课程设计-二级圆柱斜齿轮减速器

湖南工业大学

机械设计课程设计

资料袋

机械工程学院学院（系、部）2012~2013学年第1学期

课程名称机械设计课程设计指导教师之职称

学生姓名专业班级机械103班学号

题目_________________带式运输I机传动系统设计_____________________

成绩起止日期2012年12月17□〜2012年成月30日

目录清单

序号材料名称资料数量备注

1课程设计任务书1

2课程设计说明书1

3课程设计图纸（零件图）5张

4课程设计图纸（装配图）1张

5

6

机械设计课程设计

设计说明书

带式运输机传动系统设计

起止日期：2012年12月17日至2012年12月30日

学生姓名清风堂

班级机械103班

学号

成绩

指导教师（签字）王羲之

目录

第1节设计任务

1.1原始数据...................................................1

1.2传动装置方案..............................................1

第2节传动方案分析.............................................2

第3节原动件的选择与传动比的分配

3.1电动机的选择...............................................3

3.2传动比的分配.............................................4

第4节各轴动力与运动参数的计算

4.1各轴的转速................................................5

4.2各轴的输入功率..........................................5

4.3各轴的输出转矩..........................................5

第5节传动零件的计算

5.1高速齿轮传动的计算.......................................6

5.2低速速齿轮传动的计算（二级传动）........................10

5.3验证两个大齿轮涧滑的合理性..............................13

第六节轴的计算

6.1高速轴（即轴I）的设计计算..................................14

6.2中间轴（即轴H）的设计计算..................................19

6.3输出轴（即轴HI）的设计计算..................................24

第七节减速器润滑及密封设计

7.1齿轮的润滑................................................30

7.2滚动轴承的润滑.............................................30

7.3减速器的密封...............................................30

第八节箱体及其附件结构设计

8.1箱体的结构设计............................................31

8.2附件的结构设计.............................................31

第九节设计总结...................................................33

第十节参考文献...................................................34

第1节设计任务

1.1原始数据

运输带的有效拉力F=4200N,运输带速度v=1.0m/s］允许误差5%）,卷筒直径D=375mm。

满足上述所rr要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足

最主要和最根本的要求，然后加以确认。

本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，轴

端连接选择弹性柱销联轴器。

第3节原动件的选择与传动比的分配

3.1电动机的选择

31.1选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压

为380Vo

选择电动机的容量

工作机的有效功率为:

Fv_4200^xl.0/n/5

Pw=4.2AW

iooo-iooo

从电动机到工作机传送带间的总效率为:

，7工=叮匕田?而4

式中：7人〃2、力、户分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由表12-1取

7=0.99、〃2=098、〃3=0.97、牛=0・96。

那么：〃£=0992x0.984x0.972x0.96=0.817

所以电动机所需要的工作功率为:

小0.817

31.3确定电动机转速

按表9.1推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器传动比i=8-40,而工作机卷

2

筒轴的转速为:

60xl()(X)xv⑺)

nw=----6--0--x--1--0--0--0x1.0,54.6.

兀xd刀■x350

所以电动机转速的可选范围为〃〃=in=(8-40)x54.6=(436.8〜2184)r/min

Iw

符合这一范围的同步转速有750r/min.1000r/min>1500r/min三种。综合考虑电

动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速

为1000r/min的电动机，另需要其中电机工作所需工作功率：凡,后H。根据电动机的类型、

容量和转速，由参考文献[1]P172页表15.1,选定电动机型号为Y132s2-6,其主要性能如

下表所示。

表3-1

电动机型号额定功率/KW同步转速/(r*min)满载转速(r,min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩

Y132S2-65.510009602.02.2

电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下:

表3-2

型号HABCDEFXGDGK

Y132S2-613221614089388010X73312

3.2传动比的分配

由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=&=2&=16.48

电54.6

分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，人=，伍取后1.4/.“，故:

Zi-=71.4x16.48=4.8

带传动的传动比："；=4.8

齿轮传动的传动比：5=3.43

第4节各轴动力与运动参数的计算

4.1各轴的转速

将各轴从高速级到低速级依次编号为1轴、11轴、in轴:

I轴见=tin=960/7min

=—==200(r/min)

II轴,；，8

2Q0

阳=-----=58.3(r/min)«58(r/min)

III轴3.43

卷筒轴〃“二〃"，=54.6("min)

4.2各轴的输入功率

J轴Pk=5.14x0.99=5.09攵W

II轴夕产P।〃2。=5.09x0.98x0.97=4.84ZW

HI轴3尸产"〃刃3=4.84x0.98x0.97=4.602W

卷筒轴P隹二月"72"产4.6x0.98x0.99=4.46AW

4.3各轴的输出转矩

P，5\4kW

Ta=9.55x106x—=9.55x106x----------=5.1IxlO’N•〃切z

电动机轴的输出转矩乃为%960"min

所以：

I轴T产Tdx〃尸5.11X104^./WWX0.99=5.06X104?/W/W

II轴Tn=T।72/7311=5.06X1047V-mmx0.98x0.97x4.8=2.31x10,N•mm

HI轴Tm=Tu〃2〃3iu=2.31x105-mmx0.98x0.97x3.43=7.53X1O5AT/HW

卷筒轴T«=Tni72/；I=7.53x105•mmx0.98x0.99=7.31x10’N.mm

将上述计算结果汇总于下表得：

表4-1

轴名功率kW转矩T/(N•mm)转速n/(r/min)传动比i效率n

电机轴2.422.46xlO496010.99

1轴2.402.44xlO4960

4.80.98

II轴2.281.02x10'200

3.430.97

III轴2.173.O1X1O558

卷筒轴2.102.92x10s54.810.96

第5节传动零件的计算

5.1高速齿轮传动的计算

选择材料、热处理方式及精度等级

考虑到此考虑到卷筒机传递功率约3kW,且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮

均选用40Cr,外表淬火，由表6.2（参考文献【1]）得到齿面硬度为48〜55/7RC,选用7

级精度。

51.2初步计算传动主要尺寸

因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳

强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25）,即

I2KT.YYcos2YY

y一西一HF

式中各参数为：

1）小齿轮传递的扭矩T,=Tdx〃产5.11x104/V-mmx0.99=5.06x104TV-mm

2）初选z尸16,（根据屡次设计计算知道此值不会根切，后面予以说明计算校验，最

小根切齿数Zmin=15.94）那么Z2=Z]Xj[=16x4.8=76.8,考虑中心距及减速器的结构尺寸问

题，选取z?=4.8x16=76.8^77。

3）初选K,=1.3。

4）初选螺旋角夕=13°,由式（6.1）得端面重合度:

Ea=1.88-3.2--t--^cos^=1.88-3.2住十别cos13

=1.64

那么查图6.22查得重合度系数4=0.73

5）硬齿面非对称布置，按表6.6选取薪=0.6

6）由式（6.2）,轴面重合度：

^=0.318^,z1tan/?=0.318x0.6xl6xtanl3=0.749

由图6.28查得：螺旋角系数：〃=0.93

7）齿形系数丫卜和应力修正系数丫5

当量齿数：

z16

i=18.38

cos3Pcos313,

z,77

=82.80

cos3pcos313’

由（参考文献［1］）图6.2。查得：YFi=2.88,YF2=2.25

由（参考文献［1］）图6.21查得：％=1.54,%=1.75］均由查值得到）

Y（7

8）许用弯曲应力可由（参考文献［1］）式6.29,即［句.=弋产算得。

由图8.29h查得接触疲劳极限应力%.I=360MPa

由表&7查得平安系数〉=1.25

小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：

M=60xn\aLh=60x960x1.0x4x2x250x8=9.216x10s

M=>=9.216x1。』92x6

2z,4.8

由图8.32查得寿命系数FV1=YN2=1.()

故需用弯曲应力

“)x36°MPa=288Mp4

SF1.25

丫32%加2L°X360MPa=288MpQ

SF1.25

2.88x1.54.八

----------MPa=0.0154MPa

288

2.88x1,75

MPu=().0137MPa

288

YYYY

=0.0154MRz

所以㈤向

那么，初算模数〃“：

>2Kmcos^YFYs

r—砧H

42

J2x1.3x5.06x10x0.73x0.93xcos13°M4

R----------------------；---------------X().0154

V0.6x162

=1.73mm

51.3计算传动尺寸

(1)计算载荷系数K

由表6.3查得使用系数3=1.25(微振)

v_44叫_乃叫/任-JX1.73X16X96。八43%

60x100060x1000cos/760x1000xcos13

由图6.7查得动载系数(=1.14

由图6.12查得齿向载荷分布系数Kfi=1.08

由图6.7查得齿间载荷分布系数=1.4

那么长=(因(勺=1.72

(2)对,%进行修正，并圆整为标准模数

Ino

=1.73xmm=1.90mm

V13

圆整后取〃7“=2.5mm

(3)计算传动尺寸

百、口匚机”(Z]+z,)2.5x(16+77)

中心距：a=-U—==-----------^=119.31机〃2

2cosp2cos13

圆整为。=119.5〃〃〃

那么修整螺旋角

々.13(Z1+Z,).(2.5x(16+77)

B=cos----!----=cos-----------=13.4=1367

2a2x119.5

所以

.m,iz.2.5x16

d]=----=-------mm=41.119fnm

cospcos13.4

,2.5X775rccr

d,=----=-------mm=197.887，〃，〃

cos/cos13.4

4加4=24.6mm®25mm

取b2=b=25zn/n,b\=30"〃〃

(3)校核最小不根切齿数:

Zmin=2Xcos/sin2a,=2X1.0Xcos12.839/sin220.4707=15.94

那么Zl>Zmin,那么可知不会发生根切现象

（4）校核齿面接触疲劳强度

由式（6.20）,即E产ZZZ.Z,即<[a]fi

式中各参数：

1）K、7；、b、6值同前

2）齿数比〃=6=4.8

3）查表6.5得弹性系数ZE=189.8历石

4）查表6.15得节点区域系数4=2.45

5）查表6.16得重合度系数Ze=0.83

6）查表6.26得重合度系数2〃=0.985

7）查式8.26,许用接触应力由[可〃=马等算得

\H

由图6.29g查得根底疲劳接触疲劳极限应力6a=6-1200Ma

由图6.30查得寿命系数Zv.=Zn=1.0

10x1200

由图6.7查得平安系数$,=1.0,故[a]uMPa=i200MPr/

L」HSH1.0

那么

6=ZEZHZ,Z,牌平

,八g,/2xl.72x5.06xI044.8+1

=18Q9Q.O9x29./415x0.83x0n.O98Q5x,---------------------

V25x4124.8

=850.9MPa<㈤"

即满足齿面接触疲劳强度。

⑹计算齿轮传动其他尺寸

表5T高速级齿轮参数列表

齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角£中心距a

小41.0253016

2.513.4°119.5mm

大197.4332577

5.2低速速齿轮传动的计算〔二级传动〕

52.1选择材料、热处理方式及精度等级

考虑传递功率约4.60kW,且该齿轮传动为闭式传动。大、小齿轮仍是选用40Cr,外表

涔火,由表6.2得到齿面硬度为48〜55HRC,选用7级精度。

52.2初步计算传动主要尺寸

因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳

强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25）,即

\2KTIYYCQ^pYFYK

『―诟3H

式中各参数为：

1）小齿轮传递的扭矩

LFTI中小ii=5.06xl04x0.98x0.97x4.8=2.31x10$N•mm

2）初选ZF17,那么z4=z3m=17x16.94/（77/16）=59.84,那么可选取Z4=60,那

么『2=60/17=3.53o

那么知：以="2=4.8x3.53=16.94

iHm=（宿-0）4=（16.94-16.48）/16.94=2.7%，故满足传动比要求。

3）初选K,=1.3°

4）初选螺旋角6=15°,由式（6.1）得端面重合度:

%=1.88-3.2（—+—|cos/?=[l.88-3.2f—+—l"|cos15

L匕zJJ"LI"60JJ

=1.63

那么查图6.22查得重合度系数匕=0.73

5）硬齿面非对称布置，按表6.6选取e=0.5

6）由式（6.2）,轴面重合度：

^=0.318^z3tan/?=0.318x0.6xl7xtanl5=0.796

由图6.28查得：螺旋角系数：，=0.93

7）齿形系数丫「和应力修正系数Ys

当量齿数：

"cos3pcos315*

z.60入c/

z、，2=----；—=----；-----=64.86

cospcos15

由（参考义献［1］）图6.20查得：rF3=2.88,L=2.25

由（参考文献［1］）图6.21查得：ys.3=l,54,K.4=1.75（均由插值得至山

即团「=工£皿

8）许用弯曲应力可由（参考文献［1］）式6.29,算得。

SF

由图&29h查得接触疲劳极限应力=的im4=36OM为

由表8.7查得平安系数力=1.25

小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：

N,=60xmaLh=60x960x1,0x4x2x250x8=9.216x10*s

=^=9.216X10-=2375X1（）X

3.88

i2

由图8.32查得寿命系数yV3=yV4=i.o

故需用弯曲应力

=丫、9/=10x360MPa=288M出

SF1.25

=工"％僦=LOxW）MP”288Mpa

SF1.25

丫门丫门2.88x1.54八〜一"n

=---------MPa=0.0154MPa

司3288

YY_2.88X1.75

F454MPa=0.0\37MPa

288

所以

=0.0154MPa

㈤尸［叽

那么，初算模数码“

2（叫cos?夕5

之A

%工3［以

2x1.3x1.02x105x0.73x0.93xcos215,„.

-------------------；-------------x（）.0154

0.5xl72

=2.48mm

52.3计算传动尺寸

（1）计算载荷系数K

由表6.3查得使用系数储=1.25（微振）

乃“7,3%万x1.60x17x960....

u=5也---------------=IA2m/s

60x100060x1000cosp60xl()(X)xcosl5

由图6.7查得动载系数K「=1.14

由图6.12查得齿向载荷分布系数K.=1.08

由图6.7查得齿间载荷分布系数兄=1.2

那么K=K八(《K尸=1.48

(2)对〃儿进行修正，并圆整为标准模数

\K八,01.48

in=in,3/——=2.48x3/---mm=2.59mm

"n,\K,V1.3

圆整后取，〃“=3.5mm

(3)计算传动尺寸

.、口匚m，r(Z]+z,)3.5x(17+60)…、”

中心距：a=—口~丝=------------=139.50/wn

2cosp2cos15

圆整为a=\A0mm

那么修整螺旋角

a_i〃MZ]+z,)3.5x(17+60),_

£=cos----!——=cos-----------=15.740=1544

2a2x140

所以

,，加z?3.5x17

d____2_—_________mm=61.81Smm

3-cos/7-cos15.740

d_，〃忆_3.5x60

mm=218.182w/w

cos/?cos15.740

b=^bd,=0.5x61.8=30.9/w/n

取b2=b=30zww,b\—35mm

(3)校核最小不根切齿数：

Zmin=2Xcos/sin2cr,>17(必然大于直齿圆柱齿轮的17)

那么Zl>Zmin,那么可知不会发生根切现象。

(4)校核齿面接触疲劳强度

由式(6.20),即

V777I2KT]U+1p-J

6尸ZEZHZ/Z^[抵〃引叶

式中各参数:

1）K、T2、b、％值同前

2）齿数比〃=%"=3.53

3）查表6.5得弹性系数ZE=189.87｝两

4）查表6.15得节点区域系数4=2.45

5）查表6.16得重合度系数二=0.83

6）查表6.26得重合度系数Z#=0.985

7）查式8.26,许用接触应力由[司〃二马宁算得

由图6.29g查得根底疲劳接触疲劳极限应b〃e=b“Hmi=1200MR/

由图6.30查得寿命系数=Zv,=1.0

由图6.7查得平安系数S,=1.0,故

CJHlim21.0x1200

㈤〃MPa=1200MPa

SH1.0

那么

5

7777I2K7；M+lno.八2/2xl.72xl.02xl03.53+1

<7H=Z,ZZZ„I---5---=189.9x2.45x().83x0.985xJ-----------；-----------

EHWcr川㈣2UY30x61.8?3.53

=751.7MPa<[a]fl

即满足齿面接触疲劳强度。

⑹计算齿轮传动其他尺寸

表5-2低速级齿轮参数列表

齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角夕中心距a

小61.8183517

3.515.74“140

大218.1823060

5.3验证两个大齿轮润滑的合理性

两个大齿轮直径分别为：4=197.4〃〃〃，d,=218.2〃〃〃。浸油深度不能过深也不能过浅,

通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于10mm，小于三个全齿高。斜齿轮

4的全齿高：h=ha+hf=+〃〃（/?：,+c；）=7.6mm,即三个全齿高22.8mmo

图57

由图，验证可以知道，两个齿轮无法同时满足浸油条件，那么加带油轮。

第六节轴的计算

6.1高速轴（即轴I）的设计计算

61.1轴的根本参数一I轴

n\=n>n=960厂/min

T-TAX".5.11x］04A-mmx0.99=5.06x104mm

作用在齿轮上的力：

厂27；2x5.06xl（）4.

E=—L=------------=2.468块

'441

tanatan20,

F=F,-----n=2468x------=923.4N

cos/?cos13.47

Fa=Fttanp—2468xlan13.4-588.0N

61.2选择轴的材料

考虑结构尺寸可能出现的特殊要求［一号小齿轮4=41mm,其材料40Cr外表淬火那么

有可能需要使用齿轮轴）传涕力矩及高转速，选用40Cr材料外表淬火，以获得良好的综合

机械性能。

61.3初算轴径

按弯扭强度计算：

4nin=Cn—=97xJ=16.97"〃〃

mmVnV9"604

考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dinin=16.97x1.05=17.82/wno

式中：

C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献［1］表9.4中查得C值,40Cr为106^97

考虑扭矩大于弯矩，取小值097。

P——轴传递的功率（单位kW）。

n——轴的转速。

61.4轴承部件的结构设计

⑴轴承部件的结构形式

为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器

效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的

轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图1所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最

小直径的轴端1开始设计。

图6T输入轴示意图

⑵联轴器及轴端1

上述所求的的Qm=17.82〃〃〃，就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此

1的设计与联轴器的设计同时进行。

为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选月弹性柱销联轴器。查表12.1(参考

文献[1])可取："1.5,那么计算转矩:

T=K7；=1.5x5.06xl04=75.9N〃？

其中型号为LT6的联轴器系列公称转矩满足，但是直径过大，故可定制直径为181nm的LT6

联轴器，记作LT618X55GB/T5014。di=ISntm

⑶轴段2

在确定轴段2的直径时侯，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。

但考虑齿轮线速度口=必〃"(60x1000)=2.O647〃/S>2"7/S,即轴承可通过齿轮甩油进行润滑，

那么可不需要密封环装置。

联轴器的右端轴肩固定，由图9.8中的公式计算得轴肩高度〃但考虑固定原

因，那么可取h=2mm,那么轴段2直径力=20mm。

⑷轴段3和轴段7

考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。考虑轴径及安装，暂取

7204C,查得d=20mm,D=47mm,B=14mm。故取轴段3的直径小=4=25mm。

⑸轴段6

由图9.8中的公式计算得，轴段6的轴肩应为(0.07〜0.1)x20=14〜2〃加。初取轴肩

2min,那么初算可取直径为29mm&=29mm.

(6)轴段4

轴段4的轴肩为(0.07-0.1)x20=1.4-2mm。轴肩取2mm,那么直径为d4=24mm。

但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知。<2.5mW.25mm,那么齿轮结构形式必须选取

齿轮轴形式，那么知不需要图中的轴端5的轴肩定位。

(7)轴段长度

轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确

定。

61.5轴上键校核设计

输入轴只有轴段1上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段1上键长大于所需

最短工作长度即可。

连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：

27

[crp]=100-120A/Pa,取=需满足：。尸而"卬]

其中由轴的直径18mm,可取键的尺寸bXh=5X5mm。

那么可解得：＞前=110x14x5/2=068-

其连接的联轴器处长为55mm,那么键可选长度为50mm

61.6轴的强度校核

(1)间轴的受力简图

图6-2受力分析简图

(2)计算支承反力

在水平面上

「FrL2+Fad/2455.43x42.3+278.05x41.0/2

Fm=------------------------------=----------------------------------------N=219.76N

Li+Lz42.3+71.3

FHI=Fr-FHI=(455.43-219.76)N=235.67/V

在垂直平面上

FV\=FV2=FI/2=\220.0/2N=6\0N

轴承I的总支承反力：

FRI=』FHF+FV/=J219.762+61()2N=648.4N

轴承II的总支承反力：

FR2=\IFHI2+Fvz2=>/235.672+6102^=653.9N

(3)画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧：

M、H=FHL=219.76X40.5^mm=8900.3Nmm

a-a剖面右侧:

M,1H=EH2L2=2\9.76x82N-mm=19324.9N-mm

在垂直平面上，弯矩为

Mw=FViLi=610x40.Wmm=17400?/•mm

MdV=FV2L2=610x82N-mm=30260N-mm

合成弯矩，a-a剖面左侧：

也=JM：H+M；V=V89(X).32+174()02A^・mm=19544N-mm

a-a剖面右侧:

dYtIJ7<1»=Jl9324.92+302602N•mm=35903.8N•mm

⑷画转矩图。

a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。

W=mm3=2155"加

由表9.6查得，抗弯截面模量为3232

Wr=="X"加-4310mm3

抗扭截面模量为1616

弯曲应力：

M35903.8-”

(Jb=—=----------MPa=16.66MPa

W2155

<Ja=6=16.66MPa

Cm=0

扭剪应力：

T24400一n

TT=——=-------MPa=5.66MPci

WT4310

=v=—=—MPa=2.83MPa

Tam22

由表9.3可以查得6=75()M&GI=35()M&,1=2()0M&.材料的等效系数

中。=0.3,"0.15。

由表9.10查得3=1.67,Kr=1.44

绝对尺寸系数,由表9.12查得&=0・73,&=0.78。

轴磨削加T时的外表质量系数，由表9.9查得〃=892c

由此，平安系数计算如下：

cO--I350

S。=~j7=T_7n=8o.45

—6+———X16.66+0.3x0

俄。0.92x0.73

200

Sr=144=30.64

—Ta+^rT,—x2.83+0.15x5.66

p£-n0.92x0.78

SaSr8.45x30.64。

5c=/=/=8.145

，S/+S/V8.452+30.642

由表9.13查得许用平安系数[S]=1.3〜15S>[S],故平安。

61.7校核轴承寿命

由表12.3(参考文献2)查得7205c轴承的C=16500',Co=10500N

(1)计算轴承的轴向力

轴承1、n内部轴向力分别为

F§\=0.%=0.4%=0.4x648.4N=259.36N

FS2=0.4%=04%=0.4X658.9N=263.56N

FSZ+A=263.56+278.05N=541.6IN

心=%+A=541.61N

Fai=Fsi=263.56N,=263.56N

比拟两轴承的受力，因后>62及冗2,故只需校核轴承I。

（2）计算当量动载荷

由Fa\/Co=541.6IN/10500=0.050f由表10.13查得e=0.380

因为用/用=541.61/648.41=O834>e,所以查表插值可得：%=0.45,X=1.40

当量动载荷为

P.=XFn+YFa\=(0.45x648.4+1.40x541.6)N=1050.0V

（3）校核轴承寿命

轴承在100。。以下工作，由表10.10查得力=1。微振，由表10.11查得苏=L5。

轴承I的寿命为

66

L10(frcS=10r1x16500?

"而［而J-6OX96OL1.5XIO5OJ

减速器使用8年两班，那么预期寿命为

^=8x1x250x8x2/?=32000/?

Lh>L'h,故轴承寿命充裕。

6.2中间轴（即轴II）的设计计算

轴的根本参数一II轴

n\i=-=^^-=200.0r/min

h4.8

Tn=Ti/72/；3i।=5.06x104TV-mnix0.98x0.97x4.8=2.309x105TV-mm

计算得作用在齿轮上的力:

2%2x1.02x105

=330LON

~d^~~61.8

Fr~F，S""。1。二。：甯40一1248.3N

工=耳tan夕=3301.0xtan15.740=930.4N

62.2选择轴的材料

选用45号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。

62.3初算轴径

按弯扭强度计算:

考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dIIlin=20.02x1.05=21.02/wno

式中：

C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献口］表9.4中查得C值，45号钢的值

为118~106考虑扭矩大于弯矩，取小值0106。

P2——轴H传递的功率［单位kW)。

n——轴H的转速。

62.4轴承部件的结构设计

⑴轴承部件的结构形式

轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴

的草图1所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。

中间轴

rn

图6.4中间轴(II轴)示意图

⑵轴段1

初选角接触球轴承7206c，查得d=30mm,D=62min,B=16mmo故取轴段1的直径为

d।=30，〃，〃o

(3)轴段2与轴段4

由图9.8中的公式计算得，轴段2的轴肩应为(0.07〜(11)x25=1.75〜2.5”利。初取轴

肩2.5mm,那么初算可得直径为“2=35〃〃〃。

考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为61.8mm,其中键的尺寸为：bXh=8

X7mm,那么e=61.8/2-17.5-3.3=10.lmm>2,5Xm=8.75mm,所以不需要做成齿轮轴,可方

便拆卸齿轮与轴分开设计。

⑷轴段3

轴段3的轴肩也为(0.07〜0.1)x25=1.75〜2.5mm,轴肩取2.5mm,那么直径为40mm0

⑸轴段长度

轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的苑离综合

草图进行确定。

62.5轴上键校核

中间轴轴段2与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最

短工作长度即可。

连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：

2r

［°］=100〜120M&,取值］=120”外。需满足:b片而“卬］

其中由轴的直径35miib可取键的尺寸bXh=10X8mm。

2r22x1.02x10，

I>----=------------=13.96"〃〃

那么可解得：6dk120x30x8/2

查表得平安工作的最小键长为1加限

此轴上两个键槽处为两个齿轮：2、3号齿轮，其中2号（高速轴上的大齿轮）齿宽为25mm,

3号齿轮（低速轴上的小齿轮）齿宽为35mm。那么2、3齿轮的齿宽符合，取2号齿轮处键

-fe20mm,取3号齿轮键长取28nlm。

62.6轴的受力分析

⑴画轴的受力简图

中间轴受力：

£=3301.ON,E=1248.3N,Fa=930.4N

图6.5中间轴（轴II）受力分析简图

⑵计算支承反力

在水平面上

Faldl/2+F03J3/2+Fr3Z,3—Fr2（L：4-L3）

rm=----------------------------------

L\+L2+L3

=89.87V

FH4=FH3+Fr2—Fr3=11.5N

在垂直平面上

Fr2（L2+L3）+F/3l3QQ久/斯

Fvy=----------------=836.4N

L\++Z/3

FVA=F>2+F,y-FV3=（716.6-906.9-826.4）N=797.IN

轴承III的总支承反力：

FR3=\lF//32+FV32=854.2N

轴承IV的总支承反力：

FRA=加心+=817.2N

（3）画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧：

MaH=R73L1=89.8x46.5N•mm=4175.77V-nun

a-a剖面右侧：

Man=FHA（LI+L3）+Fr3,Li—Fa3d3/2=13127.23•mm

b-b剖面左侧：

MhH=FH3（L\+Lz）+FriLi—Faidm=5765.24N•mm

b-b剖面右侧：

MbH=FHAL3=10.5X42.8N•mm=459.4N•nun

在垂直平面上，弯矩为

Muv=FviL\=33171.42N•mm

Mav=FV4（L24-心）+FiyLi=108795.88N•mmMbv=FV3（LI+Li）+F12L2=97906.42N〃〃〃

M'bv=Fv^Ly=797.1x42.87V-nvn=34115.88A^-mtn

合成弯矩，a-a剖面右侧：M'a=1M'a『+M：N2=113259.6/Vmw

b-b剖面左侧：Mb={+Mb/=99757.3N•mm

⑷画转矩图。T产「〃2〃3i尸1.02x10*“

图6.6中间轴的转矩图

(5).校核轴的强度

a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。

由表9.6查得，抗弯截面模量为陪。」八安

A1bt(d-t)2a10x5x(35-5)21乙，(3

W=0.-------------=0.1x35-----------------------mm3=D644.6〃?〃T