机械课程设计计算说明说——二级齿轮减速箱

1、机械设计课程设计计算说明说设计题目：螺旋输送机传动装置设计机械工程学院机自0805班设计者：王嵩学号：0401080515指导老师：许承华2010年7月8日目录机械设计课程设计1计算说明说1一设计任务书4二传动装置总体设计41.传动方案的拟定4三计算及说明5一电动机的选择5二总传动比的确定及各级传动比分配6三运动和动力参数计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）7四传动零件设计计算81. 高速级齿轮的设计82. 低速级齿轮的设计.133. 开始齿轮的设计.174. 轴的设计和计算.215. 滚动轴承的设计和计算286. 键连接的选择和计算.317. 联轴器的选择和计算.328. 润滑和密封说明

2、.329. 拆装和调整说明.3310. 减速箱体的附件说明33一 设计任务书题目：螺旋输送机传动装置设计1. 原始数据：（1） 螺旋筒轴上的功率PW = 5.2 kW；（2） 螺旋筒轴上的转速nW = 37.5 r/min；2. 工作条件：（1） 工作情况：三班制单向运转，载荷较平稳；（2） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35以上；（3） 使用折旧年限10年。三年一大修，二年一中修，半年一小修；（4） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3. 设计要求：第级采用闭式齿轮传动（斜齿），第级采用开式齿轮传动（直齿）4. 设计任务：编写设计计算说明书，绘出传动装置装配图（0号图）

3、，斜齿轮及轴的零件图（3号图）。二传动装置总体设计1. 传动方案的拟定 简要说明：机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成，如图，原动机为电动机，转动装置由二级齿轮减速器和一级开始齿轮组成，工作机为滚筒，电动机与减速器用联轴器连接。满足工作性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。 开式齿轮的承载能力较大，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式小，传动时有杂物侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，齿轮也容易磨损，故只适宜低速场合，因此布置在低速级。一级圆柱齿轮减速器

4、（斜齿轮），效率较高、工艺简单、精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。轴线可以水平，上下或垂直布置。方案 第一级使用二级圆柱齿轮减速箱（斜齿轮），第二级使用开式直齿轮传动，相对于方案A) 来说，此方案只是仅仅把开式斜齿轮改成开式圆柱齿轮。但是因为圆柱齿轮要比斜齿轮好加工的多，而且精度要求也低，比较适合对环境要求不高的场合。综上所述，选择此方案。三 计算及说明计算及说明结果一电动机的选择1. 原始数据如下：螺旋筒轴上功率 PW = 5.2 kW螺旋筒轴的转速 nW = 37.5 r/min2. 电动机型号选择：螺旋轴所需功率为 PW = 5.2 kW取1= 0.97（高速级齿轮）；2=0.9

5、7（低速级齿轮）；3=0.90（开式齿轮）；4=0.99（轴承）；5=0.99（联轴器）。 =1×2×3×43×52= 0.81，电动机功率 Pd = PW = = 6.42 kW，故选取额定功率为7.5 kW 的电动机。螺旋轴的转速nw = 37.5 r/min，电动机转速 nd=nw×i总，已知 i总=8 40 ，故电动机转速可选范围是 nd= 496 2480 r/min ，选 1500 r/min 。股选电动机型号为Y132M -4 其主要参数为：nd = 1500 r/min ; P额= 7.5 kW ; nm= 1460 r/min

6、.二总传动比的确定及各级传动比分配 分配原则：各级吃醋协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近一边润滑。 nm= 1460 r/min ; ia= nmn = 146037.5 = 38.93。 ia= i开式 × i减 ， i开式= 4 8 ，取i开式= 4，所以i减= iai开式= 9.73 ， i减=1.21.3× i低2=9.73 ，所以i低=2.74 ，所以i高=1.21.3×i低=3.56三 运动和动力参数计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）1 各轴转速：n1=nm=1460 rminn2=n1i高=14603.56=410.1rmin n3=n2i

7、低=410.12.74=149.7rminn4=n3i开式=149.74=37.43rmin2 各轴输入功率：P1=Pd×4×5=6.36kWP2=P1×1×4=6.36×0.97×0.99=6.11kWP3=P2×2×4=6.11×0.97×0.99=5.87 kWP4=P3×3=5.87×0.90=5.28 kWP5=P4×5=5.22 kW3. 各轴输入转矩：Td=9550×Pdnm=9550×6.51460=42.52NmT1=Td

8、15;4×5=42.52×0.99×0.99=41.67NmT2=T1×i高×1×4=41.67×3.56×0.97×0.99=142.46NmT3=T2×i低×2×4=142.46×2.74×0.97×0.99=378.84Nm T4=T3×i开×3=378.84×4×0.90=1363.82Nm。运动和动力参数计算结果整理与下表轴名功率P（kW）转矩T(N·m)转速n(r/min)传动比i效率

9、输入输出输入输出电动机轴7.56.4242.5242.521460.010.981轴6.366.1141.67142.4614603.560.962轴6.115.87142.46378.84410.12.740.963轴5.875.28378.841363.8149.740.904轴5.285.221363.81350.137.43四 传动零件设计计算1. 高速齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 材料选择。 由书1 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40H

10、BS。 选择小齿轮齿数Z1=24 ,大齿轮齿数Z2=3.56×2485 选取螺旋角。初选螺旋角=14°2 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-21：d1t=32KT1du±1uZHZEH21 确定公式内各计算数值 载荷系数 K=1.6。 由书1 图10-30 选取区域系数为ZH=2.433。 由书1 图10-26 查得1=0.78 ， 2=0.85，则=1+2=1.63。 小齿轮传递转矩：T1=41.67Nm。 由书1 表10-7 选取齿宽系数 d=1。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。 由书1图10-21（d

11、）查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 应力循环次数 N1=60n1jLh=60×1460×1×40000=5.25×109，N2=N1i1=3.4×1093.56=1.5×109。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9，KHN2=0.94。 计算接触疲劳许用应力，取S=2H1=Hlim1×KHN1S=600×0.92=270MPaH2=Hlim2×KHN2S=550×0.942=260MPa所以需用接触应力为H=H1+H22=270

12、+2602=265MPa.2 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径d1t=32KT1du±1uZHZEH2=32×1.6×41.67×1031×1.633.56±13.562.43×189.82652=68.4mm 计算圆周速度v=×d1t×n160×1000=3.14×68.4×146060×1000=5.23ms 计算齿宽b及模数mntb=d×d1t=1×68.4=68.4mmmnt=d1t×cosZ1=68.4×0.9

13、724=2.76 mmh=2.25mnt=2.25×2.76=6.21mmbh=68.46.21=11.01 计算纵向重合度 =0.318×d×Z1×tan=0.318×1×24×0.25=1.908 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据速度v=5.23ms，7级精度，有书1图10-8查得动载系数KV=1.1；由书1表10-4查得KH的值与直齿轮相同，故KH=1.42;由书1图10-13查得KF=1.29；由书1表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.1×1.4

14、15;1.42=2.19 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=68.4×32.191.6=75.9mm 计算模数mn mn=d1cosZ1=75.9×0.9724=3.07mm3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF 计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.1×1.29×1.4=1.99 根据纵向重合度=1.908，从书1 图28-28查得螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数ZV1=Z1cos=240.97

15、=24.74ZV2=Z2cos=850.97=87.63 查取齿形系数由书1 表10-5查得YFa1=2.669YFa2=2.210 查取应力校验系数由书1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.775 查取大小齿轮的YFaYSaF并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮FE2=380MPa由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得F1=FE1KFN1S=0.85×5002=212.5MPa F2=FE2KFN2S=380×0.882=167.

16、2MPa故YFa1YSa1F1=2.669×1.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2F2=2.210×1.775167.2=0.02346MPa大齿轮数值大 设计计算 mn32×1.99×42.52×103×0.88×cos21×242×1.63×0.02346=1.52mm 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同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d1=75.9mm

17、来计算相应的齿数于是由Z1=d1cos30Z2=3.56×30=106.8，取Z2=1064 几何尺寸计算 计算中心距a=Z1+Z2mn2cos=30+106×2.52×0.97=172.26mm将中心距圆整为175mm 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1Z1+Z2mn2a=cos-1136×22×175=13°43'45因为值改变不多，故其他参数不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=30×2.50.9714=77.3mmd2=Z2mncos=106×2.50.9714=273.1m

18、m 计算齿轮宽度 b1=dd1=1×77.2=77.2 圆整后取B2=77，B1=83.2. 低速齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 材料选择。 由书1 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。 选择小齿轮齿数Z1=24 ,大齿轮齿数Z2=2.74×2466 选取螺旋角。初选螺旋角=14°2 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-21：d1t=32KT1du±1uZHZEH21 确定公式内各计

19、算数值 载荷系数 K=1.6。 由书1 图10-30 选取区域系数为ZH=2.433。 由书1 图10-26 查得1=0.78 ， 2=0.84，则=1+2=1.62。 小齿轮传递转矩：T2=142.46Nm。 由书1 表10-7 选取齿宽系数 d=1。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。 由书1图10-21（d）查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 应力循环次数 N1=60n2jLh=60×410.1×1×40000=9.9×108，N2=N1i1=6.6×1082.7

20、4=3.6×108。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9，KHN2=0.94。 计算接触疲劳许用应力，取S=2H1=Hlim1×KHN1S=600×0.92=270MPaH2=Hlim2×KHN2S=550×0.942=260MPa所以需用接触应力为H=H1+H22=270+2602=265MPa.2 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径d1t=32KT1du±1uZHZEH2=32×1.6×142.46×1031×1.623.56±13.562.43×

21、;189.82652=102.2mm 计算圆周速度v=×d1t×n260×1000=3.14×102.2×146060×1000=7.81ms 计算齿宽b及模数mntb=d×d1t=1×102.2=102.2mmmnt=d1t×cosZ1=102.2×0.9724=4.13mmh=2.25mnt=2.25×4.13=9.29mmbh=102.29.29=11 计算纵向重合度 =0.318×d×Z1×tan=0.318×1×24×

22、;0.25=1.908 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据速度v=7.81ms，7级精度，有书1图10-8查得动载系数KV=1.15；由书1表10-4查得KH的值与直齿轮相同，故KH=1.431;由书1图10-13查得KF=1.29；由书1表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.15×1.4×1.431=2.30 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=102.2×32.301.6=115.34mm 计算模数mn mn=d1cosZ1=115.34×0.97

23、24=4.66mm3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF 计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.15×1.29×1.4=2.08 根据纵向重合度=1.908，从书1 图28-28查得螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数ZV1=Z1cos=240.97=24.74ZV2=Z2cos=850.97=87.63 查取齿形系数由书1 表10-5查得YFa1=2.669YFa2=2.210 查取应力校验系数由书1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.775 查取大小齿轮的

24、YFaYSaF并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮FE2=380MPa由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得F1=FE1KFN1S=0.85×5002=212.5MPaF2=FE2KFN2S=380×0.882=167.2MPa故YFa1YSa1F1=2.669×1.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2F2=2.210×1.775167.2=0.02346MPa大齿轮数值大 设计计算mn32×2.0

25、8×142.46×103×0.88×cos21×242×1.62×0.02346=2.31mm 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=4mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同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d1=115.34mm来计算相应的齿数于是由Z1=d1cosmn=115.24×0.97428Z2=2.74×28=82.2，取Z2=824 几何尺寸计算 计算中心距a=Z1+Z2mn2cos=28+82×42×

26、0.97=226.80mm将中心距圆整为227mm 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1Z1+Z2mn2a=cos-1110×42×227=14°15'57因为值改变不多，故其他参数不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=28×40.9714=115.3mmd2=Z2mncos=82×40.9714=337.66mm 计算齿轮宽度 b1=dd1=1×115.3=115.3圆整后取B2=115，B1=121.3. 开式齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用8级精度。 材料选择

27、。 由书1 表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），齿芯部硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火）齿芯部硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 选择小齿轮齿数Z1=24 ,大齿轮齿数Z2=4×24=962 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-9a：d1t=2.323KT1du±1uZEH23 确定公式内各计算数值 初选载荷系数Kt=1.3。 小齿轮传递转矩：T3=378.84Nm。 由书1 表10-7 选取齿宽系数 d=1。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。 由书1图10-21（d

28、）查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa. 应力循环次数 N1=60n3jLh=60×149.7×1×40000=5.4×108，N2=N1i3=6.6×1084=1.35×108。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95，KHN2=0.99。 计算接触疲劳许用应力，取S=1H1=Hlim1×KHN1S=600×0.951=570MPaH2=Hlim2×KHN2S=550×0.991=544.5MPa所以需用接触应力为H=H1+H22=5

29、70+544.52=577.25MPa.4 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径d1t=2.323KT1du±1uZEH2=2.3231.3×378.84×103154189.8577.252=94.02mm 计算圆周速度v=×d1t×n360×1000=3.14×94.02×149.760×1000=7.36ms 计算齿宽b及模数mntb=d×d1t=1×94.02=94.02mmmt=d1tZ1=94.0224=3.91mm h=2.25mnt=2.25×3.91=8.

30、81mmbh=94.028.81=10.67 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据速度v=7.36ms，8级精度，有书1图10-8查得动载系数KV=1.24；由书1表10-4查得KH的值KH=1.467;由书1图10-13查得KF=1.32；由书1表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.24×1.4×1.467=2.55 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得d1=d1t3KKt=94.02×32.551.3=117.7mm 计算模数m mn=d1Z1=117.724=4.9mm3 按齿根

31、弯曲强度设计由书1 式（10-17）mn32KT3dZ12YFYSF 计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.25×1.4×1.32=2.31 查取齿形系数由书1 表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.188 查取应力校验系数由书1 表10-5查得YSa1=1.588YSa2=1.786 查取大小齿轮的YFaYSaF并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮FE2=380MPa由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85; KFN2=0.88所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有

32、式10-12得F1=FE1KFN1S=0.85×5002=212.5MPaF2=FE2KFN2S=380×0.882=167.2MPa故YFa1YSa1F1=2.65×1.588212.5=0.01980MPaYFa2YSa2F2=2.188×1.786167.2=0.02337MPa大齿轮数值大 设计计算m32×2.31×378.84×1031×242×0.02337=4.14mm取m=4.5，于是由26Z2=4×26=104，取Z2=1044 几何尺寸计算 计算中心距a=Z1+Z2m2=26

33、+104×4.52=292.5mm将中心距圆整为227mm 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1m=26×4.5=117mmd2=Z2m=104×4.5=468mm 计算齿轮宽度 b1=dd1=1×117=117圆整后取B2=117，B1=123. 验证传动系统速度误差nw=37.43rmin n理=37.5rmin n理-nwn理×100%=37.5-37.4337.5×100%=0.019%<5% 满足要求4. 轴的设计和计算1 第一根轴的设计已知条件：轴上的功率P1=6.36 kW，转速n1=1460rmin，转矩T1=4

34、1.67Nm 初步确定直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dA0×3Pn轴为外伸轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取A0=112。dmin=A0×3P1n1=112×36.361460=18.3输出轴最小直径显然是联轴器处直径，为使所选的直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩Tca=KAT1,查书1 表14-1，考虑到转变变化很小，故取KA=1.3，则：Tca=1.3×41670=54171Nmm

35、按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm。半联轴器的孔径d1=20，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合毂孔长度L1=38mm。 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左侧的直径 d-=23mm，；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，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-段的长度应比L1略短一些，现取l-=36mm。2 初步选

36、择滚动轴承。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=23mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d×D×T=25mm×52mm×16.25mm。故d-=d-=25mm。而l -=32mm。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30205型轴承的定位轴肩高度h=4，因此，取d-=33mm。3 小齿轮直接做在在-轴段上，齿顶圆直径为82.4mm，所以d-=35mm。齿轮轮毂的宽度为80mm，所以l-=80mm。左端轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，故轴环出直径为d-

37、=43mm.轴环宽度b1.4h，取l-=6mm。4 轴承端盖总宽度为40mm。根据轴承端盖的装拆方面及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面余半联轴器左端面间的距离l=50mm，故取l-=90mm。5 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。二轴上大小齿轮间距c=8mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8.75mm，已知滚动轴承宽度T=16.25mm，低速级小齿轮轮毂长L=121mm，则l-=T+s+a+=16.25+8.75+16+3=44mml-=L+c+a+s-l-=121+8+8+16-6-3=151mm至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上

38、零件的周向定位联轴器与轴周向定位采用平键连接。按d-由书1 表6-1查得平键为6mm×6mm×32mm，半联轴器与轴的配合为H7k6。滚动轴承与轴的轴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。2 第二根轴的设计已知条件：轴上的功率P2=6.11 kW，转速n2=410.1rmin，转矩T2=142.46.Nm 初步确定直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dA0×3Pn轴为不对称轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取A0

39、=112。dmin=A0×3P1n1=112×36.11410.1=27.56mm 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案2 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。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×17.25mm。而l -=18mm。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=4，因此，取d-=38mm。2

40、小齿轮安装直在-轴段上，齿顶圆直径为123.7mm，所以d-=45mm。齿轮轮毂的宽度为121mm，所以l-=120mm。高速级大齿轮装在-轴段上，取d-=48mm；齿轮的右端轴承之间用套筒定位，已知齿轮轮毂长度为77mm，故取l-=75mm。左端轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，故轴环出直径为d-=58mm.轴环宽度b1.4h，取l-=8mm。3 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。二轴上大小齿轮间距c=30mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=17.25mm，则l-=T+s+a+77-75+3=17.25+8.75+16+

41、2+3=47mm l-=16+8+1=25mm至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上零件的周向定位齿轮与轴周向定位采用平键连接。按由书1 表6-1查得平键为14mm×9mm×70mm，选择轮毂与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴的轴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。 求轴上的载荷查表得 a=14mm，简支梁轴的支承跨距为L=287mm，根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图如下图所示：从轴的结构图可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的弯矩列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1533N,FNH2=107NFNV1=684N,FNV2

42、=-594N弯矩MMH=135.75NmMV=60.53Nm总弯矩M=MH2+MV2=148.63Nmm扭矩T2=142.46.Nm 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（即危险面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，一级轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+T22W=5.8MPa前已选定轴的材料为45刚，调质处理，由书1表15-1查得-1=60MPa，因此ca<-1，故安全。3 第三根轴的设计已知条件：轴上的功率P1=5.87 kW，转速n1=149.7rmin，转矩T1=378.84Nm 初步确定

43、直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dA0×3Pn轴为外伸轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取A0=112。dmin=A0×3P1n1=112×35.87149.7=38.05mm输出轴最小直径显然是联轴器处直径，为使所选的直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩Tca=KAT1,查书1 表14-1，考虑到转变变化很小，故取KA=1.3，则：Tca=1.3×378840=492492Nmm 按照计算转

44、矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm。半联轴器的孔径d1=40，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合毂孔长度L1=84mm。 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足开式齿轮轴向定位要求，-轴段左侧的直径 d-=45mm，；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=123mm，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-段的长度应比L1略短一些，现取l-=123mm2 初步选择滚

45、动轴承。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×T=45mm×85mm×20.75mm。故d-=d-=45mm。而l -=21mm。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=5，因此，取d-=d-=55mm。3 大齿轮装在在-轴段上，所以d-=70mm。齿轮轮毂的宽度为115mm，所以l-=112mm。左端轴肩高度h0.07d，故取h=5mm，故轴环出直径为d-=80mm.轴环宽度b1

46、.4h，取l-=15mm。4 轴承端盖总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆方面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左端面间的距离l=30mm，故取l-=40+50+21=111mm。5 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8.25mm，已知滚动轴承宽度T=20.75mm，l-=16+83-3+8+3-15+9=101mml-=16+3+3+8=30mm 至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上零件的周向定位联轴器与轴周向定位采用平键连接。按d-由书1 表6-1查得平键为12mm×8mm

47、5;70mm，半联轴器与轴的配合为H7k6。大齿轮查得28mm×16mm×100mm，齿轮与轴的配合为H7n6滚动轴承与轴的轴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. 滚动轴承的选择计算1. 1轴上的轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=25mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30205，主要参数如下：D=52mm;B=15mm;a=12.5mm基本额定静载荷Co=37.0kN基本额定动载荷C=32.2kN极限转速nmax=7000rmin检验Fae=Ft1tan=0.59kNFr1=FrV12+FrH12=2.13kNFr2=FrV22+FrH22

48、=0.6kN取e=0.37Fd1=0.37×Fr1=0.788kNFd2=0.37×Fr2=0.222kNFd2+Fae=0.812>0.788=Fd1所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1=0.788kN Fa2=0.198kNFa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.33X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=2.1128kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=0.6kN轴承的计算寿命 Lh=10660nCP=4×105h>4×104满足寿命要求以上所选各轴承的极限转速都大于时机转速。2. 2轴上的

49、轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=30mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30206，主要参数如下：D=62mm;B=16mm;a=17.25mm基本额定静载荷Co=50.5kN基本额定动载荷C=43.2kN极限转速nmax=6000rmin检验Fae=Ft1tan=0.521kN Fr1=FrV12+FrH12=1.68kNFr2=FrV22+FrH22=0.603kN取e=0.37Fd1=0.37×Fr1=0.622kN Fd2=0.37×Fr2=0.233kNFd2+Fae=0.745>0.622=Fd1所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1=0.622kN F

50、a2=0.101kNFa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.167X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=1.83kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=0.603kN轴承的计算寿命 Lh=10660nCP=2.5×106h>4×104满足寿命要求以上所选各轴承的极限转速都大于时机转速。3. 3轴上的轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=45mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30209，主要参数如下：D=85mm;B=19mm;a=18.6mm基本额定静载荷Co=83.5kN基本额定动载荷C=67.8kN极限转速nm

51、ax=4500rmin检验Fae=Ft1tan=2.69kN Fr1=FrV12+FrH12=8.05kNFr2=FrV22+FrH22=3.45kN取e=0.37Fd1=0.37×Fr1=2.9785kNFd2=0.37×Fr2=1.2765kNFd2+Fae=3.97>2.98=Fd1所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1=2.98kN Fa2=0.39kNFa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.11X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0, P1=fPX1Fr1+Y1Fd1=7.99kN P1=fPX21Fr2+Y2Fd2=3.45kN轴承的计算寿命 Lh=1

52、0660nCP=6×104h>4×104满足寿命要求6. 键连接的选择和计算1. 键的选择 1轴键槽部分的轴径为20mm，所以选择普通圆头平键6mm×6mm×32mm 2 轴键槽部分的轴径为60mm，所以选择普通圆头平键14mm×9mm×70mm 3轴键槽部分的轴径为100mm，所以选择普通圆头平键28mm×16mm×100mm2. 2轴键的校验P=2T×103kld=18.84MPa110MPa=pP=2T×103kld=30.65MPa110MPa=pP=2T×103kld=23.69MPa110MPa=p满足条件。7. 联轴器的选择计算 计算联轴器的计算转距查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取 TCa=KAT=1.5×378840=568260Nm2型号选择根据计算转距选择弹性柱销联轴器LX3型主要参数如下：公称扭距 Tn=250000Nmm （满足要求）许用转速 n=4700rmin（满足要求）轴孔直径 d=40mm轴孔长度 L=112mm8. 润滑和密封说明1