二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书题目：题目：带式输送机带式输送机班级：机械班级：机械 0601学号：学号：2006035545设计：李忠祥设计：李忠祥指导：王新亭指导：王新亭明德厚学、求是创新2目录目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算66. 设计高速级齿轮77. 设计低速级齿轮128. 链传动的设计169. 减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计24轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2910. 润滑与密封3411. 箱体结构尺寸3512

2、. 设计总结3613. 参考文献36明德厚学、求是创新3一.题目及总体分析题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力7000FN，运输带速度0.5/vm s，运输机滚筒直径为290Dmm。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年 300 个工作日，每天工作 16小时，具有加工精度 7 级（齿轮） 。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减

3、缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：图示：5 为电动机，4 为联轴器，为减速器，2 为链传动，1 为输送机滚筒，6 为低速级齿轮传动，7 为高速级齿轮传动， 。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。明德厚学、求是创新4二二.各主要部件选择各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿， 低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三三.电动机的选择电动机的选择目的过程分析结论类型根

4、据一般带式输送机选用的电动机选择选用 Y 系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 PwFV7000N0.5m/s圆柱齿轮传动(8 级精度)效率(两对)为10.972滚动轴承传动效率(四对)为20.984弹性联轴器传动效率30.99输送机滚筒效率为40.97链传动的效率50.96电动机输出有效功率为24123457000 0.54374.60.970.980.99 0.97 0.96wPPW电动机输出功率为4374.6PW型号查得型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率 p=5.5 kW满载转速 1440 r/min同步转速 1500 r/min选用型号 Y132S-

5、4 封闭式三相异步电动机明德厚学、求是创新5四四.分配传动比分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比wmnni 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下1440 /minmnr,6060 0.532.95 /min3.14 0.29wvnrd144043.732.95mwnin取13i 2143.714.63iii2lhiii取3.5,4.2lhiii:总传动比1i：链传动比li：低速级齿轮传动比hi：高速级齿轮传动比13i 214.6i 4.2hi 3.5l

6、i 明德厚学、求是创新6五五.传动系统的运动和动力参数计算传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为、；对应各轴的输入功率分别为、；对应名轴的输入转矩分别为、； 相邻两轴间的传动比分别为、；相邻两轴间的传动效率分别为、。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1 轴2 轴3 轴4 轴转速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=342.86n3=97.96n4=32.65功率P(kw)P=5.5P1=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607转矩T(Nm)T1=2

7、8.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01=1i12=4.2i23=3.5i34=3传动效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.96明德厚学、求是创新7六六.设计高速级齿轮设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2114.224=100.8,取 Z2

8、=101。5）选取螺旋角。初选螺旋角142按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd）确定公式内的各计算数值（）试选6 . 1tK（）由图，选取区域系数433. 2HZ（）由图查得78. 0120.87121.65（）计算小齿轮传递的转矩55411195.5 10/95.5 104.244/14402.8146 10TP nN mm（）由表选取齿宽系数1d（）由表查得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPaZE（ ） 由 图 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPaH6001lim，大齿轮的接触疲劳强度极限l

9、im2550HMPa（）由式计算应力循环次数916060 1440 1 (16 300 8)3.32 10hNnjL 9923.32 10 /4.20.790 10N （）由图查得接触疲劳强度寿命系数90. 01HNK95. 02HNK（）计算接触疲劳强度许用应力明德厚学、求是创新8取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim22MPaMPaHHH25.5312/ )5 .522540(2/)(21）计算（）试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得24312 1.6 2.8146

10、105.22.433 189.837.101 1.654.2531.25tdmm（）计算圆周速度1137.10 14402.8/60 100060 1000td nvm s（）计算齿宽及模数ntm11 37.1037.10dtbdmm 11cos37.10 cos141.5024tntdmmmZ2.252.25 1.503.375/37.10/3.37510.99nthmmmb h（）计算纵向重合度903. 114tan241318. 0tan318. 01Zd（）计算载荷系数 K已知使用系数1AK根据smv/2 . 1，级精度，由图查得动载荷系数1.11VK 由表查得2232231.120.

11、18(1 0.6)0.23 101.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 1037.101.417HddKb 由图查得1.34FK明德厚学、求是创新9假定100/AtK FN mmb，由表查得4 . 1FHKK故载荷系数1 1.11 1.4 1.422.21AVHHKK K KK （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得3311/37.10 2.21/1.641.32ttddK Kmm（）计算模数nm11cos41.32 cos141.6724ndmmmZ3按齿根弯曲强度设计由式32121cos2FSFdnYYZYKTm）确定计算参数（）计算载荷系数1 1.11 1.4 1.

12、342.08AVFFKK K KK （）根据纵向重合度903. 1，从图查得螺旋角影响系数88. 0Y（）计算当量齿数113322332426.27coscos 14101110.56coscos 14VVZZZZ（）查取齿形系数由表查得592. 21FaY22.172FaY（）查取应力校正系数由表查得596. 11SaY21.798SaY（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数85. 01FNK88. 02FNK明德厚学、求是创新10（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaSK

13、FEFNF57.3034 . 150085. 0111MPaSKFEFNF86.2384 . 138088. 0222（）计算大小齿轮的FSaFaYY1112222.592 1.5960.01363303.572.172 1.7980.01635238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数据大）设计计算42322 2.08 2.8146 100.88 cos 140.016351.1861 241.65nmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆

14、直径141.32dmm来计算应有的齿数。于是有11cos41.32 cos1426.71.5ndZm取127Z ，则2114.2 27113.4114Zi Z4几何尺寸计算）计算中心距12()(27 114) 1.5108.992cos2 cos14nZZmamm将中心距圆整为 109mm）按圆整后的中心距修正螺旋角12()(27 114) 1.5arccosarccos14.0322 109nZZma因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。明德厚学、求是创新11）计算大、小齿轮的分度圆直径1122227 1.541.75coscos14.03114 1.5176.25coscos14.03

15、nZ mdmmZ mdmm）计算大、小齿轮的齿根圆直径11222.541.752.5 1.5382.5176.252.5 1.5172.5fnfnddmmmddmmm）计算齿轮宽度11 41.7541.75dbdmm 圆整后取245Bmm；150Bmm5验算1122 281461348.341.75tTFNd1 1348.332.3/100/41.75AtK FN mmN mmb合适明德厚学、求是创新12七七.设计低速级齿轮设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（

16、调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2113.524=84。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(132. 2HEdttZuuTkd）确定公式各计算数值（） 试选载荷系数3 . 1tK（） 计算小齿轮传递的转矩55122495.5 10/95.5 104.034/342.8611.239 10TPnN mm（） 由表选取齿宽系数1d（） 由表查得材料的弹性影响系数2/18 .198 MPaZE（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳

17、强度极限lim2550HMPa（）由式计算应力循环次数9116060 342.86 1 (2 8 300 15)1.481 10hNn jL 9921.481 10 /3.50.423 10N （）由图查得接触疲劳强度寿命系数96. 01HNK05. 12HNK明德厚学、求是创新13（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaMPaSKHHNH57660096. 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .57755005. 12lim22）计算（） 试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中的较小值42311.3 11.239 104.5 189.82.32()63.

18、3913.5576tdmm（） 计算圆周速度 v1263.39 342.861.14/60 100060 1000td nvm s（） 计算齿宽11 63.3963.39dtbdmm （） 计算齿宽与齿高之比模数1163.392.64124tntdmmmZ齿高2.252.25 2.6415.94/63.39/5.9410.67nthmmmb h（） 计算载荷系数 K根据1.14/vm s，级精度，由图查得动载荷系数07. 1VK假设mmNbFKtA/100/，由表查得1HFKK由表查得使用系数1AK由表查得2232231.120.18(1 0.6)0.23 101.120.18(1 0.6 1

19、 ) 10.23 1063.391.422HddKb 由图2查得35. 1FK故载荷系数1 1.07 1 1.4221.522AVHHKK K KK 明德厚学、求是创新14（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得3311/63.39 1.522/1.366.81ttddK Kmm（）计算模数11/66.81/242.78mdZ3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为32112FSFdnYYZKTm）确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数85. 01FNK88. 02FN

20、K（） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式得1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaMPaS（） 计算载荷系数1 1.07 1 1.351.4445AVFFKK K KK （）查取齿形系数由表查得65. 21FaY22.212FaY（）查取应力校正系数由表查得58. 11SaY21.774SaY（）计算大小齿轮的FSaFaYY，并比较1112222.65 1.580.01379303.572.212 1.7740.01643238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数据大明德厚

21、学、求是创新15）设计计算4322 1.4445 11.239 100.016432.111 24mmm对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.11，并就近圆整为标准值2.2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径166.81dmm来计算应有的齿数。于是有11/66.81/2.230.4Zdm取131Z 大齿轮齿数2213.5 31108.5Zi Z取2109Z 4几何尺寸计算）计算分度圆直径112231 2.268.2109 2.2239.8dZ mmmdZ mmm）计算齿根圆直径1122(2.5)2.

22、2 (31 2.5)62.7(2.5)2.2 (1092.5)234.3ffdm Zmmdm Zmm）计算中心距12()/2(68.2239.8)/2154addmm）计算齿宽11 68.268.2dbdmm 取mmB702mmB7515验算1122 1123903295.968.2tTFNd1 3295.948.33/100/68.2AtK FN mmN mmb合适明德厚学、求是创新16八链传动的设计八链传动的设计1 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数119Z ，大齿轮的齿数为213 1957ZiZ 材料选择 40 钢，热处理：淬火、回火2 确定计算功率由表 96 查得1.0AK ，由图 913

23、 查得1.35zK ，单排链，则计算功率为：1.0 1.35 3.8345.18caAZPK K PkW3 选择链条型号和节距根据5.18caPkW及397.96 /minnnr查图 911，可选 24A-1。查表 91，链条节距为38.1pmm。4 计算链节数和中心距初选中心距0(30 50)(30 50) 38.111431905apmm。取01200amm。相 应 得 链 长 节 数 为201221002()102.1522PaZZZZPLPa， 取 链 长 节 数102PL 节。查表 98 得到中心距计算系数10.24521f ，则链传动的最大中心中心距为：1122()1196Paf

24、PLZZmm5 计算链速 v，确定润滑方式1197.96 19 38.11.18/60 100060 1000n Z Pvm s由1.18/vm s和链号 24A1，查图 914 可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6 计算压轴力有效圆周力为：3.8341000100032491.18PPFNv链 轮 水 平 布 置 时 的 压 轴 力 系 数1.15,FpK， 则 压 轴 力 为1.15 32493736PFpeFKFN明德厚学、求是创新177 链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分 度 圆直径d0180sin()pdZ12231.5694.5mmzzdmmd小链轮：大链轮：齿 顶 圆

25、直径admin1max11.6(1)1.25aaddpdZddpdaz1minaz1max2min2max244.2256.9732.6 770.7azazdmmdmmdmmdmm小链轮： 大链轮：齿 根 圆直径fd1fdddfz12209.3672.3fzdmmdmm小链轮：大链轮：齿高ahmin1max10.5()0.80.6250.5aahpdphpdZaz1minaz1max2min2max7.914.323.8 42.9azazhmmhmmhmmhmm小链轮： 大链轮：确 定 的最 大 轴凸 缘 直径gd02180cot1.040.76gdphZgz1gz2191.4574.2dmm

26、dmm小链轮：大链轮：明德厚学、求是创新18九九.减速器轴及轴承装置、键的设计减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率114.244,n1440 /minPkwr转速转矩412.8146 10TN mm求作用在齿轮上的力41122 2.8146 101348.341.75tantan201348.3505.8coscos14.03tan1348.3 tan14.03337.0tnrtatTFNdaFFNFFN初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取112A（ 以 下 轴 均 取 此 值 ）， 于 是 由 式 初

27、 步 估 算 轴 的 最 小 直 径33min11/112 4.244/144016.05dAP nmm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径1 2d.为了使所选的轴直径1 2d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 Tca=KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小,故取 KA=1.3,则，411.3 2.8146 1036589.8caATK TN mm查机械设计手册 ，选用 HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000N。半联轴器的孔径118dmm，故取118dmm半联轴器长度 L42，半联轴器与轴配合的毂孔长度30mmL 。轴的结构设计）拟定轴上零件

28、的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度dh1 . 007. 0,故取段的直径220dmm221lmm。 半联轴器与轴配合的毂孔长度1L=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1l的长度应该比1L略短一点，现取128lmm明德厚学、求是创新19（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据220dmm，初选型号 6205 轴承，其尺寸为25 52 15dDB，基本额定动载荷14.0rCKN基本额定静载荷7.88rCKN，mmda31mmDa46，故3825ddmm,轴段 7 的长度与轴承

29、宽度相同,故取3815llmm(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取494lmm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 4 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径ad确定431addmm（4） 轴段 5 上安装齿轮,为便于齿轮的安装,5d应略大与4d,可取535dmm.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 5 的长度5l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽50bmm,故取548lmm。齿轮右端用肩 固 定 , 由 此 可 确 定 轴 段 6 的 直 径 ,轴 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取640dmm,61.4lh,故取65lmm为减小应

30、力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 7 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径ad确定,即731addmm，712lmm（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得155.5Lmm,2125.5Lmm，348.5Lmm(6)参考表 152，取轴端为01 45，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。明德厚学、求是创新20输入轴的结构布置输入轴的结构布置明德厚学、求是创新215受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在水平面上323375.8tAXFLFNLL972.5BXtAXFFFN337.0AYaFFN（）在垂直面上132320,215.3raBAZdF LFMFNLL故505.8215.3290.5BZr

31、AZFFFN总支承反力222222375.8337.0215.3548.8AAXAYAZFFFFN2222972.5290.51015.0BBXBZFFFN）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图2375.8 125.547162.9 .AXAXMFLN mm47162.9 .BXAXMMN mm（）垂直面弯矩图2215.3 1252.527020.2AZAZMFLN mm3290.5 48.514089.3BZBZMFLN mm（）合成弯矩图222247162.927020.254354.6AAXAZMMMN mm222247126.914089.349184.2BBXBZMMMN mm3）计算

32、转矩并作转矩图128.146TTN m明德厚学、求是创新226作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C 型）66bhmmmm25Lmm齿轮：选普通平键（A 型）87bhmmmm45Lmm联轴器:由式，19144 28.14647.418 6 (253) 10TMPapd hl 查表，得MPap120100pp，键校核安全齿轮:19444 28.14614.530 7 (458) 10TMPapd hl 查表 62，得100 120MPappp，键校核安全明德厚学、求是创新238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 处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应

33、力集中，故c 截面为危险截面。根据式，并取6 . 0，轴的计算应力221() /14.7caAMTWMPa由表查得MPa601，1ca，故安全9校核轴承和计算寿命（） 校核轴承 A 和计算寿命径向载荷2222215.3375.8433.1ArAZAXFFFN轴向载荷337AaaFFN由/0.778AaArFFe，在表取 X0.56。相对轴向载荷为0337.00.04277880aFC， 在表中介于 0.0400.070 之间， 对应的 e 值为 0.240.27之间，对应 Y 值为 1.81.6，于是，用插值法求得(1.8 1.6) (0.070.0427)1.61.7820.070.04Y，

34、故0.56,1.782XY。由表取1.2pf 则，A 轴承的当量动载荷()1011.7ApArAarPfXFYFNC，校核安全该轴承寿命该轴承寿命66331101014000()()306706060 14401011.7rAhACLhnP（） 校核轴承 B 和计算寿命径向载荷2222290.5972.51015.0BrBZBXFFFN当量动载荷1.2 1015.01218.0BpBrrPf FNC，校核安全该轴承寿命该轴承寿命66331101014000()()175766060 14401218.0rBhBCLhnP明德厚学、求是创新242轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计轴（中间轴）及其

35、轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率224.034,n342.86 /minPkwr转速转矩4211.239 10TN mm求作用在齿轮上的力高速大齿轮:4212111122 11.239 101275.4176.25tantan201275.4478.5coscos14.03tan1275.4 tan14.03318.7tnrtatTFNdaFFNFFN低速小齿轮:42212222 11.239 103295.968.2tan3295.9 tan201199.6trtnTFNdFFaN初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取112A，于是由式初步估算轴的最小直径33min22

36、/112 4.034/342.8625.5dAPnmm这是安装轴承处轴的最小直径1d4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号 6206 的深沟球轴承参数如下30 62 16dDB36admm56aDmm基本额定动载荷19.5rCKN基本额定静载荷11.5rCKN故1730ddmm。轴段 1 和 7 的长度与轴承宽度相同,故取1716llmm，2636adddmm，2620llmm( 2 )轴段 3 上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,3d应略大与2d,可取340dmm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 3 的长度3l应比齿轮毂长略短,若毂长与

37、齿宽相同,已知齿宽175bmm，取370lmm。小齿轮右端用轴肩 固 定 , 由 此 可 确 定 轴 段 4 的 直 径 ,轴 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取444dmm,hl4 . 14,故取mml64( 3)轴段 5 上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,5d应略大与6d,可取540dmm。明德厚学、求是创新25齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段 5 的长度5l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽45bmm，取541lmm。大齿轮左端用轴肩 固 定 , 由 此 可 确 定 轴 段 4 的 直 径 ,轴 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取4

38、44dmm,hl4 . 14,故取mml64。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得163Lmm,262Lmm，351Lmm（4）参考表 152，取轴端为01.2 45，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。中间轴的结构布置中间轴的结构布置明德厚学、求是创新265.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力：在水平面上13223123()2514.3ttAXFLFLLFNLLL1318.7AYaFFN122057.0BXttAXFFFFN在垂直面上：2131223123()20,1080.7rarBAZdF LFFLLMFNLLL故12597.4BZrrAZFFFFN总支承反力：2222222514.33

39、18.71080.72755.2AAXAYAZFFFFN22222057.0597.42142.0BBXBZFFFN2)计算弯矩在水平面上：132057.0 51104907.BXBXMFLN mm212514.3 63158372.9 .AXAXMFLN mm11104907.XBXMMN mm22158372.9 .XAXMMN mm在垂直面上：1330467.4 .BZBZMFLN mm213158552.8 .2BZBZadMFLFN mm211080.7 6366922.1 .AZAZMFLN mm1130467.4zBZMMN mm1158552.8zBZMMN mm2266922

40、.1ZAZMMN mm明德厚学、求是创新27故222211110490730467.4109340.0XZMMMN mm222211110490758552.8120196.7XZMMMN mm2222222153372.366922.1167353.4XZMMMN mm3)计算转矩并作转矩图2112390TTN mm6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A 型）12 8bh56Lmmmmhk45 . 044lLbmm由式，2232.0pTMPakdl明德厚学、求是创新28查表，得MPap120100pp，键校核安全2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A 型）

41、12 8bh36Lmmmmhk45 . 024lLbmm由式，2258.5pTMPakdl查表，得MPap120100pp，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取6 . 02222() /28.2aMTWMPa由表查得MPa601，21a，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承 A 和计算寿命径向载荷222736.7ArAXAZFFFN轴向载荷318.7AaAYFFN/0.12AaArFFe,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6,2 . 10 . 1pf,取1.0pf ,故()2736.7A

42、pArAaPfXFYFN因为PCr，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命63210()1771560rAhACLhnP）校核轴承 B 和计算寿命径向载荷222142.0BrBXBZFFFN当量动载荷2142BpBrrPf FNC，校核安全该轴承寿命该轴承寿命63210()3385060rBhBCLhnP查表 13-3 得预期计算寿命12000hBhLL，故安全。明德厚学、求是创新293.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 输入功率33.834PKW转速397.96 /minnr转矩3373.869TN m2第三轴上齿轮受力3222 3738693118.2239.8

43、tTFNdtan3118.2 tan201135.0rtnFFaN。3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径33min33/112 3.834/97.9638.1dAPnmm这是安装链轮处轴的最小直径kd，取140kddmm，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：114 (0.019.5)74.06kzdldmmmm，为保证链轮与箱体的距离，取180lmm4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段 2 和轴段 7 用来安装轴承，根据140dmm，初选型号 6309 的深沟球轴承，参数基本：45 100 25dDB54admm9

44、1aDmm基本额定动载荷52.8rCKN基本额定静载荷31.8rCKN。由此可以确定：2745ddmm2725llmm（2） 为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段 3 和 6 的直径应根据 6309 的深沟球轴承的定位轴肩直径ad确定,即3654adddmm，取618lmm( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装,5d应略大与6d,可取558dmm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段 5 的长度5l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽70bmm，取565lmm。大齿轮右端用 轴 肩 固 定 , 由 此 可 确 定 轴 段 4 的 直 径 , 轴 肩 高 度dh1 . 007. 0, 取468dmm,hl4 . 14,故取47lmm。明德厚学、求是创新30(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取358lmm（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得163Lmm,2110Lmm，355.5Lmm（6）参考表 152，取轴端为01.2 45，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。输出轴的结构布置输出轴的结构布置明德厚学、求是创新315.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在水平面上0A