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=975 V=0.85 D=350

1、全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411机械设计课程设计说明书（二级斜齿圆柱齿轮减速器）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=0.85m/s工作机的功率 pw:pw=2TV1000D=2×975×0.85350= 4.74 KW电动机所需工作功率为:pd=pwa=4.740.82= 5.78 KW执行机构的曲柄转速为:n =60×1000V×D=60×1000×0.85×350= 46.4 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)×46.4 = 742.47424r/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 Y132M-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/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=1440/46.4=3

6、1（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=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=31/2.5=12.4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 = 4.17则低速级的传动比为:i23 =ii12= 12.4 4.17= 2.97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 = 1440/2.5 = 576 r/minnII = nI/i12 = 576/4.17 = 138.1 r/minnIII = nI

7、I/i23 = 138.1/2.97 = 46.5 r/minnIV = nIII = 46.5 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 5.78×0.96 = 5.55 KWPII = PI×h2×h3 = 5.55×0.98×0.97 = 5.28 KW4PIII = PII×h2×h3 = 5.28×0.98×0.97 = 5.02 KWPIV = PIII×h2×h4 = 5.02×0.98×0.99 = 4.87 KW则各轴的输出

8、功率：PI' = PI×0.98 = 5.44 KWPII' = PII×0.98 = 5.17 KWPIII' = PIII×0.98 = 4.92 KWPIV' = PIV×0.98 = 4.77 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×i0×h1电动机轴的输出转矩:pdTd = 9550×nm= 9550×5.781440= 38.3 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 38.3×2.5×0.96 = 91.9 NmTII = TI

9、×i12×h2×h3 = 91.9×4.17×0.98×0.97 = 364.3 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 364.3×2.97×0.98×0.97 = 1028.5 NmTIV = TIII×h2×h4 = 1028.5×0.98×0.99 = 997.9 Nm输出转矩为：TI' = TI×0.98 = 90.1 NmTII' = TII×0.98 = 357 NmTIII&

10、#39; = TIII×0.98 = 1007.9 NmTIV' = TIV×0.98 = 977.9 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 = 1.1×5.78 = 6.36 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)= 2.5×100×(1-0.02) = 245 mm由手

11、册选取 d2 = 250 mm。带速验算：V = 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+250)a02×(100+250)245a0700初定中心距 a0 = 472.5 mm，则带长为:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×472.5+×

12、(100+250)/2+(250-100)2/(4×472.5)=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 mm64 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(250-100)×57.30/519.5= 163.50>12005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 6.36/(1.32+0.17)×0.99×0.96)

13、 = 4.49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 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×6.36×(2.5/0.96-1)/(5×7.54)+0.10×7.542 = 141 N作用在轴上的压力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×5×141×sin(163.5/2) = 1395.3 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

14、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= 21，则：Z2 = i12×Z1 = 4.17×21 = 87.57 取：Z2 = 882） 初选螺旋角:b = 150。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 = 91.9

15、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 8-15 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×(1/21+1/88)×cos150 = 1.6347) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.798) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.

16、634= 0.7829) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos15 = 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 = 60×576×1×10×300×2×8 = 1.66×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.66×109/4.17 = 3.98×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命

17、系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 计算接触疲劳许用应力,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 2×2.5×91.9×1000×4.17+1×

18、;1×1.634 4.172.42×189.8524.52= 64.4 mm4 修正计算结果：1) 确定模数：mn =d1tcosZ1=64.4×cos15021= 2.96 mm取为标准值:2.5 mm。2) 中心距：9a =Z1+Z2 mn2cos=(21+88)×2.52×cos150= 141.1 mm3) 螺旋角：b = arccosZ1+Z2 mn2a(21+88)×2.5 2×141.1= arccos= 15.104) 计算齿轮参数：d1 =Z1mncos=21×2.5cos15.10= 54 mm

19、d2 =Z2mncos=88×2.5cos15.10= 228 mmb = d×d1 = 54 mmb 圆整为整数为：b = 54 mm。5) 计算圆周速度 v:v =d1n160×1000=3.14×54×57660×1000= 1.63 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 = 21/cos315.10 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 88/cos315.10 = 97.82)eaV = 1.88-3.2&

20、#215;(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/23.3+1/97.8)×cos15.10 = 1.6513) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68104) 由图 8-26 和eb = 1.8 查得螺旋角系数 Yb = 0.865)Y=3.4331.633×0.68= 3.09前已求得:KHa = 1.74<3.09，故取：KFa = 1.746)bh=b*am+c*)mn(2h=54(2×1+0.25)×2.5= 9.6且前已求得:KHb = 1.36，由图

21、 8-12 查得：KFb = 1.337) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.74×1.33 = 2.558) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.21应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.89) 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 = 1.66×109大齿轮应力循环次数:N2 = 3.98×10811)

22、 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.8612) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：sF1 =KFN1Flim1S=0.84×5001.3= 323.1sF2 =KFN2Flim2S=0.86×3801.3= 251.411YFa1YSa1F1=2.66×1.59323.1= 0.01309YFa2YSa2F2=2.21×1.8251.4= 0.01582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=32

23、2×2.55×91.9×1000×0.86×cos 15.1×0.0158221×21 ×1.633= 2.01 mm2.012.5 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 54 mmd2 = 228 mmb = yd×d1 = 54 mmb 圆整为整数为：b = 54 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 59 mm b2 = 54 mm中心距：a = 141 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

24、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，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= 24，则：Z4 = i23×Z3 = 2.97×24 = 71.28 取：Z4 = 712） 初选螺旋角:b = 130。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 = 364.3 Nm3) 选取齿宽系数yd

25、 = 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 = 2.456) 由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/24+1/71)×cos130 = 1.6347) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.768) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.634= 0.782139

26、) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos13 = 0.9910) 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：N3 = 60nkth = 60×138.1×1×10×300×2×8 = 3.98×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.98×108/2.97 = 1.34×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数:KHN3 =

27、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,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 2×2.5×364.3×1000×2.97+1×1

28、15;1.634 2.972.45×189.8536.32= 103.9 mm4 修正计算结果：1) 确定模数：mn =d3tcosZ3=103.9×cos13024= 4.22 mm14取为标准值:3.5 mm。2) 中心距：a =Z3+Z4 mn2cos=(24+71)×3.52×cos130= 170.6 mm3) 螺旋角：b = arccosZ3+Z4 mn2a(24+71)×3.5 2×170.6= arccos= 1304) 计算齿轮参数：d3 =Z3mncos=24×3.5cos130= 86 mmd4 =Z4

29、mncos=71×3.5cos130= 255 mmb = d×d3 = 86 mmb 圆整为整数为：b = 86 mm。5) 计算圆周速度 v:v =d3n260×1000=3.14×86×138.160×1000= 0.62 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 = 24/cos3130 = 25.9ZV4 = Z4/cos3b = 71/cos3130 = 76.72)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV

30、3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/25.9+1/76.7)×cos130 = 1.671153) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由图 8-26 和eb = 1.76 查得螺旋角系数 Yb = 0.895)Y=3.4181.658×0.68= 3.03前已求得:KHa = 1.73<3.03，故取：KFa = 1.736)bh=b*am+c*)mn(2h=86(2×1+0.25)×3.5= 10.92且前已求得:KHb = 1.38，由图 8-12 查得：

31、KFb = 1.357) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.35 = 2.578) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.24应力校正系数:YSa3 = 1.61 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 = 3.98×108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.34×10811) 由图 8-20

32、 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.8912) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16sF3 =KFN3Flim3S=0.86×5001.3= 330.8sF4 =KFN4Flim4S=0.89×3801.3= 260.2YFa3YSa3F3=2.61×1.61330.8= 0.0127YFa4YSa4F4=2.24×1.77260.2= 0.01524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

33、.57×364.3×1000×0.89×cos 13×0.0152421×24 ×1.658= 2.93 mm2.933.5 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 86 mmd4 = 255 mmb = yd×d3 = 86 mmb 圆整为整数为：b = 86 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 170.5 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 T

34、1:P1 = 5.55 KW n1 = 576 r/min T1 = 91.9 Nm2 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 = 54 mm则:Ft =2T1d1=2×91.9×100054= 3403.7 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 3403.7×0 = 1283.1 Ncos15.1Fa = Fttanb = 3403.7×tan15.10 = 917.9 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，

35、得：3P13 5.55dmin = A0× = 23.8 mm= 112×576n1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 = 25 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取 II-III 段轴直径为:d23 = 28 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

36、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 = 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 = 5

37、9 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 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 = (88/2+35+16)mm = 95 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (59/2+17.25+121-16)mm = 151.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (59/2+18+17.25-16)mm = 48.8 mm2）计算轴的支反力：

38、水平面支反力（见图 b）：FNH1 = FtL3 L2+L3=3403.7×48.8151.8+48.8= 828 NFNH2 = FtL2 L2+L3=3403.7×151.8151.8+48.8= 2575.7 N19垂直面支反力（见图 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)L2+L3=1283.1×48.8+917.9×54/2-1395.3×(95+151.8+48.8)151.8+48.8= -1620.4 NFNV2 = FrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L3=1283.1×151.8-9

39、17.9×54/2+1395.3×95151.8+48.8= 1508.2N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 828×151.8 Nmm = 125690 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1395.3×95 Nmm = 132554 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1620.4×151.8 Nmm = -245977 NmmMV2 = FNV2L3 = 1508.2×48.8 Nmm = 73600 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）

40、和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的合成弯矩：2 2M1 = MH+MV1 = 276229 Nmm2 2M2 = MH+MV2 = 145653 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），20取a = 0.6，则有：sca = McaW=21+(T1)2MW=2762292+(0.6×91.9×1000)20.1×543MPa= 17.9 MPas-1 = 60

41、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 轴的设计1 求中间轴上的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2：P2 = 5.28 KW n2 = 138.1 r/min T2 = 364.3 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 = 228 mm则:Ft =2T2d2=2×364.3×1000228= 3195.6 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 3195.6×0 = 1204.7 Ncos15.1Fa = Fttanb = 3195.6&

42、#215;tan15.10 = 861.8 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 86 mm则:Ft =2T2d3=2×364.3×100086= 8472.1 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 8472.1× 0 = 3164.6 Ncos13Fa = Fttanb = 8472.1×tan130 = 1954.9 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 5.28dmin = A0× = 36

43、 mm= 107×138.1n2中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 d12 和 d67,选定轴承型号为：30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 40×80×19.75 mm，则 ：d12 = d67 = 4023mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 45 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 52 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×45 = 3.15 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×3.15 = 4.41 mm，所以：d34 = d56 = 52 m

44、m，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，小齿轮段轴径为：d45 = 86 mm，l45 = 91 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30208 圆锥滚子轴承查手册得 a = 20 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1 = (54/2-2+42.25-20)mm = 47.2 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 =

45、(54/2+14.5+b3/2)mm = 87 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3 = (b3/2+7+30.75-20)mm = 63.2 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=3195.6×(87+63.2)+8472.1×63.247.2+87+63.2= 5144 NFNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3=3195.6×47.2+8472.1×(47.2+87)47.2+87+63.2= 6523.7 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1

46、 =Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=1204.7×(87+63.2)+861.8×228/2-3164.6×63.2+1954.9×86/247.2+87+63.2= 827 NFNV2 =Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=241204.7×47.2-861.8×228/2-3164.6×(47.2+87)-1954.9×86/247.2+87+63.2= -2786.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 B、C

47、处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 5144×47.2 Nmm = 242797 NmmMH2 = FNH2L3 = 6523.7×63.2 Nmm = 412298 Nmm截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 827×47.2 Nmm = 39034 NmmMV2 = FNV2L3 = -2786.9×63.2 Nmm = -176132 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 = 245915 Nmm2 2M2 = MH2+MV2 = 4483

48、44 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 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=2459152+(0.6×364.3×1000)20.1×453MPa= 36.1 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 P

49、3、转速 n3 和转矩 T3：P3 = 5.02 KW n3 = 46.5 r/min T3 = 1028.5 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 = 255 mm则:Ft =2T3d4=2×1028.5×1000255= 8066.7 Ntann cosFr = Ft×0 tan20cos13= 8066.7×0 = 3013.2 NFa = Fttanb = 8066.7×tan130 = 1861.4 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

50、版）表 15-3，取:A0 = 112，得:3P33 5.02dmin = A0× = 53.3 mm= 112×46.5n3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 = 1.2×1028.5 = 1234.2 Nm由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为:LT10 型，其尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度 107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 10

51、5mm。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 = 73 mm，左端用轴肩定位，故取 II-III 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：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 = 70 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30214 型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由轴承样本查得 30214 型轴承的定位轴肩高度为：h = 4

52、.5mm，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：l = 20 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 = 79mm，所以：d67 = 79 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 84 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 2

53、6.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30214 圆锥滚子轴承查手册得 a = 27.5 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (86/2+10+81.5+26.25-27.5)mm = 133.2 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (86/2-2+48.75-27.5)mm = 62.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1 =

54、 FtL3 L2+L3=8066.7×62.2133.2+62.2= 2567.8 N28FNH2 = FtL2 L2+L3=8066.7×133.2133.2+62.2= 5498.9 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3=3013.2×62.2+1861.4×255/2133.2+62.2= 2173.7 NFNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3=1861.4×255/2-3013.2×133.2133.2+62.2= -839.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2567.8×133.2 Nmm = 342031 Nmm截面 C 处的