机械设计之减速机

1、设计者：翁子成 目录1、 设计课题 2、 传动方案简图及原始数据 3、 电动机的选择 4、 传动装置的总传动比和分配传动比 5、 传动装置的运动和动力参数 6、 圆锥齿轮的设计 7、 斜齿圆柱齿轮的设计 8、 轴一、轴二、轴三的设计 9、 滚动轴承的设计校核 10、 键的类别选择 11、 连轴器的参数选择 12、 窥视孔 13、 减速器的密封及密封圈的材料选定 14、 润滑 15、 油面指示器 16、 销的尺寸参考 17、 螺栓螺钉的标准件 18、 通气器 19、 轴承端盖的固定 20、 垫片的类型 21、 机体的材料选择及加工工艺 22、 结语 23、 参考文献 设计课题带式运输机两级闭式齿

2、轮传动装置设计设计要求：设计用于带式运输机的传动装置。连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5%。使用期限为10年，小批量生产，两班倒工作。主要设计内容1、电机类型选择：型号、额度功率、转速、转矩、效率、安装尺寸、外向尺寸等。2、圆锥-圆柱齿轮减速器内部零件选择：圆锥-圆柱齿轮工作参数设计齿根圆、模数、齿数、传动比、材料、精度等级、压力角、功率等。轴工作参数设计轴径、轴长、工作强度、工作硬度、材料、加工工艺、偏差等。轴承工作参数设计轴承型号、轴承强度、轴承硬度、轴承配合、内径、外径等连轴器的工作参数设计材料、类型、型号、工作内容、性能等。其他小部件的工作参数设计螺栓、螺钉、垫片、

3、销、键、轴承端盖、密封圈等。3、装配图的绘制及尺寸公差参考传动方案简图及原始数据传动方案简图减速器设计原始数据见下表：数据组编号1235678910运输机工作拉力F/N2500240023002200210021002800270026002500运输工作速度V（m/s）1.41.51.61.71.81.91.31.41.51.6卷筒直D/mm250260270280290300250260270280（注：设计基准均以数据组编号1为设定数据。）电动机选择计算及说明结果（1） 选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2） 选择电动机的容量电动机

4、所需工作功率工作机所需功率因此由电动机至运输带的传动总效率式中：分别为轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。则0.83所以卷筒轴工作转速为用联轴器将电动机和轴承连接，轴的转速是不会改变，即传动比为1，二级圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i=10-25，故电动机速度的可选范围为符合这一范围的同步转速有（4级电机）查表可知，只有机型号为Y112M-4的电动机满足，主要性能如下表：型号额定功率kw满载时转速r/min电流（380v时）效率%功率因数Y112M-4414408.8850.87.02.22.2同步转速r/min电动机重量N参考价格/元传动装置传动比（减速器）150047023035.90机座

5、号安装尺寸外形尺寸HABCDEFGGDKmnABACADAABBHAHDLLA90L90140125562450820710165130180195155361651225034013 型号：Y112M-4计算公式引自课程设计指导书11-15页传动装置的总传动比和分配传动比分配传动比的好处：传动比分配得合理，可使传动装置得到较小的外轮廓尺寸或较轻的重量，以实现降低成本和结构紧凑的目的，也可以使传动零件获得较低的圆周速度以减小动载荷或降低传动精度等级，有交好润滑条件。计算及说明结果已知电动机型号为Y112M-4，满载转速总传动比分配传动装置传动比式中分别为联轴器和减速器的传动比。又因联轴器只起连

6、接作用，则即减速器传动比为按展开式布置，考虑润滑条件，为使4级大齿轮直径相近，可由图12展开式曲线查得计算公式皆引自课程设计指导书18-19页传动装置的运动和动力参数由传动图得：（1）各轴转速 （2）各轴输入功率轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98则（3） 各轴输入转矩电动机输出转矩 轴输入转矩 卷筒轴输入转矩的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98轴名效率p/kw转矩T/n.m转速n（r/m）传动比效率输入输出输入输出电动机轴4.2227.99144010.99I轴4.184.0927.7127.1614404.470.98II轴3.973.89117.74115.3932

7、2.153.010.98III轴3.773.69243.12238.26107.0310.97卷筒轴3.663.59235.87231.15107.03数据及公式皆引自课程设计指导书第19-22页圆锥齿轮设计圆锥齿轮：以大端参数为标准值1） 、取齿轮压力角为（标准压力角），小齿轮转速为1440r/m,i=4.47,输入功率p=4.18kw,使用期限为10年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，选用8精度（适用于减速器精度等级68）。2） 材料选择。根据教材机械设计第191页表10-1得小齿轮材料为45（调质），齿面硬度240HBS。大齿轮材料为45（调质），齿面硬度220HBS。3

8、） 小齿轮齿数选择：由于圆锥小齿轮配合轴与电动机经联轴器连接，属高速级，则为了提高传动平稳性，减小冲击震动，小齿轮齿数可取.计算及说明结果本次取.大齿轮齿数取=1082、（1）由式可解得小齿轮分度圆直径1） 确定公式中的各参考值。试选=1.3计算小齿轮传递的扭矩。=2.772N.m齿宽系数查得区域系数(为变位系数及两轮齿和的比与精度等级而确定）查得材料的弹性影响系数=188MPa（两轮齿材料均为铸钢）计算接触疲劳许用应力查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=650MPa,=600MPa计算应力循环次数：=60014001（1036582）=5.046=5.046/4.47=1.129其中为转

9、速；j为齿轮每转一圈，同一齿面啮合次数；为齿轮的工作寿命查得接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得MPaMPa取中当地较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=552MPa2） 试算小齿轮分度圆直径。=470495mm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v.=47.495(1-0.50.3)=40.371mm=3.044m/s当量齿轮的齿宽系数=31.861mm=31.861/40.371=0.7892)计算实际载荷系数查得使用系数=1根据=3.044m/s、8级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.15直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷

10、分配系数=1用插值法查得8级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分配系数=1.772.由此，得到实际载荷系数=11.1511.772=2.0383) 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为mm及相应的齿轮模数mm3、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数，即1) 确定公式中的各参数值。试选=1.3计算由分锥角可得当量齿数24/cos(12.529)=24.585108/cos(77.471)=497.85查得齿形系数 查得应力修正系数1.55 1.97查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa =480MPa.取弯曲疲劳寿命系数=0.95，=0.9取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（10

11、-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.1592）试算模数。=2.151mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v2.15124=51.624mm=51.624（1-0.50.3）=43.88mm=3.308m/s齿宽b=70.548mm2)计算实际载荷系数根据v=3.308m/s，8级精度，查得动载系数=1.15取齿间载荷分配系数=1查得=1.77211.1511.772=2.03783)按实际载荷系数算得的齿轮模数为按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=3，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径=55.171，算出小齿轮数=55.171/3=18.39

12、，取=19，则大齿轮齿数=4.4719=84.93.为了使两齿轮互质，取=854、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=193=57mm =853=255（2）计算分锥角=arctan(1/u)=arctan(19/85)=(3)计算齿轮宽度=76.09mm取=76mm计算齿轮其他几何尺寸（1） 计算齿顶圆、齿根圆和全齿高（2） 计算小大齿轮的齿顶圆直径（3） 计算小大齿轮的齿根圆直径齿轮其他参数：几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面齿顶高系数1.01.0法面顶隙系数0.250.25齿顶高22齿根高3.753.75分度圆直径d57255齿顶圆直径63261齿根圆直径49.5247.5高速级圆锥齿轮参数：齿

13、数模数压力角变位系数分锥角齿宽精度等级320719857676齿轮计算公式和有关数据皆引自【机械设计（第9版）】第186-237页=1.32.772=188=650=6005.0461.129470495=40.371=3.044=31.861=0.789=1.15=1=1.772=2.038=1.324.585497.851.551.97=0.95=0.9=2.151=51.624=43.88=3.308=70.548=1.15=1=1.7722.0378m=2.499=19=85=57=255=76直齿圆柱轮设计计算及说明结果1） 选取压力角为20已知传动比为3.01输出功率3.97kw，

14、小齿轮转速为323r/min,使用期限为10年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，空载起动.2） 选用7级精度。3） 材料选择。选择小齿轮材料为45（调质，）齿面硬度250HBS，大齿轮材料为45（调质），齿面硬度220HBS。4） 选小齿轮齿数=24(为了提高传动的平稳性，减少冲击振动，以齿数多一些为好，一般在20-40直间。大齿轮齿数=u=243.01=72.24,取=732、试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值试选=1.3计算小齿轮传递的转矩=9.55106P/=9.551063.97/323=1.174105N/mm选取齿宽系数=1.12区域系数=2.3材料的弹性系数=

15、188MPa计算接触疲劳强度用重合系数计算接触疲劳许用应力查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为计算应力循环次数查得接触疲劳寿命系数取失效概率为1%、安全系数S=1取中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即试算小齿轮分度圆直径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v齿宽b=1.1253.851=60.313mm2)计算实际载荷系数=1根据v=0.911m/s、7级精度，查得动载荷系数=1.03齿轮的圆周力齿间载荷分配系数=1.1用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.421实际载荷系数得11.031.11.42=1.61实际载荷系数算得

16、的分度圆直径相应齿轮模数57.83/24=2.41mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计1）模数1)确定公式中各参数试选=1.3计算弯曲疲劳强度用重合系数计算齿形系数应力修正系数查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4因为小齿轮的大于大齿轮，所以取=0.0111试算模数=mm(2)调整齿轮模数计算实际载荷系数前数据准备圆周速度v=1.73824=41.712mmm/s齿宽b=1.1241.712=46.717mm宽高比b/h=(21+0.25)1.738=3.9105mmb/h=46.717/3.9105=11.9472)计算实际载荷系数根据v=0.705

17、m/s，7级精度，查得动载荷系数=1.01由查表得齿间载荷分配系数由表用插值法查得=1.421,结合b/h=11.947差图得=1.42则载荷系数为=11.011.01.42=1.4342可得实际载荷系数算得齿轮模数mm由齿面接触疲劳强度计算模数m小于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，取弯曲疲劳强度算得的模数1,796mm，并近圆为标准值m=2mm，接触疲劳强度算所得分度圆直径=57.83mm，算得小齿轮数=28.915取=29，则大齿轮齿数=293.01=87.29，取=88与互为质数4

18、、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=58mm=176mm(2)计算中心距（3）计算齿轮宽度=1.1258=64.96mm考虑不避免的安装误差，为保证设计齿宽和节省材料，一般小齿轮略为加宽（5-10）mm，即取b+（5-10）mm=64.94+(5-10)=69.94-74.94,取=70mm,取大齿轮的齿宽为58mm齿轮其他几何尺寸（1） 计算齿顶计算齿轮其他几何尺寸（4） 计算齿顶圆、齿根圆和全齿高（5） 计算小大齿轮的齿顶圆直径（6） 计算小大齿轮的齿根圆直径齿轮其他参数：几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面齿顶高系数1.01.0法面顶隙系数0.250.25齿顶高22齿根高2.752.75分度圆直

19、径d58176齿顶圆直径62180齿根圆直径52.5170.5低速级齿轮参数：齿数压力角中心距分度圆直径齿宽29117mm58mm70mm88176mm58mm齿轮计算公式和有关数据皆引自【机械设计（第9版）】第186-237页=1.3=1.174105=1.12=2.3=188=60.313=1.03=1.1=1.4211.612.41=1.3=41.712=46.717=3.9105b/h=11.947=1.01=1.421b/h=11.947=1.42=1.4342m=2=57.83=28.915=29=88=58=176=64.96=70轴的计算一、高速轴的计算计算及说明结果由前面计算

20、数据已经确定的运动学和动力学参数。转速=1440r/min；功率P=4.18kW；轴所传递的转矩T=27710Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45，调质处理，硬度为 240HBS，许用弯曲应力为=60MPa（3） 按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%轴最小径安装联轴器，为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，取=1.3则=1.327710=36023N/mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T50142003，选用ZL1型型号ZL1

21、公称转矩N.m100轴孔直径12-24轴孔长度Y、j、L、27-52D76B42S2.5质量k.g0.86故，选=20mm（4） 设计轴的结构并绘制轴的结构草图1）轴的结构设计由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，bh=66mm(GB/T1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为25mm；联接以平键作过渡配合固定，一轴承和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。2）确定各轴段的直径和长度外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度t=2mm箱体内壁到轴承端面距离=5mm 各轴段

22、直径的确定：d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=20mmd2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=25mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206ACd：考虑轴承安装的要求，查得7206AC轴承安装要求=36mm，根据轴承安装尺寸选择d=36md4：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d4=d3=30mmd5：取安装齿轮处的轴段的直径为24mm各轴段长度的确定L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=50mmL2：由箱体结构

23、、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=68mmL3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=16mmL：根据箱体的结构和滚动轴承宽度确定，选取L=30.5mmL4：由滚动轴承宽度确定，选取L4=16mmL5：由小齿轮的宽度确定，取L5=74mm轴段123O45直径mm202530363024长度mm50681630.51674弯曲扭转组合强度校核 画高速轴的受力图计算作用在轴上的力（d1 为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力（d1 为齿轮1的分度圆直径）齿轮 1 所受的径向力齿1所受的轴向力第一段轴中点到轴承4中点距离 La=172mm，轴承4中点到齿轮中点距离Lb=41mm，轴所受的载荷是从轴上零件

24、传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作 用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常 把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 在水平面内 轴承 4 处水平支承力71.5N在垂直面内 轴承4处垂直支承力轴承 4 的总支承反力为： NN截面 4 在水平面上弯矩：=0截面 5 左侧在水平面上弯矩=44310.7N截面 5 右侧在水平面上弯矩=291.141=11935.1N.mm截面 4 在垂直面上：弯矩=0截面 5 在垂直面上弯矩：785.141=32189.1N.mm截面 4 处合成弯矩：=0截面5左侧合成弯矩547

25、68Nmm截面 5 右侧合成弯矩34330.5.mm.画转矩和扭矩图 =27710N.mm绘制当量弯矩图 截面 4 处当量弯矩=16626N.mm截面 5 左侧当量弯矩=57235.9.mm截面 5 右侧当量弯矩=34330.5.mm按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为 =18181.3抗扭截面系数为=36362.6最大弯曲应力为31.5MPa剪切应力为 =0.76MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为=31.5MPa查表得 45，调质处理，抗拉强度极限=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，-1b，所以

26、强度满足要求。轴的设计数据均来自教材【机械设计】。轴的常用材料及其主要力学性能参考第358页表15-1；零件倒角C及圆角半径R出自第360页表15-2：轴常用几种材料的值出自第366页表15-3；抗弯、抗扭截面系数计算公式出自第369页表15-4；轴的许用挠度及许用偏转角出自第371页表15-5二、中间轴的计算计算及说明结果由前面计算数据已经确定的运动学和动力学参数。转速=322.15r/min；功率P=3.97kW；轴所传递的转矩T=117.74Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45，调质处理，硬度为 240HBS，许用弯曲应力为=60MPa（5） 按扭转强度概略计算轴的

27、最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取=112。由于最小轴段截面上要接滚动轴承故，选=30mm（6） 设计轴的结构并绘制轴的结构草图1）轴的结构设计显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴 上齿轮 3、齿轮2及两个轴承，与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位选用普通平键，A型，查表得键长63mm键的工作长度I=L-b=55mm采用过渡配合固定。2）确定各轴段的直径和长度外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度t=2mm箱体内壁到轴承端面距离=5mm 各轴段直径的确定：d1：用于连接轴承，直径大小d1=30m

28、md2：过渡轴段d2=35mm d3：轴肩段d=38md4：过渡轴段，故选取 d4=35mmd5：用于连接轴承，直径大小d5=d1=30mm各轴段长度的确定L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取 L1=31mmL2：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略大于齿轮宽度，选取 L2=78mmL3：轴肩段，取L3=15mmL4：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取 L4=52mm。L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取 L5=L1=31mm轴段12345直径mm3035383530长度mm3178155231弯曲扭转组合强度校核 画

29、中速轴的受力图计算作用在轴上的力（d2 为齿轮2的分度圆直径）齿轮2所受的圆周力（d2 为齿轮2的分度圆直径）92.1N齿轮 2 所受的径向力7.3N齿2所受的轴向力 412N齿轮 3 所受的圆周力（d3 为齿轮 3 的分度圆直径)4060N齿轮 3 所受的径向力6774N齿轮 3 所受的轴向力 =677tan77.4=3028N轴承中点到低速级小齿轮中点距离 La=41.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离 Lb=72.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离 Lc=54.5mm 轴承 A 处水平支承力1454N轴承 B 在水平面内支反力=6774-1454-7.3=5312.7N轴

30、承 A 在垂直面内支反力 =1062N轴承 B 在垂直面内支反力 =3089N轴承 A 的总支承反力为:=1800N轴承 B 的总支承反力为： =6145N截面 A 和截面 B 在水平面内弯矩 =0截面 2 右侧在水平面内弯矩 =-145454.5=-79243N截面 2 左侧在水平面内弯矩 =-41276/2+145454.5=63587N.mm截面 D 右侧在水平面内弯矩 =531241.5-302878/2=102356N.mm截面 D 左侧在水平面内弯矩=5312.741.5=220477N.mm截面 A 在垂直面内弯矩 截面 C 在垂直面内弯矩 106254.5=57879N.mm截

31、面 D 在垂直面内弯矩 =108941.5=45193.5N.mm截面 A 和截面 B 处合成弯矩 载面c右侧合成弯矩 =98129.7N.mm截面 C 左侧合成弯矩 =85984.2N.mm截面 D 右侧合成弯矩 =111889.2N.mm截面 D 左侧合成弯矩 =50474.4N.mm截面 A 和截面 B 处当量弯矩 =0截面 C 右侧当量弯矩 =120913.2N.mm截面 C 左侧当量弯矩 =111282.7N.mm截面 D 右侧当量弯矩=86823N.mm=132324.3N.mm因轴截面 D 处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 =50265抗扭

32、截面系数为=100530最大弯曲应力为2.63MPa剪切应力为 =1.17MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为=2.98MPa查表得 45，调质处理，抗拉强度极限=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，-1b，所以强度满足要求。轴的设计数据均来自教材【机械设计】。轴的常用材料及其主要力学性能参考第358页表15-1；零件倒角C及圆角半径R出自第360页表15-2：轴常用几种材料的值出自第366页表15-3；抗弯、抗扭截面系数计算公式出自第369页表15-4；轴的许用挠度及许用偏转角出自第371页表15-5三、

33、低速轴设计计算计算及说明结果（1） 已经确定的运动学和动力学参数转速 n=243.12r/min；功率 P=3.77kW；轴所传递的转矩 T=243120Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 45，调质处理，硬度为 217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取 A0=112由于最小轴段直径截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 7% 轴最小径安装联轴器，为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，取=1.3则=1.3=316056N/mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩

34、的条件，查标准GB/T50142003，选用LX2型型号LX2公称转矩N.m500轴孔直径20-35轴孔长度Y、j、L、38-82D120B55S2.5质量k.g5故，选=30mm4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 1235467低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从 轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用 A型键， bh=128mm(GB/T 1096-2003)，长 L=56mm； 定位轴肩直径为 30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过 渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径

35、，d1=30mm d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直 径大小较 d1 增大 5mm，d2=35mm d3：球轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较 d2 尺寸大 1-5mm，选取 d3=40mm， 选取轴承型号为深沟球轴承6008 d4：考虑轴承安装的要求，查得 7207AC 轴承安装要求 da=45mm，根据轴承安装尺寸选 择 d4=45mm d5：轴肩，故选取 d5=57mm d6：齿轮处轴段，选取直径 d6=42mmd7：滚动轴承轴段，要求与 d3 轴段相同，故选取 d7=d3=40mm。 各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取

36、 L1=60mm L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取 L2=67mm L3：由滚动轴承宽度确定，选取 L3=17mm L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取 L4=75mm L5：轴肩，选取 L5=10mm L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取 L6=73mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取 L7=36.5mm轴段1234567直径mm30354045574240长度mm60671775107336.5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画低速轴的受力图 计算作用在轴上的力 齿轮 4 所受的圆周力（d4 为齿轮

37、4 的分度圆直径）2763N齿轮 4 所受的径向力1006N齿4所受的轴向力 .计算作用在轴上的支座反力 第一段轴中点到轴承中点距离 Lc=105.5mm，轴承中点到齿轮中点距离 Lb=130mm，齿轮中点 到轴承中点距离 La=54.8mm .支反力 轴承 A 和轴承 B 在水平面上的支反力 RAH 和 RBH =293.96N=1006-293.96=712.04N轴承 A 和轴承 B 在垂直面上的支反力 RAV 和 RBV 811.3N1924.7N轴承 A 的总支承反力为=853.16N轴承 B 的总支承反力为=2052.2Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示在水平面上，轴截面 A 处所受弯

38、矩=0在水平面上，轴截面 B 处所受弯矩=0在水平面上，大齿轮所在轴截面 C 处所受弯矩=712.0454.8=39019.8N.mm在水平面上，轴截面 D 处所受弯矩： =0在垂直面上，轴截面 A 处所受弯矩： =0在垂直面上，轴截面 B 处所受弯矩=0在垂直面上，轴截面 C 右侧所受弯矩=54.8811.3=44459.24N.mm在垂直面上，轴截面 C 左侧所受弯矩=1924.754.8+0=105473.56N.mm在垂直面上，轴截面 D 处所受弯矩=0绘制合成弯矩图 截面 A 处合成弯矩弯矩0截面 B 处合成弯矩： =0截面 C 左侧合成弯矩=112459.84N.mm截面 C 右侧

39、合成弯矩： =59153.77N.mm截面 D 处合成弯矩：=0.绘制扭矩图 T=243120N.mm绘制当量弯矩图 截面 A 处当量弯矩=145872N.mm截面 B 处当量弯矩：=0截面 C 左侧当量弯矩=112459.84N.mm截面 C 右侧当量弯矩：=157409.7N.mm截面 D 处当量弯矩=145872N.mm因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 =535226.8抗扭截面系数为=1070453.7最大弯曲应力为0.29MPa剪切应力为 =0.23MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折

40、合系数=0.6，则当量应力为=0.4MPa查表得 45，调质处理，抗拉强度极限=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷 Cr=22kN，轴承采用正装。 要求寿命为 =3658210=58400h由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： =837.3NN由计算可知，轴承 2 被“压紧”，轴承 1 被“放松查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知 ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 =76388.89h58400h由此可知该轴承的

41、工作寿命足够。 计算公式及参考数据均来自【机械设计】第303-338页中间轴上轴承校核轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载 荷(kN) 7204AC35721729计算及说明结果根据前面的计算，选用 7204AC 角接触球轴承，内径 d=20mm，外径 D=47mm，宽度 B=14mm 当 Fa/Fr0.68 时，Pr=Fr；当 Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷 Cr=29kN，轴承采用正装。 要求寿命为 =3658210=58400h由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： =1071.8NN由计算

42、可知，轴承 2 被“压紧”，轴承 1 被“放松查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知 ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 =88758.7h58400h由此可知该轴承的工作寿命足够。 计算公式及参考数据均来自【机械设计】第303-338页低速轴上的轴承校核轴承型号 内径(mm外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载 荷(kN) 620840801827.6计算及说明结果根据前面的计算，选用 深沟球球轴承，内径 d=40mm，外径 D=80mm，宽度 B=18mm 当 Fa/Fr0.68 时，Pr=Fr；当 Fa/Fr0.68

43、，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷 Cr=27.6kN，轴承采用正装。 要求寿命为 =3658210=58400h由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： =862.9N N由计算可知，轴承 2 被“压紧”，轴承 1 被“放松查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知 ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 =58851.3h58400h由此可知该轴承的工作寿命足够。 计算公式及参考数据均来自【机械设计】第303-338页键的类别选择1、 高速轴与连轴配合处的键连接计算及说明结果高速轴与

44、联轴器配合处选用A型普通平键，查表得，键长36mm。键的工作长度I=L-b=30mm联轴器材料为钢（45），可求得键连接的许用挤压应力P=120Mpa。键连接工作面的挤压应力 30.13MPa=120Mpa其中T传动扭矩；K键与轮毂键槽的接触高度；k=0.5h,此处h为键的高度，mm;L键的工作长度，mm,圆头平键l=L-b，L为键公称长度，mm，b为键的宽度，mm；d轴的直径，mm挤压应力选自【机械设计】第106页表62.普通平键尺寸选自【机械设计】第106页表612、 中速轴与齿轮2配合处的键连接计算及说明结果中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得键长63mm键的工作长度I=L-b=

45、55mm材料为钢（45），可求得键连接的许用挤压应力P=120Mpa。键连接工作面的挤压应力40.78MPa=120Mpa 其中T传动扭矩；K键与轮毂键槽的接触高度；k=0.5h,此处h为键的高度，mm;L键的工作长度，mm,圆头平键l=L-b，L为键公称长度，mm，b为键的宽度，mm；d轴的直径，mm挤压应力选自【机械设计】第106页表62.普通平键尺寸选自【机械设计】第106页表613、 中速轴与齿轮3配合处的键连接计算及说明结果中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得键长36mm键的工作长度I=L-b=28mm材料为钢（45），可求得键连接的许用挤压应力P=120Mpa。键连接工作面