同济大学机械设计课程设计减速箱设计说明书

1、机械设计课程设计（展开式三轴线双级斜齿轮减速器） 李思睿 103771机械设计课程设计说明书（机械设计基础）设计题目：带式运输机的传动装置汽车学院车辆工程10级02班学号：103771设计人：李思睿指导老师：虞红根2012-7-17内容：1. 装配图（手绘3张A2，CAD1张A1）2. 零件工作图（低速轴、低速轴大齿轮CAD各1张A3）3. 计算说明书1份目录机械设计课程设计任务书5传动方案的拟定及说明6电动机的选择6电动机类型选择6电动机功率的选择7电动机转速的选择7电动机型号的确定7计算传动装置总传动比和分配各级传动比7传动装置总传动比7传动比分配原则8分配各级传动比8计算传动装置的运动和

2、动力参数8各轴转速8各轴输入功率8各轴输入转矩9传动件的设计计算与校核9高速级齿轮传动设计9低速级齿轮传动设计14传动件设计校核19轴的设计计算20低速轴的设计20中间轴的设计23高速轴的设计25轴、轴承及键联接的校核计算27轴的校核计算27滚动轴承的的校核计算38键联接的校核计算42联轴器的选择44减速器结构尺寸设计44箱体结构尺寸44减速器零件的位置尺寸45减速器附件的选择45吊耳45油塞46油面指示器（游标尺）46窥视孔、视孔盖46通气器47定位销47轴承盖47起盖螺钉48润滑与密封48润滑设计48密封设计49维护保养要求50设计小结50参考资料目录51设计计算及说明结果一、 机械设计课

3、程设计任务书（一） 设计题目：设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。（二） 传动简图如下：（三） 工作情况：载荷平稳，单向反转 （四） 原始数据：卷筒扭矩T（N*m）运输带速度V（m/s）卷筒直径D（mm）带速允许偏差（%）使用期限（年）工作制度 （班/日）3000.9300552（五） 设计内容：1、电动机的选择与运动参数计算； 2、斜齿轮传动设计计算； 3、轴的设计； 4、滚动轴承的选择； 5、键和联轴器的选择与校核； 6、装配图、零件图的绘制； 7、设计计算说明书的编写。（六） 设计任务：1、减速器总装配图1张（1号图纸） 2、齿轮、轴零件图各一张（3号图纸）3、

4、设计计算说明书1份（七） 时间安排：第一阶段：计算3天； 第二阶段：装配草图2天；第三阶段：总装配图5天； 第四阶段：零件图及设计说明书3天；答辩日期：7月18日二、 传动方案的拟定及说明（一） 使用展开式两级圆柱齿轮减速器如任务书所示，本传动方案使用的是两级圆柱齿轮减速器，形式为展开式。该减速器的特点是总传动比较大，结构简单，应用广泛。（二） 选用闭式斜齿圆柱齿轮齿轮传动的效率较高，而闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，可以使结构简单、紧凑。（三） 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由

5、于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿尺宽载荷分布不均匀。所以将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。（四） 齿轮的旋向高速级小齿轮右旋，大齿轮左旋；低速级小齿轮左旋，大齿轮右旋。采用该方案可使得中间轴上的轴向力比较小。（五） 其他说明本方案在输入轴和输出轴选用了弹性联轴器，以达到缓冲吸震及过载保护的效果。原动机部分采用Y系列三相交流异步电动机，这类电动机属于一般用途的全封闭自扇冷式电动机，其结构简单，工作可靠，启动性能好，价格便宜，维修方便。三、 电动机的选择（一） 电动机类型选择根据电源及工作机的工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系

6、列三相交流异步电动机。（二） 电动机功率的选择1. 工作机所需的功率Pw由 2 P7 式2-2得Pw=Fv1000=2Tv1000D=2×300×0.91000×0.3=1.8 kW2. 电动机输出功率PdPd=Pw由 2 P7 表2-4得， 滚动轴承效率1=0.99，圆柱齿轮传动效率2=0.97，弹性联轴器效率3=0.99，卷筒轴滑动轴承4=0.96，则传动装置总效率为:=13×22×32×4=0.993×0.972×0.992×0.97=0.86电动机输出功率Pd=Pw=1.80.86=2.1kW按

7、2 表20-1确定电动机的额定功率为Ped=2.2kW（三） 电动机转速的选择1. 卷筒轴转速nw=60×1000vD=60×1000×0.9×30057.3rmin2. 确定各级传动比的可选范围由 2 P4 表2-2得，展开式二级齿轮传动比i1=860，3. 框算出电动机转速的可选范围nd'nd'=nwi1'=860nw=458.43438rmin由 2 P196 表20-1，初选同步转速为1000rmin（6极）的电动机。（四） 电动机型号的确定由额定功率Ped=2.2kW，同步转速1000rmin，根据2 P196 表20-

8、1选取电动机型号为Y112M-6，主要技术数据如下：型号额定功率Ped同步转速n0满载转速nm轴伸尺寸E×DY112M-62.2kW1000rmin940rmin60×28四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比（一） 传动装置总传动比i=nmnw=94057.3=16.40i=i1×i2（二） 传动比分配原则：1. 各级传动比应在常用值的范围内；2. 各级传动的结构尺寸协调匀称；3. 应使传动装置的外轮廓尺寸紧凑，重量轻；4. 大齿轮的直径尽量相近，以便有相近的浸油深度；5. 应避免高速轴和低速轴传动零件之间发生干涉（三） 分配各级传动比设高速级传动比为为i1

9、 ，低速级传动比为i2 根据经验公式：i1=（1.11.5）i2为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，令i1 =1.2 i2 ，又 i1 i2 =16.40，得 i1 =4.43，i2 =3.70所得传动比符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围。五、 计算传动装置的运动和动力参数（一） 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中间轴为轴，高速轴为轴，各轴转速为n0=nm=940rminn=n0=940rminn=ni1=9404.43212.19rminn=ni2=212.193.7057.32rmin（二） 各轴输入功率由于本次设计的是专用型减速器，所以按电动机输出功率Pd计算各轴输入功率，即P0=

10、Pd=2.1 kWP=P03=2.1×0.99=2.08 kWP=P12=2.08×0.99×0.97=2.00 kWP=P12=2.00×0.99×0.97=1,92 kW（三） 各轴输入转矩T（N）T0=9550P0n0=9550×2.1940=21.34 NmT=9550Pn=9550×2.08940=21.13 NmT=9550Pn=9550×2.00212.19=90.01 NmT=9550Pn=9550×1.9257.32=319.89 Nm计算结果汇总于下表项目电机轴0高速轴中速轴低速轴转速

11、（r/min）940940212.1957.32功率（kW）2.12.082.001.92转矩（Nm）21.3421.1390.01319.89传动比14.433.70效率0.990.960.96六、 传动件的设计计算与校核将高速级小齿轮记为1，大齿轮为2，低速级小齿轮为3，大齿轮为4（一） 高速级齿轮传动设计1. 原始数据输入转矩T=21.13 Nm小齿轮转速n=940rmin齿数比= i1 =4.43减速器载荷平稳，单向运转，使用期限5年（设一年工作300天，一天工作8小时），2班制工作。2、 设计计算（1） 选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1） 按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜

12、齿圆柱齿轮；2） 运输机为一般工作机器，速度不高，选择7级精度（GB10095-88）；3） 材料选择：由 1 表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；4） 初选小齿轮齿数z1=225） 大齿轮齿数z2=i1×z1=4.43×22=976） 选取螺旋角。初选螺旋角=14°。（2） 按齿面接触强度设计由设计计算公式 1 式（10-21）进行试算，即d1t32KtT1du±1uZHZEH21） 确定公式的各计算数值a） 试选载荷系数Kt=1.6b） 小齿轮传递的转

13、矩T1=21.13 Nmc） 由 1 表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0d） 由 1 图10-26得端面重合度为1=0.765,2=0.87所以，=1+2=0.765+0.87=1.635e） 由 1 表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12f） 由1 图10-30得区域系数ZH=2.433g） 由 1 图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MPa。h） 由 1 式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh =60×940×1×2×8×300&#

14、215;5 =13.54×108 N2=N1i1=13.54×1084.43=3.056×108i） 由 1 图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.89,KHN2=0.92j） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由 1 式（10-12）得H1=KHN1Hlim1S=0.89×6001=534MPa H2=KHN2Hlim2S=0.92×5501=506MPa H=H1+H22=534+5062=520MPa2） 计算a） 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d1t32KtT1du±1uZHZEH2=32&

15、#215;1.6×21.13×1031.0×1.635×4.43+14.43×2.433×189.85202mm=34.20mmb） 计算圆周速度 v=d1tn160×1000=×34.20×94060×1000ms=1.68msc） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1.0×34.20mm=34.20mm mnt=d1tcosz1 =34.20×cos14°22mm=1.51mm h=2.25mnt=2.25×1.51=3.40mm bh=34.203

16、.40=10.06d） 计算纵向重合度 =0.318dz1tan =0.318×1×22×tan14°=1.744e） 计算载荷系数K由 1 表10-2查得使用系数KA=1。根据v=1.64ms，7级精度，由 1 图10-8得KV=1.06。由 1 表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.417。由 1 表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.2。由bh=10.06，KH=1.417，查 1 图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.33。故，载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.06×1.417×1.2=1.802。

17、f） 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径d1，由 1 式（10-10a）d1=d1t3KKt=34.20×31.8021.6=35.58mmg） 计算法面模数mnmn=d1cosz1=35.58×cos14°22=1.57mm（3） 按齿根弯曲强度设计由 1 式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1） 确定公式内各计算数值a） 由 1 图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。b） 查 1 图10-18得KFN1=0.85,KFN2=0.88。c） 计算弯曲疲劳许用应

18、力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由 1 式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPad） 计算载荷系数。K=KAKVKFKF=1×1.06×1.33×1.2=1.692e） 根据纵向重合度=1.744，查 1 图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88。f） 计算当量齿数zv1=z1cos3=22cos314°=24.08zv2=z2cos3=97cos314°=106.18g） 查取齿形系数由 1 表10-5查得YFa1=

19、2.648，YFa2=2.175h） 查取应力校正系数。由 1 表10-5查得YSa1=1.59，YSa2=1.795i） 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.648×1.59303.57=0.01387YFa2YSa2F2=2.175×1.795238.86=0.01634大齿轮的数值大。2） 设计计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=32×1.692×21.13×103×0.88×cos14°21.0×222×1.635×0.01634

20、mm=1.07mm为安全起见，取mn=1.5。z1=d1cosmn=35.58×cos14°1.523.02取z1=23，则z2=z1=4.43×23102（4） 计算几何尺寸1） 计算中心距a=z1+z2mn2cos=23+102×1.52×cos14°=96.62mm将中心距圆整为97mm。2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos23+102×1.52×97=14°52'25''因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3） 计算大

21、、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=1.5×23cos14°52'25''=33.34mmd2=mnz2cos=1.5×97cos14°52'25''=158.30mm4） 计算齿轮宽度b=dd1=1.0×33.34mm=33.34mm圆整后取 B1=38mm，B2=33mm。5） 结构设计小齿轮直径小于160 mm故做成实心式，大齿轮的齿顶圆直径大于160 mm，又小于500 mm。故以选用腹板式为宜。其它相关尺寸参照 1 图10-39荐用的结构尺寸设计。（二） 低速级齿轮传动设计1. 原始

22、数据输入转矩T2=90.01 Nm小齿轮转速n2=212.19rmin齿数比= i1 =3.70减速器载荷平稳，单向运转，使用期限5年（设一年工作300天，一天工作8小时），2班制工作。2. 设计计算（1） 选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1） 按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；2） 运输机为一般工作机器，速度不高，选择7级精度（GB10095-88）；3） 材料选择：由 1 表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；4） 初选小齿轮齿数z3=265） 大齿轮齿数z4=i2

23、5;z3=3.70×26966） 选取螺旋角。初选螺旋角=14°。（2） 按齿面接触强度设计由设计计算公式 1 式（10-21）进行试算，即d3t32KtT2du±1uZHZEH21） 确定公式的各计算数值a） 试选载荷系数Kt=1.6b） 小齿轮传递的转矩T2=90.01 Nmc） 由 1 表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0d） 由 1 图10-26得端面重合度为3=0.78,4=0.87所以，=3+4=0.78+0.87=1.65e） 由 1 表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12f） 由1 图10-30得区域系数ZH=2.433g） 由

24、 1 图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa,大齿轮的接触疲劳极限Hlim4=550MPa。h） 由 1 式10-13计算应力循环次数 N3=60n3jLh =60×57.32×1×2×8×300×5 =8.254×107 N4=N3i2=8.254×1073.70=2.231×107i） 由 1 图1019查得接触疲劳寿命系数KHN3=0.94,KHN4=0.96j） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由 1 式（10-12）得 H3=KHN3Hlim

25、4S=0.94×6001=564MPa H4=KHN3Hlim4S=0.96×5501=528MPa H=H3+H42=564+5282=546MPa2） 计算a） 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d3t32KtT2du±1uZHZEH2=32×1.6×90.01×1031.0×1.65×3.70+13.70×2.433×189.85462mm=54.13mb） 计算圆周速度 v=d3tn260×1000=×54.13×212.1960×1000

26、ms=0.60msc） 计算齿宽b及模数mntb=dd3t=1.0×54.13mm=54.13mm mnt=d3tcosz3 =54.13×cos14°26mm=2.02mm h=2.25mnt=2.25×2.02=4.55mm bh=54.134.55=11.90d） 计算纵向重合度 =0.318dz3tan =0.318×1×26×tan14°=2.061e） 计算载荷系数K由 1 表10-2查得使用系数KA=1。根据v=0.60ms，7级精度，由 1 图10-8得KV=1.03。由 1 表10-4查得齿向载荷

27、分配系数KH=1.42。由 1 表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.2。由bh=11.90，KH=1.42，查 1 图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.47。因此，载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.03×1.42×1.2=1.76。f） 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径d3，由 1 式（10-10a）d3=d3t3KKt=54.13×31.761.6=55.88mmg） 计算法面模数mnmn=d3cosz3=55.88×cos14°26=2.09mm（3） 按齿根弯曲强度设计由 1 式（10-17）mn32

28、KT2Ycos2dz32YFaYSaF1） 确定公式内各计算数值a） 由 1 图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。b） 查 1 图10-18得KFN3=092,KFN4=0.89c） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由 1 式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.92×5001.4=328.57MPaF4=KFN4FE4S=0.89×3801.4=241.57MPad） 计算载荷系数。K=KAKVKFKF=1×1.03×1.47×1.2=1.82e）

29、 根据纵向重合度=2.061，查 1 图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88。f） 计算当量齿数zv3=z3cos3=26cos314°=28.46zv4=z4cos3=96cos314°=105.09g） 查取齿形系数由 1 表10-5查得YFa3=2.541，YFa4=2.176h） 查取应力校正系数。由 1 表10-5查得YSa3=1.615，YSa4=1.794i） 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较。YFa3YSa3F3=2.541×1.615328.57=0.01249YSa3YSa4F4=2.176×1.794241.57=0.01

30、616大齿轮的数值大。2） 设计计算mn32KT2Ycos2dz32YFaYSaF=32×1.82×90.01×103×0.88×cos14°21.0×262×1.65×0.01616mm=1.53mm为安全起见，取mn=2。z3=d3cosmn=55.88×cos14°227则z4=z3=3.70×27100（4） 计算几何尺寸1） 计算中心距a=z1+z2mn2cos=27+100×22×cos14°=130.89mm将中心距圆整为131mm

31、。2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos27+100×22×131=14°11'43''因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3） 计算大、小齿轮分度圆直径d3=mnz3cos=2×27cos14°11'43''=55.70mmd4=mnz4cos=2×107cos14°11'43''=206.30mm4） 计算齿轮宽度b=dd3=1.0×55.70mm=55.70mm圆整后取 B3=61mm

32、，B4=56mm。5） 结构设计小齿轮直径小于160 mm故做成实心式，大齿轮的齿顶圆直径大于160 mm，又小于500 mm。故以选用腹板式为宜。其它相关尺寸参照 1 图10-39荐用的结构尺寸设计（三） 传动件设计校核1. 差速率验算 v=2n3D60×2=2××57.32×0.360×2=0.90038m/s v-v0v0=0.90038-0.90.9=0.042%<5%符合要求2. 验算传动零件之间是否干涉 d3+d42=55,7+206.32=131mm d22=158.32=79.15mm<131mm 所以传动轴上面的大

33、齿轮2不会与传动轴发生干涉3. 验算浸油深度 由2表3-3 高速级大齿轮浸油深度 hf=0.7h2=0.7×2.25×1.5=2.36mm<10mm 故取hf=10mm 低速级：0.5m/s<v=d4n360000=×206.30×57.3260000=0.6m/s<0.8m/s hs=1613d42=1613×206.3×12=17.19mm34.38mm 当hf=10mm时 d2=158.30mm d4=206.30mm 17.18mm<hs=10+206.30-158.302=34mm<34.38m

34、m 符合要求齿轮参数汇总于下表高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比4.433.70螺旋角14°52'25''14°11'43''中心距（mm）97131模数（mm）1.52齿数2310227100齿宽（mm）38336156旋向右左左右分度圆直径33.34158.3055.70206.30七、 轴的设计计算（一） 低速轴的设计1. 求低速轴上的功率P、转速n和转矩TP=1.92kW，n=57.32r/minT= 319.89 Nm2. 求作用在齿轮上的力低速级大齿轮分度圆直径为d4=206.30mmFt=2Td4=2&#

35、215;319.89×103206.30=3101NFr=Fttanncos=3101×tan20°cos14°11'43''=1164NFa=Fttan=3101×tan14°11'43''=784N3. 初步确定轴的最小直径先按 1 式（15-2）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 1 表15-3，取，于是得dA03Pn=105×31.9257.32=33.8 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2。为了使所选的轴直径d1-2与联轴器

36、的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT，查 1 表14-1，考虑到转矩变化小，故取KA =1.5，则Tca=KAT=1.5×319.89=479.835 Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，由于低速轴转速较低，转矩较大，采用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630 Nm，半联轴器孔径d1=42mm，故d1-2=42mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm4. 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a） 为了满足联轴器的轴向定位要求，2处为轴肩，d12=42mm。

37、参考【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.070.1)d,故取d23=48mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，应时轴1-2的长度比L稍短，取L12=82mm。b） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。并根据d23=48mm，由【2】P149表15-7选择30210，其尺寸为d×D×T= 50×90×21.75。故d34=d67=50mm。考虑轴承宽度T=21.75mm及挡油环的宽度，L34=T+3+挡油环外伸宽度(12)，取L34=32.75mm。 4处为轴肩，由【2】P149表15-7查得30210

38、的定位轴肩高度为h=4mm，由此挡油环定位端的高度为4mm。取轴4-5的直径d45=58mm。c） 轴5-6安装齿轮4，取d56=54mm，因小齿轮4宽度B4=56mm，为使挡油环顶住齿轮的端面以实现合理有效的定位，取L56=52mm。d） 5处为轴环，【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.070.1)d,故取h=5mm，由此d5=64mm。轴环宽度取b=10mm。e） 选用凸缘式轴承盖，由【2】P77，根据结构确定，左轴承端盖的总宽度为26.85mm，由轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端与联轴器间距离l=30mm，故L23=56.85mm；f） 再由箱体内齿轮啮合等要求确定L45=50.5

39、mm，L67=48.25mm至此已初步确定了各轴段的直径和长度。3） 轴上零件的周向定位a） 半联轴器的周向定位采用平键联接 由d12=42mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=12×8,由L12=82mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=70mm。联轴器与轴的配合为。b） 齿轮的周向定位采用平键联接由d56=54mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=16×10，由L56=52mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=45mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为。c） 滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证

40、的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考【1】P365表15-2，取轴端倒角1.6×，圆角半径R=1.6。（二） 中间轴的设计1. 求中间轴上的功率P、转速n和转矩TP= 2.00kW，n=212.19rmin,T= 90.01Nm2. 求作用在齿轮上的力高速轴大齿轮分度圆直径为d2=158.30mmFt2=2Td2=2×90.01×103158.30=1137NFr2=Ft2tanncos2=1137×tan20°cos14°52'25''=428NFa2=Fttan2=1137&

41、#215;tan14°52'25''=343N低速轴小齿轮分度圆直径为d3=55.70mmFt3=2Td3=2×90.01×10355.70=3232NFr3=Ft3tanncos3=3232×tan20°cos14°11'43''=1217NFa3=Fttan3=3860×tan14°11'43''=858N3. 初步确定轴的最小直径先按 1 式（15-2）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 1 表15-3，取，于是得

42、dA03Pn=105×32.00212.19=22.184. 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承轴承。并根据dmin5=22.18mm，由【2】P148表15-6选择7305AC，其尺寸为d×D×B= 25×62×17 故d12=d45=25mm。考虑轴承宽度B=17mm及挡油环的宽度，取L12=41.5mm,L56=38mm。b） 2处为轴肩，由【2】P148表15-6查得7305AC的定位轴肩高度为h=3.5mm

43、，由此挡油环定位端的高度为3.5mm。c） 轴2-3安装小齿轮3，d3=55.70mm，取d23=30mm，因小齿轮3宽度B3=61mm，为使挡油环顶住齿轮的端面以实现合理有效的定位，取L23=58mm。d） 3处为轴环，【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.070.1)d,故取h=3mm，由此d34=36mm。轴环宽度取b=9.5mm。e） 轴4-5安装大齿轮2，d2=158.30mm，取d45=30mm，因大齿轮2宽度B2=36mm，为使挡油环顶住齿轮的端面以实现合理有效的定位，取L45=33mm。至此已初步确定了各轴段的直径和长度。3） 轴上零件的周向定位a) 小齿轮3的周向定位采用

44、平键联接由d23=30mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=8×7，由L23=33mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=25mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为。b) 大齿轮2的周向定位采用平键联接由d45=30mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=8×7，由L45=58mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=45mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为c) 轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k5。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考【1】P365表15

45、-2，取轴端倒角1×，圆角半径R=1。（三）高速轴的设计1. 求高速轴上的功率P、转速n和转矩TP= 2.08kW，n=940r/min，T= 21.13Nm2. 求作用在齿轮上的力高速级小齿轮分度圆直径为d1=33.34mmFt=2Td1=2×21.13×10333.34=1268NFr=Fttanncos=1268×tan20°cos14°52'25''=478NFa=Fttan=1268×tan14°52'25''=337N3. 初步确定轴的最小直径先按 1 式

46、（15-2）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 1 表15-3，取，于是得dA03Pn=105×32.08940=13.7mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d6-7。为了使所选的轴直径d6-7与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT，查 1 表14-1，考虑到转矩变化小，故取KA=1.5，则Tca=KAT=1.5×21.13=31.70 Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，采用TL4弹性套柱联轴器，其公称转矩为63Nm，半联轴器孔径d1=20mm，故d7-8=20mm，半联轴器长度L=5

47、2mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm。4. 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a） 为了满足联轴器的轴向定位要求，7处为轴肩，d78=20mm。参考【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.070.1)d,故取d67=23mm。联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm，应使轴7-8的长度比L稍短，取L78=36mm。b） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。并根据d67=23mm，由【2】P148表15-6选择7205AC，其尺寸为d×D×L= 25×52×1

48、5。故d56=25mm。考虑轴承宽度B=15mm及挡油环的宽度，取L56=26mm。 5处为轴肩，由【2】P148表15-6查得7205AC的定位轴肩高度为h=3mm，由此挡油环定位端的高度为3mm。取轴4-5的直径d45=31mm。c） 轴3-4安装齿轮1，由【1】P229，对于直径很小的钢制圆柱齿轮时，齿根圆到键槽底部距离e<2mt,应将齿轮和轴做成一体，即做成齿轮轴。若d34=31mm,e=33.342+1.5-312-3.5=0.83<2mt,故应做成齿轮轴。因小齿轮宽度B1=41mm，取L34=41mm。d） 23处为轴环，【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.070

49、.1)d,故取h=3mm，由此d23=31mm。轴环宽度取b=10mm。e） 选用凸缘式轴承盖，由【2】P77，左轴承端盖的总宽度为25mm，根据轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端与联轴器间距离，故L67=55mm；f） 再由箱体内齿轮啮合等要求确定L45=77mm。至此已初步确定了各轴段的直径和长度。3） 轴上零件的周向定位a)联轴器的周向定位采用平键联接 由d78=20mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=6×6,由L12=36mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=28mm。联轴器与轴的配合为。b)滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸

50、公差为k5。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考【1】P365表15-2，取轴端倒角1×，圆角半径R=1.0。八、 轴、轴承及键联接的校核计算（一） 轴的校核计算1. 低速轴校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从【2】P149中查取a值。对于圆锥滚子轴承30210，a=20mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出安防齿轮处的截面是轴的危险截面。先计算出此处MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFr1H=1054NFr2H=2047NFr1V=130.4NFr2V=1294.4N弯矩MMH=107000N

51、·mmMV1=-13200N·mmMV2=67700N·mm最大弯矩M=MH2+Mv22=126600N·mm扭矩T=319890N·mm1） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据 1 式（15-5）及表7-1中的数值，并取，轴的计算应力ca=M2+T2W=1266002+0.6×31989020.1×543=14.6MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由 1 表（15-1）查得。因此，故安全。2） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面由弯矩图和扭矩图可以看出，应对

52、6截面左右两侧做危险界面校核。2） 截面6右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×503=12500mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×503=25000mm3截面6右侧的弯矩为M=21070002+677002 ×52.25-2452.25=68448.8N·mm截面IV上的扭矩为T=319890N·mm截面上的弯曲应力b=MW=68448.812500 = 5.48MPa截面上的扭转切应力T=TWT=31989025000=12.80MPa轴的材料为45钢，调质处理。由书P362表15-1查得B=640MPa，-1=275MPa，-

53、1=155MPa。rd=1.650=0.032，Dd=5450=1.08由 1 P40附表3-2用插值法求出，得：=2.13,=1.31,又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：q=0.77,q=0.82故有效应力集中系数按式（附表3-4）为k=1+q-1=1+0.77×2.13-1=1.87k=1+q-1=1+0.82×1.31-1=1.25由附图3-2的尺寸系数=0.73；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.84.轴按磨削加工，由 1 P44附图3-4得表面质量系数为：=0.92故得综合系数为：K=k+1-1=2.65K=k+1-1=1.58又由碳钢的特性系数=0,10,2

54、，取=0.1=0.050.1，取=0.05所以轴在截面5右侧的安全系数为S=-1Ka+m=2752.65× 5.48+0.1×0=18.9S=-1Ka+m=1551.58×12.802+0.05×12.802=14.86Sca=SSS2+S2=18.9×14.8618.92+14.862=11.68S=1.5故该轴在截面6右侧的强度是足够的。3） 截面6左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×543=15746.4mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×543=31492.8mm3截面6左侧的弯矩为M=21070002+677002 ×52.25-2452.25=68448.8N·mm截面6上的扭矩为T=319890N·mm截面上的弯曲应力b=MW=68448.815746.4 = 4.35MPa截面上的扭转切应力T=TWT=31989031492.8=10.16MPa轴的材料为45钢，调质处理。由书P362表15-1查得B=640MP