b2l)/2+2+2=10+19+(70-64)/2+8+2=42mm5)取d4-5=49mm低速级大齿轮b2l=64mm,则l4-5=b2l-2mm=64-2mm=62mm 6) 大齿轮左端采用轴肩定位，查表15-2得R=1.2mm,则轴间高h=23R=(2.43.6)mm，取h=3mm，则d3-4=55mm,取轴环宽度b=4+(b1l-b2l)/2+b2h+(b1h-b2h)/2+2+3=7+(70-64)/2+44+(50-44)/2+8+10mm=75mm1.5h=1.5×2.5mm=3.75mm，即l3-4=75mm 7)整理数据如下：轴段1-22-33-44

48、-55-6直径d/mm4045554945长度l/mm8270756242四、中速轴的校核4.1齿轮受力分析 4.2中速轴的各参数： T2=1.3×105N.mm,n2=178.84r/min,P2=2.44kw。4.3中速轴上各力： 大齿轮d2=172.488mm,=15.142°t2=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos15.142°)=20.6595°Ft2=2T2/d2=2×1.3×105/172.488N=1507.351236NFr2=Ft2tant2=1507.351236

49、15;tan20.6595°N=568.363NFa2=Ft2tan=1507.351236×tan15.142°N=407.9002N 小齿轮d3=63.562mm,=12.732°t3=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos12.732°)=20.4628°Ft3=2T2/d3=2×1.3×105/63.562N=4090.4943NFr3=Ft3tant3=4090.4943×tan20.4628°N=1526.347NFa3=Ft3tan=4090

50、.493×tan12.732°N=924.233N4.3绘制受力简图轴承采用正装方式，查表12.2得轴承受力的作用点偏离中心位置a-B/2=17-18/2mm=8mm。4.4水平面H的受力分析MA=Ft2lAB+Ft3lAC+FNH2lAD=0即，1507.351×44+4090.494×108+FNH2×162=0得，FNH2=-3136.400NFy=Ft2+Ft3+FNH1+FNH2=0即，1507.651+4090.494-3136.400+FNH1=0得，FNH1=-2461.445N由以上数据计算可得剪力图与弯矩图：4.5铅垂面V的

51、受力分析M1=Fa2d22=407.9002×172.4882×10-3=35.179N.mM2=Fa3d32=924.233×63.5622×10-3=29.373N.mMA=-Fr2lAB+M1+M2+Fr3lAC+FNV2lAD=0即，-568.363×44×10-3+35.179+29.373+1526.347×108×10-3+FNV2×162×10-3=0得，FNV2=-1261.663NFy=FNV1-Fr2+Fr3+FNV2=0即，FNV1-568.636+1526.347-12

52、61.663=0得，FNV1=303.679N由以上数据计算可得剪力图与弯矩图：4.6中速轴所受扭矩图： 4.7合成弯矩：M1=MH12+MV12=108.3032+13.3612N.m=109.124N.mM2=MH12+MV22=108.3032+21.8182N.m=110.4784N.mM3=MH22+MV32=169.3652+38.7192N.m=173.734N.mM4=MH22+MV42=169.3652+68.30922N.m=182.540N.m4.8按弯扭合成应力校核轴的强度通过以上数据判断C为危险截面，根据式(15-5)，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取

53、=0.6，轴的计算应力：ca=M42+(T2)2W=1825402+(0.6×1.3×105)2403/32Mpa=31.017Mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa,因此ca<-1，故安全。五、滚动轴承的选择及其基本额定寿命的计算 由上，已选择角接触球轴承，7207C，7208C,7209C。现对中间轴轴承7208C进行寿命计算： 5.1求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 由以上轴的校核可知： Fr1=FNH12+FNV12=(-2461.445)2+(303.679)2N=2480.107N Fr2=FNH22+FNV22=(

54、-3136.340)2+(-1261.663)2N=3380.595N 5.2求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2 对于70000C型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr,其中e 为表13-5中的判断系数，其值由FaC0的大小来确定，但现轴承轴向力Fa未知，故先取e=0.4，因此可估算： Fd1=0.4Fr1=0.4×2480.107N=992.0428N; Fd2=0.4Fr2=0.4×3380.595N=1352.238N因为Fae=Fa3-Fa2=924.233-407.900N=516.33N水平向右 Fd1+Fae=992.0428+516.33N=1508

55、.373N>Fd2，所以Fa1=Fd1=922.0428NFa2=Fd1+Fae=992.0428+516.33N=1508.373N查表12.2得C=36.8KN,C0=25.8KN。因此，Fa1C0=922.042825800=0.0357838，Fa2C0=1508.37325800=0.058464。由表13-5用插值法计算得，e1=0.4070177,e2=0.43048再计算:Fd1=e1Fr1=0.4070177×2480.107N=1009.447N Fd2=e2Fr2=0.43048×3380.595N=1455.279NFa1=Fd1=1009.4

56、47N; Fa2=Fd1+Fae=1009.447+516.33N=1525.777NFa1C0=1009.44725800=0.0391258，Fa2C0=1525.77725800=0.0591386两次计算的FaC0值相差不大，因此确定e1=0.4070177,e2=0.43048，Fa1=1009.447N，Fa2=1525.777N。5.3求轴承的当量动载荷P1和P2因为，Fa1Fr1=1009.4472480.107=0.4070175<e1；Fa2Fr2=1525.7773380.595=0.495286>e2由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷

57、系数为： X1=1,Y1=0, X2=0.44,Y2=1.302748 运转中有轻微冲击，查表13-6,fd=(1.01.2)得fd=1.1。则P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=1.1×1×2480.107+0×1009.447N=2728.1177NP2=fdX2Fr2+Y2Fa2=1.1×0.44×3380.595+1.302748×1525.777N=3822.681209N5.4验算轴承的寿命因为P1<P2,所以按P2的大小验算Lh=10660n(ftCP)对于球轴承=3，查表13-4得ft=1。Lh=10660n2(f

58、tCP)3=10660×178.84(368003822.681209)3=83142.54216h=17.323年>5年所以所选轴承满足工作要求，具体参数如下：轴承型号系列基本尺寸安装尺寸d/mmD/mmB/mmda/mm7207C357217427208C408018477209C45851952六、键的选择和键的连接强度计算6.1键的选择键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计采用普通A型平键联接。查表11.27得具体参数如下：键名b×h×L18×7×50212×8×36312&