V带二级直齿设计

1、机械设计减速器设计说明书专 业：姓 名：学 号：指导教师：目 录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 V带的设计.9 5.1 V带的设计与计算.9 5.2 带轮的结构设计.11第六部分 齿轮传动的设计.13 6.1 高速级齿轮传动的设计计算.13 6.2 低速级齿轮传动的设计计算.19第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.25 7.1 输入轴的设计.25 7.2 中间轴的设计.30 7.3 输出轴的设计.35第八部分 键

2、联接的选择及校核计算.41 8.1 输入轴键选择与校核.41 8.2 中间轴键选择与校核.41 8.3 输出轴键选择与校核.41第九部分 轴承的选择及校核计算.42 9.1 输入轴的轴承计算与校核.42 9.2 中间轴的轴承计算与校核.43 9.3 输出轴的轴承计算与校核.43第十部分 联轴器的选择.44第十一部分 减速器的润滑和密封.45 11.1 减速器的润滑.45 11.2 减速器的密封.46第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.47设计小结.49参考文献.50第一部分 设计任务书一、原始数据设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据：运输带有效拉力F = 2000 N，运输带速度V

3、 = 1.2m/s，卷筒直径D = 260mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。方案A2：要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器及带传动。二. 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一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特

4、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，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和展开式二级直齿圆柱齿轮减速器。二确定设计方案三. 计算传动装置总效率ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825h1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为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择皮带速度v:v=1.2m/s工作装置的功率pw:pw= 2.4 KW电动机所需输出功

5、率为:pd= 2.91 KW电动机额定功率Pcd约为Pd的1-1.3倍，由机械设计手册选取电动机额定功率Pcd=3KW工作装置的转速为:n = 88.2 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=24，二级圆柱直齿轮减速器传动比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 = I×n = (16×160)×88.2 = 1411.214112r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L-2的三相异步电动机。其相关数据如下：电动机型号额定功率Pcd（KW）电

6、动机转速n/(r/min）起动转矩(N*m)最大转矩(N*m)同步转速满载转速额定转矩额定转矩Y100L-23300028702.22.2电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100mm380×245160×14012mm28×608×243.2 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=2870/88.2=32.54（2）分配传动装置传动

7、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=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=32.54/2.5=13.02取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 3.17(为使浸油深度相等，两大齿轮应相近，所以使i1>i2,通常取i1=（1.21.3）i2)第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI = nm/i0 = 2870/2.5 = 1148 r/min中间轴：nII = nI/i12 = 1148/4.11 = 279.32 r/min输出轴：nI

8、II = nII/i23 = 279.32/3.17 = 88.11 r/min卷筒轴：nIV = nIII = 88.11 r/min（2)各轴输入功率: 输入轴：PI = Pd×h1 = 2.91×0.96 = 2.79 KW 中间轴：PII = PI×h2×h3 = 2.79×0.99×0.97 = 2.68 KW 输出轴：PIII = PII×h2×h3 = 2.68×0.99×0.97 = 2.57 KW 卷筒轴轴：PIV = PIII×h2×h4 = 2.57&#

9、215;0.99×0.99 = 2.52 KW 则各轴的输出功率：输入轴：PI' = PI×0.99 = 2.76 KW中间轴：PII' = PII×0.99 = 2.65 KW 输出轴：PIII' = PIII×0.99 = 2.54 KW 卷筒轴：PIV' = PIV×0.99 = 2.49 KW各轴输出功率： 电动机轴的输出转矩: Td = = 9.68 N*m输入轴：TI = = 23 N*m 中间轴：TII = = 90.76 N*m 输出轴：TIII = = 276.3 N*m卷筒轴：T=269.88

10、N*m整理如下表：名称功率（KW）转矩（N*m）转速（r/min）传动比效率输入输出输入输出电动机2.912.919.6828702.50.96轴2.792.762311484.110.96轴2.682.6590.76279.323.770.96轴2.572.54276.388.1110.98轴2.522.49269.8888.11第五部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca= KAPd 由工作条件查课本表8-8得工作情况系数KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×2.91 kW = 3.2 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由课本图8-11

11、选用Z型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由课本表8-7和表8-9取小带轮的基准直径dd1 = 80 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度12.02 m/s 因为5 m/s < v < 25m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2 = i0dd1 = 2.5×80 = 200 mm 根据课本查表8-9，取标准值为dd2 = 200 mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据课本公式0.7（dd1+dd2）<=a0<=2(dd1+dd2)，初定中心距a0

12、= 500 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld0 1447 mm 由课本表8-2选带的基准长度Ld = 1400 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1400 - 1447)/2 mm 476 mm 按课本公式，中心距变化范围为455 518 mm。5.验算小带轮上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（200 - 80)×57.3°/476 165.6°> 120°则包角符合要求。6.计算

13、带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 80 mm和nm = 2870 r/min，查课本表8-4得P0 = 0.57 kW。 根据nm = 2870 r/min，i0 = 2.5和Z型带，查课本表8-5得DP0 = 0.04 kW。 查课本表8-6得Ka = 0.96，查课本表8-2得KL = 1.14，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (0.57 + 0.04)×0.96×1.14 kW = 0.67 kW 2）计算V带的根数zz = Pca/Pr = 3.2/0.67 = 4.78 取5根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得Z型带

14、的单位长度质量q = 0.06 kg/m，所以F0 = = = 51.38 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×51.38×sin(165.6/2) = 509.7 N9.带的主要设计结论带型Z型根数5根小带轮基准直径dd180mm大带轮基准直径dd2200mmV带中心距a476mm带基准长度Ld1400mm小带轮包角1165.6°带速12.02m/s单根V带初拉力F051.38N压轴力Fp509.7N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔

15、直径d电动机轴直径DD = 28mm28mm分度圆直径dd180mmdadd1+2ha80+2×284mmd1(1.82)d(1.82)×2856mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×12+2×762mmL(1.52)d(1.52)×2856mm2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 16mm16mm分度圆直径dd1200mmdadd1+2ha200+2×2204mmd1(1.82)d(1.82)×1632mmB(z

16、-1)×e+2×f(5-1)×12+2×762mmL(1.52)d(1.52)×1632mm第六部分 齿轮传动的设计6.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）由传动方案，选择圆柱直齿轮传动，压力角取20度（2）由课本表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（3）一般工作机器，选用8级精度。（4）选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 25×4.11 = 102.75，取z2= 103。2.按齿面接触疲劳强度设计（1

17、）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.4。计算小齿轮传递的转矩T1 = 9.55×106×P/nw=23.23 N/m由课本表10-7选取齿宽系数d = 1。由课本图10-20查取区域系数ZH = 2.5。查课本表10-5得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos25×cos20°/(25+2×1) = 29.54°aa2 = arccosz2cosa/(z

18、2+2ha*) = arccos103×cos20°/(103+2×1) = 22.813°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 25×(tan29.54°-tan20°)+103×(tan22.813°-tan20°)/2 = 1.735重合度系数：Ze = = = 0.869计算接触疲劳许用应力sH由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次

19、数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×1148×1×10×300×2×8 = 3.31×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 3.31×109/4.11 = 8.04×108由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 489

20、.5 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = = 38.571 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = = = 2.32 m/s齿宽bb = = = 38.571 mm2）计算实际载荷系数KH由课本表10-2查得使用系数KA = 1。根据v = 2.32 m/s、8级精度，由课本图10-8查得动载系数KV = 1.12。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×23.23/38.571 = 1204.532 NKAFt1/b = 1×1204.532/38.571 = 31.23 N/mm < 100 N/

21、mm查课本表10-3得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.45。由此，得到实际载荷系数KH = KAKVKHaKHb = 1×1.12×1.2×1.45 = 1.9493）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 38.571× = 43.068 mm及相应的齿轮模数mn = d1/z1 = 43.068/25 = 1.723 mm模数取为标准值m = 2 mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1 = z1m = 25×2 = 50 mmd2 = z2

22、m = 103×2 = 206 mm（2）计算中心距a = (d1+d2)/2 = (50+206)/2 = 128 mm（3）计算齿轮宽度b = dd1 = 1×50 = 50 mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即取b2 = 50、b1 = 55。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1）确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.735 = 0.682由齿数，查课本图10-17和图10-18得齿形系数和应力修正系数Y

23、Fa1 = 2.61 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.83计算实际载荷系数KF由课本表10-4查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据KHb = 1.45，结合b/h = 11.11查图10-13得KFb = 1.42则载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 1×1.12×1.2×1.42 = 1.908计算齿根弯曲疲劳许用应力sF由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.82、KFN2 = 0.

24、85取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 50.493 MPa sF1sF2 = = = 48.016 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 25、z2 = 103，模数m = 2 mm，压力角a = 20°，中心距a = 128 mm，齿宽b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z25103齿宽b55mm50mm分度圆直径d50mm206mm齿顶高系数h

25、a1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha2mm2mm齿根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2×ha54mm210mm齿根圆直径dfd-2×hf45mm201mm6.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z3 = 26，大齿轮齿数z4 = 26×3.17 = 82.42，取z4= 83。

26、（4）压力角a = 20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.4。计算小齿轮传递的转矩T2 = 91.68 N/m选取齿宽系数d = 1。由图10-20查取区域系数ZH = 2.5。查表10-5得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos26×cos20°/(26+2×1) = 29.249°aa2 = arccosz4cosa/(z4

27、+2ha*) = arccos83×cos20°/(83+2×1) = 23.428°端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 26×(tan29.249°-tan20°)+83×(tan23.428°-tan20°)/2 = 1.727重合度系数：Ze = = = 0.87计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3

28、 = 60nkth = 60×279.32×1×10×300×2×8 = 8.04×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 8.04×108/3.17 = 2.54×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.91。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 =

29、= 61.245 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = = = 0.9 m/s齿宽bb = = = 61.245 mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1。根据v = 0.9 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。齿轮的圆周力Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×91.68/61.245 = 2993.877 NKAFt3/b = 1×2993.877/61.245 = 48.88 N/mm < 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由表用插值法查得8级精度

30、、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.457。由此，得到实际载荷系数KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.2×1.457 = 1.8363）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3 = = 61.245× = 67.038 mm及相应的齿轮模数mn = d3/z3 = 67.038/26 = 2.578 mm模数取为标准值m = 3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3 = z3m = 26×3 = 78 mmd4 = z4m = 83×3 = 249 mm（2）计算中心距a = (d3+d4)/2 =

31、 (78+249)/2 = 163.5 mm（3）计算齿轮宽度b = dd3 = 1×78 = 78 mm取b4 = 78、b3 = 83。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1）确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.727 = 0.684由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.77计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据KHb = 1.457，结合b/h = 11.56查

32、图得KFb = 1.427则载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 1×1.05×1.2×1.427 = 1.798计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 51.32 MPa sF1sF2 = = = 48.766 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要

33、求。5.主要设计结论 齿数z3 = 26、z4 = 83，模数m = 3 mm，压力角a = 20°，中心距a = 163.5 mm，齿宽b3 = 83 mm、b4 = 78 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2683齿宽b83mm78mm分度圆直径d78mm249mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha3mm3mm齿根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2×ha84mm255mm齿根圆直径df

34、d-2×hf70.5mm241.5mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 2.79 KW n1 = 1148 r/min T1 = 23.23 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 = 50 mm 则:Ft = = = 929.2 NFr = Ft×tana = 929.2×tan20° = 338 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，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：dmin = A0× =

35、112× = 15.1 mm 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5%，故选取:d12 = 16 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 21 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 26 mm。大带轮宽度B = 62 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 60 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根

36、据d23 = 21 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6205，其尺寸为d×D×T = 25×52×15 mm，故d34 = d78 = 25 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 15+15 = 30 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6205型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 55 mm，d56 = d1 = 50 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面

37、与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知低速小齿轮的宽度b3 = 83 mm，则l45 = b3+c+s-15 = 83+12+16+8-15 = 104 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6205深沟球轴承查手册得T = 15 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (62/2+50+15/2)mm

38、 = 88.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (55/2+30+104-15/2)mm = 154 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (55/2+9+30-15/2)mm = 59 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 257.4 NFNH2 = = = 671.8 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -627.9 NFNV2 = = = 456.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 257.4×154 Nmm = 39640 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 509.

39、7×88.5 Nmm = 45108 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -627.9×154 Nmm = -96697 NmmMV2 = FNV2L3 = 456.2×59 Nmm = 26916 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 = = 104507 NmmM2 = = 47915 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。

40、根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 8.4 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：7.2 中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 2.68 KW n2 = 279.32 r/min T2 = 91.68 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 = 206 mm 则:Ft1 = = = 890.1 NFr1 = Ft1×tana = 890.1×tan20°= 323.8 N 已知低速级

41、小齿轮的分度圆直径为：d3 = 78 mm 则:Ft2 = = = 2350.8 NFr2 = Ft2×tana = 2350.8×tan20°= 855.2 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，调质处理，根据表，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 22.7 mm4.轴的结构设计图5.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。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 22.7 m

42、m由轴承产品目录中选取深沟球轴承6205，其尺寸为d×D×T = 25×52×15 mm，故d12 = d56 = 25 mm。 2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 30 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 30 mm查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm，则轴环处的直径d34 = 36 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 14.5

43、mm。 3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6205型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 30 mm。 4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B = 83 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 81 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承宽度T = 15 mm，则l12 = T+s+2 = 15+16+8+2

44、 = 41 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 15+8+16+2.5+2 = 43.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6205深沟球轴承查手册得T = 15 mm 高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L1 = (50 - 2)/2 + 43.5-15/2 mm = 60 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (50/2+14.5+83/2)mm = 81 mm 低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3 = (83 - 2)/2+41-15/2)mm = 74 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = =

45、= 1450.8 NFNH2 = = = 1790.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -60.9 NFNV2 = = = -470.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 1450.8×60 Nmm = 87048 NmmMH2 = FNH2L3 = 1790.1×74 Nmm = 132467 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = -60.9×60 Nmm = -3654 NmmMV2 = FNV2L3 = -470.5×74 Nmm = -34817 Nmm分别

46、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 = = 87125 NmmM2 = = 136966 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 = 38.2 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：7.3 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P

47、3、转速n3和转矩T3P3 = 2.57 KW n3 = 88.11 r/min T3 = 279.09 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 = 249 mm 则:Ft = = = 2241.7 NFr = Ft×tana = 2241.7×tan20°= 815.5 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，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 34.5 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12

48、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Tca = KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:Tca = KAT3 = 1.3×279.09 = 362.8 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。4.轴的结构设计图5.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，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 45 mm；左端

49、用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 82 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 45 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6210，其尺寸为d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d78 = 50 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = 20+15 = 35 mm 左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上

50、查得6210型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 57 mm。 3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 55 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B = 78 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67 = 76 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 55 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，则轴环处的直径d56 = 67 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有

51、一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 20 mm高速大齿轮轮毂宽度B2 = 50 mm，则l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 50+12+5+2.5+16+8-12-15 = 66.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据62

52、10深沟球轴承查手册得T= 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (78/2+12+66.5+35-20/2)mm = 142.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (78/2-2+48.5-20/2)mm = 75.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 776.4 NFNH2 = = = 1465.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 282.4 NFNV2 = = = 533.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 776.4×142.5 Nmm = 110637 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 282.4×142.5 Nmm = 40242 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：M = = 117728 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 = = = MPa = 9