二级V带直齿减速器设计说明书

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-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

2、大,空载起动,卷筒效率为0.97(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),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

3、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=0.960.9930.9720.990.97=0.84h1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

4、选择1 电动机的选择执行机构转速n:n=60r/min工作机的功率pw:pw= 5.1 KW电动机所需工作功率为:pd= 6.07 KW执行机构的曲柄转速为:n = 60 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)60 = 9609600r/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Y132M-4的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/

5、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=1440/60=24（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=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=24/2.5=9.6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 = 2.72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 = 1440/2.5 = 576 r/minnII = nI/i12 =

6、576/3.53 = 163.2 r/minnIII = nII/i23 = 163.2/2.72 = 60 r/minnIV = nIII = 60 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 6.070.96 = 5.83 KWPII = PIh2h3 = 5.830.990.97 = 5.6 KWPIII = PIIh2h3 = 5.60.990.97 = 5.38 KWPIV = PIIIh2h4 = 5.380.990.99 = 5.27 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.99 = 5.77 KWPII = PII0.99 = 5.54 KWPIII = PIII0

7、.99 = 5.33 KWPIV = PIV0.99 = 5.22 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 40.3 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 40.32.50.96 = 96.7 NmTII = TIi12h2h3 = 96.73.530.990.97 = 327.8 NmTIII = TIIi23h2h3 = 327.82.720.990.97 = 856.2 NmTIV = TIIIh2h4 = 856.20.990.99 = 839.2 Nm 输出转矩为：TI = TI0.99 = 95.7 NmTII = TII0.99 = 3

8、24.5 NmTIII = TIII0.99 = 847.6 NmTIV = TIV0.99 = 830.8 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 = 1.16.07 = 6.68 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) = 2.5100(1-0.02) = 245 mm 由手册选取d2 = 250 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 1440100/(601000) = 7

9、.54 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+250)a02(100+250)245a0700 初定中心距a0 = 472.5 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2472.5+(100+250)/2+(250-100)2/(4472.5)=1506 mm 由表9-3选用Ld = 1600 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 472.5+(1600-1506)/2 = 519.5 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d

10、1)57.30/a= 1800-(250-100)57.30/519.5 = 163.5012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 6.68/(1.32+0.17)0.990.96) = 4.72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= 5006.68(2.5/0.96-1)/(57.54)+0.107.542 = 147.8 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 25147.8sin(163.5/2) = 1462.6 N第六部分 齿轮的设计（一） 高速级

11、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，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1 = 21，则：Z2 = i12Z1 = 3.5321 = 74.13 取：Z2 = 742 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 = 1.2 2) T1 = 96.7 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 = 1

12、89.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6057611030028 = 1.66109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.66109/3.53 = 4.7108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 9) 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 = = 0.88610

13、 = 536.8 MPasH2 = = 0.9560 = 504 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (536.8+504)/2 = 520.4 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 80.2 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.82 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 142.5 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 213 = 63 mmd2 = Z2mn = 743 = 222 mmb = dd1 = 63 mmb圆整为整数为：b = 63 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 1

14、.9 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 9.33求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-363 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.73 YFa2 = 2.25应力校正系数:YSa

15、1 = 1.57 YSa2 = 1.77 4) 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 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.66109大齿轮应力循环次数:N2 = 4.7108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 158.3sF2 = = = 143.8 = = 0.02708 = = 0.02769大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn

16、 = = 2.7 mm2.73所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 63 mmd2 = 222 mmb = ydd1 = 63 mmb圆整为整数为：b = 63 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 68 mm b2 = 63 mm中心距：a = 142.5 mm，模数：m = 3 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，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：2

17、00HBS。取小齿齿数：Z3 = 24，则：Z4 = i23Z3 = 2.7224 = 65.28 取：Z4 = 652 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 = 327.8 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 = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 6

18、0163.211030028 = 4.7108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 4.7108/2.72 = 1.73108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.9,KHN3 = 0.92 9) 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 = = 0.9610 = 549 MPasH4 = = 0.92560 = 515.2 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 121.2 mm4 修正计算结果： 1)

19、确定模数：mn = = = 5.05 mm取为标准值:5 mm。 2) 中心距：a = = = 222.5 mm 3) 计算齿轮参数：d3 = Z3mn = 245 = 120 mmd4 = Z4mn = 655 = 325 mmb = dd3 = 120 mmb圆整为整数为：b = 120 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 1.02 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 10.67求得:KHb = 1.09+0.26

20、fd4+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-3120 = 1.39，由图8-12查得：KFb = 1.36 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.36 = 1.65 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.63 YFa4 = 2.27应力校正系数:YSa3 = 1.59 YSa4 = 1.75 4) 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 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 4.7108大齿轮应力循环次数

21、:N4 = 1.73108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 160.2sF4 = = = 148.9 = = 0.0261 = = 0.02668大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 3.69 mm3.695所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 120 mmd4 = 325 mmb = ydd3 = 120 mmb圆整为整数为：b = 120 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 125 mm b

22、4 = 120 mm中心距：a = 222.5 mm，模数：m = 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 = 5.83 KW n1 = 576 r/min T1 = 96.7 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 = 63 mm 则:Ft = = = 3069.8 NFr = Fttanat = 3069.8tan200 = 1117.3 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

23、 = 112 = 24.2 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 = 25 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 = 30 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 = 35 mm；因轴只受径

24、载荷作用，查轴承样本选用：6207型深沟球轴承，其尺寸为:dDT = 357217 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 17 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得6207。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 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 = 68 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 = 125+12+10+8 = 155 mml78 = T = 17 mm5 轴的受

25、力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+17/2)mm = 87.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (68/2+17+155-17/2)mm = 197.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (68/2+18+17-17/2)mm = 60.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 719.9 NFNH2 = = = 2349.9 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1696.6 NFNV2 = = = 1351.3 N3）计算轴的弯矩，

26、并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 719.9197.5 Nmm = 142180 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1462.687.5 Nmm = 127977 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1696.6197.5 Nmm = -335078 NmmMV2 = FNV2L3 = 1351.360.5 Nmm = 81754 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 = = 363995 NmmM2 = = 164009 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组

27、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 = 14.7 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 = 5.6 KW n2 = 163.2 r/min T2 = 327.8 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 = 222 mm 则:Ft

28、= = = 2953.2 NFr = Fttanat = 2953.2tan200 = 1074.9 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 120 mm 则:Ft = = = 5463.3 NFr = Fttanat = 5463.3tan200 = 1988.5 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 = 34.8 mm 中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：6207型深沟球轴承，其尺寸为：dDT = 357217 mm

29、，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 = 61 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 = 120 mm，l45 = 125 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T

30、2+s+a-l56 = 17+8+10-7 = 28 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (63/2-2+39.5-17/2)mm = 60.5 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (63/2+14.5+b3/2)mm = 108.5 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+28-17/2)mm = 89 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 4145.3 NFNH2 = = = 4271.2 N垂直面支反力（见图d）：FN

31、V1 = = = 136.9 NFNV2 = = = -1050.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 4145.360.5 Nmm = 250791 NmmMH2 = FNH2L3 = 4271.289 Nmm = 380137 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 136.960.5 Nmm = 8282 NmmMV2 = FNV2L3 = -1050.589 Nmm = -93494 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 = = 250928 NmmM2 = = 39

32、1466 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 = 49.8 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 = 5.38 KW n3 = 60 r/min T3 = 856.2 Nm2 求作用在齿轮上的力

33、: 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 325 mm 则:Ft = = = 5268.9 NFr = Fttanat = 5268.9tan200 = 1917.7 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 = 50.1 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 = 1.2856.2

34、 = 1027.4 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT10型，其尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 105 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 = 73 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 66 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 = 70 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6214型深沟球轴

35、承，其尺寸为：dDT = 70mm125mm24mm。由轴承样本查得6214型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 79 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 = 79 mm，所以：d67 = 79 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 118 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0779 = 5.53 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.45.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91

36、 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 24 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 63+10+8+5+12+2.5-10 = 90.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 24+8+10+2.5+2 = 46.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6214深沟球轴承查手册得T= 24 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (120/2+10+90.5+24-24/2)mm = 172.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (120/2-2+46.5-24/2)mm = 92.5 m

37、m2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1839.1 NFNH2 = = = 3429.8 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 669.4 NFNV2 = = = 1248.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1839.1172.5 Nmm = 317245 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 669.4172.5 Nmm = 115472 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：M = = 337607 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）

38、。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 = 10.4 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：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 = 8mm7mm80mm，接触长度:l = 80-8 = 72 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25

39、hldsF = 0.2577225120/1000 = 378 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 = 22mm14mm110mm，接触长度:l = 110-22 = 88 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl

40、dsF = 0.25148879120/1000 = 2919.8 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 = 18mm11mm100mm，接触长度:l = 100-18 = 82 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25118263120/1000 = 1704.8 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 = 1028300 = 48000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1117.3

41、N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1117.3 = 13226 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 3.44105Lh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: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1988.5 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1988.5 = 15461 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.15105Lh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: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1917.7 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1917.7 = 10681 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6214轴承，Cr = 60.8 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 8.85106Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命