二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F=6500 V=0.4 D=327 6X2

1、机械设计（论文）说明书 题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器 系 别： XXX系 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 课程设计任务书-3第二部分 传动装置总体设计方案-3第三部分 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分 课程设计任务书一、设计课题： 设计两级展开式圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失,使用期限6年(300

2、天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。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. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 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、减速器、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.确定传动方案：考虑

3、到电机转速高，传动功率大，将开式齿轮设置在低速级。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。选择开式齿轮传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.99×0.993×0.972×0.95×0.96=0.81h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为开式齿轮传动的效率,h5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=0.4m/s工作机的功率pw:pw= 2.6 KW电

4、动机所需工作功率为:pd= 3.21 KW执行机构的曲柄转速为:n = 23.4 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i1 = 25，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840，则总传动比合理范围为ia= 16200，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = ( 16200 )×23.4 = 374.44680r/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Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传

5、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=960/23.4=41（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i 式中i0,i1分别为开式齿轮和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=41/2.5=16.4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 = 3.55第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/4.62 = 207.8 r/

6、minnIII = nII/i23 = 207.8/3.55 = 58.5 r/minnIV = nIII/i0 = 58.5/2.5 = 23.4 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 3.21×0.99 = 3.18 KWPII = PI×h2×h3 = 3.18×0.99×0.97 = 3.05 KWPIII = PII×h2×h3 = 3.05×0.99×0.97 = 2.93 KWPIV = PIII×h2×h4 = 2.93×0.99&

7、#215;0.95 = 2.76 KW 则各轴的输出功率：PI' = PI×0.99 = 3.15 KWPII' = PII×0.99 = 3.02 KWPIII' = PIII×0.99 = 2.9 KWPIV' = PIV×0.99 = 2.73 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 31.9 Nm 所以：TI = Td×h1 = 31.9×0.99 = 31.6 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 31.6

8、×4.62×0.99×0.97 = 140.2 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 140.2×3.55×0.99×0.97 = 478 NmTIV = TIII×i0×h2×h4 = 478×2.5×0.99×0.95 = 1123.9 Nm 输出转矩为：TI' = TI×0.99 = 31.3 NmTII' = TII×0.99 = 138.8 NmTIII' = TIII×

9、0.99 = 473.2 NmTIV' = TIV×0.99 = 1112.7 Nm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： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。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：Z1 = 25，则：Z2 = i12×Z1 = 4.62×25 = 115.5 取：Z2 = 116 2） 初选螺旋角:b = 13.50。2 初步设计齿轮传动的主要尺

10、寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.6 2) T1 = 31.6 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.44 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.677 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91 8

11、) 由式8-19得:Ze = = = = 0.772 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 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度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×960×1×6×300×2×8 = 1.66×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.66×109/4.62 = 3.59×108 12) 由图8-19查得接触

12、疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.88×650 = 572 MPasH2 = = 0.9×530 = 477 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 38.5 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 1.5 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos

13、= 13.50 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 51 mmd2 = = = 239 mmb = d×d1 = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 2.56 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.44。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb = 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.677 8) 由式8-4得：eb = 0.318yd

14、Z1tanb = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91 9) eg = ea+eb = 3.587 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.772 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1239.2 N = = 24.3 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos13.50) = 20.50 1

15、5) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.61×10-3b = 1.46 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.2×1.46 = 1.93计算K值满足要求，计算结果可用。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 = 25/cos313.50 = 27

16、.2ZV2 = Z2/cos3b = 116/cos313.50 = 126.2 2) eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/27.2+1/126.2)×cos13.50 = 1.689 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 1.91查得螺旋角系数Yb = 0.88 5) = = 3.15前已求得:KHa = 1.2<3.15，故取：KFa = 1.2 6) = = = 11.33且前已求得:KHb = 1.46，由图

17、8-12查得：KFb = 1.43 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.2×1.43 = 1.89 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83 9) 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 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.66×109大齿轮应力循环次数:N2 = 3.59×108 11) 由

18、图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.86 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 323.1sF2 = = = 251.4 = = 0.01284 = = 0.0158大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.14 mm1.142所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 51 mmd2 = 239 mmb = yd×d1 = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 56 mm b2 = 51 mm中心距：a

19、= 145 mm，模数：m = 2 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： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。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 = 26，则：Z4 = i23×Z3 = 3.55×26 = 92.3 取：Z4 = 92 2） 初选螺旋角:b = 110。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.6 2) T2 = 14

20、0.2 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.691 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×26×tan110 = 1.61 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.769 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.

21、99 10) 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 = 60×207.8×1×6×300×2×8 = 3.59×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.59×108/3.55 = 1.01×108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92 13) 计算接触疲劳许用应力,取失

22、效概率为1%,安全系数S=1,得:sH3 = = 0.9×650 = 585 MPasH4 = = 0.92×530 = 487.6 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 63.5 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.4 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 180.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 110 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 79 mmd4 = = = 28

23、1 mmb = d×d3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.86 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb = 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.691 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×26×tan110 = 1.

24、61 9) eg = ea+eb = 3.301 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.769 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 3549.4 N = = 44.9 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos110) = 20.40 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos11cos20/co

25、s20.4 = 0.98 16) 由表8-3得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.61×10-3b = 1.47 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.2×1.47 = 1.94计算K值满足要求，计算结果可用。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：ZV3 = Z3/cos3b = 26/cos3110 = 27.5ZV4 = Z4/cos3b = 92/cos3110 = 97.3 2) eaV = 1.88-3.2&

26、#215;(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/27.5+1/97.3)×cos110 = 1.699 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67 4) 由图8-26和eb = 1.61查得螺旋角系数Yb = 0.91 5) = = 2.91前已求得:KHa = 1.2<2.91，故取：KFa = 1.2 6) = = = 11.7且前已求得:KHb = 1.47，由图8-12查得：KFb = 1.44 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.2×

27、1.44 = 1.9 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.56 YFa4 = 2.21应力校正系数:YSa3 = 1.62 YSa4 = 1.8 9) 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 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 3.59×108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.01×108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.89 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式

28、8-15得：sF3 = = = 330.8sF4 = = = 260.2 = = 0.01254 = = 0.01529大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.84 mm1.843所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 79 mmd4 = 281 mmb = yd×d3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 84 mm b4 = 79 mm中心距：a = 180 mm，模数：m = 3 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T

29、1:P1 = 3.18 KW n1 = 960 r/min T1 = 31.6 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 = 51 mm 则:Ft = = = 1239.2 NFr = Ft× = 1239.2× = 463.8 NFa = Fttanb = 1239.2×tan13.50 = 297.3 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：dmin = A0× = 112× = 16.7 mm 输入轴的最小直径为

30、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 = KAT1，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 = KAT1 = 1.2×31.6 = 37.9 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度38 mm，则：d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36 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 = 30 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 25 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取

31、:l23 = 35 mm。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 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：7206C型角接触球轴承，其尺寸为:d×D×T = 30×62×16 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得7206C。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的

32、确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 56 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 = 84+12+10+8 = 114 mml78 = T = 16 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7206C轴承查手册得a = 14.2 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (B1/2+16+114-14.2)mm = 143.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (B1/2+18+16-14.2)mm = 47.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（

33、见图b）：FNH1 = = = 309.2 NFNH2 = = = 930 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 155.3 NFNV2 = = = -308.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 309.2×143.8 Nmm = 44463 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 155.3×143.8 Nmm = 22332 NmmMV2 = FNV2L3 = -308.5×47.8 Nmm = -14746 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

34、1 = = 49756 NmmM2 = = 46844 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 = 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：II轴的设计1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 3.05 KW n2 = 207.8 r/min T2

35、 = 140.2 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 = 239 mm 则:Ft = = = 1173.2 NFr = Ft× = 1173.2× = 439.1 NFa = Fttanb = 1173.2×tan13.50 = 281.5 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 79 mm 则:Ft = = = 3549.4 NFr = Ft× = 3549.4× = 1316 NFa = Fttanb = 3549.4×tan110 = 689.6 N3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴

36、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 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 26.2 mm 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：7206C型角接触球轴承，其尺寸为：d×D×T = 30×62×16 mm，则：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 49 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 m

37、m，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 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 = 79 mm，l45 = 84 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7206C轴承查手册得a = 14.2 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (51/2

38、-2+38.5-14.2)mm = 47.8 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (51/2+14.5+b3/2)mm = 82 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+27-14.2)mm = 61.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 2025.4 NFNH2 = = = 2697.2 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 222.8 NFNV2 = = = -1099.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 2025.4×47.8 Nmm = 96814 N

39、mmMH2 = FNH2L3 = 2697.2×61.8 Nmm = 166687 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 222.8×47.8 Nmm = 10650 NmmMV2 = FNV2L3 = -1099.7×61.8 Nmm = -67961 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1 = = 97398 NmmM2 = = 180009 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

40、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 = 30 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：III轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 2.93 KW n3 = 58.5 r/min T3 = 478 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 = 281 mm 则:Ft = = = 3402.1 NFr = Ft× = 3402.1× = 126

41、1.4 NFa = Fttanb = 3402.1×tan110 = 661 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:dmin = A0× = 112× = 41.3 mm 显然，输入轴的最小直径是安装小锥齿轮处的轴径d12，由于键槽将轴径增大4%，故选取：d12 = 43 mm，取：l12 = 40 mm。小锥齿轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 48 mm。小锥齿轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要

42、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 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:7210C型角接触球轴承，其尺寸为：d×D×T = 50mm×90mm×20mm。由轴承样本查得7210C型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 57 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尺寸的确定。取

43、低速大齿轮的内径为：d4 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 77 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×57 = 3.99 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×3.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 20 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 51+10+8+5+12+2.5-10 = 78.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 20+8+10+2.5+2 =

44、42.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7210C轴承查手册得a = 19.4 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (79/2+10+78.5+20-19.4)mm = 128.6 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (79/2-2+42.5-19.4)mm = 60.6 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1089.7 NFNH2 = = = 2312.4 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 894.9 NFNV2 = = = -366.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L

45、2 = 1089.7×128.6 Nmm = 140135 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 894.9×128.6 Nmm = 115084 NmmMV2 = FNV2L3 = -366.5×60.6 Nmm = -22210 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 = = 181334 NmmM2 = = 141884 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

46、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 = 18.3 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：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接触长度:l' = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×

47、;20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×45mm，接触长度:l' = 45-10 = 35 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×35×35×120/1000 = 294 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l =

48、16mm×10mm×70mm，接触长度:l' = 70-16 = 54 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×54×57×120/1000 = 923.4 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×36mm，接触长度:l' = 36-12 = 24 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8

49、5;24×43×120/1000 = 247.7 NmTT3，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 6×2×8×300 = 28800 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×463.8+0×297.3 = 463.8 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 463.8× = 5490

50、 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:7206C轴承，Cr = 17.8 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 9.81×105Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1316+0×689.6 = 1316 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1316× = 9354 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:7206C轴承，Cr = 17.8 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.98×105Lh所以轴承预期寿命足够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1261.4+0×6