课程设计齿轮减速箱设计说明书

1、设计计算及说明结果一、 课程设计方案1. 传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示图12. 原始数据项目数值鼓轮的转矩T (Nm)330鼓轮的直径D (mm)300运输带带速V （m/s）1.0带速允许偏差 （%）5使用期限 （年）15工作制度（班/日）2载荷平稳、单向转动二、 选择电动机1. 电动机类型和结构形式选择按工作要求和工作条件，选择Y（）系列笼型三相异步交流电动机，结构形式为卧式封闭型电动机。2. 电动机容量1) 工作电机的功率Pw 取w=0.95，则Pw=Fv1000w=330×21000×0.3×0.95 kw=2.316kW2) 电动机的输出

2、功率 PdPd=Pw式中，为从电动机至卷筒之间的总效率 1为弹性联轴器效率、为减速箱一对滚动轴承效率、为齿轮副效率根据文献【1】表2-4取：=0.995 =0.99 =0.98 。于是 =0.9952×0.993×0.982=0.9226 Pd=Pw=2.3160.9226kw=2.51 kw3） 确定电动机额定功率=(11.3)，根据文献【1】表20-1得,应选择额定功率为3 kW的电动机。3. 选择电动机转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可能范围。工作电机的转速nw=60vD=60×1×0.3rmin=63.66rmin由文献【】表2-2

3、得：展开式两级圆柱齿轮减速器传动比为860，则电动机转速可选范围为nd'=nwi1'i2'=5093819r/min，初选同步转速分别为1000 r/min和1500 r/min的两种电动机进行比较，如表1方案电动机型号额定功率KW电动机转速r/min同步满载1Y132S-6310009602Y100L2-4315001420表1方案2的价格相对便宜，但减速器结构尺寸较大，方案1则有相反利弊。权衡利弊，选用方案2，选定Y100L2-4型电动机。电动机相关参数如表2电动机型号额定功率KW电动机转速r/min电动机质量kg外形及安装尺寸mm同步满载中心高（H）外伸轴长（E）

4、基座螺栓间距（A）Y100L2-43150014203810060160表2三、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可确定传动装置应有的总传动比为 i=nmnw=142063.6622.3。2. 分配各级传动比展开式两级圆柱齿轮减速器应有，且单级圆柱齿轮的传动比推荐值为36，故选择 =4.95，=4.5。四、 计算传动装置的运动和动力参数记电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴1. 各轴转速为 n=n0=1420r/min n=ni1=14204.95=286.87r/min nw=n=ni2=286.874.5=63

5、.75r/min2. 各轴输入功率PPed=2.51kWP=P01=2.51×0.995=2.497kWP=P23=2.497×0.99×0.98=2.423kWP=P23=2.423×0.99×0.98=2.351kWPw=P12=2.351×0.995×0.99=2.316kW3. 各轴输入转矩TT0=9550P0n0=9550×2.511420=16.88NmT=9550Pn=9550×2.4971420=16.79NmT=9550P n=9550×2.423286.87=80.66NmT

6、=9550P n=9550×2.35163.75=352.19NmTw=9550Pw nw=9550×2.31663.75=346.95Nm4. 计算结果整理如表3项目电动机轴高速轴中间轴低速轴输出轴转速（r/min8763.7563.75功率（kW）2.512.4972.4232.3512.316转矩（）16.8816.7980.66352.19346.95传动比14.954.51效率0.9950.970.970.995表3五、 斜齿轮传动设计计算A. 第一级减速齿轮设计1. 选精度等级、材料及齿数1) 由文献【2】表10-1选择小齿轮材料为40

7、Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。2) 精度等级选7级精度。3) 初选齿数小齿轮齿数Z1=25 ，Z2=1244) 取螺旋角。初选螺旋角=11.5°。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式（10-21）进行试算，即d1t32KtT1du±1uZHZEH21) 确定公式的各计算数值i. 试选载荷系数Kt=1.6ii. 已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩T=16.79Nm=1.679×104Nmm；iii. 由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；iv. 查文献【2】图10-26得端

8、面重合度为 1=0.791，2=0.8804，所以，=1+2=0791+0.8804=1.6714 v. 齿数比 =z2z1=12425=4.96vi. 由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12；vii. 由文献【2】图10-30得区域系数ZH=2.451viii. 由文献【2】图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MPa；ix. 由文献【2】式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLk=60×1420×1×16×300×15=6.134

9、4×109N2=N1i1=2.030×109÷4.95=1.24×109x. 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.88，KHN2=0.90；xi. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由文献【2】式（10-12）得H1=KHN1Hlim2S=0.88×6001=528MPa，H2=KHN2Hlim2S=0.90×5501=495MPa，H=H1+H22=528+4952=511.5MPa2) 计算i. 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d1t32KtTdu±1uZHZEH2=32&

10、#215;1.6×1.679×1041×1.6714×5.954.95×2.451×189.8511.52mm=31.73mm；ii. 计算圆周速度v=d1tn160×1000=×31.73×142060×1000=2.36msiii. 计算齿宽b及模数mb=dd1t=1×31.73=31.73mm，mnt=d1tcosz1=31.73×cos11.5°25=1.24mm，h=2.25mnt=2.25×1.24=2.79，bh=31.732.79=11.4

11、；iv. 计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×25×tan11.5°=1.62；v. 计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=2.36ms，7级精度，由文献【2】图10-8得KV=1.095，由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.4，由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.415，由bh=11.4和KH=1.415，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.37故有载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.095×1.4×1.415=2.1

12、7；vi. 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由文献【2】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=31.73×32.171.6mm=35.12mm；vii. 计算法面模数mn=d1cosz1=35.12×cos11.5°25mm=1.37mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值i. 由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；ii. 查文献【2】图10-18得KFN1=0.83，KFN2=

13、0.86iii. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.83×5001.4=296.43MPa，F2=KFN2FE2S=0.86×3801.4=233.43MPaiv. 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1×1.095×1.4×1.37=2.1；v. 根据纵向重合度=1.62，查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88；vi. 计算当量齿数zv1=z1cos3=25cos311.5°=26.57，zv2=z2cos3=124cos311.5°=1

14、31.78；vii. 查取齿形系数由文献【2】表10-5查得YFa1=2.583，YFa2=2.155；viii. 查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得YSa1=1.598，YSa2=1.815；ix. 计算大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa1YSa1F1=2.583×1.598296.43=0.01392，YFa2YSa2F2=2.155×1.815233.43=0.01675；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算2) 设计计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=32×2.1×1.679×104×0.

15、88×cos211.5°1×252×1.67140.01675mm=1.03mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=1.37mm和由齿根弯曲强度计算的法面模数 mn=1.03mm，取法面模数mn=1.5mm，则同时符合。此时齿数不变，即z1=25，z2=124。4. 计算几何尺寸1) 计算中心距a=z1+z2mn2cos=25+124×1.52×cos11.5°mm=114.04mm将中心距圆整为114mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos25+124×1.52

16、5;114=11°24'8''因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正3) 计算大、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=1.5×25cos11°24'8''=38.26mm， d2=mnz2cos=1.5×124cos11°24'8''=189.74mm； 4) 计算齿轮宽度b=dd1=1×38.26=38.26mm圆整后，取B2=40mm，B1=45mm；5. 计算所得结果汇总如表4备用名称符号小齿轮大齿轮螺旋角11°24'8'

17、;'端面模数mt1.53mm法面模数mn1.5mm法面压力角n20°分度圆直径dd1=38.26mmd2=189.74mm齿顶高haha=haf*mn=1.5mm齿根高hfhf=（haf*+cn*）mn=1.875mm齿顶圆直径dada1=41.26mmda2=192.74mm齿根圆直径dfdf1=34.51mmdf2=185.99mm齿宽B45mm40mm表46. 结构设计小齿轮直径小于160mm，故做成实心式（根据后面轴设计结果可知小齿轮应设计为齿轮轴）大齿轮采用腹板式结构，其尺寸如下：根据轴设计可知d=34mm,l=1.2×d=40.8mm，取轮毂长度l=40

18、mm倒角n=0.5mn=0.75mmC=0.3B=12mmD0=da-12mn=174.74mm,圆整为175D3=1.6d=54.4mm，圆整为54mmD1=0.5D0+D3=114.5mm，圆整为114mmD2=0.25D0-D3=30.25mm,圆整为30mmr=5mmB. 第二级减速齿轮设计1. 选精度等级、材料及齿数1) 由【2】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，二者硬度差为40HBS。2) 精度等级选7级精度。3) 初选齿数小齿轮齿数Z3=19，Z4=854) 取螺旋角。初选螺旋角=14.5°。

19、2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式（10-21）进行试算，即d3t32KtT1du±1uZHZEH21) 确定公式的各计算数值i. 试选载荷系数Kt=1.6ii. 已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩T=80.66Nm=8.066×104Nmm；iii. 由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；iv. 查文献【2】图10-26得端面重合度为 3=0.741，4=0.860，所以，=3+4=0.741+0.860=1.601 v. 齿数比 =z4z3=8519=4.47vi. 由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12；vii. 由

20、文献【2】图10-30得区域系数ZH=2.429viii. 由文献【2】图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim4=550MPa；ix. 由文献【2】式10-13计算应力循环次数N3=60njLk=60×286.87×1×16×300×5=1.487×109N4=N3i1=1.487×109÷4.5=3.3×108x. 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=0.96；xi. 计算接触疲劳许用应力取时效概率为1%

21、，安全系数S1，由文献【2】式（10-12）得H3=KHN3Hlim3S=0.95×6001=570MPa，H4=KHN4Hlim4S=0.96×5501=528MPa，H=H3+H42=570+5282=549MPa2) 计算i. 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d3t32KtTdu±1uZHZEH2=32×1.6×8.066×1041×1.601×5.54.5×2.429×189.85492mm=51.174mm；ii. 计算圆周速度v=d3tn60×1000=×

22、;51.174×286.8760×1000=0.769msiii. 计算齿宽b及模数mb=dd1t=1×51.174=51.174mm，mnt=d1tcosz1=51.174×cos14.5°19=2.61mm，h=2.25mnt=2.25×2.61=5.867，bh=51.1745.867=8.72；iv. 计算纵向重合度=0.318dz3tan=0.318×1×19×tan14.5°=1.563；v. 计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=0.769ms，7级精度

23、，由文献【2】图10-8得KV=1.04，由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.4，由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.4195，由bh=8.72，KH=1.4195，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.342故有载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.04×1.4×1.4195=2.0668；vi. 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由文献【2】式（10-10a）得 d3=d3t3KKt=51.174×32.06681.6mm=55.73mm；vii. 计算法面模数mn=d1cosz1=55.

24、73×cos14.5°19mm=2.84mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值i. 由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380Mpa；ii. 查文献【2】图10-18得KFN3=0.86，KFN4=0.90iii. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.86×5001.4=307.14MPa，F4=KFN4FE4S=0.90×3

25、801.4=244.29MPaiv. 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1×1.04×1.4×1.342=1.954；v. 根据纵向重合度=1.563，查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88；vi. 计算当量齿数zv3=z3cos3=19cos314.5°=20.94，zv4=z4cos3=85cos314.5°=93.67；vii. 查取齿形系数由文献【2】表10-5查得YFa3=2.7624，YFa4=2.1927；viii. 查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得YSa3=1.5594，YSa4=1.7837；ix.

26、计算大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa3YSa3F1=2.7624×1.5594307.14=0.01403，YFa2YSa2F2=2.1927×1.7837244.29=0.01601；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算2) 设计计算mn32KTYcos2dz32YFaYSaF=32×1.954×8.066×104×0.88×cos214.5°1×192×1.6010.01601mm=1.93mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=2.84mm，大于由齿根弯曲强度计算的法面模

27、数 mn=1.93mm，取法面模数mn=2.5mm，按接触疲劳强度算得的直径d1=55.73mm来计算应有的齿数。于是z3=d1cosmn=55.73×cos14.5°2.5=21.58取z3=21，则z4=uz3=4.5×21=94.5，取z4=954. 计算几何尺寸1) 计算中心距a=z1+z2mn2cos=21+95×2.52×cos14.5°mm=149.77mm将中心距圆整为150mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos21+95×2.52×150=14°

28、;50'6''因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正3) 计算大、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=2.5×21cos14°50'6''=54.31mm， d2=mnz2cos=2.5×95cos14°50'6''=245.69mm； 4) 计算齿轮宽度b=dd3=1×54.31=54.31mm圆整后，取B3=65mm，B4=60mm；5. 计算所得结果汇总如表5备用。名称符号小齿轮大齿轮螺旋角14°50'6''端面模数mt2

29、.586mm法面模数mn2.5mm法面压力角n20°分度圆直径dd3=54.31mmd4=245.69mm齿顶高haha=haf*mn=2.5mm齿根高hfhf=（haf*+cn*）mn=3.125mm齿顶圆直径dada3=59.31mmda4=250.69mm齿根圆直径dfdf3=48.06mmdf4=239.44mm齿宽B65mm60mm表55. 结构设计1) 小齿轮直径小于160mm故做成实心式l=1.2×d=40.8mm<B，取轮毂长度l=65 mm2) 大齿轮应做成腹板式根据轴设计可知d=54mm,l=1.2×d=64.8mm，取轮毂长度l=65m

30、m倒角n=0.5mn=1.25mmC=0.3B=18mmD0=da-12mn=220.69，圆整为220mmD3=1.6d=86.4mm，圆整为86mmD1=0.5D0+D3=153mmD2=0.25D0-D3=33.5mm，圆整为34mmr=5mm六、 高速轴及附件设计1. 高速轴的功率P、转速n和转矩T功率 P=2.497kW 转速n=1420rmin转矩T=16.793Nm2. 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=38.26mm圆周力 Ft1=2Td1=2×1679338.26N=877.84N径向力Fr1=Ft1tanncos=877.84×ta

31、n20°cos11°24'8''N=325.94N，轴向力Fa1=Ft1tan=877.84×tan11°24'8''=177.04N圆周力 Ft1，径向力Fr1及轴向力Fa1的方向如图2图23. 初步确定轴的最小直径先按文献【2】式（152）初步估算周的最小直径，因为齿轮较小，须做成齿轮轴，故选取轴的材料为40Cr钢调质处理。根据表15-3，取A0=110，于是得dmin=A03Pn=110×32.4971420=13.28mm；轴端有一个键槽，轴的直径扩大7%，故dmin=13.28×

32、;1.07=14.21mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑为输送机，转矩变化很小，故取，则：Tca=1.5×16.88=25.32Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，并且电动机的输出轴轴径为28mm,查文献【1】表17-3标准GB4323-84，选用TL5型弹性套柱销联轴器 J28×62J25×62GB4323-84。半联轴器的从动端孔径d2=25mm，故取d-=25mm；半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。

33、4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案（如图3）图32) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i. 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取。ii. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，且转速高轴向力不大，故初步选用0基本游隙组，接触角为15°的角接触球轴承，型号7206C，其尺寸为,故,d-=30mm。iii. 由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿

34、轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取。iv. 轴承端盖的总宽度为30mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。v. 已知高速级小齿轮轮毂长b=45mm,做成齿轮轴， 则。vi. 取齿轮端面距箱体内壁之距离a=15mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮端面之间的距离为c=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=11mm。已知滚动轴承宽度B=16mm，低速级小齿轮轮毂长L=65

35、mm，挡油环宽度。 则LVII-VIII=B+L=36mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。；vii. 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按由参考文献【2】表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为36mm；半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向配合是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.viii. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角参照参考文献【2】表15-2图45. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（如下），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7206C型角接触球轴承，由参考文

36、献1中查得a=12.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。如图4所示从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B轴的危险截面。现将计算出的截面B处的，的值列于下表（参看图4）。计算结果如表6载荷水平面H垂直面V支反力F，弯距M总弯距扭距T表66. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据机械设计（15-1）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。7. 滚动轴承的校核1) 由

37、轴的设计计算可知输入轴滚动轴承选用7206C型角接触球轴承，查文献【1】表15-6得2) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：，3) 计算两轴承的计算轴向力和7206C型角接触球轴承，按文献【2】表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，e初选为0.4Fd1=eFr1=0.4×275N=110NFd2=eFr2=0.4×662N=265N，故轴有向左窜动的趋势，轴承1压紧，轴承2放松Fa1C0r=0.44212.8=0.0345Fa2C0r=0.26512.8=0.021由插值法得e1=0.406,e2=0.389,再计算Fd1=e1Fr1=0.406

38、×275N=112NFd2=e2Fr2=0.389×662N=258NFa1C0r=0.43512.8=0.034Fa2C0r=0.25812.8=0.02两次计算的FaC0r相差不大，因此确定e1=0.406,e2=0.389，4) 轴承当量动载荷P1和P2因为轴承运转中载荷平稳，按文献【2】表13-6，取，则 5) 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算 所以所选的轴承可满足寿命要求。8. 键的校核由轴的设计计算可知所选平键为其中p=110MPa强度满足要求七、 低速轴及其附件设计1. 低速轴的功率P、转速n和转矩T功率P=2.351kW 转速n=63.75rmi

39、n转矩T=352.63Nm=352630Nmm2. 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4=245.69mm圆周力 Ft4=2Td4=2×352630245.69N=2870.5N径向力Fr4=Ft4tanncos=2870.5×tan20°cos14°50'6''N=1080.8N，轴向力Fa4=Ft4tan=2870.5×tan14°50'6''=760.3N圆周力 Ft4，径向力Fr4及轴向力Fa4的方向如图5图53. 初步确定轴的最小直径先按参考文献【2】式（15

40、-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取A0=112，于是得轴的最小端有一个键槽，故dmin=1.06×37.28=39.52mm可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-（图5）。为了使所选的轴d-与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距Tca=TKA，查参考文献【2】表14-1，考虑到转距变化很小，故取KA=1.5，则按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件查参考文献【1】表17-4，选用HL3型弹性柱销联轴器J42×112GB5014-85，其公称转距为630Nm。半联轴器的孔径d1=42m

41、m，故取d-=42mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案（图6）图62) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i. 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，并根据毡圈密封标准，故取-段的直径d-=48mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比L1略短一些，现取 l-=82mmii. 轴承端盖的总宽度为25mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加

42、润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取l-=55mm。iii. 初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力和轴向力，转速不高，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d-=48mm由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7210C，其尺寸为的,故d-=d-=50mm；右滚动轴承左端采用轴肩进行轴向定位，故取，lV-VI=20mm,iv. 取安装齿轮处的轴段直径d-=54，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为60mm，为了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-=57mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取

43、h=4mm, 则轴环处的直径d-=62mm，轴环宽度b>1.4h，取l-=12mm。v. 由对称原则得大齿轮端面距箱体内壁的距离a=15+2.5=17.5mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮端面之间的距离为c=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=11mm。已知滚动轴承宽度B=20mm，高速级小齿轮轮毂长L=45mm。 则lI-II=a+s+B+3=51.5mmlIV-V=c+a+L+s-lIII-IV=73.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。vi. 轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键联接，按d-=42mm，由手册查得平键截面，键槽

44、用键槽铣刀加工，长为70mm，滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6； 大斜齿轮与轴的周向定位采用平键，按d-=54mm，由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，齿轮轮毂与轴的配合为，5. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角参照参考文献【2】表15-2。6. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7210C型圆角接触球轴承，由手册中查得a=17.4mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距， 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。（如图7所示）从轴的结构图

45、以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及总弯矩M的值列于表7。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩表7图77. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据文献【2】式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得。因此，故安全。8. 轴承校核1) 由轴的设计计算可知输入轴滚动轴承选用7206C型角接触球轴承，查文献【1】表15-6得2) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：，3) 计算两轴承的计算轴向力

46、和7210C型角接触球轴承，按文献【2】表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，e初选为0.4Fd1=eFr1=0.4×1902N=761NFd2=eFr2=0.4×1324N=530NFd1+Fa4>Fd2，故轴有向右窜动的趋势，轴承2压紧，轴承1放松Fa1C0r=0.76126.8=0.0284Fa2C0r=1.52126.8=0.0568由插值法得e1=0.398,e2=0.428,再计算Fd1=e1Fr1=0.398×1902N=757NFd2=e2Fr2=0.428×1324N=567NFa1C0r=0.75726.8=0.0283Fa2

47、C0r=1.51726.8=0.0566两次计算的FaC0r相差不大，因此确定e1=0.398,e2=0.428，4) 轴承当量动载荷P1和P2因为轴承运转中载荷平稳，按文献【2】表13-6，取，则 5) 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算 所以所选的轴承可满足寿命要求。9. 键的校核 由轴的设计计算可知所选平键分别为联轴器键，齿轮键 p1=2T×103kld=2×352.63×1030.5×8×42×(70-12)=72.38MPa<p p2=2T×103kld=2×352.63×103

48、0.5×10×54×(50-16)=76.8MPa<p其中p=110MPa，故所选键安全。10. 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面III过盈配合引起的应力集中严重，同时受弯矩和扭矩和最大应力面很近，所以只校核截面III两侧（2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面III左侧的弯矩截面III上的扭矩T为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1采用插值法查得过盈配合处的值，由文献【2】附表3-8用插值法求出，并取，于是得；截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【2】附表3-2查取。因，得又由文献【2】

49、附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 轴按磨削加工，由文献【2】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按文献【2】式（3-12）及（3-14b）得综合系数为 又由及得碳钢的特性系数 ，取， ，取于是计算安全系数值，按文献【2】式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。（2）截面III右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面III右侧的弯矩截面III上的扭矩T为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【2】附表3-2查取。因，得又由文献【2】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数为

50、：由文献【2】附图3-2得尺寸系数；由文献【2】附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则按文献【2】式（3-12）及（3-14b）得综合系数为所以轴在截面III右侧的安全系数为故可知其安全。八、 中速轴及其附件设计1. 中速轴II的功率PII、转速nII和转矩TII功率P=2.423kW 转速n=286.87rmin转矩T=86.53Nm2. 求作用在齿轮上的力1) 因已知中间轴小齿轮的分度圆直径为d3=54.31mm 圆周力 Ft3=2Td3=2×8653054.31N=3186.5N径向力Fr3=Ft3tanncos=3186.5

51、×tan20°cos14°50'6''N=1199.8N，轴向力Fa3=Ft3tan=3186.5×tan14°50'6''=844N圆周力 Ft3，径向力Fr3及轴向力Fa3的方向如图5所示2) 中间轴大齿轮 Ft2= Ft1=877.84NFr2=Fr1=325.94NFa2=Fa1=177N圆周力，径向力及轴向力的方向如图2所示3. 初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（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。根据参考文献2表15-3，取，于是得dmin=A03Pn=

52、112×32.423286.87mm=22.8mm4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案（图8）图82) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，但是载荷不大，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7206C，其尺寸为的,故。dI-II=dV-VI=30mmii. 取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高

53、度h>0.07d,故取h=5mm，则轴直径。iii. 取安装大齿轮处的轴段-的直径d-=34，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=5mm，与小齿轮右端定位高度一样。iv. 取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，小齿轮与小齿轮之间的距离为c=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=11mm.已知滚动轴承宽度B=16mm。则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。v. 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采

54、用平键连接。按,由参数文献2表14-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，按l-=62得键长为56mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理按d-=34mm，由参数文献2表14-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，按l-=37mm得键长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7206C型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=12.9mm。因此，作为悬臂梁的轴的支撑跨距L-

55、2a=180.2mm，L1=61.6mm，L2=67mm,L3=51.6mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。（如图9）图9从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于表8。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩表86. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据文献【2】式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 中间轴轴承校核1) 由轴的设计计算可知输出轴滚动轴承选用720

56、6C型角接触球轴承，由文献【1】表15-6得，Cr=17.8kN,Cr0=12.8N 2) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知： 3) 计算两轴承的计算轴向力和7206C型角接触球轴承，按文献【2】表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，e初选为0.4，则可估算Fd1=eFr1=0.4×2521N=1008NFd2=eFr2=0.4×1716N=686NFa=Fa3-Fa2=667N，故轴有向左窜动的趋势，轴承1压紧，轴承2放松Fa1C0r=1.35312.8=0.106Fa2C0r=0.68612.8=0.054由插值法得e1=0.4658,e2=0.4259,再计算Fd1=e1Fr1=0.4658×2521N=1174.3NFd2=e2Fr2=0.4259×1716N=730.8NFa1C0r=1.397812.8=0.109Fa2C0r=0.730812.8=0.057两次计算的FaC0