机械设计课程设计-二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计F=5400 n=64 D=335

1、机械设计（论文）说明书全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411 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

2、上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.97(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),2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. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计

3、10. 润滑密封设计11. 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，传动功率大，将V带设置在高速级。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V带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ha:ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h

4、3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5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 电动机的选择执行机构转速n:n=64r/min工作机的功率pw:pw= 6.06 KW电动机所需工作功率为:pd= 7.39 KW执行机构的曲柄转速为:n = 64 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840，则总传动比合理范围为ia=16160，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (16×160)×64 = 102410240r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量

5、、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S2-2的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=2900r/min，同步转速3000r/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为:ia=nm/n=2900/64=45.3（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=45.3/3.5=12.9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

6、为:i23 = 3.04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/i0 = 2900/3.5 = 828.6 r/minnII = nI/i12 = 828.6/4.25 = 195 r/minnIII = nII/i23 = 195/3.04 = 64.1 r/minnIV = nIII = 64.1 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 7.39×0.96 = 7.09 KWPII = PI×h2×h3 = 7.09×0.98×0.97 = 6.74 KWPIII = PII×

7、;h2×h3 = 6.74×0.98×0.97 = 6.41 KWPIV = PIII×h2×h4 = 6.41×0.98×0.99 = 6.22 KW 则各轴的输出功率：PI' = PI×0.98 = 6.95 KWPII' = PII×0.98 = 6.61 KWPIII' = PIII×0.98 = 6.28 KWPIV' = PIV×0.98 = 6.1 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×i0×h1 电动机轴的输出转矩:

8、Td = = 24.3 Nm 所以：TI = Td×i0×h1 = 24.3×3.5×0.96 = 81.6 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 81.6×4.25×0.98×0.97 = 329.7 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 329.7×3.04×0.98×0.97 = 952.8 NmTIV = TIII×h2×h4 = 952.8×0.98×0.99 = 9

9、24.4 Nm 输出转矩为：TI' = TI×0.98 = 80 NmTII' = TII×0.98 = 323.1 NmTIII' = TIII×0.98 = 933.7 NmTIV' = TIV×0.98 = 905.9 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.1×7.39 = 8.13 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：d2 = n1×d1

10、15;(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 3.5×100×(1-0.02) = 343 mm 由手册选取d2 = 335 mm。 带速验算：V = nm×d1×/(60×1000)= 2900×100×/(60×1000) = 15.18 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(100+335)a02×(100+335)304.5a0870 初定中心距a0 = 587.

11、25 mm，则带长为:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×587.25+×(100+335)/2+(335-100)2/(4×587.25)=1881 mm 由表9-3选用Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(335-100)×57.30/546.75 = 155.40>1200

12、5 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 8.13/(2.06+0.35)×1.01×0.93) = 3.59故要取Z = 4根A型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×8.13×(2.5/0.93-1)/(4×15.18)+0.10×15.182 = 136.1 N 作用在轴上的压力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2

13、15;4×136.1×sin(155.4/2) = 1063.6 N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：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 = 21，则：Z2 = i12×Z1 = 4.25×21 = 89.25 取：Z2 = 89 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

14、强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T1 = 81.6 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)×cosb = 1.88-3.2×(1/21+1/89)×cos150 = 1.634 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:Ze

15、 = = = = 0.782 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 = 60×828.6×1×10×300×2×8 = 2.39×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.39×109/4.25 = 5.61×108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KH

16、N1 = 0.87,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 = = 0.87×650 = 565.5 MPasH2 = = 0.9×530 = 477 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (565.5+477)/2 = 521.25 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 62.1 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.86 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 142.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos

17、 = 14.90 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 54 mmd2 = = = 230 mmb = d×d1 = 54 mmb圆整为整数为：b = 54 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 2.34 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。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/cos314.90 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 89/cos314.90 = 98.6 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1

18、/23.3+1/98.6)×cos14.90 = 1.653 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 = 1.78查得螺旋角系数Yb = 0.87 5) = = 3.07前已求得:KHa = 1.74<3.07，故取：KFa = 1.74 6) = = = 9.6且前已求得:KHb = 1.36，由图8-12查得：KFb = 1.33 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.74×1.33 = 2.55 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修

19、正系数：齿形系数:YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.21应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.8 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 = 2.39×109大齿轮应力循环次数:N2 = 5.61×108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 319.2sF2 = = = 248.

20、5 = = 0.01325 = = 0.01601大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.95 mm1.952.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 54 mmd2 = 230 mmb = yd×d1 = 54 mmb圆整为整数为：b = 54 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 59 mm b2 = 54 mm中心距：a = 142 mm，模数：m = 2.5 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

21、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 = 24，则：Z4 = i23×Z3 = 3.04×24 = 72.96 取：Z4 = 73 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 = 329.7 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 = 2.45 6) 由式8-3得：e

22、a = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/24+1/73)×cos130 = 1.634 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.782 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

23、数：N3 = 60nkth = 60×195×1×10×300×2×8 = 5.62×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 5.62×108/3.04 = 1.85×108 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 =

24、(sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 100.3 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 4.07 mm取为标准值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 174.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 86 mmd4 = = = 262 mmb = d×d3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.88 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

25、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 = 73/cos3130 = 78.9 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/25.9+1/78.9)×cos130 = 1.672 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) = = 3.03前已求得:KH

26、a = 1.73<3.03，故取：KFa = 1.73 6) = = = 10.92且前已求得:KHb = 1.38，由图8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.35 = 2.57 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 YFa4 = 2.24应力校正系数:YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.77 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

27、-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 5.62×108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.85×108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 326.9sF4 = = = 257.2 = = 0.01285 = = 0.01542大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.84 mm2.843.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 86 mmd4 = 262 mmb = yd

28、15;d3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 174 mm，模数：m = 3.5 mm第七部分 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 = 7.09 KW n1 = 828.6 r/min T1 = 81.6 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 54 mm 则:Ft = = = 3022.2 NFr = Ft× = 3022.2× = 1138.2 NFa = Fttanb = 3022.2

29、5;tan14.90 = 803.7 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× = 22.9 mm 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 24 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 68 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 2

30、8 mm。大带轮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-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：30206型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:d×D×T = 30×62×17.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 17.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 =

31、d67 = 36 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 = 59 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mml78 = T =17.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30206圆锥滚子轴承查手册得a = 16 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (70/2+35+16)mm = 86 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (59/2+17.25+121-16)mm

32、= 151.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (59/2+18+17.25-16)mm = 48.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 735.2 NFNH2 = = = 2287 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1134.5 NFNV2 = = = 1209.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 735.2×151.8 Nmm = 111603 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1063.6×86 Nmm = 91470 Nmm截面C处的垂直弯矩：M

33、V1 = FNV1L2 = -1134.5×151.8 Nmm = -172217 NmmMV2 = FNV2L3 = 1209.1×48.8 Nmm = 59004 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 = = 205217 NmmM2 = = 126241 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 = =

34、 = MPa = 13.4 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：II轴的设计1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 6.74 KW n2 = 195 r/min T2 = 329.7 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 = 230 mm 则:Ft = = = 2867 NFr = Ft× = 2867× = 1079.8 NFa = Fttanb = 2867×tan14.90 = 762.4 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为

35、:d3 = 86 mm 则:Ft = = = 7667.4 NFr = Ft× = 7667.4× = 2864 NFa = Fttanb = 7667.4×tan130 = 1769.2 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:dmin = A0× = 107× = 34.9 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：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 35

36、5;72×18.25 mm，则：d12 = d67 = 35 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 40 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 52 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×40 = 2.8 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×2.8 = 3.92 mm，所以：d34 = d56 = 46 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 = 86 mm，l45 = 91 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.

37、75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30207圆锥滚子轴承查手册得a = 18.5 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (54/2-2+40.75-18.5)mm = 47.2 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (54/2+14.5+b3/2)mm = 87 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 63.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = =

38、 4636.3 NFNH2 = = = 5898.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 734.2 NFNV2 = = = -2518.4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 4636.3×47.2 Nmm = 218833 NmmMH2 = FNH2L3 = 5898.1×63.2 Nmm = 372760 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 734.2×47.2 Nmm = 34654 NmmMV2 = FNV2L3 = -2518.4×63.2 Nmm = -1

39、59163 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 = = 221560 NmmM2 = = 405318 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 = 0.6，则有：sca = = = MPa = 46.4 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

40、求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 6.41 KW n3 = 64.1 r/min T3 = 952.8 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 = 262 mm 则:Ft = = = 7273.3 NFr = Ft× = 7273.3× = 2716.8 NFa = Fttanb = 7273.3×tan130 = 1678.3 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

41、15; = 52 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 = 1.2×952.8 = 1143.4 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT10型，其尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 105 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 = 73 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d

42、23 = 67 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 = 70 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30214型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由轴承样本查得30214型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 79 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 =

43、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 = 79 mm，所以：d67 = 79 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 84 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mml78 = T

44、3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30214圆锥滚子轴承查手册得a = 27.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (86/2+10+81.5+26.25-27.5)mm = 133.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (86/2-2+48.75-27.5)mm = 62.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 2315.2 NFNH2 = = = 4958.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 1990 NFNV2 = = = -7

45、26.8 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2315.2×133.2 Nmm = 308385 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1990×133.2 Nmm = 265068 NmmMV2 = FNV2L3 = -726.8×62.2 Nmm = -45207 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 = = 406648 NmmM2 = = 311681 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

46、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 = 14.2 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：b×h×l = 8mm×7mm×63mm，接触长度:l' = 63-8 = 55 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0

47、.25hl'dsF = 0.25×7×55×24×120/1000 = 277.2 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 = 12mm×8mm×45mm，接触长度:l' = 45-12 = 33 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×33×40×120/1000 = 316.8 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校

48、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 = 22mm×14mm×80mm，接触长度:l' = 80-22 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×14×58×79×120/1000 = 1924.4 NmTT3，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：b×h×l = 18mm×11mm×100mm，接触长度:l' = 100-18 = 82 mm，则键

49、联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×82×63×120/1000 = 1704.8 NmTT3，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 = 10×2×8×300 = 48000 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 = 1×1138.2+0×803.7 = 11

50、38.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1138.2× = 11764 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30206轴承，Cr = 43.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 3.65×106Lh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：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×2864+0×1769.2 = 2864 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 2864× = 19170 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30207轴承，Cr = 54.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.53×106Lh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 = 1×2716.8+0