同轴式二级圆柱齿轮减速箱设计说明书

1、3、设计任务1.题目2 （ 3）2.设计一用于带式输送机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。 总体布置简图图13. 工作情况工作平稳，单向运转4. 原始数据运输机卷筒 扭矩（N?m）运输带 速度（m/s）卷筒直径（mm带速允许 偏差（%使用年限（年）工作制度（班/ 日）14000.7535051025.设计内容(1)电动机的选择与运动参数计算(2)斜齿轮传动设计计算(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6.设计任务（1）减速器总装配图1张（0号或1号图纸）（2）齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）（3）设计计算说明书一份二

2、、传动方案的拟定及说明传动方案如总体布置简图（图1）所示，中间传动采用 V带传动和同轴式二级减速箱进行降速。V带传动适用于中高速级，具有结构简单，传动平稳，过载保护等优点；同轴式减 速箱横向尺寸小，两大齿轮浸油深度大致相同。减速箱输出轴（低速轴）与输送机卷筒轴采用联轴器连接。三、电动机的选择设计计算及说明结果1. 电动机类型的选择根据电源及工作条件，选用卧式封闭型Y (IP44)系列三相交流异步电动机。、2. 电动机功率的选择1) 带速v(m/s)，卷筒直径D(mm)，卷筒转速rw(r/min)有如下关专乂 Dnw系v =60 0000ntt60 0000v60x1000x0.75“ “.则

3、nw = 40.93r / minn D兀汉3502) 由工作机主轴输出扭矩 T(N m)和转速nw(r/min)，计算工作机 主轴所需功率为pw =卫 = 140°x 40.93 = 6.00kW955095503) 电动机输出功率的计算考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率为P占式中，H为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即其中，叫，1,，*分别为传动系统中个传动副、联轴器及各对轴承的效率。根据课程设计(此段计算均查自此书)表2-4，V带传动3 =0.955，圆柱齿轮传动 2 = 0.97，滚动轴承口 3 =0.9875，联轴器匕=0.99，滚筒滑动轴承口5 =0.955。所以

4、PPwd 一叮叫3叫叫6.00 “ ， -23- 7.33kW0.955 汉 0.97 汉 0.9875 汉 0.99 汉 0.955电动机的额定功率应 P大于计算所得的输出功率P，根据表20-1，选择电动机额定功率为 Ped =7.5kW4) 电动机转速的选择nw = 40.93r / min巳=6.00kWPd =7.33kW巳=7.5kW7设计计算及说明结果根据表2-1和表2-2, V带传动的传动比为 =2 4，同轴式二级圆柱齿轮减速器传动比为i/ = 8 60， 所以可得电动机的转速范围为n d =（h i2） nw =（16 240） 40.93 = 654.88 9823.2r /

5、 min 表20-1提供的4种转速均可以。电动机Y132M-4一般常用同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机，故从这两种电动机中进行选择。万案12电动机Y160M-6Y132M-4同步转速（r/min）10001500满载转速（r/min）9701440总传动比23.7035.18各级传动比V带2.52.5减速器9.4814.07减速器每一级3.083.75质量11981参考比价53.52通过比较方案1和2,两者传动比配置方面相差不大，所以根据电动机质量以及价格，选择方案2，即选择电动机 Y132M-4。电动机重要参数记录如下表型号132M-4同步转速1500r/mi n满载

6、转速1440r/mi n堵转转矩/额定转矩2.2最大转矩/额定转矩2.3电动机外伸轴长度80mm直径38mm四、传动比配置和传动装置运动、动力参数计算设计计算及说明结果1.传动比配置1）总传动比nd 1440“ i -35.18i = 35.18nw40.932）分配各级传动比取带轮传动的传动比为 h = 2.5ii = 2.5则减速箱每传动传动比为23= 14.07ii减速箱每一级传动比为传动比计算结果在常用传动比范围内。2.传动装置运动、动力参数计算电动机轴为0号轴，减速箱高速轴为 1号轴，中速轴为 2号轴，低速 轴为3号轴。1）各轴转速n0 =1440r / minnin0 1440 h

7、 一 2.5=576r / minn1576n2153.6r / mini23.75n253.6i33.75=40.96r / minn0 = 1440r / min m 二 576r / minn2 = 153.6r / min 代二 40.96r /minF0 = 7.5kWR = 7.16kWF2 = 6.86kWF3 二 6.57kW3）= 9550 u-9550=40.74N mn01440-9550 R=9550 7.16 =118.71N mn1576F26.86= 9550-2-9550 -426.52N mn2153.6-9550 P-95506.57=1531.82N mn

8、340.96各轴转矩T。T0 = 40.74N m T 118.71N mT2 -426.52N mT3 =1531.82N m2）各轴功率P0 = Rd 二 7.5kWR =P0 叫=7.5xo.955 = 7.16kWP2=r n2 m3=7.16x0.97x0.9875 = 6.86kWP3 =P2 2 3 =6.86 0.97 0.9875 = 6.57kW整理记录如下电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min ）1440576153.640.96功率（kW7.57.166.866.57转矩（N m）40.74118.71426.521531.8215五、各级传动主体设计计算设计

9、计算及说明结果1. V带传动设计计算电动机功率Ped =7.5kW ,传动比h =2.5 ,电动机转速=1440r/min1）确定计算功率FCa根据机械设计（此段计算均查自此书）表8-7查得工作情况系数Ka =1.2,故巳=5 =1Q7.5=9kW2）选择V带的带型根据FCa、no由图8-11选用A型。3）确定带轮的基准直径 dd并验算带速va.初选小带轮的基准直径 dd1。由表8-6和表8-8以及图8-11，取小带轮的基准直径 dd1 = 125mm。 b .验算带速v按式（8-13 ）验算带速兀dd1 n0兀勺25汇1440v =9.42m/s60X00060 0000因为5m/s cv

10、v30m/s，故带速合适。c.计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a）,计算大带轮的基准直径dd2dd2 =hdd1 =2.5沃125 = 312.5mm根据表8-8,圆整为dd2=315mm。4）确定V带的中心距a和基准长度Lda.根据式（8-20）,初定中心距a。= 650mm。b .由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld。"st + 4+dd2）+（）24a022 汉650+（125+315）+（315_125） _ 2005mm24 汉 650FCa = 9kWdd1 = 125mmv = 9.42 m/ sdd2 = 315mm设计计算及说明结果由表8-2选带的基准长度

11、Ld = 2000mmc.按式(8-23)计算实际中心距 a。LdLdo2000 2005 一。a 畑逐 += 650 +& 648mm2 2amin = a-0.015Ld =648-0.015汉2000 = 618mmamax = a+0.03Ld =648 +0.03x2000= 708mm中心距变化范围为 618 708mm。5) 验算小带轮上的包角 o(1a57.3=% 吒 180(dd2ddi)ao457344= 180 (315 125)疋"63 >906486) 计算带的根数za. 计算单根V带的额定功率P-。由 dd1 = 125mm 和 n0 =14

12、40r / min，查表 8-4a 得 P0 =1.910kW。根据n0 =1440r/min , h =2.5和 A 型带，查表8-4b得 心 P0 =0.17kW。查表 8-5 得 G = 0.956，表 8-2 得 Kl = 1.03，于是FT =(R +AR)KL =(1.910 + 0.17)x0.956"/03= 2.05kWb. 计算V带的根数zFCa9z = 4=4.39P 2.05取z = 5根7) 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量 q 0.1 kg / m，所以(2.5-KJP2(F°) min =500 + q

13、vKqZV(2.5 0.956)72= 500 江+0.1 沃9.422 =163.2N0.95659.42应使带的实际初拉力 F0 a (F0 )min。Ld = 2000mma = 648mm163'P =2.05kWz =5(F°)min=163.2N设计计算及说明结果8)计算压轴力Fp压轴力的最小值为O(Fp)min 2z(F0)min si n 8 2x5x163.2 XS in 163 1614.1N 2 2(Fp)min=1614.1N9)带轮主要尺寸根据表8-10,取相邻两轮槽中心距 e = 15mm，两侧轮槽中心线到带 轮边缘距离f =11mm，所以带轮的宽

14、度为B=4e+2f =4x15+2x11 = 82mm2.斜齿轮传动设计计算减速箱低速级承受载荷大，按照低速级进行设计计算。小齿轮转矩T； =426.52N m，转速m=153.6r/min ,传动比u =3.751) 选精度等级、材料及齿数a. 输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88 )。b. 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，二者材料硬度差 为 40HBS。c. 选小齿轮齿数Z1 =24，大齿轮齿数Z2 =3.75江24 = 90。d. 选取螺旋角。初选螺旋角B

15、 =14 :。2) 按齿面接触强度设计 按式(10-21)试算，即d >j2KtT1ZHZE仇U E丿a.确定公式内的各计算数值(1) 试取 Kt =1.6(2) 由图10-30选取区域系数 ZH =2.433(3) 由图 10-26 查得 =0.78，耳羽=0.88，贝U呂a = %十呂02 =匸66(4) 小齿轮传递的扭矩为 T1 =426.52N m(5) 由表10-7选取齿宽系数 电=0.95B = 82mm设计计算及说明结果1(6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2(7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiimi =600MP

16、a ；大齿轮的接触疲劳强度极限bHiim2 =550MPa。(8) 由式10-13计算应力循环次数。8N1 =60n)jLh =60153.6汇1x(2x8x365x10) = 5.38>d0N15.38"088N2 = 1 =1.44x10u3.75(9) 由图10-19取接触疲劳寿叩系数 KHN1=1.°5 ； KHn2=1.13(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)得时=KHN1Wm1 J.°5>(6°0 =630MPaS1r” KHN2°lim2 13 兀 550 6 5MPa

17、crH 2 621.5MPaS1crH h +0h 2630 +621.5qh J " l H2 = 627.25MPa2 2b.计算(1)试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得oH=627.25MPad1t = 84.2mmv= 0.68m/ s邛= 1.808、訂2 汇1.6汉462.52><103 3.75 +1 2.433X189.8 fd1t 兰 31=84.2 mm0.95X.663.75 1627.75 丿(2) 计算圆周速度。刚牡山兀汉84.2汽153.6 ccc ,v 一- 0.68m / s60汇100060汇1000(3) 计算齿宽b及模数mnt

18、。b=%d1t =0.95;< 84.2= 79.99mmdcos卩84.2<cos14' omnt 3.40mmz124h =2.25mht = 7.65mm79.99 b/h-10.467.65(4) 计算纵向重合度邙。sp = 0.31dz1ta nB =0.318 汉 0.95 汉 24 汉 ta n14”=1.808(5) 计算载荷系数K。设计计算及说明结果已知使用系数Ka=1，根据V = 0.68m/s, 7级精度，由图10-8查得动载系数 KV=1.05 ；查表10-4查得 ©0 = 1.394 ；由图10-13查得K fKF”一 1.35 ;由表

19、10-3 查得 KhKf 1.2 ( - 126.7 > 100)。故载荷系数K =KAKVKHQKHp=1 汉 1.05疋1.21.394 = 1.76K =1.76(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a )得Ik,1.76d1 = 86.86mm4 = d1t 3一 = 84.2 x 3= 86.86mmV KtV 1.6(7)计算模数mv。dtCOsE86.86汉 cos14g = 3.51mmg = 3.51mmz1243)按齿根弯曲强度设计由式(10-17)口 严？严 YFaYsaV*dZ1 %sa.确疋计算参数(1)计算载荷系数。K = KaKvKF

20、cxKf0=1 汇 1.05X.2 汉 1.35 = 1.70K =1.70(2)根据纵向重合度= 1.808，从图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.88。(3)计算当里齿数。z24乙Z3 r 一 "3-26.27coss P cos314Z290“ LCZv2 -3 R 一 a O - 98.52cos3 pcos314(4)查取齿形系数。由表 10-5 查得 YFa1= 2.592 ； YFa2 =2.183(5)查取应力校正系数。由表 10-5 查得 YSa1 =1.596 ；绻边=1.789设计计算及说明1结果（6） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限<J

21、fE1 =500MPa ,大齿轮的弯曲强度极限 <iFE2 = 380MPa。（7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.87, KfN2 =0.89。（8）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K fnFE1O.87500-7I/idcrj = 310.7MPaS1.4r KFN2°FE20.89 汇380oi/|DocrF2 一- 241.6MPaS1.4（9）计算大小齿轮的 YFaYSa并加以比较。町YFa1YSa12.592 ".596 = 0.01331Eh310.7沧匕 /183电789 “.01616讥241

22、.6大齿轮的数值大。b.设计计算.2汇 1.70汉426.52汉 103 汇0.88汉cos214： co “mn 況27.01616= 2.77mm0.9241.66对比计算结果，由齿面接触疲力强度计算的发面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取mn =3mm，已可满足弯曲强度。但为了冋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4 = 86.86mm来计算应有的齿数。于是由acosP86.86cos14 cc 心乙一一28.09mn3取 z1 = 28，则 z2 = 3 = 28 汉 3.75 = 105。4）几何尺寸计算a. 计算中心距（Z1+Z2）mn（28 +105

23、）3 补"a p_ - 205.6mm2cos P2K cos14将中心距圆整为 a = 206mm。b. 按圆整后的中心距修正螺旋角g = 2.77mm乙=28Z2 =105a = 206mm19设计计算及说明口(Zi+Z2)mn(28 +105)x3 一弘“P =arccos=arccos=14 25 532a2x206因"直改变不多，故参数；.,K-.,Zh等不必修正。c.计算大小齿轮的分度圆直径28 3cos142553 "6.74mmd.d2Z2mn 二cos：cos1425 53105 3=325.26mm计算齿轮宽度b= dd 0.95 86.74

24、= 82.40mm圆整后取 D =85mm ； Bi =90mm。由于同轴式二级减速箱的两对齿轮的传动比相同，低速级齿轮承载大，所以高速级齿轮的齿数、模数、齿宽按以上低速级齿轮设计取值。结果:=14 25 53di = 86.74mmd2 = 325.26mmB =90mmB2 = 85mme.结构设计为使中速轴上两个齿轮的轴向力可以相互抵消一部分，所以各个齿轮 的旋向为：高速级小齿轮，左旋；高速级大齿轮，右旋；低速级小齿轮，右旋； 低速级大齿轮，左旋。齿轮数据列表如下咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.75模数(mm)3螺旋角14 25*53'*中心距(mm)206齿数28

25、10528105齿宽(mm)90859085直径(mm)分度圆79.24317.7679.24317.76齿根圆92.74331.2692.74331.26齿顶圆86.74325.2686.74325.26旋向左旋右旋右旋左旋小齿轮齿顶圆直径 da1 = 92.74mm玄160mm,故采用实心式；大齿轮齿顶圆直径da2 =331.26mm二500mm，故采用腹板式。六、轴的设计计算及轴上零件的选择设计计算及说明1 .高速轴设计1）基本数据转矩 T918.71N m，转速 m=576r/min，功率 R = 7.16kW2）计算作用在轴上的力高速轴小齿轮分度圆直径 a = 86.74mm周向力:

26、212 118.71 103-86.74= 2737.11Ntan、丄 ntan 20径向力：FTt 碍=2737仆 cosT4=1028.7N轴向力：Fae 二 Fttan l =2737.11 tan 14 25 53 = 704.4N受力分析见图6-1-2 （各力已经向中心作等效变换）3）初步确定轴的最小直径先按机械设计式（15-2）（此段未作说明均查自此书）初步估算轴 的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取 代=112，得Ft =2737.11NFr =1028.7NFae 二 704.4N高速轴的最小直径为安装带轮的轴段直径d刑-皿。此段开有键槽，轴直径增加 6

27、%，得 dmin = 27.50mm。dmin=28mm查手册取带轮孔径为 28mm，故dmin = 28mm4）轴的结构设计a. 拟定轴上零件的装配方案 选用图6-1-1所示的装配方案。设计计算及说明结果b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) w-%段安装带轮，根据前计算取.町=28mm,又带轮宽度为B 82mm，此轴段应略短于带轮宽度，取Lw-% = 80mm。(2) 为满足带轮轴向定位要求，V -w制出一轴肩，取轴肩h=2mm ,故 dV 一 w = 32mm。(3) 初步选择滚动轴承。因为轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dv一w

28、= 32mm,由产品目录选用单列圆锥滚子轴承 30207，其尺寸为d 汉 D ：<T = 35mm 汇 72mm >d8.25mm，故 dw. v = di _ 口 = 35mm。根据轴承dn值，根据表13-10选用脂润滑，轴承内圈采用套筒和挡油盘小 端定位，定位高度 h= 3.5mm。(4) 根据标准尺寸以及齿轮尺寸，取安装齿轮轴段川-"的直径为dm一即=40mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒。挡油盘定位。已知小齿轮宽度为 B =90mm，为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 L皿_ 一 87mm。齿轮左端采用轴肩定位，取h4mm ,则轴环处的

29、直径 dn 一皿=48mm。轴环宽度b畠1.4h，取Ln 一皿=10mm。(5) 取小齿轮距箱体内壁的距离a=15mm，轴承端面距箱体内壁距离s=10mm，轴承宽度T =18.25mm，贝ULi - = T +s =18.25+10 = 28.25mmL- v =T + s * a * (Bi L 皿-即)= 18.25+10+15+(90-87) = 46.25mm(6) 根据轴承盖宽度和轴承盖螺钉长度，由结构取Lv - w = 75mm各轴段直径、长度见下表。dw - % = 28mmLw - % = 80mmdv - w = 32mm轴承30207dv - v = 35mm di - n

30、 = 35mmdm- v = 40mmL皿-v = 87mm dn -皿=48mmLn -皿=10mmLi - n = 28.25mmLv - v = 46.25mmLv - w = 75mm轴段i -nn -川川-V直径(mm)354840长度(mm)28.251087备注轴承30207齿轮轴段IV-VV - ww -%直径(mm)353228长度(mm)46.257580备注轴承30207带轮总长(mm)326.521结果设计计算及说明C.轴上零件的周向定位小齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d %皿由表6-1查得平键尺寸为b h L =8mm 7mm 70mm；同理，小齿轮与轴的

31、连接， 选用平键为b h L -12mm 8mm 70mm。轴承定位采用过渡配合保 证。d. 导圆和导角查手册取w -四段轴端导角为C =1mm , I - n段轴端导角为C = 1.2mm，角度均为45。各轴肩处导圆为 R = 1.2mm。（有定位要求 的除外）e. 轴上的载荷轴上的受力分析如下图所示，各力已向中心转换图 6-1-2作为简支梁的跨距为L）二68.25 73.25 = 141.5mm ,梁总长为L2 =68.25 - 73.25 13 272.5mm。根据受力分析及扭矩图和弯矩图,确定危险截面，计算列于下表中23设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =2528

32、.2N ,Fnh2 =2242.8NFnv1 =1320.2N ,Fnv2 =14169N弯矩MM H1 = 153.1N mM H2 =211.4N mMV =96.7N m总弯 矩M1 = JM 為 +M； = J153.12 +96.72 =181.1N mM2 = MH2 = 211.4N m扭矩J =118.71N mf .按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循 环应力，取 0.6，轴的计算应力JM2乍云)2ca 二W,'(211.4 103)2 (0.6 118.71 103)230.1 35= 52.0MPa轴为45钢调

33、质，由表15-1查得f=60MPa，因此二ca珂匚/， 故安全。2.低速轴设计1)基本数据转矩 T3 =1531.82N m ,转速 n3 = 40.96r / min，功率 P = 6.57kW2）计算作用在轴上的力低速轴大齿轮分度圆直径 d2 = 325.26mm2T32 1531.82 103周向力： 斤=9419.0Nd2325.26径向力：& =FttaI=9419.0 汉=3540.0NcosEcos1425 53'轴向力：Fa- Ft tan 1： -9419.0 tan 14 2553 =2423.9N aet受力分析见图6-2-2 （各力已经向中心作等效变换）

34、3）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。二 ca 二 52.0MPaFt =9419.0NFr 二 3540.0NFae 二 2423.9N29设计计算及说明选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取Ao =112，得低速轴的最小直径为安装联轴器的轴段直径一皿。此段开有键槽,轴直径增加6%，得dmin = 64.5mm。根据联轴器确定此段直径。联轴器的计算转矩 Tea =KaT3，查表14-1，取Ka =1.5，贝UTea =KaT3 =1.5 1531.82 103 =2297730N mm联轴器HL6计算转矩应小于联轴器的公称转矩，查手册选用HL6型弹性柱销联

35、轴器，其公称转矩为 Tn =3150000N mm。半联轴器孔径d =65mm，长度L =142mm，与轴配合的毂孔长度 L1 = 107mm。dmin 二 65mm根据半联轴器孔径，取dmin =65mm4)轴的结构设计a. 拟定轴上零件的装配方案 选用图6-2-1所示的装配方案图 6-2-1b. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度di - n = 65mm-一 n = 105mm(1)1 - n段安装半联轴器，根据前计算取di 一口 = 65mm，又半联轴器毂孔长度L1 = 107mm,此轴段应略短于毂孔长度，取 U-n = 105mm。(2) 为满足半联轴器轴向定位要求，n-川制出

36、一轴肩，取轴肩dn -皿二 75mmh 二 5mm，故 dn 一 皿=75mm。(3) 初步选择滚动轴承。因为轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dn一皿二75mm,由产品目录选用单列圆锥滚子轴承30216，其尺寸为轴承30216设计计算及说明d D T =80mm 140mm 28.25mm ,故 d皿一即=一呱=80mm。根据轴承dn值，根据表13-10选用脂润滑，轴承内圈采用套筒和挡油盘小 端定位，定位高度 h = 5mm。（4） 根据标准尺寸以及齿轮尺寸，取安装齿轮轴段W- V的直径为一 V =85mm ;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒、挡油

37、盘定位。已知大齿轮宽度为B2 = 85mm，为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 Ly-V = 82mm。齿轮右端采用轴肩定位，取 h = 6mm , 则轴环处的直径 dy - V = 97mm。轴环宽度b启1.4h，取LV-刑=10mm。（5）取大齿轮距箱体内壁的距离 a =15mm，轴承端面距箱体内壁距离s =10mm，轴承宽度T = 28.25mm，贝yL% 町=T s =18.25 10 = 38.25mmL皿-y = T s a （B2 - Ly - V ）=28.25 10 15 （85 -82） = 56.25mm（6） 根据轴承盖宽度和轴承盖螺钉长度，由结

38、构取Ln-皿二75mm结果dm - y = 80mmd -町二 80mmdy - v = 85mmLy - v = 82mmdy - V = 97mmLv -可=10mmL-町二 38.25mmL皿-y 二 56.25mmLn -皿二 75mm各轴段直径、长度见下表。轴段I -nn -川川-y直径（mm）657580长度（mm）1057556.25备注联轴器HL6轴承30216轴段y-VV - ww -W直径（mm）859780长度（mm）821038.25备注齿轮轴承30216总长（mm）366.5c. 轴上零件的周向定位大齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d - 由表6-1查得

39、平键尺寸为 b h L =18mm 11mm 100mm ；同理，大齿轮与轴的 连接，选用平键为 b h L = 22mm 14mm 70mm。轴承定位采用过渡 配合保证。d. 导圆和导角查手册取I -n段和w -%段轴端导角为 C =2mm , 45 。各轴肩处导 圆为R=2mm。（有定位要求的除外）设计计算及说明e. 轴上的载荷轴上的受力分析如下图所示，各力已向中心转换至5717SAR 75pp耳E轴器申T1承 备 : ?轮IEFt；mm F q11承/VFr丿J/MAHFNV1f吹VMH1MVZ图 6-2-2作为简支梁的跨距为L厂73.75 68.75 = 142.5mm，梁总长为L2

40、=68.75 - 73.75 150. 293mm。根据受力分析及扭矩图和弯矩图,确定危险截面，计算列于下表中载荷水平面H垂直面V支反Fnhi =4598.4N，Fnv1 =4874.7N，力FFnh2 =1058.4NFnv2 =4544.3N弯矩MMH1 =316.1N mM H2 = 78.1 N mM V = 335.1N m33设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V总弯 矩M =JM H1 +M； = J316.12 +335.12 = 460.7N m扭矩T3 =1531.82N mf .按弯扭合成应力校核轴的强度-caM (T3)W根据式（15-5）及上表数据，以及轴单向扭转，扭

41、转切应力为脉动循 环应力，取=0.6，轴的计算应力二 ca =16.7MPa；(46°.7 103)2 (OS1531*82 103)2 =16.7MPa0.1 85轴为45钢调质，由表15-1查得二=60MPa，因此匚ca ：；， 故安全。3.中速轴设计1）基本数据转矩T2 =426.52N m，转速 n> =1536/min，功率 F2 =6.86kW2）计算作用在轴上的力中速轴大齿轮分度圆直径 d2 = 325.26mm周向力:Ft1汀霊1jN径向力:Fr1卡2622.6 c°；an；053S7N轴向力:Fae1 =Ft1tan ： = 2622.6 tan 1

42、4 25 53 =674.9N中速轴小齿轮分度圆直径 a = 86.74mm周向力:Ft2= 2T 2 42652 103 =9834.4N d186.74径向力:Fr2tana讥 cos '9834" cos；42553 =3696.1Ntan 20轴向力:Fae2二 Ft2tan ： =9834.4 tan 14 2553 = 2530.8N= 2622.6NFr1 =985.7NFae1 = 674.9NF2 二 9834.4N£ =3696.1NFae2 二 2530.8N受力分析见图6-2-2 （各力已经向中心作等效变换）3) 初步确定轴的最小直径 先按式

43、(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取 人=112，得dmin=39.74mm中速轴的最小直径为安装轴承的轴段直径di 一口和dv 一刑，按轴承内径选取合适值。4) 轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案 选用图6-3-1所示的装配方案irhiIV图 6-3-1VIb. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初步选择滚动轴承。 因轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据最小直径的要求，由产品目 录选用单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为轴承30209d 汉 D T = 45mm 汉 85mm 72.75mm

44、，故 di 一口 = dv -刑=45mm。di - 口 = 45mm(2) m -w轴段同时为两个齿轮的定位轴肩，故使dn_皿=dw-v。小 dv一刑=45mm齿轮分度圆直径为 86.74mm，故根据标准尺寸取 dn-皿二dw- v = 50mm, 计算小齿轮齿根圆到键槽底部距离，采取小齿轮和轴分离。根据齿轮宽度 取Ln-m = 87mm, Lw-v = 82mm。齿轮与轴承之间采用套筒和挡油盘定 位。(3 ) m -"轴段为两个齿轮的定位轴肩，取h二5mm ,故 dm - w =60mm。dn - m 二 50mm dw - v = 50mm Ln - m = 87mmLw -

45、v 二 82mm dm 一 w = 60mm(4)根据齿轮啮合，小齿轮到箱体内壁的距离a 12.5m m,大齿轮到箱体内壁的距离 a2 = 17.5mm ；轴承到箱体内壁的距离为s = 10mm ,轴承的宽度为T = 20.75mm，所以Li -T s a1 (B - Ln - m )Li - n 二 46.25mm= 20.75 10 12.5 (90 -87) = 46.25mm35设计计算及说明结果=T s a2 (B2 - L_ v )（5）根据整体结构，取 L皿-即=102mm结果LV -刑=51.25mmL皿-即二 102mm=20.75 10 17.5 (85 -82) = 51

46、.25mm各段直径、长度见下表轴段I -nn -川川-V直径（mm）455060长度（mm）46.2587102备注轴承30209齿轮轴段IV - VV - w直径（mm）5045长度（mm）8251.25备注齿轮轴承30209总长（mm）368.5c. 轴上零件的周向定位大、小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dn -皿工V = 50mm由表6-1查得平键尺寸为 b h L =14mm 9mm 70mm。轴承定位采用过渡配合保证d. 导圆和导角查手册取I -n段和V -w段轴端导角为 C = 1.6mm , 45。各轴肩处 导圆为R = 1.6mm。（有定位要求的除外）e. 轴上的载荷轴上

47、的受力分析如图 6-3-2所示，各力已向中心转换作为简支梁的跨距为 L =72.25 74.75 189. 336.5mm。根据受力分析及扭矩图和弯矩图，确定危险截面，计算列于下表中载荷水平面H垂直面V支反Fnh1 =1560.3N ,Fnv1 = 71.5N ,力FFnh2 =3121.5NFnv2 =714Q3N弯矩MM H =225.5N mMV =515.9N m总弯 矩M =M H +M：=J225.52 +515.92 =563.0N m扭矩T2 = 426.52N m图 6-3-2f .按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循 环

48、应力，取=0.6，轴的计算应力ca,M2(D2W=49.5MPa二 ca = 49.5MPa47七、键和轴承的校核设计计算及说明结果1.键的校核键、轴和轮毂材料均为钢，由机械设计（此段未作说明均查自此书）表6-2查得许用挤压应力tip =100120MPa，取其平均值叶=110MPa。<ip = 110MPa1）高速轴上键的校核高速轴转矩T, =118.71N ma.带轮处的键校核键尺寸为bhxL= 8mm x 7 mm x 70mm ,键的工作长度为1 =L -b =70 8 =62mm ,键与轮毂键槽的接触长度为k =0.5h = 0.5 汉 7 =3.5mm，由式（6-1）可得2T

49、 X1032叮18.71 如03%=39.1MPa cQp =110MPapkld3.5x62 78po' p = 39.1MPa故合适。b.小齿轮处键的校核键尺寸为bxhxL=12 mm x 8mm x 70mm ,键 的工作 长度为1 = L -b =70 12 =58mm ,键与轮毂键槽的接触长度为k =0.5h =0.5 汉8 =4mm ，由式（6-1）可得332T"02018.71X10% = 25.6MPa cS =110MPakld4 汉 58 汉 40J =25.6MPa故合适。2）中速轴上键的校核中速轴转矩乙=426.52N m大、小齿轮处的键校核键尺寸为b

50、hL = 14mm汉9mm汉70mm ,键 的工作长度为1 = L -b =70 -14 =56mm ,键与轮毂键槽的接触长度为k -0.5h -0.5 9 - 4.5mm，由式（6-1）可得2T X1032汉426.52 勺03% 一一67.7MPa <% -110MPapkld4.5 江56 汉50p p = 67.7MPa故合适。3）低速轴上键的校核低速轴转矩T3 =1531.82N ma.联轴器处的键校核键尺寸为bh汉L = 18mm汉11mm。口口，键的工作长度为设计计算及说明I二L-0.5b =100-0.5 18 =91mm ,键与轮毂键槽的接触长度为 k =0.5h =0.5 11 = 5.5mm，由式（6-1）可得2T 1032 1531.82 103-'p94.2 MPa= 110MPap kid5.5 91 65p故合适。b.大齿轮处键的校核结果二 p = 94.2MPa332T 103 _ 2 1531.82 103kid 一 7 48 85=107MPa : ；p =110MPa-p = 107MPa故合适。2.轴承的校核轴承预期寿命为 Lh丄2 8 365 10 =58400hLh 二 58400h1）高速轴上轴承的校核