V带二级直齿设计-机械设计减速器设计说明书

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53. 1电动机的选择53. 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95. 1 V带的设计与计算 95. 2带轮的结构设计 11第六部分齿轮传动的设计136. 1高速级齿轮传动的设计计算 136. 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 257. 1输入轴的设计257.2 中间轴的设计307.3 输出轴的设计35第八部分键联接的选择及校核计算418. 1输入轴键选择与校核418

2、.2 中间轴键选择与校核418.3 输出轴键选择与校核41第九部分轴承的选择及校核计算429. 1输入轴的轴承计算与校核 429.2中间轴的轴承计算与校核 .439. 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.4511. 1减速器的润滑4511.2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二2000N,运输带速度V二l2m/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

3、作天数：300天，三相交流电源， 电压 380/220Vo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. 确足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

4、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oa= 0. 96X 0. 994X 0. 97 X 0. 99X 0. 96=0. 825i为V带的效率，2为轴承的效率3为齿轮啮合传动的效率4为联轴器的效率，5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二 1. 2 m/ s工作装置的功率Pw:一 FXV pv= 2000X 1.210001000= 2.4 KW电动机所需输出功率为pw2.4一 . .pd二c o q n2.91 KW=na =0. 82o =电动机额定功率Ped约为Pd的1

5、-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88.2 r/min60X 1000V _ 60X 1000X 1.2nX D = nX 260经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i 1二2、4,二级圆柱直齿 轮减速器传动比12=840,则总传动比合理范围为订二16、160,电动机转速的可选 范围为nd二IX n二(16X 160) X 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( Kvy电动机转速n/

6、(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HLX HDAXBKDXEFXG100mm380X 245160X 14012mm28 X 608X 243.2确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比: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=n m/n=2870/88. 2=32.54(2)分配传动装置传动比:ia=iox i上T Ir1H Y1r * 1 i 111JTTrLi1L亠式中

7、i。, ii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io=2. 5,则减速器传动比为i=ia/io=32. 54/2. 5=13. 02 取两级圆柱齿轮减速器咼速级的传动比为ii2 二,1.3i = 1. 3X 13. 02 = 4. 11 则低速级的传动比为123 =13. 02 =4. 11 二3. 17（为使浸油深度相等，两大齿轮应相近，所以使 iii2,通常取i仁（1.213） is）第四部分计算传动装置的运动和动力参数各轴转速:输入轴：ni = nm/io =2870/2. 5 1148 r/min中间轴：1111 :=1148/4. 11 =279. 32

8、 r/mini/ 112输出轴：=mi/i23 二 279. 32/3. 17 二 88. 11 mii / r/min卷筒轴：=n hi 88. 11 niv :,(2)各轴输入功率：输入轴：Pi 二 PdX = :2.91 X 0. 96 = 2. 79Tzur中间轴：Pn =Pi X=2. 79X 0. 99X 0. 97 =2. 68 KW输出轴：Pin =Pn X=2. 68X 0. 99X 0. 97 =:2. 57 KW卷筒轴轴：Piv =Pm X =2. 57X 0. 99X 0. 99 = 2. 52 KW则各轴的输出功率:输入轴：Pf = Pi X 0. 99 = 2. 7

9、6 KW中间轴：Pif 二 Pi! X 0. 99 = 2.65 KW输出轴：Puf = Pm X 0. 99 = 2. 54 KW各轴输出功率:电动机轴的输出转矩Td二9550X=9550X2.9128709. 68 N*m输入 轴：mP i2. 76Ti 二 9550X 二 9550X ( (48 = 23 N*mn中间轴：Tn9550X=9550X90. 76 N*m汕nu入279.32PTttt = 9550 XP=9550X2. 5488. 12.49276. 3 N*mT=9550X=9550X ssu = 269.88N*m输出轴:卷筒 轴：n整理如下表:名称功率（KW）转矩（N

10、*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. 96I轴2. 792. 762311484. 110. 96n轴2. 682. 6590. 76279. 323. 770. 96川轴2. 572. 54276. 388. 1110. 98V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Pc尸KaPj由工作条件查课本表8-8得工作情况系数Ka二1. 1,故Pea 二 KAPd = 1. 1 X 2. 91 kW = 3. 2 kW2.选择V带的带型根据Pc。、m由课本图8-11选用Z

11、型。3确定带轮的基准直径dd并验算带速v1 ）初选小带轮的基准直径ddi。由课本表8-7和表8-9取小带轮的基准直径ddi = 80 mm。2 ）验算带速v。按课本公式验算带的速度 n ddi nm nX 80X 2870 60X1000 二 =60 X 1000 m/s = 12,02 m/s因为5 m/s v 120 则包角符合要求。6. 计算带的根数z1 )计算单根V带的额定功率Pro由 ddi = 80 mm 和 m 二 2870 r/min,查课本表 8-4 得 Po = 0. 57 kWo根据 nm= 2870 r/min, io = 2. 5 和 Z 型带，查课本表 8-5 得

12、Po = 0. 04kWo查课本表8-6得K = 0. 96,查课本表8-2得Kl二1. 14,于是Pr = (Po + Po)K Kl 二(0. 57 + 0. 04) X 0. 96X 1. 14 kW 二 0. 67 kW2 )计算V带的根数zZ 二 Pca/Pr 二 3. 2/0. 67 二 4. 78取5根。7. 计算单根V带的初拉力Fo由表查得Z型带的单位长度质量q二0.06 kg/m,所以(2. 5-K )PcaFo = 500+ qv2K zva(2. 5-0. 96) X 3. 2o=500X+ 0. 06X 12. 022 N 二 51. 38 N0. 96X 5X 12.

13、 028. 计算压轴力FpFp 二 2zFosin( i/2)二 2X 5X 51. 38X sin(165. 6/2)二 509. 7 N9.带的主要设计结论带型Z梨根数5根小带轮基准直径80mm大带轮基准直径200mmddldd2V带中心距Q476mm带基准长度Ld1400mm小带轮包角a 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直径d电动机轴直径DD = 28mm28mm分度圆直径ddl80mmdaddl+2ha80+

14、2X284mmdi“82)d(1. 82) X 2856mmB(z 1) x e+2Xf(5-1) X 12+2X762mmL“52)d(1. 52) X 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ddl200mmdaddl+2ha200+2X 2204mmdi(1.82)d(182)X 1632mmB(zl) x e+2x f(5-1) X 12+2 X 762mmL(l52)d(152)X 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

15、、精度等级、材料及齿数(2) 由课本表10-1,选择小齿轮材料为40Cr (调质)，齿面硕度280HBS大齿 轮材 料为45钢(调质),齿面硕度为240HBS(3) 般工作机器，选用8级精度。(4) 选小齿轮齿数乙二25,大齿轮齿数Z2二25X 4. 11 = 102. 75,取Z2二103。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 试选载荷系数KHt二1.4o 计算小齿轮传递的转矩Ti 二 9. 55X 106X P/nw=23. 23 N/m 由课本表10-7选取齿宽系数d二lo 由课本图10-20查取区域系数Zh二2. 5o 查课本表10-5得材料的弹性影响系数Ze

16、 = 189.8 MPa12 计算接触疲劳强度用重合度系数Z端面压力角：ai = arccosOcos / (zi+2ha*) = arccos 25X cos20 / (25+2 X 1) = 29. 54a2 = arccos z2cos / (z2+2ha*) = arccos 103X cos20 / (103+2X 1) _ = 22.813端面重合度:= zi (tan ai-tan ) +z2(tan a2-tan ) /2 n= 25x (tan29. 54-tan20)+103X (tan22. 813-tan20)/2 n =1.735重合度系数: 计算接触疲劳许用应力h由

17、课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hiimi = 600 MPa、Hiim2 = 550 MPao计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数： Ni = 60nkth = 60X 1148X 1 X 10X 300X2X 8 二 3. 31X大齿轮应力循环次数：N2 二 60nkth = Ni/u = 3. 31 x 109/4. 11 = 8. 04X 108由课本取失效概率为1%安全系数S二1,得:打：kHN1 C Hliml=516 MPa二 1KHN2 Hlim2 0. 89X 550h】2 二s= 1=489. 5 MPa取h i和h2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳

18、许用应力，即h = h2 二 489. 5 MPa2）试算小齿轮分度圆直径23 2XXX=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vd (tn (nX 3& 571 X 1148v =60 X 1000 = 2-3210/3 齿宽bb = dd (t = 1 X 38. 571 二 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二lo 根据v二2. 32 m/s、8级精度，由课本图10-8查得动载系数心二1. 12 齿轮的圆周力Fti = 2Ti/dit 二 2X 1000X 23. 23/3& 571 二 1

19、204. 532 NKAFti/b 二 1 X 1204. 532/38. 571 二 31.23 N/mm 100 N/mm查课本表10-3得齿间载荷分配系数Kh二1. 2o 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，Kh =1. 45o由此，得到实际载荷系数Kh 二 KaKvKh Kh = IX 1. 12X 1. 2X 1. 45 二 1. 949di=38. 571 X1.949;1.4=43.068 mm3) 可得按实际载荷系数算的的分度圆直径及相应的齿轮模数mn = di/zi = 43. 068/25 = 1. 723 mm模数取为标准值m = 2 mmo

20、3. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径di = zim = 25 x 2 = 50 mmd2 = Z2m = 103X 2 = 206 mm(2) 计算中心距a 二(di+d2)/2 二(50+206)/2 二 128 mm(3) 计算齿轮宽度b = ddi = 1 x 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、bi = 55。4. 校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件?KfLYfs & dm3z2d n 11)确定公式中各参数值 计算弯曲疲劳强度用重合度系数丫Y = 0. 25+0. 75

21、/ 二 0. 25+0. 75/1. 735 二 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Ysal =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Kf = 1.2根据 Kh = 1.45,结合 b/h 二 11. 11 查图 10-13 得 Kf则载荷系数为Kf 二 KaKvKfKf = IX 1. 12X 1. 2X 1. 42 二 1. 908 计算齿根弯曲疲劳许用应力f由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Fliml = 500 MPa、 Flim2=380 MPao由图10-22查取弯曲

22、疲劳寿命系数Kfni = 0.82、Kfn2二0. 85取安全系数S二1.4,得TN2 c Flim2F】2 二c0. 85X 3801.4=230. 71 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核右%3 dm3zd n 12X 1000X 1.908X23. 23X 2. 61 X 1. 6 X0. 682=50. 493 MPa fi右仁3 3 2dmnzl2X 1000X 1. 908X 23. 23X 2. 17X 1. 83X 0. 682IX 23X 252kFN1 c Fliml 0. 82X 500=1.4=292.86 MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求。5. 主要设计结论齿数 zi =

23、25、Z2 二 103,模数 m = 2 mm,压力角二20。,中心距 a 二 128 mm,齿宽 bi = 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m2 mm2 mm齿数z25103齿宽b55mm50mm分度圆直径d50mm206mm齿顶咼系数ha1.01.0顶隙系数c0. 250. 25齿顶咼hamx ha2 mm2 mm齿根高hfmx (ha+c)2. 5mm2. 5 mm全齿高hha+hf4. 5mm4. 5mm齿顶圆直径dad+2x ha54mm210mm齿根圆直径dfd2x hf45mm201mm6. 2低速级齿轮传动的设

24、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) 般工作机器，选用8级精度(3) 选小齿轮齿数Z3二26,大齿轮齿数Z4二26X 3. 17二82. 42,取Z4二83(4) 压力角二20 o2. 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 试选载荷系数Khi = 1. 4o 计算小齿轮传递的转矩T2 二 91. 68 N/m 选取齿宽系数 d= lo 由图10-20查取区域系数Zh = 2. 5o 查表10-5得材料的弹性影响系数Ze = 189.8 MPa1% 计算接触疲劳强

25、度用重合度系数Z，o端面压力角：ai = arccos Z3cos / (z3+2ha) = arccos 26X cos20 / (26+2 x 1)=29. 249a2 = arccos z4COS / (z4+2ha*) =arccos83x cos20 /(83+2 x 1)=23. 428端面重合度：= Z3(tan ai-tan )+Z4(tan a2-ta.n ) /2 n二26 x (tan29. 249-tan20)+83 x (tan23. 428-tan20)/2 n 二1.727重合度系数: 计算接触疲劳许用应力h查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hiimi = 6

26、00 MPa、 Hiim2 = 550 MPao计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：Na = 60nkth = 60X 279. 32X 1 X 10X 300X 2X 8 = 8. 04X 108大齿轮应力循环次数：Nd = 60n kth = Ni/u = 8. 04X 108/3. 17 = 2. 54X 10s查取接触疲劳寿命系数：Khn-1二0.89、Khn2 = 0.91o取失效概率为1%安全系数S=l,得:kHN1 c HlimlHl - C=534 MPa泊2 Hlim2h 2 二c0.91 X550=500.5 MPa取h i和h 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力

27、，即h二h2 二 500. 5 MPa2）试算小齿轮分度圆直径2X 1. 4 X 91.68 X 1000 3. 17+12. 5 X 189.8 X 0. 87寸1 3. 172=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Vndltn260 X 1000nX 78X 279.32=0. 9 m/s60 X 1000 齿宽bb = dd t = 1 X 61. 245 二 61. 245 mm2）计算实际载荷系数Kh 由表查得使用系数Ka = lo 根据v二0.9 m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv = 1.05 齿轮的圆周力Fts 二 2T2

28、/dit 二 2X 1000X 91. 68/61. 245 = 2993. 877 NKAFts/b 二 1 X 2993. 877/61. 245 = 48. 88 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数Kh二1.2 由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh = 1.457o由此，得到实际载荷系数Kh = KaKtKhKh 二 IX 1. 05X 1. 2X 1. 457 = 1. 8363）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径=61. 245X1.836;1.4=67.038 mm及相应的齿轮模数mn = d3/z3 = 67. 038/26 = 2. 578

29、mm模数取为标准值m = 3 mm3. 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d3 = Z3m = 26 x 3 = 78 mm di = zim = 83 x 3 = 249 mm(2)计算中心距a 二(ds+d4)/2 二(78+249)/2 二163. 5 mmb 二 dch 二 1 x 78 = 78 mm 取 b4 = 78、b3 = 83o4. 校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件2KF2FW dm3z21) 确定公式中各参数值 计算弯曲疲劳强度用重合度系数丫Y = 0. 25+0. 75/ 二 0. 25+0. 75/1. 727 二 0. 684 由齿数，查图得齿形系数和应

30、力修正系数YFal 二 2. 58 YFa2 二 2. 23Ysal 二 1. 61 Ysa2 二 1. 77 计算实际载荷系数Kf由表查得齿间载荷分配系数Kf = 1. 2根据Kh二1.457,结合b/h = 11.56查图得Kf则载荷系数为Kf = KaKtKfKf 二 IX 1. 05X 1. 2X 1. 427 = 1. 798 计算齿根弯曲疲劳许用应力f查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flimi = 500 MPa、Fiim2 = 380 MPa由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni二0.85、Kfn2二0. 87取安全系数S二1.4,得kFN1 6 Flimi0. 85X 500=

31、303.57 MPaFN2 Flim20. 87X 380=236.14 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核KFT2YFaYSaz，e d”*2X 1000X 1. /98X 91. 68X 2. 08X 1. 61 二壘二厶匸彳？ MPa 口1二4& 766 MPa Z4 = 83,模数 m = 3 mm,压力角二20 ,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m2KFT2YFaYSaz，齿数z2683齿宽b83mm78mm分度圆直径d78mm249mm齿顶咼系数ha1.01.0

32、顶隙系数c0. 250. 25齿顶咼hamx ha3 mm3 mm齿根高hfmx (ha+c)3. 75mm3. 75mm全齿高hha+hf6. 75mm6. 75mm齿顶圆直径dad+2x ha84mm255mm齿根圆直径dfd2x 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Pi、转速皿和转矩TiPi 二 2. 79 KW ni 二 1148 r/mi n Ti = 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：di = 50 mm2T1Ft 二2X 23.23X 100050=929. 2 Ndl

33、Fr = Ft X tan 二 929. 2X tan20二 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Ao = 112,得:dmin = AoX二 112X百登二 15. 1 mm齿宽中点距右支点距离Ls =(55/2+9+30-15/2) mm = 59 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:di2 = 16 mm4. 轴的结构设计图/?L233MHB * L78MBS MIM flBMMBSflBMMBS MIMI4MB MBS MIMMBS MIMMBSflBMMBS MIM * MM M

34、* MBM MIM MM1*_.丄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，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取 11=111段的直径d23二21 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 26 mmo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1-11段的长度应比大带轮宽度E略短一些，现取112二60 mm2 ）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 = 21 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6205,其尺寸为dx DXT 二 25X 52X 15 mm,故

35、ds4 = d?8 二 25 mm,取挡油环的宽度为 15,贝 U 134 二 178 = 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156二B二55 mm, ds6 = di = 50 mm4 ）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离, 取 123 = 50 mm。5 ）取齿轮距箱体内壁之距离 二16 mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的 距离c = 12 mmo

36、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,贝U145 = b3+c+ A +sT5 = 83+12+16+8-15 = 104 mm167 = A +sT5 = 9 mm至此，已初步确足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Li =（62/2+50+15/2） mm = 88. 5 mm齿宽中点距左支点距离L2二（55/2+30+104-15/2） mm = 154 mm2）计算轴的支反力:水平面支反力（

37、见图b）:FtL3Fnhi 二L2+L3FtL2929. 2X 59=154+59=257. 4 NF2 = L2+LB929. 2X154=671.8 N垂直面支反力（见图d）:Fnvi =FrL3-338X59-509.7XFp (L1+L2+L3)(88.5+154+59)LF L2+Fpt Fnv2 = r Li1.2+1.3338X 154+509.7X88. 5=456. 2=-627. 9 NN3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FnhI L2 =257.4X 154 Nmm = 39640Nmm截面A处的垂直弯矩:NmmMvo = FpLi = 509.

38、 7X 88. 5 Nmm = 45108截面C处的垂直弯矩:M Vi = FnviL2 = -627. 9 X 154 Nmm = -96697 NmmMv2 = FNV2L3 = 456. 2X 59 Nmm = 26916 Nmm分别作水平面弯矩图（图C ）和垂直面弯矩图（图e） 0截面C处的合成弯矩:=104507 Nmm=47915 NmmA / 2 2Mi =V1口2 M2 = Mh+Mv2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

39、强度校核。根据公式 （14-4）,取二0.6,则有:Y”+(a T1)2寸 104 5 0 72+(0. 6X23. 23X1000)Mca =*ca = w二0. 1 X 503=8.4 MPaW = 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:IX)72中间轴的设计 1 求中间轴上的功率P2、转速m和转矩T2P2 二 2. 68 KW n2 二 279. 32 r/min Ts 二 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 mm2T2Fti2X 91. 68X 1000206=8

40、90. 1 N d2Frl =Fti X二890. 1 X=323. 8 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 78 mm巳 2X 91.68X 1000=78=2350.8 Nd3Fr2 = Ft2X tan = 2350. 8X tan20 二 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:Ao = 107,得：dmin W23 2 68=107X279.32 =22- 7 呗4. 轴的结构设计图LIZL23U5L565. 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

41、dl2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 mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6205,其尺寸为dx D X T = 25X 52X 15 mm, 故 di2 = d56 = 25 mm。2 ）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径血二30 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145二48 mmo齿轮的左端采用轴肩定 位，轴肩高度h二（2、3） 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

42、= 36 mm。轴环宽度b 1. 4h,取134 = 14. 5 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。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123二81 mm。5 ）取齿轮距箱体内壁之距离二16 mm,高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c二12 mmo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,贝U112 二 T+ +s+2 = 15+16+8+2

43、 = 41 mm156 = T 2T+s+ A +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 Li = （50 - 2） /2 + 43. 5-15/2 mm = 60 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2二（50/2+14. 5+83/2） mm = 81 mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离 Ls= （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）

44、:FnhI =Ftl(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3FnH2 =FtlLl+Ft2(Ll+L2)L1+L2+L3890. 1 X (81+74) +2350. 8X74 =60+81+74890. 1 X 60+2350. 8XZ60+81+74=1450.8 N=1790.1 N垂直面支反力（见图d）:Frl(L2+L3)-Fr2L3323. 8X (81+74)-855. 2X 74Fnv1= L1+L2+L3FnV2 :FrlLl-Fr2(L1+L2)二60+81+74323. 8X 60-855. 2X (60+81)=-60. 9 N=-470. 5 N3）计算轴的弯矩，并

45、做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：Mhi = FnhiLi = 1450. 8X 60 Nmm = 87048 NmmMh2 = Fnh2L3 = 1790. IX 74 Nmm = 132467 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：M vi = Fnvi Li = -60. 9X 60 Nmm = -3654 NmmM V2 = Fnv2 L3 = -470. 5X 74 Nmm = -34817 Nmm分别作水平面弯矩图（图C）和垂直面弯矩图（图e） 0截面氏C处的合成弯矩:2 2Ml”H1F1二87125 Nmmf/一22-=136966 NmmM2 = Mh2+Mv2作合成弯矩图（图f）4）

46、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 =0.6，贝I冇:caMcaWw=38.2 MPaW871252+(0.6X 91.68X IO。)？=6.MP罠 303MPa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:a)7.3输出轴的设计1 求输出轴上的功率內、转速m和转矩T3P3 二 2. 57 KW ns = 88. 11 r/min Ts = 279. 09 Nm2. 求作用在齿

47、轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4 = 249 mm2X 279.09X 1000 =2241. 7 N,249d4Fr = Ft X tan3. 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:A。二112,于是得dmin = AoX3 2. 57=112X;88.1 二34. 5 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dl2,为了使所选的轴直径dl2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Tea= KAT3,查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3,Tea = KaT3 = 1. 3X 279. 09 二

48、362. 8 Nm按照计算转矩Tea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di2 = 40 mm,半联轴 器与轴 配合的毂孔长度为84 mmo4. 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，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取11-111段的直径d23 = 45 mm；左端用轴端挡圈定位，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二84 mm,为了保证轴端挡只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-11段的长度应比L略短一些，现取112二82 mmo2 ）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d23二45 mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承6210,其尺寸为dx DXT = 50mmx 90mmx20mm,故 d34 = d78 = 50 mm,取挡油环的宽度为 15,贝 U 134 二 20+15 = 35 mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查