两级圆柱齿轮减速器说明书最终

1、一、课程设计方案1传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示甜力圆做群图12原始数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示带的圆周力F/N带速V/(m/s)滚筒直径D/mm155023003工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%.传动方案：二、电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1的（2-1）为PdPwPw由式（2-1）得F.Vkw1000w根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率传动装置的总效率a耳关2轴承4齿轮2查参

2、考文献1第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率联0.99,滚动轴承传动效率（一对）轴承0.99开式齿轮传动效率齿轮0.97,代入得0.9920.9940.9720.886所需电动机功率为F.V15502PWkw3.64kw1000w10000.960.886因载荷平稳，电动机额定功率PCd蛤大于Pd即可，由参考文献1第19章所示Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率PCd为4kw。(3)确定电动机转速卷筒轴工作转速为601000v6010002一.r,min127.4r/minD300由参考文献1表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为

3、840,则总传动比合理范围为ia840,故电动机转速的可选范围为ndian(840)127.4r/min1019.25096r/min符合这一氾围的同步转速有1500r/min和3000门min两种方案进行比较。由参考文献1表19-1查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中表1电动机数据及总传动比力杀电动机型号额定功率Pcd/kw电动机转速n/(r/min)总传动比ia同步转速满载转速1Y112M-4415001400Y112M-230002890表1中，方案2的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，

4、价格以及总传动比，选用方案1较好，即选定电动机型号为Y112M-4三.传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速nm及工作机转速n,可得传动装置所要求的总传动比为144011.30127.4n合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近(即两个大齿轮分度因直径接近)，且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即i1(1.31.5)i式中：一高速级传动比i一减速器传动比选电动机型号为Y112M-4又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为35,所以选i13.98,i22.84。四.计算传动装置的运动和动

5、力参数传动装置运动和动力参数的计算(1)各轴转速nm1440r1440rminio1nnnm 1440i0i11 3.98361.81n nw= i2i0i1i214403.98 2.84127.43r min(2)各轴输入功率PPd013.640.993.60kwPP123.600.973.50kwPmP123.500.973.39kw工作机轴PPm343.390.993.37kw(3)各轴输入转距Pd3.98Td9550955024.14N.mm1440TTdi0i0124.1410.9923.90N.mTi1i1223.903.980.9792.20N.mTm T i2 i23 92.2

6、0 2.84 0.97 253.99N.m工作机轴T Tm i4 i34253.99 1 0.99 251.45N.m传动比分i1 3.98/2配为2.84表2运动和动力参数轴号功率P/kw转距T/转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴14401高速轴I1440中速轴H低速轴田工作机轴五.齿轮零件的设计计算（一）高速级齿轮的设计设计参数：P3.60kw_4T2.3910N.mn1440rminii3.98两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-

7、832）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS3）试选小齿轮齿数乙18,大齿轮齿数Z2i1Zi3.981871.58,取Z2724）选取螺旋角。初选螺旋角6=14。按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即32KtT，U1（"）2一'duH（1）确定公式内的各计算数值1）试选K=2）由参考文献2图10-30选取区域系数Zh=3）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14）由参考文献2图10-26查得10.73,20.87则121.605）小齿轮

8、转距TT103）由由参考文2表10-6查得材料的1弹性影响系数ZE189.8Mpa27）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HHm1600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限川而1600MP）;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数_9N160n"Lh6014401（3830010）6.2211096.0481099N21.563103.989）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系Khni0.88,Khn20.91

9、;10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,由参考文献2式（10-12）得KwiH1HN0.88600MPa528MPaSKHN2lim2_h20.91550MPa500.5MPaSHLH2258500.5hMPa514.25MPa22（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径dlt,有计算公式得一一一一一一3一一一一一一一236.40m m,Q21.623.90104.982.433189.8dit3mm11.63.98514.252)计算圆周速度dtn3.1436.401440601000601000ms2.74ms3)计算齿宽b及模数mntbdd1t136.4036.40mmm

10、td1t cos 36.40 cos1418mm 1.96mm2.25m1t2.251.96mm4.41mm36.408.254.414)计算纵向重合度0.318d乙tan0.318118tan141.4275)计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取Ka1根据v2.74m,s,7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数Kv1.10;由表10-4查得Kh的计算公式和直齿轮的相同故Kh1.405；由参考文献2图10-13查得KF1.35由表10-3查得KhKf1.4。故载荷系数KKaKvKhKh11.101.41.4052.166）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，

11、由参考文献2式（10-10a）K。2.16d1d1t 336.40 3 mm 40.25mmKt, 1.67）计算模数di cos mnZi40.25 cos14 mm 2.17mm183.按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17）_ _22KTY cosdZ12YFaYsaf（1）确定计算参数1）计算载荷系数K KaKvKf Kf1.10 1.4 1.35 2.0792）根据纵向重合度1.427,从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Y=3）计算当量齿数ZV1二3-38-19.71coscos14Zv2Z78.86coscos144）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得YFa12.

12、815;YFa22.2225）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得Ysa11.547;Ysa21.7686）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1500MFa,大齿轮的弯曲疲劳极限FE2380MPa7）由参考文献2图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.82,Kfn20.85;8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S二,由文献2式(10-12)得fiK FN1SK FN2SFE10.82500 MPa 292.88MPaFE21.40.85 380MPa 230.71MPa1.49)计算大,小齿轮的FYFa1 YSa1fiYFa2 YSa2F 22.815 1

13、.547292.882.222 1.768230.710.014870.01702大齿轮的数值大(2)设计计算3 2 mn 3.322.079 23.9 100.88 cos1420.01702 mm 1.393mm1 181.60对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn 1.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径d1=来计算应有的齿数。于是由d1cosZ140.25 cos14 -26.03mn1.5取乙=26,则Z2 i13.98 26 103.48, MZ2=103o4.几何尺寸计算(1

14、)计算中心距2 cos23mm 99.74mm2 cos14将中心距圆整为100mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角arccosZ2 mn2a26 1031.5 arccos2 10014 3 50因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径乙mn261.5dicoscos14350,Z2mn1031.5d2coscos14350(4)计算齿轮宽度bdd1140.240.2圆整后取B240mm；B1(二)低速级齿轮的设计设计参数：P3.50kw3T92.2010N.mmn361.81rmini22.841.选定齿轮的类型、精度等级、40.2mm159.28mm40

15、mm45mm。材料及齿数。1)按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度(GB10095-88)3)材料及热处理：选择参考文献2表10-1小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBs大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS4)试选小齿轮齿数Z320,大齿轮齿数Z4i2Z32.842056.8,取Z4572 .按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-9a）进行试算，即,：KTiu1Ze2dit2.323厂iduH（1）确定公式内的各计算数值1）试选K二2）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传

16、递的转距T1T9.22104N.mm4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze189.8Mpa25）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa6）由参考文献2式（10-19）计算应力循环次数_9N160nljLh60361.811（3830010）1.5631091.5631099N20.55102.847）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系Khn10.95,Khn20.97;8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,由参考文献2式（10-12）得KHN1lim1_H1

17、0.95600MPa570MPaSKH2HN20.97550MPa533.5MPaS（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径dn有计算公式得d63.507mm计算圆周速度2)dit n60 10001.5mm3.1463.507361.81/ms1.202ms6010003）计算齿宽bbdd1t163.50763.507mmh模数mtd1t63.507mm3.175mmZ320齿高h2.25mt2.253.175mm7.14mmb63.5078.89h7.145）计算载荷系数k4)计算齿宽与齿高之比b26;Z2=103已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取KA1；a=根据v1.202m

18、/s,7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数Kv1.03；直齿轮，KhKf1;由参考文献2图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支14 3 50承非对称布置时，KH1.423；由b8.89,Kh1.423查参考文献2图10-13得hKf1.37,故载荷系数KKAKvKhKh11.0311.4231.4666）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）d1d2B2B140.2mm159.28mm40mm45mm怎wd1d1t363.5073mm66.103mmiKt.1.37）计算模数di66.103mmm3.31mmZ3203 .按齿根弯曲强度设计由参考文献2

19、式（10-5）2KT1YFaYsam32,dZ12f（1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa,大齿轮的弯曲疲劳极限FE2380MPa；2）由参考文献2图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.85,Kfn20.86;3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=,由参考文献2式（10-12）得KFN1FE10.85500f】1MPa303.57MPaS1.4KFN2FE20.86380f2MPa233.43MPaS1.44）计算载荷系数KKAKvKFKF11.0311.371.4115）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得

20、YFa12.80；YFa22.292。6）查取应力校正系数由文献2表10-5查得YSa11.55；Ysa21.721。7）计算大，小齿轮的YaYa,并加以比较fYFa1YSa12.801.550.01430f1303.57YFa2Ysa22.2921.721-Fa2-Sa0.01690F2233.43大齿轮的数值大（2）设计计算21.4119.22104m3120.01690mm2.22mmV1202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与

21、齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m2.5mm,并按接触疲劳强度算出的分度圆宜径d产，算出小齿轮齿数d166.10Z3-26.44m2.5MZ3=26,则Z4i2Z32.842673.84,取Z4=74。4.几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径d3Z3m262.565mmd4Z4m742.5185mm2）计算中心距Z3Z465185amm125mm223）计算齿轮宽度bdd316565mm则取B265mm；B170mm。小结：表3项目d/mmzm/mmB/mm材料旋向高速级齿轮126501435040Gr左旋齿轮21034545钢右旋低速级齿轮3652670/4

22、0Gr/齿轮4185746545M/六.轴的设计齿轮机构的参数列于下表:级别高速级低速级乙26103Z22674mn/mmmt/mm143500n20*ha1齿竟/mmBi45;B240Bi70;B265（一）高速轴的设计。已知参数:P3.60kw,n1440r/min,T2.39104N.mmI .求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1mt Z1 1.5464 26 4021mmFt_ 42T 2 2.39 10 , N 1189N而Frd1tan nF t cos40.211189 tan20N 446Ncos14 3 50FaFt tan1189 tan14 3 50 N

23、 298N圆周力Ft ,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图3所示。R1.6R1.6IVVIICvVI5 5 25A图3高速轴结构图2,初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3,取A112,于是得P3.60dminAo3'1123-,cmim15.2mm；n1440高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d（图4）。为了使所选的轴d与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距TcaKaT,查参考文献2表14-1,考虑到转距变化很小，故取KA1.3,则TcaKat1.32.39104N.m

24、m31070N.mm按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准GB/T5014-2003,选用LX1型弹性柱销联轴器,其公称转距为。半联轴器的孔径d16mm,故取d16mm,半联轴器长度L=42mm半联轴器与轴配合的毂孔长度II 30mmoIII .轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-R轴段右端需制出一轴肩，故取H-m段的直径d皿=19mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm半联轴器与轴配合的毂孔长度Li30mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端

25、面上，故I-II段长度应比略短一些，现取lz-n28mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dnm=19mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205,其尺寸为的dDT25mm5216.25mm,故d皿/25mm。3）由于齿根圆到键槽底部的距离e2mt（mt为端面模数）所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据dm-iv25mm,左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选dwv31mm。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取dy1Vl31mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减

26、速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm,故取ln皿=50mm。5）已知高速级齿轮轮毂长b=45mm做成齿轮轴，则lvvi45mm。6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm已知滚动轴承宽度T=，低速级大齿轮轮毂长L=70mm套筒长L20mm。则1 m iv1IV v1 VI皿1 VI皿TL(16.2520)mm=36.25mmsaLcL(816702020)mm94mmT L (16.2

27、5 20)mm 36.25mmasL(16820)mm4mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）轴上零件的周向定位取 m 2.5mm半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接,按d由参数文献2表6-1查得平键截面bh5mm5mm,键槽用键槽铳刀加工，长为25mm同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为-Ho滚动K6轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2,取轴端倒角为0.845,各轴肩处的圆角半径见图3。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4）,在

28、确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=0因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2L3192.5mm。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和Z3=26; Z4=74d3 65mmd4 185mma 125mmB 70mmB2 65mm扭距图（图4）。图4高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的Mh,Mv及M的值列于下表（参看图4）。载荷水平向H垂直面V支反力FFnhi310N,Fnh2879NFnv1148N,Fnv2298N弯距MMH44098N.mmMV121053N.mmMV215062N.

29、mm总弯距M1a/44098221053248866N.mmM2$44098215062246599N.mm扭距TT23900N.mm5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 0.6,轴的计算应力ca前已选定轴的材料为4886620.6 239000.1 3032MPa18.9MPa45钢，调质处理，由参考文献2表 15-1得1 60MPa o因此cai,故安全。（二）中速轴的设计已知参数:P3.50kw,n361.81r/min,T9.221

30、04N.mm1.求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为d3mtZ12.52665mmFr142T 2 9.22 10 N 2837 Nd3Ft1 tan n652837 tan 20 N 1033N由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为Ft21189N,Fr2446N,Fa298N圆周力Ft,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图5所示图5中速轴结构图2,初步确定轴的最小直径先按参考文献2式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3,取A112,于是得P3.50dminAo31123.mm23.9mm.n、361.813.轴的结构设计

31、(1)拟定轴上零件的装配方案，如图4。选用LX1型弹性柱 销联轴器。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207,其尺寸为的dDT35mm7218.25mm,故ddv皿35mm。2)取安装小齿轮处的轴段H-m的直径duw=39mm,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取kw=66mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>,

32、故取h=,则轴直径dn1V=46mm。3)取安装大齿轮处的轴段IV-V的直径duw=40mm,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取11VV37mm,齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm与小齿轮右端定位高度一样。4)取小齿轮距箱体内壁之距离a16mm,由齿轮对称原则，1大齿轮距箱体内壁的距离为a2161(4540)18.5mm齿2轮与齿轮之间的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm已选用单列圆锥滚子轴承30205。知滚动轴承宽度T=o则lTsa1(7066

33、)(18.258164)mm46.25mm，1,C、，“C、”lmivc(4540)(202.5)mm22.5mm2lvVITsa2(4037)(18.25818.53)mm47.75mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按dn皿由参数文献2表6-1查得平键截面bh12mm8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为56mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为H6。同理，由参数文献2表6-1查得平键n6截面bh12mm8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为32mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为H9。

34、滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，n6此处选轴的直径尺寸公差为m64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2,取轴端倒角为245,各轴肩处的圆角半径见图5。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图(图5)做出轴的计算简图(图6),在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=0因此，作为简支梁的轴的支承跨距L,L2L3189.5mm0根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图(图6)。从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的Mh,MV,及M的值列于卜表（参看图6）。表6载荷水平向H垂直

35、向V支反力FFnh12228N,Fnh21798NFnv1703N,Fnv2116N弯距MMH1227897N.mmMN2310249N.mmMV158113N.mmMV2103606N.mmMV379873N.mm总弯距M1,2278972581132227897N.mmM2<31024921036062327091N.mmM3J3102492798732320366N.mm3扭距TT92200N.mm5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单1可旋转，扭转切应力为脉动循划、

36、变应力，取0.6轴的计算应力VMiT2132709120.6922002ca3MPaW0.140351.83MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考义献2表15-1得i60MPao因此cai,故安全。（三）.低速轴的设计已知参数：P1a3.39kw,nm127.43r;min,丁皿=253.99103N.mm1.求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知Ft2837N,Fr1033N圆周力Ft,径向力Fr的方向如图7所示图7低速轴结构图2,初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3,取A112,于是得P

37、m-3.39dminA03：一1123-mm33.4mmnmV127.43可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d（图4）。为了使所选的轴d与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距TcaKaT,查参考文献2表14-1,考虑到转距变化很小，故取KA1.3,则高速轴的强度满足要求。TcaKAT1.3253.99103N.mm330187N.mm按照计算转距a应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准GB/T5014-2003,选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转距为。半联轴器的孔径d35mm,故取d35mm,半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L160mm

38、。3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图7。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-R轴段右端需制出一轴肩，故取H-III段的直径d皿=41mm,右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L160mm,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I-II段长度应比略短一些，现取li-n58mm2)初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dn皿=41mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6309,其尺寸为的dDT45mm100

39、25mm,故dw45mm；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取dwv54mm3)取安装齿轮处的轴段dvi皿是直径dvi皿=50mm,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为65mm为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取1vl皿61mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>,故取h=,10mm。则轴环处的直径lv,59mm,轴环宽度b>,取,4)轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm,故取玲皿=50mm。5)取齿轮距箱体内壁之距离a

40、118.5mm,a216mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度B=25mm高速级小齿轮轮毂长L=45mm右端套筒长L24mm。1皿1VBsa2=(25816)mm49mm11i.1ivv7065cL1vv!2(2.5204510)mm57.5mm1-Bas(6561)(2518.584)mm55.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d由参数文献2表6-1查得平键截面bh16mm10mm,键槽用键槽铳刀加工，长

41、为50mm同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H。同样，半联n6轴器与轴连接，选用平键截面10mm8mm45mm,半联轴器与轴的配合为止工。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来K6选用单列圆锥滚子轴承30207。保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2,取轴端倒角为1.645,各轴肩处的圆角半径见图7。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图（图8）,在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于6309型深沟球轴承，由参考文献1中查得B=25mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2L3208mmo

42、根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图8）。*-kji.MRhIf.h.1*八”.FnviIr、.门丁订ITOIThlTrHlT1rrTi.一x<ff1IfTliiiis%fInnnnnnIi1111一图8低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的Mh,MV,及M的值列于下表（参看图8）。载荷水平向H垂直面VFnhi975N,Fnvi355N,支反力FFnh21862NFnv2678N弯距MMh133088N.mmMV48458N.mm总弯距22_2MJ1330882484582141635N.mm扭距TT253990N.mm5

43、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6,轴的计算应力ca14163520.625399023MPa16.6MPa0.1503前已选定轴的材料为45钢,调质处理，由参考文献2表15-1得i60MPa0因此ca1,故安全。（一）高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T23.9N.m,轴径为d16mm,宽度b=5mm高度h=5mm键长L=25mm联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-

44、2查得许用挤压应力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。键的工作长度l=L-b=25mm-5mm=20mm,键与联轴器键槽的接触高度k=,由参考文献2式（6-1）可得2T103223.9103pkld2.5201659.75MPap110Mpa故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为T92.2N.m,轴径为dn皿39mm,宽度b=12mm高度h=8mm键长L=56mm齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。键的工作长度l=L-

45、b=56mm-12mm=44mm,键与齿轮键槽的接触高度k=4mm.由参考文献2式（6-1）可得32T 10kld32 92,2 102.5 44 3926.86MPa p 110MPap故挤压强度足够。2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为T92.2N.m,轴径为d1Vv40mm,宽度b=12mm高度h=8mm键长L=28mm齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。键的工作长度l=L-b=32mm-12mm=20mm,键与齿轮键槽的接触高度k=4mm由参考文献2式（6-1）可

46、得_ 32T 103kld32 92.2 1034 20 4057.62MPa p 110MPa故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核1）低速轴上外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T253.99N.m,轴径为d35mm,宽度b=10mm高度h=8mm键长L=45mm联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。键的工作长度l=L-b=45mm-10mm=35mm,键与联轴器键槽的接触高度k=4mm由参考文献2式（6-1）可得103.67MPa p 110Mpa传递的转矩为T 253.99

47、N .m ,2T1032253.99103pkld43535故挤压强度足够。2）低速轴上齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，中速轴的强度满足 要求。轴径为d皿50mm,宽度b=14mm高度h=10mm,t长L=50mm齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力p=100200Mpa,取其平均值，p=110Mpa。键的工作长度l=L-b=50mm-14mm=36mm,键与齿轮键槽的接触高度k=5mm由参考文献2式（6-1）可得32T10kld32253.99105365056.44MPap110MPap（一）高速轴上轴承的寿命校核已知参数Fa298N,n14

48、40r/min,Lh383001072000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=32200NFri和Fr2由图4及表5可知，Fnvi148N,Fnv2298NFnhi310N,Fnh2879N2222FriJFnviFnhi、；148310N344NFr2JFnvi2Fnh22529828792N928NFai和Fa2对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7,轴承派生轴向力FdF-,其中Y是对应参考文献2表13-5中Fae的Y值。2YFr查参考文献1可知Y=,因此可算得Fd1Fr1344N107.5N21.621.6Fr2928Fd2N290N21.621.6按参考

49、文献2中式(13-11)得FaiFaFd2298N290N588NFa2Fd2290N和p2查参考文献1可知e=，比较|a与e的大小，按参考文献2中表13-5,得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为XiX20.4,Yi丫21.6。按沙戏2以(13-8a),当量动载荷Pfd(XFrYFa)。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6,取fp1.2,则P1fp(X1Fr1YFa1)1.2(0.43441.6588)N1294.08NP2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.2(0.4928i.6290)N1002.24N由参考文献2式（13-4）知滚子轴承10o3因为PP2,所以按轴承1的受力大小校核Lh106 C60n P110632