课程设计二级齿轮减速器设计

1、机械设计课程设计计算说明书题目:二级齿轮减速器设计学院：机械与汽车工程学院班级：热能(车用发动机)设 计 者：陈卓钊学号： 201030040466指导教师：陈扬枝2013年1 月17日指导教师评语：课程设计成绩：指导老师签字：年月日目 录一、设计任务书1.1 机械课程设计的目的1.2 设计题目1.3 设计要求1.4 原始数据1.5 设计内容二、传动装置的总体设计2.1 传动方案2.2 电动机选择类型、功率与转速2.3 确定传动装置总传动比及其分配2.4 计算传动装置各级传动功率、转速与转矩三、传动零件的设计计算3.1V带传动设计3.1.1计算功率3.1.2带型选择3.1.3带轮设计3.1.4

2、验算带速3.1.5确定V带的传动中心距和基准长度3.1.6包角及其验算3.1.7带根数3.1.8预紧力计算3.1.9压轴力计算3.1.10带轮的结构3.2齿轮传动设计3.2.1选择齿轮类型、材料、精度及参数按齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度或齿面接触疲劳强度校核3.2.4齿轮传动的几何尺寸计算四、铸造减速器箱体的主要结构尺寸五、轴的设计5.1高速轴设计5.1.1选择轴的材料5.1.2初步估算轴的最小直径5.1.3轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸5.2中间轴设计5.2.1选择轴的材料5.2.2初步估算轴的最小直径5.2.3轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸5.3低速轴设计5

3、.3.1选择轴的材料5.3.2初步估算轴的最小直径5.3.3轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸5.4校核轴的强度5.4.1按弯扭合成校核高速轴的强度5.4.2按弯扭合成校核中间轴的强度5.4.3按弯扭合成校核低速轴的强度六、滚动轴承的选择和计算6.1高速轴上的滚动轴承设计6.1.1轴上径向、轴向载荷分析6.1.2轴承选型与校核6.2中间轴上的滚动轴承设计6.2.1轴上径向、轴向载荷分析6.2.2轴承选型与校核6.3低速轴上的滚动轴承设计6.3.1轴上径向、轴向载荷分析6.3.2轴承选型与校核七、联轴器的选择和计算7.1联轴器的计算转矩7.2许用转速7.3配合轴径7.4配合长度八、键连接的选择和强

4、度校核8.1高速轴V带轮用键连接8.1.1选用键类型8.1.2键的强度校核8.2中间轴与齿轮用键连接8.2.1选用键类型8.2.2键的强度校核8.3低速轴与齿轮用键连接8.3.1选用键类型8.3.2键的强度校核8.4低速轴与联轴器用键连接8.4.1选用键类型8.4.2键的强度校核九、减速器的润滑9.1齿轮传动的圆周速度9.2齿轮的润滑方式与润滑油选择9.3轴承的润滑方式与润滑剂选择十、绘制装配图及零件工作图十一、设计小结十二、参考文献一、 设计任务书1.1 机械课程设计的目的课程设计是机械设计课程中的最后一个教学环节，也是第一次对学生进行较全面的机械设计训练。其目的是：1. 通过课程设计，综合

5、运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，来解决工程实际中的具体设计问题。通过设计实践，掌握机械设计的一般规律，培养分析和解决实际问题的能力。2. 培养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。1.2 设计题目设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。1.3 设计要求根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计二级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。滚筒及运

6、输带效率h=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<±4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时。1.4 原始数据表1 原始数据输送带拉力F (N)输送带速度v (m/s)驱动带轮直径D (m)3939.391.8714001.5 设计内容1.5.1 确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。1.5.2 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。1.5.3 传动装置中的传动零件设计计算。1.5.4 绘制传动装置中二级减速器装配图一张（A1）。1.5.5 绘制高速轴、低速大齿轮

7、和箱盖零件图各一张（建议A3）。1.5.6 编写和提交设计计算说明书（电子版和纸版）各一份。表2 电动机安装及有关尺寸主要参数参数输入功率（kW）转速n（rpm）输入转矩T（N×m）传动比i效率h电动机轴8.575146050.0902.5550.95高速轴8.146571.429136.1406.30.9063中间轴7.82390.703823.6733.550.9603低速轴7.36325.5502807.812二、 传动装置设计2.1传动方案根据本课程设计要求，采用一般的二级圆柱齿轮(斜齿)传动方案，其传动简图如下：图1 传动装置简图2.2电动机选择类型、功率与转速表3 电动机

8、主要参数型号额定功率同步转速满载转速堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M-411kw1500r/min1460r/min2.22.2表4 电动机安装及有关尺寸主要参数中心高外形尺寸L´（AC/2+AD）´HD底脚安装尺寸A´B地脚螺栓直径K轴伸尺寸D´E键公称尺寸F´h225600×（325/2+255）×385254×2101542×11022×142.3 确定传动装置总传动比及其分配1、总传动比：i总=n电动/n筒=1460/25.510=57.2322、分配各级传动比（1） 根据

9、表2-4(以下无特殊说明则表格皆为机械设计课程设计一书表格)分配两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比i1=6.3 i2=3.55根据传动比关系式算得：V带传动比为：i带=2.5552.4 计算传动装置各级传动功率、转速与转矩1、计算各轴转速（r/min）(0轴为电动机轴)n0=n电机=1460r/minnI=n0/i带=1460/2.555=571.429(r/min)nII=nI/i 1=571.429/6.3=90.703(r/min)nIII=nII/i 2=90.703/3.55=25.550(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） 输入功率计算：P0=P工作=8.575K

10、WP=P0×1=8.575×0.95=8.146KWP=PI×2=8.146×0.97=7.823KWP=PII×3=8.146×0.97=7.512KWP= PIII×4=7.823×0.99=7.363 KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）输入各轴的扭矩：T=9550P/n=9550×8.146/571.429=136.140N·mT=9550P/n=9550×7.823/90.703=823.673N·mT=9550P/n=9550×7.512/25.

11、550=2807.812N·m运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查：电动机输出I轴II轴III轴N（r/min）1460571.42990.70325.550P（kW）8.5758.1467.8237.512T（Nm）56.090136.140823.6732807.812三、 传动零件的设计计算3.1 V带传动设计3.1.1 计算功率Pc确定计算功率 Pca由机械设计课本附表11.6得工作情况系数kA=1.3Pca=KA Ped=1.3×8.575=11.148KW3.1.2 带型选择选择普通V带截型根据Pca、nI，由机械设计课本的附图2.1确定选用B型V带。3.1

12、.3 带轮设计dd1、dd2由教材附表2.5a和附表2.7 得，选取小带轮基准直径为D1=139mm， 带的传动比为： i带=425/180=3.043.1.4 验算带速vV=D1 nI /（60×1000）=×139×1460/（60×1000）=10.626m/s <Vmax=2530m/s。带速合适。取D1=139mm。从动轮的基准直径为D2= i带 D1=139×2.555=355.145mm 由附表2.7，取D2=362.3.1.5 确定V带的传动中心距a和基准长度Ld根据0.7(D1+ D2)a02(D1+ D2)0.7(13

13、9+362)a02×(139+362)所以有：350.7mma01002mm，初步确定中心矩a0=900mm由机械设计课本式（11.26）得：Ld2a0+/2(D1+ D2)+( D2- D1)2/4a0=2×900+1.57(139+362)+362-139)2/（4×900）=2600.783mm根据课本附表2.3取Ld=2500mm根据课本式（11.27）计算实际中心矩a aa0+(Ld- Ld)/2=900+(2500-2600.783)/2=849.609mm3.1.6 包角及其验算a11=1800-( D2-D1)/a×600=1800-（3

14、62-139）/849.609×600=164.2520>1200（适用）3.1.7 带根数z由nI=14600r/min、D1=139mm、i带=2.555，根据机械设计课本附表2.5a和附表2.5b得P0=2.788KW（由转速800和转速980插值而得），P0=0.46KW根据机械设计课本附表2.8得K=0.96根据机械设计课本附表2.9得KL=1.03由机械设计课本式（11.29）得Z= Pca/（P0+P0）KKL）=11.148/（2.788+0.46）×0.96×1.03）=3.394取Z=4根。3.1.8 预紧力计算F0由机械设计课本附表2.

15、2查得q=0.17kg/m，由式（11.30）得F0=500（Pca/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500×（11.148/（10.626×4）×(2.5/0.96-1)+0.17×10.6262N=229.566N3.1.9 压轴力计算FQ由机械设计课本式（11.31）得FQ=2ZF0sin（1/2）=2×4×229.566xsin（164.2520/2）=1819.213N3.1.10 带轮的结构表5 带轮结构尺寸（mm）小带轮外径da1大带轮外径da2基准线槽深hamin槽间距e槽边距fmin最小轮缘厚dmin带轮宽B槽型1

16、393623.51911.57.576BV带轮采用HT200制造，允许最大圆周速度为25m/s。3.2 齿轮传动设计1）高速级斜齿轮传动设计（1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表12.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选7级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=i1 z1=6.3x25=157.25取Z2=157D.初选螺旋角为=150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接

17、触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5小齿轮传递的转矩TI=136.140N·mm齿宽系数：由机械设计课本附表12.5选取=1弹性影响系数ZE：由机械设计课本附表12.4查得ZE=189.8节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.646900 （端面压力角）=14.076100 （基圆螺旋角）则ZH=2.425端面重合度：=29.4190=22.3400代入上式得=1.670接触疲劳强度极限Hlim：由机械设计课本附图12.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1

18、jLh=60x571.429x1x(2x8x300x10)=1.6457×109N2= N1/i1=1.6457x109/6.3=2.612x108接触疲劳寿命系数KHN：由机械设计课本附图12.4查得KHN1=0.9，KHN2=0.95接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求（失效概率为1%），选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.9/1.0Mpa=900MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.95/1.0Mpa=950Mpa因（H1+ H2）/2=925 Mpa <1.23H2=116

19、8.5MPa，故取H=925 MpaB.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=41.236mm(2)计算圆周速度v1.234m/s(3)齿宽b：b=d dt1=41.236mm计算齿宽与齿高比b/h：b/h11.963(4)计算载荷系数K：由v1.228m/s，查机械设计课本附图12.1，K=1.08 由附表12.2查得=1.2，由附表12.2查得使用系数=1.25参考附表6.3中6级精度公式，估计>1.34=1.504由附图12.2查得径向载荷分布系数=1.45载荷系数K= K=2.436(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=48.4

20、70mm模数：mn=cosxd1/Z1=48.470cos15°/26=1.801mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 确定公式中的参数(2) 载荷系数K=1.2， KA=,1.25 Kv=1.08=1.45K=2.3492. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25，Z2=157当量齿数 zv1=z1/cos3=28.8 Zv2=z2/ cos3=183由机械设计课本附表12.6查得YFa1=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.127 YSa2=1.853(3) 计算螺旋角影响系数Y：轴面重合度 0.3182.215>1，所以取=1带入下式运算：Y11x15

21、°/120°0.7233.许用弯曲应力F由机械设计课本附图12-3查得：KNF1=0.9， KNF2=0.95由机械设计课本附图12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系数SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1= Flim1KNF1/SF=321.429MPaF2= Flim2KNF2/SF=339.286MPa5.计算确定YFYS/FYF1YS1/F1=0.0128YF2YS2/F2=0.0116所以选大值YF1YS1/F1带入公式计算(2)计算齿轮模数：=1.697比较两种强度校核结果，确定模数为mn2由于模数比接触强度要求的大，要增加齿数，取小齿轮

22、齿数Z1=25，则大齿轮齿数为：Z2=i1Z1=157.5，取Z2=157.4.几何尺寸计算（1） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2*(31+110)/（2*cos150）=188.41mm取a188mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.5140（3） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos51.648mmd2mn*Z2/cos324.351mm（4） 计算齿轮齿宽：b151.648mm调整后取B157mm，B252mm1）低速级斜齿轮传动设计（1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表1

23、2.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选7级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=31，大齿轮齿数z2=i2 z1=3.55x31=110.05D.初选螺旋角为=150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5小齿轮传递的转矩T=823673N·mm齿宽系数：由机械设计课本附表12.5选取=1弹性影响系数ZE：由机

24、械设计课本附表12.4查得ZE=189.8节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面压力角）=14.07670 （基圆螺旋角）则ZH=2.425端面重合度：=29.4190=23.5770代入上式得=1.647接触疲劳强度极限Hlim：由机械设计课本附图12.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60x90.703x1x(2x8x300x10)=2.612x108N2= N1/i1=2.612x108/3.55=7.36x107接触疲劳寿命系数KHN：由机械设计课本附图12.4查得KHN1=0.95，KHN2=0.98接触疲劳许用应

25、力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求（失效概率为1%），选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.95/1.0Mpa=950MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.98/1.0Mpa=980Mpa因（H1+ H2）/2=965 Mpa <1.23H2 ，故取H=965 MpaB.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=75.912mm(2)计算圆周速度v0.361m/s(3)齿宽b：b=d dt1=75.912mm计算齿宽与齿高比b/h：b/h11.96(4)计算

26、载荷系数K：由v0.361m/s，查机械设计课本附图12.1，K=1.02 由附表12.2查得=1.2，由附表12.2查得使用系数=1.25参考附表6.3中6级精度公式，估计>1.34=1.510取=1.55由附图12.2查得径向载荷分布系数=1.3载荷系数(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=88.441mm模数：mn=cosxd1/Z1=88.441cos15°/26=3.286mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计(4) 确定公式中的参数(5) 载荷系数K =1.2， KA=1.25，Kv=1.02=1.3K=1.25x1.02x1.2x1.3=1.9892. 齿形系数YFa和应

27、力修正系数YSa根据齿数Z1=31，Z2=110当量齿数 zv1=z1/cos3=28.8Zv2=z2/ cos3=102.083由机械设计课本附表12.6查得YFa1=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.178 YSa2=1792(6) 计算螺旋角影响系数Y：轴面重合度 0.3182.215>1，所以取=1带入下式运算：Y11x15°/120°0.8753.许用弯曲应力F由机械设计课本附图12-3查得：KNF1=0.90， KNF2=0.95由机械设计课本附图12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系数SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1

28、= Flim1KNF1/SF=321.429MPaF2= Flim2KNF2/SF=339.286MPa5.计算确定YFYS/FYF1YS1/F1=0.0128YF2YS2/F2=0.0115所以选大值YF1YS1/F1带入公式计算(2)计算齿轮模数：=3.133比较两种强度校核结果，确定模数为mn3.54.几何尺寸计算（5） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=3.5*(31+110)/（2*cos150）=257.88m取a258mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.7840（7） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos124.1

29、1mmd2mn*Z2/cos390.94mm（8） 计算齿轮齿宽：b195.12mm调整后取B295mm，B1100mm表6 高速级齿轮几何尺寸名称代号计算公式与结果法向模数mn2端面模数mtmt = mn /cos=2.06螺旋角b=cos-1(mn(z1+z2)/2a)=14.514°法向压力角an20°端面压力角at20.6469°分度圆直径d1、d2d1=51.65 d2=324.35齿顶高haha =mn(han*+xn)=2齿根高hfhf=mn(han*+cn*-xn)=2.5全齿高hh= ha+ hf=4.5顶隙cc= mncn*=0.5齿顶圆直径d

30、a1、da2da1=d1+2ha=55.65 da2=d2+2ha=328.35齿根圆直径df1、df2df1=d1-2hf=46.65 df2=d2-2hf=319.35中心距a188传动比i6.3压力角an20°齿数z1、z2z1=25z2=157齿宽b1、b2b1=57mm b2=52mm螺旋方向小齿：右旋 大齿：左旋表7低速级齿轮几何尺寸名称代号计算公式与结果法向模数mn3.5端面模数mtmt = mn /cos=3.62螺旋角b14.784°法向压力角an20°端面压力角at20.647°分度圆直径d3、d4d3=124.11 ，d4=390.

31、94齿顶高ha3.5齿根高hf4.378全齿高h7.875顶隙c0.875齿顶圆直径da3、da4da3=d3+2ha=101.12 da4=d4+2ha=350.88齿根圆直径df3、df4df3=d3-2hf=85.37 df4=d4-2hf=335.13中心距A258mm传动比I3.55压力角an20°齿数z3、z4z3=31z4=110齿宽b3、b4b3=100mm b4=95mm螺旋方向小齿右旋 大齿左旋四、 铸造减速器箱体的主要结构尺寸表8 铸造减速器箱体主要结构尺寸计算结果名称代号尺寸（mm）底座壁厚d9箱盖壁厚d18底座上部凸缘厚度h012底座下部凸缘厚度h112轴承

32、座连接螺栓凸缘厚度h250底座加强肋厚度e8.1箱底加强肋厚度e16.4地脚螺栓直径d20地脚螺栓数目n6轴承座连接螺栓直径d216底座与箱盖连接螺栓直径d310轴承盖固定螺钉直径d4视孔盖固定螺钉直径d56轴承盖螺钉分布直径D1高速轴承座凸缘端面直径D2114中间轴承座凸缘端面直径D2”140低速轴承座凸缘端面直径D2”180螺栓孔凸缘的配置尺寸c1、c2、D026,21,40地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c'1、c'2、D'030,25,48箱体内壁与齿顶圆的距离D20,箱体内壁与齿轮端面的距离D19底座深度H248底座高度H1260箱盖高度240202外箱壁至轴承座端面

33、距离l141箱底内壁横向宽度L1179其他圆角R0、r1、r221,3.4,13.5五、 轴的设计5.1 高速轴设计1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (8.146/571.429)1/3mm=26.67mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配有一个键槽，d26.67*（1+3%）=27.47，取装带轮处轴径=30mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=35mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表13-1，选定圆锥滚子轴承，选定轴承30207，轴承参数如下：内径d=35mm，外径D=72mm，

34、T=18.25mm，B=17mm， e=0.37，Y=1.6，Cr=54KN。（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸简图可见A1图:5.2 中间轴设计1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.823/90.703)1/3mm=48.6mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配由于有一个键槽，d48.6（1+3%）=50.058mm取装轴承处轴径=55mm，根据轴的直径初选轴承，由书附表13-1，选定圆锥滚子轴承，由轴颈d=55mm选定轴承30211，轴承参数如下：内径d=55mm，

35、外径D=100mm，T=22.75mm，B=21mm，e=0.4，Y=1.5，Cr=90.8KN，（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸可见A1图5.3 低速轴设计1、按扭矩初算轴径选用45#调质，许用应力-1b=60MPa根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.512/25.550)1/3mm=73.144mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配由于有3个键槽，则d72.4（1+3%）=74.572mm，取安装联轴器处轴径=75mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=80mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表13-1，选定圆锥滚子轴承

36、，选定轴承30216，轴承参数如下：内径d=80mm，外径D=140mm，T=28.25mm，B=26mm， e=0.42，Y=1.4，Cr=180KN（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸简图可见A1图5.4 校核轴的强度5.3.1 按弯扭合成校核高速轴的强度1.绘出轴的计算简图LAB=67.5mm，LBC152mm，LCD=95mm2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 Ft15271.64N径向力 Fr11981.97N 轴向力 Fa1Ft1tan=1364.71N带传动作用在轴上的压力为Q1819.213N3.作弯矩图4.扭矩计算： T=136.140N*mm5.当扭转剪

37、切应力为脉动循环变应力时，取系数0.66.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得=650MPa，=30MPa。B,C为危险截面， McaB=216.042N.m, McaC=216.65 N.m=Mca/（0.1d3）代入求得caB=39.48<caC=30.25< 所以，轴强度足够。图4 高速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图5.3.2 按弯扭合成校核中间轴的强度1.大齿轮受力分析圆周力 Ft2=Ft1=6552.2N径向力 Fr2Fr12468.1N 轴向力 Fa2Fa1=1746.4N2. 小齿轮受力分析圆周力 Ft3（2*T/d）=175

38、02.6 N径向力 Fr36580.43N 轴向力 Fa3Ft3tan=4531.04N3.扭矩计算： T=823.673N*mm4.作弯矩图5.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.66.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得=650MPa，=30MPaB C 处为危险截面，McaB=1717.10N.m ，McaC=2172.94 N.m=Mca/（0.1d3）代入得，caB=50.06<,caC=26.06<所以强度足够。5.3.3 按弯扭合成校核低速轴的强度小齿轮受力分析圆周力 Ft4= Ft3=17502N，径向力 Fr4= Fr3=65

39、80.43N，轴向力 Fa4Fa3=4531.04N3.作弯矩图4.扭矩计算： T=2807.812N*mm(7) 当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.66.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45#钢，调质处理，查表得许用应力-1b=60MPa。B出为危险截面，该处的计算应力为: McaB=Mca/（0.1d3）caB=21.121<-1 所以轴强度足够。滚动轴承的选择和计算6.1 高速轴上的滚动轴承设计6.1.1 轴上径向、轴向载荷分析计算轴承的径向载荷：FR1=(FAH2+FAV2)1/2=4306.4NFR2=(FAH2+FAV2)1/2=3222.3N6.1.2 轴

40、承选型与校核（1） 轴承选型与安装方式 选择30207圆锥滚子轴承，正装。查表得Cr=54kN e=0.37 Y=1.6 （2） 轴承内部轴向力与轴承载荷计算两轴的派生轴向力为：SA=FRA/2Y=1345.5NSB=FRB/2Y =1007N因为Fa +SB=2371.4SA所以，轴承A被压紧，轴承B被放松。轴承A的轴向力FA=SB+Fa=2371.4N轴承B的轴向力FB= SB=1007N（3） 轴承当量载荷计算轴承当量载荷轴承A：FA/FRA=0.55>e 所以：X1=0.4，Y1=1.6轴承B：FB/FRB=0.31<e 所以：X2=1，Y2=0因为工作载荷有轻微冲击，所以

41、取载荷系数为fP=1.2所以，轴承A的当量工作载荷 PA=fP(XFRA+YFA)=6619N轴承B的当量工作载荷 PB=fP(XFRB+YFB)=3866.4N因此取P=PA=6657N来校核轴承的寿命（4）轴承寿命校核Lh=106/60n1(Cr/PA)=31280.3h15000h故所选轴承合适。6.2 中间轴上的滚动轴承设计6.2.1 轴上径向、轴向载荷分析计算轴承的径向载荷：FRA=(FAH2+FAV2)1/2=4338.81NFRB=(FAH2+FAV2)1/2=11148.15N轴向载荷Fa2=1364.71NFa3 =4531.04N6.2.2 轴承选型与校核（1） 轴承选型与

42、安装方式选择30211圆锥滚子轴承，反装。查表得Cr=90.8kN e=0.4 Y=1.5（2） 轴承内部轴向力与轴承载荷计算两轴的派生轴向力为：SA=FRA/2Y=1446.27NSB=FRB/2Y =3716.05N因为Fa +SASB所以，轴承B被压紧，轴承A被放松。轴承A的轴向力FA=SA=1446.27N轴承B的轴向力FB=SA+Fa3- Fa2=4612.6N（3）轴承当量载荷轴承A：FA/FRA=0.33e所以：X1=1，Y1=0 轴承B：FB/FRB=0.41e 所以：X2=0.4，Y2=1.5因为工作载荷有轻微冲击，所以取载荷系数为fP=1.2所以，轴承A的当量工作载荷 PA

43、=fP(XFRA+YFA)=5206.57 N轴承B的当量工作载荷 PB=fP(XFRB+YFB)=13653.79N因此取P=PB=13653.79 N来校核轴承的寿命（4）轴承寿命校核Lh=106/60n1(Cr/PB)=101625.46 h15000h故所选轴承合适。6.3 低速轴上的滚动轴承设计6.3.1 轴上径向、轴向载荷分析计算轴承的径向载荷：FRA=(FAH2+FAV2)1/2=10741.11NFRB=(FAH2+FAV2)1/2=9003.06N轴向载荷Fa=Fa4=4531.04N6.3.2 轴承选型与校核（1） 轴承选型与安装方式 选择30216圆锥滚子轴承，正装。查表

44、得Cr=180kN e=0.42 Y=1.4 （2） 轴承内部轴向力与轴承载荷计算两轴的派生轴向力为：SA=FRA/2Y=3836.11NSB=FRB/2Y =3215.38N所以，轴承B被压紧，轴承A被放松。轴承A的轴向力FA=SA =3836.11N轴承B的轴向力FB=8367.15N（3）轴承当量载荷计算轴承当量载荷 轴承A：FA/FRA=0.36<e 所以：X1=1，Y1=0轴承B：FB/FRB=0.93>e所以：X2=0.4，Y2=1.4因为工作载荷有轻微冲击，所以取载荷系数为fP=1.2所以，轴承A的当量工作载荷 PA=fP(XFRA+YFA)=12889.33 N轴承

45、B的当量工作载荷 PB=fP(XFRB+YFB)=18378.28 N因此取P=PB=18378 N来校核轴承的寿命（4）轴承寿命校核Lh=106/60n1(Cr/PB)=1263305.27 h15000h故所选轴承合适。表8 滚动轴承参数参数轴承型号基本额定动载荷（N）高速轴轴承3020754×103中间轴轴承3021190.8×103低速轴轴承30216178×103六、 联轴器的选择和计算7.1 联轴器的计算转矩TcaKA故选用LX6弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003），其参数如下：公称转矩Tn=6300N.m 7.2 许用转速许用转速2720r/min7.3 配合轴径轴孔直径80mm7.4 配合长度轴孔长度172mm.表9 联轴器参数联轴器型号许用转矩许用转速配合轴径配合长度LX66300 N.m2720 r/min80mm172mm七、 键连接的选择和强度校核8.1 高速轴V带轮用键连接8.1.1 选用键类型选用A型普通平键8.1.2 键的强度校核按轴径d=30mm，带轮宽度B=76mm根据表10-1选择键10×8×60强度校核键的材料为45号钢,V带轮材料是铸铁，根据课本表8-1，载荷有轻微冲击，键连接的许用应力p