设计f4100n128d

1、221 文印室目录课程设计任务书1第一部分传动装置总体设计方案2第二部分电动机的选择3第三部分和动力参数4第四部分计算传动装置的V 带的设计6第五部分齿轮的设计7第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计18第七部分键联接的选择及校核计算31第八部分轴承的选择及校核计算32第九部分器及其附件的设计34第十部分润滑与密封设计35第十一部分设计小结36参考文献36221 文印室第一部分课程设计任务书一、设计课题：设计一用于带式机上的两级展开式圆柱齿轮器.机连续单向运荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.97(其支承轴承效率的损失),器小批量生产,使用期限 10 年(300 天/年),2 班制工作,容许

2、速度误差为 5%,车间有三相交流,电压 380/220V。二. 设计要求:1.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1221 文印室9.箱体结构设计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、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、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器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:2221 文印室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,h3 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（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=128r/min工

4、作机的功率 pw:nDF128×3.14×345×4100p = 9.48 KWw60×100060×1000×1000电动机所需工作功率为:pwp =9.48= 11.56 KWd0.82a执行机构的曲柄转速为:n = 128 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)×128 = 204820480r/min。综合考虑电动机和传动装

5、置的、重量、价格和带传动、器的传动比，选定型号为 Y160M2-2 的三相异步电动机，额定功率为 15KW,满载转速 nm=2930r/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：3221 文印室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=2930/128=22.9（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中 i0,i1 分别为带传动和器的传动比。为使 V 带传动外廓不致过大，初步取 i0=2.5，则器传动比为:i=ia/i0=22.9/2.5=9.2取两级圆柱齿轮器高速级的传动比为:i1

6、2 =1.4i =1.4×9.2 = 3.59则低速级的传动比为:i9.2i23 =2.56i123.59第四部分计算传动装置的和动力参数（1）各轴转速:nI = nm/i0 = 2930/2.5 = 1172 r/minnII = nI/i12 = 1172/3.59 = 326.5 r/minnIII = nII/i23 = 326.5/2.56 = 127.5 r/minnIV = nIII = 127.5 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 11.56×0.96 = 11.1 KWPII = PI×h2×h3 = 1

7、1.1×0.98×0.97 = 10.55 KW4221 文印室PIII = PII×h2×h3 = 10.55×0.98×0.97 = 10.03 KWPIV = PIII×h2×h4 = 10.03×0.98×0.99 = 9.73 KW则各轴的输出功率：'PI = PI×0.98 = 10.88 KWPII' = PII×0.98 = 10.34 KWPIII' = PIII×0.98 = 9.83 KWPIV' = PIV&#

8、215;0.98 = 9.54 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×i0×h1电动机轴的输出转矩:pd11.56Td =9550×= 9550× 2930 = 37.7 Nmnm所以：TI = Td×i0×h1 = 37.7×2.5×0.96 = 90.5 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 90.5×3.59×0.98×0.97 = 308.8 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 308.8

9、15;2.56×0.98×0.97 = 751.5 NmTIV = TIII×h2×h4 = 751.5×0.98×0.99 = 729.1 Nm输出转矩为：'TI = TI×0.98 = 88.7 Nm'TII = TII×0.98 = 302.6 NmTIII' = TIII×0.98 = 736.5 NmTIV' = TIV×0.98 = 714.5 Nm5221 文印室第五部分V 带的设计1选择普通 V 带型号计算功率 Pc:Pc = KAPd = 1.1

10、×11.56 = 12.72 KW根据手册查得知其交点在 B 型交界线范围内，故选用 B 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 = 140 mm,则：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 2.5×140×(1-0.02) = 343 mm由手册选取 d2 = 335 mm。带速验算：V = nm×d1×/(60×1000)= 2930×140×/(60×1000) = 21.47 m/s介于 525m/s

11、范围内，故合适。3确定带长和中心距 a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(140+335)a02×(140+335)332.5a0950初定中心距 a0 = 641.25 mm，则带长为:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×641.25+×(140+335)/2+(335-140)2/(4×641.25)=2043 mm由表 9-3 选用 Ld = 2000 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-

12、2043)/2 = 619.75 mm6221 文印室a1:4验算小带轮上的a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(335-140)×57.30/619.75= 1620>12005确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 12.72/(3.84+0.92)×0.98×0.96) = 2.84故要取 Z = 3 根 B 型 V 带。6计算轴上的：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500

13、5;12.72×(2.5/0.96-1)/(3×21.47)+0.10×21.472 = 204.5 N作用在轴上的：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×3×204.5×sin(162/2) = 1211.8 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。7221 文印室高速级大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬

14、度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1= 21，则：Z2 = i12×Z1 = 3.59×21 = 75.39取：Z2 = 752） 初选螺旋角:b = 150。2初步设计齿轮传动的主要，按齿面接触强度设计：32K TZ Z2t 1H Eu±1d××1tudH确定各参数的值:试选 Kt = 2.51)T1 = 90.5 Nm2)选取齿宽系数yd = 13)4)由表 8-5 查得材料的弹性数 ZE = 189.8MPa5)由图 8-15 查得节点区域系数 ZH = 2.426)由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1

15、/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2×(1/21+1/75)×cos150 = 1.6287)由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.798)由式 8-19 得:eb+ea14-ea 1-e1Ze = 0.784b1.6283ea9)由式 8-21 得：Zb =cos=cos15= 0.988221 文印室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10)度极限:sHlim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：

16、小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×1172×1×10×300×2×8 = 3.38×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 3.38×109/3.59 = 9.4×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳系数:KHN1 = 0.86,KHN2 = 0.8913) 计算接触疲劳应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:KHN1Hlim1s = 0.86×650 = 559 MPaH 1SKHN2Hlim2s = 0.89×530 =

17、 471.7 MPaH 2S接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (559+471.7)/2 = 515.35 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:32K TZ Zt 12u±1H Ed××1tuHd322×2.5×90.5×10003.59+12.42×189.8= 65.6 mm××3.591×1.628515.354计算结果：1) 确定模数：d1tcos65.6×cos150mn = 3.02 mm21Z1取为标准值:2.5 mm。2) 中心距：9221 文印

18、室Z1+Z2 mn(21+75)×2.5a = 124.2 mm2×cos1502cos3) 螺旋角：Z1+Z2 mn(21+75)×2.5= arccosb = arccos= 1502×124.22a4) 计算齿轮参数：Z1mn21×2.5d = 54 mm1cos150cosZ2mn75×2.5d = 194 mm2cos150cosb =d×d1 = 54 mmb 圆整为整数为：b = 54 mm。5) 计算圆周速度 v:d1n13.14×54×1172v = 3.31 m/s60×10

19、0060×1000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/cos3150 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 75/cos3150 = 83.22)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/23.3+1/83.2)×cos150 = 1.6463) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.6810221 文印室由图 8-26 和eb =

20、1.79 查得螺旋角系数 Yb = 0.874)5)3.418= 3.091.628×0.68Y前已求得:KHa = 1.73<3.09，故取：KFa = 1.736)b54b h= 9.6*(2×1+0.25)×2.5*(2ham+c )mn且前已求得:KHb = 1.36，由图 8-12 查得：KFb = 1.337)K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.33 = 2.538)由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力系数：齿形系数:YFa1 = 2.66YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1

21、= 1.59YSa2 = 1.779)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 MPasFlim2 = 380 MPa10)同例 8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 3.38×109大齿轮应力循环次数:N2 = 9.4×10811)由图 8-20 查得弯曲疲劳系数为：KFN1 = 0.82KFN2 = 0.8512)计算弯曲疲劳应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：KFN1Flim10.82×500s = 315.4F 11.3SKFN2Flim20.85×380s = 248.5F 21.3S1122

22、1 文印室YFa1YSa12.66×1.59= 0.01341315.4F1YFa2YSa22.23×1.77= 0.01588248.5F2大齿轮数值大选用。(2)按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：3mn22KT1YcosYFaYSa×2FdZ1322×2.53×90.5×1000×0.87×cos 15×0.01588= 2.01 mm21×21 ×1.6282.012.5 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 = 194 mmb =

23、 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 mmb2 = 54 mm中心距：a = 124 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12221 文印室齿轮。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= 23，则：Z4 = i23×Z3 = 2.56×23 = 58.88

24、取：Z4 = 592） 初选螺旋角:b = 130。2初步设计齿轮传动的主要，按齿面接触强度设计：32K TZ Z2t 2H Eu±1d××3tudH确定各参数的值:1)试选 Kt = 2.52)T2 = 308.8 Nm选取齿宽系数yd = 13)数 ZE = 189.8MPa4)由表 8-5 查得材料的弹性由图 8-15 查得节点区域系数 ZH = 2.455)6)由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/23+1/59)×cos130 = 1.6287)由

25、式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×23×tan130 = 1.698)由式 8-19 得:eb+ea14-ea 1-e1Ze = 0.784b1.6283ea13221 文印室9) 由式 8-21 得：Zb =cos=cos13= 0.99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10)度极限:sHlim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×326.5×1×10×300×

26、2×8 = 9.4×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 9.4×108/2.56 = 3.67×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳系数:KHN3 = 0.89,KHN4 = 0.913) 计算接触疲劳应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:KHN3Hlim3s = 0.89×650 = 578.5 MPaH 3SKHN4Hlim4s = 0.9×530 = 477 MPaH 4S接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (578.5+477)/2 = 527.75 MPa3设计计算

27、:小齿轮的分度圆直径:d3t:32K TZ Z2t 2H Eu±1d××3tuHd322×2.5×308.8×10002.45×189.82.56+1=××= 100.8 mm1×1.6282.56527.754计算结果：1) 确定模数：d3tcos100.8×cos130mn = 4.27 mm23Z314221 文印室取为标准值:3.5 mm。2)中心距：Z3+Z4 mn(23+59)×3.5a = 147.3 mm2×cos1302cos3)螺旋角：Z3+Z4

28、 mn(23+59)×3.5= arccosb = arccos= 1302×147.32a4)计算齿轮参数：Z3mn23×3.5d = 83 mm3cos13059×3.5cosZ4mnd = 212 mm4cos130cosb =d×d3 = 83 mmb 圆整为整数为：b = 83 mm。5) 计算圆周速度 v:d3n23.14×83×326.5v = 1.42 m/s60×100060×1000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

29、量齿数：ZV3 = Z3/cos3b = 23/cos3130 = 24.9ZV4 = Z4/cos3b = 59/cos3130 = 63.82)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/24.9+1/63.8)×cos130 = 1.65815221 文印室3) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68由图 8-26 和eb = 1.69 查得螺旋角系数 Yb = 0.894)5)3.333= 2.981.643×0.68Y前已求得:KHa = 1.

30、71<2.98，故取：KFa = 1.716)bb h83= 10.54*(2×1+0.25)×3.5*(2ham+c )mn且前已求得:KHb = 1.38，由图 8-12 查得：KFb = 1.35K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.71×1.35 = 2.547)8) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力系数：齿形系数:YFa3 = 2.63YFa4 = 2.27应力校正系数:YSa3 = 1.6YSa4 = 1.759) 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

31、MPasFlim4 = 380 MPa10)同例 8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 9.4×108大齿轮应力循环次数:N4 = 3.67×10811)由图 8-20 查得弯曲疲劳系数为：KFN3 = 0.85KFN4 = 0.8612)计算弯曲疲劳应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16221 文印室KFN3Flim30.85×500s = 326.9F 31.3SKFN4Flim40.86×380s = 251.4F 41.3SYFa3YSa32.63×1.6= 0.01287326.9F3YFa4YSa42.27×1.7

32、5= 0.0158251.4F4大齿轮数值大选用。(2)按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：3mn22KT2YcosYFaYSa×2FdZ3322×2.54×308.8×1000×0.89×cos 13×0.0158= 2.88 mm21×23 ×1.6432.883.5 所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 83 mmd4 = 212 mmb = yd×d3 = 83 mmb 圆整为整数为：b = 83 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 88 mmb4 = 83

33、 mm中心距：a = 147.5 mm，模数：m = 3.5 mm17221 文印室第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计输入轴上的功率 P1、转速 n1 和转矩 T1:1P1 = 11.1 KWn1 = 1172 r/minT1 = 90.5 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:2T1d12×90.5×1000Ft = 3351.9 N540tan20= 3351.9×= 1263 NtannF = Frt×0coscos15Fa = Fttanb = 3351.9×tan150 = 89

34、7.7 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：3dmin = A0×P3= 112×111.1= 23.7 mm1172n1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 = 25 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (3-1)×18+2×8 = 52 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 50 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取 II-III 段轴直径为:d23 =

35、30 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20，取:l23 = 35 mm。18221 文印室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 = 35 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30207 型单列圆锥滚子轴承，其为:d×D×T = 35×72×18.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 18.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得 30207。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5

36、 mm，故取：d45 = d67= 42 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段的确定。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 = 88+12+10+8 = 118 mml78 = T =18.25 mm5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带轮中点距左支点距离 L1 = (52/2+35+18.5)mm = 79.5 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (59/2+

37、18.25+118-18.5)mm = 147.2 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (59/2+18+18.25-18.5)mm = 47.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FtL33351.9×47.2FNH1 = 813.8 NL2+L3147.2+47.23351.9×147.2FtL2FNH2 = 2538.1 NL2+L3147.2+47.219221 文印室垂直面支反力（见图 d）：FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)FNV1 =L2+L31263×47.2+897.7×54/2-1211.8×(

38、79.5+147.2+47.2)= -1276 N147.2+47.2FrL2-Fad1/2+FQL11263×147.2-897.7×54/2.8×79.5FNV2 = 1327.2L2+L3147.2+47.2N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 813.8×147.2 Nmm = 119791 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1211.8×79.5 Nmm = 96338 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1276×147.2 Nm

39、m = -187827 NmmMV2 = FNV2L3 = 1327.2×47.2 Nmm = 62644 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的弯矩：M2 +M2= 222775 NmmM1 =HV1M2 +M2= 135182 NmmM2 =HV2作弯矩图（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（即截面 C）的强度。必要时也对其他截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），20221 文印室取a = 0.6，则有：2)222M1+ T1(222775

40、+(0.6×90.5×1000)Mcas =MPaca0.1×543WW= 14.6 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：21221 文印室II 轴的设计求中间轴上的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2：1P2 = 10.55 KWn2 = 326.5 r/minT2 = 308.8 Nm2求作用在齿轮上的力:22221 文印室已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 194 mm则:2T2d22×308.8×1000Ft = 3183.5 N1940t

41、an20= 3183.5×tannF = Frt×= 1199.5 N0coscos15Fa = Fttanb = 3183.5×tan150 = 852.6 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 83 mm则:2T2d32×308.8×1000Ft = 7441 N830tan20= 7441×= 2779.5 NtannF = Frt×0coscos13Fa = Fttanb = 7441×tan130 = 1717 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

42、据机械设计（第八版）表 15-3，取：A0 = 107，得:3dmin = A0×P3= 107×210.55= 34.1 mm326.5n2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，其为：d×D×T = 35×72×18.25 mm，则：d12 = d67 = 3523221 文印室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.

43、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 = 83 mm，l45 = 88 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.75 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

44、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 = 85.5 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 = 61.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：Ft1(L2+L3)+Ft2L33183.5×(85.5+61.8)×61.8FNH1 = 4775.2 NL1+L2+L347.2+85.5+61.83183.5×47.2×(47.2+85.5)Ft1L1+Ft2(L1+L2

45、)FNH2 = 5849.3 NL1+L2+L347.2+85.5+61.8垂直面支反力（见图 d）：Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2FNV1 =L1+L2+L31199.5×(85.5+61.8)+852.6×194/2-2779.5×61.8×83/2= 816.8 N47.2+85.5+61.8Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2FNV2 =L1+L2+L324221 文印室1199.5×47.2-852.6×194/2-2779.5×(47.2+85.5)-

46、1717×83/2= -2396.8 N47.2+85.5+61.83）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 B、C 处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 4775.2×47.2 Nmm = 225389 NmmMH2 = FNH2L3 = 5849.3×61.8 Nmm = 361487 Nmm截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 816.8×47.2 Nmm = 38553 NmmMV2 = FNV2L3 = -2396.8×61.8 Nmm = -148122 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）

47、。截面 B、C 处的弯矩：M2+M2= 228662 NmmM1 =H1V1M2+M2= 390657 NmmM2 =H2V2作弯矩图（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（即截面 B）的强度。必要时也对其他截面（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：2)222M1+ T2(228662 +(0.6×308.8×1000)Mcas =MPaca0.1×403WW= 46 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计

48、算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：25221 文印室III 轴的设计1求输出轴上的功率 P3、转速 n3 和转矩 T3：P3 = 10.03 KWn3 = 127.5 r/minT3 = 751.5 Nm26221 文印室2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 = 212 mm则:2T3d42×751.5×1000Ft = 7089.6 N2120tan20= 7089.6×= 2648.2 NtannF = Frt×0coscos13Fa = Fttanb = 7089.6×tan130 = 1635.9

49、 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:3dmin = A0×P3= 112×310.03= 48 mm127.5n3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 = 1.2×751.5 = 901.8 Nm由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为:LT9 型，其为：内孔直径 50mm，轴

50、孔长度 84 mm，则：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 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 = 60 mm，左端用轴肩定位，故取 II-III 段轴直径为：d23 = 55 mm。4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：27221 文印室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 = 60 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30212 型单列圆锥滚子轴承，其为：d×D×T = 60mm×11

51、0mm×23.75mm。由轴承样本查得 30212 型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5mm，故取：d45 = 69 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 = 35 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 69mm，所以：d67 = 69 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 81 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×69 = 4.83 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×4.83 = 6.76 mm，所以：d56 = 79

52、mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 23.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 23.75+8+10+2.5+2 = 46.25 mm5轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30212 圆锥滚子轴承查手册得 a = 25 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (83/2+10+81.5+23.75-25)mm = 131.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (83/2-2+46.25-25)mm

53、 = 60.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FtL37089.6×60.8FNH1 = 2238 NL2+L3131.8+60.828221 文印室FtL27089.6×131.8FNH2 = 4851.6 NL2+L3131.8+60.8垂直面支反力（见图 d）：FrL3+Fad2/22648.2×60.8.9×212/2FNV1 = 1736.3 NL2+L3131.8+60.81635.9×212/2-2648.2×131.8Fad2/2-FrL2FNV2 = -911.9 NL2+L3131.8+60.8

54、3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2238×131.8 Nmm = 294968 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1736.3×131.8 Nmm = 228844 NmmMV2 = FNV2L3 = -911.9×60.8 Nmm = -55444 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的弯矩：M2 +M2= 373331 NmmM1 =HV1M2 +M2= 300134 NmmM2 =HV2作弯矩图（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（即截面 C）的强度。必要时也对其他截面（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：2)222(M1+ T3373331 +(0.6×751.5×1000)Mcas =MPaca0.1&