机械设计课程设计-二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计T=750 V=0.63 D=300

1、机械设计课程设计说明书（二级斜齿圆柱齿轮减速器）全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411姓名：学号：专业：教师：目 录第一部分 课程设计任务书.1第二部分 传动装置总体设计方案.2第三部分 电动机的选择.3第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.4第五部分 V 带的设计.6第六部分 齿轮的设计.7第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计.18第八部分 键联接的选择及校核计算.31第九部分 轴承的选择及校核计算.32第十部分 减速器及其附件的设计.34第十一部分 润滑与密封设计.35设计小结.35参考文献.36I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

2、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

3、设计19. 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:2ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1

4、 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 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度 v:v=0.63m/s工作机的功率 pw:pw=2TV1000D=2×750×0.63300= 3.15 KW电动机所需工作功率为:pd=pwa=3.150.82= 3.84 KW执行机构的曲柄转速为:n =60×1000V×D=60×1000×0.63×300= 40.1 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=2

5、4，二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 = ia×n = (16×160)×40.1 = 641.66416r/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 Y112M-4 的三相异步电动机，额定功率为 4KW,满载转速 nm=1440r/min，同步转速 1500r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：3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=1440/40.1=35.

6、9（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i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=3，则减速器传动比为:i=ia/i0=35.9/3=12取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 1.4i = 1.4×12 = 4.1则低速级的传动比为:i23 =ii12= 12 4.1= 2.93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 = 1440/3 = 480 r/minnII = nI/i12 = 480/4.1 = 117.1 r/minnIII = nII/i23 = 117.1

7、/2.93 = 40 r/minnIV = nIII = 40 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 3.84×0.96 = 3.69 KWPII = PI×h2×h3 = 3.69×0.98×0.97 = 3.51 KW4PIII = PII×h2×h3 = 3.51×0.98×0.97 = 3.34 KWPIV = PIII×h2×h4 = 3.34×0.98×0.99 = 3.24 KW则各轴的输出功率：PI' = PI&#

8、215;0.98 = 3.62 KWPII' = PII×0.98 = 3.44 KWPIII' = PIII×0.98 = 3.27 KWPIV' = PIV×0.98 = 3.18 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×i0×h1电动机轴的输出转矩:pdTd = 9550×nm= 9550×3.841440= 25.5 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 25.5×3×0.96 = 73.4 NmTII = TI×i12×h2&#

9、215;h3 = 73.4×4.1×0.98×0.97 = 286.1 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 286.1×2.93×0.98×0.97 = 796.9 NmTIV = TIII×h2×h4 = 796.9×0.98×0.99 = 773.2 Nm输出转矩为：TI' = TI×0.98 = 71.9 NmTII' = TII×0.98 = 280.4 NmTIII' = TIII×0.9

10、8 = 781 NmTIV' = TIV×0.98 = 757.7 Nm5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 = 1.1×3.84 = 4.22 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 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 3×100×(1-0.02) = 294 mm由手册选取 d2 = 300 mm。带速验算：V =

11、nm×d1×/(60×1000)= 1440×100×/(60×1000) = 7.54 m/s介于 525m/s 范围内，故合适。3 确定带长和中心距 a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(100+300)a02×(100+300)280a0800初定中心距 a0 = 540 mm，则带长为:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×540+×(100+300)/2+(300-100)2/(4

12、5;540)=1727 mm由表 9-3 选用 Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm64 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(300-100)×57.30/576.5= 160.10>12005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 4.22/(1.32+0.17)×1.01×0.95) = 2.95故要取 Z = 3 根 A 型 V 带。6 计算轴上

13、的压力：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×4.22×(2.5/0.95-1)/(3×7.54)+0.10×7.542 = 157.9 N作用在轴上的压力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×3×157.9×sin(160.1/2) = 933 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，故大小齿轮都选用软齿面渐

14、开线斜齿轮。1） 材料：高速级小齿轮选用 40Cr 钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。7高速级大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1= 23，则：Z2 = i12×Z1 = 4.1×23 = 94.3 取：Z2 = 942） 初选螺旋角:b = 160。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d1t 32Kt T1 d×u±1 u×ZHZEH2确定各参数的值:1) 试选 Kt = 2.52) T1 = 73.4 Nm3) 选取齿宽系数yd = 14) 由表 8-5 查得材料的弹性

15、影响系数 ZE = 189.8 MPa5) 由图 8-15 查得节点区域系数 ZH = 2.426) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2×(1/23+1/94)×cos160 = 1.6417) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×23×tan160 = 2.18) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.641= 0.7819) 由式 8-21 得：Zb = cos = c

16、os16 = 0.98810) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×300×2×8 = 1.38×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38×109/4.1 = 3.37×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 计算接触疲劳许

17、用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:sH1 =KHN1Hlim1S= 0.88×650 = 572 MPasH2 =KHN2Hlim2S= 0.9×530 = 477 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:d1t 32Kt T1u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×73.4×1000×4.1+1×1×1.641 4.12.42×189.8524.5

18、2= 59.8 mm4 修正计算结果：1) 确定模数：mn =d1tcosZ1=59.8×cos16023= 2.5 mm取为标准值:2.5 mm。2) 中心距：9a =Z1+Z2 mn2cos=(23+94)×2.52×cos160= 152.1 mm3) 螺旋角：b = arccosZ1+Z2 mn2a(23+94)×2.5 2×152.1= arccos= 1604) 计算齿轮参数：d1 =Z1mncos=23×2.5cos160= 60 mmd2 =Z2mncos=94×2.5cos160= 244 mmb = d&

19、#215;d1 = 60 mmb 圆整为整数为：b = 60 mm。5) 计算圆周速度 v:v =d1n160×1000=3.14×60×48060×1000= 1.51 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) 当量齿数：ZV1 = Z1/cos3b = 23/cos3160 = 25.9ZV2 = Z2/cos3b = 94/cos3160 = 105.82)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/25.9+1/

20、105.8)×cos160 = 1.6593) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68104) 由图 8-26 和eb = 2.1 查得螺旋角系数 Yb = 0.865)Y=3.7411.641×0.68= 3.35前已求得:KHa = 1.74<3.35，故取：KFa = 1.746)bh=b*am+c*)mn(2h=60(2×1+0.25)×2.5= 10.67且前已求得:KHb = 1.37，由图 8-12 查得：KFb = 1.347) K = KAKVKFaKFb = 1×1

21、.1×1.74×1.34 = 2.568) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.839) 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 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.38×109大齿轮应力循环次数:N2 = 3.37×10811) 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.8612

22、) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：sF1 =KFN1Flim1S=0.85×5001.3= 326.9sF2 =KFN2Flim2S=0.86×3801.3= 251.411YFa1YSa1F1=2.61×1.61326.9= 0.01285YFa2YSa2F2=2.17×1.83251.4= 0.0158大齿轮数值大选用。(2) 按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：mn322KT1Ycos YFaYSa×2dZ1 F=322×2.56×73.4×1000×0.86×

23、;cos 16×0.015821×23 ×1.641= 1.75 mm1.752.5 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 60 mmd2 = 244 mmb = yd×d1 = 60 mmb 圆整为整数为：b = 60 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 152 mm，模数：m = 2.5 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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜12齿轮。1） 材料：高速级小齿轮选用 40Cr 钢调质，

24、齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z3= 26，则：Z4 = i23×Z3 = 2.93×26 = 76.18 取：Z4 = 762） 初选螺旋角:b = 140。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d3t 32Kt T2 d×u±1 u×ZHZEH2确定各参数的值:1) 试选 Kt = 2.52) T2 = 286.1 Nm3) 选取齿宽系数yd = 14) 由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8 MPa5) 由图 8-1

25、5 查得节点区域系数 ZH = 2.446) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/26+1/76)×cos140 = 1.6417) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×26×tan140 = 2.068) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.641= 0.781139) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos14 = 0.9910) 查得小齿轮的接触疲劳

26、强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×117.1×1×10×300×2×8 = 3.37×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.37×108/2.93 = 1.15×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.9213) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,

27、得:sH3 =KHN3Hlim3S= 0.9×650 = 585 MPasH4 =KHN4Hlim4S= 0.92×530 = 487.6 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:d3t 32Kt T2u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×286.1×1000×2.93+1×1×1.641 2.932.44×189.8536.32= 95.5 mm4 修正计算

28、结果：1) 确定模数：mn =d3tcosZ3=95.5×cos14026= 3.56 mm14取为标准值:3.5 mm。2) 中心距：a =Z3+Z4 mn2cos=(26+76)×3.52×cos140= 184 mm3) 螺旋角：b = arccosZ3+Z4 mn2a(26+76)×3.5 2×184= arccos= 14.104) 计算齿轮参数：d3 =Z3mncos=26×3.5cos14.10= 94 mmd4 =Z4mncos=76×3.5cos14.10= 274 mmb = d×d3 = 94

29、 mmb 圆整为整数为：b = 94 mm。5) 计算圆周速度 v:v =d3n260×1000=3.14×94×117.160×1000= 0.58 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) 当量齿数：ZV3 = Z3/cos3b = 26/cos314.10 = 28.5ZV4 = Z4/cos3b = 76/cos314.10 = 83.32)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/28.5+1/83.3)&#

30、215;cos14.10 = 1.677153) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.674) 由图 8-26 和eb = 2.08 查得螺旋角系数 Yb = 0.875)Y=3.7431.663×0.67= 3.36前已求得:KHa = 1.77<3.36，故取：KFa = 1.776)bh=b*am+c*)mn(2h=94(2×1+0.25)×3.5= 11.94且前已求得:KHb = 1.39，由图 8-12 查得：KFb = 1.367) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1

31、15;1.77×1.36 = 2.658) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.54 YFa4 = 2.23应力校正系数:YSa3 = 1.63 YSa4 = 1.779) 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 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 3.37×108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.15×10811) 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.8912) 计算弯

32、曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16sF3 =KFN3Flim3S=0.86×5001.3= 330.8sF4 =KFN4Flim4S=0.89×3801.3= 260.2YFa3YSa3F3=2.54×1.63330.8= 0.01252YFa4YSa4F4=2.23×1.77260.2= 0.01517大齿轮数值大选用。(2) 按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：mn322KT2Ycos YFaYSa×2dZ3 F=322×2.65×286.1×1000×0.87×co

33、s 14.1×0.0151721×26 ×1.663= 2.55 mm2.553.5 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 94 mmd4 = 274 mmb = yd×d3 = 94 mmb 圆整为整数为：b = 94 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 99 mm b4 = 94 mm中心距：a = 184 mm，模数：m = 3.5 mm17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 = 3.69 KW n1 = 480 r/min T1 = 73.4 Nm

34、2 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 = 60 mm则:Ft =2T1d1=2×73.4×100060= 2446.7 Ntann cosFr = Ft×0 tan20cos16= 2446.7×0 = 926.4 NFa = Fttanb = 2446.7×tan160 = 701.2 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：3P13 3.69dmin = A0× = 22.1 mm= 112×

35、;480n1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 = 23 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (3-1)×18+2×8 = 52 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 50 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取 II-III 段轴直径为:d23 = 27 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20，取:l23 = 35 mm。184 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

36、 = d78 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30206 型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:d×D×T = 30×62×17.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 17.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得 30206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67= 36 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 = 65 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18

37、mml45 = b3+c+a+s = 99+12+10+8 = 129 mml78 = T =17.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30206 圆锥滚子轴承查手册得 a = 16 mm带轮中点距左支点距离 L1 = (52/2+35+16)mm = 77 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (65/2+17.25+129-16)mm = 162.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (65/2+18+17.25-16)mm = 51.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1 = FtL3 L2+L3=2446.7×51.

38、8162.8+51.8= 590.6 NFNH2 = FtL2 L2+L3=2446.7×162.8162.8+51.8= 1856.1 N19垂直面支反力（见图 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)L2+L3=926.4×51.8+701.2×60/2-933×(77+162.8+51.8)162.8+51.8= -946.1 NFNV2 = FrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L3=926.4×162.8-701.2×60/2+933×77162.8+51.8= 939.5 N3）计算轴

39、的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 590.6×162.8 Nmm = 96150 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 933×77 Nmm = 71841 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -946.1×162.8 Nmm = -154025 NmmMV2 = FNV2L3 = 939.5×51.8 Nmm = 48666 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 2M1 = MH+MV1 = 181572 Nmm2 2M2

40、= MH+MV2 = 107765 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a = 0.6，则有：20sca = McaW=21+(T1)2MW=1815722+(0.6×73.4×1000)20.1×603MPa= 8.6 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：21II 轴的

41、设计1 求中间轴上的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2：P2 = 3.51 KW n2 = 117.1 r/min T2 = 286.1 Nm2 求作用在齿轮上的力:22已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 244 mm则:Ft =2T2d2=2×286.1×1000244= 2345.1 Ntann cosFr = Ft×0 tan20cos16= 2345.1×0 = 887.9 NFa = Fttanb = 2345.1×tan160 = 672.1 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 94 mm则:Ft =2T2d3=2&

42、#215;286.1×100094= 6087.2 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 6087.2× 0 = 2284.3 Ncos14.1Fa = Fttanb = 6087.2×tan14.10 = 1528.2 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:3P23 3.51dmin = A0× = 33.2 mm= 107×117.1n2中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 d12 和 d67,选定轴承型号

43、为：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 35×72×18.25 mm，则 ：d12 = d67 = 3523mm。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 = 58 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×40 = 2.8 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×2.8 = 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

44、为：d45 = 94 mm，l45 = 99 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30207 圆锥滚子轴承查手册得 a = 18.5 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1 = (60/2-2+40.75-18.5)mm = 50.2 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 = (60/2+14.5+b3/2)mm = 94 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3 = (b3/2+7+

45、29.25-18.5)mm = 67.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1 = Ft1(L2+L3)+Ft2L3 L1+L2+L3=2345.1×(94+67.2)+6087.2×67.250.2+94+67.2= 3723.2 NFNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3=2345.1×50.2+6087.2×(50.2+94)50.2+94+67.2= 4709.1 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1 =Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=887.9

46、15;(94+67.2)+672.1×244/2-2284.3×67.2+1528.2×94/250.2+94+67.2= 678.6 NFNV2 =Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=24887.9×50.2-672.1×244/2-2284.3×(50.2+94)-1528.2×94/250.2+94+67.2= -2075 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 B、C 处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 3723.2×50.2 Nmm = 186905 N

47、mmMH2 = FNH2L3 = 4709.1×67.2 Nmm = 316452 Nmm截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 678.6×50.2 Nmm = 34066 NmmMV2 = FNV2L3 = -2075×67.2 Nmm = -139440 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：2 2M1 = MH1+MV1 = 189984 Nmm2 2M2 = MH2+MV2 = 345811 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

48、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 = McaW=21+(T2)2MW=1899842+(0.6×286.1×1000)20.1×403MPa= 40 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：25III 轴的设计1 求输出轴上的功率 P3、转速 n3 和转矩 T3：P3 = 3.34 KW n3 = 40 r/min T3 = 796.9

49、Nm262 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 = 274 mm则:Ft =2T3d4=2×796.9×1000274= 5816.8 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 5816.8×0 = 2182.8 Ncos14.1Fa = Fttanb = 5816.8×tan14.10 = 1460.3 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:3P33 3.34dmin = A0× = 49 mm

50、= 112×40n3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 = 1.2×796.9 = 956.3 Nm由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为:LT9 型，其尺寸为：内孔直径 50mm，轴孔长度 84 mm，则 ：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 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 = 60 mm，左端用轴肩定位，故取 II-III 段

51、轴直径为：d23 = 54 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：27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 = 55 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30211 型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 55mm×100mm×22.75mm。由轴承样本查得 30211 型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5mm，故取：d45 = 64 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 = 2

52、0 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 = 64mm，所以：d67 = 64 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 92 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×64 = 4.48 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×4.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 22.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 60+10+8+5+12+2.5-10 = 87.5

53、mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30211 圆锥滚子轴承查手册得 a = 22.5 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (94/2+10+87.5+22.75-22.5)mm = 144.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (94/2-2+45.25-22.5)mm = 67.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1 = FtL3 L2+L3=5816.8×67.8144.8+67.8= 1855 N28FNH2 = FtL2 L

54、2+L3=5816.8×144.8144.8+67.8= 3961.8 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3=2182.8×67.8+1460.3×274/2144.8+67.8= 1637.1 NFNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3=1460.3×274/2-2182.8×144.8144.8+67.8= -545.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1855×144.8 Nmm = 268604 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1637.1×144.8 Nmm = 237052 NmmMV2 = FNV2L3