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 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 0.97（ 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1

3、1. 联轴器设计传动装置总体设计方案第二部分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a：0.96X 0.993 X 0.972 X 0.99X 0.97=0.84a=1为V带的效率，2为轴承的效率，3为齿轮啮合传动的效率，4为联轴器的效 率，5为滚筒的效率(包括滚筒和对应轴承

4、的效率)。第三部分电动机的选择1电动机的选择执行机构转速n:n=60r/m in工作机的功率pw：pw=nn DF60X 3.14X 325X 500060 X 1000 =60 X 1000 X 1000= 5.1 KWpd=pw n a5.10.84=6.07 KW电动机所需工作功率为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 = iaX n = (16X 160) X 60 = 9609600r/min。综合考虑电动机和传

5、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 丫132M-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/min2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=n m/n=1440/60=24(2) 分配传动装置传动比：ia=iox i式中io,ii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io=2.5，则减速器传动比为：i=ia/io=24/2.5=9.6取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：ii2 =1.3i = ,

6、1.3x 9.6 = 3.53则低速级的传动比为：i23 = i12 = 353 = 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 :=n m/io =144o/2.5 =576 r/mi nnii =:n i/i12 =576/3.53 =163.2 r/minniii:=nii/i23 :=163.2/2.72=6o r/minniv = n iii = 60 r/min(2)各轴输入功率：Pi = PdX= 6.07X 0.96 = 5.83 KWPII =:Pi X=5.83X 0.99X 0.97 =:5.6 KWPill =:Pii X=5.6X 0.99X 0

7、.97 =5.38 KWPiv =Piii X=5.38X 0.99X 0.99 =:5.27 KW则各轴的输出功率:Pi'=Pi X 0.99 =5.77 KWPii=Pii X 0.99 =5.54 KWPiii '=Piii X 0.99 ；=5.33 KWPiv =Piv X 0.99=5.22 KW(3)各轴输入转矩：Ti = TdX ioX电动机轴的输出转矩：Td = 9550X=9550X6.071440=40.3 NmTii = TiX i12 XTiii = Tii X i23XTIV = Tiii X所以:Ti = TdX i0X= 40.3X 2.5X 0

8、.96 = 96.7 Nm=96.7X 3.53X 0.99 X 0.97 = 327.8 Nm=327.8X 2.72 X 0.99X 0.97 = 856.2 Nm=856.2X 0.99X 0.99 = 839.2 Nm输出转矩为:Ti = TiX 0.99 = 95.7 NmTii = Tii X 0.99 = 324.5 NmTiii = Tiii X 0.99 = 847.6 NmTiV' = TiVX 0.99 = 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 = 1.1X6.07 = 6.68 KW根据手册查得知其交

9、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 = n1X d1X (1- )/n2 = i0X d1X (1- )= 2.5X100X(1-0.02) = 245 mm 由手册选取 d2 = 250 mm。带速验算：V = nmX diXn /(60X 1000)=1440 X 100Xn /(60X 1000) = 7.54 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距 a0.7X (d1+d2)<a0<2X (d1+d2)0.7X (100+250)wa0<2X (100+250)

10、245W ao< 700初定中心距ao = 472.5 mm,则带长为：2Lo = 2ao+ nX (di+d2)/2+(d2-di)2/(4 x ao)=2X 472.5+nX (100+250)/2+(250-100)2/(4 X 472.5)=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 ：= 1800-(d2-d1) X 57.30/a= 1800-(250-100)X57.30/519.5= 163.50>12005 确定带的

11、根数：Z = Pc/(P0+ P0)XKLXK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 = 500X PcX(2.5/K -1)/(ZX V)+qX V2= 500X6.68X(2.5/0.96-1)/(5X7.54)+0.10X7.542 = 147.8 N 作用在轴上的压力：FQ = 2X ZX F0X sin( 1/2)= 2X5X147.8Xsin(163.5/2) = 1462.6 N第六部分齿轮的设计(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

12、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：Zi = 21,则：Z2 = ii2 X Zi = 3.53X 21 = 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:XU±1X ZHZE2u。Hd 2KtT1 d1t、d£ a确定各参数的值：1) 试选 Kt = 1.22) T1 = 96.7 Nm3) 选取齿宽系数d = 1Ze = 189.8 MPa2.5Hlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数

13、5) 由图8-15查得节点区域系数Zh :6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限： 度极限：Hlim2 = 560 MPa。7) 计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：Ni = 60nkth = 60X 576X 1 X 10X 300X 2X 8 = 1.66X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 60n kth = N1/u = 1.66 X 109/3.53 = 4.7X 1088)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:Khn1 = 0.88,Khn2 = 0.99)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:h1 =HN1 sHlim1 = 0.88x 610 = 536.8 M

14、PaH2 =KHN2 c Hlim2=0.9X 560 = 504 MPa许用接触应力:H=(H* 1+h2)/2 = (536.8+504)/2 = 520.4 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径3 2X 2.5X 96.7X 10003.53+1X 3.53 X2.5X 189.8 2d1tmn =Z180.221= 3.82 mmZ1+Z2 叫2取为标准值：3 mm。2) 中心距:(21+74) X 3=2= 142.5 mm3) 计算齿轮参数:d1 = Z1mn = 21X 3 = 63 mmd2 = Z2mn = 74 X 3 = 222 mmb = © dX d1 =

15、63 mmb圆整为整数为：b = 63 mm4) 计算圆周速度v:n d1n13.14X 63 X 576v = = = 1 9 m/s60X 100060X1000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：Kh = 1.1, Kf = 1.1;齿轮宽高比为:b- hb*(2ha+c*)m63(2 X 1+0.25)X 3=9.33求得：Kh = 1.09+0.26 d2+0.33X 10-3b = 1.09+0.26X 0.82+0.33X 10-3X 63 = 1.37,由图 8-12 查得：Kf = 1.

16、342) K = KaKvKf Kf = 1X 1.1X 1.1X 1.34 = 1.623) 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：Ysa1 = 1.57 Ysa2 = 1.774) 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:Flim1 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa5) 同例8-2 :小齿轮应力循环次数：Ni = 1.66X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 4.7X 1086) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfni = 0.84 Kfn2 = 0.857) 计算

17、弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15 得:F1 =KFN1 c Flim1S0.84X 245=158.3大齿轮数值大选用KFN2 c Flim20.85X 220卜2 =S=1.3=143.8丫Fa1YSa12.73X 1.57=0.02708F1=158.3YFa2YSa22.25X 1.77=0.02769c F2-143.8(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=2.7 mm2.7W 3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 = dX di = 63 mmb圆整为整数为：b = 63 mm圆整的大小齿轮宽度为

18、：bi = 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：200HBS取小齿齿数：Z3 = 24,则：Z4 = i23X Z3 = 2.72X 24 = 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:d1t确定各参数的值：1) 试选 Kt = 2.52

19、) T2 = 327.8 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 = 2.56) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1 = 610 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560 MPa。7) 计算应力循环次数: 小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60X 163.2X 1 X 10X 300X 2X 8 = 4.7X 108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 4.7X 108/2.72 = 1.73X 1088)9)由图8-19查得接触疲劳

20、寿命系数：Khni = 0.9,Khn3 = 0.92计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:h3 = HN3 /叩 2X 2.5X 327.8X 1000 2.72+12.5X 189.8 2X = 121.2 mm4修正计算结果:1) 确定模数:= 0.9X 610 = 549 MPah4 = HN4QHlim4 = 0.92X 560 = 515.2 MPa许用接触应力:h = ( h3+ h4)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径：d1t：d1t2.72532.1d1t mn = _Z3121.22= 5.05 m

21、m取为标准值：5 mm。2) 中心距:Z3+Z4 mn(24+65) X 52=222.5 mm3) 计算齿轮参数:d3 = Z3mn = 24 X 5 = 120 mmd4 = Z4mn = 65 X 5 = 325 mmb = © dxd3 = 120 mmb圆整为整数为：b = 120 mm4) 计算圆周速度v:60X1000=1.02 m/s_ 3.14X 120X 163.2=60X1000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：Kh = 1.1，Kf = 1.1；齿轮宽高比为:bb120=

22、10 67h(2h；+c*)mn(2 X 1+0.25)X 5求得：Kh = 1.09+0.26 d4+0.33X 10-3b = 1.09+0.26X 0.82+0.33X 10-3X 120 = 1.39,由图 8-12 查得：Kf = 1.362) K = KaKvKf Kf = 1X 1.1X 1.1X 1.36 = 1.653) 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 = 1.754) 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:Flim3 = 245 MP

23、aFlim4 =220 MPa5) 同例8-2 :小齿轮应力循环次数：N3 = 4.7X108大齿轮应力循环次数：N4 = 1.73X 1086) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:Kfn3 = 0.85Kfn4 = 0.887) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15 得:KFN3 ° Flim3F3 =S0.85X 245=160.2大齿轮数值大选用KFN4 ° Flim4f4 = SYFa4YSa4° fU丫Fadsa4° F40.88X 2202.63X 1.59160.22.27X 1.75148.9(2) 按式8-23校核齿根弯

24、曲疲劳强度:=148.9=0.0261=0.02668=3.69 mm3.69W 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 = 120 mmd4 = 325 mmb = d x d3 = 120 mmb圆整为整数为：b = 120 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 125 mm b4 = 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I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 Nm求作用在齿轮上的力：已知高速级小齿轮的分度圆直

25、径为：d1 = 63 mmF 2T1Ft =d12X 96" 1000 = 3069.8 N63Fr = Ftx tan t = 3069.8X tan20° = 1117.3 N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: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：di2 = 25 mm。带轮的宽度：B = (Z-1) x e+2X f = (5-1) x 18+2x 8 = 88mm,为保证大带轮定位可靠取：Ii2 = 86 mm。大带轮右端用轴

26、肩定位，故取11-111 段轴直径为：d23 = 30 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20,取:I23 = 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；因轴只受径载荷作用，查轴承 样本选用：6207型深沟球轴承，其尺寸为：dx D x T = 35x 72x 17 mm，轴承右 端采用挡油环定位，取：也=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 =

27、42 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于：d1W 2d56，所以小齿轮应 该和输入轴制成一体，所以：156 = 68 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位， 则：167 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 125+12+10+8 = 155 mml78 = T = 17 mm5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.

28、5 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (68/2+18+17-17/2)mm = 60.5 mm 2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）:Fnhi =FtL3L2+L33069.8X 60.5197.5+60.5=719.9 NFnH2 =FtL2L2+L33069.8X 197.5197.5+60.5=2349.9 N垂直面支反力（见图d）:Fnv1 =FrL3-FQ(L1+L2+L3)L2+L31117.3X 60.5-1462.6X (87.5+197.5+60.5)197.5+60.5-1696.6 NFnV2 =FrL2+FQL1L2+L31117.3X 197.5+1462.

29、6X 87.5197.5+60.5=1351.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = Fnh1 L2 = 719.9X 197.5 Nmm = 142180 Nmm截面A处的垂直弯矩：Mv0 = FqL1 = 1462.6X 87.5 Nmm = 127977 Nmm截面C处的垂直弯矩：Mv1 = Fnv1 L2 = -1696.6X 197.5 Nmm = -335078 NmmM V2 = Fnv2L3 = 1351.3X 60.5 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 =M2 =363995

30、Nmm=164009 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:=0.6,则有：Mcaca = WZM1+( a T1)2寸3639952+(0.6X 96.7X1000)2=W=0.1X 633MPa=14.7 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：II轴的设计1求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 5.

31、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 mmF2T2Ft =d22X 327.8X 1000222=2953.2 NFr = FtX tan t = 2953.2X tan200 = 1074.9 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为d3 = 120 mm2T2Ft = 一d32X 327.8X 1000120=5463.3 NFr = FtXtan t = 5463.3Xtan20 = 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

32、版）表15-3，取：A0 = 107,得: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：dX D X T = 35X 72X 17 mm,贝U: 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，贝U： I23 = 61 mm,轴肩高度：h = 0.07d = 0.07X40 = 2.8 mm,轴肩宽度: b> 1.4h = 1.4X2.8 = 3.92 mm,所以：d34 = d56 = 46 mm, I34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d

33、34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，145 = 125 mm，贝Ii2 = T2+s+a+2.5+2 = 39.5 mml56 = 10-3 = 7 mm|67 = T2+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

34、= （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）:l Ft1(L2+L3)+Ft2L3Fnh1 =L1+L2+L3l Ft1L1+Ft2(L1+L2)Fnh2 =L1+L2+L3=4145.3 N2953.2X (108.5+89)+5463.3X 8960.5+108.5+892953" 6°.5+5463少(6°.5+108.5)= 4271 2 n60.5+108.5+894271.2 N垂直面支反力（见图d）:Fr1(L2+L3)-Fr2L3Fnv1 =L1+L2+L31074.9X (108.5+89)

35、-1988.5X 8960.5+108.5+89l Fr1L1-Fr2(L1+L2)Fnv2 =L1+L2+L31074.9X 60.5-1988.5X (60.5+108.5)60.5+108.5+89=136.9 N=-1050.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:Mhi = FnhiLi = 4145.3X 60.5 Nmm = 250791 NmmMh2 = Fnh2 L3 = 4271.2X 89 Nmm = 380137 Nmm截面B、C处的垂直弯矩:Mvi = Fnvi Li = 136.9X 60.5 Nmm = 8282 NmmM V2 = Fnv2L

36、3 = -1050.5X 89 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：/-22_M 1 = Mh+Mv1 = 250928 Nmm!2可M 2 =M h2+M V2 = 391466 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：B）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=0.6，则有:MPaMcaM1+(aT2)22 1ca = W =W2509282+(0.6X 327.8

37、X 1000)20.1 X 403=49.8 MPa< = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W寸，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:FtlFNHEFNY£12F-tlMH?MH1MaiFWVSeM2F)g)iii轴的设计1求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：C1)耳FNV1ErqP3 = 5.38 KW n3 = 60 r/min T3 = 856.2 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 = 325 mmFt =2T3d42X 856.2X 1000325=5268.9 NFr = FtX tan t = 52

38、68.9X tan20° = 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 = A0X飞 Z-3 = 112 A I538 = 50.1 mm j 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：Tea = 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：Tea = KAT3 = 1.2 X 856.2 = 1027.4 Nm由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为：LT10型，其

39、尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度107 mm，贝U: d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：I12 =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 = 73mm,左端用轴肩定位，故取11-山 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型深沟球轴承，其尺寸为：dx D x T = 70mmx 125mm x 24mm。 由轴承样

40、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：I = 20 mm, I23 = 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 = 79mm,所以：d67 = 79 mm,为使齿轮定位可靠取：167 = 118 mm,齿轮右端采用轴 肩定位，轴肩高度：h > 0.07d = 0.07X 79 = 5.53 mm,轴肩宽度：b > 1.4h = 1.4X 5.53 = 7.74 mm,所以：d56 = 91 mm, 156 = 10 mm

41、；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，贝U: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 mm2）计算轴的支反力：水平面支反

42、力（见图b）:Fnh1 =FtL3L2+L35268.9X 92.5172.5+92.5=1839.1 NFtL2Fnh2 = L2+L35268.9X 172.5172.5+92.5垂直面支反力（见图d）:Fnvi =FrL3L2+L31917.7X 92.5172.5+92.5FrL2FNV2 = L2+L31917.7X 172.5172.5+92.5=3429.8 N=669.4 N=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 = 1839.1 X 172.5 Nmm = 317245 Nmm截面C处的垂直弯矩:Mv = Fnv1 L2 =

43、 669.4X 172.5 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:2 2Mh+M v = 337607 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: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=0.6，则有:ca 一McaWM(+(a T3)2=W二2+(O.6X 856.2X 1000)20.1X 793MPa=10.4 MPa< = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并

44、有一定的裕度（注：计算 W寸，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：bx hx l = 8mmx 7mmx 80mm,接触长度:l'=80-8 = 72 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x 7x 72x 25x 120/1000 = 378 NmT > 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 = 12mmx8mmx50mm,接触长度：=50-12 = 38 mm,则键

45、联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x8x38x40x120/1000 = 364.8 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 = 22mm x 14mmx 110mm,接触长度：= 110-22 = 88 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x14x88x79x120/1000 = 2919.8 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 hx l = 18mm

46、 x 11mmx 100mm,接触长度：=100-18 = 82 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld f = 0.25X 11X 82X 63X 120/1000 = 1704.8 NmT > T3，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 = 10X2X 8X 300 = 48000 h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 NC =1117.3X求轴承应有的基本额定载荷值 C为:60 X 严 X 48000 = 13226 N106选择轴承型号:查课本表11-5，

47、选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有:Lh =气60 n10625.5X 1000 35 ,60X 5761117.3= 3.44 X 10 ' Lh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:=1988.5X(3)选择轴承型号:3 ''60X 163.2106X48000=15461 N查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有:逆C3P60n=2.15X 105> Lh_10625.5X 1000 3=60 X 163.21988.5所以轴承预期寿命足够。输出轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P:求轴承应有的基本额定载荷值=1917.7X 3因该轴承只受径向力，所以：P = Fr = 1917.7 N60X660X 48000 = 106