二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F=5V=D=X

1、机械设计（论文）说明书目：二级斜齿圆柱齿轮减速器别：XXX业：学生姓名：学 号：指导教师：职 称：目录第一部分 课 程设计任务书 第二部分 传动装置总体 设计方案 第 三部分 电 动机 的 选择 第四部分 计算 传动装置 的运 动和动力参数 第五部分 齿轮的设 计第六部分 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设计两级展开式圆柱齿轮减速器, 工作机效率为 0.96（ 包括其支承轴承效率的损失,使用期限 6年（300 天/年）,2班制工作

2、 , 运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流,电压 380/220V。. 设计要求 :1. 减速器装配图一张。2. 绘制轴、齿轮等零件图各一张。3. 设计说明书一份。. 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10.联轴器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、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：考虑到电机转速高，传动功率

3、大，将开式齿轮设置在低速级。其传动方案如下:r 11告r1X4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。选择开式齿轮传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率兀：厲0=厲卩 2知申申 5=0.99X 0.993 X 0.972 X 0.95X 0.96=0.81q为联轴器的效率，勺为轴承的效率，匕为齿轮啮合传动的效率，口4为开式齿轮传动的效率，为工作机的效率(包括工作机和对应轴承的效率)第三部分电动机的选择1电动机的选择皮带速度V：v=0.4m/s工作机的功率pw：FX V6500X 0.4硕厂=2.6 KWpw= 7000 =电动机所需工作功

4、率为pw pd=na =2 60281 = 3.21 KW执行机构的曲柄转速为60 X 1000V60 X 1000X 0.4n X 327n =T =、,= 23.4 r/minn X D经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i1 = 25,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840,贝U总传动比合理范围为iaF 16200，电动机转速的可选范围为 nd = iaX n = ( 16200 )X 23.4 = 374.44680r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号 为丫132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速

5、nm=960r/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,可得传动装置总传动比ia=n m/n=960/23.4=41(2) 分配传动装置传动比：ia=ioX i式中io,ii分别为开式齿轮和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不 致过大，选取io=2.5,贝U减速器传动比为：i=ia/io=41/2.5=16.4取两级圆柱齿轮减速器咼速级的传动比为i12 = V13i = p1.3X 16.4 = 4.62则低速级的传动比为：i 16.4i23 = i = 4 = 3.55第四部分计算传动

6、装置的运动和动力参数(1)各轴转速:ni = nm = 960 = 960 r/minnil=ni/ii2 = 960/4.62 = 207.8 r/minn Ill = nii/i23 = 207.8/3.55 = 58.5 r/minniv = n iii/i0 = 58.5/2.5 = 23.4 r/min(2)各轴输入功率:Pi = PdX n 1 = 3.21 X 0.99 = 3.18 KWPii = Pi X 吋3 = 3.18X 0.99X 0.97 = 3.05 KWPIII = Pii X nyi3 = 3.05X 0.99X 0.97 = 2.93 KWPiv = PII

7、I X nyi4 = 2.93X 0.99X 0.95 = 2.76 KW则各轴的输出功率:Pi = Pi X 0.99 = 3.15 KWPii=Pii X 0.99 = 3.02 KWP iii=Piii X 0.99 = 2.9 KWPiv=Piv X 0.99 = 2.73 KW(3) 各轴输入转矩：Ti = TdXi电动机轴的输出转矩：Pd3 21Td = 9550X=9550 X 321 = 31.9 Nm nm所以:Ti = TdXE J = 31.9X 0.99 = 31.6 NmTii = TiX ii2 X W3 = 31.6X 4.62X 0.99X 0.97 = 140

8、.2 NmTiii = Tii X i23X3 = 140.2X 3.55X 0.99X 0.97 = 478 NmTiV = Tiii X i0X 匕叫=478X 2.5X 0.99X 0.95 = 1123.9 Nm输出转矩为:Ti = TiX 0.99 = 31.3 NmTii = Tii X 0.99 = 138.8 NmTiii = Tiii X 0.99 = 473.2 NmTiv = Tiv X 0.99 = 1112.7 Nm第六部分齿轮的设计（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，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。1）材料：高速

9、级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW 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 = 25,贝Z2 = i12XZ1 = 4.62X25 = 115.5 取: Z2 = 1162 ）初选螺旋角：P = 13.50。按齿面接触强度设计:d1t2初步设计齿轮传动的主要尺寸,确定各参数的值:1)试选Kt = 1.62)T1 = 31.6 Nm3)选取齿宽系数屮d = 14)由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze = 189./MPa5)由图8-15查得节点区域系数Zh = 2.443 = 1.88-3.2 X(1/Z1+1/Z2) X

10、cosP=1.88-3.2 X (1/25+1/116) X COS13.50 = 1.6777)由式8-4得:那=0.318屮dZ1tanP = 0.318X 1 X 25X tan 13.5° = 1.919)10)8)=0.772Zp = VCOSy = Jcos13.5=0.99查得小齿轮的接触疲劳强度极限：0Hiim1 = 650 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限：刚im2 = 530 MPa。11)计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60X 960X 1 X6X 300X2X 8 = 1.66X 10998大齿轮应力循环次数：N2 = 60n

11、kth = N1/U = 1.66X 10 /4.62 = 3.59X 1012)由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn1 = 0.88,Khn2 = 0.913)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:吋=KHN1；Hlim1 = 0.88X 650 = 572 MPa回2 = HN2 °Hlim2 = 0.9X 530 = 477 MPa许用接触应力:bH = ( crH1+bH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径：dit:d1t1 X 1.677X 1.6X 31.6X 1000 4.62+1/2.44

12、X 189.8X I 524.5 丿=38.5 mm4.624修正计算结果:1)确定模数:d1tcosp mn 二38.5X cos13.5=1.5 mmZ12515)由式8-17得:取为标准值：2 mm。2)中心距:2cosB(25+116) X 2=2X cos13.50= 145 mm3)螺旋角:P = arccosF1+Z2丹2a=arccos(25+116) X 22X 145=朋4)计算齿轮参数:d1 =Z1叫cos 325X 2cos13.f0=51 mm116X 2COS13.50=239 mm(I) dx d1 = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm。n d1n13

13、.14X 51 X 960v = 60 X 1000 =60 X 1000= 2.56 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。6)同前，Ze = 189./MPa。由图8-15查得节点区域系数为：Zh = 2.44。7)由式8-3得:矽=1.88-3.2 X (1/Z1+1/Z2) X cosP=1.88-3.2 X (1/25+1/116) X COS13.50 = 1.6778)由式8-4得:耶=0.318屮dZ1tanP = 0.318X 1 X 25X tan 13.5° = 1.919)P = 3.58710)11)Zp = pcosB=0.772=寸 COS13.5 =

14、 0.9912)由表8-2查得系数:Ka = 1,由图8-6查得系数：Kv = 1.1。13)Ft = 2T1d12X 31.6X 1000 = 1239.2 N51KAFtb1 X 1239.251 = 24.3 < 100 Nmm14)由 tan% = tazn/cos卩得:at = arcta n(ta2n/cosP) = arcta n(ta n20Vcos13.50) = 20.50cosPb = cosPcosxn/cosctt = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.9816)由表8-3查得:Khg = KFa = 1.217)由表8-4得:18)KhP =

15、l.EO.iqiP.卽 d2)屮 d2+0.61X 10-3b = 1.46K = KaKvKhoKhP = 1X 1.1 X 1.2X 1.46 = 1.93计算K值满足要求，计算结果可用。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:2)Zv1 = Z1/cos3P = 25/cos313.50 = 27.2Zv2 = Z2/COS P = 116/cos313.50 = 126.2矽=1.88-3.2X (1/Zv1+1/Zv2)cosP=1.88-3.2X (1/27.2+1/126.2)X cos13.f = 1.6893)由式8-25得重合度系数:4)5)Y s

16、 = 0.25+0.75cos Pb/矽=0.68由图8-26和邙=1.91查得螺旋角系数 Yp = 0.88S3.587= =3 157 1.677X 0.68£ Ya £前已求得：KHa = 1.2<3.15,故取：Kfg = 1.26)51(2ham+c*)mn =11 33(2 X 1+0.25) X 2 一且前已求得：KhP = 1.46,由图8-12查得：KfP = 1.437)K = KaKvKf/fP = 1X 1.1X 1.2X 1.43 = 1.898)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:齿形系数：YFa1 = 2.56 YFa2 =

17、 2.17应力校正系数：Ysa1 = 1.62 Ysa2 = 1.839)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:bFlim1 =500 MPa CFlim2 =380 MPa10)同例8-2 :小齿轮应力循环次数：N1 = 1.66X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 3.59X 10811)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:Kfn1 = 0.84 Kfn2 = 0.8612)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15 得:明1 = FN1uFlim1 = O.8：；500 = 323.1KFN2 c Flim2 0.86X 380明2 =S=X = 251.4

18、丫Fa1YSa12.56X 1.62 门 c=323.1= 0.01284丫Fa2丫Sa2 2.17X 1.83 c =251.4= °.°158大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=1.14 mm1.14W 2所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下: 大小齿轮分度圆直径:di = 51 mmd2 = 239 mmb =屮dX di = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 56 mmb2 = 51 mm中心距：a = 145 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

19、虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。1)材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW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 = 26,贝U:Z4 = i23X Z3 = 3.55X 26 = 92.3取: Z4 = 922 ）初选螺旋角：P = 11°。2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:d3t1)试选Kt = 1.62)T2 = 140.2 Nm3)选取齿宽系数屮d = 14)由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8VMPa5)由图8-15查得节点区域系数Z

20、h = 2.456)由式8-3得:确定各参数的值:% = 1.88-3.2 X(1/Z3+1/Z4) X cosP=1.88-3.2 X (1/26+1/92) X cos110 = 1.6917)由式8-4得:邨=0.318屮dZ3tanP = 0.318X 1 X 26X tan110 = 1.618)由式8-19得:Z由式8-21得:=0.7699)Zp = pcosB = Qcosll = 0.9910)查得小齿轮的接触疲劳强度极限：oHiim1 = 650 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限：cHlim2 = 530 MPa。11)计算应力循环次数: 小齿轮应力循环次数：Ns = 60

21、nkth = 60X 207.8X 1X 6X 300X 2X 8 = 3.59X 108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.59 X 108/3.55 = 1.01X 10812)13)由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn3 = 0.9,Khn4 = 0.92计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:h3 = HN3 cHlim3 = 0.9X 650 = 585 MPa切4 =HN4sH|im4 = 0.92X 530 = 487.6 MPa许用接触应力:OH = ( oH3+bH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3

22、MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径：d3t:d3t3/2x 心 140.2x 1000x淳X fMX輕f = 63.5 mm1X 1.6913.55536.31)确定模数:4修正计算结果:d3tcospmn 二Z363.5 x cos11026 = 2.4 mm7)由式8-3得:取为标准值：3 mm。2)中心距:a n2cos3驾3 = 180.3 mm2x cos1103)螺旋角:P = arccos2a=arccos(2x2x3 = 1102x 180.34)计算齿轮参数:d3 =Z3mncos 326 x 3_=0 = 79 mmcos110Z.m.4 nd4 = ccos 392 x

23、 3=cox)= 281 mm(1)dx d3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm。5) 计算圆周速度v:n d3n2v =60x10003.14x 79x 207.860 x 1000= 0.86 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。6)同前，Ze = 189./MPa。由图8-15查得节点区域系数为：Zh = 2.45。匕=1.88-3.2 x (1/Z3+1/Z4) x cosP=1.88-3.2 x (1/26+1/92) x cos110 = 1.6918)由式8-4得:邨=0.318屮dZ3tanP = 0.318X 1 x 26x tan110 = 1.619)

24、sy = Sot十& p = 3.30110)11)Zp = pcosp=0.769=7cos11 = 0.9912)由表8-2查得系数:Ka = 1,由图8-6查得系数：Kv = 1.1。13)Ft =玉d32X 140.2X 1000 = 3549.4 N79KAFtb1 X 3549.479 = 44.9 < 100 Nmm14)由 tancQ = tanan/cosP得:18)K = KaKvKhcKhP = 1X 1.1X 1.2X 1.47 = 1.94at = arcta n(tagn/cosP) = arcta n(ta n20/cos1f) = 20.4

25、6;15)由式8-17得:cosPb = cosPcosxn/cosat = cos11cos20/cos20.4 = 0.9816)由表8-3得:KHa = KFa = 1.217)由表8-4得:Kh p = 1.1加.iq 1如册 d2)屮 d2+0.61X 10-3b = 1.47计算K值满足要求，计算结果可用。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/cos3P = 26/coS3110 = 27.5330ZV4 = Z4/COS P = 92/COS 11 = 97.32)矽=1.88-3.2X (1/Zv3+1/Zv4)cosP=1.88-

26、3.2X (1/27.5+1/97.3) X cos110 = 1.6993)由式8-25得重合度系数:2Y 呂=0.25+0.75COS Pb/矽=0.674)由图8-26和邨=1.61查得螺旋角系数 Yp = 0.915)暮3.3017= 1.691 X 0.67= 2.91aY c前已求得：Khg = 1.2V2.91，故取：Kfg = 1.26)b(2ham+C*)mn79=11 7(2 X 1+0.25)X 3".7且前已求得：KhP = 1.47，由图8-12查得：KfP = 1.447)K = KaKvKfoKfP = 1X 1.1X 1.2X 1.44 = 1.98)

27、由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:齿形系数:YFa3 = 2.56 YFa4 = 2.21应力校正系数：Ysa3 = 1.62 Ysa4 = 1.89)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:OFlim3 = 500 MPa CjFlim4 = 380 MPa10)同例8-2 :小齿轮应力循环次数：N3 = 3.59X 108大齿轮应力循环次数：N4 = 1.01X 10811)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:Kfn3 = 0.86Kfn4 = 0.8912)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15 得:KFN3 ° Flim3明3 =

28、0 = 330.8KFN4 ° Flim4of4 =0.89X 380= 260.2大齿轮数值大选用。YFa3YSa3YFa4YSa42.56X 1.62330.8= 0.012542.21 X 1.8260.2 = 0.01529(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=1.84 mm1.84W 3所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下:大小齿轮分度圆直径:d3 = 79 mmd4 = 281 mmb =屮dX d3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 84 mm b4 = 79 mm中心距：a = 180 mm,模数：m = 3 mm第

29、七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计I轴的设计1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti:Ti = 31.6 NmPi = 3.18 KW ni = 960 r/min2求作用在齿轮上的力：已知高速级小齿轮的分度圆直径为：di = 51 mmF 2TiFt =d12X 31.6X 100051=1239.2 Ntan a nFr = FtX 硏0=1239.2X tan20 0= 463.8 Ncos13.5Fa = Ftta nP = 1239.2X tan 13.5° = 297.3 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

30、八版）表15-3，取Ao = 112,得:dmin = A0 X3P1 = 112Xn1=16.7 mm输入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：Tea = KaT1，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:Tea = KaT1 = 1.2X 31.6 = 37.9 Nm由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为：LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm,轴孔长度38 mm,贝d12 = 20 mm,为保证联轴器定位可靠取：I12 = 36 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 = 30

31、 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 25 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20,取：123 = 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-IV 、VII-VIII上安装轴承, 其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：7206C型角接触球轴承，其尺寸为：dX D XT = 30X 62X 16 mm,轴承右端采用挡油环定位，取：134 = 16 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得7206C。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm,

32、故取：d45 = d67 =36 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于：d1W 2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:156 = 56 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,167 = s+a = 10+8 = 18 mm145 = b3+c+a+s = 84+12+10+8 = 114 mm178 = T = 16 mm轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据7206C轴承查手册得a = 14.2 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (B1/2+16+114-14.2)mm = 143.8 mm齿宽中点距右支点距离1_3 = (B1/2+18+16-14

33、.2)mm = 47.8 mm2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L31239.2X 47.8143.8+47.8= 309.2 N1239.2X 143.8143.8+47.8= 930 N垂直面支反力（见图d）:L FrL3+Fad1/2FnV1 =L2+L3463.8X 47.8+297.3X 51/2_ Fad1/2-FrL2Fnv2 =L2+L3143.8+47.8297.3X 51/2-463.8X 143.8143.8+47.8=155.3 N=-308.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh

34、= FNH1L2 = 309.2 X 143.8 Nmm = 44463 Nmm截面C处的垂直弯矩:M V1 = Fnv1 L2 = 155.3X 143.8 Nmm = 22332 NmmMv2 = FNV2L3 = -308.5X 47.8 Nmm = -14746 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:2 2M1 =h+M V1 = 49756 Nmm2£M2 =h+M V2 = 46844 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

35、。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，贝U有:Mca0 = Wa T3)2a/497562+(0.6X 31.6X 1000)2W=0.1X 513MPa=4 MPaW bj = 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 = 3.05 KW n2 = 207.8 r/min T2 = 140.2 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 = 239 mmF2T2Ft =d22X

36、 140.2X 1000 = 1173.2 N239tan a nFr = FtX 翫0tan 20=1173.2X0= 439.1 Ncos13.5Fa = Ftta nP = 1173.2X tan 13.5° = 281.5 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3 = 79 mmFt =去=3严=3549.4 N d379tan a ntan200Fr = Ft X=3549.4X= 1316 Ncosp, 0cos11Fa = FttanP = 3549.4X tanlf = 689.6 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

37、械设计（第八版）得 :=107X寸2078 = 26.2 mm中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径dl2和d67,选定轴承型号为:7206C型角接触球轴承，其尺寸为：dX DXT = 30X62X 16 mm,贝d12 = d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm,由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，贝123 = 49 mm,轴肩高度：h = 0.07d = 0.07X 35 = 2.45 mm.轴肩宽度：b> 1.4h = 1.4X 2.45 = 3.43 mm,所以：d34 = d56 = 40 mm, I34 = 14.5 mm。由于低速小齿

38、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 = 79 mm, |45 = 84 mm,贝Ii2 = T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm轴的受力分析和校核:1)作轴的计算简图(见图a):根据7206C轴承查手册得a = 14.2 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (51/2-2+38.5-14.2)mm = 47.8 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 = (51/2+14.5+b3/2)mm = 82 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距

39、离L3 = (b3/2+7+27-14.2)mm = 61.8 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):L Ft1(L2+L3)+Ft2L3Fnh1 =L1+L2+L3_ Ft1L1+Ft2(L1+L2)Fnh2 =L1+L2+L31173.2X (82+61.8)+3549.4X 61.847.8+82+61.81173.2X 47.8+3549.4X (47.8+82)=2025.4 N47.8+82+61.8=2697.2 N垂直面支反力(见图d):Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3Fnv1 =439.1X(82+61.8)+281.

40、5x 239/2-1316x 61.8+689.6x 79/2= 222.8 N47.8+82+61.8_Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2FnV2 =L1+L2+L3439.1X 47.8-281.5X 239/2-1316X (47.8+82)-689.6X 79/2= -1099.7 N47.8+82+61.83）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:M H1 = FnhiLi = 2025.4X 47.8 Nmm = 96814 NmmMh2 = Fnh2L3 = 2697.2X 61.8 Nmm = 166687 Nmm截面B、C处的垂直弯矩

41、:Mv1 = Fnv1 L1 = 222.8X 47.8 Nmm = 10650 NmmMv2 = Fnv2 L3 = -1099.7X 61.8 Nmm = -67961 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:M1M2 =2 2H1+MV1 = 97398 Nmm2 兀H2+M V2 = 180009 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。根据公式(14-4),取a = 0.

42、6，贝U有:Mca%a = "W叫“评=97390" 14；2X 10哑 MPaW0.1X 353=30 MPaW Dj = 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：T3 = 478 NmP3 = 2.93 KW n3 = 58.5 r/min2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 = 281 mmFt = 2T3d42X 478 X 1000281=3402.1 Ntan a nFr = FtX0tan 20=3402.1 X0

43、= 1261.4 Ncos11Fa = Ftta nP = 3402.1 X tan 110 = 661 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 X3P33=112X、 n3293 = 41.3 mm显然，输入轴的最小直径是安装小锥齿轮处的轴径d12,由于键槽将轴径增大4%故选取：d12 = 43 mm,取：I12 = 40 mm。小锥齿轮右端用轴肩定位，故取II-III 段轴直径为：d23 = 48 mm。小锥齿轮右端距箱体壁距离为 20，取:l23 = 35 mm。4根据

44、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 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：7210C型角接触球轴承，其尺寸为：dX D XT = 50mmX 90mmX 20mm。由轴承样本查得7210C型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm,故取：d45 = 57 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, 123 = 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

45、为：d4 = 57 mm,所以：d67 = 57 mm,为使齿轮定位可靠取：l67 = 77 mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h > 0.07d = 0.07X 57 = 3.99 mm,轴肩宽度：b > 1.4h = 1.4X 3.99 = 5.59 mm,所以：d56 = 65 mm, l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:134 = T3 = 20 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 51+10+8+5+12+2.5-10 = 78.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 20+8+10+2.5+2 = 42.5

46、mm轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据7210C轴承查手册得a = 19.4 mm齿宽中点距左支点距离 1_2 = (79/2+10+78.5+20-19.4)mm = 128.6 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (79/2-2+42.5-19.4)mm = 60.6 mm2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）:L FtL3Fnh1 = L2+l3匚FtL2Fnh2 = L2+L33402.1 X 60.6128.6+60.6 = 1089.7 N3402.1 X 128.6128.6+60.6 = 2312.4 N垂直面支反力（见图d）:FrL3+Fad2/212

47、61.4X 60.6+661 X 281/2FNV1 =,0.10="O a sc a= 894.9 NL2+L3 一128.6+60.6Fad2/2-FrL2 661 X 281/2-1261.4X 128.6 FnV2 =L2+L3128.6+60.6=-366.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FNH1L2 = 1089.7X 128.6 Nmm = 140135 Nmm截面C处的垂直弯矩:Mv1 = FNV1L2 = 894.9 X 128.6 Nmm = 115084 NmmMv2 = FNV2L3 = -366.5X 60.6 Nmm =

48、-22210 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:M1M2 =2 2Mcaca =而a T3)2Q1813342+(0.6X 478X 1000)0.1X 573MPah+M V1 = 181334 Nmm=18.3 MPaW J = 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:第八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:该处选用普通平键尺寸为：bX hX l = 6mmX6mmX 32mm,接触长度:l = 32-6 = 26 mm,贝U键联接所能传递的转矩为：T

49、 = 0.25hldcF = 0.25 X 6X 26X 20X 120/1000 = 93.6 NmT > Ti，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：bX hX l = 10mm X 8mmX 45mm,接触长度：l'= 45-10 = 35 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl doF = 0.25 X 8X 35X 35X 120/1000 = 294 NmT > T2，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：bX hX l = 16mm X 10mm

50、X 70mm,接触长度:l'= 70-16 = 54 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hldbF = 0.25X 10X 54X 57X 120/1000 = 923.4 NmT > T3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接:该处选用普通平键尺寸为：bX hX l = 12mmX8mmX36mm,接触长度:l = 36-12 = 24 mm,则键联接所能传递的转矩为：T > T3，故键满足强度要求。第九部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命:Lh = 6X 2X 8X 300 = 28800 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12-5查得径向