机械设计课程设计-二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计F=4500 n=120 D=325

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.36参考文献.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级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单

2、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. 键联接设计19. 箱体结构设计10. 润滑

3、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 为 V 带的效率,h2 为轴承的效

4、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 电动机的选择执行机构转速 n:n=120r/min工作机的功率 pw:pw=nDF60×1000=120×3.14×325×450060×1000×1000= 9.18 KW电动机所需工作功率为:pd=pwa=9.180.82= 11.2 KW执行机构的曲柄转速为:n = 120 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

5、围为 ia=16160，电动机转速的可选范围为 nd = ia×n = (16×160)×120 = 192019200r/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 Y160M2-2 的三相异步电动机，额定功率为 15KW,满载转速 nm=2930r/min，同步转速 3000r/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=2930/120=24.4（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中 i0

6、,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=24.4/2.5=9.8取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 1.4i = 1.4×9.8 = 3.7则低速级的传动比为:i23 =ii12= 9.8 3.7= 2.65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 = 2930/2.5 = 1172 r/minnII = nI/i12 = 1172/3.7 = 316.8 r/minnIII = nII/i23 = 316.8/2.65 = 119.5 r/minn

7、IV = nIII = 119.5 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 11.2×0.96 = 10.75 KWPII = PI×h2×h3 = 10.75×0.98×0.97 = 10.22 KW4PIII = PII×h2×h3 = 10.22×0.98×0.97 = 9.72 KWPIV = PIII×h2×h4 = 9.72×0.98×0.99 = 9.43 KW则各轴的输出功率：PI' = PI×0.98 =

8、 10.54 KWPII' = PII×0.98 = 10.02 KWPIII' = PIII×0.98 = 9.53 KWPIV' = PIV×0.98 = 9.24 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×i0×h1电动机轴的输出转矩:pdTd = 9550×nm= 9550×11.22930= 36.5 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 36.5×2.5×0.96 = 87.6 NmTII = TI×i12×h2×h3

9、 = 87.6×3.7×0.98×0.97 = 308.1 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 308.1×2.65×0.98×0.97 = 776.1 NmTIV = TIII×h2×h4 = 776.1×0.98×0.99 = 753 Nm输出转矩为：TI' = TI×0.98 = 85.8 NmTII' = TII×0.98 = 301.9 NmTIII' = TIII×0.98 = 760.

10、6 NmTIV' = TIV×0.98 = 737.9 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 = 1.1×11.2 = 12.32 KW根据手册查得知其交点在 B 型交界线范围内，故选用 B 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 = 140 mm,则：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 2.5×140×(1-0.02) = 343 mm由手册选取 d2 = 335 mm。带速验算：V = nm&

11、#215;d1×/(60×1000)= 2930×140×/(60×1000) = 21.47 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×(140+335)a02×(140+335)332.5a0950初定中心距 a0 = 641.25 mm，则带长为:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×641.25+×(140+335)/2+(335-140)2/

12、(4×641.25)=2043 mm由表 9-3 选用 Ld = 2000 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm64 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(335-140)×57.30/619.75= 1620>12005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 12.32/(3.84+0.92)×0.98×0.96) = 2.75故要取 Z = 3 根 B

13、 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= 500×12.32×(2.5/0.96-1)/(3×21.47)+0.10×21.472 = 199.5 N作用在轴上的压力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×3×199.5×sin(162/2) = 1182.1 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

14、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= 20，则：Z2 = i12×Z1 = 3.7×20 = 74 取：Z2 = 742） 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 = 87.6 Nm3) 选取齿宽系数yd = 14)

15、 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×(1/20+1/74)×cos150 = 1.627) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×20×tan150 = 1.78) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.62= 0.7869) 由式 8-21 得

16、：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 = 60×1172×1×10×300×2×8 = 3.38×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 3.38×109/3.7 = 9.12×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.86,KHN2 =

17、0.8913) 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= 0.86×650 = 559 MPasH2 =KHN2Hlim2S= 0.89×530 = 471.7 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (559+471.7)/2 = 515.35 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:d1t 32Kt T1u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×87.6×1000×3.7+1×1×1.62 3.7

18、2.42×189.8515.352= 64.9 mm4 修正计算结果：1) 确定模数：mn =d1tcosZ1=64.9×cos15020= 3.13 mm取为标准值:2.5 mm。2) 中心距：9a =Z1+Z2 mn2cos=(20+74)×2.52×cos150= 121.6 mm3) 螺旋角：b = arccosZ1+Z2 mn2a(20+74)×2.5 2×121.6= arccos= 14.904) 计算齿轮参数：d1 =Z1mncos=20×2.5cos14.90= 52 mmd2 =Z2mncos=74

19、15;2.5cos14.90= 191 mmb = d×d1 = 52 mmb 圆整为整数为：b = 52 mm。5) 计算圆周速度 v:v =d1n160×1000=3.14×52×117260×1000= 3.19 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 = 20/cos314.90 = 22.2ZV2 = Z2/cos3b = 74/cos314.90 = 822)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)

20、cosb= 1.88-3.2×(1/22.2+1/82)×cos14.90 = 1.643) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68104) 由图 8-26 和eb = 1.69 查得螺旋角系数 Yb = 0.875)Y=3.311.62×0.68= 3前已求得:KHa = 1.72<3，故取：KFa = 1.726)bh=b*am+c*)mn(2h=52(2×1+0.25)×2.5= 9.24且前已求得:KHb = 1.36，由图 8-12 查得：KFb = 1.337) K = K

21、AKVKFaKFb = 1×1.1×1.72×1.33 = 2.528) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1 = 1.58 YSa2 = 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：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 3.38×109大齿轮应力循环次数:N2 = 9.12×10811) 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1

22、= 0.82 KFN2 = 0.8512) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：sF1 =KFN1Flim1S=0.82×5001.3= 315.4sF2 =KFN2Flim2S=0.85×3801.3= 248.511YFa1YSa1F1=2.69×1.58315.4= 0.01348YFa2YSa2F2=2.23×1.77248.5= 0.01588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=322×2.52×87.6

23、5;1000×0.87×cos 14.9×0.0158821×20 ×1.62= 2.06 mm2.062.5 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 52 mmd2 = 191 mmb = yd×d1 = 52 mmb 圆整为整数为：b = 52 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 57 mm b2 = 52 mm中心距：a = 121.5 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

24、。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= 23，则：Z4 = i23×Z3 = 2.65×23 = 60.95 取：Z4 = 612） 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 = 308.1 Nm3) 选取齿宽系数yd = 14) 由表 8-5 查得材料的弹性影响系

25、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×(1/23+1/61)×cos130 = 1.627) 由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×23×tan130 = 1.698) 由式 8-19 得:Ze = 4-ea 3 ebea1-eb + = 1ea = 11.62= 0.786139) 由式 8-21 得：Zb = cos = cos

26、13 = 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 = 60×316.8×1×10×300×2×8 = 9.12×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 9.12×108/2.65 = 3.44×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.89,KHN4 = 0.913) 计算接触疲劳许

27、用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:sH3 =KHN3Hlim3S= 0.89×650 = 578.5 MPasH4 =KHN4Hlim4S= 0.9×530 = 477 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (578.5+477)/2 = 527.75 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:d3t 32Kt T2u±1× ×udZHZEH2=3 2×2.5×308.1×1000×2.65+1×1×1.62 2.652.45×189

28、.8527.752= 100.6 mm4 修正计算结果：1) 确定模数：mn =d3tcosZ3=100.6×cos13023= 4.26 mm14取为标准值:3.5 mm。2) 中心距：a =Z3+Z4 mn2cos=(23+61)×3.52×cos130= 150.9 mm3) 螺旋角：b = arccosZ3+Z4 mn2a(23+61)×3.5 2×150.9= arccos= 13.104) 计算齿轮参数：d3 =Z3mncos=23×3.5cos13.10= 83 mmd4 =Z4mncos=61×3.5cos1

29、3.10= 219 mmb = d×d3 = 83 mmb 圆整为整数为：b = 83 mm。5) 计算圆周速度 v:v =d3n260×1000=3.14×83×316.860×1000= 1.38 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 = 23/cos313.10 = 24.9ZV4 = Z4/cos3b = 61/cos313.10 = 662)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.8

30、8-3.2×(1/24.9+1/66)×cos13.10 = 1.659153) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由图 8-26 和eb = 1.7 查得螺旋角系数 Yb = 0.885)Y=3.3451.645×0.68= 2.99前已求得:KHa = 1.71<2.99，故取：KFa = 1.716)bh=b*am+c*)mn(2h=83(2×1+0.25)×3.5= 10.54且前已求得:KHb = 1.38，由图 8-12 查得：KFb = 1.357) K = K

31、AKVKFaKFb = 1×1.1×1.71×1.35 = 2.548) 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 = 2.26应力校正系数:YSa3 = 1.6 YSa4 = 1.759) 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 = 9.12×108大齿轮应力循环次数:N4 = 3.44×10811) 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 =

32、 0.85 KFN4 = 0.8612) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：16sF3 =KFN3Flim3S=0.85×5001.3= 326.9sF4 =KFN4Flim4S=0.86×3801.3= 251.4YFa3YSa3F3=2.63×1.6326.9= 0.01287YFa4YSa4F4=2.26×1.75251.4= 0.01573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=322×2.54×308.1×

33、;1000×0.88×cos 13.1×0.0157321×23 ×1.645= 2.86 mm2.863.5 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 83 mmd4 = 219 mmb = yd×d3 = 83 mmb 圆整为整数为：b = 83 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 88 mm b4 = 83 mm中心距：a = 151 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 = 10.75 KW n1

34、= 1172 r/min T1 = 87.6 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 = 52 mm则:Ft =2T1d1=2×87.6×100052= 3369.2 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 3369.2×0 = 1268.9 Ncos14.9Fa = Fttanb = 3369.2×tan14.90 = 896 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 10.75dmin =

35、A0× = 23.4 mm= 112×1172n1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 = 24 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 = 29 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

36、-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 = 57 mm；齿轮的左端与轴承之间采用

37、套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 88+12+10+8 = 118 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 = (57/2+17.25+118-16)mm = 147.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (57/2+18+17.25-16)mm = 47.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1

38、 = FtL3 L2+L3=3369.2×47.8147.8+47.8= 823.4 NFNH2 = FtL2 L2+L3=3369.2×147.8147.8+47.8= 2545.8 N19垂直面支反力（见图 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3)L2+L3=1268.9×47.8+896×52/2-1182.1×(77+147.8+47.8)147.8+47.8= -1218.3 NFNV2 = FrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L3=1268.9×147.8-896×52/2+1182

39、.1×77147.8+47.8= 1305.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 823.4×147.8 Nmm = 121699 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1182.1×77 Nmm = 91022 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1218.3×147.8 Nmm = -180065 NmmMV2 = FNV2L3 = 1305.1×47.8 Nmm = 62384 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C

40、 处的合成弯矩：2 2M1 = MH+MV1 = 217334 Nmm2 2M2 = MH+MV2 = 136757 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=2173342+(0.6×87.6×1000)20.1×523MPa= 15.9 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有

41、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 = 10.22 KW n2 = 316.8 r/min T2 = 308.1 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 = 191 mm则:Ft =2T2d2=2×308.1×1000191= 3226.2 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 3226.2×0 = 1215.1 Ncos14.9Fa = Fttanb = 3226.2×tan14.90 =

42、858 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 83 mm则:Ft =2T2d3=2×308.1×100083= 7424.1 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 7424.1× 0 = 2774.3 Ncos13.1Fa = Fttanb = 7424.1×tan13.10 = 1726.7 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 10.22dmin = A0× = 34.1 mm= 107

43、15;316.8n2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：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 = 50 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

44、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 = 83 mm，l45 = 88 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 = (52/2-2+40.75-18.5)mm = 46.2 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 = (52/2+14.

45、5+b3/2)mm = 84.5 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 61.8 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=3226.2×(84.5+61.8)+7424.1×61.846.2+84.5+61.8= 4835.3 NFNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3=3226.2×46.2+7424.1×(46.2+84.5)46.2+84.5+61.8= 5815 N垂直面支反力（见图 d）：F

46、NV1 =Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=1215.1×(84.5+61.8)+858×191/2-2774.3×61.8+1726.7×83/246.2+84.5+61.8= 830.7 NFNV2 =Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=241215.1×46.2-858×191/2-2774.3×(46.2+84.5)-1726.7×83/246.2+84.5+61.8= -2389.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩

47、图：截面 B、C 处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 4835.3×46.2 Nmm = 223391 NmmMH2 = FNH2L3 = 5815×61.8 Nmm = 359367 Nmm截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 830.7×46.2 Nmm = 38378 NmmMV2 = FNV2L3 = -2389.9×61.8 Nmm = -147696 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 = 226664 Nmm2 2M2 = MH2

48、+MV2 = 388534 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=2266642+(0.6×308.1×1000)20.1×403MPa= 45.7 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

49、 求输出轴上的功率 P3、转速 n3 和转矩 T3：P3 = 9.72 KW n3 = 119.5 r/min T3 = 776.1 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 = 219 mm则:Ft =2T3d4=2×776.1×1000219= 7087.7 Ntann cosFr = Ft×0tan20= 7087.7×0 = 2648.6 Ncos13.1Fa = Fttanb = 7087.7×tan13.10 = 1648.5 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（

50、调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取:A0 = 112，得:3P33 9.72dmin = A0× = 48.5 mm= 112×119.5n3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 = 1.2×776.1 = 931.3 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

51、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 段轴直径为：d23 = 55 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 = 60 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30212 型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 60mm×110mm×23.75mm。由轴承样本查得 30212 型轴承的定位

52、轴肩高度为：h = 4.5mm，故取：d45 = 69 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 = 69mm，所以：d67 = 69 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 81 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×69 = 4.83 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×4.83 = 6.76 mm，所以：d56 = 79 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l

53、34 = T3 = 23.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 52+10+8+5+12+2.5-10 = 79.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 23.75+8+10+2.5+2 = 46.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30212 圆锥滚子轴承查手册得 a = 25 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (83/2+10+79.5+23.75-25)mm = 129.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (83/2-2+46.25-25)mm = 60.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：F

54、NH1 = FtL3 L2+L3=7087.7×60.8129.8+60.8= 2260.9 N28FNH2 = FtL2 L2+L3=7087.7×129.8129.8+60.8= 4826.8 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3=2648.6×60.8+1648.5×219/2129.8+60.8= 1791.9 NFNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3=1648.5×219/2-2648.6×129.8129.8+60.8= -856.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2260.9×129.8 Nmm = 293465 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1791.9×129.8 Nmm = 232589 NmmMV2 = FNV2