二级斜齿圆柱齿轮减速器_课程设计论文.doc

机械设计（论文）说明书 题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器 系 别： 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： 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限11年(300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(a1或a0)。2.cad绘制轴、齿轮零件图各一张(a3或a2)。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. 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：考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。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v带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=0.960.9830.9720.990.96=0.81h1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为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=0.65m/s工作机的功率pw:pw= 2.43 kw电动机所需工作功率为:pd= 3 kw执行机构的曲柄转速为:n = 33.6 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=24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比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 = ian = (16160)33.6 = 537.65376r/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y132s-6的三相异步电动机，额定功率为3kw,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=960/33.6=28.6（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 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，则减速器传动比为:i=ia/i0=28.6/2=14.3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 = 3.2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/i0 = 960/2 = 480 r/minnii = ni/i12 = 480/4.47 = 107.4 r/minniii = nii/i23 = 107.4/3.2 = 33.6 r/minniv = niii = 33.6 r/min（2)各轴输入功率:pi = pdh1 = 30.96 = 2.88 kwpii = pih2h3 = 2.880.980.97 = 2.74 kwpiii = piih2h3 = 2.740.980.97 = 2.6 kwpiv = piiih2h4 = 2.60.980.99 = 2.52 kw 则各轴的输出功率：pi = pi0.98 = 2.82 kwpii = pii0.98 = 2.69 kwpiii = piii0.98 = 2.55 kwpiv = piv0.98 = 2.47 kw(3)各轴输入转矩:ti = tdi0h1 电动机轴的输出转矩:td = = 29.8 nm 所以：ti = tdi0h1 = 29.820.96 = 57.2 nmtii = tii12h2h3 = 57.24.470.980.97 = 243.1 nmtiii = tiii23h2h3 = 243.13.20.980.97 = 739.5 nmtiv = tiiih2h4 = 739.50.980.99 = 717.5 nm 输出转矩为：ti = ti0.98 = 56.1 nmtii = tii0.98 = 238.2 nmtiii = tiii0.98 = 724.7 nmtiv = tiv0.98 = 703.1 nm第五部分 v带的设计1 选择普通v带型号 计算功率pc:pc = kapd = 1.13 = 3.3 kw 根据手册查得知其交点在a型交界线范围内，故选用a型v带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2100(1-0.02) = 196 mm 由手册选取d2 = 200 mm。 带速验算：v = nmd1/(601000)= 960100/(601000) = 5.02 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+200)a02(100+200)210a0600 初定中心距a0 = 405 mm，则带长为:l0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2405+(100+200)/2+(200-100)2/(4405)=1287 mm 由表9-3选用ld = 1250 mm，确定实际中心距为：a = a0+(ld-l0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(200-100)57.30/386.5 = 165.2012005 确定带的根数：z = pc/(p0+dp0)klka)= 3.3/(0.78+0.12)0.930.96) = 4.11故要取z = 5根a型v带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：f0 = 500pc(2.5/ka-1)/(zv)+qv2= 5003.3(2.5/0.96-1)/(55.02)+0.105.022 = 108 n 作用在轴上的压力：fq = 2zf0sin(a1/2)= 25108sin(165.2/2) = 1070.9 n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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 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 = 23，则：z2 = i12z1 = 4.4723 = 102.81 取：z2 = 103 2） 初选螺旋角:b = 160。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 = 2.5 2) t1 = 57.2 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 = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/23+1/103)cos160 = 1.644 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydz1tanb = 0.318123tan160 = 2.1 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.78 9) 由式8-21得：zb = = = 0.98 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 = 6048011130028 = 1.52109大齿轮应力循环次数：n2 = 60nkth = n1/u = 1.52109/4.47 = 3.4108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数: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 = = 0.88650 = 572 mpash2 = = 0.9530 = 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:= = 54.7 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.29 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 163.8 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 160 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 60 mmd2 = = = 268 mmb = dd1 = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 1.51 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ze = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:zh = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/23+1/103)cos160 = 1.644 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydz1tanb = 0.318123tan160 = 2.1 9) eg = ea+eb = 3.744 10) 同前，取:eb = 1ze = = = = 0.78 11) 由式8-21得：zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系数：ka = 1，由图8-6查得系数：kv = 1.1。 13) ft = = = 1906.7 n = = 31.8 54.9所以齿面接触疲劳强度足够。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 = 23/cos3160 = 25.9zv2 = z2/cos3b = 103/cos3160 = 115.9 2) eav = 1.88-3.2(1/zv1+1/zv2)cosb= 1.88-3.2(1/25.9+1/115.9)cos160 = 1.662 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 = 2.1查得螺旋角系数yb = 0.86 5) = = 3.4前已求得:kha = 1.753.4，故取：kfa = 1.75 6) = = = 10.67且前已求得:khb = 1.37，由图8-12查得：kfb = 1.34 7) k = kakvkfakfb = 11.11.751.34 = 2.58 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 = 2.61 yfa2 = 2.17应力校正系数:ysa1 = 1.61 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 = 1.52109大齿轮应力循环次数:n2 = 3.4108 11) 由图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 = = 0.01301 = = 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 = = 1.62 mm1.622.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 60 mmd2 = 268 mmb = ydd1 = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 164 mm，模数：m = 2.5 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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 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 = 25，则：z4 = i23z3 = 3.225 = 80 取：z4 = 80 2） 初选螺旋角:b = 150。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 = 2.5 2) t2 = 243.1 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 = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3.2(1/25+1/80)cos150 = 1.644 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydz3tanb = 0.318125tan150 = 2.13 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.78 9) 由式8-21得：zb = = = 0.98 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 = 60107.411130028 = 3.4108大齿轮应力循环次数：n4 = 60nkth = n3/u = 3.4108/3.2 = 1.06108 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,取失效概率为1%,安全系数s=1,得:sh3 = = 0.9650 = 585 mpash4 = = 0.92530 = 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:= = 89.3 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.45 mm取为标准值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 190.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 90 mmd4 = = = 290 mmb = dd3 = 90 mmb圆整为整数为：b = 90 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.51 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ze = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:zh = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3.2(1/25+1/80)cos150 = 1.654 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydz3tanb = 0.318125tan150 = 2.13 9) eg = ea+eb = 3.784 10) 同前，取:eb = 1ze = = = = 0.778 11) 由式8-21得：zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系数：ka = 1，由图8-6查得系数：kv = 1.1。 13) ft = = = 5402.2 n = = 60 89.9所以齿面接触疲劳强度足够。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 = 25/cos3150 = 27.7zv4 = z4/cos3b = 80/cos3150 = 88.8 2) eav = 1.88-3.2(1/zv3+1/zv4)cosb= 1.88-3.2(1/27.7+1/88.8)cos150 = 1.67 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 = 2.13查得螺旋角系数yb = 0.87 5) = = 3.41前已求得:kha = 1.763.41，故取：kfa = 1.76 6) = = = 11.43且前已求得:khb = 1.38，由图8-12查得：kfb = 1.35 7) k = kakvkfakfb = 11.11.761.35 = 2.61 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 = 2.23应力校正系数:ysa3 = 1.62 ysa4 = 1.79 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 = 3.4108大齿轮应力循环次数:n4 = 1.06108 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8-15得：sf3 = = = 330.8sf4 = = = 260.2 = = 0.01254 = = 0.01534大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.47 mm2.473.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 90 mmd4 = 290 mmb = ydd3 = 90 mmb圆整为整数为：b = 90 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 95 mm b4 = 90 mm中心距：a = 190 mm，模数：m = 3.5 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t1:p1 = 2.88 kw n1 = 480 r/min t1 = 57.2 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 = 60 mm 则:ft = = = 1906.7 nfr = ft = 1906.7 = 721.9 nfa = fttanb = 1906.7tan160 = 546.4 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 = 20.4 mm 显然，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4%，故选取:d12 = 21 mm。带轮的宽度：b = (z-1)e+2f = (5-1)18+28 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取ii-iii段轴直径为:d23 = 24 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取: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 = 25 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:ddt = 255216.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30205。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 65 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 = 95+12+10+8 = 125 mml78 = t =16.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30205圆锥滚子轴承查手册得a = 13.5 mm 带轮中点距左支点距离l1 = (88/2+35+13.5)mm = 92.5 mm 齿宽中点距左支点距离l2 = (65/2+16.25+125-13.5)mm = 160.2 mm 齿宽中点距右支点距离l3 = (65/2+18+16.25-13.5)mm = 53.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：fnh1 = = = 475.3 nfnh2 = = = 1431.4 n垂直面支反力（见图d）：fnv1 = = = -1278.3 nfnv2 = = = 929.3 n3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面c处的水平弯矩：mh = fnh1l2 = 475.3160.2 nmm = 76143 nmm截面a处的垂直弯矩：mv0 = fql1 = 1070.992.5 nmm = 99058 nmm截面c处的垂直弯矩：mv1 = fnv1l2 = -1278.3160.2 nmm = -204784 nmmmv2 = fnv2l3 = 929.353.2 nmm = 49439 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 = = 218482 nmmm2 = = 90785 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 = 10.2 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：ii轴的设计1 求中间轴上的功率p2、转速n2和转矩t2：p2 = 2.74 kw n2 = 107.4 r/min t2 = 243.1 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 = 268 mm 则:ft = = = 1814.2 nfr = ft = 1814.2 = 686.9 nfa = fttanb = 1814.2tan160 = 519.9 n 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 90 mm 则:ft = = = 5402.2 nfr = ft = 5402.2 = 2035.5 nfa = fttanb = 5402.2tan150 = 1446.7 n3 确定轴的各段直径和长度: 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 = 107，得:dmin = a0 = 107 = 31.5 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：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：ddt = 357218.25 mm，则：d12 = d67 = 35 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 40 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 58 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0740 = 2.8 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.42.8 = 3.92 mm，所以：d34 = d56 = 46 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 = 90 mm，l45 = 95 mm，则：l12 = t2+s+a+2.5+2 = 40.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = t2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30207圆锥滚子轴承查手册得a = 18.5 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离l1 = (60/2-2+40.75-18.5)mm = 50.2 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离l2 = (60/2+14.5+b3/2)mm = 92 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离l3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 65.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：fnh1 = = = 3073.4 nfnh2 = = = 4143 n垂直面支反力（见图d）：fnv1 = = = 530.5 nfnv2 = = = -1879.1 n3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面b、c处的水平弯矩：mh1 = fnh1l1 = 3073.450.2 nmm = 154285 nmmmh2 = fnh2l3 = 414365.2 nmm = 270124 nmm截面b、c处的垂直弯矩：mv1 = fnv1l1 = 530.550.2 nmm = 26631 nmmmv2 = fnv2l3 = -1879.165.2 nmm = -122517 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 = = 156567 nmmm2 = = 296610 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 = 33.4 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：iii轴的设计1 求输出轴上的功率p3、转速n3和转矩t3：p3 = 2.6 kw n3 = 33.6 r/min t3 = 739.5 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 = 290 mm 则:ft = = = 5100 nfr = ft = 5100 = 1921.7 nfa = fttanb = 5100tan150 = 1365.8 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 = 47.7 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:tca = kat3，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 = kat3 = 1.2739.5 = 887.4 nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:lt9型，其尺寸为：内孔直径50 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 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 = 60 mm，左端用轴肩定位，故取ii-iii段轴直径为：d23 = 53 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 = 55 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30211型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：ddt = 55mm100mm22.75mm。由轴承样本查得30211型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 64 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。取低速大齿轮的内径为：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 88 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0764 = 4.48 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.44.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = t3 = 22.75 mml45 = b2+a+s+5+c+2.5-l56 = 60+10+8+5+12+2.5-10 = 87.5 mml78 = t3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30211圆锥滚子轴承查手册得a = 22.5 mm 齿宽中点距左支点距离l2 = (90/2+10+87.5+22.75-22.5)mm = 142.8 mm 齿宽中点距右支点距离l3 = (90/2-2+45.25-22.5)mm = 65.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：fnh1 = = = 1608.7 nfnh2 = = = 3491.3 n垂直面支反力（见图d）：fnv1 = = = 1555.6 nfnv2 = = = -366.1 n3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面c处的水平弯矩：mh = fnh1l2 = 1608.7142.8 nmm = 229722 nmm截面c处的垂直弯矩：mv1 = fnv1l2 = 1555.6142.8 nmm = 222140 nmmmv2 = fnv2l3 = -366.165.8 nmm = -24089 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 = = 319560 nmmm2 = = 230982 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 = 20.9 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：bhl = 6mm6mm80mm，接触长度:l = 80-6 = 74 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.2567421120/1000 = 279.7 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：bhl = 12mm8mm50mm，接触长度:l = 50-12 = 38 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.2583840120/1000 = 364.8 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：bhl = 18mm11mm80mm，接触长度:l = 80-18 = 62 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.25116264120/1000 = 1309.4 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：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:t = 0.25hldsf = 0.2595650120/1000 = 756 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 = 1128300 = 52800 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 = 1721.9+0546.4 = 721.9 n(2) 求轴承应有的基本额定载荷值c为:c = p = 721.9 = 6517 n(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30205轴承，cr = 32.2 kn，由课本式11-3有：lh = = = 1.08107lh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 = 12035.5+01446.7 = 2035.5 n(2) 求轴承应有的基本额定载荷值c为:c = p = 2035.5 = 11721 n(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30207轴承，cr = 54.2 kn，由课本式11-3有：lh = = = 8.65106lh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 = 11921.7+01365.8 = 1921.7 n(2) 求轴承应有的基本额