两级斜齿圆柱齿轮减速器

1、）和环序旱凛M玲抚< hind I niverAit> nf Mining tnd rc<hnok>£ invhon C olket机械设计课程设计设计计算说明书设计题目两级斜齿圆柱齿轮减速器 （I）机电 系机械 专业10 级2班学生姓名完成日期2013.7.17指导教师（签字）机械设计课程任务书设计人 院（系）机电动力与信息工程系 专业（班级） 学号设计题目两级斜齿圆柱齿轮减速器题号 55原始数据：一、设计一个用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图：滚筒2、工作条件：输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动，滚筒效率为0.96，输送带工作

2、速度允许误差为土 5%每年按300个工作日计算，两班制工作，使用期限为10年，大修期4年，在专门工厂小批量生产。3、原始数据：运输机卷 筒拉力(N)运输带 速度(m/s)卷筒直径(mr)i带速允 许偏差(%使用年 限(年)工作制 度(班/ 日)20601.235051024、设计内容：(1) 、电动机的选择与参数计算(2) 、齿轮传动设计计算(3) 、轴的设计(4) 、滚动轴承的选择(5) 、键和联轴器的选择与校核(6) 、装配图、零件图的绘制(7) 、设计计算说明书的编写5、设计任务：每个学生应完成：(1) 减速器总装配工作图1张(A0或A1图纸)；(2) 零件工作图25张(传动零件如低速轴

3、，低速齿轮，箱体等，根据设计方法 由教师决定。A2或A3图纸)。(3) 设计说明书1份(约60008000字)。完成时间 2013 年7 月16 日签字设计计算与说明主要结果一、电动机的选择及运动参数的算计（一） 电动机的选择1 确定皮带运输机所需的功率PwFv2060x1.2Pw 2.575KW1000化 1000 汉 0.962. 确定传动装置的效率n初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动 齿轮为闭式软齿面斜齿圆柱齿轮，因其速度不咼，选用7级精度（GB10095-88），则机械传动和摩擦副的效率分别如下：弹性柱销联轴器：-=0.9925滚子轴承：“2=0.98闭式

4、圆柱齿轮（7级）：n3 =0.98凸缘联轴器（刚性）：3=0.9744=叫 m2 n3 *4 =0.9925 汇 0.98 汇 0.98 汉 0.97 = 0.87023. 电动机的输出功率Pw2.575R =2.96KW0.87024. 选择电动机因为皮带运输机运输机传动载荷稳定，取过载系数k = 1.05P AkFd =1.057.96=3.11KW根据机械设计课程设计（第四版），查表8-184，取型号为丫132M1-6的电 动机，则所选电动机：电动机额定功率 P=4.0 KW电动机满载转速n=960 r/min根据机座号132M查续表8-187得电动机伸出端直径D=38 mm电动机伸出端

5、轴安装长度E=80 mmY132M1-6电动机主要参数如下： = 0.8702Y132M2-6电动机额定功率P4.0KW电动机满载转速n960r/mi n电动机伸出端直径D38mm电动机伸出端轴安装长度E80mm电动机质量m73kg（二）总传动比计算及传动比分配1.总传动比计算设计计算与说明主要结果驱动滚筒转速nw60000v60000x1.2n 65 5 r / minnD3.14x350/总传动比in 960, “i =& 14.66nw65.52.传动比的分配圆柱齿轮传动的传动比为3 6，对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，高速级传动比与低速级传动比分配：i（1

6、.31.6血h i2 =14.66h =3.8i2 =3.86（三）传动装置运动参数的计算1.各轴转速的计算电动机转轴速度 n° =960r/min高速轴m =n0 =960r/mi nE = 960 r minnt 960.中间轴n2 - 252.63 r/ mini13.8n2 = 252.63 r/ min252 63低速轴和工作轴nwn 3 . -66.48r/mi ni23.862.各轴输入功率的确定代=66.48/ min取电动机的额定功率作为设计功率，则弹性联轴器传递的功率为：P =的=4 7.9925 =3.97 KW高速轴 p1=P=3.97KWR =3.97KW中

7、间轴 P2=P 珥=3.97汉0.98汉0.98 =3.81KW彳氐速轴 P3 = F2 叫=3.81 汇0.98汉0.98 = 3.66KWP2 = 3.81KW工作轴 pw =F3 I 叫=3.66 x0.98X0.97 =3.48KW巳=3.66KW3.各轴输入转矩的计算P3 = 3.48KWP3.97高速轴 9550 1 9550 汉-39.49N mT1 = 39.49N mn1960中间轴T2 =9550=9550沃=144.03N mT2 =144.03N m中间轴n2252.63F33.66低速轴T3 - 9550 3 9550 汉-525.77 N mT3 =525.77N

8、mn366.48P4电动机轴输出转矩Td 9550 0 9550汉-39.79N mn0960P3 48工作轴输出转矩Tw9550亠-9550江-499.91 N mnw66.48将以上算得的运动和动力参数列表如下：5)n-i960由表10-7选取齿宽系数d -16)由表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze =189.8MPa2轴名参数电动机轴高速轴中间轴低速轴工作轴转速 n(r/mi n)960960252.6366.4866.48功率P(KW)43.973.813.663. 48转矩T(N m)39.7939.49144. 03525.77499.91传动比13.83.861效率0.992

9、50.960.960.95二、齿轮传动设计（一）高速级齿轮计算（参考书：机械设计第八版）1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作器，速度不高，故选用 7级精度（GB 10095-88）2）材料选择。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两者材料硬度差为40HBS3） 选小齿轮齿数z1 24 ,大齿轮齿数z2 3.8 24 7 8 91.2取Z2 =914）选取螺旋角初选螺旋角=142. 按齿面接触强度设计设计计算公式-KtT1 U±1ZhZe '2 U I切】（1）确定公式内的各计算数

10、值1）试选载荷系数Kt =1.62） 由图10-30选取区域系数 Zh = 2.4333) 由图 10-26 查得 -1=0.78；：2=0.88，则 :二；+ 守=0.78+0.88=1.664)计算小齿轮传递的转矩十95.5"05P95.5汉10冬3.974K1匚=3.949汇 10 N mmN22.7648 1093.8-0.728 109K HN 2 二 0.939）由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.88 ;设计计算与说明主要结果10）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bH 一 KHN2Him1 一o.88x6OOMPa

11、-528MPabH I =心“刃讪2 =0.93x550MPa =511.5MPa ns11）许用接触应力r 1 BhI + GhI 528+511.5lbH =1-MPa =519.75 MPa2 2计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t.怡匕壬 u±1（ZhZen > 3 r.:J" 一¥% 勺 u ie 】2X1.6X3.949 X104 4.8 了2.433汇189.8 f-3jx 一 述丨1 mm 42.34mmY仆 1.663.8 I 519.75 丿2）计算圆周速度兀 d1t n13.14X42.34X960;,v m/ s = 2.13 m/ s

12、60 心00060 汉 10003）计算尺宽b及模数mntb=% d1t =1 汉42.34口口 =42.34mmd1tcosP 42.34汽cos14mnt -mm1.71mm召242.25m =2.2<1.71m =3.85mmb 42.34 一- -11h 3.854）计算纵向重合度 邛乞 = 0.318蚊乙 tanB =0.318汇 1 汉 24汉 tan14”=1.9035）计算载荷系数K已知使用系数Ka-1 ,根据v=2.13m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv =1.04 ；由表10-4查得Kh0的值与直齿轮的相同，故KhP=1.4由图10-13查得心目=1.3

13、2由表10-3查得Khg = Kf° = 1.1故载荷系数K = KAKvKHpKH = 1 汉 1.04 汽 1.4 汉 1.1 =1.60166）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得(K1.6016dd1t 3i工 42.34弋丿mm 42.35mm1 瞅V 1.67）.计算模数mnd1 cos P mn42.35 cos14mm 二 1.71mmz3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）24mn _32KTY_cos_ YFaYsa'dZ12.- F 1（1）确定计算参数1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二fe1 =500MP

14、a ;大齿轮的弯 曲强度极限、-FE2 =380MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn/0.9，Kfn2 =0.923）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r 1KfntfE10.9汉500lcF 1 FN1 FE1MPa =321.43MPaS1.4r iKfn tfE2 0.95x380 仆仆I FN2 fe2 =MPa =257.86MPaF 2 S1.44）计算载荷系数K =KaKvKfKf口 = 1 汉1.04 汉 1.32 汇 1.1 =1.515）根据纵向重合度，=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.8824=326.

15、27cos 146）计算当量齿数厶/1 一 3 :cos PZ2cos3 :84cos314= 91.967）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.592 ；泉2 =2.1818）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysb1 =1.596 ； Ysa2 =1.799）计算大、小齿轮的YFaYsal-F 1并加以比较Fa 1丫Sa1I-F 12.592 1.596321.43= 0.01138YFa 2Sa2bF I大齿轮的数值大（2）设计计算2.181 1.79257.86= 0.015142KTY Bcos2 B YFaYSa 斗N；：.tF 4*匕22 1.6016 3.94

16、9 1 04 0.88 cos141 242 1.66x0.Q1514m = 1.184mm设计计算与说明主要结果对比计算结果，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，取 mn=2mm，已满足弯曲强度。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d沱42.35mm ,取4 = 64mm来计算应有的齿数。于是有d| cos062cos14° “乙一一応30mn = 2mmg2Z2 =融=3.8% 30 =1144.几何尺寸计算（1）计算中心距z = 30(Z,+Z2)mn(30+114 沪 2a = 暫= -5- =148.4 mm_AA

17、A2cos Q<cos14z2 = 114将中心距圆整为 a =150mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角卩 arccz1+z2m arccos(30+114F2 163or arccos arccos 16.32a2如50a= 150mm因3值改变不多，故参数S、K0、Zh等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径z-! mn30 汉 2dr 負62.5mmcosP cos16.30 = 16.3 °,z2mn114 汉 2 “cd2 -負一 -238mmcosP cos16.3（4）计算齿轮宽度d62.5nmb=©d d1=1;<62.5mm=62.5mm圆

18、正后取 B2 =62 ； Br =67mmd2 = 238mm（5）计算大、小齿轮的齿根圆、齿顶圆直径小齿轮齿顶圆直径B1 = 67mmda1+2ha+2mn(l<n +Xn)B2 = 62mm= 62.5+2 汉 2(1 + 0) mm = 66.5mm齿根圆直径df1 =4 2hf2mn(h；n +C； Xn)=62.52 x 2(1 + 0.25 0)mm = 57.5mmda1 = 66.5mm大齿轮齿顶圆直径da2=d2+2ha=d2+2mn(h；n+Xn)=238 + 2 乂 2(1 + 0)mm = 242mmdf1 = 57.5nm齿根圆直径df2 =d2 2hf =d2

19、 2mn(l<n +C； Xn)=2382 x 2(1 + 0.25 0)mm = 233mmda2 = 242nm设计计算与说明主要结果（二）低速级齿轮计算（参考书：机械设计第八版）1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作器，速度不高，故选用 7级精度（GB 10095-88）df2 = 233mm2）材料选择。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两者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数Z3=24,大齿轮齿数 乙=3.86x24 =92.64，取z924）选取螺旋角。初选螺旋角B =14

20、6;2.按齿面接触强度设计设计计算公式2中 u±1（ZhZe 23£ % u &丿（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数心=1.62）由图10-30选取区域系数 Zh =2.4333）由图 10-26 查得 滋=0.78 咕=0.84，贝U 备二张+ 张=0.78+0.84=1.624）计算小齿轮传递的转矩巳3.814T3 =9550二=9550 汉= 14.403"04N mm3n2252.635）由表10-7选取齿宽系数 =116）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189 8MPa7）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H

21、lim3 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 码讪4 =550MPa8）由式10-13计算应力循环次数N3 =60rbjLh =60x66.48x1 咒（2咒8咒 300咒 10）=1.915 咒 108“1.915H08小“8N4 - 0.496 x 103.869）由图10-19取接触疲劳寿命系数 Khn3-0.95 ; Khn4-0.9210）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K丘h _HN3-Hlim3._0.95X600MPa _570MPa3Skq&h _ HN4 Hlim4 0.92><550MPa 506MPa

22、4S11）许用接触应力r HhI+Hh! 570+506bH L4 =MPa =538MPaH 2 2计算1）试算小齿轮分度圆直径d3td3t -2 1.6 14.403 1044.862.433 189.8.xx |3.86.5381 1.66（mm = 63.62mm2）计算圆周速度：；.d 3t n?v =-60 10003）计算尺宽b及模数mntb = d d3t =1 63.62mm = 63.62mm3.14 63.62 252.63m/s = 0.84 m/s60 1000d3tcos0 63.62xcos14mntmm = 2.57mmZ324h = 2.25m = 2.25

23、2.57mm = 5.79mmb 63.6210.99h 5.794）计算纵向重合度0.318 dz3 tan： =0.318 1 24 tan14 =1.9035）计算载荷系数K已知使用系数Ka =1，根据0.84m s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv =1.05 ;由表10-4查得Kh ：的值与直齿轮的相同，故 Kh，1.417由图10-13查得心：=1.35由表10-3查得Kh/Kf/1.1故载荷系数K = KaKvKh -K =1 1.05 1.417 1.1 =1.63666）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d3 = d3t-63.62 3

24、1.6366mm = 64.1mmV 1.67）.计算模数mnd3 cos :mn二丄64.1 cos14Z33.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）mm = 2.67mm24mn2KT3Y：cos2 1 YFaYsa丘F （1）确定计算参数1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二fe3 =500MPa ；大齿轮的弯 曲强度极限二FE4 =380MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.89，Kfn4=0.923）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得设计计算与说明主要结果r 1Kfn tFE3 0.89 汉 500bF L - FN3

25、fe3 一MPa 317.86MPaS1.4屛Kfn记FE4 _ °.9*380 MPa -249.71 MPa4S1.44）计算载荷系数K =KAKvKFfKFa = 1x1.05x1.35x1.1 =1.565）根据纵向重合度邛=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数丫尸0.886）计算当里齿数乙3 -3- 26.27cos P cos 14乙4 _3 桂 _ _100.7cos P cos 147）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa3 =2592 ； 丫Fa4 =22448）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysa3 =1.596 ； Ysa4 =1.7489）

26、计算大、小齿轮的丫霁并加以比较YFa3YSa32.5920.596 F Sa3 =0.01301463317.86YFa4YSa42.244 ".748Fa4 S = 0.015708fcF I249.71大齿轮的数值大（2）设计计算2KT3Ypcos2 P YpaYSa 2456勺4.403勺04988%cos14了“g5 r 12汇 0.015708mm =1.844mrV *dZaBf Y1 X242 X1.62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，取齿轮模数 mn=3mm，已满足弯曲强度。但为了同 时满足接触疲劳强度，需按接触疲

27、劳强度算得的分度圆直径，取d3=77.3mm来计算应有的齿数。于是有adsCOsP 77.3cos14 o_-25mmg3贝Uz4 =i2z3 =3.86 汉 25 生 964.几何尺寸计算（1）计算中心距（Z3+Z4）mn（25 +963 一一a 门 一* -187.06mm2cos Pcos14将中心距圆整为a=187mm1m n = 3 mmZ3 = 25(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosZ3 Z4 m.2ad3二 Z3mncos :25 377mmcos13.93"-参数及尺寸 名称传动咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z30114:2596模数m2233分

28、度圆直径/mm62.523877296.7齿顶圆直径/mm66.5242:83302.7齿根圆直径/mm57.523369.5289.2齿宽/mm67628277中心距/mm150187螺旋角16.3 °13.93 °综上，齿轮传动的参数如下:z 4 二 96a 二 187mm二 13.93d3 = 77mmd4 二 296.7mmB3 = 82 mmB4 二 77 mmda3 二 83mmdf3=69.5mmda4 二 302.7mmdf4 =289.2nm25 963=arccos13.932灯87因值改变不多，故参数；a、K 、Zh等不必修正(3) 计算大、小齿轮的分

29、度圆直径Mnd4 =-96"3 ° = 296.7mmcos ：cos13.93(4) 计算齿轮宽度b = d d3 =1 77mm = 77 mm圆正后取 B4 =77mm ； B3 =82mm(5) 计算大、小齿轮的齿根圆、齿顶圆直径 小齿轮齿顶圆直径da3 赵 2ha "3 2(1 X.) =77 2 3(1 0)mm 二 83mm齿根圆直径df3 =d3 -2hf =d3 -2mn(l<n c； -Xn)=77 - 2 3(1 0.25-0)mm = 69.5mm 大齿轮齿顶圆直径da4 之4 21% 之4 2口；(吐；X；)296.7 2 3(1

30、0)mm = 302.7mm 齿根圆直径df4 二d4 -2hf =di -2mn(l<n c； -Xn) =296.7-2 3(1 0.25-0)mm = 289.2mm轴的设计1. 高速轴1）列出轴上的功率、转速R =3.97KWn =n）= 960r min2）轴的材料选择与最小直径的确定由表15-3选用45钢，调质处理。取 A0=112,则=17.98mmdmin = A0 3112输入轴的最小直径显然是安装联轴器的1-2处，如图1所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电 动机型号为丫132M1-6其轴径D=38 0.002mm所以必须选

31、取轴孔直径系列包括 D=38mrt的联轴器。由表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取 Ka=1.5，贝U联轴器的计算转矩为Tea =Ka T1 -1.5 36.21 -54.315N m所以，查标准GB/T 5014-2003，选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩 为630 OOONmm半联轴器长L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm3）轴的结构设计（如下图所示）图1高速轴 半联轴器的孔径D =38 0.002，所以取=30mm ,二L1 =60mm 为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2段需制出一轴肩，定位高度 h二0.070.1 ，故取2-3段直径d?； =38mm，由箱体结构

32、、轴承端盖、 装配关系取J）=50mm 因轴承受径向力、轴向力的作用，所以用圆锥滚子轴承。根据 d24 =38mm 取轴承 30308，其尺寸为 d D T = 40mm 90mm 23mm，故 d3 4 =d7.8 =40mm ； l3 = l7_ = 23mm 为了使左右轴承的轴向定位，3-4和7-8段需制出一轴肩，定位高度h h0.07 0.1 d34 故d4_s =6# =44mm ；取齿距箱体内壁之距离 a=12mm； 高速小齿轮与低速小齿轮相距c = 12mm ；轴承安装位置与箱体内壁相距s=8mm，小轮轮齿宽度为B67mm，则14 占二 c 民 a 114mm l6 = 20mm

33、l5 = 67mm 键槽尺寸设计：根据机械设计第八版 P106表6-1可知 选用普通平键, 键 10 8 50 半联轴器与轴配合为H7，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为 n6k62. 中间轴1）列出轴上的功率、转速P2 =3.81KW n2 二 252.63r min2）轴的材料选择与最小直径的确定由表15-3选用45钢，调质处理。取 A =120，则dmin = A） 3 孑=1203）轴的结构设计（如下图所示）3.81:252.6329.6mm图2中间轴 因轴承受径向力轴向力的作用，所以用圆锥滚子轴承，取轴承 30308, 其尺寸为 d D T = 40mm 90mm 23mm ，故 d1

34、 = d7_ = 40mm l _2 二 I7 _8 二 23mm 中间轴高速大齿轮B2 =62mm，取d? ； = 45mm ， dg = 50mm，3/ =B2 -4 =58mm ;为使大小齿轮齿宽中线重合，齿距箱体内壁之距离 a=14.5mm ;高速大齿轮与低速小齿轮相距 c=14.5mm ;轴承安装位置与箱 体内壁相距s=8mm，低速级小齿轮安装位置距箱体内壁e=12mm；小轮轮齿宽度为B1 =67mm， B 82mm贝Ul5£ 二 B3 -4 =78mml4= 14.5mm 为了使轴上齿轮定位，2-3和4-5段需制出一轴肩，定位高度 h=0.070.1d 故d4与=60mm

35、 d = 48mm d6=45mm l6=24mm 键槽尺寸设计：根据机械设计第八版P106表6-1可知 选两个普通平键，键 14 9 48 键 14 9 68 齿轮与轴配合为H7，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为 n6n63低速轴1）列出轴上的功率、转速P, =3.58KWn3 =102.67r min2）轴的材料选择与最小直径的确定由表15-3选用45钢，调质处理。取Ao =126，则dmin =人3 丘=126 3：5fl = 46.1mm ：n3. 102.67联轴器的计算转矩为Tea 二 Ka T3 =1.5 467.87 =701.81 N m所以，查标准 GB/T 5843-20

36、03，选GYH6型凸缘联轴器，其公称转矩为900000Nmm半联轴器长L=84mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度60mm3）轴的结构设计 半联轴器的孔径D = 50 0.002，所以取=50mm,二J =60mm 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2段需制出一轴肩，定位高度h 0.070.1 ，故取2-3段直径d2=57mm，由箱体结构、轴承端盖、 装配关系取J=50mm 因轴承受径向力、轴向力的作用，所以用圆锥滚子轴承。根据 d23=57mm取轴承 30312，其尺寸为 d D T = 60mm 120mm 31mm，故 d3 4 =d8_s =60mm， 13工=l8_s =31mm 为了

37、使轴承的轴向右侧定位，3-4，8-9段需制出一轴肩，定位高度h = 0.07 0.1 d 故 d4=64mm 14一5 = 26.5mm ； d7=70mm l4-5 = 86.5mm 取齿距箱体内壁之距离a = 14.5mm;低速大齿轮与高速大齿轮相距c=17mm ； 轴承安装位置与箱体内壁相距s=8mm，大轮轮齿宽度为B4=77mm，则为了 使齿轮正确啮合和轴承满足正确的安装条件取d7£ =70mm l7= 86.5mmd5_e =68mm l5_e = B4 4 = 73mmd6j = 78mml6 7 = 15mm 键槽尺寸设计：根据机械设计第八版P106表6-1可知 联轴器

38、选用普通平键，键16 10 50 齿轮选用普通平键，键20 12 63H 7H 7 齿轮与轴配合为一；半联轴器与轴配合为一，轴承与轴过渡配合，n6k6轴的尺寸公差为n6设计计算与说明主要结果四.轴的强度校核1.高速轴的强度校核(1)绘制轴空间受力图(2)作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力计算轴的载荷l2>1 2x39.49x10“ “一“Ft1 1 N 1264Nd,62.5Ft1 x tan 5 1264 汉 tan 20 ”Fr1 -口 n N -479Ncos 戸cos16.3Fa1 = Ft1 tan P =1264 "an16.3 N = 370N计算跨度

39、Li =121.5mmL2 = 159mmL3=65mmH面送Ma =0丄FaGF 1 La +LFr1L32479X65 + 0.5X370X62.5Fhb 2 -191NL2 + L3224为 Fx =0FHd = Fr1 Fhb =479 -191 =288NV面L3Ft165 汇 1264Fvb =七1 = 367 NL2 + L3224Fvd =Ft1 -Fvb =1264-367 = 897 N(3)计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图H面M HA = M HB = M HD =0M hc 十=-Fhd L3 = -288 汇 65 = -18720 N mmMhc 二皿也+ 二18

40、7200.5X370X62.5=30283N mm2V面M VA = M VB = M VD = 0M VC = Fvb L2 = 367 汽 159 = 58353 N mm计算合成弯矩并作图ma=mb = md =0Mc + = JmHc+M；c = J(18720 $+583532 =61282N mmMc_= M He _ M Vc -30283：；583532 =65743N mm(4) 计算:T并作图扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数a =0.6(5) 计算当量弯矩M eA - ： T = 23694 N mmMeB = Jm B +(°T )2 = J236942

41、=23694N mmMec = JmC +(°T 丫 =657432 +236942 =69882N mm(6) 校核轴的强度在高速轴最小直径A处：根据机械设计第八版 表15-1知l-4l = 60MPa且单键槽的抗弯截面模量W 0.1d 得： dA 汀 吟厂 屮23694： 15.8mm c30mm 0.1二丨；0.1 60所以高速轴在A处的强度足够。在高速轴受到的最大当量弯矩 C处：、/ MeC J 69882 一一dC 3 3 r i = 3/= 22.7mm c 57.5mm0.1 山斗v 0.60所以高速轴在C处的强度足够。由于在轴径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知

42、高速轴强度足够设计计算与说明主要结果2.中间轴的强度校核(1)绘制轴空间受力图(2)作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力计算轴的载荷Ft2 = Fti = 1264 NFr2 = F” = 479 NFa2 = Fai = 370 NLL2xT32x525.77“03 “ 门一Ft3 = Ft 4 =N = 3544Nd4296.7兄“玄 nan 3544 xta n20”Fr3 Fr4 门 n -l N 1329NcosQcos13.93Fa3 =Ft3 tan 0 =3544xtan13.93 °N =879N计算跨度Li =65mmL2 =86.5mmL3= 72.5

43、mmH面送Ma =0一Fa2d?Fa3d3一.、F“L3 丰：2 ： 3 - F2（L2*L3）F - 2 2Li +L2 十 L31329 汇72.5 +0.5 汉370 汉238 0.5 汉 879汉 77 479 汇 159=136 N65+86.5 +72.5乞 Fx =0FHd = Fr3 - Fr2 -FHA = 1329 -479 -136 = 714NV面F _ Ft2（L2 +L3）+Ft3L3 _1264159+3544%72.5_2044NVAJ + L2 + L3224Fvd = Ft2 + Ft3 - FVA = 1264 + 3544 - 2044 = 2764 N

44、(3)计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图H面M HA = M HD = 0M hb _ = Fha L| = -136 汉 65 = -8840 N mmF a2 d2Mhb + Mhb 十 a2 2 8840 +0.5 汉 370 汇 238 35190 N mm2Mhc+=FhdL3 = 714 汉 72.5 = 51765 N mmMhc MHC+Fa3d3 51765 0.5879X77 85607 N mm2V面M VA = M VD = 0M vb = -FVAL| = -2044 沃 65 = -132860 N mmM VC = -Fvd L3 = 2764 汉 72.5 =

45、-200390 N mm计算合成弯矩并作图MMb_= JmHb_ + mV? =J(8840 丫+(132860 丫 =133154N mm M b+= JmHbmVb = J351902 +(-132860 f = 137441 N mmM c_= Jm He _+M；c =J(85607 )2 +(200390 f =217910 N mmMc：【f ：M H M VC =206968 N mm(4) 计算:T并作图扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数:=0.6：T2 =0.6 144 1000 = 86400N mm(5) 计算当量弯矩MeA jM；+(°T f = J864

46、002 =86400N mmM eB = Jm B +2T )2 = ©374412 +864002 = 162342 N mmMeC =QmC +(町 f =21791086400234414 N mm（6）校核轴的强度 在中间轴最小直径A处：根据机械设计第八版 表15-1知 L= 60MPa且单键槽的抗弯截面模量W : 0.1d 得:dA - 3亠 H=24.3mmd0mm0.1 ；0.1 6023441433.9mm ： 48mm0.1 60所以中间轴在A处的强度足够。 在中间轴受到的最大当量弯矩 C处:de 纠一=1 ；0.1 二 1 所以中间轴在C处的强度足够。由于在轴径最

47、小处和受载最大处的强度都足够，由此可知中间轴强度足够。 3.低速轴的强度校核（1）绘制轴空间受力图（2）作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力 计算轴的载荷Ft4 = Ft3 =3544 NFr4 =Fr3 =1329NFa4 二 Fa3 =879N计算跨度L1 =125.5mmL2= 76.5mmL3 = 155.5mmH面、Ma =0HB皿Fa；d4L2 * L3329155.50.5879296.7453n76.5 155.5"Fx =0F HD血=879 155.5 =589NL2 L3232Fvd 二 Ft4 - FVB 二 3544 - 589 二 2955NH面

48、及V面内的弯矩，并作弯矩图Fr4 Fhb =1329 -1453 - -124N(3) 计算H面Mha =M hb =Mhd =0Mhc_ = FhBL2 =1453 76.5 =111155 N mm=111155 + 0.51329汉296.7 = 308312N mm 2V面M VA = M VB - M VD - 0M vc = Fvb L? = 589 76.5 =45059N mm计算合成弯矩并作图字丨厂甘9 -EJ*-f'T'"F FT"1F 2TtTTTHrrf III (Hl Mcru. rirrY|(TkkuTfrnuriTrrriiii

49、iiiiiriiriirii t低速轴Ma = Mb = Md -0Mc_= MHc _ MVc 11115 450592 = 119940N mmMc = MHc MVC 二3083122 450592 =311587N mm(4) 计算:T并作图扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数 :=0.6:T3=0.6 525.77 1000 =315462N mm(5) 计算当量弯矩M eA 二：T =315462 N mmM ec = Jm 总十(aT )2 =丿3115873154622 = 443399 N mm(6) 校核轴的强度在低速轴最小直径A处： 根据机械设计第八版 表15-1知l-

50、4-60MPa且单键槽的抗弯截面模量W 0.1d得:dA=37.5mm ： 50mmj MeA _J3154620.1 二丨 <0.1 60所以低速轴在A处的强度足够。 在低速轴受到的最大当量弯矩 c处:设计计算与说明主要结果Mec1443399 “33 42mm 丁 68mmCyo.llj Yo.“6O 所以低速轴在C处的强度足够。由于在轴径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知低速轴强度足够。五、滚动轴承校核根据轴的结构设计，由于该轴有受轴向载何的作用，且受载不大，并考虑到两轴承间的距离不大，考虑到箱体上加工两轴承孔的同轴度，考虑到 轴承的价格和轴承购买容易性，选用圆锥滚子轴承高速轴处两轴承的型号均为 30308,中间轴型号为30308,低速轴型号为30312;其基本参数为：基本额定动载荷40000 N ,载荷系数fp -1.2,指1 数名=丄3根据机械设计第八版P320 13-9a知载荷 R =fpFr1 =fp