二级直齿圆柱齿轮减速器毕业论文

1、二级直齿圆柱齿轮减速器内容摘要本设计简述了带式输送机的动力传递装置二级直齿圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的，选择齿轮减速器作为传动装置然后进行齿轮减速器的设计计算包括（选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键连接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式）等内容。运用SolidWorks、AUTOCAD等软件实现了二维、三维绘图，通过该软件的三维设计功能优化设计方案，实现减速器的运动仿真并完成减速器的模拟设计。关键词：齿轮传动；转矩；二维；三维绘图；设计校核；模拟仿真IAbstractThe design of the belt conveyor

2、 power transfer device - two straight tooth cylindrical gear reducer design process. Firstly, the transmission scheme, selection of gear reducer as the driving device and gear reducer design calculation including ( selection of motor, gear, shaft design structure design, selection and calculation of

3、 rolling bearings, and checking, checking coupling flat key connection, select gear and bearing lubrication mode ) etc. Using SolidWorks, AUTOCAD and other software to achieve the two-dimensional, three-dimensional graphics, through the software of three-dimensional design function optimization desi

4、gn of gear reducer, the motion simulation and simulation design of reducer.Key words: gear；torque；two-dimensional；three-dimensional graphics；design verification； simulationII目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 本课题设计的主要内容11.2 基本要求1第2章 传动方案拟定及说明32.1 确定减速器的工作条件32.2 拟定传动方案32.3 电动机的选择42.4 计算传动装置总传动比及分配各级传动比52.5 计

5、算传动装置的运动和动力参数6第3章 V带的设计83.1确定V带型号83.2 确定带轮基准直径83.3 确定中心距和胶带长度83.4 计算出实际中心距93.5 验算小带轮包角93.6 确定V带根数93.7 计算预拉力93.8 带传动作用在轴上的压力10第4章 齿轮的设计114.1 高速级齿轮的设计114.2 低速级齿轮的设计13第5章 轴的设计175.1 轴（输入轴）的结构设计及其键的选取及校核175.2 II轴（中间轴）的结构设计及其键的选取及校核245.3 III轴（输出轴）的结构设计及其键的选取及校核30第6章 减速器箱体的结构设计386.1 减速器的结构分配386.2 减速器的润滑与密封

6、42总 结43参考文献44致 谢45第1章 绪论减速器在各行各业十分广泛的使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍的存在着体积大、重量大或传动比大而机械效率过低等问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已

7、生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，如能在纳米级领域内辅以纳米级的减速器，则应用前景更加远大。1.1 本课题设计的主要内容传动方案的拟定及说明电动机的选择；总传动比及分配各级的传动比、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算；齿轮传动的设计计算、轴的设计计算；键联接的选择及校核计算；箱体结构尺寸、润滑与密封。1.2 基本要求 设计内容尽量满足以下要求： 能够实现预定的使用要求预期的工作年限能保证正常运行;设计成本低、生产效率高、能源与材料消耗少，有利于减轻操作人员的劳动强度；保证零件正常可靠地工

8、作，涉及良好的工艺结构等。1.3 设计过程及设计方法 机械设计过程一般包括规划设计、方案设计、技术设计、施工设计和改进设计等几个阶段。2第2章 传动方案拟定及说明2.1 确定减速器的工作条件1 要求：拟定传动关系由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。2 工作条件：（每年工作300天），两班制，连续单向运动，带式运输机工作平稳，有灰尘，空载启动，使用期五年，小批量生产，运输带允许误差5%。3 已知条件：运输带工作转矩T=600 Nm则：运输带曳引力FN=2TD=2×600500×1000=2400N 运输带速度：v=2.0m/s滚筒直径：D=500mm2.2 拟定传动方

9、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。其传动方案如图2-1：图2-1 传动装置总体设计图2.3 电动机的选择2.3.1 电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机。2.3.2 选择电动机容量： 1 工作机所需功率： PW=FV1000=2400×21000=4.8 kw 2 电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 Pd=PW （2-1）试中为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即： =1233245 （2-2）

10、查机械工程师电子手册可知：V带的传动效率1=0.96每对轴承的传动效率2=0.98每对啮合齿轮的传动效率3=0.95联轴器的传动效率4=0.97滚筒的传动效率5=0.97（齿轮为7级精度,闭式传动，圆柱齿轮)。=1233245=0.96×0.983×0.952×0.97×0.97=0.77电动机的输出功率为Pd=PW=4.80.77=6.2 kw3 确定电动机的额定功率Ped因为PedPd，查机械工程师电子手册可知：选定电动机的额定功率Ped=7.5 kw4 选择电动机转速： 滚筒转速为nW=60×1000v=76.4 r/min 经查表按推荐

11、的传动比合理范围： V带传动的传动比i124，二级圆柱直齿轮减速器传动比i2840。则:总传动比合理范围为i=i1×i216160电动机转速的可选范围为：n=i×nW=16160×76.4=1222.312224 r/min查机械工程师电子手册可供选择电动机如表2-1所示：表2-1电动机参数表型号额定功率/kW满载转速/(r/min)满载效率/%功率因数(cos)重量/kgY132M-47.5144087.00.8581Y132S2-27.5290086.20.8870由表21中数据可知：选定电动机的型号为Y132M-42.4 计算传动装置总传动比及分配各级传动比

12、 1 传动装置总传动比 i总=nmnW=144076.4=19 2 分配各级传动比 i总=i0i1 （2-3）式中i0、i1别为带传动和减速器的总传动比。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i1= i总i0=192.5=7.6查机械工程师电子手册得高速级传动比为ig=3.25，则：低速级传动比id= i1ig=7.63.25=2.34传动比合理。2.5 计算传动装置的运动和动力参数1 各轴转速减速器高速级轴为，中速轴，低速级轴为，滚筒轴为轴则： n=nmi0=14402.5=576 r/min n=nig=5763.25=177.2 r/min n=nid=177.

13、22.34=75.7 r/min n=n=75.7 r/min 2 按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率 P=Ped×1=7.5×0.96=7.2 kW P=P×2×3=7.2×0.98×0.95=6.7 kW P=P×2×3=6.7×0.98×0.95=6.2 kW P=P×2×4=6.2×0.98×0.97=5.9 kW 则各轴的输出功率： PC=P×1=7.2×0.98=7.1 kW PC=P×2=6.7×0

14、.98=6.6 kW PC=P×2=6.2×0.98=6.1 kW PC=P×5=5.9×0.97=5.7 kW 3 根据输入功率计算各轴输入转矩： T=9550×Pn=9550×7.2576=119.4 Nm T=9550×Pn=9550×6.7177.2=361.1 Nm T=9550×Pn=9550×6.275.7=782.2 Nm T=9550×Pn=9550×5.975.7=744.3 Nm 4 根据输出功率计算各轴输出转矩： Td=9550×PednW=

15、9550×7.51440=49.7 TC=9550×PCn=9550×7.1600=113.0 TC=9550×PCn=9550×6.6184.6=341.4 TC=9550×PCn=9550×6.184.7=687.8 TC=9550×PCn=9550×5.784.7=642.7 运动和动力参数如表2-2所示：表2-2运动动力参数表参数轴名功率P（kW）转矩T（N·m）转速r/min输入功率输出功率输入转矩输出转矩电动机轴/7.5/49.71440轴（高速轴）7.27.1119.4113.05

16、76轴（中间轴）6.76.6361.1341.4177.2轴（低速轴）6.26.1782.2687.875.7轴（卷筒轴）5.95.7744.3642.775.747第3章 V带的设计3.1确定V带型号： 3.1.1 确定计算功率经查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础121页表7-9可知： PC=KAP （3-1）式中：PC设计计算功率kW；KA工作情况系数,查表选取KA=1.2；P传递的名义功率kW，则PC=9 kW。 3.1.2 选择V带的型号根据计算功率PC=9 kW和电动机满载转速n=1440r/min，查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础122页图7-10可知：取

17、A型带。3.2 确定带轮基准直径 1 根据吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础123页表7-10选定小带轮基准直径dd1，取dd1=125mm，验算带速v=dd1n160×1000=3.14×125×144060×1000=9.4 m/s式中:dd1小带轮直径mm；n1小带轮转速r/min，在此小带轮转速n1=nm=1440r/min。 2530m/sv=9.4m/s5m/s, 则取dd1=125mm合理。 2 计算大带轮基准直径 dd2=idd1 (3-2)式中i=i0则: dd2=2.5×125=312.5 mm；参照表7-10取d

18、d2=315mm3.3 确定中心距a和胶带长度Ld 1 初步确定中心距a00.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+315)a02(125+315)308 mma0880 mm取a0=600mm；2 初选a0后，可根据下式计算胶带的初选带的长度Ld0Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0 2×600+3.142125+315+315-12524×600=1971.5 mm根据初选长度Ld0查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础123页表7-11选取和Ld0相近的标准V带基准长度Ld=2000 mm3.4 计算出实际中心距aa0+

19、Ld-Ld02=600+2000-1971.52614 mm3.5 验算小带轮包角1 1=180°57.3°×dd2-dd1a=162.3°120° 3.6 确定V带根数 zPc(P0+P0)kkL (3-3) 式中：Pc计算功率；P0单根普通V带的额定功率；P0单根普通V带额定功率的增量；kL长度系数；k包角因数；P0, P0查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础119页表7-4可知：P0=1.92，P0=0.17,由124页表7-1和表7-12分别可知：kL=1.03, k=0.96，则zPc(P0+P0)kkL=9(1.92+0.

20、17)×0.96×1.03=4.4,取Z=5。3.7 计算预拉力F0 F0=500Pcvz2.5k-1+qv2 (3-4)式中:qV带每米长的质量，kg/m,查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础113页表7-1,取q=0.1kg/m.F0=500×99.4×52.50.96-1+0.1×9.42=162.4 N3.8 带传动作用在轴上的压力FQFQ=2zF0sin12=2×5×162.4×sin162.32=1604.7 N第4章 齿轮的设计4.1 高速级齿轮的设计 4.1.1 选择齿轮材料、确定许用应力

21、 1 考虑此减速器的功率及工作情况，查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础67页表5-4，可知：高速级小齿轮选用45#钢，软齿面渐开线直齿轮，调质热处理，齿面硬度为250HBS；大齿轮选用45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为200HBS。2 查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础72页图5-20、73页图5-21，分别可知：表4-1 高速级齿轮基本参数表高速 类别接触疲劳极限弯曲疲劳极限1 小齿轮Hlim1=570 MPaFlim1=200 MPa2 大齿轮Hlim2=540 MPaFlim2=190 MPa由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页表5-6查得：

22、SH=1.1，SF=1.3,故许用接触应力H1=Hlim1SH=5701.1=518.2 MPa； H2=Hlim2SH=5401.1=490.9 MPa许用弯曲应力F1=Flim1SF=2001.3=153.8 MPa； F2=Flim2SF=1901.3=146.2 MPa 4.1.2 按接触强度设计计算中心距 a(u+1)3(335H)2KT1au (4-1)取H=H2=490.9 MPa；高速级小轮转矩T1=T=119.4 Nm；取齿宽系数a=0.4, u=ig=3.25由于原动机为电动机，平稳微冲击支持不对称布置，故选8级精度。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础69页表5

23、-5选。将以上数据代入得 a3.25+13335490.92×1.1×1.194×1050.4×3.25=153.4 mm初算中心距ac=153.4 mm 4.1.3 确定基本参数，计算主要尺寸1 选择齿数：取z1=29，则z2=uz1=3.25×29=94.3，取z2=95。注：实际传动比i实=z2z1=9529=3.28，传动比误差：i=3.28-3.253.25×100%=0.9%<5%2 确定模数：由公式a=mz1+z22可得m=2.47（在此取a=ac=153.4）。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础57页

24、表5-1查得标准模数，取m1=2.53 确定中心距： a=mz1+z22=2.5×29+952=155 mm4 计算齿宽： b2=aa=0.4×155=62 mm，取b2=62 mm，b1=70 mm5 两轮的分度圆直径： d1=z1m=29×2.5=72.5 mm， d2=z2m=95×2.5=237.5 mm6 计算齿轮圆周速度： v1=d1n60×1000=3.14×72.5×57660×1000=2.2 m/s v2=d2n60×1000=3.14×237.5×177.260&

25、#215;1000=2.2 m/s 4.1.4 校核弯曲强度： F1=2KT1YFS1bm2z1，F2=2KT2YFS2bm2z2 (4-2)由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页图5-19查得：YFS1=4.1 ， YFS2=3.9代入上式得：F1=2×1.1×1.194×105×4.162×2.52×29=95.8 MPa<F1=153.8 MPaF2=2×1.1×3.611×105×3.962×2.52×95=84.2 MPa<F2=146.2

26、 MPa弯曲强度满足。 4.1.5 齿轮几何尺寸计算绘制齿轮零件图。注：高速级齿轮几何参数与低速级齿轮几何参数共见表4-3。在此零件图（略），详细内容见附件。4.2 低速级齿轮的设计 4.2.1 选择齿轮材料、确定许用应力 1 考虑此减速器的功率及工作情况，查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础67页表5-4，可知：低速级小齿轮选用45#钢，软齿面渐开线直齿轮，调质热处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮选用45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为190HBS。 2 查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础72页图5-20、73页图5-21，分别可知如下参数如表4-2所示：表4-2

27、 低速级齿轮基本参数表低速 类别接触疲劳极限弯曲疲劳极限3 小齿轮Hlim3=565 MPaFlim3=195 MPa4 大齿轮Hlim4=535 MPaFlim4=185 MPa由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页表5-6查得：SH=1.0，SF=1.4故许用接触应力H3=Hlim3SH=5651.0=565 MPa； H4=Hlim4SH=5351.0=535 MPa许用弯曲应力F3=Flim3SF=1951.4=139.3 MPa； F4=Flim4SF=1851.4=132.1 MPa 4.2.2 按接触强度设计计算中心距 a(u+1)3(335H)2KT2au (4-

28、3)取H=H4=535 MPa；低速级小轮转矩T2=T=361.1 Nm；取齿宽系数a=0.4, u=id=3.24由于原动机为电动机，平稳微冲击支持不对称布置，故选8级精度。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础69页表5-5选。将以上数据代入得a2.34+133355352×1.1×3.611×1050.4×2.34=183.7 mm初算中心距ac=183.7 mm 4.2.3 确定基本参数，计算主要尺寸1 选择齿数：取z3=22，则z4=uz3=2.34×22=51.5，取z2=52。注：实际传动比i实=z4z3=5222=2.3

29、6，传动比误差：i=2.36-2.342.34×100%=1%<5% 2 确定模数：由公式a=mz3+z42可得m=5.0（在此取a=ac=183.7）。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础57页表5-1查得标准模数，取m2=5.0 3 确定中心距： a=mz3+z42=5.0×22+522=185 mm 4 计算齿宽： b4=aa=0.4×185=74 mm，取b4=74 mm，b3=80 mm 5 两轮的分度圆直径： d3=z3m=22×5=110 mm； d4=z4m=52×5=260 mm 6 计算齿轮的圆周速度： v3

30、=d3n60×1000=3.14×110×177.260×1000=1.02 m/s v4=d4n60×1000=3.14×260×75.760×1000=1.03 m/s4.2.4 校核弯曲强度： F3=2KTYFS3bm2z3，F4=2KTYFS4bm2z4 (4-4)由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页图5-19查得：YFS3=4.36 ， YFS4=4.05代入上式得：F3=2×1.1×3.611×105×4.3674×52×22=

31、85.1 MPa<F3=139.3 MPaF4=2×1.1×7.822×105×4.0574×52×52=72.4 MPa<F4=132.1 MPa弯曲强度满足。 4.2.5 齿轮几何尺寸计算绘制齿轮零件图。表4-3 齿轮几何尺寸参数表高速级低速级齿数z1=29 z2=95 模数m1=2.5 m2=5压力角=20°齿顶高系数ha*=1 顶隙系数c*=0.25齿距p1=m=7.9p2=m=15.7齿厚s1=3.95 s2=7.85 齿槽宽e1=s1=3.95e2=s2=7.85齿根高hf1=3.125hf2=6.2

32、5齿顶高ha1=2.5ha2=5分度圆直径d1=72.5，d2=237.5d3=110，d4=260齿高h=5.625h=11.25中心距a1=155a2=185第5章 轴的设计5.1 轴（输入轴）的结构设计及其键的选取及校核 5.1.1 初定轴的最小直径选定I轴的材料为45钢，调质处理。按成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表6-1-19查得：A=112(以下轴均取此值)初步确定轴的最小端直径dmin=A3Pn=11237.2576=26 mm考虑到轴端有键槽，轴径应增大45。初定，d1=28 mm。 5.1.2 轴上零件的定位、固定和装配由前面齿轮计算结果可知I轴为齿轮轴，二级减速器中可将

33、高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布。轴承以轴肩实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段1安装大带轮，查机械工程师电子手册可知：大带轮dd2=315合适孔径为28、30、32、35，且为6孔板轮，板厚S=16，大带轮总宽B=78，取大带轮L=64，考虑到轴段2要实现带轮的轴向定位和安装密封圈的需要，取d1=32mm ， d2=40mm；轴段3安装轴承，为便于拆装应取d3>d2，且与轴承内径标准系列符合，查机械工程师电子手册选型号为6209的滚动轴承，基本几何尺寸为d×D×B=45

34、15;85×19，基本额定动载荷Cr=31.5 KN，基本额定静载荷Cor=20.5 KN，故取d3=45mm；轴段4要考虑轴承的定位和高速轴小齿轮加工，故取d4=55mm；轴段5为高速轴小齿轮，d5=72.5+2.5×2=77.5mm，轴段6要考虑轴承的定位和高速轴小齿轮加工，取d6=d4=55mm，轴段7安装轴承，取d7=d3=45mm。轴段7安装轴承，根据轴承内圈宽度B=19mm，取轴段,7长l7=19mm，轴段3长l3=19mm；轴段1安装大带轮，取l1=64mm；要确定轴段2的长度必须先确定箱体上轴承孔的长度L，考虑孔内零件安装，L=B+m+510=16+0.10

35、.15×75+510=28.537.3，为了避免拧紧螺钉时端盖发生倾斜，一般取m=0.10.15D，D为轴承外径。考虑箱外连接螺栓扳手空间位置，L+C1+C2+58mm，查机械工程师电子手册可以计算出箱体壁厚=10mm，轴承端盖旁连接螺栓直径d=12mm，C1=18mm，C2=16mm，则L10+18+16+6=50，比较孔内安装零件和箱外连接螺栓扳手空间位置要求，取大值，所以取L=50mm。根据轴承外径D=75mm，查机械工程师电子手册可以得出轴承端盖厚度e=12mm，轴承端盖上连接螺栓为M10，M10螺栓头部高度h7mm。为了保证带轮不与轴承端盖上连接螺钉相碰，并使轴承端盖拆卸方

36、便，带轮端面与端盖间应留适当间隙，再根据箱体和轴承端盖尺寸取定轴段2长度，l2=50-19-7+12+7+7+1015=6065mm，取l2=64mm；为了保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，应留一定间隙，取两者间距为15mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，考虑到端盖的厚度，取轴承端面距箱内壁距离为7mm，则l6=22mm；轴段5为高速轴小齿轮，则l5=70mm；轴段4的长度需要考虑低速轴小齿轮距箱体内壁距离15mm，低速轴小齿轮与大齿轮间距20mm，则l4=7+15+80+20+62+4-70=118mm。 2 各轴段配合及表面粗糙度：轴颈处为H9f9，Ra=0.8 m ，齿轮配合

37、处H9h8，Ra=3.2 m 。 轴各轴段长度直径数据见表5-1：表5-1 高速轴各轴段参数表1234567直径d/mm3240455577.55545长度l/mm646419118702519 3 轴的简易结构布置图如下： 5.1.3 轴的受力分析及弯矩、扭矩计算轴的受力分析如下：取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则：L1=l1+l2+l32=137.5 mmL2=l32+l4+l52=162.5 mmL3=l52+l6+l72=66.5 mm1 求作用在齿轮上的力Ft=2T1d1=2×1.194×10572.5=3294 N式中T1高速轴输入转矩；d1高速轴上小齿轮

38、1的分度圆直径。 Fr=Fttancos=3294×tan20°cos0°=1199 N式中，直齿轮压力角=20°，直齿轮的螺旋角=0° Fa=Fttan20°=3294×0=02 计算支承反力根据平面平行方程式可求：在水平面（H面）上：FAH=FtL3L2+L3=3294×66.5162.5+66.5=957 N FBH=Ft -FAH=3294-965=2337 N在垂直面(V面)上：MB=0，FAV=FrL3L2+L3=1199×66.5162.5+66.5=348 N FBV=Fr -FAV=11

39、99-348=851 N总支承力：FA=FAH2+FAV2=9572+3482=1018 NFB=FBH2+FBV2=23372+8512=2487 N3 计算弯矩水平面(H面)弯矩： MAH=FAHL2=957×162.5=155512.5Nmm=155 Nm MBH=FBHL3=2337×66.5=155410.5Nmm=155 Nm垂直面(V面)弯矩： MAV=FAVL2=348×162.5=56550 Nmm=57Nm MBV=FBVL3=851×66.5=56591.5 Nmm=57 Nm合成弯矩： MA=MAH2+MAV2=1552+572=

40、165 Nm MB=MBH2+MBV2=1552+572=165 Nm4 计算扭矩：T=T=119.4 Nm 5.1.4 弯矩、扭矩图如下：5.1.5 按弯、扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处承受最大弯矩和扭矩，并且有应力集中，故c截面为危险截面，因为MA=MB，校核哪一侧结果相同，在此以MB为主。当量转矩：Me=MB2+(T)2 (5-1)若认为轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数=0.6，带入上式可得Me=MB2+(T)2=1652+(0.6×119.4)2=180 Nm轴的强度条件： e=MeW=Me0.1d3-1b (5-2)式中，W轴的抗弯截面系数mm3

41、；d该轴段的直径；-1b轴的需用弯曲应力；因为轴的材料为45优质碳素钢，调质处理。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础164页表9-1、171页表9-3查得：b=650 MPa，-1b=55 MPa，则： e=MeW=Me0.1d3=180×1030.1×553=11-1b=55强度满足！ 5.1.6 计算危险截面处轴的直径d3Me0.1-1b=31300000.1×55=29 mm由d6=55 mm>29 mm可知：I轴设计合格。 5.1.7 校核轴承和计算寿命 1 校核轴承A 径向载荷FAr=FAH2+FAV2=9572+3482=1018 N

42、轴向载荷FAa=Fa=0故FaCor=0；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得e=0.19，则FaFr=0<e，查表10-15，X=1；Y=0则：当量动载荷：PA=XFAr+YFAa=1×1018+0=1018 N 2 计算轴承A寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础199页表10-13可知：fp=1.1；ft=1。对于球轴承=3代入公式得：Lh=10660n(ftCrfpPA)=10660×576×(1×315001.1×1018)3=644075 (小时)在上述工作条件下，该

43、轴承寿命为644075小时，满足五年两班制要求。 3 校核轴承B 径向载荷FBr=FBH2+FBV2=23372+8512=2487 N轴向载荷FBa=Fa=0故FaCor=0；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得e=0.19，则FaFr=0<e，查表10-15，X=1；Y=0则：当量动载荷：PB=XFBr+YFBa=1×2487+0=2487 N 4 计算轴承B寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础199页表10-13可知：fp=1.1；ft=1。对于球轴承=3代入公式得：Lh=10660n(ftCrfpPB)=10

44、660×576×(1×315001.1×2487)3=44172 (小时)在上述工作条件下，该轴承寿命为44172小时，满足五年两班制要求。 5.1.8 键联接的强度校核查高等教育出版社出版，刘力主编的机械制图第二版320页可知：联接V带带轮的键选用普通平键（A型），基本尺寸为b×h×L=10×8×45，由化学工业出版社，成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表5-3-16、表5-3-17可知：p=100MPa，k=0.5h=0.5×8=4mm，l=L-b=45-10=35mm；键联接所传递的转矩： T=T

45、=119.4 Nm键工作面的压强： p=2000×Tdkl=2000×119.432×4×35=53.3MPa<p=100MPa式中d该轴段的直径；键校核合格。5.2 II轴（中间轴）的结构设计及其键的选取及校核 5.2.1 初定轴的输入端直径选定轴的材料为45钢，调质处理。按成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表6-1-19查得：A=112(以下轴均取此值)初步确定轴的输入端直径： dmin=A3Pn=11236.7177.2=38 mm考虑到中间轴受力最大且输入端为轴承，为了增加轴承的使用寿命应当适当扩大轴颈，在这我们初定d1=55mm。 5.

46、2.2 轴上零件的定位、固定和装配经过初算，低速级小齿轮设计成单个齿轮不合理，所以轴(中间轴)还是齿轮轴结构，由前面设计好的轴可知高速级大齿轮在箱体右侧，低速级小齿轮位于箱体左侧，相对于轴承不对称分布，大齿轮左侧由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键实现周向固定。轴承分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。轴段1安装轴承，根据d1=55mm查机械工程师电子手册初选型号为6211的滚动轴承，基本几何尺寸为d×D×B=55×100×21，基本额定动载荷Cr=43.2 KN

47、，基本额定静载荷Cor=29.2 KN；轴段2安装齿轮，取d2=65mm；轴段3为大齿轮的轴肩，故取d3=75mm；轴段4为低速级小齿轮，故d4=120mm；轴段5为轴承的轴肩，故取d5=65mm；轴段6安装轴承，故取d6=55mm。轴段6安装轴承，取l6=B=21mm；为了保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，应留一定间隙，取两者间距为15mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱内壁距离为5mm，故l5=20mm；轴段4为低速级小齿轮，故l4=80mm；轴段3为轴环，前面高速轴已经计算过这里直接取l3=20mm；轴段2安装大齿轮，为了齿轮安装可靠故取l2=60mm；轴段1安

48、装轴承，根据高速轴计算结果则l1=21+5+15+4+2=47mm。轴各轴段长度直径数据见表5-2：表5-2 中间轴各轴段参数表123456直径d/mm5565751206555长度l/mm476020802021 2 各轴段配合及表面粗糙度：轴颈处为H9f9，Ra=0.8 m ，齿轮配合处H9h8，Ra=3.2 m 。3 轴的简易结构布置图如下： 5.2.3 轴的受力分析及弯矩、扭矩计算轴的受力分析如下：取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则：L1=l62+l5+l42=70.5 mmL2=l42+l3+l2+22=91 mmL3=l2-22+l1-212=65.5 mm 1 求作用在齿轮

49、上的力 高速大齿轮2：Ft2=2T2d2=2×3.611×105237.5=3041 N式中T2轴输入转矩；d2轴上大齿轮2的分度圆直径。 Fr2=Ft2tancos=3041×tan20°cos0°=1107 N式中，直齿轮压力角=20°，直齿轮的螺旋角=0° Fa2=Ft2tan=3041×0=0 低速级小齿轮3：Ft3=2T2d3=2×3.611×105110=6565 N式中T2II轴输入转矩；d3II轴上小齿轮3的分度圆直径。 Fr3=Ft3tancos=6565×tan20

50、°cos0°=2389N式中，直齿轮压力角=20°，直齿轮的螺旋角=0° Fa3=Ft3tan=6565×0=0 2 计算支承反力:根据平面平行力系平衡方程可求：在水平面（H面）上：FAH=Ft2L3+Ft3(L2+L3)L1+L2+L3=3041×65.5+6565×(91+65.5)70.5+91+65.5=5404 N FBH=Ft2+Ft3-FAH=3041+6565-5404=4202 N在垂直面（V面）上：MB=0，FAV=Fr2L3+Fr3(L2+L3)L1+L2+L3=1107×65.5+2389&

51、#215;(91+65.5)70.5+91+65.5=1966 NFBV=Fr2+Fr3 -FAV=1107+2389-1966=1530 N总支承反力：FA=FAH2+FAV2=54042+19662=5751 NFB=FBH2+FBV2=42022+15302=4472 N 3 计算弯矩：在水平面(H面)上：齿轮3处： M3H=FAHL1=5404×70.5=380982Nmm=381 Nm齿轮2处：M2H=FBHL3=4202×65.5=275231Nmm=275Nm在垂直面（V面）上：齿轮3处：M3V=FAVL1=1966×70.5=138603Nmm=1

52、37 Nm齿轮2处：M2V=FBVL3=1530×65.5=100215Nmm=100 Nm合成弯矩： M2=M2H2+M2V2=2752+1002=293Nm M3=M3H2+M3V2=3812+1372=405Nm 4 计算转矩：T=T=361.1Nm 5.2.4 弯矩、扭矩图如下：5.2.5 按弯、扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，3处承受最大弯矩和扭矩，并且有应力集中，故3截面为危险截面，当量转矩：Me=M32+(T)2若认为轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数=0.6，带入上式可得：Me=M32+(T)2=4052+(0.6×361.1)2=459

53、 Nm轴的强度条件：e=MeW=Me0.1d3-1b式中，W轴的抗弯截面系数mm3；d该轴段的直径；-1b轴的需用弯曲应力；因为轴的材料为45优质碳素钢，调质处理。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础164页表9-1、171页表9-3查得：b=650 MPa，-1b=55 MPa，则：e=MeW=Me0.1d3=459×1030.1×97.53=5-1b=55，强度满足！5.2.6 计算危险截面处轴的直径d3Me0.1-1b=34590000.1×55=44 mm由d4=120mm>44 mm可知：轴设计合格。 5.2.7 校核轴承和计算寿命 1 校核轴承A 径向载荷FAr=FAH2+FAV2=54042+19662=5751 N轴向载荷FAa=Fa2=Fa3=0故FaCor=0；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得e=0.19，则FaFr=0<e，查表10-15，X=1；Y=0则：当量动载荷：PA=XFAr+YFAa=1×5751+0=5751 N2 计算轴承A寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机