二级斜齿出入联轴器F=5V=D=X

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：二零一二年五月一日目录第一部分 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 2525参考文献第一部分 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

2、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 10年（300 天/年）,1 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. 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润滑密封设计第二部分传动装置总体设计方案1.

3、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：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：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。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率a：a二= 3 =0.983X 0.972x 0.99X 0.96=0.841为轴承的效率，2为齿轮啮合传动的效率，3为联轴器的效率，4为滚筒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=1.1m/s工作机的功率pw：_ FX V pw= 10001500X 1.1飞厂=佃

4、KW电动机所需工作功率为：pd=pw1.65nWa= 0= 1.96 KW执行机构的曲柄转速为：60 X 1000Vn X D=60X 1000X 1.1= n X 22095.5 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=840,电动机转速的可选范围为 nd = iaX n = (8X 40)X 95.5 = 7643820r/min。综合考虑 电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为丫112M-6 的三相异步电动机，额定功率为 2.2KW,满载转速nm=940r/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(

5、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i a=n m/n=940/95.5=9.8(2) 分配传动装置传动比 取两级圆柱齿轮减速器咼速级的传动比为ii2 =1.4ia =1.4 x 9.8 = 3.7则低速级的传动比为ia123 = |129.837 =2.65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 = 940 = 940 r/mlnnil = n i/i12 = 940/3.7 = 254.1 r/mlnniii = nii/i23 = 254.1/2.65 = 95.9 r/minniv = n iii = 95.9

6、r/min(2)各轴输入功率：Pi = Pd x ； = 1.96 x 0.99 = 1.94 KWPii :=Pi x ； = 1.94 x 0.98 x 0.97 =:1.84 KWPiii:=Pii x=:1.84x 0.98x 0.97 =1.75 KWPiv =Piii x =1.75x 0.98x 0.99 :=1.84 KW则各轴的输出功率:Pi = Pi x 0.98 = 1.9 KWPii = Pii x 0.98 = 1.8 KWPii = Pill X 0.98 = 1.71 KWPiv = Piv X 0.98 = 1.8 KW(3) 各轴输入转矩：Ti = TdX ；

7、电动机轴的输出转矩Td =9550X 巴=9550X1.96940=19.9 Nm所以:Ti = TdX s = 19.9X 0.99 = 19.7 NmTii = Ti X i12 X亍 19.7X 3.7X 0.98X 0.97 = 69.3 NmTiii = Tii X i23X y 69.3X 2.65X 0.98X 0.97 = 174.6 NmTiv = Tiii X ； = 174.6X 0.98X 0.99 = 169.4 Nm输出转矩为：Ti = TiX 0.98 = 19.3 NmTii = TiiX 0.98 = 67.9 NmTiii = Tiii X 0.98 = 1

8、71.1 NmTiv = Tiv X 0.98 = 166 Nm第五部分齿轮的设计(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：274286HB。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HB。取小齿齿数：Zi = 21,则:Z2 = ii2X Zi = 3.7X 21 = 77.7 取: Z2 = 782 ）初选螺旋角：1 = 1502初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:d1t举墮2uH确定各参数的值:1) 试选 Kt =

9、2.52) T1 = 19.7 Nm3) 选取齿宽系数-d = 14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8 MPa5) 由图8-15查得节点区域系数Zh = 2.426) 由式8-3得：:.=1.88-3.2 X(1/Z1+1/Z2) X cos-=1.88-3.2 X (1/21+1/78) X cos15 = 1.6297) 由式8-4得：厂=0.318-dZ1tan ： = 0.318 X 1 X 21 X tan15 = 1.798) 由式8-19得：得:Z11.629 = 0.7849) 由式8-21Z I =cosB=cos15=0.9810) 查得小齿轮的接触疲

10、劳强度极限：；Hlim1 = 650 MPa,大齿轮的接触疲劳 强度极限:二Him = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60X 940x 1 x 10X 300x 1X 8 = 1.35X 10998大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.35X 10 /3.7 = 3.66X 1012) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn1 = 0.88,Khn2 = 0.913) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:二 H2 =KHN1 c Hlim1S=0.88X 650 = 572 MPaK

11、HN2 c Hlim2S=0.9X 530 = 477 MPa许用接触应力:刖=(；h1+；h2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3设计计算：小齿轮的分度圆直径：d1t:d1t(/2X 2.5X 19.7X 10003.7+1V 1X 1.629 X 3.7 X2.42X 189.8 2I 524.5 丿=38.9 mm4修正计算结果:dcosB mn = _38.9X cosl*21=1.79 mm取为标准值：2 mm。2) 中心距:2cosB(21+78) x 22X cos13)螺旋角：c0 严2 mn(21+78) x 20=arcco 2-= arccos2x

12、 102.5= 154)计算齿轮参数：a =102.5 mmd1 :Z1mn21 x 2=43 mm=cosBcos15d2 =Z2mn78 x 2=161 mmcos Bcos15b = dx d1 = 43 mmb圆整为整数为：b = 43 mmn dnv =v 60 x 10005) 计算圆周速度v:3.14X 43X 94060 x 1000= 2.12 m/s 由表8-8选取齿轮精度等级为9级6) 同前，Ze = 189.8 MPa。由图8-15查得节点区域系数为：Zh = 2.42。7) 由式8-3得：:.=1.88-3.2 x(1/Z1+1/Z2) x cos1=1.88-3.2

13、 x (1/21+1/78) x cos15 = 1.6298)9)10)11)12)13)14)15)16)17)18)19)= 0.318 -dZ1tan - = 0.318X 1 x 21 x tan15 = 1.79= 3.419=0.784Z： =cosB= cos15 = 0.98由表8-2查得系数：Ka = 1,由图8-6查得系数：Kv = 1.1Ft =2T1d12X 19.7X 100043=916.3 NAFt1 x 916.343=21.3 100 Nmm由 tan： t = tan: n/cos:得:t = arctan(tan： n/cos ：) = arctan(t

14、an20/cos150) = 20.7由式8-17得:cos：b = cos cos： n/cos： t = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 由表8-3得：Kh :. = Kf：. = 38.9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/COS3 - = 21/coS3150 = 23.3Zv2 = Z2/COS3 - = 78/coS3150 = 86.52)；：v = 1.88-3.2X (1/Zv1+1/Zv2)cos -=1.88-3.2 X (1/23.3+1/86.5) X cos15 = 1.

15、6482) 由式8-25得重合度系数：Y ；= 0.25+0.75coS 怡/ ；w = 0.683) 由图8-26和厂=1.79查得螺旋角系数 Y = 0.875)3.419、/= 1.629X 0.68Ya =3.09前已求得:Kh :. = 1.733.09,故取：Kf：. = 1.73b43(2 X 1+0.25) X 2且前已求得：Kh = 1.36,由图8-12查得：Kf： = 1.337) K = KaKvKf-Kf- = 1X 1.1 X 1.73X 1.33 = 2.538) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数：YFa1 = 2.66 YFa2 = 2

16、.23应力校正系数：Ysa1 = 1.59 Ysa2 = 1.799) 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:CFlim1 =500 MPa:Flim2 =380 MPa10) 同例 8-2 :小齿轮应力循环次数:N1 = 1.35X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 3.66X 10811) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfn1 = 0.85Kfn2 = 0.8612) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15得：；寸=KFN1 c Flim1S0.85X 500=326.9KFN2 c Flim2 0.86X 380用2 =S=1.3=251.4YY

17、YFa1YSa12.66X 1.59c F1=326.9=0.01294丫Fa2丫Sa2c F2_ 2.23X 1.79=251.4=0.01588大齿轮数值大选用=1.21 mm1.21 w 2所以强度足够 （3） 各齿轮参数如下: 大小齿轮分度圆直径:d1 = 43 mmd2 = 161 mmb = -d x d1 = 43 mmb圆整为整数为：b = 43 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 48 mm b2 = 43 mm中心距：a = 102 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，故大小齿轮都选用软齿面

18、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：274286HBWV高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBWV取小齿齿数：Z4 = i23X Z3 = 2.65X 24 = 63.6取：Z4 = 642 )初选螺旋角:-=13 2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:d3t确定各参数的值：1) 试选 Kt = 2.52) T2 = 69.3 Nm3) 选取齿宽系数-;d = 14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8 . MPa5) 由图8-15查得节点区域系数Zh = 2.456) 由式8-3得:.=1.88-3

19、.2 X (1/Z3+1/Z4) X cos-=1.88-3.2 X (1/24+1/64) X COS130 = 1.6297) 由式8-4得：门=0.318-dZ3tan ： = 0.318 X 1 X 24X tan130 = 1.768)由式8-19得:1/ 1/ 1ZJ3 11巳厂= L=；1.629 = 0.784Vaj Sa9)由式8-21得:Z：=.cosB=.cos13=0.9910)查得小齿轮的接触疲劳强度极限：二Hlim1 = 650 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:匚Hlm = 530 MPa。小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60X 254.1 X 1

20、 X 10X 300X 1 X 8 = 3.66X 1088 8大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.66X 10 /2.65 = 1.38X 1012) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn3 = 0.9,Khn4 = 0.9213) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:二 H3 =KHN3 Hlim3S=0.9X 650 = 585 MPa二 H4 =KHN4 Hlim4S=0.92X 530 = 487.6 MPa许用接触应力:二H =(二 h3+二 h4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3设计计算:d小齿

21、轮的分度圆直径3 2X 2.5X 69.3X 1000x 2.65+11 X 1.6292.65 X2.45 X 189.8 2=60.4 mm536.34修正计算结果:1) 确定模数:mn =dgtCos B60.4 X cos1324=2.45 mm取为标准值：2.5 mm2) 中心距:3) 螺旋角:=arccos2cosBZ3+Z4 mn2a(24+64) x 2.52X COS130=112.9 mm=arccos(24+64) x 2.52x 112.9=134) 计算齿轮参数:Z3mn24x 2.5d3 = cos?=議0 = 62 mmZ4mn64 x 2.5d4 = 164 m

22、mcos?cos13b = dx d3 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mmn dgn?60x10005) 计算圆周速度v:=0.82 m/s=3.14x 62 x 254.1=60x1000 由表8-8选取齿轮精度等级为9级6) 同前，Ze = 189.8.MPa。由图8-15查得节点区域系数为：Zh = 2.45。7) 由式8-3得：:=1.88-3.2 x(1/Z3+1/Z4) x cos-=1.88-3.2 x (1/24+1/64) x cos13 = 1.6538) 由式8-4得：二=0.318-dZ3tan ： = 0.318 x 1 x 24x tan13 = 1.

23、769) 二10) 同前，取：；111)12)13)得:11.653 = 0.778Z由式8-21Z：=由表8-2查得系数:Ka = 1,=cos13=0.99由图8-6查得系数：Kv = 1.1。Ft =空d32X 693X 1000 = 2235.5 N62KAFtb14)1 X 2235.562= 36.1 60.4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：330Zv3 = Z3/cos - = 24/cos 13 = 25.9Zv4 = Z4/cos3 - = 64/coS3130 = 69.22)；W = 1.88-3.2 X (1

24、/Zv3+1/Zv4)cos -=1.88-3.2 X (1/25.9+1/69.2) X cos1f = 1.6662) 由式8-25得重合度系数：Y ； = 0.25+0.75CO?詁/ ；：v = 0.683) 由图8-26和厂=1.76查得螺旋角系数 Y 1 = 0.895)3.4131.653X 0.68=3.04前已求得:Kh :. = 1.723.04,故取：Kf：. = 1.726)62(2 X 1+0.25) X 2.5=11.02b*(2h+c*)m am ) n且前已求得：KhI = 1.37,由图8-12查得：Kf： = 1.347) K = KaKvKf：Kf： =

25、1X 1.1X 1.72X 1.34 = 2.548) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:齿形系数:YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.26应力校正系数：Ysa3 = 1.61 YSa4 = 1.769) 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:CFlim3 =500 MPa :Flim4 = 380 MPa10) 同例 8-2 :小齿轮应力循环次数：N3 = 3.66X 108大齿轮应力循环次数：N4 = 1.38X 10811) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfn3 = 0.86 Kfn4 = 0.8912) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1

26、.3，由式8-15得：匚F3 =KFN3 c Flim3S0.86X 500=330.8二 F4 =KFN4 c Flim4S0.89X 380=1.3=260.2丫Fadsa4F4(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:2X 2.54X 69.3X 1000X 0.89X cos 13X 0.015291 X 242X 1.653YFa3YSa32.61X1.61c曰3=0 0127330.80.02.26X 1.76=260.2 = 0.01529 大齿轮数值大选用=1.68 mm1.68W 2.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 62 mmd4 = 1

27、64 mmb = -dX d3 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 67 mm b4 = 62 mm中心距：a = 113 mm,模数：m = 2.5 mm第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计I轴的设计1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti:Pi = 1.94 KW n1 = 940 r/min T1 = 19.7 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 = 43 mm2T1Ft = 一d12X 197X 1000 = 916.3 Ntan aFr - FtXncosB0- 916.3X tan200 一 345.3 Nco

28、s15Fa = Ftta n ：=916.3X tan 15 = 245.4 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Ao = 112,得:3dmin = Ao XP1 = 112X 3 需=14.3 mmn1输出轴的最小直径为安装联轴器直径处di2,所以同时需要选取联轴器的型 号，联轴器的计算转矩：Tea = KaTi，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:Tea = KaT1 = 1.2X 19.7 = 23.6 Nm由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为：LT3型，其尺寸

29、为：内孔直径16 mm，轴孔长度30 mm,贝U: d12 = 16 mm，为保证联轴器定位可靠取：I12 = 28 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 = 26 mm， 左端用轴肩定位，故取11-111 段轴直径为：d23 = 21 mm。右端距箱体壁距离为 20，取：123 = 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

30、尺寸为：dX D X T = 25X 52X 16.25 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：diw 2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以：156 = 48 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：167 = s+a = 10+8 = 18 mm145 = b3+c+a+s = 67+12+10+8 = 97 mm178 = T = 16.25 mm5轴的受力分析和校核 1）

31、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齿宽中点距左支点距离 L2 = （B1/2+16.25+97-13.5）mm = 123.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = （B1/2+18+16.25-13.5）mm = 44.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L3=916.3X 44.8=123.8+44.8_ 916.3X 123.8=123.8+44.8=243.5 N=672.8 N垂直面支反力（见图d）:Fnv1 =FrL3+Fad1/2L2+L3345.3X 44.8+

32、245.4X 43/2123.8+44.8=123 NFnV2 =Fad1/2-FrL2L2+L3=245.4X 43/2-345.3X 123.8=123.8+44.8=-222.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图: 截面C处的水平弯矩:Mh = FnhiL2 = 243.5 X 123.8 Nmm = 30145 Nmm截面C处的垂直弯矩:Mvi = FNV1L2 = 123X 123.8 Nmm = 15227 NmmMv2 = Fnv2 L3 = -222.3 X 44.8 Nmm = -9959 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 =M

33、2 =33773 Nmm=31747 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，贝U有:McaCca = WM：+(a T3)2W一19.7X 1000)20.1X 433MPa=4.5 MPa 1.4h = 1.4X2.1 = 2.94 mm,所以：d34 = d56 = 35 mm, I34 = 14.5mm。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

34、轮段轴径为：d45 = 62 mm, I45 = 67 mm,贝丨12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.75 mmI56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16.25+8+10-7 = 27.25 mm4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高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = （43/2-2+38.75-13.5）mm = 44.8 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 = （43/2+14.5+b3/2）mm = 69.5 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = （b3/2+7+2

35、7.25-13.5）mm = 54.2 mm 2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）:Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3=860.9X (69.5+54.2)+2235.5X 54.2=44.8+69.5+54.2=860.9X 44.8+2235.5X (44.8+69.5)=44.8+69.5+54.2=1351.1 N=1745.3 N垂直面支反力（见图d）:Fnv1 =Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3324.4X (69.5+54.2)+230.6X 161/2-835X

36、54.2+515联 62/2= 174.6 n44.8+69.5+54.2_Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2FnV2 =L1+L2+L3324.4X 44.8-230.6X 161/2-835X (44.8+69.5)-515.8X 62/2= -685.2 N44.8+69.5+54.23）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:M hi = FnhiLi = 1351.1 X 44.8 Nmm = 60529 NmmM H2 = Fnh2L3 = 1745.3X 54.2 Nmm = 94595 Nmm截面B、C处的垂直弯矩:Mv1 = Fnv1

37、L1 = 174.6X 44.8 Nmm = 7822 NmmMv2 = FNV2L3 = -685.2X 54.2 Nmm = -37138 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:M1Mh1+M/1= 61032 NmmM 2 =，M+m/q = 101624 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，贝U有:McaCca = WM1+(

38、a T2)2 _61O322+(O.6X 69.3X 1000)2W=0.1X 303MPa=27.4 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：P3 = 1.75 KW n3 = 95.9 r/min T3 = 174.6 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 = 164 mm则：Ft =2T3d42X 174.6X 1000164=2129.3 Ntana ntan20Fr = FtX= 2129.3X= 795.4 Ncos B 0cos13Fa = Fttan ： = 2129.3X

39、 tan = 491.3 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 X “ .= 112X 95 9 = 29.5 mm:,n3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 = 1.2X 174.6 = 209.5 Nm由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为：LT6型，其尺寸为：内孔直径32 mm，轴孔长度

40、60 mm,贝U: d12 = 32 mm，为保证联轴器定位可靠取：I12 = 58mm。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 = 42 mm，左端用轴肩定位，故取 II-III段轴直径为： d23 = 37 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 = 40 mm；因轴既受径载荷又受轴向载 荷作用，查轴承样本选用:30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dX D X T = 40mm x 80mmX 19.75mm。由轴承样

41、本查得30208型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm,故取：d45 = 47 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 = 47 mm,所以：d67 = 47 mm,为使齿轮定位可靠取：167 = 60 mm,齿轮右端采用轴 肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07X 47 = 3.29 mm,轴肩宽度：b 1.4h = 1.4 x 3.29 = 4.61 mm,所以：d56 = 54 mm, 156 = 10 mm；齿轮的左

42、端与轴承之间采 用套筒定位,则：l34 = T3 = 19.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 43+10+8+5+12+2.5-10 = 70.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19.75+8+10+2.5+2 = 42.25 mm5 轴的受力分析和校核 :1) 作轴的计算简图(见图 a):根据 30208圆锥滚子轴承查手册得 a = 20 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (62/2+10+70.5+19.75-20)mm = 111.2 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm2) 计算轴

43、的支反力：水平面支反力（见图b）:Fnh1 =FtL32129.3X 51.2=671.3 N=L2+L3=111.2+51.2FnH2 =FtL22129.3X 111.2=1458 NL2+L3=111.2+51.2垂直面支反力（见图d）:Fnvi =FrL3+Fad2/2L2+L3795.4X 51.2+491.3X 164/2111.2+51.2=498.8 NFnV2 =Fad2/2-FrL2L2+L3491.3X 164/2-795.4X 111.2111.2+51.2=-296.6 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图: 截面C处的水平弯矩:Mh = FNH1L2 = 671.3X 1

44、11.2 Nmm = 74649 Nmm截面C处的垂直弯矩：M V1 = Fnv1 L2 = 498.8X 111.2 Nmm = 55467 NmmMv2 = Fnv2L3 = -296.6X 51.2 Nmm = -15186 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:作合成弯矩图（图=93000 Nmm=76178 Nmm4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度:C）的强度。必要通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 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，贝U有:

45、2 _ McaCca = WM 1+( a T3)2- 930002+(0.6X 174.6X 1000)2W=MPa=13.5 MPa Ti，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：bx hx l = 8mmx 7mmx 36mm,接触长度:l =36-8 = 28 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hldE = 0.25x 7x 28x 30x 120/1000 = 176.4 NmT T2，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：bx hx l = 14mmx9mmx50mm,接触长度:l =50-14 = 36 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld匚f = 0.25x 9x 36x 47x 120/1000 = 456.8 NmT T3，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：bx